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机械毕业设计全套
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JX04-233@蜂窝煤成型机设计,机械毕业设计全套
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第 1 页 绪论 1.型煤概况 随着机械化采煤程度的提高，产生了大量的粉煤。粉煤的市场价值很低，造成大量的积压。市场对型煤的需求量较大，型煤技术有很大的市场空间。同时生产型煤的原料煤的质地不受限制。 2.成型设备概况 成型设备是型煤生产中的关键设备 ,选择成型设备应以原煤的特性，型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。 目前工业上应用最广的是对辊式成型机 。 另外 ,还有冲压式成型机 ,环式成型机和螺旋式成型机等 3.对辊成型机概况 对辊成型机可用于成型、 压块 和 颗粒的高压破碎，它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来 设计。下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。 对辊成型机主要包括以下几个主要部件： 3.1同步齿轮 传动系统 对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器，安全联轴器等组成。安全联轴器是一个能自动复位的机构，它可以在正 常工作时驱动转距的 1.7 1.9 倍范围内调整。 最主要的是，同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型 辊完全均匀的线速度。 3.2成型系统 对辊成型机的最主要部分是型辊。由于成型压力大，直径大，所以采用八块型板拼装的方式，辊芯由铸钢材料铸造而成，型板由强度高的耐磨材料制造。 3.3液压加载系统 液压 加载 系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。为满足特殊的工作需要，压力的高低和大小可以自由调整。压力的梯度随间距的变化而升高，通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。在 其他尖硬 物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。 nts 第 2 页 1.电机选型及传动比计算 1.1 选择电动机 1.1.1 选择电动机的类型和结构形式 按工作条件和要求，选用一般用途的 Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。 1.1.2 选择电动机的容量 辊子转速： n=810r/min 辊子圆周速度： v=0.40.5m/s =n /30 v= r 初计算型辊半径 R = wv 0 .5 4 7 8 m m3 型球体积 435 0 5 0 3 2 8 1 0 m mV 每块型煤质量 498 1 0 1 . 3 5 1 0 0 . 1 0 8 k gv 型辊周向上分布型窝个数 2 4 7 8 545 5 . 5 5 5 . 5CZ （个） 型辊轴向上分布型窝数 5 8 . 4 1 0 . 0 15 4 0 . 1 0 8S 取整 S=10 型辊长度 B = 5 5 . 5 9 + 5 0 + 3 5 2 + 1 0 = 6 2 9 . 5 m m 取整 B=630 mm 辊上合力 3 0 6 2 1 8 6 0F p l KN 阻力矩 1 8 6 0 5 0 9 3 K N mT F e g 工作机所需的功率： P=9550Tn式中 T =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 P= 9 3 0 0 0 1 0 9 7 .49550 KW nts 第 3 页 电动机所需功率： P0=P/ 从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率： = 1 42 83 54 式中 1 =0.95 V 带传动效率 2 =0.98 联轴器效率 3=0.99 轴承效率 4 =0.97 齿轮传动效率 代入上式得 =0.95 0.984 0.999 0.975 =0.6777 0P=P/ =97.4/0.6777 =143.2 KW 选择电动机额定功率 Pm P0，根据传动系统图和推荐的传动比合理范围V带传动的传动比 2-4 ； 单级圆柱齿轮传动比 3-6 。 所以选择 Y315L1-4电动机，额定功率 160kw,满载转速 1480 r/min 。 1.2 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 1.2.1 传动装置的总传动比 i = nnm = 101480 =148 1.2.2 分配各级传动比 该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器，考虑到以下原则： 1） 使各级传动的承载能力大致等（齿面接触强度大致相等） nts 第 4 页 2） 使减速器能获得 最小外形尺寸和重量 3） 使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便 分配各级 齿轮 传动比为 i 1 =4。 