毕业设计（论文）-SGB-42040刮板运输机设计（全套图纸）.doc

湖南科技大学本科生毕业设计(论文)摘要刮板输送机是煤矿井下工作面生产的重要运输工具，因此在弄懂它的原理和结构之后。根据毕业设计的需要，我设计的是边双链大中型刮板运输机。而我又把设计部分的重点放在减速器设计之上，因为它是转递功率和转速的中间纽带，好的减速器能有效地降低功率的损失，提高工作效率。从圆弧齿锥齿轮等齿轮的设计和较核到每一根轴的设计和较核都是精心设计打造而成的。当然，其他的结构也是机器工作时所必需的，因此，通过去图书馆和网上查资料选择最合适本机器的结构。以保证机器的良好运转。希望本刮板输送机能为公司带来好的效益。关键词: 刮板输送机 减速器 齿轮全套加153893706ABSTRACTScraper conveyor face coal mine production is an important means of transport, and therefore unstanding its principles and structure. In accordance with the needs of graduate design, my designing is double-stranded while large and medium-sized scraper plane, I focus on the design part of the reducer design, because it is transmitting the power and speed of the intermediate links, a good reducer can effectively reduce power losses and enhance efficiency. from the arc, such as bevel gear design and more to each axis of nuclear design and more are designed to build nuclear form, of course, the structure of other machines work is necessary and the search information by going to the library and online to select the most appropriate structure of the machine. T o ensure the smooth functioning of machines. Hopping the function of the scraper conveyor bring good benefits Keywords: scraper conveyor gear reducer目录第一章 前言2第二章 刮板输送机工作原理和结构52.1 刮板机制结构52.2 工作原理6第三章 传动比的设计计算83.1 链轮速度的计算83.2计算重，空段的运动阻力93.3中心角的计算93.4计算刮板链的预紧力和紧链力103.5减速器传动比的确定10第四章 齿轮设计计算114.1各对齿轮的选择114.2 圆弧齿锥齿轮的设计114.3 斜齿轮的设计184.4 直齿轮设计22第五章 轴的设计计算265.1第一根轴的设计计算265.2 第二轴设计计算285.3 第三轴设计计算325.4 第四轴设计计算35第六章 传动部件及其零件的设计396.1 概述396.2圆环链链轮的齿形参数39小 结42致 谢44参考文献45第一章 前言 用刮板链牵引，在槽内运送散料的输送机叫刮板输送机。刮板输送机的相邻中部槽在水平、垂直面内可有限度折曲的叫可弯曲刮板输送机。其中机身在工作面和运输巷道交汇处呈90度弯曲设置的工作面输送机叫拐角刮板输送机。在当前采煤工作面内，刮板输送机的作用不仅是运送煤和物料，而且还是采煤机的运行轨道，因此它成为现代化采煤工艺中不可缺少的主要设备。刮板输送机能保持连续运转，生产就能正常进行。否则，整个采煤工作面就会呈现停产状态，使整个生产中断。 各种类型的刮板输送机的主要结构和组成的部件基本是相同的，它由机头、中间部和机尾部等三个部分组成。此外，还有供推移输送机用的液压千斤顶装置和紧链时用的紧链器等附属部件。机头部由机头架、电动机、液力偶合器、减速器及链轮等件组成。