2665 蜂窩煤成型機設(shè)計

2665 蜂窩煤成型機設(shè)計,蜂窩煤,成型,設(shè)計 本 科 畢 業(yè) 設(shè)計姓 名： 學 號： 學 院： 應(yīng)用技術(shù)學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 論文題目： 蜂窩煤成型機設(shè)計成型機 專 題： 指導教師： XXX 職 稱： XXX 大學畢業(yè)論文任務(wù)書學院 專業(yè)年級 學生姓名 任 務(wù) 下 達 日 期 ： XXX 年 1 月 11 日畢業(yè)論文日期： XXX 年 3 月 25 日至 XXX 年 6 月 20 日畢業(yè)論文題目： 蜂窩煤成型機設(shè)計成型機畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求：結(jié)合畢業(yè)實習，采用蜂窩煤成型機設(shè)計成型技術(shù)原理；利用自重加料方式，設(shè)計一臺工業(yè)型煤成型機。輥子轉(zhuǎn)速：8-10 轉(zhuǎn)/分（輥子圓周速度 0.4-0.5 米/秒） ；成型壓力：15-30kn/cm；小時產(chǎn)量： 30-35 噸；型球尺寸： mm；采用液壓加載；5032鉸接式框架結(jié)構(gòu)：采用同步式齒輪箱傳動。1、 明確該裝置的工作原理及相關(guān)的受力分析,參考設(shè)計參數(shù)確定電動機功率,完成該裝置的總體設(shè)計。2、 利用三維輔助設(shè)計，完成同步式齒輪箱設(shè)計。3、 同步齒輪傳動箱組件設(shè)計、零件圖工作圖設(shè)計。4、 編寫完成整機設(shè)計計算說明書。院長簽字： 指導教師簽字：xx 大學畢業(yè)論文指導教師評閱書指導教師評語（基礎(chǔ)理論及基本技能的掌握；獨立解決實際問題的能力；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；工作態(tài)度及工作量；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 指導教師簽字： 年 月 日XXX 大學畢業(yè)論文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；綜合運用所學知識解決實際問題的能力；工作量的大?。蝗〉玫闹饕晒皠?chuàng)新點；寫作的規(guī)范程度；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意答辯等）：成 績： 評閱教師簽字：年 月 日XXX 大學畢業(yè)論文答辯及綜合成績答 辯 情 況回 答 問 題提 出 問 題 正 確基 本正 確有 一般 性錯 誤有 原則 性錯 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 日學院領(lǐng)導小組綜合評定成績：學院領(lǐng)導小組負責人： 年 月 日目 錄緒論 .11.電機選型及傳動比計算 .21.1 選擇電動機 .21.1.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 .21.1.2 選擇電動機的容量 .21.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 .31.2.1 傳動裝置的總傳動比 .31.2.2 分配各級傳動比 .32.V 帶設(shè)計計算 .421 確定計算功率 .422 選擇帶型 .423 確定帶輪基準直徑 .424 驗算帶的速度 .525 初定中心距 .526 確定基準長度 .527 確定實際軸間距 .628 驗算小帶輪包角 .629 單根 V 帶的基本額定功率 .6210 單根 V 帶的功率增量 .6211V 帶的根數(shù) .6212 單根 V 帶的預緊力 .72.13 帶輪的結(jié)構(gòu) .72.13.1 小帶輪的結(jié)構(gòu) .73基本參數(shù)計算 .8各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩 .84同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計計算 .94.1I 軸齒輪設(shè)計計算 .94.1.1 選擇齒輪材料 .94.1.2 初定齒輪主要參數(shù) .94.1.3 校核齒面接觸疲勞強度 .124.2軸齒輪設(shè)計計算 .144.2.1 選擇齒輪材料 .144.2.2 初定齒輪主要參數(shù) .144.2.3 校核齒面接觸疲勞強度 .174.3軸齒輪設(shè)計計算 .194.3.1 選擇齒輪材料 .194.3.2 初定齒輪主要參數(shù) .194.3.3 校核齒面接觸疲勞強度 .224.4軸齒輪設(shè)計計算 .244.4.1 選擇齒輪材料 .245同步齒輪減速箱軸的設(shè)計計算 .295.1軸的設(shè)計計算 .295.1.1 選擇軸的材料 .295.1.2 初步估算軸的的直徑 .295.1.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .295.1.4 軸的受力分析 .305.1.5 軸的強度計算 .325.2軸的設(shè)計計算 .335.2.1 選擇軸的材料 .335.2.2 初步估算軸的的直徑 .335.2.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .335.2.4 軸的受力分析 .345.2.5 軸的強度計算 .375.3軸的設(shè)計計算 .385.3.1 選擇軸的材料 .385.3.2 初步估算軸的的直徑 .385.3.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .395.3.4 軸的受力分析 .395.3.5 軸的強度計算 .445.4軸的設(shè)計計算 .445.4.1 選擇軸的材料 .445.4.2 初步估算軸的的直徑 .445.4.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .455.4.4 軸的受力分析 .455.5.5 軸的強度計算 .536.同步齒輪減速箱軸承的校核 .546.1I 軸軸承的校核 .546.1.1 計算軸承支反力 .546.1.2 軸承的派生軸向力 .546.1.3 軸承所受的軸向載荷 .546.1.4 軸承的當量動載荷 .556.1.5 軸承壽命 .556.2II 軸軸承的校核 .556.2.1 計算軸承支反力 .566.2.2 軸承的派生軸向力 .566.2.3 軸承所受的軸向載荷 .566.2.4 軸承的當量動載荷 .566.2.5 軸承壽命 .576.3III 軸軸承的校核 .576.3.1 計算軸承支反力 .576.3.2 軸承的派生軸向力 .576.3.3 軸承所受的軸向載荷 .576.3.4 軸承的當量動載荷 .586.3.5 軸承壽命 .586.4IV 軸軸承的校核 .586.4.1 計算軸承支反力 .596.4.2 軸承的派生軸向力 .596.4.3 軸承所受的軸向載荷 .596.4.4 軸承的當量動載荷 .596.4.5 軸承壽命 .606.5V 軸軸承的校核 .606.5.1 計算軸承支反力 .606.5.2 軸承的派生軸向力 .606.5.3 軸承所受的軸向載荷 .606.5.4 軸承的當量動載荷 .616.5.5 軸承壽命 .617.