25 i 2 =4 i 3 =1.8 辊轮的直径为 956mm,两辊轮这间的间隙取 1mm,所以两辊轮的中心距为957mm。由此调节 可初定同步齿轮的传动比为 2.4 。 则 V 带传动的传动比为2。 2.V 带设计计算 2 1 确定计算功率 根据工作情况 查表 12-12选择工况系数 2.1AK 设计功率 1 . 2 1 6 0 1 9 2 K WdAP K P 2 2 选择带型 根据 192KWdP 和1 1 4 8 0 r/m inn 选择 25N窄 V带 (有效宽度制 ) 2 3 确定带轮基准直径 小带轮的基准直径 参考表 12-19和图 12-4取 1 335mmed 传动比 2i 取弹性滑动系数 02.0 大带轮基准准直径 21(1 )e ded id 2 3 1 5 (1 0 . 0 2 ) 617.4mm 取标准值 2 630m med nts 第 5 页 实际转速 1212(1 )ppdnn d 310( 1 0 . 0 2 ) 1 4 8 0 625 7 1 9 .4 r/m in 实际传动比 121480 2 . 0 5 77 1 9 . 4ni n 2 4 验算带的速度 11 3 . 1 4 3 1 0 1 4 8 0 2 4 . 0 2 m / s6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0pdnv 2 5 初定中心距 1 2 0 1 20 . 7 2e e e ed d a d d 00 . 7 ( 3 1 5 6 3 0 ) 2 ( 3 1 5 6 3 0 )a 06 6 1 . 5 m m 1 8 9 0 m ma取0 1200 m ma 2 6 确定基准长度 22 1 2 1000( ) ( )224e e e edd d d dLaa 23 . 1 4 ( 6 3 0 3 1 5 ) ( 6 3 0 3 1 5 )2 1 2 0 02 4 1 2 0 0 3 9 0 5 .0 7 m m 由表 12-10选取相应基准长度 4 0 6 0 m mdL nts 第 6 页 2 7 确定实际轴间距 00 4 0 6 0 3 9 0 5 . 0 71 2 0 0 1 2 7 7 . 5 m m22eeLLaa 安装时所需最小轴间距 m i n 0 . 0 1 5 1 2 7 7 . 5 0 . 0 1 5 4 0 6 0 1 2 1 6 . 6 m mea a L 张紧或补偿伸长所需最大轴间距 m a x 0 . 0 3 1 2 7 7 . 5 0 . 0 3 4 0 6 0 1 3 9 9 . 3 m mea a L 2 8 验算小带轮包角 211 1 8 0 5 7 . 3eedda 6 3 0 3 1 51 8 0 5 7 . 31 2 7 7 . 5 1 6 5 .8 7 1 2 0 2 9 单根 V 带的基本额定功率 根据1 315mmed 和1 1 4 8 0 r/m inn 由表 12-17n 查得 25N 型窄V带1 2 8 .7 5 K WP 2 10 单根 V 带的 功率增量 考虑传动比的影响，额定功率的增量由表 12-17n查得 1 3.78P2 11V 带的根数 Lad KKPP Pz 11 由表 12-13查得 0.96aK 由表 12-16查得 0.94LK nts 第 7 页 192 6 . 5 42 8 . 7 5 3 . 7 8 0 . 9 6 0 . 9 4z 根 取 7 根 2 12 单根 V 带的预紧力 20 15.2500 mvzvPKF da 由表 12-14 2.13 带轮的结构 2.13.1 小带轮的结构 小 带轮采用实心轮结构。 由 Y280M-4 电动机可知，其轴伸直径 mmd 75 ，长度 mmL 140 ， 小带轮轴孔直径应取 mmd 750 ，毂长应小于 mm140 . 由表 12-22 查得，小带轮结构为实心轮 由 V带的实际传动比 227.1i ，对减速器的传动比进行重新分配。 传动装置总传动比 总 148iV带传动传动比 227.1带i同步齿轮的传动比 5.24 i 则三级减速器的传动比为 248.485.2227.1 148 i1i ， 3i 调节不变 ， 2i ，以达到传动比的调节。则 9.31 i 66.33 i 383.366.39.3 284.48312 ii iints 第 8 页 3基本参数计算 各轴的转速、传递功率、转矩 轴 1 1480 7 2 1 . 9 5 r / m i n2 . 0 5vnn i 1P = 0P d=1 6 0 0 . 9 5 0 . 9 9 1 5 0 . 4 8 K W 1111 5 0 . 4 89 5 5 0 9 5 5 0 1 9 9 1 N m7 2 1 . 9 5PT n g 轴 1217 2 1 . 9 5 1 6 9 . 8 7 r / m i n4 . 2 5nn i 2 1 1 2 1 5 0 . 4 8 0 . 9 9 0 . 9 7 1 4 4 . 5 K WPP 2221 4 4 . 59 5 5 0 9 5 5 0 8 1 2 4 N m1 6 9 . 