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1730
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1730_带式输送机的机械传动装置,1730,输送,机械传动,装置
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南昌航空大学科技学院学士学位论文1目目 录录1 1 绪绪 论论.11.1 带式输送机的发展与现状 .11.2 国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势 .21.3 国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题：.31.4 我国煤矿用带式输送机的发展 .42 2传动装置的总体设计传动装置的总体设计 .62.1 拟定传动方案.62.2 选择原动机电动机.62.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配.92.4 算传动装置的运动和动力参数.103 3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 .123.1 减速箱外传动零件带传动设计.123.2 减速器内传动零件高速级齿轮设计.153.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计.203.4 轴的设计输入轴的设计.243.5 轴的设计输出轴的设计.273.6 轴的设计中速轴的设计.314 4 部件的选择与设计部件的选择与设计 .314.1 轴承的选择.314.2 输入轴输出轴键连接的选择及强度计算.324.3 滚动轴承的润滑和密封.344.4 联轴器和轴承端盖的选择.354.5 其它结构设计.354.6 箱体.38全文总结全文总结 40参考文献参考文献 .41致致 谢谢 .42南昌航空大学科技学院学士学位论文11 1 绪绪 论论现代工业发展导致能源消耗的激增，随之而来的是与工业生产相关的运输设备有了长足的进步。在带式输送机方面，随着运行阻力计算方法、动力学分析、高张力输送带设计、接头分析、清扫和监控技术、PLC 技术的应用，带式输送机以广泛应用在矿山、冶金、煤炭等部门，并在长距离输送机、转弯输送机、双向输送机、垂直提升输送机和气垫带式输送机等方面取得了新的发展。带式输送机由于具有长距离连续运输、运输量大、运行可靠、效率高和易于自动化等优点，现在国外高产高效矿井，顺槽可伸缩带式输送机主要参数一般为：运距为 120020003000M，带速为 3.54m/s，输送量为25003000t/h，驱动总功率为 15003000kw、最大达 11000kw。目前国产带式输送机的主要参数要比国外低得多，运行性能尤其是工作可靠性差距更大。 输送带是带式输送机的承载构件，带上的物料随带一起运行，根据需要物料可在输送机端部和中部位置卸下。输送带用旋转地托辊支撑，运行阻力小。带式输送机可沿水平和倾斜路线布置，在输送原煤时，设计向上的最大输送角一般为 1718；向下最大输送倾角一般为 1516。当采用花纹输送带加之采取其他相应措施上运倾角可高达 2829；下运倾角可达 2528。当采用某些特殊措施时，可实现更大的运输倾角，乃至垂直提升。 本课题的研究意义与目的在于，本课题所涉及的带式输送机为地面上运、长距离输送机，其所需要解决的主要问题在于软启动问题以及拉紧装置的选取，同时需要大工作量的计算，而且还需考虑多级驱动与功率平衡问题。11.11.1 带式输送机的发展与现状带式输送机的发展与现状长距离、大运量、高速是带式输送机的最新发展方向。与其他运输设备(如机车类)相比，带式输送机不仅具有长距离(单机长度可达 5000 米，而且可以实现多机进行串联搭接，运距可达 206km )、大运量、连续运输的特点，而南昌航空大学科技学院学士学位论文 2且运行可靠，易于实现自动化和集中控制，经济效益十分明显。带式输送机运行维护费用远远低于公路汽运方式，而且只要生产时间超过 5 年，带式输送机输送方式比公路汽运的总投资要小得多，所以在企业的生产过程中，凡能实现带式输送机输送的场合，一般都采用连续的带式输送机输送。与其他设备相比，带式输送机有以下优点： (1)输送物料种类广泛； (2)输送能力范围宽； (3)输送线路的适应性强； (4)灵活的装卸料，可以灵活实现一点或多点受料或卸料； (5)可靠性和安全性高； (6)费用低。1.21.2 国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势国外煤矿用带式输送机技术现状和发展趋势 国外对于长距离地面输送带式输送机的研究和使用较早，主要用于港口、钢厂、水泥厂、矿山等场合。带式输送机也是煤矿最为理想的高效连续运输设备，特别是煤矿高产高效现代化的大型矿井，带式输送机己成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。国外带式输送机技术的发展主要表现在三个方面：(1)带式输送机功能多元化、应用范围扩大化，如大倾角带式输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；(2)带式输送机本身的技术向长运距、大运量、高带速等大型带式输送机方向发展；(3)带式输送机本身关键零部件向高性能、高可靠性方向发展。在煤矿井下，由于受环境条件的限制，其带式输送机的技术指标要比地面用带式输送机的指标为低。国外通常使用的带式输送机的主要技术指标如表1.1 所示。1南昌航空大学科技学院学士学位论文 3表 1.1 国外带式输送机的主要技术指标国外 300-500 万 t/a 高产高效矿井主要参数顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）200030003000带速（m/s）3.5445，最高达 8输送量（t/h）2500300030004000驱动总功率（kw）1200200015003000，最大达 101001.31.3 国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题国内煤矿用带式输送机的技术现状及存在的问题：从 20 世纪 80 年代起，我国煤矿用带式输送机也有了很大发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品的开发都取得了可喜的成果，输送机产品系列不断增多，从定型的 SDJ, SSJ, STJ, DT 等系列发展到多功能、适应特种用途的各种带式输送机系列，但这一阶段的发展大都基于我国 70 年代前后引进带式输送机的变形和改进，主体结构没有大的变化。