中部由过渡槽、中部槽、链条和刮板等件组成。机尾部是供刮板链返回的装置。重型刮板输送机的机尾与机头一样，也设有动力传动装置，从安设的位置来区分叫上机头与下机头。刮板输送机的工作原理是，将敞开的溜槽，作为煤炭、矸石或物料等的承受件，将刮板固定在链条上（组成刮板链），作为牵引构件。当机头传动部启动后，带动机头轴上的链轮旋转，使刮板链循环运行带动物料沿着溜槽移动，直至到机头部卸载。刮板链绕过链轮作无级闭合循环运行，完成物料的输送。刮板机具有的优点： (1) 结构坚实，能经受住煤炭、矸石或其他物料的冲、撞、砸、压等外力作用。 (2) 能适应采煤工作面底板不平、弯曲推移的需要，可以承受垂直或水平方向的弯曲。 (3) 机身矮，便于安装。 (4) 能兼作采煤机运行的轨道。 (5) 可反向运行，便于处理底链事故。 (6) 能作液夜支架前段的支点。缺点：(1) 空载功率消耗较大，为总功率的30%左右。(2) 不宜长距离输送。(3) 易发生掉链、跳链事故。 (4) 消耗钢材多，成本大。 刮板输送机在煤矿的生产与建设中的发展，大致经历了三个阶段。第一阶段在30-40年代，是可拆卸的刮板输送机，它在工作面内只能直线铺设，随工作面的推进，需人工拆卸、搬移、组装。刮板链是板式，多为单链，如V型、SGD-11型、SGD-20型等小功率轻型刮板输送机。第二阶段是40年代前期由德国制造出可弯曲刮板输送机，它与采煤机、金属支架配合实现了机械化采煤。这种刮板输送机咳适应底板不平凸凹凸不平和水平弯曲等条件，移设时不需拆卸，并且运煤量也有所增大，如当时的型号SGW-44型刮板输送机就是这个阶段的代表产品。进入60年代由于液压支架的出现，为了适应综采的需要，刮板输送机发展到了第三阶段，研制出大功率铠装咳弯曲重型刮板输送机，如SGD-630/75型、SGD-630/180型等就是属于这个阶段的产品。目前，随着采煤工作面生产能力的不断增大，刮板输送机主要发展趋势是：(1) 大运输量。国外先进采煤国家已经发展到小时运输能力高达1500t（80年代）3500t（90年代）的刮板输送机。(2) 长运输距离。为了减少采区阶段煤柱的损失量，加大工作面的长度，刮板输送机的长度已经达到335米以上。(3) 大功率电动机。电动机的功率已发展到单速电机达525kW，双速电机500/250kW。(4) 寿命长。由于使用大直径圆环链，增加了刮板链的强度，延长了刮板输送机的寿命，整机过煤量高达600万吨以上。新型刮板输送机：刮板输送机是煤矿、化学矿山、金属矿山及电厂等用来输送物料的重要运输工具。它是由中部槽、链条、刮板及牵引系统组成。其中，中部槽是刮板输送机的主要部分，钢制的中部槽已有近百年的历史，在长期的使用过程中存在以下缺点：重量大，安装和搬运费时费力；中部槽一般是由615mm的钢板制成，在受到较大的冲击时易变形，修复比较困难；耐腐蚀性差；耐磨性差；物料与中部槽的摩擦系数大，刮板输送机的功率大部分消耗于物料与中部槽的摩擦力上，造成了能耗过大、投资增加。 用超高分子量聚乙烯是制造刮板输送机的中板，可解决钢制中板所存在的问题，得到塑料刮板输送机。对于小型刮板输送机可以通过改性超高分子量聚乙烯来制造刮板输送机。对于上面行走采煤机的大型刮板输送机，要采用钢塑复合的方法，用超高分子量聚乙烯作为衬里，提高大型刮板输送机的耐磨性，延长使用寿命，降低摩擦系数，从而降低功率消耗并降低对牵引、传动系统的要求，这对大型刮板输送机有巨大意义。在设计这个刮板输送机的时候我主要使用AUTOCAD绘画软件。AutoCAD是由美国Autodesk公司于二十世纪八十年代初为计算机应用CAD技术而开发的绘图程序软件包，它易于使用、适应性强、易于二次开发，经过不断的完善，现已经成为国际上广为流行的绘图工具。AutoCAD可以绘制任意二维和三维图形，并且同传统的手工绘图相比，用AutoCAD绘图速度更快、精度更高、而且便于个性，它已经在航空航天、造船、建筑、机械、电子、化工、美工、轻纺等很多领域得到了广泛应用，并取得了丰硕的成果和巨大的经济效益。而AutoCAD2004版本以它能在windows平台下更方便的更快捷的进行绘图和设计工作，以它更高质量和更高速度的超强图形功能、三维功能、internet功能，而为广大用户所喜爱并广泛流行。AutoCAD不仅具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作；而且具有减小绘图量、缩短设计周期、易于建立和使用标准图库及改善绘图质量、提高设计及管理水平等一系列优点，并且能根据用户的指令迅速而准确地绘制出所需要的图形，具有易于校正错误以及大量修改图形而无需重新绘制的特点，而且能输出清晰、准确的图纸，是手工绘制根本无法比拟的一种高效绘图工具。