主斜井强力带式输送机毕业设计.doc

贵州大学本科毕业论文 设计 第 1 页 主斜井强力带式输送机毕业设计主斜井强力带式输送机毕业设计 目 录 摘 要 III ABSTRACT IV 第一章 前言 1 1 1 设计的目的和意义 1 1 2 带式输送机国内外现状和发展趋势 1 1 2 1 国外带式输送机技术的现状 1 1 2 2 国内带式输送机技术的现状 2 1 2 3 煤矿带式输送机技术的发展趋势 2 1 3 带式输送机设计的主要内容 2 1 4 输送机的基本组成 2 第二章 带式输送机设计方案的确定 4 2 1 设计条件 4 2 2 总体布置方案的确定 4 2 3 驱动装置布置方案的确定 5 2 3 1 驱动方式的选择 5 2 3 2 电机布置方式的选择 5 第三章 带式输送机部件选型计算 7 3 1 胶带选泽计算 7 3 2 滚筒与托辊的选择 7 3 3 带式输送机受力的计算 8 3 4 带式输送机电机的选择 12 贵州大学本科毕业论文 设计 第 2 页 3 5 拉紧装置的设计 13 3 5 1 拉紧的方式 13 3 5 2 拉紧力的计算 13 3 6 制动装置的选取 14 3 6 1 制动的方式 14 3 6 2 制动力矩的计算 14 第四章 带式输送机减速器的设计 16 4 1 减速器总体设计 16 4 1 1 减速器的总体布置 16 4 1 2 减速器的传动比分配及转速较核 16 4 2 齿轮的设计计算 19 4 2 1 锥齿轮的设计 19 4 2 2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 24 4 3 齿轮上的作用力 29 4 3 1 高速轴上齿轮力的计算 29 4 3 2 低速级齿轮传动的作用力 30 4 4 中间轴的设计计算 31 4 5 高速轴的设计计算 38 4 6 低速轴的设计计算 39 4 7 键的选取与校核 40 4 8 轴承的设计计算 41 4 9 润滑油选择与计算 42 4 10 减速器箱体的结构尺寸 43 4 11 减速器箱体的结构设计 44 第五章 总结 46 参 考 文 献 47 致 谢 48 附录 A 绘图清单 49 贵州大学本科毕业论文 设计 第 3 页 1 1 设计的目的和意义 设计可以巩固和加深近四年所学的基础理论 基本技能和专业知识的掌握 使之系统化和综合化 使自己获得从事科研工作的初步训练 培养独立工作 独立 思考和终合运用已学知识解决实际问题的能力 培养自己在设计计算 工程绘图 数据处理 文字表达 文献查阅 工具书使用等方面的工作实践能力 初步掌握科 学研究的基本方法 同时也能让我们树立更加严谨的设计理念 学习和工作作风 凝练团队合作精神 找出态度和知识上的缺陷 由于带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械 而且带式输送 机运行可靠 动力消耗低 生产率高的优点 本课题设计旨在使带式输送机在正常 的工作状态下工作 充分发挥其优点 使其有利于降低生产成本 高效低耗 经济 安全可靠地运行对安全生产具有十分重要的意义 1 2 带式输送机国内外现状和发展趋势 1 2 1 国外带式输送机技术的现状 国外带式输送机技术的发展很快 其主要表现在 2 个方面 一方面是带式输送 机的功能多元化 应用范围扩大化 如高倾角带输送机 管状带式输送机 空间转 弯带式输送机等各种机型 另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发 展 尤其是长距离 大运量 高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向 其 核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术 提高了带式输送机的运 行性能和可靠性 1 2 2 国内带式输送机技术的现状 我国生产制造的带式输送机的品种 类型较多 在 八五 期间 通过国家一条 龙 日产万吨综采设备 项目的实施 带式输送机的技术水平有了很大提高 煤矿井 贵州大学本科毕业论文 设计 第 4 页 下用大功率 长距离带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了很大的进步 1 2 3 煤矿带式输送机技术的发展趋势 1 设备大型化 提高运输能力 为了适应高产高效集约化生产的需要 带式输送机的输送能力要加大 长距离 高带速 大运量 大功率是今后发展的必然趋势 也是高产高效矿井运输技术的发展 方向 其包含 7 个方面的关键技术 带式输送机动态分析与监控技术 软起动与 功率平衡技术 中间驱动技术 自动张紧技术 新型高寿命高速托辊技术 快速自移机尾技术 高效储带技术 2 提高元部件性能和可靠性 设备开机率的高与低主要取决于元部件的性能和可靠性 除了进一步完善和提高现 有元部件的性能和可靠性 还要不断地开发研究新的技术和元部件 如高性能可控软 起动技术 动态分析与监控技术 高效贮带装置 快速自移机尾 高速托辊等 使带 式输送机的性能得到进一步的提高 3 扩大功能 一机多用化 拓展运人 运料或双向运输等功能 做到一机多用 使其发挥最大的经济效益 开 发特殊型带式输送机 如弯曲带式输送机 大倾角或垂直提升输送机等 1 3 带式输送机设计的主要内容 通过式输送机驱动装置的各种组成方案的分析比较 