毕业设计（论文）-上运机驱动及拉紧装置的设计与计算【全套图纸】.doc

摘要上运机是一种利用连续运动的无端输送带向上输送工程物料的带式输送机。输送带根据摩擦传动原理而运动，既是承载货物的构件，又是传递牵引力的构件。带式输送机输送能力大，输送距离长，结构简单，工作可靠，操作管理简单,能量消耗少。因而被广泛地运用于矿山、冶金、铸造、化工等行业的输送和生产流水线以及水电站建设工地。本文以煤矿作业为背景，对此工况下所要求的上运机进行了设计与计算。针对实际生产中对上运机结构的要求，从整体结构出发，对整个装置中的驱动装置和拉紧装置进行设计与计算。其中驱动装置的设计，选择电动机减速器作为驱动设备，由电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。而拉紧装置则选择液压系统来对整个装置进行拉紧，设计了液压系统，并对主要元件进行了计算与选择。同时也对装置中的制动部分和辅助部件如清扫装置做了必要的选择。关键词 上运机；输送带；减速器；液压拉紧全套图纸，加153893706Abstract The up-transmisstion machine is one kind of the machines which transport the goods upside,it is also one of the machines that are used most widely. It is widely used in the place of mine and so on. But it requests differently in every part, and this article is to the requests in the industry of the mine. This article briefly introduce the structure and its characteristic of the up-transmission machine, facing the problem of the request of equipment and the request of the driving、tensing 、stopping in the working. The article gives the design and calculation of the drive equipment and the tense equipment, in the design of tense equipment, here we choose the hydraulic system, in order to better the designation. Besides, This article also takes a simple elucidation of the stop equipment and the assistant equipment. This design mainly design the structure of the decelerater ,and get all the main parameter that needed , also it design the tense equipment that controlled by the liquid pressure system , and give a detailed analysis of its working principle. This designs main characteristic is: Save the investment and convenient control.Keywords Up-transmisstion Machine Transmisstion Belt Decelerater Hydraulic SystemII目 录1绪论.11.1序言.11.2概述.11.3 设计思路.22输送机构整体设计.32.1输送带材料选择.32.2传动装置倾角选择.32.3上托辊选择.42.4 传动滚筒的选择.43主参数及初步设计计算.53.1带速选择.53.2输送能力计算.53.3 胶带运动阻力的计算.53.4胶带张力计算及强度垂度校核.73.5圆周牵引力及功率的计算.84驱动装置的设计和计算.94.1电动机的计算与选择.94.1.1电动机的选择和计算.94.1.2确定电动机转速.94.1.3 电机的选择104.2 减速器的设计与计算.104.2.1 计算传动装置的传动比、动力参数114.2.2 减速器结构的设计124.2.3 传动零件的设计与计算134.2.4轴的设计计算与校核.224.2.5 滚动轴承的选择264.2.6键的选择及强度校核.284.2.7联轴器的选择与计算.294.2.8减速器附件设计.294.3减速器的密封和润滑.305拉紧装置的设计与计算.325.1总体结构.325.2 液压系统.325.3液压元件的计算与选择345.3.1液压缸的设计计算.345.3.2液压泵计算与选择.375.3.3阀类及辅助元件的选择.385.3.4电动机的选择.395.4液压系统性能验算395.4.1液压系统压力损失的验算.395.5几个问题的讨论405.6小结416制动、辅助装置的设计与选择.426.1制动装置.426.1.1逆止器工作原理.426.1.2逆止器的安装.426.1.3逆止器的润滑与保养.426.2辅助设备426.2.1输送带清扫装置.42结论44致谢45参考文献46附录47 附录1.47 附录2.51461 绪论1.1 序言毕业设计是培养我们理工科学生的一个实践性教学环节，也是最后一个教学环节，它是在我们学完了全部基础课、技术基础课及专业课后，并在一些课程设计基础上，到工厂进行参观实习，搜集原始资料之后，进行的一次大规模基本知识和基本技能的全面的、系统的设计。