机械毕业设计（论文）-链板式运输机的传动装置设计【全套图纸】.doc

i 毕毕业业论论文文 (设设计计) 全套图纸，加 153893706 题题 目：目： 链板式运输机的传动装置设计链板式运输机的传动装置设计 学学 生：生： 系系 别：别： 机电工程系机电工程系 专业班级：专业班级： 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 0707 级级 0202 班班 指导教师：指导教师： 辅导教师：辅导教师： 时时 间：间： 20102010 年年 6 6 月月 至至 20112011 年年 5 5 月月 ii 目录 摘要摘要.iv 关键词关键词.iv abstract .iv key wordsv 前前 言言1 1 1 传动方案的拟定传动方案的拟定.4 2 2 电动机的选择和计算电动机的选择和计算5 2.12.1 电动机的选择电动机的选择5 2.1.1 电动机类型的选择5 2.1.3 电动机转速的选择.5 2.1.4 传动比的分配7 3 3 传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数8 3.13.1 各轴转速各轴转速.8 3.23.2 各轴功率各轴功率8 3.33.3 各轴转矩各轴转矩.8 4 4 齿轮的设计计算齿轮的设计计算9 4.14.1 闭式圆锥齿轮传动设计闭式圆锥齿轮传动设计.9 4.1.1 按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数.9 4.1.2 选择齿轮的精度等级.11 4.1.3 精确计算计算载荷.11 4.1.4 验算轮齿接触疲劳承载能力.11 4.1.5 验算轮齿弯曲疲劳承载能力.12 4.1.6 直齿锥齿轮传动几何尺寸计算.12 4.24.2 高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算.14 4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数.14 4.2.2 计算具体参数.14 4.2.3.按齿根弯曲强度设计15 iii 4.34.3 低速级齿轮传动的设计计算低速级齿轮传动的设计计算.16 4.3.1 齿轮材料，热处理及精度.16 4.3.2 计算16 4.3.3 按齿根弯曲强度设计.17 5 5 轴的设计计算轴的设计计算.19 5.15.1 输入轴的设计计算输入轴的设计计算19 5.2 ii 轴轴的设计.23 5.3 轴轴设计27 6 6 轴承的选择及寿命计算轴承的选择及寿命计算31 6.16.1 高速级轴的轴承的校核高速级轴的轴承的校核.31 6.1.1 轴承的受力分析31 6.1.2 轴承受径向力分析.31 6.1.3 轴承寿命计算与校核.31 6.26.2 中间级轴承的设计与校核中间级轴承的设计与校核32 6.2.1 中间级受力分析.32 6.2.2 计算轴上的支反力32 6.2.3 轴承的选择与计算32 6.2.4 轴承寿命计算与校核33 6.36.3 低速级轴承的设计与计算低速级轴承的设计与计算33 6.3.1 低速级轴和轴承所受的力.33 6.3.2 初选轴承型号34 6.3.3 计算轴承受的径向力34 6.3.4 轴承寿命计算与校核34 7 7 键的选择与校核键的选择与校核35 7.17.1 根据轴的直径选择键根据轴的直径选择键35 7.27.2 校核键的承载能力校核键的承载能力35 8 8 轴承的润滑及密封轴承的润滑及密封36 9 9 箱体结构的设计计算箱体结构的设计计算36 参考文献参考文献38 致致 谢谢39 iv 链板式运输机的传动装置设计 摘要 链板式输送机 是利用固接在牵引链上的一系列链板在水平或倾斜方向输送物料的 输送机，以单片钢板铰接成环带作为运输机的牵引和承载构件承载面具有横向隔片置于 槽箱中驱动环带借隔片将煤刮运输出。它由驱动机构、张紧装置、牵引链、板条、驱动 及改向链轮、机架等部分组成。 链板式输送机主要用于部分仓库或内河港口中输送件货。它与带式输送机相比，优 点是板片上能承放较重的件货，链条挠性好、强度高，可采用较小直径的链轮和传递较 大的牵引力。缺点是自重、磨损、消耗功率都较带式输送机大，而且，链板输送机和其 他啮合驱动的或提升机一样，在链条运动中会发生动载荷，使工作速度受到限制。 关键词 链板式；输送机；输出；动载荷 abstract chain plate conveyor is the use of solid traction chain connected to a series of chain v plate in the horizontal or inclined conveyor direction of transportation of materials to chip into the ring with a hinged steel conveyor components traction and load carrying surface with horizontal septa home tank driver in the box