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重型板式给料机摘 要本论文主要针对为物料输送而设计的重型板式给料机。通过查阅板式给料机设计相关资料进行给料机的设计。板式给料机由驱动装置采用三相异步电机连接圆锥-圆柱三级减速器驱动，主轴装置，链条与链板装置，尾轮张紧装置采用螺旋张紧装置，机架与支重轮组成。本设计通过了解与分析任务书提供的原始数据，选择合适的方案，并根据有关数据进行分析计算，完成了重型板式给料机的总体设计计算。在此基础上，根据所学的工程力学的知识对整体进行受力分析，从而确定牵引力和牵引功率，选择电机和设计圆锥-圆柱齿轮减速器。最后完成重型板式给料机的结构尺寸，驱动转轴的结构尺寸，以及螺旋张紧机构和支重轮的尺寸设计。该论文有图15幅，表26个，参考文献20篇。关键词：重型板式给料机；电机；圆锥-圆柱齿轮减速器；链轮67AbstractThis paper mainly aims at the design of heavy plate feeder for material transportation. Through consulting the relevant data of plate feeder design, the feeder is designed. The plate feeder is driven by a three-phase asynchronous motor connected with a cone cylinder three-stage reducer, a spindle device, a chain and chain plate device, a screw tensioning device for the tail wheel tensioning device, a frame and a supporting wheel.Through understanding and analyzing the original data provided by the task book, this design selects the appropriate scheme, and carries on the analysis and calculation according to the relevant data, and completes the overall design calculation of the heavy plate feeder. On this basis, according to the knowledge of engineering mechanics, the overall force analysis is carried out, so as to determine the traction force and traction power, select the motor and design the cone cylindrical gear reducer. Finally, the structural dimension of the heavy plate feeder, the structural dimension of the driving shaft, and the size design of the screw tension mechanism and the supporting wheel are completed.Key words: heavy plate feeder; electric machinery; bevel cylindrical gear reducer; chain wheel目 录摘要I目录III1 绪论V1.1 概述11.2 发展状况11.3 工作原理22 方案设计42.1 设计基本要求42.2方案确定42.3 确定基本参数52.4 电机的选择83 减速器设计103.1 计算参数103.2 高速级齿轮设计123.3 中间级齿轮设计173.4 低速级齿轮设计233.5 开式齿轮设计283.6 轴的设计333.7 轴承的选择393.8 键的选型433.9 减速器相关附件453.10 减速器箱体的主要结构尺寸483.11 减速器密封与润滑484 链传动设计504.1 链条选择504.2 链轮尺寸504.3 链板设计515 轴设计525.1 主轴设计525.2 从动轴设计555.3 主轴部件566 其他部件576.1 支重轮576.2 张紧装置576.3 机架587 机器润滑与安装调试597.1 机器润滑597.2 安装与调试598 结论61参考文献62翻译部分64ContentsAbstractIContentsIII1 IntroductionV1.1 Introduction11.2 State of Development11.3 Operating Principle22 Schematic Design42.1 Basic Design Requirements42.2 Scheme Determination42.3 Determine the Basic Parameters52.4 Selection of Motor83 Reducer Design103.1 Calculation Parameters103.2 High Speed Gear Design123.3 Intermediate Stage Gear Design173.4 Low Speed Gear Design233.5 Open Gear Design283.6 Shaft Design333.7 Selection of Bearings393.8 Selection of Key433.9 Reducer Related Accessories453.10 Main Structural Dimensions of the Reducer Box483.11 Reducer Sealing and Lubrication484 Chain Drive Design504.1 Selection of Chain504.2 Sprocket size504.3 Chain Plate Design515 Spindle Design525.1 Spindle Design525.2 Driven Shaft Design555.3 Spindle Components566 Other Components576.1 Track Roller576.2 Tensioning Gear576.3 Base Frame587 Machine Lubrication and Installation and Debugging597.1 Machine Lubrication597.2 Installation and Debugging598 Conclusions61References62Translator Unit641 绪论1 绪论1 Introduction1.1 概述（Introduction）给料机1是一种物料输送机器，它主要是为事先安排好的道路或者说路径上进行物料运输，而且是不间断，连续不绝的运输像砂石，石灰石，煤矿等的松散的物料，在其他的文献和作品里又被叫做是板式喂料机。给料机可以将方块状，微粒颗粒状的物料从仓库，用来存储物料的机器，运输煤矿的中途中，均匀的，平稳的，足量的，不间断地输送到其他的收料机器或另一个工作机器中。不同形式的给料机可以和其他形式输送机配合使用，同时不同形式的给料机之间也是可以相互配合使用。比如，板式给料机，相对于其他形式的给料机，运用的范围更广，通常运用到采煤矿石的运输，冶金金属的运送，供电运输行业等等。对于一般的板式给料机来说，主流的运输方向就是水平方向和斜角方向，除了主流的运输方向，也可以通过三维的方向进行输送物料，就是按照预定好的运输物料的三维线路进行输送物料。对于需要进行长距离物料输送任务时，可以选取板式给料机作为运输机来完成任务，同时需要在运送过程中完成各式各样的工艺处理时，也可以使用板式给料机，因此板式输送机的使用范围才能这么广大2。板式给料机是矿石运输3、冶金金属运输4、电力5、化工运输、建材、港口、煤炭6企业中使用较为广泛的一种连续给料运输机械。主要用来由储料仓、配料装置或运输设备均匀不断地供给和转换运输各种大块状重物和微粒颗粒状散状物料，是一种现在主流运输行业比较重要的运输设备。重型板式给料机作为现今大多数重型工业中的输送设备的一种附属设备，及辅助设备，这种大型设备在大型选矿厂，冶金，水泥，建材行业等部门得到充分的使用。重型板式给料机一般进行水平方向安装，但是有时也可以进行倾斜方向进行安装，一般安装最大倾角12度7。