【終稿全套】P-90B型耙斗式裝載機(jī)設(shè)計(jì)【8張CAD圖紙+文檔】

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言一絞車的簡介P-90B型耙斗式裝載機(jī)的絞車是采用行星輪傳動的雙滾筒絞車，它由電動機(jī)、減速器、帶式制動閘、空程滾筒、工作滾筒、輔助閘和絞車架等部分組成。閘帶式雙卷筒絞車的一個(gè)卷筒用來纏繞工作鋼絲繩（稱工作滾筒），另一個(gè)卷筒則用來纏繞回程鋼絲繩（稱空程滾筒）。當(dāng)啟動電動機(jī)之后，可經(jīng)減速器帶動絞車主軸旋轉(zhuǎn)，此時(shí)兩個(gè)卷筒不動。若需耙斗開始耙取巖石工作時(shí)，司機(jī)操作控制手柄將工作滾筒一側(cè)的帶式制動閘閘緊，通過行星輪結(jié)構(gòu)，其工作滾筒隨主軸旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩，使耙斗處于工作狀態(tài)。這時(shí)空程滾筒是處于浮動狀態(tài)若使耙斗返回到耙?guī)r石位置時(shí)，司機(jī)松開控制工作滾筒一側(cè)的帶式制動閘手柄，而將空程滾筒一側(cè)的帶式制動閘閘緊通過相應(yīng)的行星輪結(jié)構(gòu)，空程滾筒則隨主軸的旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩，使耙斗處于回程狀態(tài)。這時(shí)工作滾筒處于浮動狀態(tài)。制動閘除控制卷筒旋轉(zhuǎn)纏繞鋼絲繩使耙斗往返工作外，還可控制耙斗的運(yùn)行速度。利用閘帶與內(nèi)齒圈閘輪之間摩擦打滑的特性，閘緊一 些速度就快一些，相反就慢一些。兩個(gè)輔助閘用來對工作滾筒和空程滾筒進(jìn)行輕微制動，以防止卷筒處于浮動狀態(tài)時(shí)，纏在卷筒上的鋼絲繩松圈而造成亂繩和壓繩的現(xiàn)象。1.主軸部件絞車的主軸部件主要由工作滾筒和空程滾筒、內(nèi)齒圈、行星輪架、絞車架、行星輪、中心輪、主軸和軸承等部分組成。絞車主軸穿過兩個(gè)卷筒的內(nèi)孔，并用花鍵固定著兩個(gè)中心輪。工作滾筒和空程滾筒用鍵聯(lián)接在相應(yīng)的行星輪架上，同時(shí)支承在相應(yīng)的 滾動軸承上。內(nèi)齒圈的外緣就是帶式制動閘的制動輪，這兩個(gè)內(nèi)齒圈也支承在相應(yīng)的軸承上。整個(gè)絞車通過絞車固定在機(jī)器的臺車上。主軸的安裝方式很特殊，它沒有任何軸承支承，呈浮動狀態(tài)。這種浮動結(jié)構(gòu)能自動調(diào)節(jié)三個(gè)行星輪上的負(fù)荷趨于均勻，使主軸不受徑向力，只承受扭距。主軸左端與減速器伸出軸上大齒輪的花鍵連接，實(shí)現(xiàn)傳遞扭距。2.帶式制動閘帶式制動閘主要由鋼帶、鋼絲石棉帶、搖桿、和拉桿等部分組成閘帶。石棉帶磨損后可更換。閘帶呈半圓形對稱布置，兩條閘帶用圓柱銷與絞車機(jī)架連接。當(dāng)操縱機(jī)構(gòu)使搖桿順時(shí)針轉(zhuǎn)動時(shí)，則搖桿時(shí)右閘帶閘緊內(nèi)齒圈外緣；同時(shí)，由于拉桿隨搖桿向右移動使左閘帶也閘緊內(nèi)齒圈外緣，從而實(shí)現(xiàn)內(nèi)齒圈的制動。反之，當(dāng)操縱機(jī)構(gòu)使搖桿逆時(shí)針轉(zhuǎn)動時(shí)，搖桿使右閘帶離開內(nèi)齒圈外緣，同時(shí)拉桿隨搖桿向左移動使左閘帶也離開內(nèi)齒圈外緣，即左右閘帶幾乎同時(shí)向外張開，從而實(shí)現(xiàn)內(nèi)齒圈的松閘。為防止閘帶松開距離過大，縮短制動時(shí)間，在閘帶外緣上鉚有凸肩。當(dāng)該凸肩碰到固定在絞車架上的擋板后，閘帶便停止向外張開，使閘帶內(nèi)表面與內(nèi)齒圈外緣之間保持一定的工作間隙。該間隙的大小可用調(diào)節(jié)螺釘進(jìn)行調(diào)節(jié)。兩套帶式制動閘可借助相應(yīng)的杠桿操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行操作。操作機(jī)構(gòu)操作機(jī)構(gòu)主要由空程滾筒操縱手柄、工作滾筒操縱手柄、拉桿、短桿、長桿和連桿等部分組成。這是兩套組裝在一起的 杠桿操縱機(jī)構(gòu)?？粘虧L筒操縱手柄和工作滾筒操縱手柄向右推時(shí)，通過相應(yīng)的長桿或使拉桿向下移，因拉桿是與制動閘中的搖桿連接，所以搖桿被帶動按順時(shí)針轉(zhuǎn)動，則對相應(yīng)的內(nèi)齒圈進(jìn)行制動；反之操縱手柄向左拉時(shí)，通過相應(yīng)的長桿使拉桿向上移，則對相應(yīng)的內(nèi)齒圈就進(jìn)行松閘。3.輔助閘輔助閘主要是由銅絲石棉帶、閘瓦、接頭、支座、彈簧、活塞、把手和把座等部分組成。絞車工作時(shí)，只有一個(gè)滾筒纏繞鋼絲繩處于工作狀態(tài)；另一個(gè)滾筒卻響應(yīng)的處于浮動狀態(tài)，隨著耙斗的移動松開鋼絲繩。這樣，當(dāng)耙斗停止工作時(shí)，由于浮動滾筒的慣性，會使該滾筒繼續(xù)轉(zhuǎn)動而放出部分鋼絲繩，使堆積在滾筒的出繩口處引起亂甚事故，使鋼絲繩很容易損壞。為此，在兩個(gè)滾筒的輪緣上各安裝一個(gè)輔助閘，其作用就是以一定的制動力抵消浮動滾筒的慣性力矩，一般情況下這個(gè)輔助閘始終閘緊滾筒輪緣，使?jié)L筒旋轉(zhuǎn)始終具有一定的摩擦阻力矩，以便耙斗停止運(yùn)動時(shí)及時(shí)克服慣性力矩而使浮動滾筒停止放繩。輔助閘的力矩一 般是較小的，不致影響卷筒的正常轉(zhuǎn)動。若摩擦阻力矩過大，則會增加絞車無用功率的消耗，降低機(jī)械效率。輔助閘的支座用螺釘固定在絞車架上。把座和支座之間為螺紋配合。帶偏心的手把安裝在把座上。當(dāng)順時(shí)針轉(zhuǎn)動手把時(shí)，手把上的偏心盤推壓活塞向左移動，壓縮彈簧，使接頭推動閘帶作用在卷筒輪緣上，產(chǎn)生一定摩擦阻力矩，抵消卷筒的慣性力矩。正常情況下，輔助閘手把就被調(diào)整在一定的位置不動，使卷筒輪緣上始終具有一定的摩擦阻力矩。只有當(dāng)人工拖拉鋼絲繩的情況下，為了減輕人力，才將手把逆時(shí)針轉(zhuǎn)動，使彈簧松開，此時(shí)閘帶只以很小的力貼在卷筒輪緣上。閘帶中的銅絲石棉帶磨損后可更換。4.傳動系統(tǒng)絞車的傳動系統(tǒng)如圖所示。電動機(jī)啟動后，經(jīng)減速器內(nèi)齒輪，使絞車主軸轉(zhuǎn)動。