毕业论文终稿-上运机驱动及拉紧装置的设计与计算（送全套CAD图纸 资料打包）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要上运机是一种利用连续运动的无端输送带向上输送工程物料的带式输送机。输送带根据摩擦传动原理而运动，既是承载货物的构件，又是传递牵引力的构件。带式输送机输送能力大，输送距离长，结构简单，工作可靠，操作管理简单,能量消耗少。因而被广泛地运用于矿山、冶金、铸造、化工等行业的输送和生产流水线以及水电站建设工地。本文以煤矿作业为背景，对此工况下所要求的上运机进行了设计与计算。针对实际生产中对上运机结构的要求，从整体结构出发，对整个装置中的驱动装置和拉紧装置进行设计与计算。其中驱动装置的设计，选择电动机减速器作为驱动设备，由电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。而拉紧装置则选择液压系统来对整个装置进行拉紧，设计了液压系统，并对主要元件进行了计算与选择。同时也对装置中的制动部分和辅助部件如清扫装置做了必要的选择。关键词上运机；输送带；减速器；液压拉紧下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763ABSTRACTTHEUPTRANSMISSTIONMACHINEISONEKINDOFTHEMACHINESWHICHTRANSPORTTHEGOODSUPSIDE,ITISALSOONEOFTHEMACHINESTHATAREUSEDMOSTWIDELYITISWIDELYUSEDINTHEPLACEOFMINEANDSOONBUTITREQUESTSDIFFERENTLYINEVERYPART,ANDTHISARTICLEISTOTHEREQUESTSINTHEINDUSTRYOFTHEMINETHISARTICLEBRIEFLYINTRODUCETHESTRUCTUREANDITSCHARACTERISTICOFTHEUPTRANSMISSIONMACHINE,FACINGTHEPROBLEMOFTHEREQUESTOFEQUIPMENTANDTHEREQUESTOFTHEDRIVING、TENSING、STOPPINGINTHEWORKINGTHEARTICLEGIVESTHEDESIGNANDCALCULATIONOFTHEDRIVEEQUIPMENTANDTHETENSEEQUIPMENT,INTHEDESIGNOFTENSEEQUIPMENT,HEREWECHOOSETHEHYDRAULICSYSTEM,INORDERTOBETTERTHEDESIGNATIONBESIDES,THISARTICLEALSOTAKESASIMPLEELUCIDATIONOFTHESTOPEQUIPMENTANDTHEASSISTANTEQUIPMENTTHISDESIGNMAINLYDESIGNTHESTRUCTUREOFTHEDECELERATER,ANDGETALLTHEMAINPARAMETERTHATNEEDED,ALSOITDESIGNTHETENSEEQUIPMENTTHATCONTROLLEDBYTHELIQUIDPRESSURESYSTEM,ANDGIVEADETAILEDANALYSISOFITSWORKINGPRINCIPLETHISDESIGNSMAINCHARACTERISTICISSAVETHEINVESTMENTANDCONVENIENTCONTROLKEYWORDSUPTRANSMISSTIONMACHINETRANSMISSTIONBELTDECELERATERHYDRAULICSYSTEMI目录1绪论111序言112概述113设计思路22输送机构整体设计321输送带材料选择322传动装置倾角选择323上托辊选择424传动滚筒的选择43主参数及初步设计计算531带速选择532输送能力计算533胶带运动阻力的计算534胶带张力计算及强度垂度校核735圆周牵引力及功率的计算84驱动装置的设计和计算941电动机的计算与选择9411电动机的选择和计算9412确定电动机转速9413电机的选择1042减速器的设计与计算10421计算传动装置的传动比、动力参数11422减速器结构的设计12423传动零件的设计与计算13424轴的设计计算与校核22425滚动轴承的选择26426键的选择及强度校核28427联轴器的选择与计算29428减速器附件设计2943减速器的密封和润滑305拉紧装置的设计与计算3251总体结构3252液压系统32II53液压元件的计算与选择34531液压缸的设计计算34532液压泵计算与选择37533阀类及辅助元件的选择38534电动机的选择3954液压系统性能验算39541液压系统压力损失的验算3955几个问题的讨论4056小结416制动、辅助装置的设计与选择4261制动装置42611逆止器工作原理42612逆止器的安装42613逆止器的润滑与保养4262辅助设备42621输送带清扫装置42结论44致谢45参考文献46附录47附录147附录2买文档送全套图纸扣扣41495160551IIIIVVVIVII11绪论11序言毕业设计是培养我们理工科学生的一个实践性教学环节，也是最后一个教学环节，它是在我们学完了全部基础课、技术基础课及专业课后，并在一些课程设计基础上，到工厂进行参观实习，搜集原始资料之后，进行的一次大规模基本知识和基本技能的全面的、系统的设计。设计的主要目的培养我们综合应用所学基本知识和基本技能去分析和解决专业范围内的一般工程技术问题的能力，培养我们建立正确的设计思想、掌握工程设计的一般程序、规范和方法，培养我们收集和查阅资料和运用资料的能力。