设计的主要目的：培养我们综合应用所学基本知识和基本技能去分析和解决专业范围内的一般工程技术问题的能力，培养我们建立正确的设计思想、掌握工程设计的一般程序、规范和方法，培养我们收集和查阅资料和运用资料的能力。通过毕业设计，进一步巩固、扩大和深化我们所学的基本理论、基本知识和基本技能，提高我们设计、计算、制图、编写技术文件，正确使用技术资料、标准手册等工具书的独立工作能力。通过毕业设计，培养我们严肃认真、一丝不苟和实事求是的工作作风，树立正确的生产观、经济观和全局观，从而实现我们向工程技术人员的过渡，同时学会掌握调查、研究、收集技术资料的方法。在制造业信息化环境中，工艺设计是生产技术准备工作的第一步，工艺规程是进行工装设计制造和决定零件加工方法与加工路线的主要依据，它对组织生产、保证产品质量、提高劳动生产率、降低成本、缩短生产周期及改善劳动条件等都有直接的影响，是生产中的关键。工艺知识是制造业中重要的知识资源之一，是理论中的产品变为实际产品的基础资源，它对保证产品质量以及提高企业经济技术效益具有十分重要的作用。随着国民经济的发展，工程机械的应用越来越多，因为工程机械能够代替工人从事重体力劳动。使用工程机械的优点有很多，如工程机械的适应能力很强，一般不受气候影响，工程机械可以不需要休息，工作效率高，工程机械动力强劲等。但是工程机械一只注重实用性，而舒适性大都会被忽略。而由于社会的进步，国家对工人的工作条件日益关注.工人在工作条件恶劣的情况下，一般工作效率都比的低，所以开发一些能改善工人工作条件的产品是很有必要的。而本课题也正是从这一方面考虑的。当前，社会经济正从工业经济向知识经济转变，知识正在成为生产力要素中最活跃、最重要的部分。相信通过这次设计，能够使自己的知识积累达到了一个新的层次！1.2概述带式输送机是当代最为得力的输送设备之一，在整个输送机范畴中，它是应用最为广泛的一种设备。随着国民经济的不断发展,多种类型的带式输送机广泛的运用于矿山、冶金、铸造、化工、粮食等行业的各种场合。近年来由于带式输送机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提高，对制造设计带式输送机提出了更高的要求，特别是在一些大型的生产流水线上，带式输送机承担了很重要的工作任务。这些带式输送机对传输距离和速度，精度比有较高的要求。目前我国已编制了统一的DT型固定带式输送机新系列，包括了原通用型和高强度型两大系列。为了更好地适应不同工作条件和要求，近年来出现了一些新型的特种带式输送机，如波纹挡边带式输送机，双带输送机，气垫带式输送机，管型带式输送机等。它们之中，有的可在大倾角或垂直方向上输送物料，有的在输送段呈管形，避免扬尘，展现了很好的应用前景。近15年来，国外对带式输送机相关理论的研究取得了很大进展，带式输送机主要部件的技术性能也明显提高，为带式输送机向长距离、大型化方向发展奠定了基础。随着对长距离带式输送机的可靠性和经济性要求的不断提高，其设计观点也在逐步发展。先进的设计观点，是以国际标准ISO 5048和德国工业标准DIN 22101为基础，设法减小运行阻力，合理确定输送带的安全系数，采用可控起、制动装置平稳起、制动，利用输送带粘弹性理论进行动态分析，对输送机进行工况预测和优化。1.3设计思路根据工况以及设计要求，确定以下方案：驱动装置：根据工况以及设计要求，考虑成本，选择电机-减速器作为驱动装置，由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。拉紧装置：为了更好的控制整个输送机所需的拉紧力，提高输送机工作的效率，选择了液压拉紧装置来优化使用机械拉紧所带来的不足。制动装置：根据工况，考虑整个装置的结构以及成本，选择带式逆止器作为制动装置，该装置的特点是结构简单，造价低。辅助装置：在进行清扫装置的选择时，考虑环境因素，选择了在国外得到广泛应用的篦子式刮板清扫装置。2 输送机构整体设计设计一台用于煤矿输送煤矿石的输送机其已知工作参数为： 1.输送长度为I=50m 2.运输生产率Q=250t/h 3.带宽B=1000mm 4.输送物料为煤矿石 5.工作环境为潮湿2.1输送带材料选择输送带用来传递牵引力和承放被运货物，它贯穿于输送机的全长, 用量大,主要采用橡胶带, 胶带的价格比较贵, 在输送机成本中占很大的比重。主要包括:织物芯橡胶带钢绳型橡胶带其中使用最为广泛的是织物芯橡胶带表2-1织物芯橡胶带覆盖胶推荐厚度物料特性物料名称覆盖胶厚度上胶层下胶层堆积密度2t/m,中小粒度或磨损性小的物料煤 焦炭 白云石 白石灰 烧结混合料 沙等3.01.5堆积密度2t/m,块度200mm,磨损性较大的物料破碎后的矿石 选矿产品 各种岩石等4.51.5堆积密度2t/m,磨损性大的大块物料大铁铁矿石 油母页岩6.01.5根据输送机类型、结构以及工况，考虑经济成本，选择织物芯橡胶带。胶带的主要参数如下： 长：100m宽：1m 帆布层数：3层 接头方式：机械方式接头，铆钉固定的夹板式2.2传动装置倾角选择上运机的倾角随不同的被运物料而定。