长距离矿用皮带输送机总体设计毕业设计

1、长距离矿用皮带输送机总体设计摘 要本设计是长距离矿用皮带输送机总体设计。长距离皮带输送机可实现在长距离运输巷道内连续的、大运量的运输，减少能源损耗，节约成本，同时提高生产效率。在设计中首先根据运输巷道的布置图提出并确定设计方案。其次根据原始参数进行皮带输送机总体的设计：确定带宽；计算输送机总圆周驱动力；计算输送机各点的张力并确定圆周驱动力的分配；电动机装机功率的计算及确定电动机布置方案；输送机的拉紧力及拉紧行程的计算。最后对主要传动部件进行设计：减速器的设计计算及托辊的校核。本设计主要应用于运输巷道，主要的特点为长距离、大运量。解决了在长距离的情况下输送机多点驱动的问题，以及长距离皮带拉紧的问

2、题。关键词：长距离输送机；张力计算；减速器设计iabstractthis design is the long-distance belt conveyor for mine design. through the conveyor belt to achieve the overall design of roadway in the long-distance transport continuous, large capacity of transport, reducing energy consumption, saving costs while increasing produc

3、tivity. first of all, in the design layout of the roadway under the proposed transport and determine the design. second, according to the original parameters of the overall design of belt conveyor: identification bandwidth; calculated the total circumference of conveyor drive; calculate the points o

4、f tension conveyor and determine the circumference of the driving force distribution; motor installed power of calculation and determine the electrical layout of the program; delivery machine tension force and tension calculation trip. finally, the design of the main transmission components: speed r

5、educer design calculations and check idlers. this design is mainly used in the transport tunnel, the main features of the long-distance, large capacity. solved in the case of long distance multi-point drive conveyor, as well as long-distance belt tensioner problem. keywords: long distance conveyor;t

6、ension calculation;reducer design目 录摘 要iabstractii第1章 绪论11.1 国内外带式输送机的发展现状11.2 带式输送机的分类21.3 选题的目的、意义和本文主要的研究内容31.4 设计目标及原始参数4第2章 输送机总体结构设计计算52.1 输送机总体方案确定52.2 输送带张力计算62.2.1 输送带允许最大的下垂度计算最小张力62.2.2 输送带不打滑条件72.2.3 各种驱动力分配情况下各点张力计算92.3 输送机的基本功能参数132.3.1 输送带的宽度及校核132.3.2 输送带层数的计算152.3.3 输送带强度的校核162.3.4

7、输送带最大的物料横截面积182.3.5 总圆周驱动力计算202.4 电动机功率计算及布置方案252.5 液压拉紧装置的原件选择和计算252.5.1 拉紧力和拉紧行程的计算252.5.2 拉紧行程的确定26第3章 主要传动部件设计273.1 减速器设计273.1.1 传动比的分配和传动效率的选择273.1.2 传动装置的运动和动力参数计算293.1.3 齿轮传动设计303.1.4 轴的设计413.1.5 键的选择和校核513.1.6 滚动轴承的选择与校核513.2 托辊的校核533.2.1 校核辊子载荷543.2.2 托辊的额定负荷和最大转速553.3 其它设备的选型563.3.1 滚筒的选择5

8、63.3.2 导料槽及清扫器选型573.3.3 制动及逆止装置573.3.4 保护设备与其他辅助设备选型58第4章 经济与技术分析58结 论59致 谢60参考文献61contentsabstract(chinese)iabstractiichapter 1 introduction11.1 development of belt conveyor at home and abroad11.2 classification of belt conveyor21.3 the purpose of topics, significance and content of this major rese

9、arch31.4 design objectives and the original parameters4chapter 2 conveyor demonstrate the overall program52.1 conveyor design and calculation of the overall structure52.2 calculation of belt tension62.2.1 conveyor belt to allow the largest minimum tension sag calculation62.2.2 conveyor belt does not

10、 slip conditions72.2.3 distribution of the various drivers points under tension calculation92.3 the parameters of the basic functions of conveyor132.3.1 the width of conveyor belt and check132.3.2 calculation of belt layers152.3.3 check of belt strength162.3.4 the largest cross section area of conve

11、yor belt material182.3.5 calculation of the total circle drive202.4 motor power calculation and layout242.5 hydraulic tensioning device of the original selection and calculation252.5.1 tension force and tension calculation of travel252.5.2 determination of tension trip25chapter 3 design of the main