进入 90 年代后，随着煤矿现代化的发展和需要，我国对大倾角带式输送机、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机及长运距、大运量带式输送机及其关键技术、关键零部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，研制成功了软启动和制动装置以及 PLC 控制为核心的防爆电控装置。随着我国煤矿高产高效矿井的发展，煤矿井下带式输送机到目前己达到表 1.2 所示的主要技术指标。表 1.2 国内带式输送机的主要技术指标主要参数顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）200030004500带速（m/s）2.54.53-5南昌航空大学科技学院学士学位论文 4输送量（t/h）1500300020003000驱动总功率（km）900160015003000从表 1.1 和表 1.2 的比较可以看出，我国煤矿高产高效矿井配套国产带式输送机的水平基本达到了国际水平。目前，在带式输送机产品中，主要存在的问题但关键零部件的可靠性水平还有待于进一步提高。在煤矿井下，由于煤层和井下地质结构等原因，有时不得不采用下运带式输送机。由于下运方式对制动技术、可靠性、安全性等要求较高，在矿井开拓及运输方式设计时，大都尽量避免下运运输方式，这也是目前下运带式输送机应用较少的原因。11.41.4 我国煤矿用带式输送机的发展我国煤矿用带式输送机的发展（1）大型化、智能化 为了适应高产高效集约化生产的需要，带式输送机的运输能力要加大，控制自动化水平要提高，长运距、高带速、大运量、大功率是带式输送机今后发展的必然趋势。在今后的 10 年内，输送量要达到 40005000t/h，带速要提高到 6m/s，顺槽可伸缩输送机头部集中驱动要达到 3000 米，对于固定强力带式输送机要达到 5000 米，单机驱动功率 10001500KW,输送带要达到 PVG3150和 ST6000 以上。（2）提高关键零部件的性能和可靠性 设备开机率的高低主要取决于输送机关键零部件的性能和可靠性。而要提高关键零部件的性能和可靠性，除了进一步完善和提高现有零部件的性能和可靠性外，还要不断开发研究新的技术和零部件，如高性能可控软启动技术、动态分析与监控技术、高效储带装置、快速自移机尾、高寿命托辊等，使带式输送机的性能进一步提高。（3）扩大功能，一机多用化带式输送机是一种理想的连续运输设备，但目前其效能还没有充分发挥，资源有所浪费。如将带式输送机结构作适当修改，并采取一定的安全措施，就南昌航空大学科技学院学士学位论文 5可拓展到运人、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。（4）开发专用机种图型固定式带式输送机中国煤矿的地质条件差异较大，在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求，如弯曲、大倾角(25)直至垂直提升、长运距下运带式输送机等，而有些场合常规的带式输送机是无法满足要求的。为了满足煤矿井下的某些特殊要求，应开发满足这些特殊要求带式输送机，如波纹挡边输送机、管状带式输送机、平面转弯带式输送机、线摩擦多驱动带式输送机、大倾角上运带式输送机、打倾角下运带式输送机等。1南昌航空大学科技学院学士学位论文 62 2传动装置的总体设计传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.12.1 拟定传动方案拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。题目中给定以下传动方案如下图所示：图 2-1 带式运输机传动方案简图传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。2.22.2 选择原动机选择原动机电动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。 南昌航空大学科技学院学士学位论文 72.2.12.2.1 选择电动机类型和结构型式选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较 300 广的 Y 系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.22.2.2 确定电动机的功率确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率 wP由1中公式（2-3）得： 3/10002.2 101.5/10003.3wPFVKW设计题目给定：输送带拉力 F（N）= N 32.2 10输送带速度 V(m/s)=1.5 m/s 2. 计算电动机的输出功率dP根据文献1（机械零件设计指导关阳等编 辽宁科学技术出版）表 22 确定部分效率如下：弹性联轴器：（两个）99. 01滚动轴承（每对）：（共三对，两对减速器轴承，一对滚筒轴承）99. 02圆柱齿轮传动：（精度 7 级）98. 03传动滚筒效率：96. 04V 带传动效率：95. 0带得电动机至工作机间的总效率:南昌航空大学科技学院学士学位论文 8858. 095. 096. 098. 099. 099. 0323421带输送机效率:95. 096. 099. 042w电动机的输出功率：32.2 101.53.9510001000 0.95 0.858dwFVPKW 2.2.32.2.3 确定电动机的转速确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有，min/3000rmin/1500rmin/1000r，常选用或的电动机。min/750rmin/1500rmin/1000r1. 计算滚筒的转速wn工作机的转速：1000 601000 60 1.571.66 / min400wVnrD设计题目给定：滚筒直径 D=400mm输送带速度 V(m/s)=1.5 m/s2. 