它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。随着CAD基础理论和应用技术的不断发展，对CAD系统的功能要求也越来越高。设计人员不再仅仅满足于借助CAD系统来达到“甩图板”的目的，而是希望它能本质上减轻大量简单繁琐的工作，使他们能集中精力于那些富有创造性的高层次思维活动中。以二维形式表达的工程图是工程技术人员反映其设计思想的语言，还包含着一些行业约定和简化，通过选择最合理的投影面、剖切位置、剖切方式来表达零件的几何和加工信息，具有简单、完整、准确等特点，这种以投影原理为基础的工程图能够表达的零件的复杂性几乎是无限的，人类近200年的使用充分证明了工程图表征零件的合理性。由于二维CAD能很好的满足我的毕业设计绘图软件需求，因此我选择了二维CAD。 希望能通过本次毕业设计，希望用AutoCAD软件把设计和制造为一体，并解决从设计到制造成型的一系列实际问题。第二章 刮板输送机工作原理和结构 2.1 刮板输送机的结构本机主要由传动装置、机头、中间段、进（出）料段、机尾、刮板链条等部分组成。1 机头架机头架是机头部的骨架，应有足够的强度和刚度，由厚钢板焊接制成。各型机头部的共同点如下：(1) 两侧对称，可在两侧壁上安装减速器，以适应左、右采煤工作面的需要；(2) 链轮由减速器伸出轴和盲轴支撑连接，这种连接方式，便于在井下拆装；(3) 拨链器和护轴板固定在机头架的前横梁上，它的作用是：防止刮板链在与链轮的分离点处，被轮齿带动卷入链轮，护轴板是易损部位，用可拆换的活板，既便于链轮和拨链器的拆装，又可更换；(4) 机头架的易磨损部位采取耐磨措施，例如加焊高锰钢堆焊层或局部采用耐磨材料的可更换零件。2盲轴盲轴是装在机头架的不装减速器一侧、支承链轮的一个组件。3 联轴器的选择 液力耦合器是一种利用液体（多数为油）的动能来传递能量的叶片式传动机械。安装在定速电动机与风机水泵之间，达到平滑调节转速的目的。液力耦合器的优点是：无级调速，调速范围大，较之节流调节有显著节能效果； 可空载起动电动机和逐步起动大惯量负荷，降低了起动电流，使起动更为安全可靠； 隔离振动，能减轻负荷冲击，再加之起动电流小，延长了电动机及泵与风机的寿命； 过载保护，保护电动机及风机水泵； 除轴承外无其他摩损部件，因滑差损耗产生的热量均匀地分散到油中，不会引起局部过热，故工作可靠，能长期无检修工作，寿命长； 工作平稳，可以平缓地起动、加速、减速和停车； 便于控制，液力耦合器是无级调速，便于实现自动控制，适合于各种伺服控制系统； 能用于大容量泵与风机的变速调节，目前单台液力耦合器传递的功率已达20MW以上。 所以选择液力耦合器Y0XD-400作为联轴器。4 机尾部机尾部采用与机头部基本相同的结构，这样可以很容易把机尾部改装成机头部，满足特殊场合的需要，增加其适应性。5 中部槽及附属部件中部槽是刮板输送机的机身，由槽帮钢和中板焊接而成。上槽是装运物料的承载槽，下槽底部敞开供刮板链返程用。为减小刮板链返程的阻力，或在底部松软条件下使用时防止槽体下陷，在槽帮钢下加焊底板构成封底槽。使用封底槽安装下股刮板链和处理下股链事故较困难，可以间隔几节封底槽采用一节有可拆中板的封底槽的办法，以减小困难。用于机械采煤工作面的中部槽，除了运煤，还要承受采煤机骑在上面运行的负荷，垂直方向受采煤机的重压和滚筒切割煤层时的冲击、推、拉液压支架的侧向力和纵向力，使中板拱面受弯，连接件受拉、压和弯曲。大块煤岩卡死在槽中时，中板收压。中部槽的恶劣工作条件，造成它的损坏形式除了磨损还有槽体变形损坏。因此，中部槽应有足够的强度、刚度和耐磨性。中部槽的型式列入标准的有中单链型、边双链型、中双链型三种。除了用于轻型刮板输送机的中单链型采用冷轧槽帮钢外，其他都用热轧槽帮钢制成，其尺寸系列刮板输送机中部槽尺寸系列中有规定。中部槽除了标准长度的外，为适应采煤工作面长度变化的需要，设有500mm和1000mm长的调节槽。机头过渡槽和机尾过渡槽，是与机头架和机尾架连接的特殊槽。它的一端与中部槽连接，另一端与机头架或机尾架连接。为了使从下槽脱出的刮板链在运行中回到槽内，可在机尾过渡槽的下翼缘装设上链器。中部槽承受煤和刮板链的剧烈摩擦，是使用量和消耗量最大的部件。为提高中部槽的使用寿命，可以采用如下方法。