杂木输送机的设计

杂木输送机的设计摘要杂木输送机是木材输送的一种最基本的设备，在木材再利用中具有十分重要的作用。本文根据输送机的发展，简单地阐述了它的研究现状；通过输送机的类型和改进式详细地介绍了其输送杂木的发展状况；分析了输送机目前存在的问题，针对这些问题，提出了其未来的发展趋势；最后对杂木输送机设计进行了总结。本次设计是采用带式输送机的输送原理，通过选择合适的电机、减速器等设备来保证输送机连续、平稳的将木片输送给削片机使得削片机的能够稳定的进行木片的切削，使得削片机的工作效率有较大的提高。关键词：输送机，运输，研制TheDesignofMiscellaneousConveyorAbstractMiscellaneouswoodconveyorislumbertransportingoneofthemostbasicequipment,inwoodrecyclingplaysaveryimportantrole.Inthispaper,accordingtothedevelopmentoftheconveyor,simplyexpoundsitsresearchstatus;Throughtheconveyortypeandimprovethetypewereintroducedindetailitstransportationdevelopmentofmiscellaneouswood;Analysesthepresentproblemsoftheconveyor,tosolvetheseproblems,putforwardthedevelopmenttrendofthefuture;Aresummarizedandthemiscellaneouswoodconveyordesignidea,anditsdevelopmentwithgoodwishes.Thedesignistheuseofconveyingprincipleofbeltconveyor,byselectingtheappropriatemotor,reducerandotherequipmenttoensuretheeffective,smoothconveyorchipsconveyingtothechipperchippercanmakestableforwoodcutting,sothatthechipperworkefficiencyisgreatlyimproved.Keyword:Conveyor,Transport,Research目录一绪论1.1杂木输送机的介绍1.1.1输送机的类型1.1.2杂木输送机的工作原理及过程1.1.3带式输送机的现状二总体方案的设计三杂木输送机主要零部件的设计3.1已知原始数据及工作条件3.2部件名称及选用3.2.1机体3.2.2输送带3.2.3传动滚筒的选择3.2.4张紧装置3.3传动装置的总体设计3.3.1电动机的选择3.3.2计算总传动比和分配传动比3.3.3各轴转速3.3.4各轴输入功率3.3.5各轴输入转矩3.4V带的选用3.4.1确定计算功率Pca3.4.2选择带型3.4.3确定带轮的基准直径dd1和dd23.4.4确定中心距a和带的基准长度Ld3.4.5验算主动轮上的包角13.4.6确定带的根数3.5齿轮传动设计计算3.5.1高速齿轮组3.5.2低速齿轮组3.6轴设计计算3.6.1高速齿轮轴3.6.2低速轴3.7减速器箱体及润滑3.7.1减速器箱体结构设计3.7.2机体主要尺寸的确定3.7.3减速器润滑四毕业设计的总结与展望五致谢参考文献附录第1页共39页1绪论1.1杂木输送机的介绍如今木片行业正在新兴发展中，对木材的需求越来越多。而我国是一个林业资源较少的国家，森林资源十分有限，因此如何利用减少木材资源的浪费及杂木的再利用是一项重要的技术的发展，杂木输送机的研究和设计，使得上述情况得到了大大的改善。1.1.1输送机的类型输送机的历史悠久，中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。输送机是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、倾斜输送机，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。目前，输送机械按运作方式可以分为：1：皮带式输送机2：螺旋输送机3:斗式输送机4：滚筒式输送机5：计量式输送机6：板链式输送机7：网袋式输送机。本次杂木输送机的研究主要是研究带式输送机。图1-1带式输送机第2页共39页图1-2杂木输送机1.1.2杂木输送机的工作原理及过程杂木输送机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带转动的滚筒称为驱动滚筒(传动滚筒)；另一个称为从动滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送袋卸料端卸出。