确定电动机的转速dn由参考文献1 V 带传动比范围为，所以总传动比合理范围为42i，故电动机转速的可选范围是：206总i(6 20) 71.66 / min429.96 1433.2 / mindnrr表 2-1 电动机性能电动机转速n/(r/min)方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速参考价格(元)参考重量（kg）1Y112M-4415001440230452Y132M1-64100096035073南昌航空大学科技学院学士学位论文 93Y132M2-65.5100096050084符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min由参考文献1中表 h11 查出有三种使用的电动机型号：表 2-1 中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定 2 方案，电动机型号为 Y132M1-6。其主要参数如下：表 2-2 电动机相关参数表 2-3 带式输送机相关参数2.32.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总mnwn传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地wmnni/niiiii 321分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 2.3.12.3.1 计算总传动比计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速960 / minmnr 可得总传动比：71.66 / minwnr960/13.471.66mwinn型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸尺寸D E中心高装键部位尺寸F GDY132M2-65.5kw960 r/min3.95kw38 80mm132mm10 41mm皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率1.5/sN32.2 10400m平稳连续16 小时8 年71.66r/min3.95kw南昌航空大学科技学院学士学位论文 102.3.22.3.2 合理分配各级传动比合理分配各级传动比由参考文献1中表 23，取带传动比，则一级减速器传3带i13.4i 动比。13.44.473iii减带表 2-4 传动比分配 总传动比电机满载转速带轮传动比为齿轮传动比为滚筒转速13.4i 960r/min=3vi=4.471i71.66 r/min2.42.4 算传动装置的运动和动力参数算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。2.4.12.4.1 0 0 轴（电机轴）输入功率、转速、转矩轴（电机轴）输入功率、转速、转矩3.95dPkW960 / minmnr 3.959550/955039.294960ddmTPnNm2.4.22.4.2 轴（高速轴）输入功率、转速、转矩轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 013.95 0.953.75IddPPPKW带 1/960/3320 / minmnnir带 0139.294 3 0.95112IdTTiNm 带南昌航空大学科技学院学士学位论文 112.4.32.4.3轴（低速轴）输入功率、转速、转矩轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 12233.75 0.99 0.983.64IIIIPPPKW 211320/71.6 / min4.37nnir 112112 4.77 0.99 0.98518.3IIITT iNm 2.4.42.4.4轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 122.14 0.99 0.993.56IIIIIPPKW 3271.6 / minnnr 12518.3 0.99 0.99508IITTNm 各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表表 2-5：表 2-5 各轴运动和动力参数轴名功率 P (/kw)转矩 T（N/ m）转速 n (r/min)传动比 i效率电机轴3.9539.29496030.95轴3.751123204.770.97轴3.64518.371.6滚筒轴3.5650871.610.98注：各轴输出是依据该轴输入乘以该轴承效率得出，一对滚动球轴承效率取0.99.南昌航空大学科技学院学士学位论文 123 3 传动零件的设计计算传动零件的设计计算3.13.1 减速箱外传动零件减速箱外传动零件带传动设计带传动设计 3.1.13.1.1 带传动设计要求带传动设计要求(1) 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。(2) 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。(3) 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。3.1.23.1.2 V V 带传动设计计算带传动设计计算(1) 确定计算功率由2中表 8-7 查得工作情况系数1 . 1AK由2中公式 8-21：dAcaPKP 1.1 3.954.34caAdPK PkW(2) 选择 V 带的带型根据及,由2中图 8-11 选用 A 型4.34caPkW960 / minmnr(3) 确定带轮的基准直径并验算带速ddv初选小带轮的基准直径1dd由2中表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径1112ddmm验算带速v按2中公式 8-13 验算带的速度南昌航空大学科技学院学士学位论文 1313.14 112 9605.63/60 100060 1000dd nvm s因为,故带速合适。smvsm/25/5计算大带轮的基准直径。根据2中公式 8-15a 计算大带轮的基准直径2dd 213 112336dddidmm 由2中表 8-8 取2355ddmm(4) 确定 V 带的中心距和基准长度 0adL根据2中公式 8-20，,2102127 . 