以及常规长运距 大运量下 运带式输送机驱动方案中软制动技术和软起动技术的理论研究 提出长运距 大运量 下运带式输送机常见驱动方式和制动方法 并分析常见驱动方式和制动方法的优点和 存在问题 归纳总结出长运距 大运量下运带式输送机驱动方案和制动方式选择的依 据 1 4 输送机的基本组成 带式输送机的组成主要有 输送带 驱动装置 电动机 减速机 软起动装置 制动 贵州大学本科毕业论文 设计 第 5 页 器 联轴器 逆止器 传动滚筒 改向滚筒 托辊组 拉紧装置 卸料器 机架 漏 斗 导料槽 安全保护装置以及电气控制系统等组成 1 头部漏斗 2 机架 3 头部扫清器 4 传动滚筒 5 安全保护 装置 6 输送带 7 承载托辊 8 缓冲托辊 9 导料槽 10 改 向滚筒 11 拉紧装置 12 尾架 13 空段扫清器 14 回程托辊 15 中间架 16 电动机 17 液力偶合器 18 制动器 19 减速器 20 联轴器 图 1 1 带式输送机组成示意图 贵州大学本科毕业论文 设计 第 6 页 第一章带式输送机设计方案的确定 2 1 设计条件 设计条件 用于矿井主巷道运煤 工作区域易于爆炸起火 工作环境温度 10 40 输送量 600m h 机长 850m 运输倾角 14 运行速度 110m h 物料密 度 0 93t m 最大粒度 300mm 2 2 总体布置方案的确定 输送机布置形式 a 倾斜输送机 b 水平 倾斜输送机 c 水平 倾斜 水平输送机 2 1 总体布置方案 由于给料和中途卸料点最好设在水平段上 也可以设在倾斜段上 设在倾斜段上时 中途卸料点的倾角不宜超过 10 12 否则容易掉料 由于运输倾角 14 超过了 12 最好选择 C 水平 倾斜 水平输送机 贵州大学本科毕业论文 设计 第 7 页 2 3 驱动装置布置方案的确定 2 3 1 驱动方式的选择 按照传动滚筒的数目分为单滚筒传动和多滚筒传动 a 单滚筒传动 b 双滚筒传动 C 双滚筒传动机头驱动 2 2 驱动装置布置图 由设计条件知运输倾角 14 强力型带式输送机 阻力很大 摩擦力矩同样也很大 若选用单滚筒传动则所需电机会很大 由于带式输送机是在矿井主巷道中 电机大 会扩大主巷道 故选用双滚筒传动 如果布置成 b 的情形 不合理 应为硐室会修 在主斜井下 给维修带来不便和驱动力矩会很大 布置成 c 的情形会很合理 因为 在机头布置 驱动力矩大 减少转向滚筒 且维修方便 2 3 2 电机布置方式的选择 贵州大学本科毕业论文 设计 第 8 页 a 垂直于胶带布置 b 平行于胶带布置 图 2 3 电机布置方式 若采用电机轴与输送带垂直即 a 驱动装置占地宽度大 井下使用时需加宽硐室 若把电机布置在输送带下面 会使维护和跟换带来困难 所以采取沿巷道的带式输送 机应尽量采用电机轴与输送机平行即 b 贵州大学本科毕业论文 设计 第 9 页 第三章 带式输送机部件选型计算 3 1 胶带选泽计算 由胶带带宽设计公式知 6 B 3 1 kvc AV 式中 V 为带速 V 110m min 1 83m s 为设计容积输送能力 600 m h V A V A K 为货载断面系数 由原煤堆积角 30 则 K 458 c 倾角系数 由运输倾角 14 则 c 0 91 则 B 0 887m 887mm 91 083 1 458 600 由于输送未经筛选分物料 则 B 2dmax 200 2 300 200 800 式中 为最大块度直径 300mm 综合知带宽 B 887mm 则查表知 max d max d B 1000mm 3 2 滚筒与托辊的选择 托辊的重量 上托辊选择用槽型铸铁 阻力系数 w 0 03 座重 22 公斤 下托辊选择用平行冲压 阻力系数 w 0 025 座重 17 公斤 托辊的间距 上托辊为 1 2m 下托辊为 3m 调心托辊 重段每隔 10 组设置一组 空段每隔 7 组设置一组 托辊直径 d 89mm 胶带的选取 选取 GX 3500 的钢绳芯胶带 45 2kg m d q 贵州大学本科毕业论文 设计 第 10 页 3 3 带式输送机受力的计算 输送机布置简图 图 3 1 输送机布置简图 1 单位长度的重量 每米长度货载重量 q kg m 84 7kg m 3 V A 6 3V rAV 6 3 83 1 6 3 558 2 式中 r 为物料密度 0 93t m3 为设计容积输送能力 600 0 93t h 558t hv A v A 2 每米长度胶带重量 贵州大学本科毕业论文 设计 第 11 页 由型号查表知 45 2kg m d q 3 每米长度托辊传动部分重量 18 4 公斤 米 t q t t L G 2 1 22 5 7 公斤 米 t q t t L G 3 17 各段阻力的计算 按逐点法 1 重载段阻力 q q cos q Lsin 56 W d q t q 1 L w d q t q 1 L w d q q RQ Q q H 3 3 d q t q w i s w d q 式中 R 为凸弧段曲线曲率半径 R 18m Q 为凸弧段曲线中心角 Q 14 360 2 为进 i s 入凸弧曲线段的输送张力 H 为凸弧曲线段起终点高差 H R Rcos 18 18 cos 0 53m 为水平运输长度 4m L 为重载段运输长度 L 850m q 为带面上货载每米重量 1 L 1 L q 84 7 公斤 米 胶带每米重量 45 2 公斤 米 