通过毕业设计，进一步巩固、扩大和深化我们所学的基本理论、基本知识和基本技能，提高我们设计、计算、制图、编写技术文件，正确使用技术资料、标准手册等工具书的独立工作能力。通过毕业设计，培养我们严肃认真、一丝不苟和实事求是的工作作风，树立正确的生产观、经济观和全局观，从而实现我们向工程技术人员的过渡，同时学会掌握调查、研究、收集技术资料的方法。在制造业信息化环境中，工艺设计是生产技术准备工作的第一步，工艺规程是进行工装设计制造和决定零件加工方法与加工路线的主要依据，它对组织生产、保证产品质量、提高劳动生产率、降低成本、缩短生产周期及改善劳动条件等都有直接的影响，是生产中的关键。工艺知识是制造业中重要的知识资源之一，是理论中的产品变为实际产品的基础资源，它对保证产品质量以及提高企业经济技术效益具有十分重要的作用。随着国民经济的发展，工程机械的应用越来越多，因为工程机械能够代替工人从事重体力劳动。使用工程机械的优点有很多，如工程机械的适应能力很强，一般不受气候影响，工程机械可以不需要休息，工作效率高，工程机械动力强劲等。但是工程机械一只注重实用性，而舒适性大都会被忽略。而由于社会的进步，国家对工人的工作条件日益关注工人在工作条件恶劣的情况下，一般工作效率都比的低，所以开发一些能改善工人工作条件的产品是很有必要的。而本课题也正是从这一方面考虑的。当前，社会经济正从工业经济向知识经济转变，知识正在成为生产力要素中最活跃、最重要的部分。相信通过这次设计，能够使自己的知识积累达到了一个新的层次12概述带式输送机是当代最为得力的输送设备之一，在整个输送机范畴中，它是应用最为广泛的一种设备。随着国民经济的不断发展,多种类型的带式输送机广泛的运用于矿山、冶金、铸造、化工、粮食等行业的各种场合。近年来由于带式输送机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提高，对制造设计带式输送机提出了更高的要求，特别是在一些大型的生产流水线上，带式输送机承担了很重要的工作任务。这些带式输送机对传输距离和速度，精度比有较高的要求。目前我国已编制了统一的DT型固定带式输送机新2系列，包括了原通用型和高强度型两大系列。为了更好地适应不同工作条件和要求，近年来出现了一些新型的特种带式输送机，如波纹挡边带式输送机，双带输送机，气垫带式输送机，管型带式输送机等。它们之中，有的可在大倾角或垂直方向上输送物料，有的在输送段呈管形，避免扬尘，展现了很好的应用前景。近15年来，国外对带式输送机相关理论的研究取得了很大进展，带式输送机主要部件的技术性能也明显提高，为带式输送机向长距离、大型化方向发展奠定了基础。随着对长距离带式输送机的可靠性和经济性要求的不断提高，其设计观点也在逐步发展。先进的设计观点，是以国际标准ISO5048和德国工业标准DIN22101为基础，设法减小运行阻力，合理确定输送带的安全系数，采用可控起、制动装置平稳起、制动，利用输送带粘弹性理论进行动态分析，对输送机进行工况预测和优化。13设计思路根据工况以及设计要求，确定以下方案驱动装置根据工况以及设计要求，考虑成本，选择电机减速器作为驱动装置，由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。拉紧装置为了更好的控制整个输送机所需的拉紧力，提高输送机工作的效率，选择了液压拉紧装置来优化使用机械拉紧所带来的不足。制动装置根据工况，考虑整个装置的结构以及成本，选择带式逆止器作为制动装置，该装置的特点是结构简单，造价低。辅助装置在进行清扫装置的选择时，考虑环境因素，选择了在国外得到广泛应用的篦子式刮板清扫装置。32输送机构整体设计设计一台用于煤矿输送煤矿石的输送机其已知工作参数为1输送长度为I50M2运输生产率Q250T/H3带宽B1000MM4输送物料为煤矿石5工作环境为潮湿21输送带材料选择输送带用来传递牵引力和承放被运货物，它贯穿于输送机的全长,用量大,主要采用橡胶带,胶带的价格比较贵,在输送机成本中占很大的比重。主要包括织物芯橡胶带钢绳型橡胶带其中使用最为广泛的是织物芯橡胶带表21织物芯橡胶带覆盖胶推荐厚度覆盖胶厚度物料特性物料名称上胶层下胶层堆积密度2T/M,中小粒度或磨损性小的物料煤焦炭白云石白石灰烧结混合料沙等3015堆积密度2T/M,块度200MM,磨损性较大的物料破碎后的矿石选矿产品各种岩石等4515堆积密度2T/M,磨损性大的大块物料大铁铁矿石油母页岩6015根据输送机类型、结构以及工况，考虑经济成本，选择织物芯橡胶带。胶带的主要参数如下长100M宽1M帆布层数3层接头方式机械方式接头，铆钉固定的夹板式22传动装置倾角选择上运机的倾角随不同的被运物料而定。若倾角过大，会因被运物料与输送带之间摩擦力不足，引起物料下滑而降低输送能力。4表22上运机的最大倾角物料名称块煤1518焦炭（块粒）2021焦炭（粉粒）1820矿石（块度均匀）1416矿石（块度不均）1620根据工况及输送的物料，选择传动装置的倾角为15度。23上托辊选择上托辊作用是支撑输送带及带上物料，减小输送带的垂度，使其能平稳运行。主要有槽型托辊，平行托辊，缓冲托辊等。槽型托辊主要用于输送散粒物料的带式输送机上分支，使输送带成槽型，以便于增大输送能力和防止物料向两边撒漏。而平行托辊和缓冲托辊主要用于输送件货。为了提高整个机械设备的输送能力，以及避免输送物料过程中的漏损，选择组合式槽型托辊来支持物料的运输。此托辊结构由三个短的托辊组合而成，形成槽型以避免漏料和提高机械设备的输送能力，槽角成30度。