0ddddddadd初定中心距mma5000由2中公式 8-22 计算所需的基准长度 02122100422addddaLddddd2355 1122 500112355176324 500mm由2中表 8-2 选带的基准长度1800dLmm计算实际中心距a由2中公式 8-23 计算001800 1763500518.522ddllaamm(5) 验算小带轮上的包角1根据2中公式 8-25 计算：12157.357.3180180355 112153.1590518.5dddda(6) 计算带的根数 z计算单根 V 带的额定功率rp由和,查2中表 8-4a 并用插值法得1112ddmm960 / minmnr01.58Pkw南昌航空大学科技学院学士学位论文 14根据和 A 带查2中表 8-4b 并用插值法得960 / min3mnri、00.12Pkw查2中表 8-5 得，查2中表 8-2 得,0.93K1.01LK 于是由2中公式 8-26：LArcKKPPPKPPz0000(1.580.12) 0.93 1.011.6rLPPP K KkW计算 V 带的根数 z 4.342.71.6crPzP 取 3 根(7) 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0F根据2中公式 8-27： 2min05 . 2500)(qvzvKPKFc 22.50.932.645000.1 5.63135.170.93 3 5.63N 其中 q 由2中表 8-3 得 A 型带，应使带的实际初拉力。0.1/qkg m 00minFF(8) 计算压轴力压轴力的最小值由1中公式 8-28 得： 10minmin153.152sin2 3 135.17 sin788.8622pFz FN (9) 带轮结构设计 查2中表 8-10 得大、小带轮总宽度：2 152 948Bmm V 型带传动相关数据见表 3-1。南昌航空大学科技学院学士学位论文 15表 3-1 V 型带传动相关数据计算功率（kwcP）传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）2.6435.63A3135.17788.86小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包角112355518.5180048153.1503.23.2 减速器内传动零件减速器内传动零件高速级齿轮设计高速级齿轮设计3.2.13.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：(1) 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动(2) 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表 10-8，选择 7 级精度（GB10095-88）(3) 材料 由2中表 10-1 选择：两者材料硬度差为 40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS大齿轮 45 钢 调质 硬度 240HBS(4) 试选择小齿轮齿数 241z大齿轮齿数 2114.7724114.5ziZ 取 齿数比2115z 114.77ui南昌航空大学科技学院学士学位论文 163.2.23.2.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计(1) 确定公式内各计算数值试选载荷系数3 . 1tk小齿轮转矩664112.289.55 109.55 106.8 10320IPTN mmn由文献2中表 10-6 查得材料弹性影响系数218 .189 MPazE齿宽系数：由文献2中表 107 知齿宽系数1d由文献2中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。MPaH6001limMPaH5501lim计算应力循环次数8116060 320 11 8 300 52.304 10hNnj L 882112.304 10/0.65 103.53NNu由文献2中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 90. 01HNK95. 02HNK计算接触疲劳许应力取失效概率为 1% 安全系数 S=1由文献2中式 10-12MPaSKHHNH54060090. 01lim11MPaSKHHNH5 .52255095. 02lim22(2)计算 试算小齿轮分度圆直径 td1南昌航空大学科技学院学士学位论文 17 3221111132. 2HEdttZuuTKd2431.3 6.8 103.53 1189.82.3213.53522.557.18mm计算圆周速度 v1157.18 3200.96/60 100060 1000tdnvm s计算齿宽 b 11 57.1857.18dtbdmm 计算齿宽与齿高比hb模数 1157.182.28725ttdmZ齿高 2.252.25 2.2875.146thm57.1811.115.146bh 计算载荷系数据，7 级精度。由图 10-8 查动载荷系数，直齿轮0.96/vm s1.04vK ，由文献2中表 10-2 查得使用系数，由文献2中表1FHKK1AK10-4用插入法查得 7 级精度、小齿轮相对非对称布置时：2231.120.18(1 0.6)0.23 10HddKb31.120.18 1.60.23 1057.181.42由，在文献2中查图 10-13，得 ，故载11.11hb1.42HK35. 1FK南昌航空大学科技学院学士学位论文 18荷系数。1 1.04 1 1.421.4768AvHHKK K KK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式 10-10a 得 ： 33111.476857.1859.661.3ttKddmmK 计算模数 m 1159.662.38625dmmmZ3.2.33.2.3 按齿根弯曲强度计算按齿根弯曲强度计算(1) 确定公式内各计算数值 由文献2中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限。MPaFE3802 由文献2中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，。85. 01FNK88. 02FNK 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式 10-124 . 1S MPaSKFEFNF57.3034 . 150085. 0111 MPaSKFEFNF86.2384 . 138088. 0222 计算载荷系数 K1 1.04 1 1.351.404AvFFKK K KK 查取齿形系数由2中表 10-5 查得：，。