主軸上用花鍵固定著兩個(gè)中心輪和，分別與三個(gè)行星齒輪和嚙合，并與相應(yīng)的內(nèi)齒圈和組成兩套行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)，傳動工作滾筒和空程滾筒，當(dāng)耙斗裝載機(jī)工作時(shí)，需扳動操縱手把使帶式制動閘閘緊內(nèi)齒圈，三個(gè)行星齒輪的行星輪架則被帶動著與中心齒輪同向旋轉(zhuǎn)。因工作卷筒用鍵固定在行星輪架上，故工作卷筒也就隨著行星輪架同時(shí)旋轉(zhuǎn)，使工作鋼絲繩不斷地纏繞到該卷筒上，牽引耙斗耙取巖石進(jìn)入溜槽，實(shí)現(xiàn)耙斗的工作過程。與此同時(shí)，由于耙斗的移動，拉著返回鋼絲繩從空程滾筒上放松下來，所以空程滾筒與工作滾筒按相反的方向旋轉(zhuǎn)。由于空程滾筒也用鍵與相應(yīng)的行星輪架固定，故此行星輪架也就隨著空程滾筒轉(zhuǎn)動。由于內(nèi)齒圈未被閘緊，而中心齒輪始終隨主軸一起轉(zhuǎn)動，所以通過行星齒輪帶動內(nèi)齒圈隨空程滾筒同向轉(zhuǎn)動。同理，當(dāng)帶式制動閘閘緊內(nèi)齒圈而松開內(nèi)齒圈時(shí)，返回鋼絲繩不斷地纏繞到空程滾筒上，工作鋼絲繩則由工作卷筒上放松下來，使耙斗實(shí)現(xiàn)返回行程。必須注意兩個(gè)內(nèi)齒圈只能一個(gè)閘緊另一個(gè)松開，不能同時(shí)閘緊，否則將引起耙斗跳動，甚至拉斷鋼絲繩，造成人身和設(shè)備事故。當(dāng)兩個(gè)帶式制動閘同時(shí)松開相應(yīng)的內(nèi)齒圈時(shí)，兩個(gè)卷筒都不旋轉(zhuǎn)，使耙斗處于原來位置不動，這如同停止電動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)一樣。由此可見，采用這種絞車可防止電動機(jī)頻繁起動，耙斗運(yùn)動換向容易實(shí)現(xiàn)，對保護(hù)電氣設(shè)備有利。由于耙斗工作行程的阻力遠(yuǎn)大于返回行程的阻力，可使空程滾筒的工作轉(zhuǎn)速比工作滾筒的工作轉(zhuǎn)速快一些，以減少返回所需的時(shí)間，因此相應(yīng)的行星輪傳動比是不一樣的。二耙斗裝載機(jī)的工作原理耙斗裝載機(jī)工作時(shí)，耙斗借自重插入巖石堆，然后啟動絞車電動機(jī)，使絞車主軸旋轉(zhuǎn)；再扳動操縱手把，使工作滾筒旋轉(zhuǎn)，則工作鋼絲繩不斷地纏到工作滾筒上，于是牽引耙斗沿底板移動并將巖石耙入進(jìn)料槽，經(jīng)中間槽直到卸料槽的卸料口處，從卸料口把巖石卸入礦車?yán)铮c此同時(shí)，空程滾筒處于浮動狀態(tài)，使空程鋼絲繩可順利地由空程滾筒放松下來。當(dāng)工作過程結(jié)束后，需松開工作操縱手把，要扳動空程操縱手把，這時(shí)空程滾筒則與絞車主軸旋轉(zhuǎn)，返回鋼絲繩就不斷地纏到空程滾筒上，于是將耙斗拉回巖石堆，完成一個(gè)循環(huán)，重新開始耙裝。由耙裝到卸載的過程可看出，耙斗裝載機(jī)是間斷地裝載巖石的。2 總體設(shè)計(jì)2.1設(shè)計(jì)總則1 煤礦生產(chǎn)，安全第一。2 面向生產(chǎn)，力求實(shí)效，以滿足用戶最大的實(shí)際需求。3 貫徹執(zhí)行國家、部、專業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)及有關(guān)規(guī)定。4 技術(shù)比較先進(jìn)，并要求多用途。2.2 已知條件耙斗容積：0.9 m3技術(shù)生產(chǎn)率：95140m3/h2.3 電動機(jī)的選型2.3.1主繩牽引力F 空耙斗返回行程的運(yùn)行阻力為 = =9.2kN耙斗裝滿物料后的運(yùn)行阻力為= =27.2kN式中 -耙斗質(zhì)量; -裝在耙斗內(nèi)的物料質(zhì)量; -巷道傾角, sin項(xiàng)在向上牽引時(shí)取”+”,向下牽引時(shí)取”-”; -耙斗對巷道底版的摩擦系數(shù),可取0.40.6; -裝在耙斗內(nèi)的物料對巷道底板的摩擦系數(shù),可取0.60.8; -綜合考慮鋼絲繩在巷道底板,溜槽及導(dǎo)向滑輪上的摩擦阻力和耙斗扒取物料的阻力系數(shù),可取1.41.5;2.3.2一次行程所用的時(shí)間t 式中 -滿載工作時(shí)所用的時(shí)間; -空載回程時(shí)所用的時(shí)間; -間隔時(shí)間; 主繩牽引速度的范圍0.971.23m/s 取=1.2 m/s 尾繩牽引速度的范圍1.341.8 m/s 取=1.72 m/s 耙斗工作距離的范圍615 m 取=8 m =8/1.2+8/1.72+10=21.3s 2.3.3生產(chǎn)率的計(jì)算 式中 耙斗容積；m3 耙斗裝滿系數(shù)，取0.60.9 從料堆至卸料口的距離。一般取820 m 、耙斗往返運(yùn)行速度，m/s 、耙斗往返停歇時(shí)間，取515s =121.7 m3/h2.3.4電動機(jī)選型滾筒的工作功率為=27.21.2=32.6kw電動機(jī)的輸出功率為=32.6/0.86=37.95kw選用YBB45型號的電動機(jī)功率（kw）型號電流（A）（660/1140V時(shí)）額定轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）45YBB4547.2/27.31480430其外形尺寸軸的直徑為mm2.4 牽引鋼絲繩直徑的確定根據(jù)下面公式選取鋼絲繩直徑式中 -鋼絲繩單位重力 N/m -鋼絲繩的工作阻力 N -鋼絲繩公稱抗拉強(qiáng)度 N/mm2 -鋼絲繩安全系數(shù) -鋼絲繩的工作長度 m -巷道傾角 -鋼絲繩與進(jìn)料槽的摩擦系數(shù)鋼絲繩的工作阻力為=27200N根據(jù)工況條件選用股鋼絲繩，抗拉強(qiáng)度=1550 N/mm2鋼絲繩長度=20m（工作滾筒）=38m（空程滾筒）巷道傾角鋼絲繩與進(jìn)料槽的摩擦系數(shù)=0.4安全系數(shù)取=7則 =11.23N/m選取鋼絲繩單位重力為11.5 N/mm2，鋼絲繩的直徑為17mm，鋼絲繩的破拉斷力總和為19800N校核鋼絲繩的安全實(shí)際安全系數(shù) = 符合規(guī)定2.5 傳動比的分配及行星輪齒數(shù)的確定2.5.1計(jì)算總傳動比及分配 1鋼絲繩直徑為17mm 2根據(jù)規(guī)定 =1620式中 -卷筒內(nèi)徑 mm -鋼絲繩直徑 mm 則 =（1620）=（272340）mm 取 =330mm = 3滾筒轉(zhuǎn)速 工作滾筒轉(zhuǎn)速 m/s 空程滾筒轉(zhuǎn)速 m/s 4總傳動比 工作滾筒傳動比 空程滾筒傳動比 5傳動比的分配 初定減速器的傳動比=4.56 工作滾筒行星輪的傳動比為 空程滾筒行星輪的傳動比為 2.5.2 行星輪數(shù)目和齒數(shù)的確定 行星輪數(shù)目的確定 行星輪越多，傳動的承載能力越高，但行星輪數(shù)目的增加使各行星輪受力不均勻，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍。因而通常采用34個(gè)行星輪。由=4.64查表得=3 齒數(shù)的確定 工作滾筒各齒輪齒數(shù)的確定 初定內(nèi)齒圈的齒數(shù)為=80 則 校核裝配條件 符合要求。 空程滾筒各齒輪齒數(shù)的確定 初定內(nèi)齒圈的齒數(shù)為=79 則 校核裝配條件 符合要求。2.6卷筒直徑的確定1前面已知卷筒內(nèi)徑 =330mm2確定卷筒的寬度 初選每層纏繞圈數(shù) mm 式中 -鋼絲繩排列不均勻系數(shù)。 =0.9 -鋼絲繩直徑 mm。 初選鋼絲繩纏繞層數(shù) 驗(yàn)算卷筒容繩量 = =67.5m 3確定卷筒直徑 鋼絲繩在卷筒上的最小纏繞直徑 =mm 鋼絲繩在卷筒上的最大纏繞直徑 = = =529mm 式中 -鋼絲繩每層降低系數(shù) =0.9 鋼絲繩在卷筒上的平均纏繞直徑 =mm 卷筒是結(jié)構(gòu)外徑 =mm3 減速器的設(shè)計(jì)3.1 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的確定3.1.1.減速器傳動比：要求高低速級的大齒輪浸入油中深度大致相近且，其中為前級傳動比，為后級總傳動比。由式 = = =1.907 2.089 取= 2 則 = 2.283.1.2.減速器各軸轉(zhuǎn)速： = 1480 = = 1480/2 = 740 r/min = = 740/2.28=324.56 r/min = r/min式中 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速； 高速軸轉(zhuǎn)速；過渡軸轉(zhuǎn)速； 低速軸轉(zhuǎn)速。3.1.3.減速器各軸實(shí)際功率： = 38kw = = 38 0.98 0.98 = 36.5 kw = = 36.5 0.98 0.98 = 34.35 kw = = 34.35 0.98 = 33.7 kw式中 電機(jī)輸出功率；高速軸功率；過渡軸功率； 低速軸功率； 齒輪傳動效率； 滾子軸承傳動效率。3.1.4.減速器各軸輸出轉(zhuǎn)矩：N.m N.m N.m N.m3.1.5.行星輪的動力參數(shù)行星輪總效率為0.98則中心輪處的功率為kw中心輪轉(zhuǎn)距 N.m3.2 高速級傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算1.選擇齒輪的材料查表8-17 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) 大齒輪選用45正火 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算確定齒輪傳動精度等級，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =5.710.1估取圓周速度=10m/s,參考表8-14,表8-15選取小輪分度圓直徑，由式（8-77）得齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.45小齒輪齒數(shù) 在推薦值2040中選 =30大齒輪齒數(shù) = 齒數(shù)比 =2 傳動比誤差=（2-2）/2=0誤差在范圍內(nèi)，故合適 小齒輪轉(zhuǎn)距 由式（8-53）得=245.2N.m 載荷系數(shù) 由式（8-54）得= 使用系數(shù) 查表8-29 取=1 動載荷系數(shù) 查圖8-57得初值=1.24 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.2 齒間載荷分布系數(shù) 其初值在推薦值（）中初選= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.7查表8-21,得=1.4則載荷系數(shù)的初值 =2.08彈性系數(shù) 查表8-22得=189.8節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查圖8-64（）得=2.44重合度系數(shù) 查圖8-65得=0.78螺旋角系數(shù) 得=0.99許用接觸應(yīng)力 由式（8-69）得=接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69得 =570N/mm2 =460 N/mm2應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得= = =則查圖8-72得 接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)接觸）得 =1硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的設(shè)計(jì)初值為mm法面模數(shù) =查表8-3取=5中心距=mm圓整取=231mm分度圓螺旋角 =小輪分度圓直徑的計(jì)mm圓周速度 = m/s與估取的=10m/s很接近，對的取值影響不大，不必修正取=1.24齒間載荷分配系數(shù) = = =1.67 = =0.98 =1.67+0.98=2.7查表8-21得=1.4載荷系數(shù)=2.08小輪分度圓直徑mm取=154mm大齒輪的分度圓直徑 =mm齒寬 mm大輪齒寬 =65mm小輪齒寬 =+（510）=65+（510）=7075mm取=70mm3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算由式（8-78） 齒形系數(shù) = =查圖8-67得 小輪=2.48，大輪=2.27 應(yīng)力修正系數(shù) 小輪=1.64 大輪=1.74 重合度系數(shù) 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.68 螺旋角系數(shù) 由式（8-78）中的說明得 = 許用彎曲應(yīng)力 由式（8-71）得 = 彎曲疲勞極限 查圖8-72得 =460 N/mm2 =390 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73得 =1 尺寸系數(shù) 查圖8-74得 =1 安全系數(shù) 查表8-27得 =1.6 則 = N/mm2 = N/mm2 故 =45.24 N/mm24.