若倾角过大，会因被运物料与输送带之间摩擦力不足，引起物料下滑而降低输送能力。表2-2上运机的最大倾角物料名称块煤1518焦炭（块粒）2021焦炭（粉粒）1820矿石（块度均匀）1416矿石（块度不均）1620根据工况及输送的物料，选择传动装置的倾角为15度。2.3上托辊选择 上托辊作用是支撑输送带及带上物料，减小输送带的垂度，使其能平稳运行。主要有槽型托辊，平行托辊，缓冲托辊等。 槽型托辊主要用于输送散粒物料的带式输送机上分支，使输送带成槽型，以便于增大输送能力和防止物料向两边撒漏。而平行托辊和缓冲托辊主要用于输送件货。为了提高整个机械设备的输送能力，以及避免输送物料过程中的漏损，选择组合式槽型托辊来支持物料的运输。此托辊结构由三个短的托辊组合而成，形成槽型以避免漏料和提高机械设备的输送能力，槽角成30度。槽型托辊的主要参数如下:型号：33205托辊直径：108mm轴承尺寸：d=25mm D=52mm B=22mm L=1200mm图2-1槽型托辊结构图2.4传动滚筒的选择传动滚筒借助其表面与输送带间的摩擦传递牵引力。传动滚筒有光面与胶面两种。采用胶面可增大摩擦系数，对防止输送带跑偏也有一定作用。在功率不大，环境湿度小的情况下采用光面滚筒，当环境潮湿，功率较大，容易打滑时则采用胶面滚筒。传动滚筒直径有500，630，800，1000mm等.可按带宽选用。见表2-3表2-3传动滚筒直径D带宽/50065080010012001400D/500500630500100063010008001000根据输送带带宽及本设计的输送机功率不大，故仅选用单滚筒驱动。滚筒的参数如下： 钢板焊接结构 光面滚筒 滚筒直径D=630mm滚筒轴直径 D=84mm3 主参数及初步设计计算3.1带速选择带速对上运机的尺寸，自重，造价和工作质量都有很大影响。增加带速，可使上运机在同样输送能力条件下采用较小的带宽，而输送带线载荷减小，张力随之降低，可以采用强度较低的价格较廉的输送带。带速的增加，则驱动装置的尺寸和质量都相应减小。因此，提高带速，减小带宽有很大的经济价值。但增加带速可能在输送扬起粉尘，造成被运物料破损，还会在装载段，清扫段等处增加对输送带地磨损。所以，选定带速要考虑以下因素：被运输物料的特性带式输送机的布置和卸料方式带速与输送能力和带宽的匹配 表3-1带速推荐值（m/s）带 宽 m/s500、650 800 、1000 1200 、400无磨损性或磨损性小的物料（如煤等）0.82.51.04.01.05.0有磨损性的中小块物料（如矿石，炉渣）0.82.01.02.51.03.15有磨损性大的物料（如大块矿石）0.81.61.02.01.02.5根据生产率和装卸物料的速度，选择带速v=1m/s3.2输送能力的计算本设计输送物料为散料，输送能力可按下式计算 式(3.1)式中： 横型输送带物料堆积的最大截面积 由机械手册查得 A=0.067倾角系数 由机械手册 取0.91带速 已选择带速为v=1m/s物料堆积密度 由机械手册查得 此处为将上述已知条件代入式(3.1)，解得 =300t/h3.3胶带运动阻力的计算 图3-1输送带运动阻力计算示意图图中1-2段为运送货载段，胶带在这一段托辊上所遇到的阻力，为重段运行阻力，用表示，3-4段为回空段，胶带在这一段的阻力为空段运行阻力，用表示。在一般情况下，重段和空段的运行阻力可以分别表示如下： 式(3.2) 式(3.3)式中：输送机的倾角（度），此处为15度； 输送机的长度（米），此处为m 槽形托辊阻力系数，由机械手册查得，此处为0.03； 平形托辊阻力系数，由机械手册查得，此处为0.025； 每米长的胶带上的货载重量（公斤/米），由机械手册，得此处为69公斤/米； 每米长的胶带自重（公斤/米），普通帆布胶带每米长度的重量可按下式计算： 式(3.4) 式中：1.1胶带的平均容重（吨/立方米）； B胶带的宽度（米），此处为1； 胶带帆布间层数，由机械手册查得，此处选为3； 一层帆布层的厚度（毫米），由机械手册查得，此处选为1.25； 胶带上保护层厚度，此处为3mm； 胶带下保护层厚度，此处为1mm。将上述已知条件代入式(3.4)，解得公斤/米、托辊转动部分的重量，分别按下面的公式计算： 式(3.5) 式(3.6)式中： 、分别为每组上、下托辊转动部分重量（公斤），由机械手册查得，此处它们分别为22公斤和17公斤； 上托辊间距（米），一般取11.5米，此处取1.5米； 下托辊间距（米），一般取23米，此处取3米。将上述已知条件代入式(3.5)、式(3.6)，分别解得公斤/米；公斤/米。将所有条件代入式(3.2)、式(3.3)，分别解得（公斤）；（公斤）而如图3-1中，胶带在4-1段，即在导向滚筒上所遇到阻力可近似地按下式计算： 式(3.7)对于传动滚筒的阻力，即2-3段的阻力可按下式计算： 式(3.8)其中, , 为胶带在2，3，4处的张力3.4胶带张力计算及强度，垂直度校核（1）按逐点法找出与的关系 式(3.9)（2）按摩擦传动条件找出与的关系 式(3.10)式中： 摩擦力备用系数，一般取1.151.2，此处选择1.2； 胶带与滚筒之间的摩擦系数，由机械手册查得，此处为0.3，由于已知包角为，则并可直接查得；将上述条件代入式(3.9)，得 式(3.11)（3）由式(3.9),式(3.11)得 （4）验算验算按上述计算法求得的最小的张力，看其是否满足按下垂度所确定的最小张力值胶带张力与下垂度的关系为： 式(3.12) 式(3.13)式中：重段胶带最小张力（公斤）； 空段胶带最小张力（公斤）； 重段两托辊间距（米），此处为1.5； 空段两托辊间距（米），此处为3； 输送机倾角（度），此处为15； 货载每米长重量（公斤/米），此处为69； 胶带每米长重量（公斤/米），此处为8.5；将各已知条件代入式(3.11)；式(3.13)，解得公斤；公斤。