by a spacer zone scraping the coal transportation out. it consists of drive mechanism, tensioning device, traction chains, slats, driven and headed sprocket, racks and other components. chain plate conveyor is mainly used for part of the warehouse or inland port in the pieces of cargo transportation. compared it with the belt, the advantage of bearing plate can be put on the heavier pieces of cargo, chain flexibility, high strength, small diameter can be larger sprockets and transmission of traction. the disadvantage is weight, wear, power consumption as compared with a large belt, and, chain conveyor, and other engagement-driven or elevator, as movement occurs in the chain of dynamic load, the operating speed is limited. key words chain plate；conveyor；transportation；dynamic load 1 前 言 链板式输送机应用于重件的输送 ,常用于各类 摩托车、汽车 总装输送线及焊接 输 送机、各类制动器、发动机 链板输送机 、起动机链板机、磁电器门链板输送机、发电 机链板输送机、电焊机链板输送机等装配。输送机为摩托车链板输送机整车制造装配厂 商必不可少的设备 ,通过流水线操作 ,对工厂的装配工艺进行有效的调整 ,合理分配每道 工序；并可在输送机上随意添置在线检测及自动装配专机,实施有效的产品质量控制 及设备运行状态监控 ,为现代化的大生产提供必要的保障。 链板式输送机的结构型式多样。链板式输送机一般可按下述分类： 1、按输送机的安装形式可分为固定式和移动式； 2、按输送机的布置形式可分为水平型、水平 -倾斜型、倾斜型、倾斜 -水平型、 水平-倾斜-水平型等； 3、按牵引构件的结构型式可分为套筒滚子链式、冲压链式、铸造链式、环链式及 可拆链式等； 4、按牵引链的数量可分为单链式和双链式； 5、按底板的结构型式可分为鳞板式（有挡边波浪型，无挡边波浪型，有挡边深型 等）和平板式（有挡边平型和无挡边平型等）； 6、按输送机的运行特征可分为连续式和脉动式； 7、按驱动方式可分为电力机械驱动式及液力驱动式 链板式输送机的特点具体如下： 1、链板输送机的输送面平坦光滑，摩擦力小，物料在输送线之间的过渡平稳，可输 送各类玻璃瓶、 pet 瓶、易拉罐等物料，也可输送各类箱包。 2、链板有不锈钢和工程塑料等材质，规格品种繁多，可根据输送物料和工艺要求选 用，能满足各行各业不同的需求。 3、输送能力大，可承载较大的载荷，如用于电动车、摩托车、发电机等行业； 4、输送速度准确稳定，能保证精确的同步输送。 5、链板输送机一般都可以直接用水冲洗或直接浸泡在水中。设备清洁方便，能满足 食品、饮料行业对卫生的要求。 6、设备布局灵活。可以在一条输送线上完成水平、倾斜和转弯输送。 7、设备结构简单，维护方便。 链板式输送机的发展前景是： 1、继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个 方面。水力输送装置的长度已达 440 公里以上。带式输送机的单机长度已近15 公里， 并已出现由若干台组成联系甲乙两地的 “带式输送道 “。不少国家正在探索长距离、大 运量连续输送物料的更完善的输送机结构。 2、扩大输送机的使用范围。发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易 燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。 3、使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。如邮局所用 的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。 4、降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。 已将 1 吨物料输送 1 公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。 5、减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。 链板输送机主要应用于废纸或浆板的输送。