SSJ可伸缩带式输送机毕业论文.doc

SSJ可伸缩带式输送机毕业论文目 录摘 要iAbstractii第一章 概 述1第一节 带式输送机概述1第二节国内外带式输送机技术发展状况3第二章 传动方案的确定7第三章 牵引部主要参数的确定8第一节 已知原始数据及工作条件8第二节 带宽的确定9第三节 圆周驱动力11一、计算公式11二、主要阻力计算12三、主要特种阻力计算13四、附加特种阻力计算14五、倾斜阻力计算15第四节 输送带张力15一、输送带不打滑条件15二、输送带下垂度校核16三、各特性点张力计算17四、滚筒合力19五、传动滚筒最大扭矩及滚筒直径确定19第五节 输送带选择计算20第六节 拉紧参数计算21第七节 启动参数21第八节 托辊辊径确定22第四章 传动系统的总体设计24第一节 结构方案确定24第二节 传动比的分配计算24第三节 齿轮及轴的设计26一、圆锥齿轮的设计计算26二、斜齿圆柱齿轮设计计算34三、轴的设计计算41第四节 轴承及键的设计计算48一、轴承的设计计算48二、键联接的选择及校核计算50第五节 减速器箱体的设计50第六节 联轴器及液力偶合器的选用52第五章 其他零部件的选用55第一节 拉紧装置55第二节 清扫装置58第三节卷带装置59第四节 电气及安全保护装置61第六章 皮带机的安装与调整63第七章 皮带机的维护与定期检查65英语文献67翻译部分68结束语70参考文献71致 谢72太原理工大学阳泉学院-毕业设计说明书第一章 传动方案的确定带式输送机传动装置由电动机通过联轴器（或液力偶合器）联接减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构，借助于滚筒或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力，使输送带运动。带式输送机的驱动方式按驱动装置可分为单点驱动方式和多点驱动方式两种。通用固定式带式输送机多采用单点驱动方式，即驱动装置集中安装在输送机的某一个位置处，一般放在机头处。单点驱动方式按传动滚筒的数目可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每个滚筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。因单点驱动方式最常用，凡是没有指明是多点驱动方式的，即为单驱动方式，故一般对单点驱动方式，“单点”两字省略。在传动机构中提高传动装置的牵引力可以从以下三个方面考虑：（1）增大拉紧力。增加初张力可使输送带在传动滚筒分离点的张力增加，此法提高牵引力虽然是可行的。但因增大必须相应地增大输送带断面，这样导致传动装置的结构尺寸加大，是不经济的。故设计时不宜采用。但在运转中由于运输带伸长，张力减小，造成牵引力下降，可以利用拉紧装置适当地增大初张力，从而增大，以提高牵引力。（2）增加围包角对需要牵引力较大的场合，可采用双滚筒传动，以增大围包角。（3）增大摩擦系数其具体措施可在传动滚筒上覆盖摩擦系数较大的衬垫，以增大摩擦系数。综上所诉，初步确定结构方案为：采用双电机双滚筒驱动，包角按同类型输送机选取400，选用槽型承载托辊，选用PVC阻燃胶带，采用电动拉紧和收带装置。初步确定输送机布置形式，如图所示：图2-1传动系统图第二章 牵引部主要参数的确定第一节 已知原始数据及工作条件已知原始数据及工作条件带式输送机的设计计算，应具有下列原始数据及工作条件资料（1）物料的名称和输送能力； （2）物料的性质：粒度大小、最大粒度和粗度组成情况、堆积密度、动堆积角、静堆积角、温度、湿度、粒度和磨损性等；（3）工作环境、露天、室内、干燥、潮湿和灰尘多少等；（4）卸料方式和卸料装置形式；（5）给料点数目和位置；（6）输送机布置形式和尺寸，即输送机系统（单机或多机）综合布置形式、地形条件和供电情况、输送距离、上运或下运、提升高度、最大倾角等；（7）装置布置形式，是否需要设置制动器。