同步齒輪減速箱鍵的校核 .617.1I 軸鍵的校核 .617.2II 軸健的校核 .627.3III 軸健的校核 .627.4IV 軸健的校核 .627.5V 軸鍵的校核 .638.同步齒輪減速箱箱體及附件設(shè)計計算 .638.1 箱體設(shè)計 .638.1.1 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 .638.2 減速器附件 .638.2.1 檢查孔及其蓋板 .638.2.2 通氣器 .638.2.3 軸承蓋和密封裝置 .638.2.4 定位銷 .648.2.5 油面指示器 .648.2.6 放油開關(guān) .648.2.7 起吊裝置 .649 機架及成型裝置的設(shè)計計算 .649.1 型輥軸的設(shè)計 .649.1.1 選擇軸的材料 .649.1.2 初步估算軸的的直徑 .649.1.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .649.2 輥心的設(shè)計 .659.2.1 選擇輥心的材料 .659.2.2 輥心結(jié)構(gòu)設(shè)計 .659.3 型板的設(shè)計 .6610 液壓加載裝置的選型 .66結(jié)論 .67參考文獻 .68翻譯部分 .69英文原文 .69中文譯文 .75致謝 .79 第 1 頁 緒論1.型煤概況隨著機械化采煤程度的提高，產(chǎn)生了大量的粉煤。粉煤的市場價值很低，造成大量的積壓。市場對型煤的需求量較大，型煤技術(shù)有很大的市場空間。同時生產(chǎn)型煤的原料煤的質(zhì)地不受限制。2.成型設(shè)備概況成型設(shè)備是型煤生產(chǎn)中的關(guān)鍵設(shè)備,選擇成型設(shè)備應(yīng)以原煤的特性，型煤的用途及成時壓力等諸多因素為基礎(chǔ)。目前工業(yè)上應(yīng)用最廣的是對輥式成型機。另外,還有沖壓式成型機,環(huán)式成型機和螺旋式成型機等3.對輥成型機概況對輥成型機可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎，它的給料系統(tǒng)和輥面的設(shè)計要根據(jù)使用要求來設(shè)計。下面就對輥成型機在成型方面的應(yīng)用進行描述。對輥成型機主要包括以下幾個主要部件：3.1 同步齒輪傳動系統(tǒng)對輥成型機的同步齒輪傳動系統(tǒng)由包括兩個同步齒輪在內(nèi)的減速器，安全聯(lián)軸器等組成。安全聯(lián)軸器是一個能自動復位的機構(gòu)，它可以在正常工作時驅(qū)動轉(zhuǎn)距的 1.71.9 倍范圍內(nèi)調(diào)整。最主要的是，同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給型輥完全均勻的線速度。3.2 成型系統(tǒng)對輥成型機的最主要部分是型輥。由于成型壓力大，直徑大，所以采用八塊型板拼裝的方式，輥芯由鑄鋼材料鑄造而成，型板由強度高的耐磨材料制造。3.3 液壓加載系統(tǒng)液壓加載系統(tǒng)用于提供壓力迫使浮輥向被壓實的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作需要，壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化而升高，通過改變液壓儲能器中氮的分壓可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。在其他尖硬物料被壓入壓輥的間隙時液壓系統(tǒng)也用作安全裝置。 第 2 頁 1.電機選型及傳動比計算1.1 選擇電動機1.1.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式按工作條件和要求，選用一般用途的 Y 系列三相異步電動機，為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2 選擇電動機的容量輥子轉(zhuǎn)速：n=810r/min輥子圓周速度：v=0.40.5m/s=n/30 v=r初計算型輥半徑 = Rwv0.5478m3型球體積 4321V每塊型煤質(zhì)量 4980.50.8kgv型輥周向上分布型窩個數(shù) （個）74.CZ型輥軸向上分布型窩數(shù) 取整 15408SS=1型輥長度 取整B=.9+32069.5mB=630 mm輥上合力 KNFpl阻力矩 1865KNTeA工作機所需的功率：P= 950n式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 TP= KW317.4 第 3 頁 電動機所需功率：P =P/0從電動機到輥輪主軸之間的傳動裝置的總效率：= 1428354式中 =0.95 V 帶傳動效率1 =0.98 聯(lián)軸器效率2 =0.99 軸承效率 3 =0.97 齒輪傳動效率4代入上式得=0.950.98 0.99 0.97495=0.6777=P/0P=97.4/0.6777=143.2 KW選擇電動機額定功率 P P ，根據(jù)傳動系統(tǒng)圖和推薦的傳動比合理范m0圍 V 帶傳動的傳動比 2-4 ；單級圓柱齒輪傳動比 3-6 。所以選擇 Y315L1-4 電動機，額定功率 160kw,滿載轉(zhuǎn)速 1480 r/min 。1.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1.2.1 傳動裝置的總傳動比= = =148inm10481.2.2 分配各級傳動比該傳動裝置中使用的是三級圓柱齒輪減速器，考慮到以下原則：1）使各級傳動的承載能力大致等（齒面接觸強度大致相等） 第 4 頁 2）使減速器能獲得最小外形尺寸和重量3）使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等，潤滑最為簡便分配各級齒輪傳動比為=4。25 =4 =1.8i1i2i3輥輪的直徑為 956mm,兩輥輪這間的間隙取 1mm,所以兩輥輪的中心距為957mm。由此調(diào)節(jié)可初定同步齒輪的傳動比為 2.4 。則 V 帶傳動的傳動比為2。