12、transmission parts273.1 reducer design273.1.1 transmission ratio of the distribution and transmission efficiency of the selection273.1.2 transmission of motion and calculation of dynamic parameters283.1.3 gear transmission design303.1.4 design of shaft403.1.5 selection and check of key503.1.6 select

13、ion and check of rolling bearings503.2 check idlers523.2.1 check of roller load533.2.2 roller rated load and the maximum speed543.3 selection of other equipment553.3.1 selection drum553.3.2 selection guide trough and cleaning device563.3.3 brake and return device563.3.4 protection of equipment and o

14、ther auxiliary equipment selection57chapter 4 conomic and technical analysis58conclusions59acknowledgements60references6162第1章 绪论1.1 国内外带式输送机的发展现状带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的连续物料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。目前带式输送机已广泛应用于国民经经济各个部门，近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中带式输送机又成为重要的组成部分。主要有

15、：钢绳芯带式输送机、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达30000t/h)，适用范围广(可运送矿石，煤炭，岩石和各种粉状物料，特定条件下也可以运人)，安全可靠，自动化程度高，设备维护检修容易，爬坡能力大(可达16)，经营费用低，由于缩短运输距离可节省基建投资。现阶段，带式输送机的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯，合理使用胶带张力，降低物料输送能耗，清理胶带的最佳方法等。我国已于1978年完成了钢绳芯带式输送机的定型设计。国外带式输送机技术的发展主要表现在两方面：（1）带式输送机的功能多元化，应用范围扩大化，如高倾角带式输送

16、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与装备有了巨大的发展，尤其是长距离，大运量，高带速等大型输送机已成为其发展的主要方向。目前，世界上单机运距最长达30.4km。带式输送机已在澳大利亚的铝钒土矿投入使用；运输量达到37500t/h，带速为7.4m/s的一条大型带式输送机已应用于德国露天煤矿。1.2 带式输送机的分类带式输送机可从不同的角度分类。1.按承载能力分类轻型带式输送机：专门应用于轻型载荷的输送机。通用带式输送机：这是应用最广泛的带式输送机，其他类型带式输送机都是这种带式输送机的变形。钢丝绳芯带式输送机：应用于重型载荷的输送机。2.按可否移动分类固

17、定带式输送机：输送机安装在固定的地点，不需要移动。移动带式输送机：具有移动机构，如轮、履带。移植带式输送机：通过移动设备变换设备的位置。可伸缩带式输送机：通过储带装置改变输送机的长度。3.按输送带的结构形式分类普通输送带带式输送机：输送带为平型，带芯为帆布或尼龙帆布或钢绳芯。钢绳牵引带式输送机：用钢丝绳作为牵引机构，用带有耳边的输送带作为承载机构。压带式输送机：用两条闭环带，其中一条为承载带，另一条为压带。钢带输送机：输送带是钢带。网带输送机：输送带是网带。管状带式输送机：输送带围包成管状或用特殊结构输送带密封输送物料。波状挡边带式输送机：输送带边上有挡边以增大物料的截面，倾斜角度大时，一般在

18、横向设置挡板。花纹带式输送机：用花纹带以增大物料和输送带的摩擦，提高输送倾角。4.按承载方式分类托辊式带式输送机:用托辊支撑输送带。气垫带式输送机：用气膜支撑输送带。另外还有磁性输送带、液垫带式输送机，它们共同的特点都是对输送带连续支撑。深槽型带式输送机：由于加大槽深，除用托辊支撑外，也起到对物料的夹持作用，可增大输送带倾角。5.接输送机线路布置分类直线带式输送机：由于输送机纵向是直线，但是可在铅垂面上有凸凹变化曲线。平面弯曲带式输送机：可在平面上实现弯曲运行。空间弯曲带式输送机：可在空间实现弯曲运行。6.按驱动方式分类单滚筒驱动带式输送机。多滚筒驱动带式输送机。线摩擦带式输送机：用一个或多个