本次设计的原始参数和工作条件：（1）输送物料：煤（2）物料特性： 块度：0300mm 堆积密度：0.851kg/动堆积角：=20 静堆积角：45物料温度：50（3）工作环境：煤矿井下采区顺槽（4）输送系统及相关尺寸：（1）运距：L=1500m （2）倾斜角：=0（3）最大运量:Q=1500t/h（5）已知输送机参数： 电动机型号：YBSS-250 转速：n=1480r/min电压：U=3300V 带速：V=3.15m/s第二节 带宽的确定带宽的确定:按给定的工作条件,取原煤的动堆积角为20.原煤的堆积密度按1000 kg/;输送机的工作倾角=0;带式输送机的最大运输能力计算公式为 （3.2-1）式中：输送量（； 带速（； 物料堆积密度（）； F在运行的输送带上物料的最大堆积面积, K-输送机的倾斜系数表3-1倾斜系数k选用表倾角()2468101214161820k1.000.990.980.970.950.930.910.890.850.81输送机的工作倾角=0;查DT（A）型带式输送机设计手册表3-3，即上表3-1得k=1按给定的工作条件,取原煤的动堆积角为20;原煤的堆积密度为1000;输送机带速为3.15m/s;将个参数值代入上式, 可得到为保证给顶的运输能力,带上必须具有的的截面积0.00132275图3-1槽形托辊的带上物料堆积截面查DT（A）型带式输送机设计手册表2-3, 输送机的承载托辊槽角35，物料的堆积角为20时，选用B=1200mm。查DT（A）型带式输送机设计手册表4-4选用1000S型煤矿用阻燃输送带。带宽为1200 mm的输送带上允许物料堆积的横断面积为0.16506，此值大于计算所需要的堆积横断面积,据此选用宽度为1200mm的输送带能满足要求。经如上计算,确定选用带宽B=1200mm,1000S型煤矿用阻燃输送带。1000S型煤矿用阻燃输送带的技术规格：纵向拉伸强度1250N/mm；输送带质量15kg/m.输送带宽度的核算输送大块散状物料的输送机，需要按下式核算，再查表2-4 式中最大粒度，mm。表3-2不同带宽推荐的输送物料的最大粒度mm带宽B500650800100012001400粒度筛分后100130180250300350未筛分150200300400500600计算：故，输送带宽满足输送要求。第三节 圆周驱动力一、计算公式1）所有长度（包括L80m） 传动滚筒上所需圆周驱动力为输送机所有阻力之和，可用式（3.3-1）计算： （3.3-1）式中主要阻力，N；附加阻力，N；特种主要阻力，N；特种附加阻力，N；倾斜阻力，N。2）对机长大于80m的带式输送机，附加阻力明显的小于主要阻力，可用简便的方式进行计算，不会出现严重错误。为此引入系数C作简化计算，则公式变为下面的形式： （3.3-2）式中与输送机长度有关的系数，在机长大于80m时，可按式（3.3-3）计算，或从表查取 （3.3-3）式中附加长度，一般在70m到100m之间；系数，不小于1.02。查DT（A）型带式输送机设计手册表3-5， 即下表3-3表3-3系数CL80100150200300400500600C1.921.781.581.451.311.251.201.17L70080090010001500200025005000C1.141.121.101.091.061.051.041.03二、主要阻力计算输送机的主要阻力是物料及输送带移动和承载分支及回程分支托辊旋转所产生阻力的总和。可用式（2.4-4）计算： （3.3-4）式中 模拟摩擦系数，根据工作条件及制造安装水平决定，一般可按表查取。输送机长度（头尾滚筒中心距），m；重力加速度；初步选定托辊为DT6204/C4，查DT（A）型带式输送机设计手册表2-7，上托辊间距1.2m，下托辊间距 3m，上托辊槽角35，下托辊槽角0。承载分支托辊组每米长度旋转部分重量，kg/m，用式（3.3-5）计算 （3.3-5）其中 承载分支每组托辊旋转部分重量，kg；承载分支托辊间距，m；托辊已经选好，知 计算：=18.7 kg/m回程分支托辊组每米长度旋转部分质量，kg/m，用式（3.3-6）计算 （3.3-6）其中 回程分支每组托辊旋转部分质量回程分支托辊间距，m；kg计算：=6.4 kg/m每米长度输送物料质量=kg/m每米长度输送带质量，kg/m，=15kg/m=0.02215001018.7+6.4+（215+132.28）cos0=61835N 运行阻力系数f值应根据表3-4选取。