2.V 帶設(shè)計計算 21 確定計算功率根據(jù)工作情況 查表 12-12 選擇工況系數(shù) 2.1AK設(shè)計功率 1.2609WdAPK22 選擇帶型根據(jù) 和 選擇 25N 窄 V 帶(有效寬度制)192Wd1480r/minn23 確定帶輪基準直徑小帶輪的基準直徑 參考表 12-19 和圖 12-4 取 135med傳動比 2i取彈性滑動系數(shù) 0.大帶輪基準準直徑 21()edei35.0267.4m取標準值 20ed 第 5 頁 實際轉(zhuǎn)速 122()pdn300.4865719r/min實際傳動比 22.7i24 驗算帶的速度13.410824.0m/s606pdnv25 初定中心距 120120.7eedad0.(356)(3560).m89a取 012a26 確定基準長度 22110 0()()4eeddLaa23.(65)(635)905.7m由表 12-10 選取相應(yīng)基準長度 40dL 第 6 頁 27 確定實際軸間距00460395.71212.meLa安裝時所需最小軸間距min.57. 6.e張緊或補償伸長所需最大軸間距ax0.312.03419.3eL28 驗算小帶輪包角2118057.3eda6.5.729 單根 V 帶的基本額定功率 根據(jù) 和 由表 12-17n 查得 25N 型窄135med1480r/innV 帶 28.7KWP210 單根 V 帶的功率增量考慮傳動比的影響，額定功率的增量由表 12-17n 查得13.78P211V 帶的根數(shù)LadKPz1由表 12-13 查得 0.96由表 12-16 查得 4L 第 7 頁 根1926.548.7530.z取 7 根212 單根 V 帶的預緊力2015.2mvzPKFda由表 12-142.13 帶輪的結(jié)構(gòu)2.13.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)小帶輪采用實心輪結(jié)構(gòu)。由 Y280M-4 電動機可知，其軸伸直徑 ，長度 ，md75mL140小帶輪軸孔直徑應(yīng)取 ，轂長應(yīng)小于 .md750140由表 12-22 查得，小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪 由 V 帶的實際傳動比 ，對減速器的傳動比進行重新分配。 2.1i傳動裝置總傳動比 8V 帶傳動傳動比 7.帶i同步齒輪的傳動比 5.24則三級減速器的傳動比為248.7.1i， ，以達到傳動比的調(diào)節(jié)。則1i3調(diào) 節(jié)不 變 29.1i6.3i 38.6.9312i 第 8 頁 3基本參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩軸 1480721.95r/min.vni= =P0d6.0.48KW119519N72.5TnA軸 21.68r/min4i50.9.14.KP22 5982N6.7TnA軸 321.843r/mini.509.18.KWP339327.N4.TnA軸 43.7819r/mini1.0.73.KP4495526.N.9TnA軸 542.10r/mini3.32KWP5519060NTnA 第 9 頁 4同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計計算4.1I 軸齒輪設(shè)計計算4.1.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求從圖 14-32 和圖 14-24 中查得 MPaF4502lim1liHlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當降低：limFPaF402li1lim4.1.2 初定齒輪主要參數(shù)初定齒輪主要參數(shù)考慮載荷有輕微沖擊、非對稱軸承布置，取載荷系數(shù) K=2按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù):FPSmYZKT135.2按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =24，i 1大齒輪齒數(shù) 214.520取 = 102Z按表 14-33，選齒寬系數(shù) 第 10 頁 16m10.6724dZ1 0.25.5.5421mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（ 時）2x35.41FSY95.32FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)SSY3014.352.5.186m采用斜齒輪，按表 14-2，取標準模數(shù) 。6mn初取 =13（表 14-33） ，則齒輪中心距cos21nza406387.9m由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取 。8a準確的螺旋角azn2arcos1406r38 第 11 頁 13.062齒輪分度圓直徑 cos1nmzd2463.07.8cos2nzd1063.8.m工作齒寬 10.74.10.5bd為了保證 ，取 。51.478d齒輪圓周速度 061nv47.82.955.m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3端面重合度 （圖 14-3） 07.8164總重合度 .2.9. 第 12 頁 4.1.3 校核齒面接觸疲勞強度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120tTFd47.89N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 1045Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9245.9.110.875110V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.07. ddHbK 4.5.7134齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.257932.8N/m0/0AtKFb 第 13 頁 查表 14-43 得 2.1HK節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和30021x查圖 14-11 得 45.