生产使用中在为水力碎浆机供料的间歇停 2 机期间，由于设计原因或操作不当，时常出现链板输送机倒转的情况。当重新启动主电机 后，需要做一段无用功，才能为碎浆机供料，影响了生产效率。针对该状况，下面从设计 和使用的角度分析链板输送机发生倒转的原因，并提出了几种解决方案供探讨。 1、倒转的原因 氧 链板输送机是由水平段和倾斜段组成的，水平段用于布料，倾斜段用于将废纸或浆板 输送到较高位置。 一般情况下，转鼓碎浆机由于要求废纸在比较温和的环境下实现碎解处理，要求链板 输送机的物料输送速度稳定，废纸在链板上的分散比较均匀，发生倒转的情况较少。但在 大规模低浓连续碎浆系统中，发生链板输送机倒转的情况较多，废纸供应量的不稳定现象 也对水力碎浆机造成较大冲击，碎浆机主电 机工作电流波动较大。 过氧如图1所示，倾斜段原料(重力f1)将产生使链板输送机发生倒转的作用力f 2， 通常情 况下，该作用力不足以克服链板输送机滚轮与机架的摩擦力和传动系统的阻滞转矩，但当 水平段原料较少，倾斜段倾角较大，倾斜段原料量大而过于集中于局部某处时，在链板输 送机输料间歇停机期间容易发生倒转。为了避免该情况发生除了正确遵守设备的操作使用 规范外，采取必要的制动措施也非常 重要。 2、防止倒转的技术措施 （1）使用匀纸辊 过氧匀纸辊通过在辊体上焊接相互交错的一 系列拨料齿实现对废纸的均匀分散处理。一 般安装在链板输送机水平段和倾斜段的过渡 位置，其与托板的高度空间位置可以调整， 通过调节过料面积来调整水力碎浆机的产量。 过氧如图2 所示对于使用omg、onp和混合办 公废纸的生产线，使用匀纸辊的效果较好， 能够对废纸包起到初步均匀打散作用，使链 板输送机托板上的载荷分布比较均匀有利于 连续稳定送料。而对于使用废箱纸板作为原 料的生产线将无法使用匀纸辊。 （2）在动力传动系统中使用摆线针 3 轮减速机 过氧通常情况下，链板输送机传动方案采用“电动机+ 圆柱齿轮减速机+链板输送机”的 传动形式该传动形式。传动效率较高，承载能力大，但由于自身不具备防倒转功能，需要 配置额外的制动系统。 过氧针对以上状况，部分厂家采用摆线针轮减速机代替了齿轮减速机，它利用k-h-v少齿差 行星传动原理的制动性能，起到防止链板输送机发生倒转的目的。 过氧该方案中，电动机可以与摆线针轮减速机集成到一起，具有结构紧凑、体积小和重量 轻的特点。而且传动过程中为多齿啮合传动平稳，过载能力强，耐冲击，适用于频繁启动 但传动效率略低。对于新设计的链板输送机宜于采用该传动方案。 （3）使用棘轮机构 过氧棘轮机构能有效地防止转动设备发生倒转。在链板输送机的传动系统中，由于需要棘 轮的承载能力较大，要求棘轮的制造材料具有良好的综合机械性能和高耐磨性。由于润滑 状况不太理想，噪音、机械冲击和磨损较大，故不适合于高速旋转，可以应用于减速机之 后的低速级链条传动系统中，如此可以减少棘轮和链条的磨损达到延长设备运行寿命的目 的。 过氧棘轮的常用齿形有不对称梯形、三角形、齿形、圆弧形齿形、对称矩形和对称梯形等 结构。如图3所示，不对称梯形结构棘轮机械强度高，可用于承受载荷较大的场合，适合于 链板输送机的制动要求。 过氧外啮合式棘轮机构由于加工、安装和维修方便，应用较广。如图4 所示，该机构主要 由支架1 、预紧弹簧2、棘爪3和棘轮6组成，棘爪3空套在与支架1固连的销轴上，棘轮6与 驱动链轮5一起固定在减速机4的输出轴上，当驱动链轮5和棘轮6顺时针方向转动时，棘爪3 在棘轮5的齿背上滑动；而当驱动链轮5和棘轮6逆时针方向转动时，棘爪3便在预紧弹簧2的 拉力作用下插入棘轮6的齿谷中，使减速机4静止不动，从而防止链板输送机发生倒转。 过氧该方案结构简单，节省安装空间，操作方便，可用于设备改造。 通过分析链板输送机发生倒转的原因，提出了几种可行的解决方法，并分析了各种方 案的使用特点和条件，既有利于该类设备的优化设计也为使用厂家提出了一些使用方面的 注意事项，将有助于设备的正常 使用和安全生产。 选择链板式带式输送机作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能 力，通过这次毕业设计是对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也将使我们的设计、 计算和绘图能力都得到了全面的训练。 4 1 传动方案的拟定 （1）工作原理 如图 1 所示，驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送物料。 （2）已知条件 双班制，电动机单向运转，载荷平稳；使用期限为 10 年，每年 300 天，大修周期为 3 年；单件小批量生产，中小型机械制造厂制造。 原始数据： 输送链拉力：4200/fn 输送链速度：0.9/(/ )vm s 驱动链轮直径：370/d mm 初步拟定传动方案如图所示。减速器采用三级圆锥圆柱齿轮减速器 5 2 电动机的选择和计算 2.1 电动机的选择 2.1.1 电动机类型的选择 按工作要求和工况条件，选用三相交流电动机。y 系列三相交流异步电动机由 于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故选用 y 系列三相交流异步电动机。 