取=0.022。表3-4阻力系数f输送机工况工作条件和设备质量良好，带速低，物料内摩擦较小0.020.023工作条件和设备质量一般，带速较高，物料内摩擦较大0.0250.030工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成槽角大于350.0350.045三、主要特种阻力计算主要特种阻力包括托辊前倾的摩擦阻力和被输送物料与导料槽拦板间的摩擦阻力两部分，按式（3.3-7）计算：+ （3.3-7）按式（3.3-8）或式（3.3-9）计算：三个等长辊子的前倾上托辊时 （3.3-8） （3.3-9）式中槽形系数 （35槽角时为0.43）托辊和输送带间的摩擦系数，一般取为 0.30.4托辊前倾角度，取130。L 导料槽栏板长度，m导料槽两栏板间宽度，m 查表3-5 =0.73物料与导料栏板间的摩擦系数，一般取为 0.50.7=0.40.41500（15132.28）10=9947N=9947 + 280=10227N四、附加特种阻力计算附加特种阻力包括输送带清扫器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式计算： （3.3-10） （3.3-11） （3.3-12）式中 清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器；A一个清扫器和输送带接触面积，见表3-5清扫器和输送带间的压力，N/，一般取为3 N/；清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.50.7；刮板系数，一般取为1500 N/m。表3-5导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积带宽B/mm导料栏板内宽/m刮板与输送带接触面积A/m头部清扫器空段清扫器5000.3150.0050.0086500.4000.0070.018000.4950.0080.01210000.6100.010.01512000.7300.0120.01814000.8500.0140.021查表3-5得 A=0.018m，取=10N/m，取=0.7，将数据带入式（3.3-11）则=0.018100.7=1260 N拟设计的总图中有两个重段清扫器和一个空段清扫器（一个空段清扫器相当于1.5个清扫器）=1.21500=1800N由式（3.3-10） 则 =1800+12605=8100 N五、倾斜阻力计算倾斜阻力按下式计算： （3.3-13）式中：因为是本输送机水平运输，所有H=0=0由式（3.3-2）圆周驱动力=1.0661835+10227+8100+0=83872N第四节 输送带张力输送带张力在整个长度上是变化的，影响因素很多，为保证输送机正常运行，输送带张力必须满足以下两个条件：（1）在任何负载情况下，作用在输送带上的张力应使得全部传动滚筒上的圆周力是通过摩擦传递到输送带上，而输送带与滚筒间应保证不打滑；（2）作用在输送带上的张力应足够大，使输送带在两组托辊间的垂度小于一定值。一、输送带不打滑条件圆周驱动力通过摩擦传递到输送带上（见图3-2）图3-2作用于输送带的张力如图3-2所示，输送带在传动滚简松边的最小张力应满足式(3.4-1)的要求。 (3.4-1)式中 输送机满载启动或制动时出现的最大圆周驱动力，启动时=，启动系数=1.31.7，=142582N 传动滚筒与输送带间的摩擦系数，见表3-6取=0.3 输送带在所有传动滚筒上的围包角，rad。双滚筒驱动取7.7，折合=400 欧拉系数表3-6传动滚筒与输送带间的摩擦系数工作条件光面滚筒胶面滚筒清洁干燥0.250.030.40环境潮湿0.100.150.250.35潮湿粘污0.050.20二、输送带下垂度校核为了限制输送带在两组托辊间的下垂度，作用在输送带上任意一点的最小张力，需按式（2.5-1）和（2.5-2）进行验算。