如：将两端进行淬火处理，或加焊锰钢铸造端头；中板两端链道处用等离子喷焊耐磨合金；易磨损处堆焊硬质合金；加大中板厚度；改进槽帮钢的断面以增加强度和刚度。制造中部槽的槽帮钢已有定型标准，规定的型式有D型、E型和M型三种。D型为中单链刮板输送机用热轧槽帮钢，E型为中单链和中双链用，边双链也可使用，M型为边双链用的热轧槽帮钢。E型与M型相比不仅中板宽度减小从而增大了刚度，还增强了中板与槽帮钢的焊缝强度，便于焊接，链子不磨焊缝。因此，选用M型。2.2 工作原理进入机槽的物料受到刮板链条在运动方向的压力和自身重量的作用，在物料间产生内磨擦力，这种磨擦力保证了物料层之间的稳定状态，并能克服物料在机槽内移动而产生的外磨擦阻力，使物料形成随刮板链条一起运动的连续的整体的物料流而被输送。头尾链轮即为驱动轮和张紧轮，链条作为牵引构件被环绕支承于头尾链轮和机槽内，安装于链条上的刮板为输送物料构件，物料在封闭形机槽内通过连续运转的刮板链条实现输送。与前面二种输送机相同，刮板输送机的驱动装置安装于头部驱动轮端，张紧装置设置于尾部张紧轮端，通常采用滑块螺杆式张紧装置，其进料口开设于尾部机槽上部，卸料口开设于头部机槽下部。注意，胶带输送机和斗提机的牵引构件是通过摩擦实现驱动，而刮板输送机的链条是通过齿啮合实现驱动。刮板输送机工作时，无论是水平还是垂直输送，当物料从进料口进人封闭的机槽后，在刮板推力、物料自身重力等外力作用下，散体物料形成足够的内摩擦，该内摩擦力足以克服物料输送时所受的机槽对其的外摩擦力及垂直输送时物料的重力，这样物料就可形成一个相对稳定的整体，在刮板链条的作用下完整地向前输送。刮板链条它是由刮板和链条连接于一体而形成的，其作用是承载、传递动力和输送物料。机槽是刮板输送机的外壳，它起到密封和支承其他构件的作用，更重要的它还是物料犏送的内腔，必须有良好的耐磨性。第三章 传动比的设计计算3.1 链轮速度的计算 图 3-1中部槽 图3-2 倾斜面 图3-3 传动方向图已知中部槽的煤层的动堆角是30度，煤的散粹密度为，空载时的q=18.8kg/m，倾角10度。每次载深0.6m。装运煤的几何面积如图一所示。A 按尺寸计算 =0.046 (3.1) 实际煤断面按装满系数为0。8计算 =0.84m/s (3.2)3.2计算、空段的运动阻力为了简化计算，中部槽的单位长度上的装煤量只按链计算即有 = =17598N (3.3)空段阻力: =10476N (3.4)3.3中心角的计算按弯曲段的几何关系到，求算中部槽弯曲段的中心角 得: (3.5) (3.6) (3.7) 因倾角不大 而且时就有 在此种情况下，1点的张力最小。 有=0 (3.8) =10476 N N N 功率 KW 将上述的功率计算值各增加20%则有 KW 则选用功率为40KW的电动机单头驱动。3.4计算刮板链的预紧力和紧链力为了简便预紧力的计算则按以下工式计算=12571 N (3.9)紧链力的计算，一条的圆环链的刚度EA= N取mm (3.10) =29318 N3.5减速器传动比的确定 根据前面已经知道选择了40KW的电动机，而它的转速为1470M/S。 查表可得到规格的圆环链轮的半径为0。144m同时确定链轮的齿数为7个由此可得到链轮的转速为： (r/s) =55.71 (r/min) (3.11) 则减速器的传动比为=26.386 则初步可把它分为第一级传动比为2.6364 第二级传动比为3.25 第三级传动比为3.08 即有 26.386=第四章 齿轮设计计算4.1各对齿轮的选择由于第一级传动的转速高。同时它需要传动平稳和承载能力需求要高,所为初步选择锥齿圆弧齿。因为它具有以下特点： (1) 由于是锥齿圆弧齿轮的齿线是曲线，在传动过程中至少有两对或者两对以上的齿同时接触，重迭系数增大，使传动平稳。减轻了冲击，降低了噪音，同时也提高了承载能力。 (2) 小齿轮的最少齿数可少到5个，故可获得大的传动比，减小传动尺寸。 (3) 可进行齿面的研磨，以提高精度和光洁度，从面降低噪音，改善接触和提高传动强度。 (4) 可调整刀盘的半径，从而调整齿线曲率以修正接触区。 (5) 由于齿线螺旋角的存在，螺旋锥齿轮的轴向力和径向力均较直齿锥齿轮大，故轴承受力较大。 第二级传动采用斜齿轮传动。因为它需要的转速不是那么高，比直齿轮获得更小的传动几何尺寸，也就是说它的传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。 第三级才用直齿轮传动。 