2.1.2 电动机功率的选择 确定输送机有效功率为 4200 0.9 3.78 10001000 w fv pkwkwkw 传动装置的效率为 42 12345 0.8 式中： -圆柱齿轮传动效率（取 0.97） 1 -滚动轴承的效率（取 0.99） 2 -联轴器的效率（取 0.99） 3 -圆锥齿轮传动效率（取 0.95） 4 -滚筒传动效率（取 0.9） 5 电动机所需的功率： 3.78 4.725 10000.8 w d p pkw 由机械设计课程设计查表 16-1 选取电动机额定功率为 5.5kw 2.1.3 电动机转速的选择 60 100060 1000 0.9 / min46.5 / min 370 w v nrr d 在传动装置中，总传动比为电动机转速与工作机转速之比，即： m n w n 6 , w m n n i 按传动方案图可知，该传动装置的总传动比等于二级传动比的乘积，即： 12 ii i 式中： 圆锥齿轮传动比； 1 i 圆柱齿轮传动比； 2 i 圆柱齿轮传动比。 3 i 查机械设计手册 ，得：， 123 (2 3),(3 5),(3 5)iii 传动比范围，。(2 3) (3 5) (3 5)(18 75)i 所以电动机的转速范围为： m n 。(18 75) 46.5(min)837 3487.5(min) mw ni nrr 符合这一范围转速的同步转速有三种1000min,1500min,3000min,rrr 按机械设计手册查出三种适用的电动机型号，其各自传动比为： 当时，；1000(min)nr 960(min) 20.65 46.5(min) r i r 当时，；1500(min)nr 1440(min) 30.97 46.5(min) r i r 当时，；3000(min)nr 2830(min) 60.86 46.5(min) r i r 根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计课程设计表 16-1 知，列表如下： 7 电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比轴外伸轴径 轴外伸长 度 y132m2-65.5kw1000r min/960r min/20.6538mm80mm y132s-45.5kw1500r min/1440r min/30.9738mm80mm y132s1-25.5kw3000r min/2830r min/60.8638mm80mm 选用电动机型号 y132m2-6。查表 16-2 可知，该电动机的中心高 h=132mm，轴外伸轴径为 38mm，轴外伸长度为 80mm。 2.1.4 传动比的分配 由： 960(min) 20.65 46.5(min) m w nr i nr 123 ii ii 查机械设计手册 ，取， 2 3i 3 3i 则 1 23 20.65 2.3 3 3 i i ii 查机械设计手册 ，锥齿轮传动比在 24 之间，符合要求。 所以传动比分配为： 圆锥齿轮的传动比：； 1 2.3i 圆柱齿轮的传动比：； 2 3i 链的传动比：。 3 3i 8 3 传动装置的运动和动力参数 3.1 各轴转速 电机轴 1 的转速：； 1 960(min) m nnr 高速轴 2 的转速：； 1 2 1 960(min) 417.4(min) 2.3 nr nr i 中间轴 3 的转速：； 2 3 2 417.4(min) 139.13(min) 3 nr nr i 低速轴 4 的转速：。 3 4 3 139.13(min) 46.5(min) 3 nr nr i 3.2 各轴功率 电机轴 1 的功率：； 10 4.725()ppkw 高速轴 2 的功率：； 2 4.265()pkw 中间轴 3 的功率：； 3 3.92()pkw 低速轴 4 的功率：。 4 3.78()pkw 3.3 各轴转矩 电机轴 1 的转矩：； 0 1 4.725() 9550955047() 960(min) d m pkw ttn m nr 高速轴 2 的转矩：； 2 2 2 4.265() 9550955097.58() 417.4(min) pkw tn m nr 中间轴 3 的转矩：； 3 3 3 3.92() 95509550269() 139.13(min) pkw tn m nr 低速轴 4 的转矩：。 4 4 4 3.78() 95509550776.32() 46.5(min) pkw tn m nr 9 4 齿轮的设计计算 4.1 闭式圆锥齿轮传动设计 初选材料和热处理方法，确定许用应力 查机械设计手册 ，初选材料： 大齿轮 选用调质处理241286（hbw） 小齿轮 选用调质处理217269（hbw） 根据小齿轮齿面硬度 260hbw 和大齿轮齿面硬度 240hbw，按机械设计手册差得， 齿面接触疲劳极限应力： ，)(720 1 mpa hlim )(680 2 mpa hlim 轮齿弯曲疲劳极限应力： ，)(590 1 mpa fe )(570 2 mpa fe 取寿命系数： 1, 1 2121 nnnn yyzz 查机械设计手册 ，取最小安全系数： 3 . 