8 7PT n g 轴 2321 6 9 . 8 7 4 3 . 7 8 r / m i n3 . 8 8nn i 3 2 2 3 1 4 4 . 5 0 . 9 9 0 . 9 7 1 3 8 . 8 K WPP 3331 3 8 . 89 5 5 0 9 5 5 0 3 0 2 7 7 . 3 N m4 3 . 7 8PT n g 轴 3434 3 . 7 8 2 4 . 1 9 r / m i n1 . 8 1nn i 4 3 3 4 1 3 8 . 8 0 . 9 9 0 . 9 7 1 3 3 . 3 K WPP 4441 3 3 . 39 5 5 0 9 5 5 0 5 2 6 2 5 . 7 N m2 4 . 1 9PT n g 轴 4542 4 . 1 9 1 0 r / m i n2 . 4 2nn i 5 4 4 5 1 3 3 . 3 0 . 9 9 1 3 2 K WPP 5551329 5 5 0 9 5 5 0 1 2 6 0 6 0 N m10PT n g nts 第 9 页 4 同步齿 轮 减速 箱 齿轮的设计计算 4.1I 轴齿轮设计计算 4.1.1 选择齿轮材料 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（ MQ）要求从图 14-32和图 14-24中查得 M P aFF 45 02l i m1l i m M P aHH 15002l i m1l i m 参考我国试验数据（表 14-45）后，将 limF 适当降低： M P aFF 40 02l i m1l i m 4.1.2 初定齿轮主要参数 初定齿轮主要参数 考虑载荷有轻微冲击、非对称轴承布置，取载荷系数 K=2 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 : FPFSmYZKTm 1135.12 按表 14-34，并考虑传动比 i ，选用小齿轮齿数 1Z =24， 大齿轮齿数 21 4 . 2 5 2 4 1 0 2Z iZ 取 2Z= 102 按表 14-33，选齿宽系数 nts 第 10 页 16m 116 0 . 6 724md Z 1 16 0 . 2 50 . 5 1 0 . 5 4 . 2 5 1 2 4ma uZ 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数（ 021 xx 时） 35.41 FSY95.32 FSY由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 1 2 l i m1 . 6 1 . 6 4 0 0 6 4 0 M P aF P F P F P F 由于2211FPFSFPFS YY ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 3 2 2 0 1 0 4 . 3 51 2 . 5 5 . 1 8 m m1 6 2 4 6 4 0m 采用斜齿轮，按表 14-2，取标准模数 6mmnm 。 初取 =13（表 14-33），则齿轮中心距 cos2 21 nmzza 2 4 1 0 2 62 c o s 1 3387.94 m m 由于单件生产，不必取标准中心距，取 388mma 。 准确的螺旋角 a mzz n2a rc c o s 21 2 4 1 0 2 6a r c c o s2 3 8 813.036 nts 第 11 页 13 2 10 齿轮分度圆直径 cos11 nmzd 2 4 6 c o s 1 3 . 0 3 6147.8mm cos22 nmzd 1 0 2 6 c o s 1 3 . 0 3 6628.2mm 工作齿宽 11 0 . 7 1 4 7 . 8 1 0 3 . 5 m mbd 为了保证 1，取 105mmb 。 1 105 0 . 7 11 4 7 . 8d b d 齿轮圆周速度 100060 11 ndv 1 4 7 . 8 7 2 1 . 9 56 0 1 0 0 0 5.59m/s 按此速度查表 14-78，齿轮精度选用 8 级即可，齿轮精度 8-7-7（ GB10095-1988） 校核重合度 纵向重合度 （图 14-8） 1.3 1 端面重合度 （图 14-3） 0 . 7 7 0 . 8 7 1 . 6 4 总重合度 1 . 3 1 . 6 4 2 . 9 4 2 . 2 nts 第 12 页 4.1.3 校核齿面接触疲劳强度 HHVAtEHBDH KKKKuubdFZZZZZ 11 分度圆上的切向力 112000t TF d 2 0 0 0 2 0 1 0 1 4 7 . 8 27199N 由表 14-39查得使用系数 25.1AK 动载荷系数 22121 11001 uuvZKbFKKKtAV 式中 9.231 K 0087.02 K （表 14-40） 齿数比 21102 4 . 2 524Zu Z 将有关数据代入 VK 计算式 222 3 . 9 2 4 5 . 5 9 4 . 2 5 11 0 . 0 0 8 71 . 2 5 2 7 1 9 9 1 0 0 4 . 2 5105VK 1.11 齿向载荷分布系数 442 1 0 8.0107.418.017.1ddH bK 2 4 41 . 1 7 0 . 