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 0.78Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 95由于 可取1.31BDB2794.512.4589.07.85.21.3421.0H MPa 7MPa計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)91160721.5301.LNjnt982.4.u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.8NTZ20.93NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 2.LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1W尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得6nmXZ 第 14 頁 將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS150.89217.2.3HS1.6由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.2軸齒輪設(shè)計計算4.2.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求從圖 14-32 和圖 14-24 中得 MPaF4502lim1liHlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當降低：limFPaF402li1lim4.2.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù)FPSmYZKT135.2 第 15 頁 按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =26，i 1Z大齒輪齒數(shù) 213.82610.8mZ取整 =102按表 14-33，選齒寬系數(shù) 18m10.692dZ180.284.5.5316mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（ 時）02x35.41FSY0.42FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.6MPaFPFP由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)21FPSSY3814.35.57.m60采用斜齒輪，按表 14-2，取標準模數(shù) 。n初取 =13（表 14-33） ，則齒輪中心距cos21nmza60135.8由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取 。657ma準確的螺旋角 第 16 頁 amzn2arcos160r5.813 13齒輪分度圓直徑 cos1nmzd2603.89cos2nzd10346.8m工作齒寬 10.92.184.2mdb為了保證 ，取 。110.726.839d齒輪圓周速度 01nv26.839.71.5m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3端面重合度 （圖 14-3） 07.8165 第 17 頁 總重合度 1.3652.9.4.2.3 校核齒面接觸疲勞強度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120dTFtt843.6776N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 10396Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9261.953.110.875760V.0齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.735 第 18 頁 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.257603N/m10/AtKFb查表 14-43 得 .H節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和1345621x查圖 14-11 得 .2HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 MPaE8.19重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.31BDB7603.912.4589.07.8.2501.3221.5H MPa 0MPa計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)8116074.130.10LNjnt8723.9u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.97NTZ20.8NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.LVR 第 19 頁 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1WZ尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得mn8X將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS150.9721.32.8HS1.7由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.3軸齒輪設(shè)計計算4.3.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求得 MPaF4502lim1liHlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當降低：limFPaF402li1lim4.3.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù) 第 20 頁 FPSmYZKT135.2按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =40，i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 7221.84072.2按表 14-33，選齒寬系數(shù) m180.45dZ1 0.32.5.814mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（ 時）21x35.41FSY98.32FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)2SSY3074.351.510.786m采用斜齒輪，按表 14-2，取標準模數(shù) 。