杂木输送机的设计基于上述原理，杂木由喂料端放入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送带将木片平稳、连续的将杂木输送给削片机，经由削片机进行切削，最后通过木片输送机输送出来使得杂木变成有用的木材。1.1.3带式输送机的现状近二十年来，我国带式输送机有了很大的发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了可喜的成果。输送机产品系列不断增多，开发了大倾角、长距离新型带式输送机系列产品，并对带式输送机的关键技术及其主要部件进行了理论研究和产品第3页共39页开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，成功研制了多种软启动和制动装置及以PLC为核心的可编程电控装置。目前，国内多所科研机构在进行带式输送机的研究，例如对托辊运行阻力随带速变化进行的实验研究，用于带式输送机设计和动态分析，分析转弯部分的导向力和阻力，得出转弯段输送带运行的阻力计算方法，采用离散模型建立系统的动力学方程，开发平面转弯带式输送机动态分析系统；以及在带式输送机纵向振动理论与横向振动理论的基础上，提出了带式输送机的动态设计方法以及该方法与计算机技术相结合的设计决策支持系统。1.2设计内容和研究意义我国是一个森林资源较少的国家，森林覆盖率仅达20.36%，这对于正在新兴发展的木片行业，对木材的需求是远远不够的。据统计我国每年木材浪费近2亿吨，这些木材如果竖起来，那就是浩如烟海的一个森林。因此，如何将这些许多人视为废弃物的杂木在利用就成了一项艰难的任务。以前大多使用人力搬运，工作较累。杂木输送机的研究对解决这一现状有重要意义。此次对杂木输送机的研究，就是为了在运输过程中减少人力资源的使用，提高机械的利用率，通过简单的传送结构将杂木输送给木材削片机，能使削片机连续不间断的工作，提高工作效率。故杂木输送机设计的研究具有较重要的意义。本文通过鼓式削片机的基本参数及给定条件输送槽口尺寸（高x宽）180mm500mm,输送长度45m，皮带宽度500mm，输送速度37m/min，完成杂木输送机的设计，包括机体、输送带、张紧装置、各辊子等零部件的设计。第4页共39页2总体方案设计本设计为杂木输送机,总体设计包括部件名称及选用、传动装置的总体设计、V带的选用、齿轮传动设计、轴设计等等。部件的选型包括机体、输送带、张紧装置。机体的设计是用于承载滚筒、槽型托辊组、平行下托辊组、导向装置、防跑偏装置、电机等装置，并且承受输送带张力的装置。在本次设计中采用了结构紧凑、刚性好、强度高的三角形机架。由于本机器的要求是将各种不规则的木片有序、平稳的输送给削片机进行切削，固本次设计选用的是防滑输送带输送带。张紧装置类型：张紧装置分为螺旋式、车式、垂直式三种。在本次设计中选用的张紧装置为螺旋式张紧,此张紧装置一般用于结构简单，输送距离小的输送机上。本系列传动滚筒根据承载能力分轻型、中型和重型三种，传动滚筒表面有裸露光钢面、人字形和菱形花纹橡胶覆面。小功率、小带宽及环境干燥时可采用裸露光钢面滚筒。人字形花纹胶面磨擦系数大，防滑性和排水性好，但有方向性。本次设计的机器要求输送有固定方向，不能出现打滑及回转现象选用人字形花纹胶面。传动装置的总体设计包括电动机的选择、计算总传动比和分配传动比、各轴转速、各轴输入功率等主要步骤。对于电动机的选择方面要考虑电动机的额定功率应能满足负载的需要，但功率也不宜过大.否则.成本将变高，并且电动机轻载运行时损耗大、效率低,起动时冲击大。在本次设计中，根据一些已知条件选用型号为Y112M-4的电动机。减速器是在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，先带机械中应用极为广泛。一般减速器可分为斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥针轮减速器、齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机、圆柱齿轮减速器（单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。）、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器等等。根据设计的要求本次选用单级圆柱齿轮减速器。第5页共39页3杂木输送机的主要零部件设计3.1已知原始数据及工作条件槽口尺寸（高x宽）180mm500mm皮带宽度500mm输送长度45m输送速度37m/min表3.1鼓式削片机的基本参数3.2部件名称及选用3.2.1机体第6页共39页机架是用于承载滚筒、槽型托辊组、平行下托辊组、导向装置、防跑偏装置、电机等装置，并且承受输送带张力的装置。在本次设计中采用了结构紧凑、刚性好、强度高的三角形机架。机架的种类：机架有四种结构，见图2-1。可满足带宽5001400mm，倾角018，围包角小于或等于190210多种型式的典型布置。并能与漏斗配套使用。