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对辊机主传动系统设计
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黄河科技学院本科毕业设计（论文）任务书 工 学院 机械 系 机械设计制造及其自动化 专业 2008 级 1 班学号 学生 指导教师 毕业设计（论文）题目 对辊机主传动系统设计 毕业设计（论文）工作内容与基本要求（目标、任务、途径、方法，应掌握的原始资料（数据）、参考资料（文献）以及设计技术要求、注意事项等）（纸张不够可加页） 主要内容： 1、对辊机主传动系统的类型与分析研究；2、对辊机主传动系统的设计原则与组成；3、对辊机主传动系统的设计说明书与设计图纸；4、写出文献综述，翻译外文资料。 基本要求： 1、所设计系统应符合生产实际，工作可靠，经济实用，维修方便； 2、所设计系统应有创新点，并选12个典型器件进行校核； 3、在设计中应发扬团队精神，综合运用在校期间所学的专业知识和技能。 主要参考资料： 对辊机设计有关资料、机械电气设计手册、教科书及相关中外文期刊。 时间及任务安排： 1、1-2周：考察调研，实习参观，收集资料，完成开题报告； 2、3-4周：完成文献翻译，文献综述，初步拟定总体设计方案； 3、5-9周：完成设计说明书初稿，基本完成课题设计、计算绘图等工作； 4、10-11周: 完成设计说明书、设计图纸，整理完成所有设计文件； 5、第12 周：做好答辩前的所有准备工作。毕业设计（论文）时间： 2012年 2 月 13 日至 2012 年 5 月 15 日计 划 答 辩 时 间： 2012年 5 月 19 日专业（教研室）审批意见：审批人（签字）：黄河科技学院毕业设计（论文）开题报告表课题名称 对辊机主传动系统设计课题来源教师拟订课题类型AX指导教师学生姓名专 业机械设计制造及其自动化学 号一、资料准备 1、通过到华宏机械厂实习，初步了解了对辊机的结构； 2、查阅了对辊机资料，参考了设计手册、教科书、外文书刊等相关书籍； 3、通过实习和资料、资源整合，具备了主传动系统设计的思路。二、设计目的及要求 1、设计主传动系统，使其具有一定的实用性、可靠性、经济型；2、所设计系统应符合生产实际，工作可靠，维修、调整、拆卸方便；3、所设计的主传动结构能为对辊机工作提供60kw的功率和19.4r/min的转速； 4、尽量选用通用件以降低制造成本，并选12个典型零件进行校核； 5、在设计中应发扬团队精神，综合运用在校期间所学的专业知识和技能。三、设计思路与预期成果 1、通过实地参观、资料收集和信息整合，进行主传动系统的设计；2、培养独立设计思路、增强创新能力；3、设计出结构合理的主传动系统，使其满足生产需要、降低劳动强度、提高生产效率，同时便于安装、拆卸及检修； 4、完成文献综述、文献翻译、设计说明书各一份，绘制装配图和零件图。四、设计任务完成的阶段及时间安排1、1-2周 考察调研，实习参观，收集资料，完成开题报告；2、3-4周 完成文献翻译，文献综述，初步拟定总体设计方案；3、5-9周 完成设计说明书初稿，基本完成整体设计、计算、绘图等工作；4、10-11周 完成设计说明书、设计图纸，整理完成所有设计文件；5、第12 周 做好答辩前准备工作。五、完成设计（论文）所具备的条件因素 1、实习和相关资料的查阅、消化、整合； 2、在以前的学习中进行多次的课程设计和生产实习，积累了一定的实践经验，为毕业设计的 进行打下了基础； 3、机电技术的不断发展为设计提供了技术支持； 4、良好的设计环境和指导老师的指导。 指导教师签名： 日期： 课题来源：（1）教师拟订；（2）学生建议；（3）企业和社会征集；（4）科研单位提供课题类型：（1）A工程设计（艺术设计）；B技术开发；C软件工程；D理论研究；E调研报告 （2）X真实课题；Y模拟课题；Z虚拟课题要求（1）、（2）均要填，如AY、BX等。 黄河科技学院毕业设计（文献综述） 第 4 页 单位代码 02 学 号 080105044 分 类 号 TH6 密 级 毕业设计 文献综述 院（系）名称工学院机械系 专业名称机械设计制造及其自动化 学生姓名 指导教师2012年 03 月 10 日对辊机概述及传动系统基本结构摘要：本次设计的主要目的是对对辊机设备的整体结构有进一步的了解，讲述了对辊机的定义、应用现状、用途、分类等简单的介绍。其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的分析计算进行研究，通过选用原则的叙述，使我们对对辊机使用性能有进一步的了解。同时，对对辊机的技术发展动态与趋势做了简单的叙述。关键词：对辊机，主传动系统1 对辊机的定义原理、现状及发展趋势1.1对辊机的定义对辊机是一种重要的机械生产设备。它广泛应用于工业生产的各个领域，诸如电力、水泥、建材、冶金等工作部门，多用于进行材料成型压制以及对各种中等硬度的物料粉碎上。辊式破碎机按辊子数目可分为单辊、双辊、多辊几种类型；按辊面开关分为光辊、齿辊。光辊主要适应于中等硬度矿石的中、细碎作业；齿辊适用于脆性和松软物料的粗、中碎。辊式破碎机结构简单、工作可靠、成本低廉，具有排料力度大小可调等优点。因此设计制造出满足生产使用要求的对辊机十分必要。1.2对辊机的工作原理对辊机主要由辊轮、滚轮支撑轴承、压紧和调节装置以及驱动装置等部分组成。出料粒度的调节：两辊轮之间装有楔形或者垫片调节装置，楔形装置的顶端装有调整螺栓，当调整螺栓将楔块向上拉起时，楔块将活动辊轮顶离固定轮，即两辊轮间隙变大，出料粒度变大，当楔块向下时，活动辊轮在压紧弹簧的作用下两轮间隙变小，出料粒度变小。垫片装置是通过增减垫片的数量或厚薄来调节出料粒度的大小的，当增加垫片时两辊轮间隙变大，当减少垫片时两辊轮间隙变小，出料粒度变小。两个辊子分别用两个电动机带动，并作相向转动。矿石由上部给入，破碎是在两个辊子间形成的间隙中进行的。金属矿山由于多使用光滑滚面，所以破碎作用主要是靠压碎，并附带有些研磨作用。破碎后的物料借重力自行排出。这种破碎机的特点是由于物料通过两个辊子中间时，只受压一次，所以过粉碎现象少。1.3对辊机的发展现状对辊机是砖瓦行业使用最多的原料破碎设备，也是历史最悠久的破碎机械，现在，对辊机经过不断的发展和创新，其家族成员已经相当丰富，几乎是只要有砖瓦厂的地方，就能见到对辊机的影子。对辊机的正式名称应当称之为“辊式破碎机”或者“滚筒式破碎机”，英文名称为 “POLL CRUSHER”,意思也就是“滚筒式破碎机”。一般来讲，它是依靠两只辊筒相向转动时的摩擦作用，将物料带进两辊之间的夹缝中，受到连续挤压而破碎的。对辊机的用途非常广泛，化学矿山、煤矿、钢铁厂和陶瓷厂都有它的用武之地，当然，砖瓦厂才是对辊机用的最多的地方，它主要用于破碎中等硬度以下的物料，例如：铝矾土、磷矿石、粘土、页岩等等。对辊机最大的优点就是结构简单、制造加工容易，它的动力能耗小、产量却比较高。对辊机对原料的适应范围非常宽，对于含水率超过25%额物料，对辊机也能“轻松自如”地处理，这是许多其他破碎设备望尘莫及的。正是这些原因，对辊机才如此受到砖瓦厂的青睐。1、在运行可靠性方面，进口自动也要高出国产一截，部分国产对辊破碎机的故障率较高。因此，许多破碎机生产企业不得不购买多台国产自动，以防因维修机器而影响正常生产。 2、在质量方面，由于对辊破碎机是机械中较为复杂的机械，它包罗了机、电、气、光和其它技术于一体，而口前国内破碎机制造厂无论是产品的最初设计水平，还是后来的加工与装配水平，都与国外同行有着十几年的差距，无法生产出真正有竞争力的产品。要缩小差距并迎头赶上和超过国外先进技术，国产破碎机生产厂家必须增加投入。引进国内、外先进的破碎理念和技术，提高加工工艺设计和加工设备档次，对我国破碎机的质量和技术提高是必须的。如能与矿山及其他用户在运行、维修、保养等方面进行经常、广泛、深入的交流，是非常有益的。