1 8 0 . 7 1 4 . 7 1 0 1 0 5 0 . 1 0 8 0 . 7 1 1.34 齿向载荷分配系数，根据 1 . 2 5 2 7 1 9 9 3 2 3 . 8 N / m m 1 0 0 N / m m105AtKF b nts 第 13 页 查表 14-43 得 2.1HK 节点区域系数，按 13 2 10 和 021 xx 查图 14-11 得 45.2HZ 材料弹性系数 查表 14-44 得 1 8 9 . 8 M P aEZ 重合度系数 查图 14-12 得 0.78Z 螺旋角系数 查图 14-13 得 0.985Z 由于 1.3 1 可取 1 BDBD ZZZ 2 7 1 9 9 4 . 2 5 11 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 7 8 0 . 9 8 5 1 . 2 5 1 . 1 1 1 . 3 4 1 . 21 4 7 . 8 1 0 5 4 . 2 5H M P a 785.2 M P a 计算接触强度强度安全系数 HXWL V RNTHH ZZZZS l i m式中各系数的确定 计算齿面应力循环数 9116 0 6 0 1 7 2 1 . 5 3 0 0 0 0 1 . 3 1 0LN j n t 9 812 1 . 3 1 0 3 1 04 . 2 5LL NN u 按齿面不允许出现点蚀，查图 14-37 得寿命系数 1 0.88NTZ 2 0.93NTZ 润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVRZ 齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ 尺寸系数 按 6nm mm，查图 14-40 得 1XZ nts 第 14 页 将以上数据代入 HS 计算式 1 1 5 0 0 0 . 8 8 0 . 9 2 1 17 8 5 . 2HS 1.55 2 1 5 0 0 0 . 9 3 0 . 9 2 1 17 8 5 . 2HS 1.63 由表 14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1.1min HS 。 1HS 和 2HS 均大于 minHS ，故安 全。 4.2轴齿轮设计计算 4.2.1 选择齿轮材料 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（ MQ）要求从图 14-32 和图 14-24 中 得 M P aFF 45 02l i m1l i m M P aHH 15002l i m1l i m 参考我国试验数据（表 14-45）后，将 limF 适当降低： M P aFF 40 02l i m1l i m 4.2.2 初定齿轮主要参数 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 FPFSmYZKTm 1135.12 nts 第 15 页 按表 14-34，并考虑传动比 i ，选用小齿轮齿数 1Z =26， 大齿轮齿数 21 3 . 8 8 2 6 1 0 0 . 8 8 m mZ i Z 取整 2Z=102 按表 14-33，选齿宽系数 18m 118 0 . 6 926md Z 1 18 0 . 2 8 40 . 5 1 0 . 5 3 . 8 8 1 2 6ma uZ 由图 14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（ 021 xx 时） 35.41 FSY 0.42 FSY 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 1 2 l i m1 . 6 1 . 6 4 0 0 6 4 0 M P aF P F P F P F 由于2211FPFSFPFS YY ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 3 2 8 1 2 4 4 . 3 51 2 . 5 7 . 7 m m1 8 2 6 6 4 0m 采用斜齿轮，按表 14-2，取标准模数 10mmnm 。 初取 =13（表 14-33），则齿轮中心距 cos2 21 nmzza 2 6 1 0 2 1 02 c o s 1 3656.8mm 由 于单件生产，不必取标准中心距，取 657mma 。 准确的螺旋角 nts 第 16 页 a mzz n2a rc c o s 21 2 6 1 0 2 1 0a r c c o s2 6 5 6 . 813 13 齿轮分度圆直径 cos11 nmzd 2 6 1 0 c o s 1 3 2 6 6 .8 3 9 m m cos22 nmzd 1 0 2 1 0 c o s 1 3 1 0 4 6 .8 3 m m 工作齿宽 1 0 . 6 9 2 6 6 . 8 3 9 1 8 4 . 1 2 m mdbd 为了保证 1，取 190b mm 。 1 190 0 . 7 12 6 6 . 8 3 9d b d 齿轮圆周速度 100060 11 ndv 2 6 6 . 8 3 9 1 6 9 . 