1, 1 . 1 minmin fh ss 于是： )(55.6541 1 . 1 )(720 1 min 1 1 mpa mpa z s n h hlim h )(18.6181 1 . 1 )(680 2 min 2 2 mpa mpa z s n h hlim h )(85.4531 3 . 1 )(590 1 min 1 1 mpa mpa y s n f fe f )(46.4381 3 . 1 )(570 2 min 2 2 mpa mpa y s n f fe f 分析失效，确定设计准则 由于要设计的齿轮传动属闭式传动，且为软齿面齿轮，最大可能失效是齿面接触疲劳； 但如模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿面接触疲劳承载能力 进行设计，确定主要参数，再验算轮齿的弯曲疲劳承载能力。 4.1.1 按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数 3 2 2 1 1 )( )5 . 01 (85 . 0 4 h he rr zz u tk d 因属减速传动，2.3ui 确定计算载荷 10 小齿轮转矩： 1 47()tn m 大齿轮转矩： 2 97.58()tn m 11 tkkkktk va 查机械设计手册 ，考虑齿轮传动时锥齿轮传动，电动机驱动，载荷不甚平稳，轴承 相对齿轮不对称布置，取载荷系数，得：5 . 1k 11 1.5 47()70.5() av k tkkkktn mn m 区域系数查机械设计手册 ， 标准齿数5 . 2 h z 弹性系数)( 8 . 189mpaze 尺宽系数取25 . 0 r b r 因大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将代入，于是：)(18.618 2 mpa h )(22.74 )(18.618 5 . 2)( 9 . 189 5 . 2)25 . 0 5 . 01 (25 . 0 85 . 0 )(10475 . 14 3 2 2 3 1 mm mpa mpammn d 由得：2.3i 1 11 arctanarctan23.5 2.3i 2 arctanarctan2.366.5i 不产生根切得最小齿数： 1 min 22 2cos2 1 cos23.5 15.69 sinsin 20 h z 取，则模数：16 1 z 21 16 2.336.8zzi )(64 . 4 16 )(22.74 1 1 mm mm z d m 取标准模数，)(5 mmm )(8016)(5 11 mmmmmzd )(25.100 5 . 23sin2 )(80 sin2 1 1 mm mmd r )(70)(80)25 . 0 5 . 01 ()5 . 01 ( 11 mmmmdd rm 11 4.1.2 选择齿轮的精度等级 齿轮圆周速度： )(53 . 1 100060 )min( 4 . 417)(7014 . 3 100060 11 sm rmmnd v m 查机械设计手册 ，并考虑该齿轮传动的用途，选择 8 级精度。 4.1.3 精确计算计算载荷 11 tkkkktk va va kkkkk )(788 . 2 )(70 )(58.9722 1 1 kn mm mn d t f m t 查机械设计手册 ，取：03 . 1 ,25 . 1 va kk 齿轮传动啮合宽度)(25)( 1 .25)(25.10025 . 0 mmmmmmrb r 取：)(22),(25 21 mmbmmb 查机械设计手册得： )( 4 . 139 )(25 )(10788 . 2 25 . 1 3 mmn mm n b fk ta 取：3 . 1 k 查机械设计手册得： ，轴悬臂布置，36 . 0 )(70 )(25 1 mm mm d b m dm 10 . 1 k 84 . 1 03 . 1 1 . 13 . 125 . 1 va kkkkk )(55.179)(58.9784 . 1 11 mnmntkkkktk va )(13 . 5 )(70 )(1058.9784 . 1 22 3 1 1 kn mm mmn d tk fk m t 4.1.4 验算轮齿接触疲劳承载能力 12 )(18.618)(12.596 5 . 2)(50 )(25.100 )(25 5 . 01 )(25.100 )(25 85 . 0 )(1058.9784 . 1 4 5 . 2)( 9 . 189 )5 . 01 (85 . 0 4 32 3 3 1 2 1 mpampa mm mm mm mm mm mmn mpa ud r b r b tk zz h heh 软齿接触疲劳承载能力足够 4.1.5 验算轮齿弯曲疲劳承载能力 f f f uzm r b r b ytk 22 1 32 1 1)5 . 01 ( 4 由： 45.17 5 . 23cos 16 cos 1 1 1 z zv 73.92 5 . 66cos 37 cos 2 2 2 z zv 查机械设计手册 ，得两齿轮复合齿形系数为06 . 