1.2 发展状况（State of Development）中原古代人他们的高转筒车和提水地翻车，是现代斗式提升机和刮板式给料机的基本模型；17世纪左右，架空索道给料既开始被应用到物料输送行业；1850年左右，各种各样的类似于现代构造的板式给料机慢慢的不断地涌现出来。在19世纪中后期，英国制造出来带式给料机8；19世纪末期，美国制造出螺旋给料机；20世纪初，瑞士产出钢带式给料机9，另外两个欧洲国家生产了惯性给料机。20世纪中期到现在以来，机器的制造，电机承载能力的提高，以及各个行业的生产能力的提高等等因素极大地影响的给料机的发展。给料机的不断发展，逐步地实现只能在工作车间里进行输送，前进和发展到不同企业，不同公司，不同城镇，不同城市之间运输。在我们国家，相对于其他国家而言，板式给料机行业兴起的相对比较迟缓一点，这主要是因为在中国20世纪中前期饱受战乱动荡，导致我国工业落后，整个工业制造水平相对于其他发达国家的工业水平较为落后，同时国产的板式给料机相对于其他的国家，在运输能力，运输长度，运输效率上仍然比较大的差距10。改革开放以来，我国大力发展社会主义市场经济，加大了对工业的经济投入，随即工业得到了巨大的发展，同时给料机行业也得到了大幅度的提高，提高主要提高在给料机的运输能力，运输距离，可靠性，处理能力等等方面。现今，国家为实现社会主义现代化建设，早日实现中华民族伟大复兴，加大对工业的投入，使得我国的给料机行业的提高进步更快，运输能力也越高。根据掌握资料和引进样机的情况分析11，重型板式给料机在选型允许的情况下，选用小宽度、大速度、大能力的重型板式给料机是经济的12，也是选型的方向13。随着矿山向大中型化发展，作为矿山设备之一的重型板式给料机也应向大中型发展。为便于选型和控制选型，应发展标准化系列产品。在机器的设计机构上，应力求简单新颖，方便安装和使用。驱动装置应发展大速比大扭矩的减速器，且型式应为直交式，或是低转速大扭矩液压马达。尽量减轻机重和横断面尺寸，以便于工艺布置。链条采用履带链。链板根据需要选用焊接式链板或铸造式链板。链板结构可选用双圆弧，亦可选用单圆弧。双圆弧链板比单圆弧链板横向尺寸要小一些，但联接链板的螺栓要接触物料，装拆螺栓比较麻烦；而单圆弧链板比双圆弧链板横向尺寸要大一些，但联接链板螺栓不接触物料，链板装拆比较容易。支撑链板结构应发展滚轮和滑轨组合支撑结构。尾部拉紧应发展带有缓冲式弹簧的拉紧结构。传动件联接应发展无键联接。受料段根据需要应发展带有缓冲装置的结构型式。总之，发展大中型、大能力、结构新、应用范围广、价格低，适合各种工艺选型需要的重型板式给料机是发展的方向。1.3 工作原理（Operating Principle）重型板式给料机的运作由电动机工作扭转提供动力14，为整个装置提供动力，这个动力经过联轴器的传输，传到减速器15，由于电机的转速过快，所以要通过减速器进行减速，减速之后将动力传输到驱动主轴上去，最后驱动主轴带动链轮转动，链轮带动着链条的转动，由于链条与链板16通过螺栓连接，故链条带动着链板的移动，物料放在链板上，由于物料与链板之间存在着摩擦，所以链板会带动着物料运输。就这样不断地运送进给运输，从而实现运输给料的目的17。2 方案设计2 方案设计2 Schematic Design2.1 设计基本要求（Basic Design Requirements）（1）物料最大块度d：900mm；（2）生产率Q：350t/h；（3）链板轴距L：9m。2.2方案确定（Scheme Determination）2.2.1 组成（1）驱动装置驱动装置是由主电机、联轴器、圆锥-圆柱三级齿轮减速器、驱动机架等组成。驱动装置主要用于为重型板式给料机提供动力，以及为重型板式给料机提供大扭矩的。主电机根据计算所得的需要的最小功率选择，联轴器根据主电机轴和减速器输入轴轴径以及转矩进行选择，传动方案选择圆锥-圆柱三级齿轮减速器连接开式齿轮减速器，根据总传动比计算并设计圆锥-圆柱三级齿轮减速器，最后根据主电机以及圆锥-圆柱三级齿轮减速器的大小设计机架。（2）主轴装置主轴装置主要由主轴、轴承、轴承座、定位套、链轮等部件组成。主轴装置主要是为了将驱动装置提供的动力和大扭矩传递给链轮，从而使链轮带动整个链板的运作，最终使重型板式给料机运作运输物料。链轮的设计，先根据计算确定链条所学的拉力，选择链条，最后确定设计链轮的尺寸。（3）张紧装置张紧装置选择螺旋张紧装置，张紧装置主要在安装重型板式给料机时为链条提供一个预紧力，从而将整个链板张紧。另一个作用就是在长期使用重型板式给料机后链条会出现松动，此时就可以通过转动螺旋张紧装置进行张紧减少松动。它是由拉紧轴、链定位套、滚珠丝杆、紧固螺母等部件组成。（4）链板装置链板装置是由链条、链板、及螺栓等部件组成。链板装置主要是用于承载并运输物料。链板为单元弧搭接形式，采用低合金钢板焊接而成，具有强度较高，不易受腐蚀，不容易漏料等优点。根据所学的工程力学知识计算确定链条拉力，选择链条。链条与链板为螺栓连接，使用螺栓连接，就会有结构误差较小，能有更加平稳的运动，提高整个机构的运动平稳性，拥有较高的强度，较大的压力，不需要润滑等优点。（5）机架机架是由合金钢板焊接而成的工字型结构，在上下板之间焊有若干筋板，两个工字型主梁由槽钢焊为一体，其结构坚固可靠。（6）支重轮支重轮是由轴座、密封圈、滚轮、滚动轴承、压盖等部件组成。支重轮主要作用是用于支撑承载链板和链条18以及回程链板和链条的，同时也防止链板因挠度过大而影响正常的工作，甚至无法工作。2.2.2 传动方案简图1.开式齿轮 2.圆锥-圆柱三级齿轮减速器 3.联轴器 4.主电机 5.链板2.3 确定基本参数（Determine the Basic Parameters）2.3.1 链板的有效宽度 Wj对于原装物料：Wj1.7d+200Wj1.7900+200=1730Wj取1700 mm链板名义宽度: W=Wj+100=1800 mm ;根据物料最大块度，设计挡板高度为1.2m；2.3.2 链轨运行速度v=1.25Q3600WH=1.2535036001.80.91.250.06m/sW链板宽度，m;H运输物料厚度, m；运输物料堆积密度, t/m3;2.3.3 分析链轮的圆周力通过所学的工程力学相关知识，对整体进行受力分析链轮圆周力Fu与输送过程中各部分对链板产生的摩擦力Fc相等，即Fu=Fc各部分对链板产生的总的摩擦阻力Fc，主要有主摩擦阻力Fm、附加阻力Ff、物料与挡板之间摩擦阻力Fb， Fc=Fm+Ff+Fb(1) 主要摩擦阻力Fm是由物料整体质量产生的的重力与链板产生的摩擦力，以及上下分支和链条产生的摩擦。Fm=fV+qRo+qRuL+2qBLgFm=0.212501.81.29+400+3009+260.810Fm=90597.88Nf摩擦系数，f=0.2;L链板轴距，L=9 m;qRo上支重单位长度线载荷，单位：kgm，取qRo=400 kg/m;qRu下支重轮单位长度线载荷，单位：kgm，取qRu=300 kg/m;qB链条单位长度线质量，单位：kgm，取qB=60.8 kg/m;Q给料能力，单位：th，取Q=350 t/h;v链条运行速度，单位：ms，取v=0.06 m/s;g重力加速度，单位：m/s2，取g=10 m/s2;(2) 附加阻力Ff是由链节中的摩擦、链条和链轮间的摩擦、链轮中轴承的摩擦、链条与上下支重轮间的摩擦组成，一般情况下Ff0.50.1Fm=0.490597.88=36239.15N(3) 物料与挡板间的摩擦阻力Fb由所输送的物料与挡板装置之间的摩擦产生。Fb=fH2LgFb=0.712501.22910Fb=146048.08Nf摩擦系数，取0.7;运输物料堆积密度，kg/m3 , 取1250 kg/m3;H挡板的高度，m , 取1.2 m;L链板轴距，m ,取L=9 m;g重力加速度，m/s2 g=10 m/s2;所以，链轮上的圆周力可以表达为Fu=Fc=Fm+Ff+FbFu=Fc=90597.88+36235.15+146048.08Fu=Fc=279044.11N2.3.4 链条拉力的计算链条拉力Fk由链条的圆周力Fu、链条自身的重力、链条的初始的张力Fv以及附加动拉力Fd组成。Fk=Fu+Fv+Fd(1)为了使安装给料机时链条保持适度的张紧，需要适当选择初张力，不然链条容易开脱产生安全隐患。根据经验得，重型板式给料机的最大垂度和分支支撑跨距的比值约为5100，即ha005，所以初张力可按下式求其近似值上面： Fv1=ao(qB+qG)g8(/a)Fv1=0.6(60.8+1620)1080.05=21014.6N下面：Fv2=au(qB)g8(/a)Fv2=0.660.81080.05=912Nao为上分支支撑之间距离 ao=0.6m;au为下分支支撑之间距离 au=0.6m;qB为链条单位长度线质量，kgm qB=60.8kg/m;g为重力加速度，m/s2 g=10 m/s2;qG为输送物料单位长度线载荷，kgmqG=Q3.6v=3503.60.06=1620kgm最后取最大值。 (2)链条附加动拉力Fd由运动质量和链条最大加速度产生。