总之，齿轮传动都具有以下特点： (1) 效率高。在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率最高。 (2) 结构紧凑。在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。 (3) 工作可靠，寿命长。 设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作寿命可长达一二十年，这对井下工作最为重要。 (4) 传动比稳定，传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。4.2 圆弧齿锥齿轮的设计以下所有计算均是参考由王承刚主编，1994年高等教育出版社出版的圆弧齿锥齿轮传动设计，因此以下图和表的标号均与该书中的一致。 1 分度圆直径的初步确定小齿轮上的计算转矩 (4.1) 由于刮板机运输的工作平稳 =259.836 NM2 主动锥齿轮分度圆直径的选择 根据由图3-1和图3-2可分别选得取两者中较大值，则为d=80 mm。3 螺旋角的选择 取 ，小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。4 齿数及模数的初步选择 齿数的选择 由图3-3查得，=37 模数的确定 =5.7145 由图3-7查得切向变径系数 由图3-6查得径向变位系数6 齿轮高H ，径向间隙系数压力角，由表3-5得 H=1.888=10.788 7几何尺寸计算 小齿轮齿数 大齿轮齿数 大端模数M=5.714 中点螺旋角 齿顶高系数f=0.85 径向间隙系数径向就位系数 切向变径系数 表4.1 圆弧齿锥齿轮的几何计算计算项目 小齿轮 大齿轮分度圆直径=80节锥角外锥距齿面宽 表4.1 圆弧齿锥齿轮的几何计算 (续)计算项目小齿轮大齿轮齿顶高齿根高全齿高工作齿高齿顶间隙齿根角齿锥角面锥角齿顶圆直径周节大端理论弧8 强度计算 (1) 齿面接触疲劳强度计算 计算接触应力 (4.2) 其中圆周力 N工况系数 运载系数 按图3-8，考虑齿轮精度较高。查曲线2 查图时，圆周速度 m/s 载荷分布系数 根据一般工业用途。一轮采用悬臂支承，由表3-13查出 尺寸系数 几何系数 z=0.11。由图3-10查得 弹性系数 按一对钢制齿轮选择 齿轮接触计算应力 (4.3) (2) 计算齿轮的接触疲劳极限应力 两轮材料各热处理相同，故齿轮材料的接触 极限应力相同，由3-14按渗碳钢，表面淬硬 HRC55得，=1373 接触计算用的寿命系数 =(4.4) 由图3-11查得， 小齿轮的接触疲劳极限应力= 大齿轮的应力循环数由图3-11查得 大齿轮的接触疲劳强度极限应力 =(3) 校对计算接触应力 由表3-12按失效率1%选取 故接触强度符合要求9 齿根弯曲强度计算 (1) 计算弯曲应力 (4.5) J-弯曲计算几何系数，按计算弯曲应力=151。13 (2) 计算弯曲疲劳极限应力 (4.6) 式中的-试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，由表3-6查得=206.82( )-弯曲计算用的寿命系数 按 由图3-14查得， =1 ( 按可靠性90%的曲线) -温度系数，与前面的按接触强度计算相同 =1.026 因材料，热处理各寿命系数均相同，故两个齿轮的弯曲极限应力也相同 弯曲极限应力=206.82/1.026=201.58 (3) 校核计算弯曲应力 由表3-5按失效率1%选取 由式(4.7) 两个齿轮的弯曲强度能够通过10 齿厚检验尺寸计算 在”几何尺寸计算”中已经求得 由表3-11b得 表4.2 齿轮法向弦齿高和法向齿厚计算项目符号计算公式计算刀号 标准刀号实际螺旋角中点锥矩刀盘直径N 取用标准刀号的10.5表4.2 齿轮法向弦齿高和法向齿厚计算 (续)项目符号 计算公式小轮法向弦齿厚大端螺旋角法向弧齿厚测量齿厚处的锥矩大轮法向齿厚弧 表4.2 齿轮法向弦齿高和法向齿厚计算 (续)项目符号计算公式中间项中间项中间项法向弦齿高4.3 斜齿轮的设计1以下所有计算均是参考由濮良贵、纪名刚主编，2006年高等教育出版社出版的机械设计，因此以下图和表的标号均与该书中的一致。(1) 运输机为一般的工作机器，当转速传动到这一级的时候，已经不太高了。故选用7级等级精度。(2) 材料选择由表10-1选择小齿轮材料为20CrMnTi（调质），硬度为300HBS， 大齿轮的材料可选为20CrMnTi（调质）。