为重托辊每米长度的重量 d q d q t q 18 4 公斤 米 t q q cos RQ q Lsin H Q56 W d q t q 1 L w 1 L w w d q i s w 84 7 45 2 18 4 4 0 03 4 0 03 cos14 0 13 84 7 45 2 850 sin14 0 53 7 33 6 S 3 10 26835 1 7 33 公斤 3 10 6 S 2 空载段阻力 cos sin RQ Q H 34 W d q t q 2 L w d q 2 L d q t q w i s w d q 3 4 式中 为空托辊每米长度的重量 5 7 公斤 米 为空托辊阻力系数 t q t q w 0 025 胶带每米重量 45 2 公斤 米 为驱动滚筒 2 到给料空段的距离 w d q d q 2 L L 4 5 854 5m 1 L 贵州大学本科毕业论文 设计 第 12 页 cos RQ sin H Q34 W d q t q 2 L w w d q 2 L i s w 45 2 5 7 854 5 0 025 cos14 0 13 45 2 854 5 sin14 0 53 6 1 3 10 7 S 6 1 8404 8 公斤 3 10 7 S 各点张力的计算 1 按逐点计算关系 2 S 1 S 0 04 1 04 3 S 2 S 2 S 2 S 4 S 3 S 34 W 0 04 1 04 5 S 4 S 4 S 4 S 6 S 5 S 56 W 7 S 6 S 67 W 其中 26835 1 7 33 公斤56 W 3 10 6 S 6 1 8404 8 公斤34 W 3 10 7 S 则有 4 S 3 S 34 W 1 05 8404 8 公斤 1 S 0 04 1 04 5 S 4 S 4 S 4 S 1 09 8741 0 公斤 1 S 1 11 18227 7 公斤 6 S 5 S 56 W 1 S 1 04 7 S 6 S 67 W 6 S 贵州大学本科毕业论文 设计 第 13 页 1 14 18956 8 公斤 1 S 所以 1 14 18956 8 公斤 7 S 1 S 2 按摩擦传动条件 1 k 1eua 3 7 S 1 S 5 式中 K 为摩擦力备用系数 取 k 1 2 为胶带与传动滚筒的摩擦系数查表取 0 25 a 为托辊与胶带的包角 取 a 470 则 eua 7 96 所以 7 05 7 S 1 S 连接两个条件 由公式 知 8713 1 公斤 1 S 由重段最小张力知 5 q cos 3 5 S d q t L 6 5 84 7 45 2 1 2 cos14 756 2 公斤 则最小点 1 09 8741 0 公斤 756 2 公斤 5 S 1 S 则 8713 1 公斤 1 S 由空段最小张力知 5 q cos 5 84 7 45 2 3 cos14 1889 2 公斤 d q t L 令 1889 2 公斤 4 S 由 1 05 8404 8 公斤 4 S 3 S 34 W 1 S 则 9803 8 公斤 1 S 综合知 9803 8 公斤 1 S 所以 1 04 7 S 6 S 67 W 6 S 贵州大学本科毕业论文 设计 第 14 页 1 14 18956 8 公斤 1 S 30133 2 公斤 校核胶带安全系数 m Smax BP 11 8 10 3 8 10 35000 9 8 30133 2 式中 B 为胶带的宽度 取 B 1000 P 为胶带许用张紧力 胶带的安全系数 max S 则所选择胶带合格 3 4 带式输送机电机的选择 1 传动滚筒轴功率 W 30133 2 9803 8 20329 4 公斤 10 S 1 S N0 364 7 千瓦 3 9 102 WV20329 4 1 83 102 式中 W 为牵引力 V 胶带速度 2 电动机功率 N 3 10 m N K 0 式中 K 为 功率备用系数 K 1 2 为机械传动总效率 0 85 m m 则 N 1 2 515 2 千瓦 364 7 0 85 取 N 520 千瓦 传动装置选择 根据计算结果 带宽 1000 毫米 传动滚筒直径 D 800mm 滚筒许用扭矩 235 吨 米 电机功率 N 548 千瓦 则驱动一号滚筒电机功率 350 千瓦 驱动 2 号滚筒功率 175 千瓦 考虑井下电机防爆 则选用315L 4 3 JB 贵州大学本科毕业论文 设计 第 15 页 3 5 拉紧装置的设计 3 5 1 拉紧的方式 1 重载车式拉紧装置 机尾张紧滚筒安装在尾架导轨可移动的小车上 钢丝绳的一端连接在小车上 而另一 端悬挂着重锤 它是依靠重锤的重力拉紧输送带 故可以自动张紧输送带 保持恒定的张紧 力 适用于输送机距离较长 功率较大的场合 尤其适于倾斜输送的输送机上 其缺点是机 尾需要有较大的空间 2 垂直拉紧装置 垂直拉紧装置滚筒安装在框架上 重锤吊挂在框架上 框架沿导轨上下移动 利用重锤 的重力使输送带经常处于张紧状态 该装置适用于长度较大 大于 100m 的输送机或输送 机末端位置受到限制的情况 这种拉紧装置一般适合装设在驱动滚筒近处或利用输送机 走廊下面的空间 缺点是改向滚筒多 而且物料容易落入输送带与张紧滚筒之间 从而损坏输送带 3 绞车拉紧装置 自动或固定绞车拉紧 选用条件是输送角狠下 而负荷大 且需要较大的拉紧 力 由整体布置形式知选择 3 这种布置形式可以使结构简单跟能满足要求 