1.4对辊机的发展趋势及存在的问题1.4.1 对辊破碎机的发展现状 在质量方面，由于对辊破碎机是机械中较为复杂的机械，它包罗了机、电、气、光和其它技术于一体，而口前国内破碎机制造厂无论是产品的最初设计水平，还是后来的加工与装配水平，都与国外同行有着十几年的差距，无法生产出真正有竞争力的产品.在适应性方面，国产对辊破碎机的功能比较单一，适应面也比较窄，对待装对辊破碎机的形状与休积等均有较严格的规定，一般只适用一二种破碎机，而国内同一些破碎机生产企业所生产的破碎机规格各不相同，产量也不同，这就给相关工作带来一定的困难。而国外破碎机生产厂商特别注重这方面的问题，他们所生产的设备功能更加灵活多变，适用范围也更广。在运行可靠性方面，进口自动也要高出国产一截，部分国产对辊破碎机的故障率较高。因此，许多破碎机生产企业不得不购买多台国产自动，以防因维修机器而影响正常生产。在工作效率方面，由于国产破碎机的运行速度大多在中低档水平，且自动化程度一般，其生产效率自然不如以生产高档产品著称的国外同类产品这样就等于无形中增加了企业的成本，降低了企业的利润，造成了极大的浪费。总之，目前国产破碎机存在着适应物种类单一、纸盒尺寸的变化范围小、生产速度普遍停留在中低速水平等不完善之处。1.4.2 对辊破碎机所存在的问题破碎机的研制是一个复杂的系统工程，需要有雄厚的技术力量、精密的生产工艺等多方而的要求，而目前我国在这方面的投入甚少，行业中的产品生产与基础研究经费的投入比例严重失调，生产厂家只顾眼前利益，不愿投入资金进行基础研究。可以说，对辊破碎机的研发力量薄弱与经费严重不足造成其技术含量低下，无法与国外同类产品竞争，且只能靠低价维持其市场竞争力，无法长期占领市场的现状。在行业中，对辊破碎机低水平重复太多，应变能力不强，国内的大部分生产厂商规模都很小，且大多生产同种类型的设备。在市场上进行低价恶性竞争，而一旦遇上市场耍求变动，又无法及时转型，从而极易被市场所淘汰。现今市场上的破碎机设备兼容性较小，适用也不广泛，一般为一对一的，既使可以包不同的对辊破碎机，更换模具也不是很方便.如果把工序相同或类似的机械做成一种或几种标准设备，需要更换的部位做成能独立运行的基木单元体，通过接口相连实现和上机的连机，使其和上机成为一个共同体(类似积木的形式，可以根据耍求进行组合)，在实际应用中根据自己的需要对基木单元体进行自行组合就行了。如果能实现这种设计，既方便操作者更换模具，又可以极大的减少浪费，同时增大了机器的灵活性和适用性。1.4.3 新型对辊机的发展趋势进一步完善产品系列规格，产品向大型化发展；破碎机亲型耐磨材料及结构研究，产品向冶金矿业高硬度物料破碎领域推广；减速器润滑技术研究，研究减速器内部结构，采用自润滑取消润滑站。2 传动系统基本结构主传动结构有电机、三角带、皮带轮、驱动齿轮使辊子转动、两辊相向旋转组成。首先先进行减速器的设计，根据电机的转速和减速器的输出转速计算总传动比，然后进行传动比的分配；再计算各轴的动力参数；高速级齿轮的设计；低速级齿轮的设计；为了使减速器更好的工作和延长使用寿命，要为减速器进行适当的润滑，最后根据各数据和要求确定箱体尺寸。3 结语机械制造设备现在越来越与自动控制融合在一起，纯粹的机械产品或者纯粹的电子产品都不能够适用当前的形势。只有将二者运用系统的观点结合起来，引入信息论、控制论等现代先进的制造理论，制造成具有综合运用机械和电子的各自优势结合在一起的机电一体化的产品，才能适应当前的发展形势。参考文献1梁嘉琪. 话说对辊机J. 砖瓦世界. 2006(04)2高澜庆,王文霞,马飞. 破碎机的发展现状与趋势J.冶金设备. 2001(08)3赵玉良 庞杭洲 张帆. 细碎破碎机的特点及若干设计问题分析.砖瓦.2010(07)4黄慧玲.破碎机的性能和发展B.粮油食品科技.2011.11(2)5陈之林，周平，张梅芬.新型对辊破碎机的研究设计.煤矿爆破.2005(1) 黄河科技学院毕业设计 （文献翻译 ） 第 12页 单位代码 02 学 号 080105044 分 类 号 TH6 密 级 毕业设计文献翻译 院（系）名称工学院机械系 专业名称机械设计制造及其自动化 学生姓名 指导教师2012年 03 月 10 日用一种新的多体动力学齿轮敲击模型预测啮合齿轮的振动力机械和系统设计系, 弘益大学, 121-791,韩国首尔机械工程系,庆北国立大学,702-701,韩国大邱南阳研发中心,现代汽车公司,772-1,445-706, 韩国京畿省摘要：建立了一种多体动力学方法来预测在各种速度下负载和空载的斜齿圆柱齿轮副振动传递的力。该模型还可以用来计算手动变速箱的轴承力，并且，这个轴承力可能转换为敲击噪声。考虑了啮合齿轮轮齿的弯曲性能和传动轴的扭转性能并且分别通过计算轮齿的弯曲刚度和在两个齿轮中间的传动轴部分上增加扭转弹簧，在多体动力学模型中将二者有效的表达了出来。对出轮和轴承上的应力进行计算和比较。尽管两种模型得出的结果非常相似，但与基于频率的模型相比,等效模型只花费58%的计算时间。关键词：敲击噪声,齿轮力波动,手动变速箱,多体运动力学,齿轮间隙1. 引言齿轮敲击是一种典型的齿轮噪声现象，它的产生是由于发动机中不规则的燃烧产生的能量而引起的扭矩的波动，如图1. 接着，齿轮敲击会使轮齿冲击空载齿轮在齿侧间隙内波动(Seaman等人,1984年; Padmanabhan等人, 1995年;Kamo等人,1996年).波动的影响传播到轴承上(Fujimot-o和 Kizuka,2001年), 轴承的反作用力可以计算出来并且可以转化为齿轮敲击密度( Sakaiet等人. 1981年; Wang 等人,2001年, 2002年)。由于柴油机广泛用于客车,所以为了获得首要的设计能力，在设计的初步阶段考虑自动变速器的齿轮敲击噪声是至关重要的。为了达到这个目标，应该开发可以在各种挡位下的啮合和非啮合状态下以及受到的传动轴上轴承的波动作用力时，可以计算齿轮振动力的有效的数值模型。图1 发动机扭矩的振动随时间的变化这个问题已经引起了广发的关注.Kuburet(2004年)提出了一种由多个挠性轴组成的多轴斜齿轮减速箱的动态模型。该模型由连接三维计算齿轮副模型的有限元的轴模型构成。此模型用以分析自由和受迫振动的系统。Park等人（2004年)开发了一个带有灵活的轴承的齿轮传动转子系统有限元模型，用来测算轴承系数对系统的动态影响。用一个带有弹簧的刚性圆盘进行齿轮啮合模拟。由于接触点法向的弹性变形而引起的啮合直齿轮轮齿刚度的变化通过有限元分析做出计算。（Kimet. 2000年），将齿轮刚度视为随时间变化的系数（Blankenship and Singh, 1995年;Theodossiades and Natsiavas, 2000年）。分析了由于传动误差和轮齿侧隙而引起的传动系统的非线性动态行为，并且开发出一种基于计算传动误差和齿侧间隙的运动方程（Choi.1997年；Singh.1989年）。对齿轮误差和轴的变形的关系也有相关的分析。轴和支撑轴的变形通过有限元建立了模型（Park and Cho, 2001年）。Kim and Singh (2001年)提出了一种分析模型，可以说明在驱动敲击模式下负载和空载齿轮副的动态交互作用，并且与实验结果做了比较。Park (2007年)最近研发了一种基于负载齿轮和刚性轴来研究手动变速器的齿轮敲击的动态数值模型。Yakoub （2004年)开发了一种数值模型用于预测由手动变速箱发出的敲击噪声，是通过使用DADS计算柔性多体动力和振动噪声的。建立了模拟简单和复杂的单行星齿轮组啮合模型，用于模拟在简单和复杂行星齿轮系中齿轮啮合激励的方法，并被证明适用于评价噪音和震动水平（Morgan.2007年）。最近一个前轮驱动的手动变速箱的摩擦动力模型被建立出来，用以研究间歇声响以及考虑液压接触反应和侧面摩擦（Tangasawi,2007年）。用有限元和边界元方法来降低轴系中齿轮的噪声（Kim,2007年）。然而，由于之前的大多数研究只集中在一个单一的简单齿轮副或基于简单的有限元分析，不能有效的考虑在多级齿轮变换中加载和卸载齿轮振动力的联合作用。这个研究的目的就是研发一个高效的多体力学模型来测算在不同速度和轴承反作用力的作用下负载齿轮和空载齿轮所受到的波动力。