硬度为280 HBS，二者的材料硬度差 20 HBS(3) 选小齿轮齿数=17大齿轮的齿数 (4) 选取螺旋角。初步选取螺旋角为14度按齿面接触强度设计 按式10-21 试算 则有 2 确定公式内的各计算数值 (1) 试选 载荷系数 =1.6 (2) 计算小齿轮的传递转矩 已经知道圆弧齿锥齿轮的传动效率为95%则传到这一级的功率为P=38 KW。而这一级的转速为N=1470/2.6364=557.57 (R/MIN) 由此可得到这一级的转矩 (3) 由表10-7查到齿宽系数(4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 (4.8) (5) 由图10-21D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限(6) 由式10-13计算应力循环次数 (4.9) (7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 (8) 由图10-30选取区域系数 (9) 由图10=26查得 (10) 许用接触应力 (4.10) 3 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径，计算公式得 (2) 计算圆周速度 (3) 计算齿宽b及模数 (4.11) mm (4) 计算纵向重合度 (4.12) (5) 计算载荷系数K 已知使用系数=1，根据v =3.08 7级精度， 由图10-8查得动载荷系数=1.13 由表10-4查得=1.42 由图10-13查得 =1.15由表10-3查得 故载荷系数 (4.13) (6) 按实际的载荷系数校正所得到的分度圆直径 (4.14) (7) 计算模数 (4.15) 4 按齿根弯曲强度设计 由式 (4.16) (1) 确定计算参数 (2) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数(3) 计算当量齿数 (4) 查取齿形系数 由表10-5查得 (5) 应力校正系数 由表10-5查得 (6) 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPA大齿轮的弯曲疲劳极限 MPA(7) 由图10-18取弯曲寿命系数 (8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 (4.17) (9) 计算大，小齿轮的并加以比较 (4.18) 可以看出大齿轮的数值大设计计算 由此对比计算结果。上齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面弯曲疲劳强度的法面模数。取 =6，已经可以满足弯曲强度。 因此 故可取 18 则有5 几何尺寸计算 (1) 计算中心距 将中心距圆整为239(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 等不心修正。 (3) 计算大小齿轮的分度圆直径 (4) 计算齿轮宽度 圆整后取 =100 =1054.4 直齿轮设计 1以下所有计算均是参考由濮良贵、纪名刚主编2006年高等教育出版社出版的机械设计，因此以下图和表的标号均与该书中的一致。 (1) 选定齿轮的类型。由于此级的转速不高，故可选用7级精度的直齿圆柱齿传动。 (2) 由于上斜齿轮的效率为96%， 则可得 这一级的功率 P = 这一级的转速 这一级的转矩 (3) 材料的选择 由表10-1选择小齿轮的为20CrMnTi (调质)硬度为300HBS。大齿轮的材料可选20CrMnTi (调质) 硬度为280HBS (4) 初步选择小齿轮的齿数 。 大齿轮的齿数 (5) 按齿面的接触强度计算 由设计计算公式10-9a进行试算 (4.19) 2 确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数 =1.3 (2) 计算小齿轮传递的转矩 (3) 由表10-7选取齿宽系数 (4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 (4.20) (5) 由图20-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触极限 大齿面的接触疲劳极限 (6) 由式10-13计算应力循环次数 (4.21) (7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 (8) 计算接触疲劳许用应力 取失效为了1%，则安全系数 s=1 (4.22) 3 计算 (1) 计算小齿轮的分度圆直径。