8 76 0 1 0 0 0 1.95m/s 按此速度查表 14-78，齿轮精度选用 8 级即可，齿轮精度 8-7-7（ GB10095-1988） 校核重合度 纵向重合度 （图 14-8） 1.3 1 端面重合度 （图 14-3） 0 . 7 7 0 . 8 8 1 . 6 5 nts 第 17 页 总重合度 1 . 3 1 . 6 5 2 . 9 5 2 . 2 4.2.3 校核齿面接触疲劳强度 HHVAtEHBDH KKKKuubdFZZZZZ 11 分度圆上的切向力 12000 dTF tt 2 0 0 0 8 1 2 4 2 1 3 . 6 8 7 76036N 由表 14-39查得使用系数 25.1AK 动载荷系数 22121 11001 uuvZKbFKKKtAV 式中 9.231 K 0087.02 K （表 14-40） 齿数比21102 3 . 926Zu Z 将有关数据代入 VK 计算式 222 3 . 9 2 6 1 . 9 5 3 . 9 11 0 . 0 0 8 71 . 2 5 7 6 0 3 6 1 0 0 3 . 9150VK 1.02 齿向载荷分布系数 442 1 0 8.0107.418.017.1ddH bK 2 4 41 . 1 7 0 . 1 8 0 . 7 4 . 7 1 0 1 5 0 0 . 1 0 8 0 . 7 1.35 nts 第 18 页 齿向载荷分配系数，根据 1 . 2 5 7 6 0 3 6 6 3 3 N / m m 1 0 0 N / m m150AtKF b 查表 14-43 得 2.1HK节点区域系数，按 1 3 1 4 5 6 和 021 xx 查图 14-11 得 45.2HZ 材料弹性系数 查表 14-44 得 MPaZ E 8.189 重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 0.98Z 由于 1.3 1 可取 1 BDBD ZZZ 7 6 0 3 6 3 . 9 11 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 7 8 0 . 9 8 1 . 2 5 1 . 0 2 1 . 3 5 1 . 22 1 3 . 6 8 7 1 5 0 3 . 9H M P a 990MPa 计算接触强度强度安全系数 HXWL V RNTHH ZZZZS l i m式中各系数的确定 计算齿面应力循环数 8116 0 6 0 1 1 7 4 . 1 3 0 0 0 0 3 . 1 3 1 0LN j n t 8 712 3 . 1 3 1 0 8 1 03 . 9LL NN u 按齿面不允许出现点蚀，查图 14-37 得寿命系数 1 0.97NTZ 2 0.98NTZ 润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVRZnts 第 19 页 齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ尺寸系数 按 mmmn 8，查图 14-40 得 1XZ 将以上数据代入 HS 计算式 1 1 5 0 0 0 . 9 7 0 . 9 2 1 1990HS 1.35 2 1 5 0 0 0 . 9 8 0 . 9 2 1 1990HS 1.37 由表 14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数 1.1min HS 。 1HS 和 2HS 均大于 minHS ，故安全。 4.3轴齿轮设计计算 4.3.1 选择齿轮材料 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（ MQ）要求得 M P aFF 45 02l i m1l i m M P aHH 15002l i m1l i m 参考我国试验数据（表 14-45）后，将 limF 适当降低： M P aFF 40 02l i m1l i m 4.3.2 初定齿轮主要参数 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算 模数 nts 第 20 页 FPFSmYZKTm 1135.12 按表 14-34，并考虑传动比 i ，选用小齿轮齿数 1Z =40， 大齿轮齿数 21 1 . 8 1 4 0 7 2 . 4Z iZ 取2Z72 按表 14-33，选齿宽系数 18m 118 0 . 4 540md Z 1 18 0 . 3 2 00 . 5 1 0 . 5 1 . 8 1 1 4 0ma uZ 由图 14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（ 021 xx 时） 35.41 FSY98.32 FSY由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 1 2 l i m1 . 6 1 . 6 4 0 0 6 4 0 M P aF P F P F P F 由于2211FPFSFPFS YY ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 3 2 3 0 2 7 7 4 . 3 51 2 . 5 1 0 . 