有效的考虑了啮合轮齿的弯度以及减速器传动轴的扭转挠度，并且在多体动力学模型中分别通过计算轮齿的弯曲刚度和在两个齿轮轴向中的截面上增加一个扭转弹簧使之具体化。计算了在轮齿和轴承上的反作用力并和其他三种方法做了比较。这三种方法分别为等效模型、刚体模型和基于频率的模型。2. 多体等效模型必须建立的一个能够真实反映现实工作条件的变速器的多体力学模型，来准确的进行负载分析。一个前置前驱的手动变速箱包括离合器、输入轴和主轴、啮合斜齿齿轮副以及主减和外壳。图2是六档手动变速驱动桥的三维模型，它连接了手动变速器、主减速器和差速器使之成为一个整体。图3是利用MSC/ADAMS构建的反应图2的多体力学模型。图2 手动变速箱的三维齿轮传动链模型图3 手动变速箱的多体分析模型该模型的建立基于以下三个假设：（1）轴与轮齿是挠性的并且轴承衬套拥有六个自由度；（2）弯曲造成的齿轮刚度的变化是沿着两个斜齿间接触点移动的；（3）脉动转矩或加速是通过离合器输入到输出轴的。2.1 轮齿的抗弯刚度图4显示了作用于斜齿轮轮齿的的力的三个分力的原理图。切向方向的分力传递载荷，将产生转矩的是传输扭矩的传输载荷。这个重要的切向力有以下关系：图4 作用在斜齿轮牙上的分力k() (1)= (2)r为齿轮半径;是齿轮在转动时轮齿在接触点处的弯曲而产生的轮齿转角；下角标的g和p分别是大齿轮和小齿轮;是切向力(N);n是速度(rpm);T是扭矩(Nm);V是节点速度(m/s).方程1中点轮齿等效抗弯刚度k可以由一个建立在齿轮牙上的卡氏定分析获得。如图5 图5 齿轮牙上的各名称 (3)其中c=()/,d=()/,是基圆的间隙；是接触深度；E是初始的模；b是齿轮厚度。因此，可以通过机械系统动力学（选择一个函数的输入）结合方程（3）中的k计算出切向的传递力，并且它随齿轮的转动而改变。因为考虑到了k，轮齿的弯曲挠度的影响也已包含在等效模型里了。2.2 轴的扭转刚度在等效模型中，变速箱轴的扭转刚度在机械系统动力学中由在每个轴的截面的具有扭转率扭转弹簧表示。= （4） L是两个齿轮间实心轴的宽度；G是剪切模量；J是两端的惯性。图6代表了轴的等效模型上扭转弹簧的位置3. 基于频率的模型另一种基于频率的模型已经被研发出来。固有频率和手动变速箱的输入输出轴是基于有限元分析计算出来的,而且为了反映轴的刚度，计算结果可以通过机械系统动力学进行自动分析阅读(如图7、图8中所示).为了从三维有限网格的轴中立体的展示和处理所有部件的刚度, 这种模式往往需要三到四个小时才能完成。但是四个小时对于迅速检验这一设计概念来说过于漫长;因此,需要开发一个更有效率更快的模式。表1中展示了两个轴的固有频率,在这个模型中再次利用方程（3）计算轮齿的抗弯刚度。 图6 带有扭力弹簧输入输出轴的动态模拟图7 前置后驱手动变速箱输出轴模型图8 前置后驱手动变速箱输入轴模型表1 轴的固有频率频率输入轴（Hz）输出轴（Hz）弯曲扭转弯曲扭转一档1705-1549-二档4575503519695362三档8196114825300112314 分析和结果为了便于比较，建立了三种不同的模型:等效模型,刚体模型和基于频率的模型。刚体模型包括了全部的刚性轴和齿轮，并别只有刚度模型在ADAMS中实现。4.1 刚体和基于频率的模型刚体和基于频率的动力学模型在输出、输入和差动轴的角速度进行比较、啮合齿轮和分离齿轮间的波动力的比较、在轴承上的反作用力这几个方面做了比较。两个模型对三个轴计算出来的角速度变化图的结果近似相似，如图9所示。该图是基于齿轮每两秒从空转连续的变换，共六个不同的速度的动态模拟中绘制的偏移量。从这张图上我们可以看到,在直啮合的齿轮上，沿着输入输出轴的速度曲线存在许多小型波动。输入轴的角速度看似锯齿状。在传递扭矩之前的一秒是空转，第一个上升段代表转速的增加；因此输出的角速度和差动齿轮轴的速度为0。在图9中可以看出，在第一个速度时输出轴的角速度最低扭矩最高。图9 刚体模型和频率模型中输入输出轴角速度的变化输出的负速度代表输入轴的速度方向相反。随着高速齿轮速度的变化，差速齿轮轴的循环速度逐渐增加。图10 两种模型中一档时啮合齿轮上轴向、径向、和切向力图10显示出了15秒内转速由一档到六档连续变化时，作用在一级齿轮上的波动力。早期的巨大的波动力是由于传递扭矩，之后当一级齿轮不啮合时，他们发出敲击的响声。从图10可以看出：基于频率的模型中力的振动幅度比刚体模型中的力大一些，这是由于后者考虑到了弹性形变量。图11反映了两种模型中速度由一档到六档的变化中输入轴前面的轴承的反作用力波动。在基于频率的模型中可以看出振幅稍高。在换挡时和在3档到六档的速度下有很多峰值，另一方面，这些峰值在其他模型中并没有出现。这是因为基于频率的模型考虑了齿轮和轴的弯曲和扭转，结果，这种柔性减缓了过度的峰值力。图11 两种模型中输入轴前面轴承的动态载荷在基于频率的模型中计算结果更接近实际的情况。然而，计算时间要花费3到4个小时。较长的计算时间使得效率低下，并且对于传动的设计也是不切实际的。因此需要一种能够提供和基于频率的模型一样准确数据并且不需要过长时间的模型。4.2 等效模型等效模型，同时将轮齿的抗弯强度和轴的抗扭强度考虑到手动传动系统中，已经在第二部分做了详细的介绍。这种方法比另外两种模型的结果更加准确。图12（a）显示了一个动力等效模型中在传动系统中输入轴、输出轴和半轴的角速度，它们和另两个结果近似相同。 图12（a） 输入输出轴和半轴的角速度图12（b）显示了一速度在15秒内由一档连续的变到六档时一级齿轮附上的切向、径向和轴向力的波动。图12（b）一档时啮合齿轮上的受力这种变化趋势与另外两个情况相似。图12（c）显示了计算得到的速度由一档到六档变化时作用在输入轴的前轴承的反作用力的波动。图12（c） 等效模型的分析结果与刚体模型不同，每个速度之间几乎没有应力的峰值。即使在同一挡位下，可以看到只有较少的峰值。这种异常的应力峰值通常导致了反作用力的错误测算。 表2所示的是三钟中型电脑（奔腾IV 3GHZ，1GHZ内存，）所需的计算时间。基于频率的模型花费的最长时间，是等效模型的1.7倍左右。表2 三种模型花费的时间时间模型刚体模型基于频率模型等效模型单位秒1.5733.2761.8965 总结 建立了一种有效的动态模型来预测啮合和非啮合齿轮的振动力和轴承的反作用力。联系轮齿刚度和轴的扭转的高级方程并利用ADAMS,这些力可以直接转化为敲击噪声。这种方法与刚体模型和基于频率的模型相比更加有效率。即便刚体模型广泛的使用了许多峰值的结果，但是成熟的等效模型几乎没有显示着不同速度下不必要的峰值。考虑到计算时间，这种方法仅仅花费基于频率模型所需时间的58%。然而，两个结果却相差不大。成熟的模型会同时考虑到所有不同速度下啮合齿轮上加载和卸载的振动力。这种方法可以很容易的分析在汽车传动装置中的噪声。 黄河科技学院毕业设计说明书 第37 页 单位代码 0 2 学 号 080105044 分 类 号 TH6 密 级 毕业设计说明书对辊机主传动系统设计 院（系）名称 工学院机械系 专业名称机械设计制造及其自动化 学生姓名 指导教师 2012年 5 月 15 日对辊机主传动系统设计摘要对辊机是一种重要的机械生产设备。它广泛应用于电力、水泥、建材、冶金等工作生产领域，主要进行材料成型压制和各种中等硬度的物料粉碎上。主传动系统设计是对辊机设计中非常重要的组成部分， 本文主要介绍了对辊机的一些基本概况，简述了对辊机的工作原理，本文详细介绍了主传动系统的设计过程，主传动系统主要包括电动机、传动系统、主轴部件三部分组成，本次设计的减速器为二级圆锥圆柱齿轮传动，齿轮传动具有传动效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长，传动比准确等优点。本次设计通过分析比较机械系统中的某些典型结构，结合结构设计，进而设计并编写技术文件，完成系统主传动设计，达到学习设计和方法的目的，通过设计，掌握查阅相关机械手册，设计标准和资料的方法达到积累设计知识和设计技巧，提高设计能力的目的。