Fd=2t2(2LqB+LqG)gFd=(0.32)20.1143(2960.8+91620)102Fd=6246.36N为链轮角速度，=vR0=0.060.25=0.32；t为链条节距，单位为m t=0.1143m;R0为链轮节圆半径，单位为m;V为链条运行速度，单位为ms;所以链条拉力为Fk=Fu+Fv+FdFk=279044.11+21014.6+6246.36Fk=306304.8N2.4 电机的选择（Selection of Motor）链板的运行速度： v=0.06ms；链条的总拉力： Fk=306304.8N；总功率： P=Fk.vc125334P=306304.80.060.80.990.9850.9830.98P=27.83kw;c为链板效率，取0.8；1为联轴器效率，取0.99；2为圆锥滚子轴承效率，取0.98；3为圆柱齿轮效率，取0.98；4为圆锥齿轮效率，取0.98；电机选择：根据计算所得功率选择电机，选择Y225M-6;电机额定功率： Pd=30kw;电机额定转速：nm=980r/min;电机同步转速：nt=1000r/min;中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG225845530356311196014018533 减速器设计3 减速器设计3 Reducer Design3.1 计算参数（Calculation Parameters）3.1.1 分配传动比计算链轮转速：nL=60v2R0=600.0620.25=3.097r/min;计算总传动比：i=nmnL=9803.097=316.4;根据机械设计手册,圆锥-圆柱三级齿轮减速器传动比分配 高速级 i1=3.52; 中间级 i2=5.51; 低速级i3=3.29;开式齿轮传动传动比 i4=4.94;3.1.2 参数计算（1）各个轴段转速高速轴的转速：n1=nm=980 r/min;中间轴1的转速：n2=n1i1=9803.52=280 r/min;中间轴2的转速：n3=n2i2=2805.51=50.82 r/min;低速轴的转速:n4=n3i3=50.823.29=15.45 r/min;驱动主轴转速：n5=n4i4=15.454.94=3.08 r/min；（2）计算各轴的转矩电机轴的转矩：Td=9549Pnm=954927.83980=271.17 Nm;高速轴的转矩：T1=Td1=271.170.99=268.46 Nm;中间轴1的转矩：T2=T124i1=268.460.980.983.52=907.58 Nm中间轴2的转矩：T3=T223i2=907.580.980.985.51=4802.62 Nm;低速轴的转矩：T4=T323i3=4802.620.980.983.29=15036.93 Nm；驱动轴的转矩：T5=T423i4=15036.930.980.984.94=72204.33 Nm;（3）计算各轴的功率高速轴：P1=P1=27.830.99=27.55 kw;中间轴1：P2=P124=27.550.980.98=26.46 kw;中间轴2：P3=P223=26.460.980.98=25.41 kw;低速轴：P4=P323=25.410.980.98=24.4 kw;驱动轴：P5=P323=24.40.980.98=23.44 kw;总结：轴段功率/kW转速n/(r/min)转矩/Nm传动比电机轴27.83980271.17高速轴27.55980268.463.52中间轴126.46280907.585.51中间轴225.4150.824802.623.29低速轴24.415.4515036.934.94驱动轴23.443.0872204.333.2 高速级齿轮设计（High Speed Gear Design）3.2.1 初选齿轮参数(1)选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为=20;(2)参考机械设计表10-7，选用7级精度;(3)材料选择，参考表10-1选择小齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为62HRC，大齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为58HRC;(4)选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i1=243.52=84.48, z2取85。3.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)根据公式试算小齿轮模数，mt34KFtT1YR(10.5R)2z12u2+1YFaYSaF1)查取相关参数的值KFt=1.3;由前面计算得小齿轮传递的扭矩:T1=268.46 Nm;查表选取齿宽系数 R=0.3;确定重合度系数Y1=arctanz1z2=arctan2485=15.772=901=9015.77=74.23zV1=z1cos1=24cos15.77=24.939zV2=z2cos2=85cos74.23=309.078a1=arccoszV1coszV1+2a=arccos24.939cos2024.939+21=29.550a2=arccoszV2coszV2+2a=arccos309.078cos20309.078+21=20.989v=zV1tana1tan+zV2(tana2tan)2=24.939tan29.55tan20+309.078(tan20.989tan20)2=1.773Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.773=0.673YFaYSaF根据机械设计，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=Flim2=1050MPa由式10-16，计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n1jL=609801103008=1.41109NL2=NL1u=1.411098524=3.98108由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KFN1=0.85 , KFN2=0.9取失效率为1，安全系数为S=1.4，则F1=Flim1KFN1S=10500.851.4=637.5MPaF2=Flim2KFN2S=10500.91.4=675MPa由表10-5查得齿形系数，YFa1=2.62, YFa2=2.12;查得应力修正系数，YSa1=1.59, YSa2=1.9;YFa1YSa1F1=2.621.59637.5=0.0065YFa2YSa2F2=2.121.9675=0.0059YFa1YSa1F1大于 YFa2YSa2F2，取YFaYSaF=YFa1YSa1F1=0.00652)齿轮模数初步确定mt34KFtT1YR(10.5R)2z12u2+1YFaYSaF341.3268.461030.6730.310.50.3224285242+10.0065 =2.368mm（2）模数调整1)基本参数计算圆周速度:d1=mtz1=2.36824=56.85mmdm1=d110.5R=56.850.85=48.32mmvm=dm1n1601000=48.32980600000=2.47m/s计算齿宽:b=Rd1u2+12=0.356.85(8524)2+12=31.38mmd=bdm1=31.3848.32=0.65计算齿宽高比：mm=mt10.5R=2.36810.50.3=2.0128m=2a+cmm=21+0.22.0128=4.428mmbm=31.384.428=7.092)实际载荷系数KF由圆周速度v=2.47m/s, 7精度，查得动载荷系数KV=1.05;直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=1;查得KH=1.293,从而KF=1.262;使用系数KA取1.25；所以实际载荷系数为KF=KAKVKFKF=1.251.0511.262=1.6563)按实际载荷系数算的齿轮模数mF=mt3KFKFt=2.36831.6561.3=2.55模数m取2.75（3）确定传动尺寸1)分度圆：d1=mz1=2.7524=66mmd2=mz2=2.7585=233.75mm2)分锥角：1=arctanz1z2=arctan2485=15.772=901=9015.77=74.233)齿宽：b=Rd1u2+12=0.366(8524)2+12=36.432mm故取b1=b2=37mm 3.2.3 校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为：H=4KHT1R(10.5R)d12uZHZEZH1)确定公式中的各参数值KH取1.3；T1=268.46103Nmm;区域系数：ZH=2cossin=2cos20sin20=2.5弹性影响系数ZE,查表10-6，ZE=189.8MPa;接触疲劳强度重合度系数：Z=4v3=41.7733=0.8622)确定H由图10-21d，查得小齿轮和大齿轮的齿面接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1650MPa由式10-16，计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n1jL=609801103008=1.41109NL2=NL1u=1.411098524=3.98108由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KHN1=0.92 , KHN2=0.96取失效率为1，安全系数为S=1.4，则H1=Hlim1KHN1S=16500.921.4=1084.28MPaH2=Hlim2KHN2S=16500.961.4=1131.43MPa3)计算HH=4KHT1R(10.5R)d12uZHZEZ=41.3268.461030.3(10.50.3)662(8524)2.5189.80.862=796.68MPaHH1, HH2,经校核，满足要求。