2mn初取 =13（表 14-33） ，則齒輪中心距cos21nza4073689.m由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取 。690ma 第 21 頁 準確的螺旋角amzn2arcos1407r6913. 13657齒輪分度圓直徑 cos1nmzd4023.69.857cos2nzd13.687.4m工作齒寬 10.592.871.5mdb為了保證 ，取 。12310.492.857d齒輪圓周速度 061nv492.8573.1.m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3 第 22 頁 端面重合度 （圖 14-3） 0.821.70總重合度 32.4.3.3 校核齒面接觸疲勞強度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120TFtt37492.8586N由表 14-39 查得使用系數(shù) .1AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9401.811.87560V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53 第 23 頁 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.25863N/m10/0AtKFb查表 14-43 得 .H節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和1365721x查圖 14-11 得 4.2HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960tjnNL782.u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01NTZ12NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR 第 24 頁 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1WZ尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得10mn97.0X將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS917.02.651 4.02HS7.1由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.4軸齒輪設(shè)計計算4.4.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求得 MPaF4502lim1liHlili參考我國試驗數(shù)據(jù)后，將 適當降低：limFPa402li1li4.4.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù)FPSmYZKT135.2 第 25 頁 按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =24，i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 5821.4257.6mZ2按表 14-33，選齒寬系數(shù) 8m10.7524dZ180.4.5.241mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（ 時）2x35.41FSY98.32FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)SSY3564.312. 1.7980m采用斜齒輪，按表 14-2，取標準模數(shù) 。6mn初取 =13（表 14-33） ，則齒輪中心距cos21nza458637.2m由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取 。674ma準確的螺旋角zn2arcos1 第 26 頁 245816arcos713. 1365齒輪分度圓直徑 7cosnzmd24163.29.58cosnzd163.2795.4m工作齒寬 70.569.02mdb為了保證 ，取 。137.794.536d齒輪圓周速度 4601nv39.52.m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3端面重合度 （圖 14-3） 082.170總重合度 32. 第 27 頁 4.4.3 校核齒面接觸疲勞強度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力720ttTF56394.N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9401.811.87560V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.2586N/m10/30AtKFb 第 28 頁 查表 14-43 得 2.1HK節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和3657021x查圖 14-11 得 4.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960tjnNL782.u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01NTZ12NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 W尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得10mn7.XZ 第 29 頁 將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS917.02.6051 4.2HS7.1由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS5同步齒輪減速箱軸的設(shè)計計算5.1軸的設(shè)計計算5.1.1 選擇軸的材料該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用 45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.1.2 初步估算軸的的直徑33min150.486.729Pdm取軸徑為 70mm5.1.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 33015 型，其尺寸為md75，定位軸肩高度BDd31 mh5 第 30 頁 5.1.