4 ,56 . 4 21 ff yy 于是： )(85.453)(93.285 5 . 2116)(5)25 . 0 5 . 01 (25 . 0 56. 4)(1055.1794 1 22 3 2 3 1 mpampa mm mmn f f )(85.453)(58.254 5 . 2116)(5)25 . 0 5 . 01 (25 . 0 06 . 4 )(1055.1794 2 22 3 2 3 2 mpampa mm mmn f f 轮齿弯曲疲劳承载能力足够 4.1.6 直齿锥齿轮传动几何尺寸计算 计算公式 名称 小齿轮大齿轮 模数 m/（mm） 44 齿数 z1637 压力角 /（ ） 2020 13 锥顶角 5 . 23 5 . 66 齿宽 b/（mm） 2522 大端分度圆直径 d/（mm） 80165 11 zmd185375 22 zmd 齿顶高 /（mm） a h 551 1 mhha 551 2 mhha 齿根高 /（mm） f h 65)2 . 01 ( )( 1 mchhf 65)2 . 01 ( )( 2 mchhf 全齿高 h/（mm） 11 5)2 . 012( )2( 111 mch hhh fa 11 5)2 . 012( )2( 121 mch hhh fa 大端齿顶圆直径 )/(mmda 17.89 5 . 23cos52165 cos2 111 mzmda 97.162 2 . 68cos42404 cos2 222 mzmda 大端齿根圆直径 )/(mmd f 09.55 5 . 23cos44 . 2164 cos4 . 2 111 mzmd f 13.98 5 . 66cos54 . 2374 cos4 . 2 222 mzmd f 锥距 r/(mm) 25.100 5 . 23sin2 80 sin2 1 1 d r 齿顶角 a 855 . 2 25.100 5 arctanarctan r ha a 齿根角 f 425 . 3 25.100 6 arctanarctan r hf f 顶锥角 a 355.26855 . 2 5 . 23 11aa 355.69855 . 2 5 . 66 22aa 根锥角 f 075.20425 . 3 5 . 23 11ff 075.60425 . 3 5 . 66 22ff 14 4.2 高速级齿轮传动的设计计算 4.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按照传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 2）链板式传动机为一般工作机器，故选用 8 级精度（gb10095-88）。 3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度 250hbs，大齿轮 材料为 45 钢（调质）硬度为 240hbs。二者材料硬度差 10hbs。 4）选小齿轮齿数 z =17，大齿轮 z=2.3取 40 。 1112 zi 1739.1 由计算公式 d进行计算3 21 1 ) ( ) 1( 32 . 2 h e d t t z u utk 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数1.3 t k 计算小齿轮的转距： 1 97.58()tn m 齿宽系数查表选得：0 . 1 d 由查表得，材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpze 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600mpa 小齿轮的大齿轮的,620 1 mpa hlim ,600 1 mpa hlim 由公式计算压力循环次数， n =60=60 1h jln1 10 10445 . 2 )2030083(12830 n =ni 21 202 . 5 7 . 410445 . 2 3 1 9 10 查得接触疲劳寿命系数，85 . 0 1hn ，92 . 0 2hn 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全叙述为 s=1，可得， = h 1 mpa s k himhn 52762085 . 0 11 = h 2 mpa s k himhn 55260092 . 0 22 4.2.2 计算具体参数 计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，, 1t d h d=18.46mm 取 35.0mm3 21 1 ) ( ) 1( 32 . 2 h e d t t z u utk 计算圆周速度 v：sm nd v t /184 . 5 100060 2830 0 . 3514 . 3 100060 11 假设 k，可查表得，mnf b t a /1002 . 1 fh kk 计算齿宽 b: b= d1 d t 1 mm 0 . 35 0 . 