62. 21FaY22.21FaY 查取应力校正系数由2中表 10-5 查得：，。59. 11SaY21.78SaY计算大小齿轮的南昌航空大学科技学院学士学位论文 19 013723. 057.30359. 162. 2111FSaFaYY2222.21 1.780.016469238.86FaSaFYY大齿轮的数值大(2) 设计计算413322122 1.404 6.8 100.0164691.71361 25FaSadFY YKTmmmZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，m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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 1.7136 并根据 GB1357-87 就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径。2m 159.66dmm算出小齿轮的齿数： 圆整取301159.6629.832dzm1z 大齿轮的齿数 圆整取23.53 30105.9z 2106z 实际传动比：1063.53330i 传动比误差： 允许3.5333.53100%0.085%5%3.53i 3.2.43.2.4 高速级齿轮几何尺寸计算高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 1130 260dz mmm22106 2212dzmmm 中心距602121362amm表 3-2 高速级齿轮设计几何尺寸及参数南昌航空大学科技学院学士学位论文 20齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮3060556460大齿轮20213635410621220721655 齿轮宽度 取 160dbdmm160Bmm255Bmm圆周力：411122 6.8 10226760tTFNd径向力：11tan202267tan20825.12rtFFN3.33.3 减速器内传动零件减速器内传动零件低速级齿轮设计低速级齿轮设计3.3.13.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择 7 级精度（GB10095-88） 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS大齿轮 45 调质 硬度 240HBS 选择小齿轮齿数 263z大齿轮齿数 圆整取694232.62 2668.12zi Z4z 3.3.23.3.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计(1)确定公式内各计算数值试选载荷系数 3 . 1tk南昌航空大学科技学院学士学位论文 21小齿轮传递的扭矩55523295.5 1095.5 102.212.33 1090.65PTN mmn由2中表 10-6 查得材料弹性影响系数218 .189 MPazE由2中表 10-7 选取齿宽系数1d由2中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 MPaH6003lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5504lim 由2中式 10-13 计算应力循环次数7326060 90.65 11 8 300 56.53 10hNnj L 773426.53 102.5 102.62NNu 由2中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 94. 03HNK98. 04HNK 计算接触疲劳许应力取失效概率为 1% 安全系数 S=1由2中式 10-12MPaSKHNH56460094. 03lim33 MPaSKHNH53955098. 04lim44(2)计算 计算小齿轮分度圆直径，代入td3 2H3242233132. 2HEdtZuuKTd 2531.3 2.33 102.62 1189.82.3212.6253986.54mm南昌航空大学科技学院学士学位论文 22 计算圆周速度 3286.54 90.650.41/60 100060 1000tdnvm s 计算宽度 b 31 86.5486.54dtbdmm 计算齿宽与齿高比nb模数 m 3386.543.3326ttdmmmZ齿高 2.252.25 3.337.5thmmm86.5411.547.5bh 计算载荷系数据 7 级精度。由2中图 10-8 查动载荷系数；0.41/vm s01. 1vK直齿轮。由2中表 10-2 查得使用系数。1FHKK1AK由2中表 10-4 用插入法查得 7 级精度、小齿轮相对非对称布置时 bKddH3221023. 0)6 . 01 (18. 012. 131.120.18 1.60.23 1086.541.4279由 查2中图 10-13 得 11.54bh1.4279HK4 . 1FK故载荷系数1 1.01 1 1.42791.442AvHHKK K KK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式 10-10a 得33331.44286.5489.581.3ttKddmmK 计算模数 m 3389.583.4526dmmmZ南昌航空大学科技学院学士学位论文 233.3.33.3.3 按齿根弯曲强度计算按齿根弯曲强度计算（1）确定公式内各计算数值 由2中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿MPaFE5003轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 由2中图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 95. 03FNK98. 04FNK 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式 10-124 . 1S MPaSKFEFNF29.3394 . 150095. 0333 MPaSKFEFNF2664 . 138098. 0444 计算载荷系数 K 414. 14 . 1101. 