关键词：主传动系统，对辊机，减速器，齿轮传动Main Drive System Design Of The Roll Crusher DesignAbstractRoll machine is an important mechanical production equipment, which is widely used in varies fields of industrial production, such as electricity, cement, building materials , metallurgy and so on , usually ,it is used in the material forming to suppress and the materials crushing of medium hardness.Main drive system design is very important part of the roll machine design, The article describes some basic overview of the machine ,works on the structure of the roller machine, and the paper describes the main drive system design process, the main drive system including electric motor, drive system, spindle assembly. The design of the reducer two tapered cylindrical gear transmission ,the main drive system uses a gear drive ,gear drive with high transmission efficiency, compact reliable, long life and drive than accurate .The design through the analysis of some of the typical structure of comparative mechanical , combine with the structural design, then design and preparation of technical documents to complete the design of the main system drive, and to study design and methods, through design, related machinery and manual ability to consult, design criteria and information to the accumulation of design knowledge and design skills to improve the purpose of the design capacity.Key words: Main drive system, Roll mechine, Reducer, Gear drive目录1 绪论11.1 毕业设计的目的11.2课题研究的背景11.3对辊机的发展现状11.4 本次设计的具体要求22 传动装置整体设计32.1 本次设计的结构方案32.2选择电动机42.3传动装置的总传动比及其分配42.3.1 计算总传动比42.3.2 传动装置的运动和动力参数52.4 减速器的选用设计计算63 传动零件的设计计算83.1圆锥齿轮的设计计算83.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数83.1.2 按齿面接触强度设计83.1.3 按齿根弯曲强度设计103.1.4 几何尺寸计算113.2 斜齿圆柱齿轮的设计123.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数123.2.2 按齿面接触强度设计103.2.3 按齿根歪曲强度设计11 3.2.4 几何尺寸计算.163.3大齿轮的设计173.3.1 设定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 173.3.2 按齿面接触强度设计173.3.3 按齿根弯曲强度设计193.3.4 几何尺寸计算204 轴的设计214.1轴的材料选择和最小直径估算214.2 轴的结构设计214.2.1 高速轴的设计214.2.2 中间轴结构设计224.2.3 低速轴的结构设计235 轴的校核245.1 轴的力学模型的建立245.1.1轴上力的作用点位置和支撑跨距的确定245.1.2绘制轴的力学模型图245.2 计算255.2.1计算轴上的作用力255.2.2 计算支反力255.2.3绘制转矩、弯矩图265.2.4 弯扭合成强度校核275.2.5 安全系数法疲劳强度校核276 键的选择与校核307 滚动轴承和联轴器的选择318 密封与润滑以及箱体附件的设计33结语34致谢35参考文献361绪论 1.1 毕业设计的目的毕业设计的目的是将学生在大学中所学到的专业理论知识和技能进行综合运用；提高毕业生分析问题、解决问题的能力；对即将走向工作岗位的我们是非常必要的；为从事实际生产和科学研究的做好准备。同时，通过毕业设计加深对专业知识的理解，学习设计机械设备的一般方法和步骤，做到熟练掌握设计的基本技能，如计算、计算机绘图和学会查阅设计资料、手册、牢记书写标准和规范。 1.2课题研究的背景伴随着中国加入WTO和经济全球化，中国正在成为世界制造业的中心。中国现在是在逐步地融入世界，成为世界经济大循环链条的一个重要组成部分。这对我国机械制造业来说，既是机遇又是挑战，在机遇方面，随着中国在世界范围内的市场开拓，越来越多的中国公司开始走向世界，参与世界范围内的市场竞争和利益分配，但也存在着挑战，由于我国机械制造业在拥有自主知识产权的核心技术方面存在着不足，因此在与其他国家的竞争中常常处于劣势，这已严重制约了我国机械制造业的发展。现在，国家已经认识到了这一问题，因此，发出了要建设创新型国家的号召。并采取了一系列的政策、措施鼓励技术创新，促进国家的技术进步，在机械制造业方面更是如此。二十一世纪机械制造业的发展方向是高精度、高自动化，而主传动系统的发展对高精度机械产品的作用是十分重大的。可以这么说，没有高精度和稳定的主传动系统就没有高精度的机械产品。在破碎机行业，对辊机械是一种应用十分广泛而又十分重要的产品。为了不断增大其应用范围，常常需要将其主传动系统进行优化改进，提高稳定性和精度2。1.3对辊机的发展现状在质量方面，由于对辊破碎机是机械中较为复杂的机械，它包罗了机、电、气、光和其它技术于一体，而口前国内破碎机制造厂无论是产品的最初设计水平，还是后来的加工与装配水平，都与国外同行有着十几年的差距，无法生产出真正有竞争力的产品。在适应性方面，国产对辊破碎机的功能比较单一，适应面也比较窄，对待装对辊破碎机的形状与休积等均有较严格的规定，一般只适用一二种破碎机，而国内同一些破碎机生产企业所生产的破碎机规格各不相同，产量也不同，这就给相关工作带来一定的困难。而国外破碎机生产厂商特别注重这方面的问题，他们所生产的设备功能更加灵活多变，适用范围也更广。在运行可靠性方面，进口自动也要高出国产一截，部分国产对辊破碎机的故障率较高。因此，许多破碎机生产企业不得不购买多台国产自动，以防因维修机器而影响正常生产1。在工作效率方面，由于国产破碎机的运行速度大多在中低档水平，且自动化程度一般，其生产效率自然不如以生产高档产品著称的国外同类产品，这样就等于无形中增加了企业的成本，降低了企业的利润，造成了极大的浪费。总之，目前国产破碎机存在着适应物种类单一、纸盒尺寸的变化范围小、生产速度普遍停留在中低速水平等不完善之处。1.4 本次设计的具体要求本次设计采用两级锥齿-圆柱齿轮减速器，为了保证圆锥齿轮尺寸不致过大，将锥齿传动分布于高速级，直接用联轴器联接进行驱动。