19、输送带作为驱动体。磁性带式输送机：通过磁场作用驱动输送带。1.3 选题的目的、意义和本文主要的研究内容 带式输送机广泛的应用于国民经济的各个部门中，在经济生活中起着重要的作用。在煤炭行业中也有着大量的应用，尤其是在矿山的煤矿开采运输中起着举足轻重的作用。本毕业设计做的是长距离矿用皮带输送机总体设计。在设计中计算圆周驱动力和输送带的张力，通过计算并校核所运用的原件。本设计的输送机是长距离、大运量，是目前输送机的主要发展的方向也是本设计主要的研究解决的内容。本设计是主要解决的问题是在长距离大功率多电机的情况下解决多点驱动的问题。1.4 设计目标及原始参数本设计的目标是根据给定的原始参数通过设计计算

20、完成长距离矿用皮带输送机的总体设计，带速(m/s)是输送机的重要设计参数，而输送能力(t/h)是输送机最重要的性能指标，该指标与带宽、带速参数密切相关。原始数据：输送物料：煤； 输送量： 带速： 物料性质：散状物料；松散密度： 工作环境：潮湿； 输送机布置形式：倾斜6.6、11放置。第2章 输送机总体结构设计计算2.1 输送机总体方案确定本设计是长距离的在矿山运输巷道中应用的输送机，根据运输巷道的布置图可知输送机的总运输长度在大约4000多米，在这样长的距离中用皮带机进行煤碳的连续运输。同时可知在整个运输过程中总共经过了四个运输区段，有平行运输也有坡度运输。在设计皮带机的时候在整个运输区段可以

21、采用两种方方案设计：第一种方案采用一台输送机；第二种方案采用两台输送机。图2-1 运输巷走向图第一种方案在整个运输区段采用一台输送机。优点是整个运输区段总长是4000多米，使用一台输送机完成整个运输区段的运输，在大运量的情况下完成运输任务；采用一台输送机时驱动的布置可以布置在机头或是机尾部，这样可以在检修的时候不用携带大量的仪器进入运输巷道中，解决了运输巷道狭窄不容易进入的情况。缺点是采用一台输送机的情况下由于运输距离过长，所使用的输送带就会产生张力过大，拉紧力过大的问题，同时由于采用一台输送机有多点驱动，驱动力平衡的问题，第二种方案是在整个运输区段采用两台皮带机。优点是通过两台输送机可以缩短

22、运输距离，解决了驱动功率过大的问题；缺点是采用两台输送机会有两个机头机尾部增加了工作量，同时开凿出宽运输巷道会增加经济成本，也增加开凿的困难，也由于采用两台输送机，驱动就会布置在巷道的中间，在检修的时候会增加工作量，也不容易携带仪器进入巷道深处。根据经济成本和技术水平，以及两种方案的优缺点最终选择第一种方案进行设计。2.2 输送带张力计算2.2.1 输送带允许最大的下垂度计算最小张力在输送带自重和物料的作用下，输送带在托辊间总是有垂度的，作用在输送带上的张力应足够的大，使输送带在两组托辊间的垂度小于一定值。如果悬垂度过大，带条在两托辊之间松弛变平，物料易撒漏和下滑，输送带的运动阻力也大为增加，

23、所以在设计中规定了允许的最大悬垂度。一般规定输送带的最大悬垂度应满足：h/a=0.0050.02,本设计取0.015。 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公式计算：承载分支最小张力： 回程分支最小张力： 式中，输送机承载分支的托辊间距； 回程分支最小张力处；所以：载分支最小张力回程分支最小张力2.2.2 输送带不打滑条件输送机是靠皮带与带轮之间的摩擦力来传递运动和力的，在安装带传动时，须将带张紧；由于张紧力的存在，带与带轮的接触表面上就产生了正压力。当带传动开始工作时，带与带轮的接触表面有相对运动的趋势，因而在该接触面间就产生了摩擦力，传动轮的两边就产生了

24、相应的紧边和松边，设紧边的张力为，松边为，则两边的拉力差为:由于输送机在非稳定状态下(启动和制动)，带条除受静张力作用外还受速度变化引起的附加动张力作用动张力与静张力叠加，可能引起带条在驱动滚筒上的打滑，这种是不允许的，因为这会造成带条的下覆面胶层与滚筒覆面之间的强烈摩擦、发热而损坏，更主要的是会使滚筒与带条之间摩擦系数降低，以致造成输送机不仅难于继续传动，而且破坏了它的正常传动。为了防止这种状况的发生需要在圆周驱动力前乘以一个系数k；即：根据柔体摩擦的理论，输送带的紧边和松边拉力之间的关系可用欧拉公式表示为: 式中，传动滚筒与输送带间的摩擦系数； 输送带在所有传动滚筒上的包角；综合上面两式可