3 7 m m1 8 4 0 6 4 0m 采用斜齿轮，按表 14-2，取标准模数 12mmnm 。 初取 =13（表 14-33），则齿轮中心距 cos2 21 nmzza 4 0 7 2 1 22 c o s 1 36 8 9 .6 7 6 m m 由于单件生产，不必取标准中心距，取 690mma 。 nts 第 21 页 准确的螺旋角 a mzz n2a rc c o s 21 4 0 7 2 1 2a r c c o s2 6 9 013.116 13 6 57 齿轮分度圆直径 cos11 nmzd 4 0 1 2 c o s 1 3 . 1 1 6 4 9 2 .8 5 7 m m cos22 nmzd 7 2 1 2 c o s 1 3 . 1 1 6 8 8 7 .1 4 3 m m 工作齿宽 1 0 . 4 5 4 9 2 . 8 5 7 2 2 1 . 7 8 5 m mdbd 为了保证 1，取 230mmb 。 1 230 0 . 4 74 9 2 . 8 5 7d b d 齿轮圆周速度 100060 11 ndv 4 9 2 . 8 5 7 4 3 . 7 86 0 1 0 0 0 1.12m/s 按此速度查表 14-78，齿轮精度选用 8 级即可，齿轮精度 8-7-7（ GB10095-1988） 校核重合度 纵向重合度 （图 14-8） 1.3 1 nts 第 22 页 端面重合度 （图 14-3） 0 . 8 2 0 . 8 8 1 . 7 0 总重合度 1 . 3 1 . 7 0 3 2 . 2 4.3.3 校核齿面接触疲劳强度 HHVAtEHBDH KKKKuubdFZZZZZ 11 分度圆上的切向力 12000 dTF tt 2 0 0 0 3 0 2 7 7 4 9 2 . 8 5 7 122863N 由表 14-39查得使用系数 25.1AK 动载荷系数 22121 11001 uuvZKbFKKKtAV 式中 9.231 K 0087.02 K （表 14-40） 齿数比2172 1 . 840Zu Z 将有关数据代入VK计算式 222 3 . 9 4 0 1 . 1 2 1 . 8 11 0 . 0 0 8 71 . 2 5 1 2 2 8 6 3 1 0 0 1 . 8230VK 1.02 齿向载荷分布系数 442 1 0 8.0107.418.017.1ddH bK 2 4 41 . 1 7 0 . 1 8 0 . 4 5 4 . 7 1 0 2 3 0 0 . 1 0 8 0 . 4 5 1.32 nts 第 23 页 齿向载荷分配系数，根据 1 . 2 5 1 2 2 8 6 3 6 6 8 N / m m 1 0 0 N / m m230AtKF b 查表 14-43 得 2.1HK节点区域系数，按 13 6 57 和 021 xx 查图 14-11 得 45.2HZ 材料弹性系数 查表 14-44 得 1 8 9 . 8 M P aEZ 重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 99.0Z由于 11.1 可取 1 BDBD ZZZ 7 8 8 8 0 3 . 7 11 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 7 8 0 . 9 9 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 3 9 1 . 2 M P a2 0 4 . 6 8 1 1 6 0 3 . 7H MPa911 计算接触强度强度安全系数 HXWL V RNTHH ZZZZS l i m式中各系数的确定 计算齿面应力循环数 811 106.1300004.9116060 tjnN L 7812 103.47.3106.1 uNN LL按齿面不允许出现点蚀，查图 14-37 得寿命系数 96.01 NTZ12 NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVRZnts 第 24 页 齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ尺寸系数 按 10mmnm ，查图 14-40 得 97.0XZ 将以上数据代入 HS 计算式 911 97.0192.096.015001 HS41.1 911 97.0192.0115002 HS47.1 由表 14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系 数 1.1min HS 。 1HS 和 2HS 均大于 minHS ，故安全。 4.4轴齿轮设计计算 4.4.1选择齿轮材料 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（ MQ）要求得 M P aFF 45 02l i m1l i m M P aHH 15002l i m1l i m 参考我国试验数据后，将 limF 适当降低： M P aFF 40 02l i m1l i m 4.4.2 初定齿轮主要参数 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 FPFSmYZKTm 1135.12 nts 第 25 页 按表 14-34，并考虑传动比 i ，选用小齿轮齿数 1Z =24， 大齿轮齿数 21 2 . 