3.2.4 齿轮参数计算1)齿顶高a:小齿轮：a=ma=2.75mm, 大齿轮：a=ma=2.75mm,齿根高f:小齿轮：f=mf+cn=3.3mm,大齿轮： f=mf+cn=3.3mm2)齿顶圆da:da1=d1+2a=66+22.75=71.5mmda2=d2+2a=233.75+22.75=240mm齿根圆df: df1=d12f=6623.3=60mmdf2=d22f=233.7523.3=227mm3)锥距R：R=d12u2+1=233.752(8524)2+1=123.33mm4）齿顶角：a1=a2=arctanaR=arctan(2.75123.33)=1.285）齿根角:f1=f2=arctanfR=arctan3.3123.33=1.53齿轮参数总结：小齿轮大齿轮模数m2.752.75齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z2485齿宽B3737齿顶高ha2.752.75齿根高hf3.33.3分度圆直径d66233.75齿顶圆直径da71.5240齿根圆直径df60227分锥角15.7774.23齿顶角a1.281.28齿根角f1.531.53锥距R123.33123.333.3 中间级齿轮设计（Intermediate Stage Gear Design）3.3.1 初选齿轮参数(1)选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13;(2)参考机械设计表10-7，选用7级精度;(3)材料选择，参考表10-1选择小齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为62HRC，大齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为58HRC;(4)选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i2=245.51=132.23, z2取133。3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)根据公式计算小齿轮模数 mnt32KFtT2YYcos2dz12YFaYSaF1)查取相关参数值KFt=1.3;小齿轮传递的扭矩:T2=907.58103 Nmm;查表选取齿宽系数 d=1;确定重合度系数Y与螺旋角系数Yt=arctantan20cos13=20.483b=arctan(tancost)=arctan(tan13cos20.483)=12.20at1=arccosz1costz1+2acos=arccos24cos20.48324+21cos13=29.954at2=arccosz2costz2+2acos=arccos133cos20.483133+21cos13=22.594=z1tanat1tant+z2(tanat2tant)2=24tan29.954tan20.483+133(tan22.594tan20.483)2=1.676v=cos2b=1.676cos212.2=1.754=dz1tan=124tan13=1.764Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.754=0.678Y=1120=11.76413120=0.8YFaYSaF根据手册，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=Flim2=1050MPa由式10-16，计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n2jL=602801103008=4.032108NL2=NL1u=4.03210813324=7.28107由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KFN1=0.89 , KFN2=0.92取失效率为1，安全系数为S=1.4，则F1=Flim1KFN1S=10500.891.4=667.5MPaF2=Flim2KFN2S=10500.921.4=690MPa当量齿数：zV1=z1cos3=24cos313=25.94zV2=z2cos3=133cos313=143.77由表10-5查得齿形系数，YFa1=2.65, YFa2=2.16;查得应力修正系数，YSa1=1.58, YSa2=1.81;YFa1YSa1F1=2.651.58667.5=0.0062YFa2YSa2F2=2.161.81690=0.0056YFa1YSa1F1大于 YFa2YSa2F2，取YFaYSaF=YFa1YSa1F1=0.00622)计算模数mnt32KFtT2YYcos2dz12YFaYSaF321.3907.581030.6780.8cos21312420.0062=2.35mm（2）模数调整1)试算相关参数 计算圆周速度:d1=mntz1cos=2.3524cos13=38.42mmvm=d1n2601000=38.42280600000=0.563m/s计算齿宽:b=dd=138.42=38.42mm计算齿宽高之比：h=2a+cmnt=21+0.252.35=5.288mmb=38.425.288=7.272)实际载荷系数KF圆周速度v=0.563m/s, 7精度，查得动载荷系数KV=1.02;Ft2=2T2d1=(2907.58103)38.42=4.72104NKAFt2b=1.254.7210438.42=1.5103100N/mm查得齿间载荷分配系数KF=1.1;由表10-4用插值法查得KH=1.50,结合b=7.27，得KF=1.262;使用系数KA取1.25；所以实际载荷系数为KF=KAKVKFKF=1.251.021.11.35=1.893)按实际载荷系数算的齿轮模数mnF=mnt3KFKFt=2.3531.891.3=2.66模数mn取3（3）最终确定尺寸1)中心距：a=(z1+z2)mn2cos=(24+133)32cos13=241.6mm取a=242mm;2)修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+133)32242=13.33)分度圆直径：d1=z1mncos=243cos13=74mmd2=z2mncos=1333cos13=410mm4)齿轮宽度：b=dd1=174=74mmB1=79mm,B2=74mm3.3.3 按齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件为H=2KHT2dd13u+1uZHZEZZH1)确定公式中的各参数值 KH取1.89；T2=907.58103Nmm;区域系数：ZH=2cosbcostsint=2cos12.2cos20.483sin20.483=2.4弹性影响系数ZE,查表10-6，ZE=189.8MPa接触疲劳强度重合度系数Z=431+=41.676311.764+1.7641.676=0.68螺旋角系数：Z=cos=cos13=0.982)确定H根据手册，查得小齿轮和大齿轮的齿面接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1650MPa计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n2jL=602801103008=4.032108NL2=NL1u=4.03210813324=7.28107由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KHN1=0.9 , KHN2=0.95取失效率为1，安全系数为S=1.4，则H1=Hlim1KHN1S=16500.91.4=1060.7MPaH2=Hlim2KHN2S=16500.951.4=1119.6MPa3)计算HH=2KHT2dd13u+1uZHZEZZ=21.3907.58103174313324+1133242.4189.80.680.98=960.02MPaHH1, HH2,经校核，满足要求。