25、得： 因此，为防止输送带的打滑，需在回程带上保持的最小张力应大于，即输送带最小张力，应按公式计算：式中，输送机满载启动时或制动时出现的最大圆周力，启动时，启动系数， 取1.5；所以： 式中：传动滚筒与输送带间的摩擦系数； 输送带在所有传动滚筒上的尾包角，采用弧度；对于头部双滚筒尾部单滚筒驱动，取，即；即 ；综上所述输送机最小张力：2.2.3 各种驱动力分配情况下各点张力计算在求出输送带在不打滑的条件下最小的张力，保证这一情况通过逐点的方法计算并求出在不同的圆周驱动力情况下的各点的张力。同时输送机的驱动原理图：图3-4 张力点分布图上分支运行阻力：下分支运行阻力：如图可知最小张力点在输送机驱动奔

26、离点，则由计算输送机各点张力：表3-7 不同驱动力各点张力按不打滑条件计算2:1:2(n)2:2:1(n)1:2:2(n)36003.648004.7648004.7624002.3837443.7449924.9549924.9524962.4837443.7449924.9549924.9524962.4838192.6250923.4550923.4525461.7339720.3252960.3952960.3926480.2288529.32301769.39301769.39275289.18300070.49313840.16313840.16286300.74300070.49

27、313840.16313840.16286300.74306071.90320116.97320116.97292026.76190860.47204905.54262511.25176815.33190860.47204905.54262511.25176815.33198494.89213101.76273011.7183887.94198494.89213101.76273011.7183887.94206434.69221625.83283932.17191243.46206434.69221625.83283932.17191243.46续表按不打滑条件计算2:1:2(n)2:2:1

28、(n)1:2:2(n)210563.38226058.35289610.81195068.33214774.65230579.51295403.03198969.7223365.63239802.69307219.15206928.48259551.71275988.76343405.22243114.55267733.78287028.32357141.43252839.14267733.78287029.32357141.43252839.14154722.35229422.6241874.99137627.71确定传动滚筒合张力：根据工况要求：1. 功率配比2：1：2时所以： 第一滚筒合

29、张力第二滚筒合张力第三滚筒合张力2. 功率配比2：2：1时：所以： 第一滚筒合张力第二滚筒合张力第三滚筒合张力3. 功率配比1：2：2时：所以： 第一滚筒合张力第二滚筒合张力第三滚筒合张力综合以上三种情况：第一滚筒合力： 第二滚筒合力： 第三滚筒合力： 2.3 输送机的基本功能参数2.3.1 输送带的宽度及校核考虑输送的物料为散状物料的形式，需要考虑物料的最大粒度，如果所运物料的粒度与带宽相比太大时，由于输送机的振动的影响，物料可能会散落，并导致设备故障。初选带宽：查表 输送带宽度b和物料最大粒度之间应满足：式中：物料最大粒度，mm；带宽，；查表33 ，代入上式 满足条件故本设计所选取的满足以

30、上的各种要求。表31 散状物料特性表物料名称容重（kg/m）运动方向的最大倾角（）无烟煤0.91.016褐煤1.018原煤0.851.020焦碳0.50.718铁矿石、岩石（均匀）1.616石灰石（大块）1.62.018石灰石（大块）1.62.018干松泥土1.21.420干砂1.31.416湿砂1.41.922湿土1.72.022盐0.81.320铁矿石1.72.520谷物0.650.8316化肥0.91.214注：物料的松散密度与随物料的水分、粒度、带速等的不同而变化，应以实测为准，本表仅供参考。表32 倾角系数倾角468101214161820倾角系数c1.00.980.960.940.