槽型托辊的主要参数如下型号33205托辊直径108MM轴承尺寸D25MMD52MMB22MML1200MM图21槽型托辊结构图24传动滚筒的选择传动滚筒借助其表面与输送带间的摩擦传递牵引力。传动滚筒有光面与胶面两种。采用胶面可增大摩擦系数，对防止输送带跑偏也有一定作用。在功率不大，环境湿度小的情况下采用光面滚筒，当环境潮湿，功率较大，容易打滑时则采用胶面滚筒。传动滚筒直径有500，630，800，1000MM等可按带宽选用。见表235表23传动滚筒直径D带宽/50065080010012001400D/500500630500100063010008001000根据输送带带宽及本设计的输送机功率不大，故仅选用单滚筒驱动。滚筒的参数如下钢板焊接结构1光面滚筒2滚筒直径D630MM3滚筒轴直径D84MM63主参数及初步设计计算31带速选择带速对上运机的尺寸，自重，造价和工作质量都有很大影响。增加带速，可使上运机在同样输送能力条件下采用较小的带宽，而输送带线载荷减小，张力随之降低，可以采用强度较低的价格较廉的输送带。带速的增加，则驱动装置的尺寸和质量都相应减小。因此，提高带速，减小带宽有很大的经济价值。但增加带速可能在输送扬起粉尘，造成被运物料破损，还会在装载段，清扫段等处增加对输送带地磨损。所以，选定带速要考虑以下因素被运输物料的特性带式输送机的布置和卸料方式带速与输送能力和带宽的匹配表31带速推荐值（M/S）带宽M/S500、650800、10001200、400无磨损性或磨损性小的物料（如煤等）082510401050有磨损性的中小块物料（如矿石，炉渣）0820102510315有磨损性大的物料（如大块矿石）081610201025根据生产率和装卸物料的速度，选择带速V1M/S32输送能力的计算本设计输送物料为散料，输送能力可按下式计算/QTH式31360AKV式中横型输送带物料堆积的最大截面积由机械手册查得A0067A倾角系数由机械手册取091K带速已选择带速为V1M/SV物料堆积密度由机械手册查得此处为315/TM将上述已知条件代入式31，解得300T/HQ33胶带运动阻力的计算7图中12段为运送货载段，胶带在这一段托辊上所遇到的阻力，为重段运行阻力，用表示，34段为回空段，胶带在这一段的阻力为空段运行阻力，用表示。在一般ZHWKW情况下，重段和空段的运行阻力可以分别表示如下式32SINCOSLQLQDGDZH式33IDK式中输送机的倾角（度），此处为15度；输送机的长度（米），此处为ML48250R槽形托辊阻力系数，由机械手册查得，此处为003；平形托辊阻力系数，由机械手册查得，此处为0025；每米长的胶带上的货载重量（公斤/米），由机械手册，得此处为69公斤/米；Q每米长的胶带自重（公斤/米），普通帆布胶带每米长度的重量可按下式计算D式34121IBQD式中11胶带的平均容重（吨/立方米）；B胶带的宽度（米），此处为1；胶带帆布间层数，由机械手册查得，此处选为3；I一层帆布层的厚度（毫米），由机械手册查得，此处选为125；胶带上保护层厚度，此处为3MM；1胶带下保护层厚度，此处为1MM。2将上述已知条件代入式34，解得公斤/米58DQ、托辊转动部分的重量，分别按下面的公式计算GQ式35GLG式36“GLQ式中、分别为每组上、下托辊转动部分重量（公斤），由机械手册查得，GG此处它们分别为22公斤和17公斤；图31输送带运动阻力计算示意图8上托辊间距（米），一般取115米，此处取15米；GL下托辊间距（米），一般取23米，此处取3米。将上述已知条件代入式35、式36，分别解得公斤/米；公斤/米。6714GQ675GQ将所有条件代入式32、式33，分别解得（公斤）；（公斤）09ZHW289KW而如图31中，胶带在41段，即在导向滚筒上所遇到阻力可近似地按下式计算式3741450S对于传动滚筒的阻力，即23段的阻力可按下式计算式383232其中,为胶带在2，3，4处的张力2S3434胶带张力计算及强度，垂直度校核（1）按逐点法找出与的关系2S3KWS34141ZH2式39ZK3（2）按摩擦传动条件找出与的关系2S3NES1MAX03式310NE12式中摩擦力备用系数，一般取11512，此处选择12；胶带与滚筒之间的摩擦系数，由机械手册查得，此处为03，由于已知包角为，则并可直接查得；。180562E将上述条件代入式39，得式31132S（3）由式39,式311得ZHKKWS053310928115ZH7926093公斤S公斤874公斤1公斤352S（4）验算验算按上述计算法求得的最小的张力，看其是否满足按下垂度所确定的最小张力值9胶带张力与下垂度的关系为式312COS5MINGDZHLQS式313IK式中重段胶带最小张力（公斤）；ZHMIN空段胶带最小张力（公斤）；KS重段两托辊间距（米），此处为15；GL空段两托辊间距（米），此处为3；输送机倾角（度），此处为15；货载每米长重量（公斤/米），此处为69；Q胶带每米长重量（公斤/米），此处为85；D将各已知条件代入式311；式313，解得公斤；公斤。561MINZHS123MINKS由此可见上面所求得的最小的张力满足按下垂度所确定的最小张力值。35圆周牵引力及功率的计算输送机传动滚筒的圆周牵引力为（公斤）1037985320SW考虑主轴承摩擦阻力及胶带在传动滚筒上的弯曲阻力，则主轴牵引力为323200S此处选择324将已知条件代入解得公斤10由机械手册查得，电机功率可由以下公式计算02AWNKW电机功率计算将在第四章电机选择时详细叙述。104驱动装置的设计与计算带式输送机的驱动装置由电动机，连轴器或液力偶合器，减速器，传动滚筒等组成。驱动装置的作用是由传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。