11FFVAKKKKK 查取齿形系数由2中表 10-5 查得 6 . 23FaY42.18FaY 查取应力校正系数由2中表 10-5 查得 595. 13SaY41.79SaY计算大小齿轮的 FSaFaYY 012223. 029.339595. 16 . 2333FSaFaYY4442.18 1.790.014669266FaSaFYY大齿轮的数值大（2）设计计算 5322122 1.414 2.33 100.01466992.41671 26FaSaFY YKTmmmdZ南昌航空大学科技学院学士学位论文 24根据2中表 101 就近圆整为标准值2.5mmm计算小齿轮齿数 圆整取3389.5835.82.5dZm336Z 计算大齿轮齿数 圆整取42.62 3694.32Z 495Z 实际传动比：952.6436i 传动比误差： 允许2.642.62100%0.76%5%2.62i 3.3.43.3.4 低速级齿轮几何尺寸计算低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 3336 2.590dZmmm4495 2.5237.5dZmmm 中心距34290237.5163.7522ddamm 齿轮宽度 31 9090dbdmm 390Bmm485Bmm表 3-3 低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮369083.759590大齿轮202.5163.752.6495237.5231.25242.5853.43.4 轴的设计轴的设计输入轴的设计输入轴的设计3.4.13.4.1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为 40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力南昌航空大学科技学院学士学位论文 25根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 2.28IPKW输入轴的转速 1320 / minnr输入轴的转矩 46.8 10TN m圆周力：411122 6.8 10226760tTFNd径向力：11tan202267tan20825.12rtFFN3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为 45 号钢，调制处理，根据2中表15 3，取1120A 33min02.2811221.55320IPdAmmn3.4.23.4.2 初步设计输入轴的结构初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将min21.55dmm装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取25AdmmB 段直径为。35Bdmm初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定） 。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深35Bdmm沟球轴承 6307（参考文献3） ，其尺寸为，为防止箱内35 80 21dDB润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：。5056DEFdmmddmm、由于轴承厚度为 21mm，根据4中图 5.3 挡油板总宽度为 18mm 故，根据箱座壁厚，取 12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离mmllHC39，则取，根据4中图 5.3，而挡油板内测与箱体内壁取12mm122 南昌航空大学科技学院学士学位论文 263mm，故。根据参考文献1表 3-1 知中间轴的两齿轮间的距mmlG9312离，估取，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为15101mm101，因，。mm122 390Bmm255Bmm160FBlmm故。55601290 1012 126033994.522Dlmm 设计轴承端盖的总宽度为 45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） ，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为 30mm，故。根据根据带轮宽度可确定mmlB7548Almm图 3-1 输入轴结构简图3.4.33.4.3 按弯曲合成应力校核轴的强度按弯曲合成应力校核轴的强度（）计算支座反力H 面0Am1(16267.5)162109.50BHrpRFF1162109.5162 825.12 109.5 788.86958.821816267.5229.5rpBHFFRN 0xF01AHBHprRRFF1958.8218788.86825.12922.5618AHBHprRRFFNV 面 南昌航空大学科技学院学士学位论文 27 11622267 1621600.24229.5229.5tAVFRN（）计算 H 面及 V 面的弯矩，并作弯矩图H 面DA 段： ( )788.86HpMxF xx(0109.5)x当时，在 D 处0x0HDM当时，在 A 处109.5x 922.5618 109.5101020.517HAMNmmBC 段： ( )958.8218HBHMxRxx(067.5)x当时，在 B 处0x0HBM当时，在 C 处67.5x 958.8218 67.564720.47HCMNmmV 面0VBVAVDMMM1600.24 162259238.88VCAVMRxNmm （）计算合成弯矩并作图 0BDMM101020.517AMNmm222264720.47( 259238.88)267200CHCVCMMMN mm （）计算并作图T0.3 68 100020400ITNmm（5）校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即 C 截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表 15-1 查得，轴弯曲疲劳极限3 . 0aMPa3351结论：2222132672002040015.263350.1 56CIcaMTMPaMPaW强度足够。