31、920.900.880.850.81 表33 各种带宽允许的最大物料粒度 mm带宽b30040050065080010001200允许的最大粒度 50801001301802503502.3.2 输送带层数的计算初选带式输送机输送带为nn-100型，对于所选的输送带的层数进行选择计算按公式：式中：安全系数，取；带芯径向扯断强度，表取带芯种类：棉帆布芯，取，即每层厚度0.56mm；稳定工况下最大张力：将各值代入公式得： 取层 与初选相同2.3.3 输送带强度的校核1. 织物芯带强度校核织物芯带强度校核按公式：式中，输送带最大张力，n； 输送带宽度，mm；输送带纵向扯断强度， ；稳定工况下，织物芯

32、带的静安全系数，尼龙、聚酷帆布芯带；将以上各值代入公式得：所以选择棉帆布芯的输送带，能满足要求。2. 凸弧段曲率半径计算凸弧段最小曲率半径（见图3-1）按式计算：所选的为尼龙帆布输送带： 式中输送带宽度，m； 托辊槽角，（）所以 即： 图3-1 凸弧段3. 凹弧段曲率半径计算输送机凹弧段的曲率半径，应保证输送机空载启动时，输送带不会从托辊上跳起，凹弧段最小曲率半径，一般按式计算：式中凹弧段起点处输送带张力，n；输送带质量，；重力加速度，；所以 所以 图3-2 凹弧段2.3.4 输送带最大的物料横截面积为了保证正常输送条件下输送带上的物料不散落，考虑如图3-1所示输送带上允许的最大物料横截面积图

33、33 输送带最大物料横截面积输送散状物料时，输送带宽与带面堆料截面如图，堆积面积按公式（3-1）计算： （3-1）表3 4 断面系数托辊形式槽形两节式三节式=25=35=45动堆积角203020302030断面系数y0.1120.1320.1270.1460.1360.152注：物料动堆积角一般为其静堆积角的70%左右。由表3-4查得：取时，动堆积角，断面系数。将数据代入公式（3-1）： 2.3.5 总圆周驱动力计算输送机正常运转时，带条沿输送机线路运行的总阻力等于驱动滚筒的牵引力，即圆周驱动力，按公式（32）计算： （32） 式中，主要阻力，n； 倾斜阻力，n； 特种主要阻力，n； 特种附加

34、阻力，n； 与输送机长度有关的系数。查有关资料取1. 主要阻力f输送机的主要阻力f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的阻力总和，按公式（33）： （33）式中：模拟摩擦系数，查表35 ； 输送机长度（输送机的头尾中心距）； 承载分支托辊组每米长度旋转质量，；查手册得上托辊159，质量； 承载分支托辊间距，查表36 ；所以： 回程分支托辊组每米长度旋转质量，；查手册得下托辊159，质量；回程分支托辊间距，表36 ；所以： 每米长输送带质量，初选输送带为8层，查资料得；q每米长度输送带物料质量，；将以上各值代入公式（33）：2. 倾斜阻力f当输送机需要提升物料时，需要消耗一定的功

35、，而提升重物所要克服的就是倾斜阻力，按公式（34）： （34）式中：输送机受料点与卸料点间的高度，；所以： 表35模拟摩擦系数安装情况工作条件f水平、向上倾斜及向下倾斜的电动工况工作环境良好，制造、安装良好，带速低，物料内摩擦小0.020标准设计，制造、调整好，物料内摩擦系数小0.022多尘，低温，过载，带速高，安装不良，物料内摩擦大0.0230.03向下倾斜设计，制造正常，处于发电工况时0.0120.0163. 主要特种阻力主要特种阻力，包括托辊前倾(托辊前倾主要是防止输送带跑偏)的摩擦阻力和被输送物料与导料槽栏板间的摩擦阻力两部分，按公式（35）： （35）式中：前倾上托辊与前倾下托辊摩擦

36、阻力之和，；输送物料与导料槽栏板间的摩擦阻力，； （1）无前倾，即=0 （2）导料槽阻力： 式中：物料与导料栏板问的摩擦系数； 输送能力，； 输送带上物料的最大横截面积，； 带速，； 倾斜系数，表36 ；则： 表36 倾斜系数倾角,()2468101214161820k1.000.990.980.970.960.930.910.890.850.81式中： 物料松散密度； 导料槽长度，； 导料槽内部宽度， ；所以： 所以， 2. 附加特种阻力附加特种阻力包括输送带清扫器摩擦阻力和犁式卸料器摩擦阻力，按公式（36）： （36）式中：清扫器个数，；（1）清扫器摩擦阻力，按公式（37）： （37）式中