3 5 2 拉紧力的计算 则拉紧力 P 3 4 S 5 S 11 式中 为 4 点处的拉力 为 5 点处的拉力 4 S 5 S p 1889 2 1964 8 3854 公斤 则选择张紧装置为 DX4D111 表 3 1 DX4D111 的参数 滑轮组 滑轮组架组合 号 绞车钢丝 绳 GB 1102 74 I II III I II 测力 机构 拉紧 车架 改向 滚筒 数量11 4 2 2 4 2 1 1 1 DX3 D111 DXDJ 11 6 19 11 14 DXD H1 DXD H2 DXD H3 DXD H4 DXD H6 DXD L1 DX3 DC11 DX3B 2 贵州大学本科毕业论文 设计 第 16 页 3 6 制动装置的选取 3 6 1 制动的方式 平均倾角大于 4 时 就应增设逆止或制动装置 带式输送机的逆止和制动装置的种 类较多 视输送机的具体使用条件采用不同形式的逆止或制动器 标准设计中有带式逆止 器 滚柱逆止器和液压电磁闸瓦制动器 3 种 1 带式逆止器 常用的带式逆止器 它是李机头架上装设一段逆止带 橡胶带 带的一端是固定端 另一端 为活动端 并夹着一很小铁条 当正常运转时 逆止带的自由端被输送带推向后面 由于铁 条的两端受挡板的作用 所以逆止带始终与滚筒保持一定的距离 当输送机逆转时 逆止带 的自由端就被输送带带动而塞至滚筒与输送带之间 在摩擦力作用下 拖住滚筒 达到制止 逆转的目的 带式逆止器结构简单 价格低廉 应用较广 但是它必须使输送机倒转一定距 离以后才能达到制动目的 从而易造成给料处堵塞 溢料 如头部滚筒直径越大 制动时倒 转距离就越长 所以对功率较大的带式输送机不宜 使用带式逆止器 2 滚柱逆止器 滚柱逆止器适用于向上运输的带式输送机 滚柱逆止器的星轮装在减速器通向滚筒出铀 的另一端上 底座则安装在驱动架上 当输送机正常工作时 滚往处在星轮切口最宽处的间 隙中 因而它不妨碍星轮的运转 若发生逆转时 滚柱被契入底座固定圈与星轮切口的狭窄 处之间 因而起到逆止作用 滚柱逆止器最大制动力矩达 48500N m 其制动平稳可靠 选用 时按减速器型号选配 减速器型号在 ZQ65 以上均可采用 3 液压电磁闸瓦制动器 这种制动器对向上 水平或向下运输的带式输送机均可采用 其动作迅速 多用于大功率 长距离的输送机上 安装在紧靠驱动电机的高速轴上 作为因断电停机和紧急刹车之用 适用于对停机时间有要求的场合 3 6 2 制动力矩的计算 1 传动滚筒轴上的制动力矩 0 0546HQ 3 12 r M V D66 0 N 式中 D 为滚筒直径 D 800mm H 为带式输送机的高度差 H Lsin 850 sin14 205 6m 代入则 0 0546HQ 205 6 558 0 00546 387 9 r M V D66 0 N 3 81 8066 6881 2 公斤 米 贵州大学本科毕业论文 设计 第 17 页 电机轴上力矩 r M m r i M 式中 i 为减速器的总传动比 m 为总传动效率 0 9 189 2 公斤 米 3 13 86 33 2 6881 由于制动力矩很大则选择电磁液压制动器 查表得 选择 KZP 800 最大制动力矩为 10150N m 最大制动半径为 290mm 表 3 1 KZP 800 的参数 型号 最大制动力矩最大制动半径 KZP 80010150N m 290mm 小结 本章在胶带的选取时候 首先选取了硫化橡胶带 m 2 68 10 Z 10 根本无法 满足胶带的安全系数 故选择了整芯胶带 帆布成数 Z 7 任然不能满足强度要求 进而选用了钢绳芯胶带 其特点是 1 该产品机为高强度带式输送机 主要用于煤炭 冶金 化工 码头等部门中作长 距 离 大运量输送煤炭 矿石等大宗散装物料 2 该产品输送距离可达数公里 输送量可达 400 9600t 米 时 3 该产品使用寿命长 效率高 并且满足水平 提升 下运 井下防爆等运输条 件 4 输送物料的溶剂 r 0 8 2 5 吨 米 3 工作环境温度为 20 40 5 当运量及功率较大时 可代为进行非标准设计 7 滚筒为铸焊结构 轴与轮壳用涨圈连接 8 配有成套电控及保护设备 以实现自动化操作 9 伸缩率小 则张紧装置的张紧力较小 由于带式输送机具有长距离 大倾角 强力型等特点 导致制动力矩非常大 则选用 了两套制动装置 贵州大学本科毕业论文 设计 第 18 页 第四章 带式输送机减速器的设计 4 1 减速器总体设计 4 1 1 减速器的总体布置 图 4 1 减速器的总体布置 4 1 2 减速器的传动比分配及转速较核 1 总传动比电动机的型号 表 4 1 电动机的型号 满载时 型号 功率 电压 电流 A 转速 r min 效率 功率因数 贵州大学本科毕业论文 设计 第 19 页 则 1480r min m n 由驱动滚筒转速公式 3 43 7r min 4 w n D V 10060 8004 13 3 8110060 1 式中 D 为托辊的直径 则传动比 i 33 86 4 w m n n 7 43 1480 2 式中 为电机的转速 托辊的转速 m n w n 由本设计知道选用圆锥 圆柱齿轮减速器 锥齿轮的传动比 5 i 圆柱齿轮的传动比 6 87 i 2 传动装置的传动效率计算 根据传动方案简图 故传动装置总效率 4 总 承 锥 轴 承 藕 3 0 99 0 99 0 96 0 