齒輪其他尺寸名稱代號計(jì)算公式小齒輪大齒輪基本參數(shù)法向模數(shù)=5齒數(shù)3060法向壓力角齒頂高隙數(shù)=1頂隙系數(shù)=0.25螺旋角=幾何尺寸分度圓直徑154308齒頂高=5齒根高=6.25齒全高=11.25齒頂圓直徑164318齒根圓直徑141.5295.5基圓直徑144.7289.4端面壓力角20嚙合尺 寸中心距2313.3 低速級傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計(jì)算1.選擇齒輪的材料查表8-17 小齒輪選用45調(diào)質(zhì) 大齒輪選用45正火 惰輪選用45正火 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 確定齒輪傳動精度等級，按=（0.0130.022）=（0.0130.022） =（0.0130.022） =3.55.97m/s估取圓周速度=5.6m/s,參考表8-14,表8-15選取小輪分度圓直徑，由式（8-77）得齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.8小齒輪齒數(shù) 在推薦值2040中選 =20，=38大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比 =2.28 傳動比誤差 =（2.28-2.28）/2.28=0誤差在范圍內(nèi)，故合適 小齒輪轉(zhuǎn)距 由式（8-53）得=471N.m 載荷系數(shù) 由式（8-54）得= 使用系數(shù) 查表8-29 取=1 動載荷系數(shù) 查圖8-57得初值=1.21 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.2 齒間載荷分布系數(shù) 其初值在推薦值（）中初選= 由式（8-55）、(8-56)得 = = =2.77查表8-21,得=1.4則載荷系數(shù)的初值 =2.0彈性系數(shù) 查表8-22得=189.8節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) 查圖8-64（）得=2.44重合度系數(shù) 查圖8-65得=0.78螺旋角系數(shù) 得=0.99許用接觸應(yīng)力 由式（8-69）得=接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69得 =570 N/mm2 =460 N/mm2應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（8-70）得 = = =則查圖8-72得 接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)、（不允許有點(diǎn)接觸）得 =1硬化系數(shù) 查圖8-71及說明得=1接觸強(qiáng)度安全系數(shù) 查表8-27，按一般可靠度查=1.01.1取 N/mm2 N/mm2故的設(shè)計(jì)初值為mm法面模數(shù) =查表8-3取=7中心距 = mm圓整取=209mm = mm圓整取=302mm分度圓螺旋角 = =小輪分度圓直徑的計(jì)算值圓周速度 = m/s與估取的=5.6m/s很接近，對的取值影響不大，不必修正取=1.21齒間載荷分配系數(shù) = = =1.6 = =1.17 =1.67+1.17=2.77查表8-21得=1.4載荷系數(shù)=2.08小輪分度圓直徑mm取=143mm大齒輪的分度圓直徑 =mm惰輪的分度圓直徑 =mm齒寬 mm惰輪齒寬 =114mm小輪齒寬 =+（510）=114+（510）=119124mm取=120mm大輪齒寬 =120mm 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算由式（8-78） 齒形系數(shù) = = =查圖8-67得 小輪=2.8，大輪=2.33惰輪=2.39 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖8-68得 小輪=1.56 大輪=1.7 惰輪=1.67 重合度系數(shù) 由式（8-67）得=0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.6=0.72 螺旋角系數(shù) 由式（8-78）中的說明得 = 許用彎曲應(yīng)力 由式（8-71）得 = 彎曲疲勞極限 查圖8-72得 =460 N/mm2 =390 N/mm2 =390 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) 查圖8-73得 =1 尺寸系數(shù) 查圖8-74得 =1 安全系數(shù) 查表8-27得 =1.6 則 = N/mm2 = N/mm2 = N/mm2 故 =39.81 N/mm2 =42.23 N/mm24.齒輪的其他尺寸名稱代號計(jì)算公式小齒輪惰輪大齒輪基本參數(shù)法向模數(shù)=7齒數(shù)203846法向壓力角齒頂高隙數(shù)=1頂隙系數(shù)=0.25螺旋角=幾何尺寸分度圓直徑143273330齒頂高=7齒根高=8.75齒全高=15.75齒頂圓直徑157287347齒根圓直徑125.5255.5312.5基圓直徑134.4256.5310.1端面壓力角20嚙合尺 寸中心距2093024 軸的設(shè)計(jì)4.1 軸的確定與校核4.1.1.求軸上的轉(zhuǎn)矩N.mm4.1.2.求作用在齒輪上的力軸上齒輪的分度圓直徑為 mm mm圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖所示圓周力N N徑向力 N N軸向力 N N4.1.3.確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按式4-2初估軸的最小直徑，查表4-2，取A=115可得 mm4.1.4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬訂軸上零件的裝配方案裝配方案如圖所示按軸向定位要求確定各軸段直徑核長度軸段1 該軸段安裝滾動軸承。考慮軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。取軸段直徑為=60mm，選用30212型圓錐滾子軸承，尺寸為=。