3.3.4 齿轮参数计算1)齿顶高a:小齿轮：a=ma=3mm, 大齿轮：a=ma=3mm,齿根高f:小齿轮：f=mf+cn=3.75mm,大齿轮： f=mf+cn=3.75mm全齿高：h=a+f=3+3.75=6.75mm2)齿顶圆da:da1=d1+2a=74+23=80mmda2=d2+2a=410+23=416mm齿根圆df:df1=d12f=7423.75=66.5mmdf2=d22f=41023.75=402.5mm齿轮参数总结：小齿轮大齿轮中心距242242齿数z24133模数m33齿宽B7974螺旋角右旋13.3左旋13.3齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ha33齿根高hf3.753.75全齿高h6.756.75分度圆直径d74410齿顶圆直径da80416齿根圆直径df66.5402.53.4 低速级齿轮设计（Low Speed Gear Design）3.4.1 初选齿轮参数(1)选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=13;(2)参考机械设计表10-7，选用7级精度;(3)材料选择，参考表10-1选择小齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为62HRC，大齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为58HRC;(4)选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=z1i3=243.29=78.96, z2取79。3.4.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)根据公式计算小齿轮模数，mnt32KFtT3YYcos2dz12YFaYSaF1)查取相关参数值KFt=1.3;由上面计算得，小齿轮传递的扭矩:T3=4802.62103 Nmm;查表选取齿宽系数 d=1;确定重合度系数Y与螺旋角系数Yt=arctantan20cos13=20.483b=arctan(tancost)=arctan(tan13cos20.483)=12.20at1=arccosz1costz1+2acos=arccos24cos20.48324+21cos13=29.954at2=arccosz2costz2+2acos=arccos79cos20.48379+21cos13=23.904=z1tanat1tant+z2(tanat2tant)2=24tan29.954tan20.483+79(tan23.904tan20.483)2=1.651v=cos2b=1.651cos212.2=1.728=dz1tan=124tan13=1.764Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.728=0.684Y=1120=11.76413120=0.81YFaYSaF根据手册，查得齿根弯曲疲劳极限为Flim1=Flim2=1050MPa计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n3jL=6050.821103008=7.3107NL2=NL1u=7.31077924=2.2107由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KFN1=0.9, KFN2=0.95取失效率为1，安全系数为S=1.4，则F1=Flim1KFN1S=10500.901.4=675MPaF2=Flim2KFN2S=10500.951.4=712.5MPa当量齿数：zV1=z1cos3=24cos313=25.94zV2=z2cos3=79cos313=85.4由表10-5查得齿形系数，YFa1=2.65, YFa2=2.22;查得应力修正系数，YSa1=1.58, YSa2=1.77;YFa1YSa1F1=2.651.58675=0.0062YFa2YSa2F2=2.221.77712.5=0.0055YFa1YSa1F1大于 YFa2YSa2F2，取YFaYSaF=YFa1YSa1F1=0.00622)计算齿轮模数mnt32KFtT2YYcos2dz12YFaYSaF321.34802.621030.6840.8cos21312420.0062=4.11mm（2）模数调整1)基本参数计算 计算圆周速度:d1=mntz1cos=4.1124cos13=101.2mmvm=d1n2601000=101.250.82600000=0.08m/s计算齿宽:b=dd=1101.2=101.2mm计算齿宽高比：h=2a+cmnt=21+0.254.11=9.247mmb=101.29.247=10.942)实际载荷系数KF圆周速度v=0.08m/s, 7精度，查得动载荷系数KV=1.01;Ft2=2T3d1=(24802.62103)101.2=9.49104NKAFt2b=1.259.49104101.2=1.17103100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1;由表10-4用插值法查得KH=1.50,结合b=10.94，得KF=1.31;使用系数KA取1.25；所以实际载荷系数为KF=KAKVKFKF=1.251.011.11.31=1.783)按实际载荷系数算的齿轮模数mnF=mnt3KFKFt=2.3531.781.3=5.3模数mn取5.5（3）最终确定尺寸1)中心距：a=(z1+z2)mn2cos=(24+79)5.52cos13=289.7mm取a=290mm;2)修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+79)5.52290=12.33)分度圆直径：d1=z1mncos=245.5cos12.3=135mmd2=z2mncos=795.5cos12.3=445mm4)齿轮宽度：b=dd1=1135=135mmB1=140mm,B2=135mm3.4.3 按齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件为H=2KHT3dd13u+1uZHZEZZH1)确定公式中的各参数值 KH取1.78；T3=4802.62103Nmm;区域系数：ZH=2cosbcostsint=2cos12.2cos20.483sin20.483=2.4弹性影响系数ZE,查表10-6，ZE=189.8MPa接触疲劳强度重合度系数Z=431+=41.651311.764+1.7641.651=0.685螺旋角系数：Z=cos=cos13=0.982)确定H查手册，查得小齿轮和大齿轮的齿面接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1650MPa由式10-16，计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n3jL=6050.821103008=7.3107NL2=NL1u=7.31077924=2.2107由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KHN1=0.95 , KHN2=0.97取失效率为1，安全系数为S=1.4，则H1=Hlim1KHN1S=16500.951.4=1119.6MPaH2=Hlim2KHN2S=16500.971.4=1143.214MPa3)计算HH=2KHT3dd13u+1uZHZEZZ=21.34802.62103113527924+179242.4189.80.6850.98=689.129MPaHH1, HH2,经校核，满足要求。