4 2 4 5 7 . 6 m mZ iZ 取2Z58 按表 14-33，选齿宽系数 18m 118 0 . 7 524md Z 1 18 0 . 4 40 . 5 1 0 . 5 2 . 4 1 2 4ma uZ 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数（ 021 xx 时） 35.41 FSY98.32 FSY由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 1 2 l i m1 . 6 1 . 6 4 0 0 6 4 0 M P aF P F P F P F 由于2211FPFSFPFS YY ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 3 2 5 2 6 2 5 4 . 3 51 2 . 5 1 4 . 7 9 m m1 8 2 4 6 4 0m 采用斜齿轮，按表 14-2，取标准模数 16mmnm 。 初取 =13（表 14-33），则齿轮中心距 cos2 21 nmzza 2 4 5 8 1 62 c o s 1 36 7 3 .2 5 5 m m 由于单件生产，不必取标准中心距，取 674mma 。 准确的螺旋角 a mzz n2a rc c o s 21 nts 第 26 页 2 4 5 8 1 6a r c c o s2 6 7 413.271 1 3 1 6 1 5 齿轮分度圆直径 77 c o snzmd 2 4 1 6 c o s 1 3 . 2 7 1 3 9 4 .5 3 6 m m 88 c o snzmd 5 8 1 6 c o s 1 3 . 2 7 1 9 5 3 .4 6 2 m m 工作齿宽 7 0 . 7 5 3 9 4 . 5 3 6 2 9 5 . 9 0 2 m mdbd 为了保证 1，取 300mmb 。 7 300 0 . 7 63 9 4 . 5 3 6d b d 齿轮圆周速度 7460 1000dnv 3 9 4 . 5 3 6 2 4 . 1 96 0 1 0 0 0 0.500m/s 按此速度查表 14-78，齿轮精度选用 8 级即可，齿轮精度 8-7-7（ GB10095-1988） 校核重合度 纵向重合度 （图 14-8） 1.3 1 端 面重合度 （图 14-3） 0 . 8 2 0 . 8 8 1 . 7 0 总重合度 1 . 3 1 . 7 0 3 2 . 2 4.4.3 校核齿面接触疲劳强度 nts 第 27 页 HHVAtEHBDH KKKKuubdFZZZZZ 11 分度圆上的切向力 72000 tt TF d 2 0 0 0 5 2 6 2 5 3 9 4 . 5 3 6 266769 N 由表 14-39查得使用系数 25.1AK 动载荷系数 22121 11001 uuvZKbFKKKtAV 式中 9.231 K 0087.02 K （表 14-40） 齿数比2172 1 . 840Zu Z 将有关数据代入VK计算式 222 3 . 9 4 0 1 . 1 2 1 . 8 11 0 . 0 0 8 71 . 2 5 1 2 2 8 6 3 1 0 0 1 . 8230VK 1.02 齿向载荷分布系数 442 1 0 8.0107.418.017.1ddH bK 2 4 41 . 1 7 0 . 1 8 0 . 4 5 4 . 7 1 0 2 3 0 0 . 1 0 8 0 . 4 5 1.32 齿向载荷分配系数，根据 1 . 2 5 1 2 2 8 6 3 6 6 8 N / m m 1 0 0 N / m m230AtKF b 查表 14-43 得 2.1HKnts 第 28 页 节点区域系数，按 13 6 57 和 021 xx 查图 14-11 得 45.2HZ 材料弹性系数 查表 14-44 得 1 8 9 . 8 M P aEZ 重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 99.0Z由于 11.1 可取 1 BDBD ZZZ 7 8 8 8 0 3 . 7 11 2 . 4 5 1 8 9 . 8 0 . 7 8 0 . 9 9 1 . 2 5 1 . 0 1 1 . 3 9 1 . 2 M P a2 0 4 . 6 8 1 1 6 0 3 . 7H MPa911 计算接触强度强度安全系数 HXWL V RNTHH ZZZZS l i m式中各系数的确定 计算齿面应力循环数 811 106.1300004.9116060 tjnN L 7812 103.47.3106.1 uNN LL按齿面不允许出现点蚀，查图 14-37 得寿命系数 96.01 NTZ12 NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVRZ齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ尺寸系数 按 10mmnm ，查图 14-40 得 9
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