37、：输送带和输送带清扫器接触面积；(头部清扫器个数空段清扫器个数) 输送带和输送带清扫器之间的压力，范围，取n；输送带和输送带清扫器摩擦系数，取值范围0.50.7,取0.6；所以： （2） 犁式卸料器摩擦阻力，按公式（38）： （38）由于本设计无犁式卸料器所以犁式卸料器摩擦阻力为零。将以上各值代入公式（36）得：将以上各计算结果代入公式（32）得：2.4 电动机功率计算及布置方案由计算得到圆周驱动力，通过圆周驱动力以及所给定的原始参数可以计算出所需要的电动机的总功率并选择电动机型号。所需轴功率按计算，得电动机功率 式中：传动效率 电压降系数 不平衡系数 根据所计算的功率及考虑到在工作过程中输送

38、机出现故障之后的带载启动，或是在工作时发生超载的现象故所选的电动机型号为：ya355型 单机功率 250 转速 ，五台电动机驱动。根据计算所得圆周驱动力及确定的驱动力的分配方案，电动机的布置为机头部三台电动机，机尾部两台电动机。2.5 液压拉紧装置的原件选择和计算2.5.1 拉紧力和拉紧行程的计算拉紧装置在机尾部驱动滚筒之后，跟据计算的圆周驱动力及驱动力的分配方案得到拉紧力为，这个拉紧力只考虑带式输送机在满载正常运行情况下的拉紧力。按公式：将各值代入公式得：2.5.2 拉紧行程的确定近似计算： 考虑拉紧装置的总行程等于工作行程与安装行程之和:拉紧装置的工作行程决定于胶带的类型和输送带的长度；式

39、中：胶带受工作载荷是的伸长系数，参考1取。安装行程是为重新粘接胶带和修理驱动装置时所需要，其大小与胶带接头方式有关，并可按下式确定： 得到 所以拉紧行程为： 第3章 主要传动部件设计3.1 减速器设计3.1.1 传动比的分配和传动效率的选择1. 电机的选择上面已选定ya355型电动机，正常工作时输出功率：250kw，转速：1500r/min.2. 传动比的分配由于驱动滚筒的速度为，而滚筒的直径直径为，因 此驱动滚筒轴角速度：驱动滚筒轴的转速：驱动滚筒轴与减速器的输出轴两者转速相同，即：。而减速器的输入轴是通过液力耦合器与电动机主轴联接，两者转速也相同，即：。因此减速器的总传动比： 选锥齿轮传动

40、比，斜齿轮传动比，直齿轮传动比。根据转速及传动比的选择和分配的情况确定减速器各轴和齿轮的布置方案（如图4-1）。图4-1 减速器布置图3. 传动效率的选择液力耦合器，锥齿轮传动效率，斜齿轮传动效率。3.1.2 传动装置的运动和动力参数计算 1. 各轴转速的计算电动机输出轴转速： 2. 各轴输入功率的计算电动机输出功率： 3. 各轴输入转矩的计算电动机输出转矩： 3.1.3 齿轮传动设计1 直齿锥齿轮传动设计（1） 选精度等级、材料及齿数按实际工作要求，选用直齿锥齿轮传动。运输机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择由表10-1，选择大、小锥齿轮材料为20cr(渗碳、淬火)，硬度为5

41、862hc。按硬度的下限值，由图10-21查得，。初选小锥齿轮齿数为，大锥齿轮齿数。（2） 按接触强度进行初步设计式中 载荷系数，； 齿数比，； 齿宽系数，弹性影响系数， 许用接触应力，（3） 几何尺寸的计算分锥角： 模数：，取整分度圆直径： 齿宽中点分度圆直径： 外锥距： 中锥距： 齿宽： 齿顶高： 齿根高： 顶圆直径： 齿根角： 齿顶角： 顶锥角： 根锥角： 冠顶距： 安装距：考虑齿轮结构情况以及轮冠距的测量方便，取。轮冠距： 分度圆齿厚： 分度圆弦齿厚： 分度圆弦齿高：当量齿数： ，当量齿轮分度圆直径： 齿宽中点齿顶高：当量齿顶圆直径：齿宽中点齿轮模数： 当量齿轮基圆直径：式中 齿形角，