a.01机架：用于018倾角的头部传动及头部卸料滚筒。选用时应标注角度。b.02机架：用于018倾角的尾部改向滚筒工中间卸料的传动滚筒。c.03机架：用于018倾角的头部探头滚筒或头部卸料传动滚筒，围包角小于或等于180。d.04机架：用于传动滚筒设在下分支的机架。可用于单滚筒传动，也可用于双滚筒传动（两组机架配套使用）。围包角大于或等于200。e.01，02机架适于带宽5001400mm，03，04机架适于带宽8001400mm。本系列机架适用于输送带强度范围：CC56棉帆布38层；NN100300尼龙带及EP100300聚酯带36层；钢绳芯带ST2000以下。图3-1机架机架支撑腿起支撑机架的作用，以防止机架因承载过重而被压弯。根据设计要求，在本次设计中机架选用热扎普通槽钢。经查国家标准，选用型号为10的热轧普通槽钢。尺寸：hbd=100485.3，截面面积12.74cm2，理论重量10.00kg/m。机架支撑腿根据设计要求，选用结构用无缝钢管根据国家标准，选用80、40两种钢管。3.2.2输送带第7页共39页输送带又叫运输带，是用于皮带输送带中起承载和运送物料作用的橡胶与纤维、金属复合制品，或者是塑料和织物复合的制品。皮带输送机在农业、林业、工矿企业和交通运输业中广泛用于输送各种固体块状和粉料状物料或成件物品，输送带能连续化、高效率、大倾角运输，输送带操作安全，输送带使用简便，维修容易，运费低廉，并能缩短运输距离，降低工程造价，节省人力物力。输送带系列产品有普通棉帆布输送带、尼龙（NN）输送带、聚酯（EP）带、大倾角(波状挡边)输送带、裙边隔板输送带、环形输送带等。所有的输送带必须接成环形才能使用，所以输送带接头的好坏直接影响输送带的使用寿命和输送线能否平稳顺畅地运行。一般输送带接头常用方法有机械接头、冷粘接接头、热硫化接头等。本次设计选用的是防滑输送带输送带，选用材质：NN-100尼龙帆布，每层厚度1.0mm，每层质量1.02kg/m2，带宽B=500mm，帆布层数为3层，上覆盖胶厚度为2mm，下覆盖胶厚度为1.5mm。输送带接头方式采用热硫化接头法，实践证明该接法是最理想的一种接头方法，能够保证高的接头效率，同时也非常稳定，接头寿命也很长，容易掌握。胶带长度的计算L0=2L+/2（D1+D2）+An式中：L0胶带总长（米）L输送机头尾滚筒中心间的展开长度（米）D1、D2头尾滚筒直径（米）n输送带接头数A输送带接头长度当采用机械接头时，A=0；硫化接头时，A=（Z-1）b+Btg30Z帆布层数，B带宽，b=0.15米胶带的表示方法带宽布层数上胶层+下胶层带长（米）胶带的面积计算法：平方米数=胶带宽布层数+5.1下胶层厚上胶层厚+长度3.2.3传动滚筒的选择传动滚筒是传递动力的主要部件。第8页共39页本系列传动滚筒根据承载能力分轻型、中型和重型三种。滚筒直径有500、630、800、1000mm。同一种滚筒直径又有几种不同的轴径和中心跨距供设计者选用。轻型：轴承孔径80100mm。轴与轮毂为单键联接的单幅板焊接筒体结构。单向出轴。中型：轴承孔径120180mm。轴与轮毂为胀套联接。重型：轴承孔径200220mm。轴与轮毂为胀套联接，筒体为铸焊结构。有单向出轴和双向出轴两种。传动滚筒表面有裸露光钢面、人字形和菱形花纹橡胶覆面。小功率、小带宽及环境干燥时可采用裸露光钢面滚筒。人字形花纹胶面磨擦系数大，防滑性和排水性好，但有方向性。菱形胶面用于双向运行的输送机。用于重要场合的滚筒，最好采用硫化橡胶覆面。用于阻燃，隔爆条件，应采取相应的措施最小传动滚筒直径D按下式选取。D=cd式中：d芯层厚度或钢绳直径，mm;c系数，棉织物=80，尼龙=90，聚酯=108，钢绳芯=145。根据本次设计中选用的输送带芯层厚度d=3mm，得最小传动滚筒直径D=903=270mm。轴的最小直径的确定3)1(npAdP-轴转递的功率，单位为KW；n-轴的转速，单位r/min;-空心轴的内径与外径之比，通常取1d6.05式中，轴的材料为,。于是得2.095ACr12A0。mnPd43.)5.(4.961)(330根据本次设计的要求，查阅有关轴承选资料驱动滚筒选用的轴承型号为53536，内径80mm，外径120mm，厚度33mm，轴的材料为45号钢，滚筒直径为350mm,覆有5mm的胶面，从动滚筒选用滚动轴承53512型号的，内径60mm，外径110mm，厚度28mm，轴的材料为45号钢，滚筒直径250mm。第9页共39页图3-2传动滚筒示意图3.2.4张紧装置张紧装置：拉紧装置分为螺旋式、车式、垂直式三种。螺旋式：适用输送机较短，80米，功率较小的输送机上，按机长1%选取螺旋行程。行程有500mm、800mm两种。选用螺旋张紧方式不仅与机长有关，而且还与功率大小有关（功率大小与螺旋的许用张力有关）。车式张紧适用输送机较长，功率较大的场合，应优先采用。垂直拉紧张紧较复杂，用在车式拉紧布置有困难的场合，缺点是改向滚筒多。螺旋型张紧装置属于手动张紧装置，它利用人力旋转螺杆，使带有螺母的滑架及安装在上面的张紧滚筒沿输送机方向纵向移动，以调节输送带张力，这种装置结构比较简单。