根据工况以及设计要求，考虑成本，本设计选择电机减速器作为整个方案的驱动装置，由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。41电动机计算与选择411功率的计算电动机的功率选择是否合适将直接影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于工件传输机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小，故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,即。EDPDPED这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。1电动机功率计算电动机所需工作功率为P式41DAVW102式中输送机主轴牵引力，公斤此处114232公斤；0W0V带速，M/S此处V1M/S；电动机至工作机主运动端运输带的总效率。A2传动效率由电动机至输送带的传动总效率为42134A11式中，分别为轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。该设计1234中根据要求选择滚子轴承效率098，齿轮传动效率097，联轴器传动效率12099，卷筒098，则3442098709608A将上述条件代入式41解得所需电机功率P137KWD412确定电动机转速电机转速的确定已知卷筒轴的工作转速NR/MINDV106式中V带速，M/S此处V1M/SD卷筒直径，MM此处D630MM代入解得N30R/MIN电机转速可选范围NIAD其中根据传动方式（带传动和二级齿轮减速传动）查表得12480I所以电机的转速可选范围为4804800R/MIN413电机的选择容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750R/MIN相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速都低于同步转速。选定电动机类型,结构,对电动机可选的转速进行比较,选定电动机转速并计算出所需容量后,即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表41。表41电动机参数表型号额定功率KW转速R/MIN满载时转速R/MIN重量KGY160L151515001440470表42电动机尺寸参数表尺寸MMDE型号HABC4，64，6Y160L1516021617889388010012图41三相异步电动机结构示意图42减速器的设计与计算421计算传动装置的传动比和运动、动力参数图42传动示意图（1）确定传动装置的总传动比和分配传动比1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置的总传动比为IANM式中N选择电动机的满载转速R/MIN,此处N1440MMINR工作机主动轴转速R/MIN,此处N30。所以IRI48ANM30142）分配传动比传动示意图如图42总传动比为各级传动比I,I,II的乘积,即123N13IIIIA012I为带传动传动比，初选3，II分别为减速器各级传动比03）分配减速器的各级传动比按转开式布置，考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图资料查得I48,则I3312（2）计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速轴N4800IMINR3140MINRIR轴N10018轴N302IINR30IRINR卷筒轴；NN30V式中N,N各轴的转速MIRI,I各传动比012）各轴输入功率轴PP134096128KWD1轴PP128098097122KW23轴PP122098097116KW卷筒轴PP116098099113KWV24式中P，P,P，P，P各轴功率；DV带,轴承,齿轮，联轴器的传动效率。12343）各轴输入转矩电机T9550NM9550NM889NMDMDN1403轴TTINM8893096NM2559NM01轴TTINM255948098097NM211678NM轴TTNM1167833098097NM366342I3NM卷筒轴TTNM36634098099NM35543NMV24422减速器结构的设计（1）机体结构14减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度,良好润滑及密封的重要零件,其重量约占减速器总重量的50。因此,机体结构对减速器的工作性能,加工工艺,材料消耗,重量及成本等有很大的影响。机体材料用灰铁HT150或HT200制造,机体的结构用剖分式机体。