承载分支 (3.4-2)回程分支 （3.4-3）式中 允许最大垂度，一般0.01；承载上托辊间距（最小张力处）；回程下托辊间距（最小张力处）。取=0.01 由式（3.4-1）得：三、各特性点张力计算为了确定输送带作用于传动滚筒的合张力，需用逐点张力计算法进行各特性点张力计算。(1)输送机运行阻力的计算1)重段运行阻力 （3.4-4）=N(2)空段运行阻力 （3.4-5）N式中输送机工作面倾角L输送机长度，mG重力加速度，输送带沿重段运行的阻力系数，查DT（A）型带式输送机设计手册表3-14输送带沿空段运行的阻力系数长输送带上装运物料量重段单位长度上分布的托辊旋转部件的质量空段单位长度上分布的托辊旋转部件的质量输送带单位长度质量 (2)输送带上各点张力的计算根据不打滑条件，传动滚筒奔离点最小张力为15720N令=15720N，据此计算各点张力图3-3由上图可得（3）满足输送带垂度所需张力 输送带张力与垂度的关系 （3.4-6）式中重段最小张力，N重段托辊间距输送带最大允许垂度按=0.025计算 满足要求式中阻燃带的整体纵向抗拉强度，N/mB输送带的最大静张力，N（5）电动机的功率校验 输送机的牵引力 （3.4-9）式中主动滚筒相遇点张力，N主动滚筒分离点张力，N阻力系数，取=0.030.05功率 kw （3.4-10）所以此电动机选取符合要求。四、滚筒合力根据各特性点的张力计算传动滚筒的合张力:动滚筒合张力: （3.4-11）N五、传动滚筒最大扭矩及滚筒直径确定单驱动时,传动滚筒的最大扭矩按式（3.4-12）计算： （3.4-12）式中D传动滚筒的直径（mm）。 双驱动时,传动滚筒的最大扭矩按式（3.4-13）计算： （3.4.13）查DT（A）型带式输送机设计手册表6-1输送机滚筒直径匹配初选传动滚筒直径为800mm查DT（A）型带式输送机设计手册表6-2输送机改向滚筒直径匹配初选改向滚筒直径为630mm第五节 输送带选择计算（1） 织物芯输送带层数 初选EP-400 （3.5.1）式中 稳定工况下输送带最大张力，N B输送机带宽，mm 输送带纵向扯断强度，N/mm.层 n稳定工况下，织物芯输送带静安全系数 棉、帆布芯带n=89，尼龙、聚酯帆布芯带n=1012，使用条件恶劣或要求特别安全时应大于12。 取Z=3（2） 核算传动滚筒直径D （3.5.2）式中C系数，棉、帆布取80，尼龙芯取90，聚酯芯取108织物芯带每层厚度，mmmm 故满足要求第六节 拉紧参数计算拉紧装置拉紧力按式（3.6-1）计算 （3.6-1）式中 拉紧滚筒趋入点张力（N）；拉紧滚筒奔离点张力（N）。由式（3.6-1）F=143611N查煤矿机械设计手册初步选定钢绳绞筒式拉紧装置。第七节 启动参数 带式输送机在启动和制动过程中，需克服运动系统的惯性，使输送机由静止状态逐渐加速至额定带速运转或逐渐减速至停机为止，因此在启动和制动时必须考虑动负荷。（1）在最不利的情况下确定的加（减）速度能保证物料与输送带之间不打滑，此时应满足式 （3.7-1） （3.7-2） 式中 启动加速度， 制动减速度， 输送带与物料间的摩擦系数（2）启动圆周驱动力 （3.7-3） （3.7-4） （3.7-5）kg （3.7-6）kg （3.7-7）式中 启动系数，1.31.7N则=0.2 =0.2第八节 托辊辊径确定1. 辊径选择托辊辊子的直径根据限制带速和承载能力进行选择 （3.8-1）查表3-7取d=133mm表3-7 限制带速辊子直径d/mm限制带速v/限制带速时的辊子转速n/63.5260176250389 2.5537108 3.15557133457515956011945492219 6.35672. 辊子载荷计算承载分支托辊 （3.8-2）式中 承载分支托辊静载荷，N承载分支托辊间距，me辊子载荷系数，查DT(A)型带式输送机设计手册表4-13 e=0.8每米输送带质量输送能力，kg/sN回程分支托辊 （3.8-3）式中 回程分支托辊静载荷，N 回程分支托辊间距，mN（2）动载荷计算 承载分支托辊： （3.8-4）N 回程分支托辊： （3.8-5）N计算后取静载荷、动载荷二者之中较大的值查DT（A）型带式输送机设计手册表4-17：选取辊长380mm 辊径133mm 轴承6205可使承载能力大于计算值，这样可保证辊子轴承寿命高于30000h，转角小于10。