代入较小的值 (2) 计算圆速度 (3) 计算齿宽B (4) 计算齿宽与齿高之比 (5)计算载荷系数 根据 V=1.49 m/s 7级精度。由图10-8查得动载系数 直齿轮 由表10-2查得使用系数 由10-4由插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称的布置的，则有 由和查图10-13得 故载荷系数 (6) 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 (4.23) (7) 计算模数 4 按齿根弯曲强度设计 (1) 由图10-20C查得的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 (2) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 (3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得 (4) 计算载荷系数 (4.24)(5) 查取齿形系数 由表10-5查得 (6) 查得应力校正系数 由表10-5查得 (7) 计算大，小齿轮的，并加以比较 (4.25) 由此可得大齿轮的值大 设计计算 对比计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小，主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面的接触疲劳强度所决定的承载能力。仅与齿轮的直径有关。可弯曲强度算得的模数5.73，并就近圆整为标准值M=6，按接触强度算得的分度圆直径D=175.05算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数 这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度的要求又能满足齿根弯曲疲劳强度，并使它们结构紧凑 5 几何计算 (1) 计算分度圆直径： (2) 计算齿轮宽度： 取=175mm =180mm。第五章 轴的设计计算5.1第一根轴的设计计算1 已知从液力耦合器出来的功率为 P=40 KW，转速N=1470(r/min) 则可以初步确定轴的最小直径，齿轮材料为30CrMnTi。 根据表15-3，取A=120则有 (5.1) (n.mm)根据需要，此轴的结构如下图 图5-1 第一轴 轴的最小输出轴是用于和液力耦合器连接的联接。根据轴的最小直径选用直径为50mm，渐开线型的花键。模数为2.5，齿数为16个。即：型 花键连接的工作长度为80 mm。 2 选择轴的材料 因小锥齿圆弧齿轮的分度圆直径D=80小于=90，所以该轴应该与锥齿圆弧齿轮做成一体，故材料为30CrMnTi 3 结构草图设计 考虑到加工，装配，定位等对轴的结构提出要求。 因此根据估算的基本轴径将第一轴设计成梯形，如上图。 4 各段轴径的确定 由于与液力耦合器的连接的轴的直径为50mm， 此时需要一个台阶，以保证轴与液力耦合器的端面紧密接触，为了最大限度地节省材料。而又能满足使用要求。所以此时的台阶的直径取为53mm。 同时为了保证轴在运转的过程不向后移动，在靠近台阶的一端需要一个防滑的装置。这时轴内要开一个槽。所以这时轴要大一点。直径取为55mm，为了保证齿轮放在一个水平位置，在靠近齿轮的那边需要两个轴承。这时轴径取为60mm。 5 各段轴的长度的确定 在靠近齿轮的那边是选用的中7312C轴承两个。而7312C的型号 ，所以这边的长度31mm。而在另一端选用的是53612的轴承。而这种轴承的型号为。也是两个。则有92mm再加上中间的还有一段距离用轴套连结。所以取200mm。 考虑到箱体的尺寸，中间防滑那段轴取50mm。而与花键连接那段轴的长度取为60mm6 强度较核轴所受的载荷式从轴上的零件传来的。计算式，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布点的重点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，简化受力情况，变成力学模型，方便受力的分析和计算。