（2）铸铁减速器机体的结构尺寸见下表32单位表43减速器机体的结构尺寸表名称符号减速器尺寸关系尺寸选择机座壁厚0025A3816机盖壁厚1002A3812机座凸缘厚度B1523机盖凸缘厚度B115118续表43机座底凸缘厚度B22537地脚螺钉直径DF0036A1230地脚螺钉数目NA250500时,N66轴承旁联接螺栓直径D1075DF22机盖与机座联接螺栓直径D20506DF16联接螺栓D的间距2L150200200轴承端盖螺钉直径D30405DF16窥视孔盖螺钉直径D40203DF6定位销直径D0708D65212D,D,D至外机壁距离123C1见表422D,D至凸缘边缘距离C2见表420轴承旁凸台半径R1C20凸台高度H根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离L1CC81250250大齿轮顶圆与内机壁距离121018齿轮端面与内机壁距离21015机盖,机座肋厚M,M1M08568,1M08568214轴承端盖凸缘厚度T112D316轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近D215轴承端盖外径D2轴承孔直径555D3D40表44C值螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30CMIN113161822263440C211141620242834沉头座直径20242632404860注多级传动时,A取低速级中心距423传动零件的设计计算传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构布置和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都要根据传动零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。1圆柱齿轮传动设计1）级圆柱齿轮传动设计A齿轮材料的选择小齿轮选用40CR,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB；大齿轮选用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。B齿轮传动的计算方法已知条件功率128KW，转速480R/MIN，传动比48按齿面接触疲劳强度计算（闭式软齿）1A初步计算转矩T9551095510254667N16MDNP648012齿宽系数由机械设计手册查表取10DD接触疲劳极限由机械设计手册查表取LIH700MPLIMH1A600MP2初步计算的许用接触应力0909700630MPH1LIMH1A0909600540MP22A值由机械设计手册查表取A90DD初步计算的小齿轮直径MM1312DHTU式中传动比U48其他条件见上代入解得854MM取9011D16初步齿宽90BD1B校核计算圆周速度226V60N0489MS精度等级由表格查得，选9级精度齿数和模数初取齿数30,144ZM1Z21IZ3D30由机械设计手册查表取3301Z948301442使用系数由机械设计手册查表取135AKAK动载系数由机械设计手册查表取11VV齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取H5659NTF12TD905467849100ATKB3NM1883218832175A1Z2COS30140866Z43由此得133HK22860齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取106HAB1BD212CB3010901610160311309载荷系数257KAVH35弹性系数由机械设计手册查表取EZ1889EZMPA节点区域系数由机械设计手册查表取H25H接触最小安全系数由机械设计手册查表取MINS105IN总工作时间24000HT8301H总应力循环次数LN17由机械设计手册查表估计,则指数8787910LNM60691LNV160NIHIXTMAXIT8HIT24018781原估计应力循环次数正确69/48142L1I8810接触寿命系数由机械设计手册查表取NZ0951NZ1162许用接触应力H6331LIM1NNS0597MPA6622HLI2Z16验算21EKTUZBD代入解得602HMPAH计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。C确定传动主要尺寸实际分度圆直径，因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,D即330901DMZ4322中心距261A12Z齿宽90BDD计算说明I齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径D来11表示的，不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径或齿数，都应是小齿轮的数值；II根据求齿宽，B应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴向D1位置误差，应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，应此大齿轮宽度取45MM；III而小齿轮宽度取BB510,齿宽数值应圆整。1计算所得的参数见下表45表45齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距A两齿轮中心距为26118传动比I两齿轮传动比为48模数M33螺旋角度00端面压力角T度00啮合角T度2020齿数Z个30144分度圆直径D90432齿顶圆直径A96438齿根圆直径F8254245齿宽B100120按齿根弯曲强度进行校合计算2重合度系数680751207520Y齿间载荷分布系数由机械设计手册查表取FKFK147068Y齿向载荷分布系数BH37569查机械设计手册取135F载荷系数AVF952141齿形系数由机械设计手册查表取252AYFAY062应力修正系数由机械设计手册查表取SA1SA972Y弯曲疲劳极限由机械设计手册查表取LIMFMPF601LIMA452弯曲最小安全系数由机械设计手册查表取MINFSMIN125FS应力循环次数由机械设计手册查表估计,LN79LN指数87860691LV160NIHIXTMAXIT87HIT408781原估计应力循环次数正确69/48142LN1I8810弯曲寿命系数由机械设计手册查表取NY921NY199602NY尺寸系数由机械设计手册查表取10XYX许用弯曲应力4416F1FLIM1NFS5MPA34562LI2NX29604验算1F12FASKTYBDMPA1728539075221ASMPA1627均小于许用弯曲应力，故上面的设计计算合格。