第四章 传动系统的总体设计第一节 结构方案确定合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，此外还应使传动装置的结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。在本次传动方案的确定当中，任务书所给资料中已给定电动机型号，减速器由于用在采煤工作面上，在巷道中空间比较狭窄，减速器需和带式输送机并列安装工作，所以用圆锥齿轮来改变动力方向。此次设计二级减速可以满足要求，第一级改变方向选用圆锥齿轮传动（高速级），第二级：斜齿轮传动图4-1 运动简图第二节 传动比的分配计算一、传动比分配分配传动比的基本原则是：（1） 使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度）。（2） 使各级传动的大、小齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。（3） 使减速器获得最小的外径尺寸和重量。（4） 按前大后小的原则进行，相邻两级传动比相差不易过大，且高速级传动比略低于低速级的传动比。第一级：圆锥圆柱齿轮传动。第二级：斜齿圆柱齿轮传动。 总传动比 i=19.68对于圆锥圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮处于高速级为使大圆锥齿轮的尺寸不至过大，圆锥齿轮传动的传动比并尽量使。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取=3.54，圆弧齿轮传动一般安排在高速级，考虑润滑条件和减速器箱体的大小，所以必须使两级大齿轮直径相近，取，取,二、计算传动装置的运动和动力参数；各轴的转速；轴：r/min （4.2-1）轴：r/min （4.2-2）轴：r/min （4.2-3）滚筒轴：r/min各轴的输入功率：联轴器的效率： 滚子轴承的效率各级齿轮传动的效率 滚筒轴的效率液力耦合器的效率轴:=kw （4.2-4）轴:=228kw （4.2-5）轴:=216.7kw （4.2-6）滚筒轴：=203.9kw （4.2-7）各轴的输入转矩；电动机轴的输出转矩T=9550=1613.2 Nm （4.2-8）轴:T=9550=1548.6 Nm轴: T=9550=5884.9 Nm轴: T=9550=27519.7 Nm滚筒轴：T=9550=25894.2 Nm 将以上计算结果列表如下：表4-1轴名功率（kw）转矩（）转速(r/min)传动比效率电动机轴2501613.2148010.99轴2401548.6148040.97轴2285884.93704.920.97轴216.727519.775.2第三节 齿轮及轴的设计一、圆锥齿轮的设计计算 、选择材料、热处理、齿轮精度等级、齿数等由吴宗泽主编机械设计表6-5、表6-6选择小齿轮： 42CrMo,调质处理，硬度：255- 286=1079 MPa， 931MPa大齿轮： ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度:-=686MPa， 539MPa精度等级：选择6级精度（用于高速和大功率适度条件下的齿轮，用于冶金，矿山等工程机械）。小齿轮按常规范围取; ,由 得； ; （4.3-1）实际从动轴转速；r/min转速相对误差；、按齿面接触疲劳强度设计；计算项目计算说明及过程计算结果初步确定小齿轮直径转矩TT=9550NmT=1548.6 Nm齿宽系数由吴宗泽主编机械设计表610查得；软齿面齿轮，非对称安装取齿宽系数=0.4使用系数由实用机械设计手册第二版表9.126查得使用系数=1.35载荷分布系数由实用机械设计手册第二版表9.26查得圆锥齿轮载荷分布系数=1.10齿轮的接触疲劳极限应力由实用机械设计手册第二版表9.112查得齿轮的接触疲劳极限应力齿轮的弯曲疲劳极限应力由实用机械设计手册第二版表9.26查得齿轮的弯曲疲劳极限应力齿数比=4齿轮分度圆直径=201mm模数（查新版机械设计手册第三卷表16.4-3取=10）=10齿轮分度圆直径mm分锥角=分锥角外锥距RmmR齿宽 