而经过减速器减速之后仍用联轴器将输出传递给另一级减速装置齿圈减速装置，进而得到辊子转动所需要的转速。2 传动装置整体设计原始数据：本次设计要求辊子转速为19.4r/min；对辊机得到的输入功率为60kw；辊子直径为400mm。工作条件：减速器设计为工作年限为10年（每年按300天计算）；工作班制为两班制；工作环境为有灰尘，比较脏乱；载荷为中等震动；生产批量为中批。2.1 本次设计的结构方案先进行减速器的设定，根据电机的转速和减速器的输出转速计算总传动比，然后进行传动比的分配；再计算各轴的动力参数；高速级齿轮的设计；低速级齿轮的设计；为保证动力的传递要选择联轴器；轴承的选择和轴的设计；为了使减速器更好的工作和延长使用，要为减速器进行适当的润滑；最后根据各数据和要求确定箱体尺寸。由于本设计中减速器采用二级齿轮传动,有以下几种情况：两级圆柱齿轮减速器；两级圆锥圆柱齿轮减速器；两级蜗杆减速器以及两级行星轮减速器等由本设计题目所知传动机构类型为：二级圆锥-圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：用于有两轴垂直相交的传动中，圆锥齿轮传动位于高速级上，以使圆锥齿轮尺寸不致于太大，设计制造复杂，但此传动经多年使用论证，技术上处于成熟，因此本次设计选用此传动。主传动系统的结构简图如图2.1所示。 图2.12.2 选择电动机电动机的选择包括电动机的种类、结构形式、额定转速和额定功率。1、电动机类型和结构的选择 根据动力源和工作状况，选用Y系列三相异步电动机。2、 电动机功率的选择 （1）工作机所需功率Pw： Pw60kW。 （2）为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置的总效率。设个效率分别是：1（8级闭式圆柱齿轮传动）2（齿形联轴器）3（滚动轴承）4（齿圈传动）5（锥齿传动）。经机械设计手册查得 1=0.97，2=0.99，3=0.98，4=0.95，5=0.96；则设计传动装置的总效率为：12345=0.816。电动机所需功率：PdPw/=60/0.816kw=73.529kw。由此根据手册选取电动机的额定功率为75kw。3、 电动机转速的选择 已知工作机转速为nw=19.4r/min，总传动比为i=nm/nw，其中nm是电动机满载时的转速。为了能合理的分配传动比，使传动装置机构紧凑， 选用同步转速为1000r/min或者3000 r/min的电动机都显得不够合理，所以出选同步转1500r/min的电动机。4、电动机型号的确定 由表查出电动机型号为Y280S-4,其额定功率为75kW，满载转速1480r/min。基本符合题目所需的要求。2.3传动装置的总传动比及其分配2.3.1 计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw=1480 r/min /19.4 r/min=76.289考虑到圆锥齿轮尺寸不宜过大和仅有润滑的问题，初步选取i1=3.812，i2=4.221，则i3=4.741。2.3.2 传动装置的运动和动力参数 电机轴： Pm= 73.529W nm=1480r/min 高速轴： 中间轴： 低速轴： 开式齿轮小齿轮轴IV： 工作轴：根据以上数据可以列出下表3.1。 表 3.1 轴名参数电动机轴 轴轴轴IV轴工作轴转速n(r/min)14801480388.27891.98791.98719.402功率P（kW）73.52972.79468.48465.10163.16160.003转矩T（）474.461469.7181684.41746758.7226557.31329534.514传动比i1.03.8124.22114.741 2.4 减速器的选用设计计算1、减速器的分类 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。减速器的种类很多，按照传动形式不同可分为齿轮减速器，蜗杆减速器和行星减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式，分流式和同轴式减速器。2、减速器的类型及传动比分配减速器的类型如表2.1至2.4所示。表2.1 圆柱齿轮减速器名称单级圆柱齿轮减速器两级圆柱齿轮减速器三级圆柱齿轮减速器 传动比i810i=860i=40400 表2.2 圆锥齿轮减速器名称单级圆锥齿轮减速器两级圆锥圆柱齿轮减速器三级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i810i=840i=2575表2.3 蜗杆减速器名称单级蜗杆减速器两级蜗杆减速器两级蜗杆齿轮减速器传动比i=1080i=433600i=1548表 2.4 行星齿轮减速器名称单级NGW两级NGW传动比i=2.812.5i=141603、减速器选定选择减速器传动比时，根据传动装置传动比，结合了减速器的效率、质量、制造等综合比较，选取二级圆锥圆柱齿轮减速器。3传动零件的设计计算3.1圆锥齿轮的设计计算3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用圆锥齿轮传动。 2、辊式破碎机为一般工作机器，故精度等级选用8级精度，齿形角，节点区 域系数，齿顶高系数，顶隙系数。 3、材料选择及热处理 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，二者材料硬度差为40HBS。 4、试选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z224x3.812=91.488，取整Z2=92。3.1.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt1.5。（2）计算小齿轮传递的转矩： T1=469.718N.m=4.69718x105N.mm。（3）锥齿轮尺宽系数选取R1 /3。（4）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8。（5）由机械设计 图1021d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Hlim2550Mpa。 （6） 由机械设计式1013计算应力循环次数： N160n1jLh6014801（2830010）4.262109 ； N2N1/3.8121.118109。（7） 由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。 （8） 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S0.90600MPa540MPa H2KHN2. Hlim2 /S0.95550MPa522.5MPa 2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t。 =137.914mm（2） 计算圆周速度v。 v=.d1t.n1 =3.14x137.914x1480/60x1000 =10.682m/s （3） 计算齿宽b。 b=R.R R=d1. 所以b=90.586mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h。mt=d1t/Z1=137.914/24=5.746mm齿高h=2.25mt=2.25x5.746=12.929mm 则b/h=90.586/12.929=7.006（5） 计算载荷系数K。 