螺旋型张紧装置一般用于结构简单，输送距离小的输送机上。本设计采用螺旋式张紧。螺旋式:螺旋张紧装置属固定拉紧装置。该螺旋式张紧装置选取一个M20长度为100mm的六角螺栓作为张紧螺栓，张紧螺栓通过轴上的螺纹孔，并被基架上的槽钢挡住而不能继续移动，当需要张紧时，用六角螺栓专用扳手旋转螺栓，由于另一端无法继续向前移动，所以只能带动滚筒轴向后移动，即可以起到张紧作用。第10页共39页图3-3螺旋拉紧装置3.3传动装置的总体设计1传动装置示意图如下：图3-4传动装置示意图3.3.1电动机的选择（1）选择电动机的类型由于带式运输机不需要大范围的调速，故选用一般用途的Y系列三相异步电动机。第11页共39页（2）选择电动机功率1）根据带式输送机功率的简易算法计算输送机总驱动功率根据L=5m查得K=10计算LC=KL=105=50m根据LC=50m,B=500mm查表2.3.1得P1=0.79kW根据LC=40m、Q=10t/h,查表2.3.2得P2=0.09kW则输送机总驱动功率Pw=1.2（P1+P2)=1.2(0.79+0.09)=1.056kW式中：P1-带式输送机驱动功率,根据带式输送机带宽和修正长度LC在带式输送机功率的简易算法表2.3.1中查出所需功率P1。P2-根据带式输送机输送能力和修正长度LC,查出所需功率。表3.3.1鼓式削片机的基本参数表3.3.2鼓式削片机的基本参数第12页共39页2）计算电机功率：kW173.9.056dPw式中：电动机至工作机的传动装置的总效率=带轴承齿联带带传动传动效率，查机械传动效率表取带0.96轴承一对滚动轴承效率，查机械传动效率表取轴承0.99齿一对圆柱齿轮传动效率，查机械传动效率表取齿0.97（初选8级精度）联弹性联轴器效率，查机械传动效率表取联0.99传动装置总效率=0.960.9920.970.99=0.9（3）确定电机转速nd计算滚筒转速：r/min54.9x3014.7.6106nwDV确定电机同步转速一般V带传动传动比i带=24，单级圆柱齿轮传动比的范围i齿=35，则合理总传动比i总=i带i齿=620。故电动机转速可选范围为nd=i总nw=（620）95.54r/min=（573.251910.83）r/min查机械设计手册。选取合理方案，选用型号为Y112M-4的电动机，其相关数据为：额定功率4KW，转速1440r/min，效率84.5%，功率因素0.82。发动机型号标定功率最大功率标定转速主要用途Y112M-44KW4KW1440转工程机械3.3.2计算总传动比和分配传动比i总07.154.9nwd取i带=3，则i齿=i总/i带=15.07/3=5.023.3.3各轴转速n1=nd/i带=1440/3=480r/minn2=n1/i齿=480/5.02=95.62r/minn滚=n2=95.62r/min3.3.4各轴输入功率第13页共39页P1=Pd带=1.1730.96=1.126kWP2=P123=1.1260.990.97=1.081kWP滚=P22=1.0810.97=1.049kW3.3.5各轴输入转矩电动机输出转矩Tdm.937140.5.9105.9ddNnPT电动机输出转矩Td.937140.5.9105.9ddn各轴输入转矩T1=Tdi带1=777.9330.96=2240.43N.mmT2=T1i齿23=2240.435.020.990.97=10800.45N.mmT滚=T22=10800.450.97=10476.44N.mmT1=Tdi带1=777.9330.96=2240.43N.mmT2=T1i齿23=2240.435.020.990.97=10800.45N.mmT滚=T22=10800.450.97=10476.44N.mm3.4V带的选用3.4.1确定计算功率Pca由查表得KA=1.2，则Pca=KAPd=1.21.173=1.4076kW3.4.2选择带型由计算功率，小带轮转速，查机械设计表8-kWca4076.1min/140rn8，8-9得选取普通Z型V带3.4.3确定带轮的基准直径dd1和dd2第14页共39页初选小带轮的基准直径dd1根据表8-3及表8-7，选取m125验算带的速度sndvp/4.91064.31061从动轮的基准直径，圆整取mdi375122md37523.4.4确定中心距a和带的基准长度Ld)()(7.021021dd得82取ma50maddLd41.62504)126()1265(4.35022根据机械设计手册表8-2，选取LdmLadd79.5360.4179.4821.2mxin0根据表8-2，选取3.4.5验算主动轮上的包角825605.718012ad2.4.6确定带的根数LcaKPz)(0由dd1=125mm和nd=1440r/min，查表8-4a得P0=0.36kW。根据nd=1440r/min，i=3和Z型带，查表8-4b得P0=0.03kW。