bmm取b=124mmb =124mm圆周速度m/s=12.454m/s齿宽中点分度圆直径mm=160.800mm齿宽中点分度圆直径mm=672mm中锥距mm=330.864mm平均模数=8切向变位系数 （查新版机械设计手册第三卷图16.4-4）径向变位系数齿顶高mmmm=14.310mm=5.690mm齿根高mmmm(=1 查新版机械设计手册第三卷表16.4-2=0.2)=7.690mm=16.310mm顶隙cmmC=2mm齿顶角=2.258=1.065齿根角 =1.065=2.258顶锥角=16.294=77.029齿顶圆直径mmmm=228.766mm=842.760mm大端分度圆齿厚smmmm=19.157mm=12.243mm大端分度圆弦齿厚mmmm=19.128mm=12.243mm大端分度圆弦齿高mmmm=14.745mm=5.701mm端面当量齿数=21.649=345.679端面重合度=3.106、校核计算、按齿面接触疲劳强度校核；计算项目计算说明及过程计算结果切向力N=19261.194N材料弹性系数由实用机械设计手册第二版表9.130查得动载荷系数根据精度等级m/s由实用机械设计手册第二版查图9.2-3得取计算接触应力 =672.236MPa接触疲劳寿命系数按无限寿命设计查实用机械设计手册第二版图9.1-11得工作硬化系数因大小齿面都是软齿面所以查实用机械设计手册第二版图9.2-4得齿轮的接触疲劳极限应力=680齿轮的接触疲劳安全系数安全、按齿根弯曲疲劳强度校核计算项目计算说明及过程计算结果小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数小齿轮齿形系数根据当量齿数查新版机械设计手册第三卷图16.4-25得其值=4.72，再乘修正系数1.15；大齿轮齿形系数根据当量齿数查新版机械设计手册第三卷图16.4-25得其值=4.08，再乘修正系数1.15；相对应力集中系数查实用机械设计手册第二版图9.2-5得 相对应力集中系数查实用机械设计手册第二版图9.2-5得 弯曲疲劳寿命系数按无限寿命设计，查实用机械设计手册第二版图9.1-17得 弯曲疲劳尺寸系数查实用机械设计手册第二版图9.1-16得 齿向载荷分布系数、对于经过齿向修正的齿轮=1.21.3查机械零件设计手册图15-8=1.164=1.21.3=1.164齿间载荷分配系数、对于修正齿轮=1=1抗弯强度计算的重合度系数当量齿轮端面重合度 =0.29=0.29抗弯强度计算的螺旋角系数查机械零件设计手册图15-14=0.82=0.82弯曲应力齿轮的弯曲疲劳极限应力齿轮的弯曲疲劳安全系数安全二、斜齿圆柱齿轮设计计算、选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力 参考新版机械设计手册第三卷表16.2-59，选择齿轮的材料为 小齿轮：38SiMnMo，调质，硬度320-340HBS 大齿轮：35SiMn，调质，硬度280-300HBS 由新版机械设计手册第三卷图16.2-17，及新版机械设计手册第三卷图16.2-26查得 、按齿面接触疲劳强度设计；计算项目计算说明及过程计算结果初步确定中心距小齿轮传递的转矩载荷系数K考虑齿轮对称轴承布置，冲击负荷较大，故取K=1.5K=1.5齿宽系数 由吴宗泽主编机械设计表610查 取得齿数比uu=4.92许用接触应力按新版机械设计手册第三卷表16.2-33取最小安全系数，按大齿轮计算确定中心距a圆整为标准中心距 =600mma=600mm模数按经验公式=4.28取标准模数初取螺旋角初取小齿轮齿数 