由机械设计表102取KA=1.50；直齿轮，KH=KF=1.0； 根据v=10.682m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系数KV=1.37；由表109查得Khbe=1.25 KH=KF=1.5 Khbe=1.251.5 =1.875； 故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.501.3711.875=3.853（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. = 188.876mm （7） 计算模数m。 m = d1/Z1=188.876/24=7.870mm3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa ；FE2=380Mpa。（2）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 ；KFN2=0.88。（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= FE1. KFN1/S=303.57Mpa F2= FE2. KFN2/S=238.86MPa（4）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.371.01.875=3.853 （5）查取齿形系数。由机械设计表105查得YFa1=2.618； YFa2=2.182。 （6） 查取应力校正系数。 由机械设计表105查得YSa1=1.594；YSa2=1.782。 （7） 计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.62X1.59/303.57=0.01372 YFa2.YSa2/F2=2.18X1.78/238.86=0.01622大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =6.068mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数6.163并就近圆整为标准值m=6.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=188.876mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=188.876/6.529 Z2=293.812110.548，取Z2=111。3.1.4 几何尺寸计算1、计算分度圆直径 d1=m.Z1=29x6.5=188.5mm d2=m.Z2=111x6.5=721.5mm2、计算分锥角 =arctan(Z1/Z2)=14.642 =90-=75.3583、其他尺寸 ha=ha*.m=6.5mmhf=(ha*+c*).m=7.8mmda1=d1+2hacos=201.078mmda2=d2+2hacos=724.786mmdf1= d1-2hfcos=173.407mmdf2= d2-2hfcos=717.567mmR=m=372.859mm=arctanhf/ R=1.198a1=1+=15.840 a2=1-=13.444 f1=2+=76.556 f2=2-=74.160 分度圆齿厚S=m/2=10.205mm当量齿数Zv1=Z1/cos=29.973 Zv2=Z2/cos=439.119 B=1/3R=1/3x372.859=124.286mm。3.2 斜齿圆柱齿轮的设计3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用斜齿圆柱齿轮传动。2、辊式破碎机为一般工作机器，故精度等级选用8级精度。3、材料选择及热处理 选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS。4、试选小齿轮齿数Z121，大齿轮齿数Z221x4.221=88.6，取整Z2=89。5、初选螺旋角=14。3.2.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt1.6。（2）由机械设计图1030选取区域系数ZH=2.433。（3）由机械设计图1026查得 =0.76，=0.865， =+=1.625。（4）计算小齿轮传递的转矩。 T1=1684.417N.m=1.684417x106N.mm（5）由机械设计表107查得尺宽系数 d1。（6）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8(Mpa)。（7）由机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1550MPa；图1021c大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2390 Mpa。 （8）由机械设计式1013计算应力循环次数。 N160n1jLh60388.2781（2830010）1.118109 ； N2N1/4.2212.649108。（9）由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数。KHN11.00；KHN21.08。 （10） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S1.00550MPa550MPa H2KHN2. Hlim2 /S1.08390MPa421.2MpaH= H1+H2/2=485.6 Mpa2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 。 = =154.811mm（2） 计算圆周速度v 。 v=.d1t.n1 =3.14x154.811x388.27860x1000 =3.146m/s （3） 计算齿宽b及模数mnt。 b=d. d1t=154.811mm mnt=d1tcos14o/Z1=7.153mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h。齿高h=2.25mnt=2.25x7.153=16.094mm则b/h=/154.811/16.094=9.619（5）计算纵向重合度。 =0.318x1x21xtan14o =1.665（6）计算载荷系数K。 由机械设计表102取 KA=1.50；由机械设计表103查得 KH=KF=1.4 ；根据v=3.146m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系数KV=1.17；由表104查得8级精度，调制小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.486；根据b/h=9.619，KH=1.486由机械设计图1013查得KF=1.41；故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.501.171.41.486=3.651（7） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. = 203.813mm （8） 计算模数m。 mn = d1.cosZ1=203.813xcos14o21=9.417mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.171.41.41=3.464 （2）根据纵向重合度等于1.665；从机械设计图1028中查得螺旋角影响系数Y =0.88。（3）计算当量齿数。 Zv1=Z1cos3=21cos314=22.99 Zv2=Z2cos3=89cos314=97.43（4）查取齿形系数及应力校正系数。由机械设计表105查得YFa1=2.665 YFa2=2.179 YSa1=1.578 YSa2=1.791（5）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数。 