分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，然后找出危险点。计算齿轮上的受力圆周力画垂直面得弯矩图： 图5-2 轴的弯矩和扭矩图故可知道，它是安全的。 5.2 第二轴设计计算 1 已知第二根轴的功率为38KW，转速为558(r/min)， 转矩为Nmm 2 则初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。齿轮的材料为20CrMnTi，根据表15-3取A=120。由轴的用途可得：轴的最小直径处是接一个制动夹紧装置。 3 因小斜齿轮的分度圆直径小于，所以该轴应该与斜齿轮做为一体，故轴的材料也为20CrMnTi， 4 结构草图设计考虑到加工，装配，定位等对轴的结构提出要求。 因此根据估算的基本轴径将第一轴设计成梯形，如下图。各段轴的初步直径如图所示。由于安装制动夹紧的那段轴为最小的轴即取为50mm。在2-3段和7-8段处安装轴承。为了最大程度地节省材料。所以在此取它们的直径为55mm。即 mm 图5-3第二轴 为了保证轴承的一端与轴的一个端面紧密连结，此时需要一个台阶，取它的直径为63mm即有 mm。同时为了方便安装和取下锥齿圆弧齿轮，这段轴稍比台阶轴大一点就可。故取 mm而的确定，由齿轮的顶圆直径来确定，齿轮的齿数为19，模数为6，变位系数0.395，齿顶降位系数0.0057，因而顶圆直径 (5.2) (5.2)所以=130mm而，是由于=55mm。为了保证轴承的一端与轴的一个端面紧密连结和方便安装和取下轴承，此时需要一个台阶，取它的直径为70mm。各段轴长度确定已知在2-3和7-8之间采用的是53611型的轴承。而轴承基本参数，因此则有可取，mm，mm已知大锥齿圆弧齿的轮毂为113mm，再加一个10个毫米的移动间隙。则有mm已知小斜齿的齿宽为105mm，故取mm。考虑到斜齿轮应该距箱壁有一定的距离，这段距离取为mm 取安装制动夹紧装置的工作长度为80mm故 考虑到箱体内部的跨度为310mm，则 mm。所以这根轴的总长度为80+50+73+123+105+9+43=483 mm5 轴的强度较核轴所受的载荷式从轴上的零件传来的。计算式，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布点的重点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，简化受力情况，变成力学模型，方便受力的分析和计算。分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩和垂直面上的弯矩图，然后找出危险点计算圆弧齿轮上的受力N(5.3) 径向力N轴向力N斜齿轮传动中的小齿轮受力情况圆周力径向力(5.4) 轴向力第二轴垂直面和水平面的弯矩受力情况如图5-4所示。第二轴所受的弯矩如图中所示，第二轴的弯矩最大处在第二轴的小齿轮处，所以根据小齿轮处的弯矩计算。(5.5) 第二轴的弯扭合成强度条件为 (5.6) (5.6)所以第二轴的尺寸是合适的。图5-4 第二轴的载荷分析图 5.3 第三轴设计计算 1 第三轴的功率 kw 这一级的转速为： (r/min)2 则初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。齿轮的材料为20CrMnTi，根据表15-3取A=120。 3 因小直齿轮的分度圆直径小于，所以该轴应该与直齿轮做为一体，故轴的材料也为20CrMnTi， 4 结构草图设计考虑到加工，装配，定位等对轴的结构提出要求。 因此根据估算的基本轴径将第一轴设计成梯形，如下图。(1) 各段轴的初步直径 按估算结果取装斜齿轮的轴段直径为75mm，为了使斜齿轮安装方便。同时根据轴承内径标准及定位端的需要，取 mm(2) 已知安装大齿面的轴径为75mm，为了保证大齿面端面的定位，和安装的方便，故取mm。(3) 第3-4之间齿面的直径由齿轮顶圆直径来确定的。齿轮的齿数为29，模数为6，变位系数为+0.42，齿顶降低系数。因而，齿顶圆直径 图5-5 轴的载荷分析图 5 轴承的选项型和布置 由于此轴的转速较低。有轻度的冲击振动，为了便于调整轴承间隙。宜选用圆锥滚子轴承，初定型号为7614，轴承尺寸为 mm