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段為 圓柱形軸伸，查表 21-9， 的軸伸長md60md60。軸段直徑為 ，根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，12l d68確定端蓋總寬度為 ，考慮端蓋與帶輪間隙， 。軸段安裝929l軸承，由于圓柱形軸伸的原因，采用雙列軸承，取 ，75。軸段軸肩長度，按齒輪距箱體內(nèi)壁這距離取 ，考慮到l853 1箱體的鑄造誤差，滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁 ，取 ，從各軸的結(jié)3構(gòu)選 ， 。軸安裝軸承， ，ml75d856dml65.1.4 軸的受力分析5.1.4.1 作出軸的計算簡圖14a7b654321 第 31 頁 a=174b=75RH1 RH2Rv1 Rv2FrFtFa5.1.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT6105.91.487295Nm齒輪的圓周力 10.46tFNd齒輪的徑向力 1antan278593coscos1.rt齒輪的軸向力 0t68at5.1.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 32 頁 由 得 10M2()0HtRabF27851364t N由 得 0Z1251239Ht彎矩圖 0m在垂直面內(nèi)的支反力 第 33 頁 由 得 10M 12()02VradRabF2 17.469368235raVdFR Nb由 得 0Z12930VrVRF彎矩圖 80Nm扭矩圖 T679415.1.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM3104957378NmD 截面的當量彎矩 22TMDca279580.679443Nm安全 1331090.85caDMPaPad 第 34 頁 5.2軸的設(shè)計計算5.2.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 15A5.2.2 初步估算軸的的直徑33min14.5026987PdAm取軸徑為 110mm5.2.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 30222 型，其尺寸為20dm。138dDB5.2.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取 ， 。軸段安裝齒輪，1106lm齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，219d齒輪寬度為 110mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸環(huán) ， 。205l 395l30軸段為齒輪軸寬度取 。軸段安裝軸承， ，19m58l5.2.4 軸的受力分析5.2.4.1 作出軸的計算簡圖 12a157b108cm 第 35 頁 1 2 3 4 55.2.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.94.5987Nm大齒輪的圓周力 210ttF大齒輪的徑向力 3rr大齒輪的軸向力 2182a小齒輪的圓周力 150971832.tTFNd齒輪的徑向力 antan256coscos.rt齒輪的軸向力 130675t1290at 第 36 頁 5.2.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力由 得 10M212()()0HttRabcFab122837503718ttHFabR Nc由 得 0Z12125012HttRF彎矩圖 4360Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 37 頁 由 得 10M1221()()0VrardRabcFFa212()raarVdFc9.67.5381560829151250N由 得0Z1281562937VrrRFN 第 38 頁 彎矩圖 14360HMNm扭矩圖 25978T5.2.5 軸的強度計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM890417565NmD 截面的當量彎矩 22TMDca246510.5978Nm13310156042.609caD PaMPad由于齒輪作用力在 E 截面的最大合成彎矩22EVHM 第 39 頁 22748539196NmE 截面的當量彎矩 22TMEca29360.5978178Nm安全 1331065.caEPaad5.3軸的設(shè)計計算5.3.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能640MPab35Pas1275MPa15Pa1207.0.05A5.3.2 初步估算軸的的直徑33min18.56.947Pdm取軸徑為 170mm5.3.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.3.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為170md 第 40 頁 。170m2657dDB5.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取 ， 。軸段安裝齒輪，10d1lm， ，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。282l取軸段直徑 ，齒輪寬度為 230mm,為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，10d軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸肩高度25l，取 ， ，為.76.h4.h380d。39lm5.3.4 軸的受力分析5.3.4.1 作出軸的計算簡圖107a153bm1c1 3 42 第 41 頁 5.3.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.94.27Nm8大齒輪的圓周力 2103ttF大齒輪的徑向力 56rr大齒輪的軸向力 212a小齒輪的圓周力 180714976.tTFNd小齒輪的徑向力 antan2601coscos3.rt小齒輪的軸向力 10497t45at 5.3.