KFN1=0.91 KFN2=0.92（6）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa； 由机械设计图1020b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa。（7）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= FE1. KFN1/S=247Mpa F2= FE2. KFN2/S=213.57MPa（8）计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.665X1.578247=0.01702 YFa2.YSa2/F2=2.179X1.791213.57=0.01827大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =6.269mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数6.269mm并就近圆整为标准值m=7mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=203.813mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1cos/m=28.25 取29齿 Z2=294.221122.409，取Z2=122。3.2.4 几何尺寸计算1、计算中心距a=(29+122)x72cos14o=544.679mm 取为545mm。2、按圆整后的中心距修正螺旋角=arctan=14o85”因值改变不多，故参数等不必修正。3、分度圆直径d1= Z1.mn/ cos=209.338mm d2= Z2.mn/ cos=880.662mm。4、计算齿轮宽度 b=.d1=209.338mm 圆整后取为210mm B2=210mm B1=215mm。5、齿顶高，齿根高的计算 ha=ha*.mn=7mm ； hf= （ha*+c*）=8.75mm。6、 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于500mm，故以选用轮辐式为宜。3.3大齿轮的设计3.3.1 设定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1、选用内齿圆柱齿轮传动。2、精度等级选用8级精度。3、材料选择及热处理 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，二者材料硬度差为40HBS。4、试选小齿轮齿数Z123，大齿轮齿数Z223x4.741=109.043，取整Z2=109。3.3.2 按齿面接触强度设计 按设计公式进行试算，即 1 、确定公式内的各计算数值。 （1） 试选Kt1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩。 T1=6557.313N.m=6.557313X106N.mm（3） 齿圈尺宽系数选取d1。（4）由机械设计表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa。（5）由机械设计图1021d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Hlim2550Mpa。 （6） 由机械设计式1013计算应力循环次数。 N160n1jLh6091.9871（2830010）2.649108 N2N1/4.7415.588107（7） 由机械设计图1019查得接触疲劳寿命系数KHN11.08；KHN21.17。 （8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式（1012）得 H1KHN1. Hlim1 /S1.08600MPa648MPa H2KHN2. Hlim2 /S1.17550MPa643.5MPa 2、 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t。 =223.825mm（2） 计算圆周速度v。 v=.d1t.n160x1000 =3.14x223.825x91.98760x1000 =1.007m/s （3） 计算齿宽b。 b=d. d1t =1x223.825=223.825mm （4）计算齿宽与齿高之比b/h。mt=d1t/Z1=223.825/23=9.732mm齿高h=2.25mt=2.25x9.732=21.897mm则b/h=223.825/21.897=10.222（5） 计算载荷系数K。 由机械设计表102取KA=1.50；直齿轮，KH=KF=1.0； 根据v=1.007m/s,8级精度，由机械设计图108查得动载系 KV=1.11；由表104查得8级精度，调制小齿轮悬臂支承布置时 KH= 2.605；根据b/h=10.222，KH=2.605由机械设计图1013查得KF=2.225；故载荷系数 K=KAKVKHKHKH=1.501.1112.605=4.337（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式机械设计（1010a）得 d1=d1t. =334.444mm （7） 计算模数m。 m = d1/Z1=334.444/23=14.541mm3.3.3 按齿根弯曲强度设计 由式 1、 确定计算参数 （1）由机械设计图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa； FE2=380Mpa。（2）由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.94； KFN2=0.97。（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， F1= FE1. KFN1/S=335.714Mpa F2= FE2. KFN2/S=263.286MPa（4）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=1.501.111.02.225=3.705 （5）查取齿形系数。由机械设计表105查得YFa1=2.76； YFa2=2.173。 （6） 查取应力校正系数。 由机械设计表105查得YSa1=1.56； YSa2=1.797。 （7） 计算大、小齿轮的 YFa.YSa/F 并加以比较。 YSa1.YSa1/F1=2.76X1.56/335.714=0.012825 YFa2.YSa2/F2=2.06X1.97/238.86=0.01483大齿轮的数值大。 2、 设计计算 =11.778mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数11.778mm并就近圆整为标准值m=12mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=334.444mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=334.444/12=27.870 取为28 Z2=284.741132.784，取Z2=133。3.3.4 几何尺寸计算1、计算分度圆直径d1=Z1.m=28x12=336mmd2=Z2.m=133x12=1596mm2、计算中心距a= d2 -d1/ 2=630mm3、计算齿轮宽度b=.d1=336mmB1=330mm B2=336mm齿顶高，齿根高的计算ha=ha*.mn=12mm ； hf= （ha*+c*）=15mm。da=d+2ha=1620mmdf= d1-2hf=1566mm4、 结构设计 以齿圈为例，采用腹板式。