99 0 97 0 99 0 99 0 886 式中 弹性联轴器效率 0 99 轴承效率 0 99 7 级精度锥齿轮效率 联 轴 联 0 96 锥 315L 3 JB 4 200KW 660 214 1480 0 89 0 9 贵州大学本科毕业论文 设计 第 20 页 8 级精度圆柱齿轮传动功率含轴承效率 0 97 液力耦合器效率 0 98 滚动轴承 直 藕 效率 0 99 承 3 各轴功率计算 电机实际功率 198 8KW 0 P 高速轴输入功率 198 8 0 99 196 8KW 4 4 1 P 0 P 联 中间轴输入功率 187 1KW 4 2 P 1 P 承 锥 5 低速轴输入功率 179 6KW 4 3 P 2 P 承 直 6 驱动滚筒功率 175KW 4 w P 3 P 承 藕 7 4 各轴转速计算 高速轴的转速 1480 1 n m n 中间轴的转速 296 4 m n 1 i nm 5 1480 8 低速轴的转速 43 7 4 2 2 i n 77 6 296 9 5 各轴转矩的计算 高速轴转矩 9550 9550 1269 9 4 10 1 1 n P 1480 8 196 中间轴转矩 9550 9550 6036 5 4 11 0 0 n P 296 1 187 低速轴转矩 9550 9550 39248 9 4 12 0 0 n P 7 43 6 179 贵州大学本科毕业论文 设计 第 21 页 各轴运动动力参数列入下表 轴名称 功率 转速 转矩 高速轴 196 8 1480 1269 9 中间轴 187 1 296 6036 5 低速轴 179 6 43 7 39248 9 4 2 齿轮的设计计算 4 2 1 锥齿轮的设计 1 选择齿轮材料和精度等级 材料选择小齿轮材料为均 20 渗 C 淬火 回火处理 硬度为 56 62HRC MQ 质量要求 7 级公差 2 初选螺旋角为 35 初选载荷系数 1 5 安全系数 1 1 t K H S 查表知接触疲劳强度知 1200N mm 则许用接触应力的公式 11 limH 4 limH H H S lim 1 1 1200 13 式中 为安全系数 1 1 为接触疲劳强度 1200N mm H S H S limH limH 1090 9N mm 因为是软齿面闭式传动 故按齿面接触疲劳强度进行设计 其设计公式为 983 1636 4 1e d 3 lim 2 1 u 5 01 HRR tT K 3 2 Hlim 1t u TK 14 式中 载荷系数 1 5 为许用接触应力 1200N mm t K limH limH 1636 111 9mm 1e d 3 2 910905 91269 51 取 120mm 1e d 3 确定传动尺寸 贵州大学本科毕业论文 设计 第 22 页 1 载荷系数的计算 齿轮使用系数 查表得 1 00 a K 动载系数 V 4 15 100060 nd 1te1 式中 齿宽分度圆直径为 1 0 5 102mm te1 d R 1e d 故 V 7 9m s 100060 nd 1te1 100060 14801024 13 所以查表知 动载荷系数 1 18 V K 齿间分配系数 由公式 100N mm 4 16 b t FKA 120 167 20001 1 T 式中 为圆周力 b 为齿宽 t F 且 102mm te1 d 则 1 1 H K 齿向载荷分布系数 H K beH K 5 1 由于一轮为悬臂支承 则 H K beH K 5 1 所以 1 875 H K 所以载荷系数 K 1 1 18 1 1 1 875 2 43 a K V K H K H K 2 对进行修正 1e d 因 K 与有较大差异 故需对计算出的进行修正 t K t K 1e d 120 140 9mm 4 1e d 1e d3 t k k 3 5 1 53 2 17 则 141mm 1e d 3 确定齿数 齿数 15 则 u 75 1 Z 2 Z 1 Z 贵州大学本科毕业论文 设计 第 23 页 由于与互质 76 1 Z 2 Z 2 Z 则 u u 1 2 Z Z 06 0 5 15 76 则 100 1 1 在允许范围内 不用修正 5 06 0 4 大端模数 9 4 4 1 1 Z d m e e 18 5 锥顶距为 4 26 2 141 1 2 21 u d R e e 19 359 548mm 6 齿宽为 b R R 式中 为齿宽系数 R 107 8mm 则取 b 110mm 4 校核齿根弯曲疲劳强度 圆周力 Re t d T F 50 1 2 1 1 5 80141 10 912692 3 4 20 式中 为齿宽系数 齿轮受到的扭矩 R 1 T 2 12 N mm 4 10 复合齿形系数 当量齿数 其中 0 98 4 21 1 V Z 1m 1 coscos Z 1 cos 26 5 则 27 8 1 V Z 1m 1 coscos Z 8 90 55 0 15 当量齿数 其中 0 196 2 V Z 2m 2 coscos Z 2 cos 26 1 贵州大学本科毕业论文 设计 第 24 页 则 695 7 1 V Z 2m 2 coscos Z 6 190 55 0 75 查表知道 4 48 4 85 1S F Y 2S F Y 重合度与螺旋角系数 查表知道 0 56 Y 则弯曲强度校核 4 22 1F 85 01 85 0 