取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=13mm，考慮倒箱體的鑄造誤差，滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離=2mm，則該軸段的長度為=mm軸段2 該軸段安裝齒輪。齒輪左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒定位。取軸段直徑為=70mm。已知齒輪輪轂寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段的長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度，取=62mm軸段3 取齒輪左端軸肩高度mm，則軸環(huán)的直徑=80mm。查設(shè)計(jì)手冊中的軸承標(biāo)準(zhǔn)，軸肩高度應(yīng)滿足軸承拆卸要求，否則將軸環(huán)分為兩個(gè)軸段。軸段長度為=16mm。軸段4 該軸段安裝齒輪。齒輪左端采用軸環(huán)定位，右端采用套筒定位。取軸段直徑為=70mm。已知齒輪輪轂寬度為120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段的長度應(yīng)略短于齒輪轂孔寬度，取=117mm 。軸段5 該軸段安裝滾動軸承?？紤]軸承同時(shí)承受徑向力和軸向力，選擇圓柱滾子軸承。取軸段直徑為=60mm，選用30212型圓錐滾子軸承，尺寸為=。取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為=16mm，考慮倒箱體的鑄造誤差，滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁有一段距離=3mm，則該軸段的長度為=mm4.1.5.軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用型普通平鍵聯(lián)接，平鍵的尺寸為=為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是采用過渡配合保證的，因此軸段的直徑尺寸公差取為6。4.1.6.確定軸上圓角和倒角尺寸各軸肩處的圓角為mm，軸端倒角取。4.1.7.軸的強(qiáng)度校核求軸的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取軸承30212型圓錐滾子軸承的寬度為22mm，因此軸的支承跨距為mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，兩齒輪中心截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。這兩截面處的、及的數(shù)值如下。求支反力水平面 由上面兩式得=-5232.5N N垂直面 N.mm N.mm由上面式子得 N N彎矩和水平面 N.mm N.mm垂直面 N.mm N.mm合成彎矩 N.mm N.mm扭矩 N.mm當(dāng)量彎矩 N.mm N.mm4.1.8.校核軸的強(qiáng)度軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)。由表4-1查得N/mm2，則即 N/mm2，取 N/mm2，軸的計(jì)算應(yīng)力為 4.2軸承的選擇與校核4.2.1.求軸上的轉(zhuǎn)矩N.mm4.2.2.求作用在齒輪上的力 選取的是圓錐滾子軸承30212型軸上齒輪的分度圓直徑為 mm圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖所示圓周力N徑向力 N軸向力 N4.2.3求支反力水平面 由上面兩式得=4991.4 垂直面 N/mm由上面式子得 N N合成支反力 N N4.2.4軸承的派生軸向力 為接觸角 N N4.2.5軸承所受的軸向載荷因 N = N=1596.9 N4.2.6軸承的當(dāng)量載荷因 N因 N4.2.7軸承壽命因,故應(yīng)按計(jì)算式中 軸的轉(zhuǎn)速 m/s 溫度系數(shù) 載荷系數(shù) 軸向當(dāng)量載荷 基本額定載荷代入 =43905.5h （合格）4.3花鍵的選擇與校核矩形花鍵的齒數(shù)通常為偶數(shù)，設(shè)計(jì)時(shí)，按聯(lián)接處的軸徑從標(biāo)準(zhǔn)中選取相應(yīng)的規(guī)格：，選取。計(jì)算時(shí)，假設(shè)載荷沿鍵的工作長度均勻分布，各齒面上壓力的合力作用在平均直徑處，為了考慮花鍵各齒間實(shí)際載荷分配不均勻的影響，計(jì)入系數(shù)，則當(dāng)花鍵傳遞工作轉(zhuǎn)距時(shí)，靜聯(lián)接擠壓強(qiáng)度條件條件分別為式中 載荷分配不均勻系數(shù)，一般取=0.70.8； 花鍵齒工作高度， = c為倒角尺寸； 花鍵的平均直徑，； 許用擠壓應(yīng)力，取=150 N/mm2 齒數(shù)N.m代入得 = N/mm2 符合要求5 行星輪的設(shè)計(jì)5.1工作滾筒行星機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1.1齒輪材料、熱處理工藝及制造的確定:太陽輪和行星輪的材料20CrMnTi,表面滲碳淬火處理,表面硬度為5862HRC,齒面接觸= 1200MPa,試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限:太陽輪:= 400MPa行星輪:= 400 0.7 = 280 MPa齒形為漸開線直齒,最終加工為磨齒,精度為6級。內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262302HBS,試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa,齒形的最終加工為插齒,精度為7級。5.1.2齒輪幾何尺寸確定:1.齒輪模數(shù)和中心距:按齒面接觸強(qiáng)度初算太陽輪(小齒輪)分度圓直徑:式中: u齒數(shù)比 u =29/22算式系數(shù),對于鋼對鋼配對的齒輪副，直齒輪傳動 取768;斜齒輪傳動取720；對于鋼對非鋼配對的齒輪副，應(yīng)對上述的算式系數(shù)進(jìn)行修正。使用系數(shù)為1.5;載荷不均勻系數(shù)；綜合系數(shù)為(1.82.4);齒寬系數(shù),取0.5試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，N/mm2嚙合齒輪副中,小齒輪的名義轉(zhuǎn)距,N/m; N/m式中“”正號用于外嚙合，負(fù)號用于內(nèi)嚙合。