取大齿轮齿数123精求螺旋角所以=9.249断面模数=8.105小齿轮分度圆直径mm=202.625mm大齿轮分度圆直径mm=996.915mm齿宽bmmb=240mm、校核计算、校核齿面接触疲劳强度计算项目计算说明及过程计算结果接触应力圆周力使用系数由新版机械设计手册第三卷查表16.2-36得，=1.0=1.0动载系数由新版机械设计手册第三卷见式16.212求得=1.3=1.3齿向载荷分布系数由新版机械设计手册第三卷按表16.2-40=1.359齿向载荷分配系数：按，由新版机械设计手册第三卷查表16.2-42，=1.1=1.1节点区域系数按，x=0，由新版机械设计手册第三卷查图16.2-15，=2.38=2.38 材料弹性系数由新版机械设计手册第三卷查表16.2-43当量齿数=26当量齿数=127.925齿轮端面重合度按=9.249 =127.925 从新版械设计手册第三卷图16.2-10查得当量齿轮端面重合度1.64齿轮端面重合度按 查新版机械设计手册第三卷图16.2-1得重合度与螺旋角系数按1.64，查图16.2-16得齿面接触应力 接触疲劳寿命系数按无限寿命设计查实用机械设计手册第二版图9.1-11得工作硬化系数因大小齿面都是软齿面所以查实用机械设计手册第二版图9.2-4得齿轮的接触疲劳极限应力齿轮的接触疲劳安全系数安全、按齿根弯曲疲劳强度校核计算项目计算说明及过程计算结果弯曲应力载荷分布系数=载荷分配系数=1.1=1.1复合齿形系数按查新版机械设计手册第三卷图16.2-23得 复合齿形系数按查新版机械设计手册第三卷图16.2-23得 重合度与螺旋角系数按1.64，查新版机械设计手册第三卷图16.2-25得弯曲应力弯曲应力寿命系数按无限寿命设计，查实用机械设计手册第二版图9.1-17得 相对齿根圆角敏感系数由新版机械设计手册第三卷图16.2-23知， 查表16.2-48，得相对齿根表面状况系数查新版机械设计手册第三卷表16.2-71，齿面粗糙度按式16.2-21得尺寸系数查新版机械设计手册第三卷图16.2-28得弯曲强度最小安全系数查新版机械设计手册第三卷表16.2-46取=1.6=1.6安全系数安全安全系数安全三、轴的设计计算、选择材料由于用于传递的载荷较大，耐磨，要求强度级韧性均较高所以选40CrNi钢，热处理，调质， 硬度：241HBS270HBS ,抗拉强度：屈服强度：弯曲疲劳极限：、估算轴最小直径由新版机械设计手册第三卷式有： （4.3-1）式中 计算剖面处轴的计算直径，mm P轴传递的额定功率，kw n轴的转速，n/min A按定的系数由新版机械设计手册第三卷表19.3-2得A=100.7本式求出的直径，作为承受转距作用的轴段的最小直径，计算的截面上有一个键槽，A值应增大4%5%将轴劲圆整为标准直径查吴宗泽主编机械零件设计手册表1-21得 =110mm、轴的结构设计图4-2 轴的结构轴结构由轴上各零件及在箱体中的位置，设计时既要满足强度要求，也要保证轴上零件的定位和固定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以轴一般都做成阶梯行。此轴上有两个支撑轴承，按有一个大齿轮和箱体安装空余段，齿轮和轴承之间的轴肩和与相液力偶合器连接的预留空段，所以此轴共分七段如图4-2根据结构查机械零件设计手册表1-21取 mm根据 =3.0 取查新版机械设计手册表8-29选用32024轴承，B=38mm因在段选用凸缘式轴承盖，故定=50mm根据，=4.0，取mm 根据安装结构确定因在段用键安装齿轮，有键槽则直径应增加4%5%， ，取mm mm为定位齿轮的轴肩，根据，取=170mm、按弯曲许用应力计算；1画出轴的空间受力简图，将齿轮受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图43 a所示。2齿轮直径：mm （4.3-2）转矩：圆周力: （4.3-3）径向力： （4.3-4）轴向力：3. 画水平面受力图，计算支点反力，画水平面弯矩图，见图4-3 c,d所示。考虑到C和D截面处为可能危险截面，计算出C和D处的弯矩。支承反力： （4.3-5）C点弯矩： （4.3-6） D点弯矩： （4.3-7）4.画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图43 d，e所示。支承反力： （4.3-8） （4.3-9） C点弯矩： D点弯矩： 5求合成弯矩，画出合成弯矩图，如图43f所示。