3.4.4 齿轮参数计算1)齿顶高a:小齿轮：a=ma=5.5mm, 大齿轮：a=ma=5.5mm,齿根高f:小齿轮：f=mf+cn=6.875mm,大齿轮： f=mf+cn=6.875mm全齿高：h=a+f=3+3.75=12.375mm2)齿顶圆da: da1=d1+2a=135+25.5=146mmda2=d2+2a=445+25.5=456mm齿根圆df:df1=d12f=13526.875=121.25mmdf2=d22f=44526.875=431.25mm齿轮参数总结：小齿轮大齿轮中心距290290齿数z2479模数m5.55.5齿宽B140135螺旋角右旋12.3左旋12.3齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ha5.55.5齿根高hf6.8756.875全齿高h12.37512.375分度圆直径d135445齿顶圆直径da146456齿根圆直径df121.25431.253.5 开式齿轮设计（Open Gear Design）3.5.1 初选齿轮参数(1)选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20;(2)参考机械设计表10-7，选用7级精度;(3)材料选择，参考表10-1选择小齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为62HRC，大齿轮20CrMnTi（渗碳淬火），硬度为58HRC;(4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1i4=274.94=133.5, z2取134。3.5.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)根据公式计算小齿轮模数，即mt32KFtT4Ydz12YFaYSaF1)查取相关参数值KFt=1.3;小齿轮传递的扭矩:T4=15036.3103 Nmm;查表选取齿宽系数 d=1;确定重合度系数Y与螺旋角系数Ya1=arccosz1cosz1+2a=arccos27cos2027+21=28.97a2=arccosz2cosz2+2a=arccos134cos20134+21=22.2=z1tana1tan+z2(tana2tan)2=27tan28.97tan20+134(tan22.2tan20)2=1.756Y=0.25+0.75=0.25+0.751.756=0.677YFaYSaF根据手册，查得齿根弯曲疲劳极限为Flim1=Flim2=1050MPa计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n4jL=6015.451103008=2.23107NL2=NL1u=2.2310713427=4.497106由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KFN1=0.98, KFN2=1.01取失效率为1，安全系数为S=1.4，则F1=Flim1KFN1S=10500.981.4=735MPaF2=Flim2KFN2S=10501.011.4=757.5MPa由表10-5查得齿形系数，YFa1=2.44, YFa2=2.16;查得应力修正系数，YSa1=1.64, YSa2=1.82;YFa1YSa1F1=2.441.64735=0.0054YFa2YSa2F2=2.161.82757.5=0.0052因为YFa1YSa1F1大于 YFa2YSa2F2，取YFaYSaF=YFa1YSa1F1=0.00542)计算齿轮模数mt32KFtT4Ydz12YFaYSaF321.315036.31030.67712720.0054=5.809mm（2）模数调整1)基本参数计算计算圆周速度:d1=mtz1=5.80927=156.843mmvm=d1n2601000=156.48315.45600000=0.127m/s计算齿宽:b=dd1=1156.843=156.843mm计算齿宽高之比：h=2a+cmt=21+0.255.809=13.07mmb=156.84313.07=122)实际载荷系数KF圆周速度v=0.127m/s, 7精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.002;Ft2=2T4d1=(215036.3103)156.843=1.91105NKAFt2b=1.251.91105156.843=1.5103100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1;由表10-4用插值法查得KH=1.526,结合b=12，得KF=1.47;使用系数KA取1.25；所以实际载荷系数为KF=KAKVKFKF=1.251.00211.47=1.843)按实际载荷系数算的齿轮模数mF=mt3KFKFt=5.80931.841.3=6.522 模数m取7（3）最终确定尺寸1)中心距：a=(z1+z2)m2cos=(27+134)72cos13=563.5mm取a=564mm;2)分度圆直径：d1=mz1=727=189mmd2=mz2=7134=938mm3)齿轮宽度：b=dd1=1189=189mmB1=194mm,B2=189mm3.5.3 按齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件为H=2KHT4dd13u+1uZHZEZH1)确定公式中的各参数值 KH取1.84；T4=15036.3103Nmm;区域系数：ZH=2cossin=2cos20sin20=2.5弹性影响系数ZE,查表10-6，ZE=189.8MPa接触疲劳强度重合度系数Z=43=41.7563=0.862)确定H由图10-21d，查得小齿轮和大齿轮的齿面接触疲劳极限为Hlim1=Hlim2=1650MPa计算应力循环次数，（重型板式给料机工作10年，每年300天，每天工作8小时）NL1=60n4jL=6015.451103008=2.23107NL2=NL1u=2.2310713427=4.497106由图10-18查取齿根弯曲疲劳系数KHN1=1.12, KHN2=1.25取失效率为1，安全系数为S=1.4，则H1=Hlim1KHN1S=16501.121.4=1320MPaH2=Hlim2KHN2S=16501.251.4=1473.2MPa3)计算HH=2KHT4dd13u+1uZHZEZ=21.8415036.31031189313427+1134272.5189.80.86=1280.55MPaHH1, HH2,经校核，满足要求。3.5.4 齿轮参数计算1)齿顶高a:小齿轮：a=ma=7mm, 大齿轮：a=ma=7mm,齿根高f:小齿轮：f=mf+cn=8.75mm,大齿轮： f=mf+cn=8.75mm全齿高：h=a+f=3+3.75=15.75mm2)齿顶圆da:da1=d1+2a=189+27=203mmda2=d2+2a=938+27=952mm齿根圆df:df1=d12f=18928.75=171.5mmdf2=d22f=93828.75=920.5mm齿轮参数总结：小齿轮大齿轮中心距564564齿数z27134模数m77齿宽B194189齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ha77齿根高hf8.758.75全齿高h15.7515.75分度圆直径d189938齿顶圆直径da203952齿根圆直径df171.5920.53.6 轴的设计（Shaft Design）3.6.1 高速轴（1）初步确定轴的最小直径轴的材料选择20CrMnTi，渗碳淬火处理。查表15-3得A0=112，计算得最小轴径为dmin=A03P1n1=112327.55980=34.06mm由于最小的轴端需要开一个键槽，所以dmin在原有的基础上扩大5%，dmin=0.05+134.06=35.75mm由于输入轴的最小轴段是与电机的伸出轴通过联轴器相连接的。考虑到高速轴伸出的那段轴径与联轴器的一端连接的，所以选取最小轴径的时候得考虑。查取工况系数KA=1.5Tca=KAT1=1.5268690=4.02105Nmm计算出的转矩应该小于联轴器的许用转矩，查取选用Zl4电机轴伸弹性柱销齿式联轴器。联轴器的公称转矩为1600Nm。半联轴器的孔径为40mm，故取d12=40mm。（2）根据联轴器连接轴的那段长度为112mm，所以第一段轴设计长为110mm，L1=110mm比联轴器轴端段一些，避免挡圈直接贴在轴上。同时联轴器采用轴向定位，故就能设计出第二个轴段，第二个轴段设计为d2=45mm，因为减速器外面还有轴承端盖以及调整垫片，所以L2=70mm。（3）因为轴既受径向力，也受轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。根据轴段直径45mm，选择圆锥滚子轴承33209，该尺寸为d*D*T=45*85*32，则d2=d4=45mm,右端轴承采用轴肩定位，在机械设计手册上查得d3=50mm，L4=32mm（4）根据上面高速级齿轮传动设计，小锥齿轮的齿宽B=37mm，故取L4=45mm，轴端采用轴端挡圈定位。