35 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数：m= d，齿高：h=2.25m=2.25 t 1 059 . 2 17 0 . 35 1 z 632 . 4 059 . 2 则 b/h=35.0/4.632=7.556 计算载荷系数：根据 v=5.184m/s ，8 级精度，查得动载系数 k =1.2 v 15 查得使用系数：k0 . 1 a 查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：k ，代入数据得：k=1.448b ddh 32 2 1023 . 0 6 . 0118 . 0 15 . 1 ）（ h 有由 b/h=7.556 查表得，k=1.36 f 故载荷系数 k=kkk k=1.20 av h f 079 . 2 444 . 1 2 . 11 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=3 11 t t k k d mm92.40 6 . 1 010 . 2 406.18 3 1 计算模数：m=40.92/17=2.4 取 2.5 1 1 z d 4.2.3.按齿根弯曲强度设计 得弯曲强度的设计公式为 m确定各项计算值；3 2 1 1 )(2 f safa d t yy z k 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 mpa fe 500 1 mpa fe 380 2 查得弯曲疲劳寿命系数 kk，90 . 0 1fn 95 . 0 2fn 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，s=1.4，则可得 = f 1 43.321 4 . 1 5009 . 0 11 s k fefn = f 2 86.257 4 . 1 38095 . 0 22 s k fefn 计算载荷系数 k：k=kkkk=1 avff 958 . 1 36 . 1 2 . 120 . 1 查取齿型系数 y，y，97 . 2 fa 22 . 2 2fa 查取应力校正系数得：y, y52 . 1 1sa 77 . 1 2sa 计算大小齿轮的，并加以比较： 1 f safay y ， 01404 . 0 43.321 52. 197. 2 1 11 f safay y 01524 . 0 86.257 77 . 1 22 . 2 2 f safay y 设计计算： m=,取整为 2.53 2 1 1 )(2 f safa d t yy z k 734 . 0 01524 . 0 171 10984 . 1 958 . 1 2 3 2 3 按接触强度算得的分度圆直径 d 5 . 425 . 217 11 mz 则小齿轮齿数 z，z 1 17 5 . 2 92.40 1 m d 805 . 217 2 几何尺寸计算：d,mmmz 5 . 425 . 217 11 dmmmz2005 . 280 22 计算中心距：a=25.121 2 200 5 . 42 2 21 dd 16 计算齿轮宽度：b=mmd d 5 . 42 5 . 421 1 取 bmmbmm48, 5 . 42 12 验算设计符合条件。 4.3 低速级齿轮传动的设计计算 4.3.1 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 1） 齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为 45 钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为 250hrc。 2） 齿轮精度：按 gb/t100951998，选择 8 级，齿根喷丸强化。 3）试选小齿轮的齿数为=17，=i =173=51 1 z 2 z 1 z 2 4）按齿面接触强度计算： 由计算公式 d进行计算3 22 1 ) ( ) 1( 32 . 2 h e d t t z u utk 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数1.3 t k 计算小齿轮的转距： 5 4 2 2 2 95.5 104.265 95.59.76 10 417.4 p n t nm 齿宽系数查表选得：0 . 1 d 由查表得，材料的弹性影响系数 2 1 8 . 189 mpze 取 mpa 600mpa，500mpa。620 380mpa。 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600mpa 大齿轮的 ,600 1 mpa hlim ,550 1 mpa hlim 由公式计算压力循环次数， n =60=60 1h jln1 9 10204 . 5 )2030083(113.602 n =60=5.20410=1.677 2h jln2 104 . 3 9 9 10 查得接触疲劳寿命系数 kk92. 0 1hn 93 . 