第15页共39页查表8-5得K=0.92，表8-2得KL=1.14，于是Pr=（P0+P0）KKL=(0.36+0.03)0.931.14kW=0.41kW计算V带的根数z43.1.076zrCA取z=43.5齿轮传动设计计算3.5.1高速齿轮组（1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS。4）初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，圆整取231z3.941.2z942z5）初选取螺旋角4（2）按齿面接触强度设计3211)(2HEdttZuTK1）确定公式内的各计算数值2）试选载荷系数Kt=1.33）计算小齿轮传递的转矩T1=Tdi带1=777.9330.96=2240.45N.mm4）由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1。5）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。218.9MPaZE6）由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa；7）由式10-13计算应力循环次数。91102.6)53082(14060hjLnN第16页共39页992104.3106N8）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95。9）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10-12）得MPasHN54069.01lim1K.22li2aHH53482110）计算小齿轮分度圆直径mdt68.5)5349.1.2(.465.10923231计算圆周速度snvt/01.2106106齿宽b及模数mntdt8.5.1mztnt35.214cos6cos1mhnt8.6b计算纵向重合度824.1tan231.tan31.0zd计算载荷系数K使用系数A根据，7级精度，由机械设计图10-8得动载系数smv/0.208.1VK由机械设计表10-4查得第17页共39页31.68.51023.18.02.3bKdH由机械设计图10-13查得27FK由机械设计表10-3查得.H故载荷系数70.1308.1VAK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mKdtt331模数zdmn7.24cos8.56cos1（1）按齿根弯曲强度设计321cosFSadnYzKTm（3）确定计算参数计算载荷系数65.127.08.1FVAK根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数4.8.0Y计算当量齿数18.254cos331zV90.332zV查取齿形系数：由表10-5查得180.2,6.1FaFaY查取应力校核系数：由表10-5查得795SS计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数8.0,4.21FNFNK由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度MPaE51第18页共39页极限MPaFE3802取弯曲疲劳安全系数S=1.4PaSKFENF304.1511MFEF86.2.8022计算大、小齿轮的，并加以比较FSaY01387.359.61.21FSaY64.82FSa大齿轮的数值大（4）设计计算mn6.101634.824.13cos09.5.232取模数n0.齿数57.214cos8.56cos1ndz取，则几何尺寸计算281.12uz计算中心距，圆整为147mmmmzan38.471cos2)5(cos2)(1按圆整后的中心距修正螺旋角84231472)5(arcs2)(arcs1zn计算大、小齿轮的分度圆直径mmzdn56.84231cos1第19页共39页mmzdn43.26831cos52计算齿轮齿宽bd5.76.1圆整后取mb,0123.5.2低速齿轮组（1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮2）选用7级精度3）材料：选择大、小齿轮材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48-55HRC4）初选小齿轮齿数：大齿轮齿数，圆整取231z3.941.2z942z5）初选取螺旋角4（2）按齿面接触强度设计3211)(2HEdttZuTK确定公式内各计算数值1）试选6.1tK2）由机械设计图10-30选取区域h系数n43.2HZ由机械设计图10-26查得，765.0189089.765.0213）小齿轮传递的传矩mNT34）由表10-7选取齿款系数.0d5）由表10-6查得材料弹性影响系数218.9MPaZE6）由图10-21e按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH102lim1li7）应力循环次数：第20页共39页811032.4)10382(179.606hjLnN832.42i8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数98.0,4.21HNHNK9）接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1MPaSKHNH103494.01lim1788.2li2PaHH1056103421（3）计算1）小齿轮分度圆直径mdt2.60)105689.43.2(.65.180937.3212）计算圆周速度smndvt/53.01601063）齿宽b及模数mntdt.482.1mztnt5.231cos60cos1mhnt7.6b4）计算纵向重合度5）459.1tan238.01.tan318.zd6）计算载荷系数K第21页共39页7）使用系数1AK8）根据，7级精度，由图10-8得动载系数smv/53.001.VK9）由表10-4查得10）2.110.4823.08.).061(8.02bdH11）由机械设计图10-13查得7.1FK12）由机械设计表10-3查得2H13）故载荷系数56.129.01.HVAK14）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mdtt.6.152.33115）模数zmn51.24cos9cos1（3）选定齿轮类型、精度、材料及齿数321cosFSadnYzKTm确定计算参数1)计算载荷系数54.127.01.FVAK2)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数459.8.0Y3)计算当量齿数18.24cos331zV90.332zV4)查取齿形系数：由表10-5查得180.2,6.1FaFaY第22页共39页5)查取应力校核系数：由表10-5查得790.1,5.21SaSaY6)计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数.,84.021FNFNK由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4MPaSKFENF0.3724.168011FEF5.98.227)计算大、小齿轮的，并加以比较FSaY019.3725.61.1FSa7.982FSaY大齿轮的数值大(2)设计计算mn47.2019.459.1234cos80.765.132取模数n.齿数14.235.cos619cos1ndz取，则2319412uz（4）几何尺寸计算1)计算中心距，圆整为141mmmmzan73.0514cos2.)93(cos2)(12)按圆整后的中心距修正螺旋角第23页共39页324152.)943(arcos2)(arcos1mzn3)计算大、小齿轮的分度圆直径zdn368.9241cos5.31mmn2.924)计算齿轮齿宽db49.7368.501圆整后取mb,123.6轴设计计算3.6.1高速齿轮轴（1）求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1mN240.Tin/r8n.679kWP1求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为368m.59d1则7.4N368.59102dTF1t2.693costan4.7costanr8.0t1.32tFa圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是得105A7m.295.6810nPAd3310min输入轴的最小直径显然是安装V带轮处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d-与第24页共39页V带轮的孔径相适应，故同时确定V带轮外形。由手册查得，选取V带轮的孔径为32mm，长度为65mm。轴的结构设计图2-5高速齿轮轴根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=38mm。V带轮与轴配合的毂孔长度L1=65mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=60mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=38mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT=40mm90mm25.25mm，故d-=d-=40mm；而l-=25mm，l-=23mm。左、右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取得d-=d-=46mm。