42、啮合线长度：端面重合度： （4） 校核接触强度（按表8-3-102进行）强度条件： 计算接触应力 式中 ；则 结论：满足接触强度。（5） 齿根弯曲强度校核强度条件： 计算齿根应力： 式中 ； ； ； ； 。则 结论 满足齿根弯曲强度2. 第一对斜齿齿轮传动设计（1） 选定精度等级、材料及齿数按传动方案要求，选用些斜齿圆柱齿轮传动；运输机为工作机器、速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）；材料选择，由表10-1，选择大、小齿轮材料为40cr(调质后表面淬火)，硬度为48-55hrc；选小齿轮齿数为，大齿轮齿数；选取螺旋角，初选螺旋角。（2） 按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，

43、即试选； 区域系数，（查图10-30）；标准端面重合度，（查图10-26）；计算小齿轮传递的转矩 ； 齿宽系数，（查表10-7）； 材料的弹性影响系数，（查表10-6）； 、（查图10-21）； 由式10-13计算应力循环次数；（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，由式（10-12）得：； 由图10-19查得接触疲劳寿命系数试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得；计算圆周速度 ；计算齿宽及模数 ；计算纵向重合度；（9） 计算载荷系数根据，7级精度。由图10-8查得动载系数；由表10-3查得，从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑非对称布置，6级精度，时 考虑齿轮为7级精度，

44、取，故载荷系数 另由图10-1查得；按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径；计算模数；（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计计算载荷系数 ；由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数查取齿形系数（查表10-5）；查取应力校正系数（查表10-5）；计算大、小齿轮的并加以比较经比较小齿轮数值大。设计计算对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径。取则。（4） 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为270mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数

45、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径（5） 计算齿轮宽度 圆整后： 。3. 第二对斜齿齿轮传动设计由第一对斜齿圆柱齿轮的计算同理可得：小齿轮齿数为，大齿轮齿数；，分度圆直径。取则。将中心距圆整为460mm。 圆整后： 。3.1.4 轴的设计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40cr，调质处理。按扭转强度法进行最小直径的估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，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，增大5%7%，两个键槽时，增大10%15%。值由表15-3确定：轴1，轴2，轴3，轴4。轴1：，因为轴1处有一个键槽，则：。轴2：，设有两个键槽，则

46、：，取整。轴3：，设有两个键槽，则：，取整。轴4：，因为轴4处有一个键槽，则：，取整为。2. 轴的结构设计（1） 轴1的结构设计各轴段直径的确定：最小直径，锥齿轮轴外伸轴段，取。：根据齿轮轴的轴向定位要求，定位高度，取。：螺母定位轴段，取。：滚动轴承段，滚动轴承选取30317，其尺寸为。：过渡轴段，取。：滚动轴承段，滚动轴承选取30317，其尺寸为。各轴段长度的确定：考虑到所选液力耦合器的配合，取。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，。：由定位螺母确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。：由装配关系确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。（2） 轴2的结构设计各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴

47、承段，滚动轴承选取30318，其尺寸为。：斜齿小齿轮轴段，。：根据齿轮的轴向定位要求，取。：锥齿大齿轮轴段，。 滚动轴承段，滚动轴承选取30318，其尺寸为各轴段长度的确定：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由斜齿小齿轮的毂孔宽度确定，。：由定位装配关系确定，。：由锥齿大齿轮装配尺寸确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。（3） 轴3的结构设计各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承段，滚动轴承选取30326，其尺寸为。：斜齿大齿轮轴段，。：根据齿轮的轴向定位要求，取。：斜齿小齿轮轴段，。：滚动轴承段，滚动轴承选取30326，其尺寸为。各轴段长度的确定：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由斜齿大齿轮的毂

48、孔宽度确定，。：由定位及装配关系确定，。：由直齿小齿轮的毂孔宽度确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。（4） 轴4的结构设计各轴段直径的确定：由机头轴配合尺寸确定，机头轴为内花键，减速器轴为外花键，其花键配合为：。取。：。滚动轴承段，滚动轴承选取30336，其尺寸为。：定位段，取。：定位段，取。：斜齿大齿轮轴段，。：滚动轴承段，滚动轴承选取30336，其尺寸为。各轴段长度的确定：由与机头轴的连接关系确定，取。：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由定位及装配关系确定，。：由定位及装配关系确定，。：由直齿大齿轮的毂孔宽度确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。3. 轴的校核（这里以轴3为例）（1） 轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定轴3上两齿轮力的作用位置。轴上安装的30226，从表12-4可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离，故可算出支点跨距和轴上各力作用点相对位置尺寸。支点跨距；斜齿大齿轮的力作