南昌航空大学科技学院学士学位论文 283.53.5 轴的设计轴的设计输出轴的设计输出轴的设计3.5.13.5.1 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 33min032.1411244.2934.6IIIPdAmmn1、确定轴的材料输出轴材料选定为 45 号钢，锻件，调质。2求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 2.14PKW输出轴的转速 334.6/ minn 输出轴的转矩 III591.96TN m43422 591.964984.926237.5 10IIItTFNd44tan204984.926tan201814.4rtFFN.初步确定轴的最小直径 33min032.1411244.2934.6IIIPdAmmn3.5.23.5.2 初步设计输出轴的结构初步设计输出轴的结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径与gd联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 查表 14-1，考虑到转矩变化很小故取，则：1TKTAca3 . 1AK1.3 591.96769.548caAIIITK TNmNm南昌航空大学科技学院学士学位论文 29初选联轴器按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003,选用型caT号为 LX3 的 Y 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径1250Nm,故取半联轴器长度。 45gdmm45gdmm112Lmm3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 图 3-4 输出轴结构简图4轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的，由于 g 段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为45gdmm了使联轴器以轴肩定位，故取 f 段直径为。70fdmm初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定） 。参照工作要求并根据，由轴承产70fdmm品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 61915（参考文献3） ，其尺寸为，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，75 105 16dDB故。87ddmm由于轴承厚度为 16mm，挡油板总宽为 18mm 故，根据两齿轮中34elmm心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为 12mm，而挡油板内测与箱体内壁取 3mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm，综上得出，。取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,圆柱齿轮49almm82blmm之间的距离 c=20mm,再根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出。96dlmm南昌航空大学科技学院学士学位论文 30设计轴承端盖的总宽度为 44mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） ，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为 30mm，故。mmlf745按弯曲合成应力校核轴的强度（1）绘制空间受力图（2）作水平面 H 和垂直面 V 内的受力图，并计算支座反力H 面 0Bm4821814.4 82576.67258258rAHFRN 41814.4576.671237.73BHrAHRFRNV 面 4824984.926 821584.36258258tAVFRN44984.926 1584.363400.566BVtAVRFRN（3）计算 H 面及 V 面内的弯矩，并作弯矩图H 面0HBHAMM8282 576.6747286.94HCAHMRNmm V 面0VBVAMM8282 1584.36129917.52VCAVMRNmm（4）计算合成弯矩并作图0BAMM 2222( 47286.94)129917.52138260CHCVCMMMNmm（5）计算并作图T0.6 591.96 1000355176TNmm（6）校核轴的强度南昌航空大学科技学院学士学位论文 31按弯矩合成强度条件，校核危险点即 C 截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表 15-1 查得，轴弯曲疲劳极限3 . 0aMPa3351所以，2222131382603551767.43350.1 80CIIIcaMTMPaMPaW强度是足够的。3.63.6 轴的设计轴的设计中速轴的设计中速轴的设计（1）中速轴的功率 2.21PKW中速轴的转速 290.65/ minn 中速轴的转矩 232.88TN m（2）初步确定轴的最小径33min022.2111232.4890.65PdAmmn中因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为 6407 的深沟球轴承，其尺寸为。根35 100 25dDB据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。 。南昌航空大学科技学院学士学位论文 324 4 部件的选择与设计部件的选择与设计4.14.1 轴承的选择轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合4.1.14.1.1 输入轴轴承输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命825.12PN1320 / minnr。8 1 300 512000hLh 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值133666060 320 12000825.125.0581010hn LCPkN按照3 表 22-1 选择的 6007 轴承。 