由此可见上面所求得的最小的张力满足按下垂度所确定的最小张力值。3.5圆周牵引力及功率的计算输送机传动滚筒的圆周牵引力为：考虑主轴承摩擦阻力及胶带在传动滚筒上的弯曲阻力，则主轴牵引力为： 此处选择 将已知条件代入解得：公斤由机械手册查得，电机功率可由以下公式计算：电机功率计算将在第四章电机选择时详细叙述。 4驱动装置的设计与计算带式输送机的驱动装置由电动机，连轴器或液力偶合器，减速器，传动滚筒等组成。驱动装置的作用是由传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。根据工况以及设计要求，考虑成本，本设计选择电机-减速器作为整个方案的驱动装置，由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。4.1电动机计算与选择4.1.1功率的计算电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于工件传输机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,即。这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。(1) 电动机功率计算电动机所需工作功率为 P= 式(4.1)式中：输送机主轴牵引力，公斤 此处=1142.32公斤；V 带速，m/s 此处v=1m/s；电动机至工作机主运动端运输带的总效率。(2) 传动效率由电动机至输送带的传动总效率为 式中: ，分别为轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。该设计中根据要求选择滚子轴承效率=0.98，齿轮传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，卷筒 =0.98，则将上述条件代入式(4.1)解得所需电机功率P=13.7kw4.1.2 确定电动机转速电机转速的确定：已知卷筒轴的工作转速 n=r/min式中：v带速，m/s 此处v=1m/s D卷筒直径，mm 此处D=630mm 代入解得:n=30r/min电机转速可选范围：其中根据传动方式（带传动和二级齿轮减速传动）查表得所以电机的转速可选范围为：480-4800r/min4.1.3电机的选择容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8)。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速都低于同步转速。 选定电动机类型,结构,对电动机可选的转速进行比较,选定电动机转速并计算出所需容量后,即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表4-1。表4-1 电动机参数表型号额定功率转速r/min满载时转速r/min重量kgY160L-151515001440470表4-2 电动机尺寸参数表型号尺寸(mm)HABCDE4，64，6Y160L-15160216178893880100图4-1 三相异步电动机结构示意图4.2 减速器的设计与计算 4.2.1 计算传动装置的传动比和运动、动力参数图4-2 传动示意图（1）确定传动装置的总传动比和分配传动比1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置的总传动比为 i=式中： n选择电动机的满载转速r/min, 此处n=1440工作机主动轴转速r/min, 此处n=30。所以 i=482）分配传动比 传动示意图如图4-2总传动比为各级传动比i,i,ii的乘积,即 i=iiii为带传动传动比，初选3， i i分别为减速器各级传动比. 3）分配减速器的各级传动比按转开式布置，考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图资料查得i=4.8,则i=3.3（2）计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速 轴： n= = =480 轴： n=100.轴： n=30.卷筒轴； n= n=30式中：n,n各轴的转速(); i,i各传动比2）各轴输入功率轴： P=P=13.40.96=12.8(kw)轴： P= P=12.80.980.97=12.2 (kw)轴： P= P=12.20.980.97=11.6 (kw)卷筒轴：P= P=11.60.980.99=11.3(kw)式中： P ，P, P，P，P 各轴功率； 带,轴承,齿轮，联轴器的传动效率。3）各轴输入转矩电机： T=9550 Nm=9550Nm=88.9 Nm轴： T=Ti Nm=88.930.96 Nm =255.9Nm 轴： T= Ti Nm =255.94.80.980.97 Nm =1167.8Nm轴： T =T Nm=1167.83.30.980.97 Nm =3663.4 Nm卷筒轴： T =TNm=3663.40.980.99 Nm =3554.3 Nm4.2.2 减速器结构的设计（1）机体结构减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度,良好润滑及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50%。