传动无严重过载,故不作静强度校核。2）级圆柱齿轮传动设计A齿轮材料的选择小齿轮选用40CR,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB；大齿轮选用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。B齿轮传动的计算方法已知条件功率122KW，转速100R/MIN，传动比33按齿面接触疲劳强度计算（闭式软齿）1A初步计算转矩T95510955101165100N16MDNP6102齿宽系数由机械设计手册查表取10DD接触疲劳极限由机械设计手册查表取LIH700MPLIMH1A600MP2初步计算的许用接触应力0909700630MPH1LIMH1A0909600540MP22A值由机械设计手册查表取A85DD初步计算的小齿轮直径MM1312DHTU式中传动比U33其他条件见上代入解得147MM取15011D初步齿宽150BD20B校核计算圆周速度079V160DN015MS精度等级由表格查得，选9级精度齿数和模数初取齿数50,ZM1Z21ZI65033D50由机械设计手册查表取3501Z333501652使用系数由机械设计手册查表取125AKAK动载系数由机械设计手册查表取105VV齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取H15535NTFDT21506129100ATKB3NM查机械设计手册得12H齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取106HB1D21B2CB30109016101603113915载荷系数219KAVH95弹性系数由机械设计手册查表取EZ1889EMPA节点区域系数由机械设计手册查表取H25接触最小安全系数由机械设计手册查表取MINS105H总工作时间24000HT8301H总应力循环次数LN由机械设计手册查表估计,则指数8787910LNM601441LNV160NIHIXTMAXIT8HIT24017881原估计应力循环次数正确144/33442L1I807021接触寿命系数由机械设计手册查表取NZ0981NZ1242许用接触应力H6531HLIM1NNZS05987MPA70862LI2246验算H21EKTUZBD代入解得568PA2H计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。C确定传动主要尺寸实际分度圆直径，因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不D会改变,即3501501MZ4952中心距3225A12Z齿宽150BDD计算说明I齿轮强度计算公式中，载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径D1来表示的，不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮，公式中的转矩，齿轮直径1或齿数，都应是小齿轮的数值；II根据求齿宽，B应是一对齿轮的工作宽度，为易于补偿齿轮轴D1向位置误差，应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度，应此大齿轮宽度取45MM；III而小齿轮宽度取BB510,齿宽数值应圆整。1计算所得的参数见下表表46齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距A两齿轮中心距为3225传动比I两齿轮传动比为33模数NM33螺旋角度00端面压力角T度00啮合角度2020齿数Z个50165T22分度圆直径D150495齿顶圆直径156501齿根圆直径14254875齿宽B160150按齿根弯曲强度进行校合计算2重合度系数670815207520Y齿间载荷分布系数由机械设计手册查表取FKFK491670Y齿向载荷分布系数BH2756查机械设计手册取14F载荷系数AVF7421901齿形系数由机械设计手册查表取FAY2341AY2F应力修正系数由机械设计手册查表取SA71SA832Y弯曲疲劳极限由机械设计手册查表取LIMFMPF6501LIA2弯曲最小安全系数由机械设计手册查表取MINSMIN125FS应力循环次数由机械设计手册查表估计,LN790LN则指数878601441LV160NIHIXTMAXIT87HIT4178810原估计应力循环次数正确144/33442LN1I880弯曲寿命系数由机械设计手册查表取NY51NY92尺寸系数由机械设计手册查表取11XX许用弯曲应力442F1FLIM1NNFS5806MPAAF233682FLIM2NNXFYS25190MPA验算1F12ASKTYBDM256734510674221FASA823均小于许用弯曲应力。