0 2hn 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全叙述为 s=1，得可得， = h 1 mpa s k himhn 4 . 57062092 . 0 11 = h 2 mpa s k himhn 0 . 55860093 . 0 22 4.3.2 计算 计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，, 1t d h d=28.030mm 取 50.0mm3 22 1 ) ( ) 1( 32 . 2 h e d t t z u utk 计算圆周速度 v：sm nd v t /45 . 9 100060 13.602 0 . 5014 . 3 100060 11 17 计算齿宽 b: b= d1 d t 1 mm 0 . 50 0 . 50 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数：m= d t 1 94 . 2 17 0 . 50 1 z 齿高：h=2.25m=2.25448.1994 . 2 则 b/h=50.0/19.448=2.571 计算载荷系数：根据 v=9.45m/s ，8 级精度，查得动载系数 k =1.27 v 假设 k，可查表得，mnf b t a /1002 . 1 fh kk 查得使用系数：k0 . 1 a 查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：k 代入数据得：k=1.454b ddh 32 2 1031 . 0 6 . 0118 . 0 15 . 1 ）（ h 有由 b/h=2.571 查表得，k=1.26 f 故载荷系数 k=kkk k=1 av h f 216 . 2 454 . 1 2 . 127 . 1 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=3 11 t t k k d mm728.59 3 . 1 216 . 2 0 . 50 3 1 计算模数：m=59.728/17=3.51 1 1 z d 4.3.3 按齿根弯曲强度设计 得弯曲强度的设计公式为 m确定各项计算值；3 2 1 1 )(2 f safa d t yy z k 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为mpa fe 500 1 mpa fe 380 2 查得弯曲疲劳寿命系数 kk，95 . 0 1fn 97 . 0 2fn 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，s=1.0，则可得 = f 1 mpa29.339 0 . 1 50095 . 0 11 s k fefn =mpa f 2 29.263 0 . 1 38097 . 0 22 s k fefn 计算载荷系数 k：k=kkkk=1 avff 92 . 1 26 . 1 2 . 127 . 1 查取齿型系数 y，y，查取应力校正系数得：y, y97 . 2 fa 32 . 2 2fa 52 . 1 1sa 70 . 1 2sa 计算大小齿轮的，并加以比较： 1 f safay y 01336 . 0 29.339 52 . 1 97 . 2 1 11 f safay y 01498 . 0 29.263 70 . 1 32 . 2 2 f safay y 18 设计计算：m=, 3 2 1 1 )(2 f safa d t yy z k 765. 101498. 0 171 8869920 . 1 2 3 2 取整为 2.5,按接触强度算得的分度圆直径 d 5 . 425 . 217 11 mz 则小齿轮齿数:z， 1 2489.23 5 . 2 728.59 1 m d z,75496.7424104 . 3 2 几何尺寸计算：d, mmmz 0 . 605 . 224 11 dmmmz 5 . 1875 . 275 22 计算中心距：a=mm dd 75.123 2 5 . 187 0 . 60 2 21 计算齿轮宽度：b= mmd d 0 . 60 0 . 601 1 取 bmmbmm70,60 12 验算设计符合条件。 19 5 轴的设计计算 5.1 输入轴的设计计算 1已知：p1 =14.98kw, n1 =730r/min,t1 =196 nm 2选择材料并按扭矩初算轴径 选用 45#调质，硬度 217255hbs， =650mp b 根据课本 p235（10-2）式，并查表 10-2，取 c=115 dmin=115mm=31.38mm 3 14.83/730 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大 5%，则 d=31.38(1+5%) mm=33mm 3.初步选择联轴器 要使轴径 d12 与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号 查课本 p297,查 ka=1.5, tc=ka t1=1.5*196=294 nm 查机械设计课程设计p298，取 hl