4 轴的设计4.1轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即dmin=A0。初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%-7%，两个键槽时，d增大10%-15%。A0 引用机械设计表153确定：高速轴A01=126,中间轴A02=120，低速轴A03=112。中间轴的轴径：d2min=A02=67.297mm，取为70mm。低速轴的轴径：d2min=（1+7%）A03 =1.07 x 99.809=106.796mm，取为110mm4.2 轴的结构设计4.2.1 高速轴的设计高速轴的轴径：d1min=（1+7%）A01=1.07 x 126 x =49.396mm，取为50mm。高速轴的装配方案如图4.2所示。 如图 4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图4.3所示。 如图 4.31、各轴段的直径的确定d11：最小直径，安装联轴器，根据所选用的联轴器，取d11=60mm。d12：h。h=0.07x60+(12)=5.26.2取h=5.5，则d12=60+2x5.5=71mmd13：滚动轴承处轴段，滚动轴承选用32315，其尺寸dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d13=75mm。d14：过渡轴段，取d14=85mm。d15：滚动轴承处轴段，d15=d13=55mm。d16：安装小锥齿轮出轴段，d15=50mm。2、各轴段长度的确定l11：根据联轴器的选择可知，半联轴器毂空的长度l=112，则l11=80l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定l12=80mm。l13：由滚动轴承确定l13=55mm。l14：由箱体结构，装配关系等确定l14=115mm。l15：由滚动轴承，挡油环等确定l15=85mm。l16：由小锥齿轮结构确定l16=110mm。4.2.2 中间轴结构设计1、各轴段的直径的确定d21：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选用32315，其尺寸dxDxTxB=75mmx160mmx58mmx55mm， 取d21=75mm。d22：密封处轴段，取d22=90mm。d23：安装低速级小齿轮轴段，取d23=100mm。d24：轴环，取d24=120mm。d25：安装大锥齿轮出轴段，d25=105mm。d26：密封处轴段，取d26=90mm。d27：滚动轴承处轴段，d26=d21=75mm。2、各轴段长度的确定l21：由滚动轴承确定l21=55mm。l22：由挡油环，装配关系确定l22=66mm。l23：由低速级小齿轮宽度决定l23=209mm。l24：轴环，l24=20mm。l25：由大锥齿轮结构确定l25=110mm。l26：由挡油环，装配关系确定l26=71mm。l27：由滚动轴承确定l26=55mm4.2.3 低速轴的结构设计1、各轴段的直径的确定d31：最小直径，安装联轴器，根据所选用的联轴器，取d31=110mm。d32：密封处轴段，由h=0.07x110+(12)=8.79.7取d32=120mm。d33：滚动轴承处轴段，滚动轴承选用30326，其尺寸dxDxTxB=130mmx280mmx73mmx58mm， 取d33=130mm。d34：过渡轴段，取d34=150mm。d35：轴环，取d35=180mm。d36：安装小大斜齿轮处轴段，d36=145mm。d37：滚动轴承处轴段，d37=d33=130mm。2、各轴段长度的确定l31：由联轴器结构尺寸决定l31=213mm。l32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系确定l32=108mm。l33：由滚动轴承 ，挡油环等确定l33=128mm。l34：由装配关系等确定l34=89mm。l35：轴环，l35=30mm。l36：由大斜齿轮结构确定l36=204mm。l37：由滚动轴承，挡油环等确定l37=114mm。3、以上三轴细这里只以中间轴为例进行校核。5 轴的校核5.1 轴的力学模型的建立5.1.1轴上力的作用点位置和支撑跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的32315轴承，从计算可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=43.25mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L=500mm（实际499.5mm）；低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L=179mm(实际179.25mm)；两齿轮的力作用点之间的距离L2=186mm（实际185.5mm）；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=135mm（实际134.75mm）。5.1.2绘制轴的力学模型图图5.1 轴的校核各图5.2 计算5.2.1计算轴上的作用力齿轮2：Ft=5980.494N F=Fa1= Ft tansin=5980.494.tan20.sin14.642=550.229N F=Fr1= Ft tancos=5980.494.tan20.cos14.642=2106.031N齿轮3：Ft3=2x1684417 /209.338=16092.280NF=Ft3=16092.280.tan20 /cos14o85”=6039.973NFa3=Ft3=4052.434N5.2.2 计算支反力1、垂直面支反力（XZ平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F=-1274974.320N.mmFRAV= -1274974.32 /(L1+L2+L3)=2549.949N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0，得：F =-1469896.630N.mmFRBV= -1469896.630/(L1+L2+L3)=-2939.793N，方向也向下。由轴上的合力0，校核：FRBV+ FRAV+Fr2-Fr3=0，计算无误。2、水平面支反力（XY平面）由绕支点B的力矩和=0，得：F=5972988.570 N.mmFRAH= 5972988.570/(L1+L2+L3)=11945.977N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和=0,得： F=4355338.110 N.mmFRBH= 4355338.110/(L1+L2+L3)=8710.677N，方向向下。由轴上的合力0，校核：Ft2+Ft3 - FRAH -FRBH =0，计算无误。3、A点总支反力FRA=12215.097NB点总支反力FRB=9193.381N5.2.3绘制转矩、弯矩图1、垂直面内的弯矩图参看图5.1。C处弯矩：M=FRAVL1=-2549.949X179=-456440.871 N.mmM=FRAVL1Fa3d/2=-880605.085 N.mmD处弯矩：M=FRBVL3+Fa2d2/2=231461.221 N.mmM=FRBVL3=-396872.055 N.mm2、水平面内的弯矩图参看图5.1。C处弯矩:：MCH=FRAHL1=-2138329.883 N.mmD处弯矩：MDH=FRBHL3=-1175941.860 N.mm3、合成弯矩图，参看图5.1。C处：M=21.865X10 N.mmM=2
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