传动无严重过载,故不作静强度校核。424轴的设计计算与校核轴的结构设计时,既要满足强度的要求,又要保证轴上零件的定位,固定和装配方便,并有良好的加工工艺性,所以轴的结构一般都做成阶梯形。阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上零件的受力情况，安装，固定及对表面粗糙度，加工精度等要求而定的。阶梯轴轴向尺寸则根据轴上零件的位置，配合长度及支撑结构确定，轴结构和具体尺寸可按下列方法确定A轴的径向尺寸当直径变化处的端面是为了固定轴上的零件或承受轴向力时,则直径变化要大些,一般取68。轴表面需要精加工,磨削时要有退刀槽。B轴的轴向尺寸轴上安装传动零件的轴长度是又所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般都是和轴的直径有关,确定了直径,及可确定轮毂宽度。1初步估算轴径当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切引力确定轴距计算公式为式423NPAD式中P轴所传递功率KWN轴的转速R/MINA轴的且用应力系数轴材料选用45钢，调质处理，查机械设计手册取A115、轴选用40CR材料，取A105，则轴MD53480123轴24MD521053轴763综合考虑电机轴最小直径、联轴器及键槽等因素，基本确定下来各轴的最小直径。分别为轴35MM，轴55MM，轴80MM。2轴的结构设计因计算方法基本相同，现只对轴计算过程进行详细叙述。其它两轴的结构参数可由相同的计算方法得到。1轴的径向尺寸初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径考虑轴承因素,确定1段直径为40MM。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44MM。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为45MM，取3段为53MM。5段装轴承，直径和1段一样为40MM。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42MM。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ46061986中D36MM的毛毡圈，故取6段36MM。2）轴的轴向尺寸轴段1的长度为轴承宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2MM，L132MM。2段应比齿轮宽略小2MM，L273MM。3段的长度按轴肩宽度公式计算L314H；去L36MM，4段取L4109MM。L5和轴承同宽取L515MM。6段，取L690MM。其中L4，L6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。按相同计算方法，可计算出轴及轴的径向和轴向尺寸。各轴的结构尺寸参数如下表所示表47轴结构参数表轴段1轴段2轴段3轴段4轴段5轴段6轴号L1D1L2D2L3D3L4D4L5D5L6D626403244825396424240683628583266456411072427624822386120821139840927490注轴段顺序按轴颈至轴头排列3轴的强度校核计算由于各轴的强度校核方法完全相同，下面只对轴的校核计算过程进行详细叙述，轴和轴的校核可按相同方法按许用弯曲应力计算对轴强度校核1计算齿轮受力25齿轮的直径小轮大轮MD901MD432小齿轮受力转矩NT25467圆周力FT91径向力NTR206TAN50AN轴向力A带传动载荷NQ262画受力图画出轴的受力图，以及在水平垂直面上的投影，如下图43，44，45所示图43轴总受力图图44水平面（XOY面）受力图图45垂直面（YOZ）面受力图3计算支撑反力根据平衡计算水平垂直面上的支撑反力水平面反力25166014592601NFR422垂直面反力51NR403692F4画轴转矩图根据所受力，画出轴的水平和垂直面上所受的弯距图，以及它们的合成弯距，同时画26出轴的转距图，如下图46；47；48；49所示图46水平面（XOY面）弯距图图47垂直面（YOZ）弯距图图48合成弯距图图49轴所受转距图5校核轴颈用插入法由机械设计手册查得MPAB4071应力校正系570B当量转矩14602T当量弯矩在小齿轮中间截面处32589222MNMI27在带轮侧轴承中间截面处2456710965222MNTM校核轴颈齿根圆直径8301MCHDAF轴径413203BIV425滚动轴承的选择选用滚动轴承类型时,必须了解轴承的工作载荷大小,性质,方向转速及其他使用要求。1选用方法轴承上同时受径向和轴向联合载荷,一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承若径向载荷较大,轴向载荷较小,可选用深沟球轴承,而当轴向载荷较大,径向载荷较小时,可采用推力角接触球轴承,四点接触球轴承或选用推力求轴承和深沟球轴承的组合结构。各类轴承使用时内外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内,否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命。当两轴承座孔轴线不对中或由于加工,安装误差和轴挠曲变形大等原因使轴承内,外圈倾斜较大时,选用调心轴承对轴和轴承的工作情况会有一定的改善。