其他轴段长度根据CAD图进行调整后取得,L3=80mm。（5）初步确定各段轴的直径和长度轴段12345直径4045504536长度11070803245已在手稿中按弯扭合成应力校核轴的强度，合格。3.6.2 中间轴1(1)根据上面的计算，得到该轴上的转速为n=286.55r/min，转矩为T=907580Nmm，功率为P=26.46kW；然后根据这些初始数据，初步确定轴的最小直径许用弯曲应力为=108MPa，由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=100。dA03Pn=100326.46280=45.54mm为承受较大的弯矩，所以最小轴径取较大一点，所以初步设计dmin=55mm;轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度为62HRC58HRC(2)由于是中间轴，所以第一段轴和最后一段轴准备安放轴承。根据综合的设计，由于中间级齿轮传动选用的是斜齿圆柱齿轮传动，所以存在较大径向力和轴向力所以设计选用圆锥滚子轴承，选用型号为33211，尺寸为dDT=5510035mm，轴承选定之后可以确定轴段直径，故d1=d5=55mm，由于两端都存在箱体的误差，故设计L1=62mm, L5=57mm。左端的轴承采用套筒进行定位。 (3)中间轴1上安装一个齿轮，整体是做成一个齿轮轴的，设计装大齿轮的轴段为d4=60mm，高速级大齿轮的轮毂宽度为37mm，为了压住齿轮，故齿轮轴段设计的短一点，L4=35mm。齿轮左端采用轴肩定位，故设计出第三段轴段为L3=64mmd3=68mm。齿轮的右端采用一个定距环，抵着齿轮定位。(4)由于上面设计中间级小齿轮大小接近轴的最小轴径，故中间轴1采用齿轮轴设计。已知中间级小齿轮的轮毂宽度为B=79mm，故取L2=82mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径5566686055长度6282643557已在手稿中按弯扭合成应力校核轴的强度，合格。3.6.3 中间轴2(1)根据上面的计算，得到该轴上的转速为P=25.41kW，转矩为T=4802620Nmm，功率为P=25.41kW；然后根据这些初始数据，初步确定轴的最小直径许用弯曲应力为=108MPa，由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=100。dA03Pn=100325.4150.82=79.37mm为承受较大的弯矩，所以最小轴径取较大一点，所以初步设计dmin=90mm;轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度为62HRC58HRC(2)由于是中间轴，所以第一段轴和最后一段轴准备安放轴承。根据综合的设计，由于中间级齿轮传动选用的是斜齿圆柱齿轮传动，所以存在较大径向力和轴向力所以设计选用圆锥滚子轴承，选用型号为33118，尺寸为dDT=9015045mm，轴承选定之后可以确定轴段直径，故d1=d6=90mm，由于两端都存在箱体的误差，故设计L1=67mm, L6=45mmmm。左端的轴承采用套筒进行定位。(3)中间轴2上安装一个齿轮，整体是做成一个齿轮轴的，设计装大齿轮的轴段为d2=100mm，中间级大齿轮的轮毂宽度为74mm，为了压住齿轮，故齿轮轴段设计的短一点，L2=72mm。齿轮左端采用套筒，齿轮的右端采用轴肩定位故设计出第三段轴段为d3=110mm取L3=22mm。(4)由于上面设计低速级小齿轮大小接近轴的最小轴径，故中间轴2采用齿轮轴设计。已知中间级小齿轮的轮毂宽度为B=140mm，故取L2=142mm。(5)初步确定各段轴的直径和长度轴段123456直径9010011012011090长度6772221422545已在手稿中按弯扭合成应力校核轴的强度，合格。3.6.4 低速轴的设计(1)根据上面的计算，得到该轴上的转速为n=15.45r/min，转矩T=15036930Nmm，功率为P=24.4kW； 然后根据这些初始数据，初步确定轴的最小直径许用弯曲应力为=108MPa，由于低速轴受到的扭矩较大而受到的弯矩较小，故取A0=97。dA03Pn=97324.415.45=107.4mm为承受较大的弯矩，所以最小轴径取较大一点，所以初步设计dmin=108mm;轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度为62HRC58HRC。 (2)由于低速轴是伸出轴段，轴段伸出安装开式小齿轮，开式小齿轮放在轴端，所以在轴端采用轴端挡圈进行定位，但是轴端挡圈又不能直接贴在轴上，开式小齿轮的轮毂宽度为194mm，所以第一段轴段应该设计的比轮毂宽度要相对要较小一点，故取L1=192mm。同时也设计出轴端挡圈的直径为D=112mm。开式小齿轮右端采用轴肩定位，这样就可以设计出第二段轴径大小d2=120mm。 (3)低速级齿轮设计的是斜齿圆柱齿轮，所以存在很大的轴向力，故整个低速轴有较大的径向力和轴向力。所以在轴承选择方面采用圆锥滚子轴承，选型为圆锥滚子轴承33024，尺寸为dDT=12018048mm。轴承安放在第二轴段和第六轴段上故，d2=d6=120mm。左轴承左端采用轴承端盖定位，右端采用轴肩定位，查手册得定位轴肩高度为5mm，所以就能确定第三段的轴径长度为d3=130mm。由于存在轴承端盖以及调整垫片，故设计L2=95mm，同时设计第三段轴长130mm。 (4)低速轴上还需要安装低速级大齿轮，故设计轴段5安装低速级大齿轮，轴径为d5=130mm，通过前面的计算，得到低速级大齿轮的轮毂的宽度为B =135mm，大齿轮左端采用轴肩定位，故设计出d4=142mm，取L4=20mm。低速级大齿轮右端采用套筒定位，为了使套筒压紧齿轮，所以安装齿轮轴段的长度应当比低速级大齿轮的轮毂更短一点，故设计L5=133mm。齿轮的右端采用套筒定位，同时右轴承左端也采用套筒定位，套筒直径d6=120mm，L6=60mm。(5)初步确定各段轴的直径和长度轴段123456直径108120130142130120长度192951302013360(6)强度校核1）受力分析已知低速级大齿轮的分度圆直径为：d=445mm，则：圆周力：Ft1=2Td=215036930445=67581 N径向力：Fr1=Ft1tancos=67581tan20cos12.3=25175 N轴向力：Fa=Ft1tan=67581tan12.3=14735 N已知开式小齿轮的分度圆直径为：d=189mm，则：圆周力：Ft2=2Td=215036930189=159120 N径向力：Fr2=Ft2tan=159120tan20=59275 N；2）长度确定齿轮轮毂宽度为135mm，轴承压力中心为35.5mm；左端轴承压力中心大低速级大齿轮的受力中心的距离：l2=L52+L4+L2+Ta=1332+20+95+4835.5=187 mm右端轴承压力中心到低速级大齿轮的受力中心的距离：l1=L6a+L52=6035.5+1352=91 mm左端轴承压力中心到开式小齿轮受力中心的的距离：l3=L2a+L12=9535.5+1922=172 mm3)支反力确定水平方向的支反力：FNH1=Ft1l1+Ft2l3l1+l2=67581187+1591291+172.5=32427 NFNH2=Ft1l2l3+l2=67581187172.5+187=35153 N垂直方向的支反力：FNV1=Fr1l3+Fr2l1+l2+l3+Fad2(l2+l3)=95478 NFNV2=Fr1l2Fr2l1Fad2(l2+l3) = -11028 N3)弯矩截面C处的水平弯矩：MCH=FNH1l2=32427187=6063849 Nmm截面B处的垂直弯矩：MBV=Fr1l1=5927591=5394025 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1l2Fr2l2+l1=1375936 NmmMV1=MV1Fad2=1902601 Nmm截面B处的合成弯矩：MB=MBH2+MBV2=02+53940252=5394025 Nmm截面C处的合成弯矩:M1=MH12+MV12=60638492+13759362=6217995 NmmM2=MH12+MV22=60638492+(1902601)2=6355324 Nmm当量弯矩(取=0.6):MeA=MA2+(T)2=02+(0.615036930)2=9022158 NmmMeB=MB2+(T)2=53940252+(0.615036930)2=10511652 Nmm MeC1=M12+(T)2=62179952+(0.615036930)2=10957317 Nmm MeC2=M22+(T)2=63553242+(0.615036930)2=11035827 Nmm弯矩图： 4)校核强度由图可以得出，C为危险截面计算抗弯截面系数：W=d332=120332=169646mm3 计算抗扭截面系数：WT=d316=120316=339292mm3最终得出应力=MW=11035827169646=65.05MPa=TWT=15036936339292=44.3MPa查手册的，折合系数=0.6，则ca=2+4()2=65.052+4(0.644.3)2=83.97Mpa轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，则轴的许用弯曲应力1b=108MPa，ca1b ,所以满足要求。