代入 = 124 mm模數(shù)圓整取mm則 =mm2、齒輪幾何尺寸計(jì)算計(jì)算項(xiàng)目及計(jì)算公式為:分度圓直徑: d=; 基圓直徑: =; 齒頂圓直徑: =； 齒根圓直徑: =齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8頂隙系數(shù): =0.25分度圓壓力角a=20。將已知數(shù)據(jù)代入以上各公式,可得:太陽輪: = 622 = 132mm = 132+261 = 144mm = 132-2(1+0.25)6 = 117mm = 132cos20= 124mm行星輪: = 629 = 174mm = 174+261 = 186mm = 174-26(1+0.25) = 159mm = 174cos20= 163.5mm 內(nèi)齒圈: = 680 = 480mm = 480-260.8 = 467.2mm = 480+26(0.8+0.25) = 492.6mm = 480cos20= 451mm齒寬: = = 66mm圓整 = =66mm = =66mm5.1.3嚙合要素驗(yàn)算:1.ac傳動端面重合度計(jì)算齒頂圓齒形曲率半徑的計(jì)算:計(jì)算公式為: 太陽輪: mm 行星輪: mm端面嚙合長度的計(jì)算: 計(jì)算公式為: =其中“”中,“”用于外嚙合, “”用于內(nèi)嚙合。則 =36.6+(43.12-153sin20) =27.42mm端面重合度的計(jì)算:= () = =1.552.bc傳動端面重合度計(jì)算齒頂圓齒形曲率半徑:行星輪: mm內(nèi)齒圈: mm端面嚙合長度的計(jì)算:=-(-asin) =43.12-(66.85-153sin20) =28.57mm端面重合度的計(jì)算:= () = =1.65.1.4確定傳動載荷名義轉(zhuǎn)距: T=1327.61.15/3=508.9Nm名義圓周力: =8850.4N5.1.5應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60t 式中 太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速 r/min; t 壽命周期內(nèi)要求傳動的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間;在此取齒輪壽命為5年,每年工作300天，每天工作24小時(shí),則: t = 530024=36000h太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/4.56=59.079 r/min則: =-=269.4-59.079=210.32 r/min綜合以上數(shù)據(jù)可得:=60210.32336000=1.36次。5.1.6確定強(qiáng)度計(jì)算中用到的各種系數(shù)使用系數(shù)考慮由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)。它與原動機(jī)和工作機(jī)的特性及運(yùn)行狀態(tài)等因素有關(guān)。取=1.75動負(fù)荷系數(shù)考慮齒輪制造精度、運(yùn)轉(zhuǎn)速度對齒輪內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)。的精確值按的一般方法確定。在行星齒輪傳動中,小齒輪相對轉(zhuǎn)臂的節(jié)點(diǎn)線速度可按下式計(jì)算=式中小齒輪的節(jié)圓直徑, mm; 小齒輪的轉(zhuǎn)速, r/min;轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速, r/min。代入數(shù)據(jù)得=m/s參考文獻(xiàn)9圖6-6, 取=1.03齒向載荷分布系數(shù)該系數(shù)主要與齒輪加工誤差、箱體軸孔偏差、嚙合剛度、大小輪軸的平行度、跑合情況、齒寬系數(shù)和行星輪數(shù)目等有關(guān)。對于輪齒修形后使其接觸情況良好的齒輪副；或經(jīng)過仔細(xì)跑合后使載荷沿齒向均勻分布，則可取=1。在無法實(shí)現(xiàn)時(shí)，對于中等或較重載荷工況,對調(diào)質(zhì)齒輪的值按下式計(jì)算:=1.11+0.18 =1.11+0.18=1.15=1.12齒間載荷分配系數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻影響的系數(shù)。它與輪齒制造誤差、受載后輪齒變形、齒廓修形、重合度合跑合效果等因素有關(guān)?？刹捎脤?shí)測和精確分析求得。由=234.7N/mm,精度為6級,硬齒面直齒,由4表6-9查得: =1.1行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)考慮在各個(gè)行星輪間載荷分配不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂和齒輪及箱體等的制造和安裝誤差、受載荷后構(gòu)件的變形及齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。=節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)考慮節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對接觸應(yīng)力的影響，并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。值可按下式計(jì)算，即式中 端面節(jié)圓嚙合角; 端面壓力角, =20, 則: 彈性系數(shù)考慮材料彈性模量和泊松比對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。值可按下列公式計(jì)算，即對于常用的齒輪材料組合的經(jīng)表6-10查得:=189.8(鋼鋼)載荷作用齒頂時(shí)的齒形系數(shù)根據(jù)=22和=0,由圖8-53查得: =2.74=29和=0，由圖8-67查得: =2.58載荷作用齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)=22查圖8-68得： =1.57=29查圖8-68得： =1.61重合度系數(shù)、=0.893=0.25+=0.25+=0.72 螺旋角系數(shù)、5.1.7安全校核1.