因此,机体结构对减速器的工作性能,加工工艺,材料消耗,重量及成本等有很大的影响。 机体材料用灰铁(HT150或HT200)制造,机体的结构用剖分式机体。（2）铸铁减速器机体的结构尺寸见下表3-2(单位)表4-3减速器机体的结构尺寸表名称符号减速器尺寸关系尺寸选择机座壁厚0.025a+3816机盖壁厚0.02a+3812机座凸缘厚度b1.5 23机盖凸缘厚度 b1.5 18续表4-3机座底凸缘厚度 b2.5 37地脚螺钉直径 d0.036a+12 30地脚螺钉数目 na250-500时,n=66轴承旁联接螺栓直径 d0.75 d 22机盖与机座联接螺栓直径 d(0.5-0.6) d 16联接螺栓d的间距 l150-200200轴承端盖螺钉直径 d(0.4-0.5) d16窥视孔盖螺钉直径 d(0.2-0.3) d 6定位销直径 d(0.7-0.8) d=6.512d,d,d至外机壁距离 c见表422d,d至凸缘边缘距离 c见表420轴承旁凸台半径 Rc 20凸台高度 h根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离 lc+ c+(8-12)=5050大齿轮顶圆与内机壁距离 1.2=1018齿轮端面与内机壁距离 =1015机盖,机座肋厚m,mm0.85=6.8, m0.85=6.814轴承端盖凸缘厚度 t(1-1.2) d16轴承旁联接螺栓距离 s尽量靠近D轴承端盖外径 D轴承孔直径+(5-5.5) dD+40表4-4 c值螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c13161822263440 c11141620242834沉头座直径20242632404860注:多级传动时,a取低速级中心距4.2.3 传动零件的设计计算传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构布置和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都要根据传动零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。 (1)圆柱齿轮传动设计1）级圆柱齿轮传动设计a)齿轮材料的选择小齿轮选用40Cr,调质处理,硬度241HB-286HB,平均取260HB；大齿轮选用45钢, 调质处理,硬度229HB-286HB,平均取240HB。b)齿轮传动的计算方法已知条件：功率12.8kw，转速480r/min，传动比4.8.按齿面接触疲劳强度计算（闭式软齿）a.初步计算 转矩T=9.5510 =9.5510 =254667 N齿宽系数由机械设计手册查表取=1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=700MP =600 MP初步计算的许用接触应力0.9=0.9700=630 MP 0.9=0.9600=540 MPA值由机械设计手册查表取A=90初步计算的小齿轮直径 mm式中：传动比u=4.8; 其他条件见上代入解得 85.4mm. 取=90初步齿宽=90b.校核计算 圆周速度 =2.26 精度等级 由表格查得，选9级精度 齿数和模数 初取齿数=30,=* =144 =3由机械设计手册查表取=3 =30 =4.830=144使用系数由机械设计手册查表取=1.35动载系数由机械设计手册查表取=1.1齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取 =5659N =84.9100=1.88-3.2(+)=1.88-3.2(+)=1.75 =0.866由此得 =1.33齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 =+1+0.6()()+=1.09+0.16(1+0.16)+0.31 =1.30载荷系数=2.57弹性系数由机械设计手册查表取=188.9节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间=24000总应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数=8.78 =()=60 =6.9 原估计应力循环次数正确 = 6.9/4.8=1.4 接触寿命系数由机械设计手册查表取=0.95 =1.16许用接触应力 =633 =662验算 = 代入解得=602 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。c.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 ， 因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,即=330=90=432中心距=261齿宽 =90d.计算说明：i.齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径d来表示的，不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径或齿数，都应是小齿轮的数值；ii.根据=求齿宽，b应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴向位置误差，应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，应此大齿轮宽度取45mm；iii.而小齿轮宽度取b=b+(5-10),齿宽数值应圆整。计算所得的参数见下表4-5表4-5 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距a两齿轮中心距为261传动比i两齿轮传动比为4.8模数m33螺旋角度00端面压力角度00啮合角度2020齿数z个30144分度圆直径d90432齿顶圆直径96438齿根圆直径82.5424.5齿宽b100120.按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数齿间载荷分布系数 由机械设计手册查表取=齿向载荷分布系数 查机械设计手册取 =1.35载荷系数 =齿形系数 由机械设计手册查表取=2.52 应力修正系数由机械设计手册查表取 弯曲疲劳极限 由机械设计手册查表取 弯曲最小安全系数 由机械设计手册查表取应力循环次数 由机械设计手册查表估计,指数=8.78 =() =60 =6.9 原估计应力循环次数正确 = 6.9/4.8=1.4弯曲寿命系数 由机械设计手册查表取 尺寸系数 由机械设计手册查表取 =1.0许用弯曲应力 =441.6 =345.6验算 = = =均小于许用弯曲应力，故上面的设计计算合格。传动无严重过载,故不作静强度校核。 2）级圆柱齿轮传动设计a)齿轮材料的选择小齿轮选用40Cr,调质处理,硬度241HB-286HB,平均取260HB；大齿轮选用45钢, 调质处理,硬度229HB-286HB,平均取240HB。b)齿轮传动的计算方法已知条件：功率12.2kw，转速100r/min，传动比3.3按齿面接触疲劳强度计算（闭式软齿）a.初步计算 转矩T=9.5510 =9.5510 =1165100 N齿宽系数由机械设计手册查表取=1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=700MP =600 MP初步计算的许用接触应力0.9=0.9700=630 MP 0.9=0.9600=540 MPA值由机械设计手册查表取A=85初步计算的小齿轮直径 mm式中：传动比u=3.3; 其他条件见上代入解得 147mm. 取=150初步齿宽=150b.校核计算 圆周速度 =0.79 精度等级 由表格查得，选9级精度 齿数和模数 初取齿数=50,= = =3由机械设计手册查表取=3 =50 =3.350=165使用系数由机械设计手册查表取 =1.25动载系数由机械设计手册查表取 =1.05齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取 =15535N =129 100 查机械设计手册得 =1.2齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 =+1+0.6()()+ =1.09+0.16(1+0.16)+0.31 =1.39载荷系数=2.19弹性系数由机械设计手册查表取=188.9节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间=24000总应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数=8.78=()=60 =1.44 原估计应力循环次数正确 = 1.44/3.3=4.4 接触寿命系数由机械设计手册查表取=0.98 =1.24许用接触应力 =653 =708.6验算 = 代入解得=568 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。c.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 ， 因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,即=350=150=495中心距=322.5齿宽 =150d.计算说明：i.齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径d来表示的，不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径或齿数，都应是小齿轮的数值；ii.根据=求齿宽，b应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴向位置误差，应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，应此大齿轮宽度取45mm；iii.而小齿轮宽度取b=b+(5-10),齿宽数值应圆整。计算所得的参数见下表表4-6 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距a两齿轮中心距为322.5传动比i两齿轮传动比为3.3模数33螺旋角度00端面压力角度00啮合角度2020齿数z个50