R t bm KF 1S F Y 2S F Y 式中 K 为使用系数 为圆周力 b 为齿宽 为复合齿形系数 t F S F Y 1F 6 508 44 5 80 491105 80 1012 2 43 2 4 173N mm 173 187 3N mm 2F 1F 2 1 FS FS Y Y 48 4 85 4 许用弯曲应力 F 4 F FN S Y lim 23 式中 弯曲疲劳极限应力为 360N mm 360N mm 由于齿轮长期 1limFl 2limF 工作则 1 1 安全系数 1 4 1 N Y 2N Y F S 则 F1 257 1N mm 41 3601 F2 257 1N mm 41 3601 故有 F1 F2 1F 2F 5 计算其它几何尺寸 表 4 2 几何尺寸 名称代号 小齿轮 大齿轮 齿数比u u 5 贵州大学本科毕业论文 设计 第 25 页 大端分度圆直径dede1 141mmde2 725mm 齿数ZZ1 15Z2 75 大端模数meme 9 4 分锥角 1 arctan 11 31 2 1 Z Z 2 90 1 78 69 外锥角ReRe de1 2sin 1 367 7mm 齿宽系数 R R 0 3 齿宽bb RRe 110mm 中点模数mmmm me 1 0 5 R 7 99 切向变位系数XtXt1 0 135Xt1 Xt2 0 135 径向变位系数X X1 0 39 1 0 37 2 1 u X2 0 37 齿宽中点的螺旋角 m标准螺旋角 m 35 齿形角 n n 20 齿顶高ha ha1 ha x me 0 85 0 37 11 5mm ha2 4 5mm 齿根高hf hf1 ha C x me 0 85 0 188 0 37 9 4 6 28 hf1 13 2mm 顶隙C C C me 0 188 9 4 1 77mm 齿顶角 a1 a1 f2 2 1 a2 f1 1 0 齿根角 f f1 arctan 1 0 e f R h 1 f2 a1 2 1 顶锥角 a a1 1 f2 13 41 a2 2 f1 79 59 根锥角 f f1 1 f1 10 31 f2 2 f2 77 59 齿顶圆直径dae1dae1 de1 2ha1cos 1 160 6mmdae2 726 8mm 锥顶到轮冠距离AkAk1 de2 2 ha1sin 1 361 13mmAk2 de1 2 ha2sin 2 361 13mm 贵州大学本科毕业论文 设计 第 26 页 中点法向齿厚Smn1 Smn1 0 5 cos 2X1 tan X m n a t1 14 09 m m Smn2 cos m Smn1 6 46 m m 中点法向齿厚半角 mn mn1 0 094 m 2 m cos m cos Z smn mn2 0 0017 中点齿厚角系数 mn K 1 0 9985 1mn K 6 2 mn 0 9999 2mn K 中点分度圆弦齿厚 mn S 14 07 1mn S mn S mn K 6 46 2mn S 当量齿数ZVZV1 27 8ZV2 659 7 端面重合度 查表知 1 8 轴向重合度 查表知 1 9 总重合度 r r 2 62 22 4 2 2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 1 选择齿轮材料和精度等级 材料选择小齿轮材料为 35Mn 调质 硬度为 241 286HRC 大齿轮材料为Cr 40 调质 硬度为 229 269HRC MQ 质量要求 8 级公差 2 查表知触极限疲劳强度 700N mm 720N mm 3limH 4limH 弯曲疲劳极限应力 330N mm 320N mm 3limF 4limF 因为是软齿面闭式传动 故按齿面接触疲劳强度进行设计 其设计公式 11 为 4 3 d 3 2 EH 1t ZZ u 1uTk2 Hd ZZ 24 式中 小齿轮的传递转矩 6036N m 6036 10 N mm 由于 V 值不知道 值不能 2 T V K 确定 初选 1 5 查表得弹性系数 189 8 查表得齿宽系数 1 1 t K E Z 2 mmN d 初选螺旋角为 15 查表知节点区域系数 2 42 初选小齿轮齿数 21 则 H Z 3 Z 4 Z 贵州大学本科毕业论文 设计 第 27 页 6 77 21 142 17 由于与互质 143 端面重合度 1 88 3 2 2 i 3 Z 3 Z 4 Z 4 Z a cos 1 88 3 2 cos15 1 65 轴向重合度 43 11 ZZ 143 1 21 1 0 318tan 1 97 重合度系数 Z 0 765 知螺旋角系 0 99 寿命系数 d 3 Z Z N Z 由应力循环次数公式 60 296 1 2 8 250 10 7 1 次 3 N h aln260 7 10 1 1 次 4 N i N3 8 10 查表得寿命系数 1 07 1 14 3N Z 4N Z 许用接触应力公式 11 H 4 25 H HN S Z lim 式中 安全系数 1 寿命系数 H S N Z 则 H3 749N mm H HN S Z 3lim3 则 H4 770 4N mm H HN S Z 4lim4 取小者进行分度圆直径的计算 H H3 749N mm 小齿轮分度圆直径 3 d 159 8mm 3 d 3 2 EH 1t ZZ u 