3）轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离l=29mm，故取l-=65mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力6.05MPa.28MPa41.)95(729W)T(32212ca已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，70a1-1-ca故安全。精确校核轴的疲劳强度第25页共39页1）判断危险截面截面过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面A处很近，所以是最危险截面。又因为截面右侧不受任何径向力，所以只校核截面左侧即可。2）截面左侧抗弯截面系数333640m1.0d.W抗扭截面系数T1282截面左侧的弯矩m16825N3)-(7953.-79M截面上的扭矩T1为0N截面上的弯曲应力2MPa.6a6482Wb截面上的扭转切应力50.71095T轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得2Pa,35MPa,735Pa11B过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得k0.8k；3.k2.63.80轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为92.0故得综合系数为42.319.03.1kK75.6.2所以轴在截面左侧的安全系数为9.30KSma15.2.752.75a1第26页共39页S87.305.19.3S222ca3.6.2低速轴求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3m9N.1487Tin/3r0nkW.6P3求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为632m.4d2则N.16524.6318790dTF3t1.47923cos4tan.5costanr5.t1.26tFa圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是得105A5m.693.40815nPAd30min输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑为输送机，故取，则：3AcaTK5.1KAm9N.219.14875.TK3Aca按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150000Nmm。半联轴器的孔径d=60mm，故取d-=60mm；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直第27页共39页径d-=68mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=100mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=68mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承32214，其尺寸为dDT=70mm125mm33.25mm，故d-=d-=70mm；而l-=33mm，l-=31mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32214型轴承的定位轴肩高度h=9mm，因此，取得d-=88mm。3）取安装齿轮出的轴段-的直径d-=80mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为97mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=92mm。4）轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离l=30mm，故取l-=60mm。5）考虑齿轮距箱体内壁之距离，及滚动轴承的宽度，取l-=45mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力6.04MPa.19MPa81.)479(43592W)T(32212ca已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，70a1-1-ca故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面过盈配合引起应力集中，此点同时受弯矩和扭矩，且又和最大应力面A处很近，所以是最危险截面。