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 42 頁 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa122604971837455ttHR Nc得 0Z1232ttF彎矩圖 487HMNm在垂直面內(nèi)的支反力由 得 101221()()0VrardRabcFFa 第 43 頁 1212()raarVdFbFRc6.8780.2604055156071312978N由 得0Z126012978561423VrrRFN彎矩圖 45MNm 第 44 頁 扭矩圖 NmT807251 第 45 頁 5.3.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM2149061458NmD 截面的當量彎矩 22TMDca21495680.751Nm1330.60caDMPaPad5.4軸的設(shè)計計算5.4.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能由表 21-1 查得MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.4.2 初步估算軸的的直徑mnPd7.16425.313min 取軸徑為 170mm 第 46 頁 5.4.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.4.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為md170。265dDB5.4.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取 ， 。軸段安裝齒輪，178lm齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，2175d齒輪寬度為 130mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸肩高度 ，取215lm0.h， 。軸環(huán)寬度 ，取.h30d1475bm，則 。軸段為中間段, ,0bl 210d。軸段為軸肩， ， 。VI 軸段安2l520d5l裝齒輪，齒輪右端采用套筒定位，左端使用軸肩定位。取軸段直徑， 。II 軸段安裝軸承， ，6175dm62l 710dm。9l5.4.4 軸的受力分析5.4.4.1 作出軸的計算簡圖 12am50b193c 第 47 頁 5.4.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.973.428Nm大齒輪的圓周力 21609ttF大齒輪的徑向力 rr大齒輪的軸向力 45a小齒輪的圓周力 12812430.tTNd齒輪的徑向力1tantan024358coscos1.62rF齒輪的軸向力1tata.3N5.4.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 48 頁 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa2436704911539ttHRcN由 得 0Z12695321HtHRFN彎矩圖 84Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 49 頁 由 得 10M212()()02tVaraddFabRcF21122 975.23458.2643067140621925traaVRbcN由 得 0Z1212905486032VrRFN 第 50 頁 彎矩圖 251903VMNm扭矩圖 84T5.4.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM218543195036NmD 截面的當量彎矩 22TMDca2316890.85405Nm133101086.807caD PaMPad5.5軸的設(shè)計計算5.5.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 15A 第 51 頁 5.5.2 初步估算軸的的直徑33min69.81520PdAm取軸徑為 220mm5.5.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.5.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 20000 型調(diào)心滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 23072 型，其尺寸為360dm。541dDB5.5.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取 ， 。軸段安裝齒輪，齒360d10lm輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，齒輪230dm寬度為 300mm,取 。軸段軸肩高度 ，取2lm.716h， 。軸環(huán)寬度 ，取 ，則16hm36d1.4b5b。I軸段安裝軸承， ， 。V 軸段伸出軸,325l 20dm09l聯(lián)接聯(lián)軸器,取 ， 。51805l5.5.4 軸的受力分析5.5.4.1 作出軸的計算簡圖 94a209b 第 52 頁 5.5.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.9.86Nm齒輪的圓周力 12430ttF齒輪的徑向力 58rr齒輪的軸向力 16a5.5.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 53 頁 由 得 10M2()0HtRabF21439587t N得 0Z12634Ht彎矩圖 76m在垂直面內(nèi)的支反力 第 54 頁 由 得 10M22()0VradRabF22145.763884199200arVN得 Z12536784VrRFN彎矩圖 1Mm扭矩圖 2680TN5.5.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM2137641095NmD 截面的當量彎矩 第 55 頁 22TMDca216570.6850439Nm13310205.660caDMPaPad6.同步齒輪減速箱軸承的校核6.1I 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32215 型，其尺寸為 75130dDBm基本額定載荷 Cr: 170kN6.1.1 計算軸承支反力合成支反力 2211539702HVRN2 466.1.2 軸承的派生軸向力13071022.5RSNY468.6.1.3 軸承所受的軸向載荷因 12aKS28102486AN 第 56 頁 1024ASN6.1.4 軸承的當量動載荷1.30.4072eR，1X5.1Y.1268rPAN28460.4eR，.02X5.12Y61.528647rPAN6.1.