10.5CkN4.1.24.1.2 输出轴轴承输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；1814.4PN轴承承受的转速 334.6 / minnr轴承的预期寿命 8 1 300 512000hLh 2.轴承型号的选择南昌航空大学科技学院学士学位论文 33求轴承应有的基本额定动载荷值333666060 34.6 120001814.45.31010hn LCPkN按照3 表 22-1 选择的 6015 轴承。33.2CkN4.1.34.1.3 中间轴轴承中间轴轴承1.轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；799.64PN轴承承受的转速 290.65 / minnr轴承的预期寿命 8 1 300 512000hLh 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值233666060 90.65 12000799.643.221010hn LCPkN按照3表 22-1 选择的 6007 轴承.10.5CkN4.24.2 输入轴输出轴键连接的选择及强度计算输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮 1 的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择 A 型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表 6-1 选25dmm择键。键长根据皮带轮宽度 B=48 选取键的长度系列取键长 L=40。8 7bh 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表 6-2 查得许用及压应力取平均值。键的工作长度 MPap120100 MPap110，键与轮毂键槽的接触高度40832lLbmm0.50.5 73.5Khmm由2中式 6-1 得，强度足够。332102 68 1048.573.5 32 25ppTMPaK l d 南昌航空大学科技学院学士学位论文 342、输出轴键连接 输出轴与齿轮 4 的键连接选择键连接的类型与尺寸一般 8 级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型） 。据，由2中表 6-1 选择80dmm键。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。22 14bh85Bmm70Lmm 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表 6-2 查得许用及压应力取平均值。键的工作长度 MPap120100 MPap110，键与轮毂键槽的接触高度702248lLbmm0.50.5 147Khmm由2中式 6-1 得，强度足332102 591.96 1044.047 48 80ppTMPaK l d 够。 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准 GB/T 5014-T85。选用 LX3 型弹性联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径1250Nm。145dmm 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器 Y 型轴孔，轴孔长度45dmm145dmm选取 A 型普通平键。112Lmm14 9 100bhL 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表 6-2 查得许用及压应力取平均值。键的工作长度 MPap120100 MPap110，键与轮毂键槽的接触高度。100 1486lLbmm0.50.5 94.5Khmm由2中式 6-1 得，强度足够。332102 591.96 1067.984.5 86 45ppTMPaK l d 南昌航空大学科技学院学士学位论文 354.34.3 滚动轴承的润滑和密封滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度,轴承内径和转速乘积12/vm s时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑min/1025rmmdn脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环。4.44.4 联轴器和轴承端盖的选择联轴器和轴承端盖的选择4.4.14.4.1 联轴器的选择联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移。根据以上的计算选择 LX3 型弹性柱销联轴器。4.4.24.4.2 轴承端盖的选择轴承端盖的选择根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。4.54.5 其它结构设计其它结构设计4.5.14.5.1 通气器的设计通气器的设计通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。其结构基本如下：南昌航空大学科技学院学士学位论文 36图 4-1 通气器结构图4.5.24.5.2 吊环螺钉、吊耳及吊钩吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。图 4-2 吊耳吊钩结构图4.5.34.5.3 启盖螺钉启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。图 4-3 启盖螺钉结构图4.5.44.5.4 定位销定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。南昌航空大学科技学院学士学位论文 37图 4-4 定位销4.5.54.5.5 油标油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。 图 4-5 油标4.5.6 放油孔及螺塞放油孔及螺塞在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照
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