2）截面左侧抗弯截面系数3335120m801.d.0W抗扭截面系数T42第28页共39页截面左侧的弯矩m326085N61.54392M截面上的扭矩T3为479截面上的弯曲应力37MPa.6a5120WMb截面上的扭转切应力5.1448T3轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得20Pa,35Pa,735Pa11B过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得k0.8k；83.k06.38.0轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为故得综合系数为92.092.31.083.1kK5.6.所以轴在截面左侧的安全系数为92KSma18.6a1S9.76.8.S222ca3）截面右侧抗弯截面系数33340m01.d.0W抗扭截面系数T6872截面左侧的弯矩325N1.54396M第29页共39页截面上的扭矩T3为m148790NT3截面上的弯曲应力51MPa.a26WMb截面上的扭转切应力69.280T3轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得2Pa,35Pa,735Pa11B截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得又由附图3-1可4.708dD,29.70dr10.,26.得轴的材料的敏性系数为8.0q,故有效应力集中系数为：21.)6.1(80.)1(qk082由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数.81.0轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为92.故得综合系数为1.92.06.21kK4.8.所以轴在截面左侧的安全系数为19.40.952.13KSma.64.a1S4.105.19.S222ca第30页共39页3.7减速器箱体及润滑3.7.1减速器箱体结构设计机体结构要根据制造工艺、安装工艺和使用维修的方便与否以及经济性等条件来决定。集体的形状随传动方式的安装形式分为卧式、立式和法兰式等，本例采用立式剖分结构，高、低速级共用一个齿圈，上下机体分别与齿圈相联接。机体由灰铸铁铸造，机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷，铸造机体能有效地吸收振动和降低噪音，且有良好的耐腐蚀性。3.7.2机体主要尺寸的确定机体的强度和刚度设计很复杂，所以一般都是按经验方法确定其尺寸。机体壁厚按下式确定：其他有关尺寸的确定参考下表和图：表2.6.1机体主要尺寸名称符号尺寸关系机盖壁厚机座凸缘厚度机体与外齿圈联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径外机壁至轴承座端面距离齿轮端面与内机壁距离轴承端盖外径轴承端盖厚度轴承旁联接螺栓距离第31页共39页3.7.3减速器润滑润滑油和润滑脂的供应方法在设计中是很重要的，尤其是油润滑时的供应方法与零件在工作时所处润滑状态有着密切的关系。总结与展望时至今日，我的毕业设计就要结束了，在这不到四个月的时间了，我学到了许多东西。从最初开始选题到初次见老师，我完全不知道我的课题该是什么样的，我该做些什么，甚至老师叫我们用一个寒假的时间去看文献，我都没有耐下心来认真看文章。直到这学期伊始，当我们真正进入设计的时候，我才开始真正的一筹莫展。刚开始的几个星期，我很是茫然，不知道突破点在哪里，总是一会做这个，一会做那个，没有进展。我主动向商老师提出了我的困惑，希望能给我一定的指导。商老师确实很负责，有问必答，让我看到了成功的曙光，这才让我的初步思维形成，一步一步的开展设计工作。我一向坚信船到桥头自然直，所以在我没有进展的时候，我会找老师谈谈，或者进下心来看看别人做的类型的东西，在得到启发的时候继续我的工作。随着时间的流逝，我的毕业设计也将要结束了，但这不是真正意义上的结束，后面还要经过答辩老师的提问才能结束我的毕业设计。在设计的过程中，我没有考虑装配的过程，所以有些部件装起来可能有点困难，这在我画总装图的时候有对之前的设计进行了适当的修改，即使是这样，那个回转驱动装置还是稍显大，但能起到它该有的作用，也能进行安装。希望后人在这方面的设计可以更进一步，能使体积再减小一些。毕业设计是辛苦的，但这样的辛苦却能给我带来莫大的幸福。好多问题，我没有学过，但却自己想办法弄明白了原理过程，正像商老师说过的“现在不搞清楚这个问题，以后还指望什么去搞明白呢”，毕业设计是大学的最后一堂课，也是最重要的一课，无论是谁，都会从中受益匪浅。第32页共39页致谢接近四个月的毕业设计结束了，我的大学生活也接近了尾声，在这里，我要感谢我的导师商庆清老师，从设计选题到搜集资料，从文献综述到设计绘图，期间经历了茫然、领悟与喜悦，每次在我设计瓶颈到来时，商老师总能给予我莫大的帮助与信心，让我能顺利完成我的毕业设计。商老师为人随