带座外球面轴承则特别适用于补偿安装不良引起的对中性误差。为便于安装拆卸和调整间隙常选用内,外圈可分离的分离型轴承,具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承。2滚动轴承的失效滚动轴承工作时内,外套圈间有相对运动,滚动体既自转有围绕轴承中心公转,滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况,滚动轴承的失效形式主要有以下几种1点蚀滚动轴承受载后各滚动体的受力大小不同,对于回转的轴承,滚动体与套圈间产生变化的接触应力,工作若干时间后,各元件接触表面上都可能发生接触疲劳磨损,出现点蚀现象,有时由于安装不当,轴承局部受载荷较大,更促使点蚀早期发生。2塑性变形在一定的静载荷或冲击载荷作用下,滚动体或套圈滚道上将出现不均匀的塑性变形凹坑。轴承是摩擦力矩,振动,噪声都将增加,运转精度也降低。3磨粒磨损、粘着磨损在多尘条件下工作的滚动轴承,虽然采用密封装置,滚动体与套圈仍可能产生磨粒磨损。3滚动轴承的选择此方案中，选用深沟球轴承，主要尺寸及型号如下表表47轴承主要尺寸及型号（GB/T276）轴承代号型号DDB281620840801826908408018362052552154621155100135621470125246621890160304滚动轴承使用寿命计算滚动轴承在工作中会由于疲劳点蚀而失效，轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命。减速器设计中必须为确保机器正常工作必须对轴承寿命进行计算。由于各轴承使用寿命计算方法完全相同，现选择对低速轴的一对深沟球轴承进行计算。其他轴承寿命可按相同法计算出方。计算公式（以小时数为单位）为式431067HCLNP式中P当量动载荷基本额定寿命10HL寿命指数球轴承取3C基本额定动载荷转速为30R/MINN应取，为轴承的预期使用寿命10HLH值一般可参考机器大修期限所决定的轴承的预期使用寿命，参考机械设计手册此处取800010000H。当量动载荷P（考虑振动因速）的计算公式为式44DRAFXFY式中径向载荷已算出为5654NRF轴向载荷已算处为0A冲击载荷系数因有轻微冲击取10DFXY为径向及轴向动载荷系数参考设计手册X取056Y取171上述数据带入式44求得P3166N求得当量动载荷P及预期使用寿命此处取12000H可计算出额定动载荷CHL式4587016HNCPN将C、P值带入式43求得14000H10HL426键的选择和强度校核29设计键联接时，通常被联接的材料，构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求得。因此可以根据联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴的直径从标准中选出键的截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后用校合公式进行校合。此方案选择普通平键GB109679中的A型键，主要尺寸计算如下表48表48键的主要尺寸计算与选择键名轴径D键高计算H0125D15键厚计算B2H键长DL31尺寸确定HB136轴612468取66812243轴68751375559取66327轴4875975351取640456轴8517728取1006582轴11752351066取130142690轴1275255117取5005根据挤压强度或耐磨性条件,求得联结所能传递的转矩为因为是静联结选取公式14PTHLD式中H键的高度键的接触长度L轴的直径D许用挤压应力见下表单位MPAP表49材料的许用挤压应力联结的方式材料静载荷轻微冲击载荷冲击载荷静联结锻钢,铸钢1251501001206090各键的校合见下表410表410键的校合键名H键的高度键的接触L长度B轴的直径D许用挤压应P力T14PHLD1858361004176NM2858431004988NM303856271003024NM41090561001260NM514116821203995NM6144869012018371NM经校合，各键符合要求。427联轴器的选择与计算根据工作要求，动力传递过程中有冲击，所以在电机和减速器之间选择弹性联轴器，在减速器和滚筒之间选择滑块联轴器，根据需要传递的转矩确定各轴的安装尺寸。弹性套柱销联轴器适用于联接两同心轴，制造容易，维护，更换方便，结构简单，具有一定的补偿轴位移的能力。滑块联轴器适用于两平行轴间的联接。由于制造安装等误差，两轴很难做到精确对中，即使安装时能保证对中，但是由于工作温度的变化、回转零件的不平衡、基础下沉等原因，两轴的相对位置也发生变化。这时使用滑块联轴器来允许两轴间的一定的相互位移。计算转矩CTK式中公称转矩，由上面各轴的计算已经求出工作情况系数，由于是往返运输机，所以工作系数选25。计算和选取如下表411表411联轴器的参数表名称CTKT型号弹性套柱销联轴器222NM25889NMJISB1451滑块联轴器8886NM2535543NMHL44217428减速器附件设计为了检查传动件的啮合情况,改善传动件的润滑条件,注油,排油,指示油面,通气及装拆吊运等,减速器常安装各种附件。1窥视孔盖和窥视孔减速器机盖顶部要开窥视孔,以便检查传动件的啮合情况,润滑情况,接触斑点及齿侧间隙等。减速器内的润滑油也由窥视孔注入,为了减少杂质,在窥视孔口还装一过滤网。窥视孔要有盖板,机体上开窥视孔处凸起一块,用来便于机械加工,并用垫片加强密封。盖板用铸铁制成,采用M6M10螺钉紧固。2放油螺塞31放油孔位