1uTk2 Hd ZZ 3 3 16 20 6 77 7 77 11 10 56036 512 3 确定传动尺寸 1 载荷系数的计算 齿轮使用系数 查表得 1 25 a K 齿轮动载系数 查表知 1 18 V K 齿间载荷分配系数 查表知 1 48 K 贵州大学本科毕业论文 设计 第 28 页 齿向载荷分布系数 查表知 1 2 K 所以载荷系数 K 1 25 1 18 1 48 1 2 2 48 a K V K K K 2 对进行修正 3e d 因 K 与有较大差异 故需对计算出的进行修正 t K t K 1e d 159 8 189 1mm 4 3e d 3e d3 t k k 3 5 1 48 2 26 式中 K 为使用系数 为初选使用系数 t K 3 确定模数 8 7 圆整即为 9 3 3cos Z d m e n n m 5 传动尺寸中心距 a 764mm 4 27 15cos2 43 ZZmn 15cos2 14321 9 式中 为小齿轮的齿数 为大齿轮的齿数 3 Z 4 Z 6 齿宽为 b 107 8mm 则取 b 110mmR R 7 螺旋角 为 因 与 a 无较大差异 故无需对 进行修正 则修正完毕 195 658mm 9 914cos 219 cos 3 3 Zm d n 1332 338mm 9 914cos 1439 cos 4 4 Zm d n 8 齿宽为 215 2 则取 216mm 4 b 3 d d 4 b 4 确定传动尺寸 1 载荷系数的计算 齿轮使用系数 查表得 1 25 a K 齿轮动载系数 查表知 1 18 V K 贵州大学本科毕业论文 设计 第 29 页 齿间载荷分配系数 查表知 1 48 K 齿向载荷分布系数 查表知 1 2 K 所以载荷系数 K 1 25 1 18 1 48 1 2 2 48 a K V K K K 2 对进行修正 3e d 因 K 与有较大差异 故需对计算出的进行修正 t K t K 1e d 159 8 189 1mm 4 28 3e d 3e d 3 t k k 3 5 1 48 2 式中 K 为载荷系数 为初选载荷系数 t K 3 确定模数 8 7 圆整即为 9 3 3cos Z d m e n n m 5 传动尺寸中心距 a 764mm 4 15cos2 43 ZZmn 15cos2 14321 9 28 6 齿宽为 b 107 8mm 则取 b 110mmR R 7 螺旋角 为 a 14 99 4 29 a2 arccos 43 ZZmn 7642 14321 9 arccos 因 与 a 无较大差异 故无需对 进行修正 则修正完毕 195 658mm 9 914cos 219 cos 3 3 Zm d n 1332 338mm 9 914cos 1439 cos 4 4 Zm d n 8 齿宽为 215 2 则取 216mm 4 b 3 d d 4 b 则弯曲强度校核 贵州大学本科毕业论文 设计 第 30 页 4 F F SF n YYYY dbm KT 2 2 30 式中 载荷系数 K 2 48 小齿轮的传递转矩 6036N m 6036 10 N mm 确定模 2 T 数 9 分度圆直径 d3 195 658mm 齿宽系数 b b4 105mm n m 复合齿形系数 当量齿数 33 92 3 V Z 3 3 cos Z 99 14cos 21 3 查表知道 2 45 1 65 3 F Y 3 S Y 当量齿数 230 96 4 V Z 3 4 cos Z 99 14cos 143 3 查表知道 2 11 1 965 4 F Y 4 S Y 重合度系数 查表知道 0 71 Y 螺旋角系数 查表知道 0 88 Y 许用弯曲应力 F F FN S Y lim 查表得弯曲疲劳极限应力为 230N mm 320N mm 3limFl 4limF 由应力循环次数公式 60 296 1 2 8 250 10 7 1 次 3 N h aln260 7 10 1 1 次 4 N i N3 8 10 由于 均大于 N 3 N 4 N 所以 YN1 1 YN2 1 SF 1 4 F3 255 7N mm F FN S Y 3lim3 贵州大学本科毕业论文 设计 第 31 页 F4 228 6N mm F FN S Y 4lim4 所以 F3 194 3N mm F3 3 2 2 dbm KT n Y YYY SF F4 F3 199 3N mm F4 43 44 SF SF YY YY 5 确定传动其它尺寸 表 4 3 传动其它尺寸 端面模数 mt mt 9 32mm cos n m 齿顶高 ha ha 9mm a h n m 齿根高 hf hf C 11 25mm a h n m 全齿高 h h ha hf 20 25mm 顶隙 C C C 2 25mm n m da3 d3 2ha 213 658mm齿顶圆半径 da4 d4 2ha 1350 338mm df3 d3 2hf 173 158mm齿根圆半径 df4 d4 2hf 1309 838mm 4 3 齿轮上的作用力 4 3 1 高速轴上齿轮力的计算 1 高速轴传递的转矩 小齿轮左旋 min 1480 10 9 1269 1 3 1 rmmN nT 转速 大齿轮右旋 小齿轮大端分度圆直径 分锥角 11 41 mm d 141 1 2 锥齿轮 1 的作用力 1 圆周力为 4 N d T F