齒數(shù)比: u = =29/22=1.3182.計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值= =2.37189.80.8931 =536.9 MPa= =2.37189.80.8931 =467.7 MPa3.接觸應(yīng)力= =536.9 =810.7 MPa= =467.7 =706.2 MPa4.彎曲應(yīng)力基本值= = =69.22 MPa= = =66.84 MPa5.齒根彎曲應(yīng)力= = =153.7 MPa= = =148.4 MPa6.確定計(jì)算許用接觸應(yīng)力時(shí)的各種系數(shù)壽命系數(shù) =1.0潤滑系數(shù) =1.04速度系數(shù) 圓周速度 =1.45 m/s= 1200MPa查得=0.96粗糙度系數(shù) 因= 1200MPa ，齒面m取=0.94工作硬化系數(shù) 因小齒輪齒面微觀不平度m6m齒輪硬度為5862HRC 小于130 HRC 則取=1.2尺寸系數(shù) =1.0670.0109=7.5320.0763取=0.987.許用接觸應(yīng)力 =1324.4 MPa8.接觸強(qiáng)度安全系數(shù)=1.63 =1.5 （通過）=1.88 =1.5 （通過）9.確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力時(shí)的各種系數(shù)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) =2.0壽命系數(shù) =1.36=0.84 =0.84相對齒根圓角敏感系數(shù) 太陽輪 =1.57 =0.96行星輪 =1.61 =0.97齒根表面狀況系數(shù) =0.925尺寸系數(shù) =1.05-0.016=0.9910.許用彎曲應(yīng)力太陽輪 =590.76 MPa行星輪 =417.9 MPa11.彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) =2 （通過）=2 （通過）5.2空程滾筒行星機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)5.2.1齒輪材料、熱處理工藝及制造的確定:太陽輪和行星輪的材料20CrMnTi,表面滲碳淬火處理,表面硬度為5862HRC,齒面接觸= 1200MPa,試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限:太陽輪:= 400MPa行星輪:= 400 0.7 = 280 MPa齒形為漸開線直齒,最終加工為磨齒,精度為6級。內(nèi)齒圈材料為42CrMo,調(diào)質(zhì)處理,硬度為262302HBS,試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限: =750MPa,試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限: =280MPa,齒形的最終加工為插齒,精度為7級。5.2.2齒輪幾何尺寸計(jì)算計(jì)算項(xiàng)目及計(jì)算公式為:分度圓直徑: =; 基圓直徑: =; 齒頂圓直徑: =； 齒根圓直徑: =齒頂高系數(shù):太陽輪、行星輪: =1.0;內(nèi)齒圈: =0.8頂隙系數(shù): =0.25分度圓壓力角a=20模數(shù)中心距=mm將已知數(shù)據(jù)代入以上各公式,可得:太陽輪: = 635 = 210 mm = 210+261 = 222 mm = 210-2(1+0.25)6 = 195 mm = 210cos20= 197.34 mm行星輪: = 622 = 132 mm = 132+261 = 144 mm = 132-26(1+0.25) = 117 mm = 132cos20= 124 mm 內(nèi)齒圈: = 679 = 474 mm = 474-260.8 = 461.2 mm = 474+26(0.8+0.25) = 486.6 mm = 474cos20= 445.4 mm齒寬: = = 66 mm圓整 = =66 mm = =66 mm5.2.3嚙合要素驗(yàn)算:1.ac傳動端面重合度計(jì)算齒頂圓齒形曲率半徑的計(jì)算:計(jì)算公式為: 太陽輪: mm 行星輪: mm端面嚙合長度的計(jì)算: 計(jì)算公式為: =其中“”中,“”用于外嚙合, “”用于內(nèi)嚙合。則 =35.9+(36.6-171sin20) =14.02 mm端面重合度的計(jì)算:= () = =0.82.bc傳動端面重合度計(jì)算齒頂圓齒形曲率半徑:行星輪: mm內(nèi)齒圈: mm端面嚙合長度的計(jì)算:=-(-asin) =36.6-(81.08-171sin20) =14.01 mm端面重合度的計(jì)算:= () = =0.85.2.4確定傳動載荷名義轉(zhuǎn)距: T=1327.61.15/3=508.9 Nm名義圓周力: =8850.4N5.2.5應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60t 式中 太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速r/min; t 壽命周期內(nèi)要求傳動的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間;在此取齒輪壽命為5年,每年工作300天，每天工作24小時(shí),則: t = 530024=36000h太陽輪轉(zhuǎn)速: =269.4 r/min行星架轉(zhuǎn)速: =269.4/3.25=82.89 r/min則: =-=269.4-82.89=186.51 r/min綜合以上數(shù)據(jù)可得:=60186.51336000=1.21次。5.2.6確定強(qiáng)度計(jì)算中用到的各種系數(shù)使用系數(shù)考慮由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響系數(shù)。它與原動參考文獻(xiàn)1 劉德喜. 采掘機(jī)械 北京： 煤炭工業(yè)出版社 1994.32 王啟廣，李炳文，黃嘉興 采掘機(jī)械與支護(hù)設(shè)備 徐州： 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2006.43 王洪欣，李木， 劉秉忠. 