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，21r2rP5.1pftf10362106301.547839trhpfCLnh6.2II 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32317 型，尺寸為 。851306dDBm基本額定載荷 Cr: 180kNe=0.29 Y=2.1 第 57 頁 6.2.1 計算軸承支反力合成支反力 2221171341HVRN086036.2.2 軸承的派生軸向力13421.RSNY2039.6.2.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS13019642AN2N6.2.4 軸承的當量動載荷1641.80.2932AeR，0.1XY1.4.16489rP N239029AeR，12X2Y1341340rPN 第 58 頁 6.2.5 軸承壽命因 ，故按 計算查得 ，21rP2r 5.1pftf10 1036632 889.254trhpfCL hn 6.3III 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32022 型，其尺寸為 。mBDd38170e=0.43 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 245kN6.3.1 計算軸承支反力合成支反力 2211497853HVRN2222 14806.3.2 軸承的派生軸向力153291.4RSNY2803725.6.3.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS 第 59 頁 12895317268aAKSN2N6.3.4 軸承的當量動載荷16784.260.353AeR，40.1X.1Y1.2678rP N23750.3648AeR，12X2Y11725380rPN6.3.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r2r 5.1pftf10 1036632242679.58trhpfCL hnP6.4IV 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為。1702657dDBmme=0.44 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 520kN 第 60 頁 6.4.1 計算軸承支反力合成支反力 2221135104937HVRN22229658066.4.2 軸承的派生軸向力14371432.6RSNY802.6.4.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS13804153AN2N6.4.4 軸承的當量動載荷1531.240.3897AeR，40.1X1.6Y.6510679rP N230.31882AeR，12X02Y 第 61 頁 221380264138026rPXRYAN6.4.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r2r 5.1pftf10 1036632245851.86trhpfCL hnP6.5V 軸軸承的校核初選滾動軸承為 23044 型，其尺寸為 。mBDd903420基本額定載荷 Cr: 760kN6.5.1 計算軸承支反力合成支反力 2211634978639HVRN222250786.5.2 軸承的派生軸向力16391232.RSNY708674. 第 62 頁 6.5.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS16385174059AN2N6.5.4 軸承的當量動載荷140590.63.24AeR，.1X12.Y9.059174rP N236740.7248AeR，12X2Y1931679308rPN6.5.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r1r 5.1pftf0 10366327681.54trhpfCL hnP7.同步齒輪減速箱鍵的校核7.1I 軸鍵的校核I 軸的伸出軸 ,選用圓頭普通平鍵（C 型） ，60dm 第 63 頁 b=18mm,h=11mm,L=125mm,I 軸傳遞的扭矩 T=676940Nmm.當鍵用 45 鋼制造時,主要失效形式為壓潰,通常只進行擠壓強度計算.,2ppTdkl合格222679403./10/5.1p pTNmNmdkl7.2II 軸健的校核II 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用圓頭普90d通平鍵（C 型） ，b=25mm,h=14mm,L=90mm,II 軸傳遞的扭矩 T=2509780Nmm.222509781./1/.p pTNmNmdkl7.3III 軸健的校核III 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用圓頭16d普通平鍵（C 型） ，b=32mm,h=18mm,L=125mm,II 軸傳遞的扭矩 T=8072570Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，180按 1.5 個鍵計算。 22272594.6/10/.5691. p pTNmNmdkl合格7.4IV 軸健的校核IV 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，鍵 1 軸徑為 ，選用普通平175d鍵（B 型） ，b=45mm,h=25mm,L=160mm,II 軸傳遞的扭矩 T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，180按 1.5 個鍵計算。 2222548106.9/10/.57. p pTNmNmdkl合格鍵 2 軸徑為 ，選用選用圓頭普通平鍵（C 型） ，1mb=45mm,h=25mm,L=250mm,II 軸傳遞的扭矩 T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，80按 1.5 個鍵計算。 第 64 頁 2222805475./10/1.571.1 p pTNmNmdkl合格7.5V 軸鍵的校核V 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用普通平280d鍵（B 型） ，b=50mm,h=28mm,L=250mm,II 軸傳遞的扭矩 T=66668550Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