m t 4 3 1 1 1 1012 2 30 50 1141 10 9 12692 2 贵州大学本科毕业论文 设计 第 32 页 32 式中 为小齿轮大端分度圆直径 为高速轴传递的转矩 d1 mm d 141 1 T1 mmN T 109 1269 3 1 其方向与力作用点圆周速度相反 2 径向力为 4 N FFtr 34 1 11 1008 678 9020tan102 12costan 33 其方向由力的作用点指向轮 1 的转动中心 3 轴向力为 4 N FFta 34 1 11 1012 516 190tan1012 2 sintan 20 34 其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 4 法向力为 4 N F F t n 4 4 1 1 106 22 cos 1012 2 cos 20 35 3 锥齿轮 2 的作用力 从动齿轮 2 各个力与主动轮 1 上相应的力大小相等 作用方向 相反 4 3 2 低速级齿轮传动的作用力 1 已知条件 为使斜 min 296 10 5 6036 99 14 2 3 2 低速级的螺旋角转速rmmN nT 齿圆柱齿轮 3 的轴向力与锥齿轮 2 的轴向力互相抵消一部分 小齿轮右旋 大齿轮左 旋 小齿轮分度圆直径mm d 7 195 3 2 齿轮 3 的作用力 1 圆周力 N d T Ft 4 3 3 2 3 10169 6 7 195 10 5 60362 2 其方向与力作用点圆周速度相反 贵州大学本科毕业论文 设计 第 33 页 2 径向力 N a FF n tr 44 33 1024 32 cos tan 10169 6 cos tan 99 14 20 其方向由力的作用点指向轮 3 的转动中心 3 轴向力为 N FFta 44 33 1025 61tan10169 6 tan 99 14 与锥齿轮 1 的轴向力方向相同 4 法向力 N a F F n t n 4 4 3 3 10796 6 cos20cos 10169 6 coscos 99 14 3 齿轮 4 受的作用力 大小与齿轮 3 的相等 方向相反 各个齿轮受力的方向如图所示 贵州大学本科毕业论文 设计 第 34 页 图 4 2 各个齿轮受力的方向 4 4 中间轴的设计计算 1 已知条件 中间轴传递的功率 转速 抗剪kw p 2 187 2 min 71 119 2 r n 切极限应力 45N mm 对于实心轴 r d0 d 则 r 0 2 选择轴的材料 选用 调质处理 cr 40 3 初算轴颈 查表得 A 97 106 取 A 100 4 mm r A n p d 885 296 2 187 100 1 1 3 4 3 2 2 min 37 式中 为中间轴传递的功率 为中间轴的转速 p2 kw p 2 187 2 n2 min 71 119 2 r n 贵州大学本科毕业论文 设计 第 35 页 4 轴的结构设计 图 4 3 中间轴结构简图 1 该轴不长 故轴承采用两段固定的方式 机构如图 6 1 按轴上零件安装顺 序 从开始设计 min d 2 轴段 1 与轴段 5 的设计 该段上安装轴承 其设计应与轴承的选择同步进行 考虑到齿轮上作用较大 的轴向力和圆周力 选用单列圆锥滚子轴承 轴段 1 与轴段 5 上安装轴承 其直径 应即便于安装又符合轴径系列 根据 85 8mm 初选 30318 由 机械设计手 min d 册 表 11 9 得轴承内径 mm 外径 D 160mm 总长度 T 32 5mm 内圈宽90 d B 30mm 外圈定位直径 对轴上力的作用点到外圈大端面距离mm Da 150 故 通常一根轴上两个轴承取相同的型号 则 mm a 3 32 3 mm d 90 1 mmd90 5 3 轴段 2 和轴段 4 的设计 轴段 2 安装 3 齿轮 轴段 4 上安装齿轮 2 为了方 便安装 应分别略大于 此时安装齿轮 3 处的轴径可选为 dd 42和 dd 51和 90 1 5 94 5 mm 取 左端采用轴肩定位 右端采用mm dd 95 42 套筒定位 为了使套筒能够顶到齿轮端面 轴段 4 长度应该相应比其轮毂宽 度略短 齿轮 2 轮毂宽度 1 2 1 4 114 142 5mm 取 115mm 则 4 d 2 l 贵州大学本科毕业论文 设计 第 36 页 mm L mm L 113 4 219 2 轴段 3 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位 其轴肩高度范围为 0 07 0 1 6 65 9 5mm 取其轴肩高度为 h 8mm 故 齿轮 3 左端面 d1 mm d 1118295 3 与箱体内壁距离与齿轮 2 右端面距箱体内壁的距离均取为 取轴段 3 的长mm l 10 度 且取 15mm 3 L 3 L 4 轴段 1 与轴段 5 的长度 由于轴径 d 和转速 n 之积 采用脂润滑 参考 机械设 105 29695 dn 计课程设计 需要用挡油环阻止箱体内润滑溅入轴承座 轴承内端面距箱 体的距离取为 中间轴上有两个齿轮的固定均由挡油环完成 则mm5 轴段 1 的长度为 mmLLB L 49219 22110532 23 11 轴段 5 的长度为 mmLlB L 49113 11510532 44 15 5 轴上作用点的间距 则由图可得轴的支点及受