機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)I 徐州： 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2000.94 唐大放，馮小寧，楊現(xiàn)卿. 機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué)II 徐州： 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2001.25 甘永立. 幾何量公差與檢測 上海： 上海科學(xué)技術(shù)出版社 2005.16 洪曉華. 礦井運(yùn)輸提升 徐州： 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2005.67 劉鴻文. 簡明材料力學(xué) 北京：高等教育出版社 1995.88 周元康，林昌華，張海兵. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 重慶： 重慶大學(xué)出版社 2000.109 饒振綱. 行星齒輪傳動設(shè)計(jì) 化學(xué)工業(yè)出版社 2003.410 中國礦業(yè)大學(xué)機(jī)械制圖教材編寫組 畫法幾何及機(jī)械制圖 徐州： 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2002.711 清華大學(xué) 吳宗澤. 北京科技大學(xué) 羅圣國. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊 北京： 高等教育出版社 1992.312 成大先，王德夫，姜勇. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第三版 北京： 化學(xué)工業(yè)出版社 1992.213 陸玉， 何在洲，佟延偉. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第三版 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社 1995.214 上海煤礦機(jī)械研究所裝載機(jī)組編. 耙斗裝巖機(jī) 北京： 煤炭工業(yè)出版社 1976.1015 朱龍根. 簡明機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社2005.816 蔡春源. 新編機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 遼寧: 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 1993.717 單麗云, 強(qiáng)穎懷, 張亞非. 工程材料(第二版) 徐州: 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2002.12 中 國礦 業(yè) 大 學(xué)本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)姓 名：李領(lǐng) 學(xué) 號： 14030330學(xué) 院： 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械工程及自動化 設(shè)計(jì)題目： 耙斗裝巖機(jī)絞車設(shè)計(jì) 專 題： 指導(dǎo)教師： 陳飛 職 稱： 教授 2007 年 6 月 徐州中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書學(xué)院 應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 專業(yè)年級 機(jī)自03-7 學(xué)生姓名 李領(lǐng) 任務(wù)下達(dá)日期：2007 年 1 月 11 日畢業(yè)設(shè)計(jì)日期： 2007 年 3 月 25 日至 2007 年 6 月 20 日畢業(yè)設(shè)計(jì)題目： 耙斗裝巖機(jī)絞車設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)專題題目：畢業(yè)設(shè)計(jì)主要內(nèi)容和要求：完成耙斗裝巖機(jī)的絞車設(shè)計(jì),耙斗裝巖機(jī)的耙斗容積為0.9m3技術(shù)生產(chǎn)效率為95140m3/h具體要求如下:1.完成畢業(yè)設(shè)計(jì)圖紙3張零號圖紙;2.按學(xué)校的畢業(yè)論文標(biāo)準(zhǔn)格式打印,裝訂設(shè)計(jì)說明書,正文在六十頁左右;3中英文摘要400字左右;4參考文獻(xiàn)20篇左右.院長簽字： 指導(dǎo)教師簽字：中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師評閱書指導(dǎo)教師評語（基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；獨(dú)立解決實(shí)際問題的能力；研究內(nèi)容的理論依據(jù)和技術(shù)方法；取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；工作態(tài)度及工作量；總體評價(jià)及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)評閱教師評閱書評閱教師評語（選題的意義；基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；綜合運(yùn)用所學(xué)知識解決實(shí)際問題的能力；工作量的大??；取得的主要成果及創(chuàng)新點(diǎn)；寫作的規(guī)范程度；總體評價(jià)及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 評閱教師簽字： 年 月 日中國礦業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯及綜合成績答 辯 情 況提 出 問 題回 答 問 題正 確基本正確有一般性錯(cuò)誤有原則性錯(cuò)誤沒有回答答辯委員會評語及建議成績：答辯委員會主任簽字： 年 月 日學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組綜合評定成績：學(xué)院領(lǐng)導(dǎo)小組負(fù)責(zé)人： 年 月 日