3.7 轴承的选择（Selection of Bearings）3.7.1 高速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)T(mm)基本额定动载荷Cr (kN)基本额定静载荷C0r(kN)3320945853232110145安装方式为正装。下面为寿命计算Fr1=FNH12+FNV12=105372+42662=11368NFr2=FNH22+FNV22=20682+4502=2116NFd1=Fr12Y=1136821.5=3789NFa1=Fae+Fd2=3005+705=3710NFa2=Fd2=705NFa1Fr1=371011368=0.32e=0.39Fa2Fr2=7052116=0.33e=0.4Fa2Fr2=746824264=0.30e=0.4X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0;查得载荷系数fp=1.5;温度系数（轴承温度小于120度）ft=1;Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.416883+1.611445=25746NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=124264+0705=24264NL=10660n(ftCrfpPr)103=10660280(11520001.525746)103=12485所以，轴承每过5年换一下。3.7.3 中间轴2轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)T(mm)基本额定动载荷Cr (kN)基本额定静载荷C0r(kN)33118901504545252415安装方式为正装。计算轴承寿命Fr1=FNH12+FNV12=262472+79632=56883NFr2=FNH22+FNV22=448262+86752=45776NFd1=Fr12Y=5688321.5=18645NFd2=Fr22Y=4577621.5=15129NFae=Fa3Fa2=687317634=10761NFa1=Fae+Fd2=10761+15129=4368NFa2=Fd2=15129NFa1Fr1=436856883=0.1e=0.4X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0;查得载荷系数fp=1.5;温度系数（轴承温度小于120度）ft=1;Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=156883+04368=56883NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=145776+015129=45776NL=10660n(ftCrfpPr)103=1066050.82(12520001.556883)103=12464所以，轴承每过5年换一下。3.7.4 低速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)T(mm)基本额定动载荷Cr (kN)基本额定静载荷C0r(kN)330241201804848448778安装方式为正装。计算轴承寿命Fr1=FNH12+FNV12=324272+954782=100834NFr2=FNH22+FNV22=351532+110282=36842NFd1=Fr12Y=10083422=25208NFd2=Fr22Y=3684222=9210NFa1=Fae+Fd2=14735+9210=23945NFa2=Fd2=9210NFa1Fr1=14735100834=0.14e=0.31Fa2Fr2=921036842=0.25e=0.31X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0;查得载荷系数fp=1.5;（轴承温度小于120度）ft=1;Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=1100834+023945=100834NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=136842+09210=36842NL=10660n(ftCrfpPr)103=1066015.45(14480001.5100834)103=40258所以，轴承具有足够的寿命。3.8 键的选型（Selection of Key）3.8.1 联轴器键根据轴径和长度，选择C型键128（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-0.5b=100-120.5=94mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=h/2=4mm查得p=120MPa，经过校核p=4T1ld=426846089445=31.7MPap所以，强度满足要求。3.8.2 小锥齿轮键根据轴径和长度，选择A型键108（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=36-10=26mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=h/2=4mm p=180MPa，强度校核p=4T1ld=426846082636=143MPap满足强度要求。3.8.3 大锥齿轮键根据轴径和长度，选择A型键1811（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=32-18=14mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=11/2=5.5mm p=1800MPa，强度校核p=4T2ld=4907580111460=174MPap满足强度要求。3.8.4 中间级大齿轮键根据轴径和长度，选择的A型键2816（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=63-28=35mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=16/2=8mm p=180MPa，强度校核p=4T3ld=448026201635100=157MPap满足强度要求。3.8.5 低速级大齿轮键根据轴径和长度，选择A型键3218（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=125-32=93mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=18/2=9mm p=180MPa，强度校核p=4T4ld=4150369301893130=154MPap满足强度要求。3.8.6 开式小齿轮键根据轴径和长度，选择C型键2816（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=180-32=148mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=16/2=8mm由于转矩较大，采用开双键。根据开式小齿轮材料为20CrMnTi，载荷中等冲击，查得p=180MPa，则其挤压强度为p=4T41.5ld=4150369301.516148100=103MPap满足强度要求。3.8.7 开式大齿轮键根据轴径和长度，选择C型键3218（GB/T1096-2003）计算键的工作长度l=L-b=180-32=148mm计算轮毂键槽的接触高度为为k=18/2=9mm由于转矩较大，采用开双键。根据开式大齿轮材料为20CrMnTi，载荷中等冲击，查得p=180MPa，则其挤压强度为p=4T41.5ld=4722043301.518148195=176MPap满足强度要求。3.9 减速器相关附件（Reducer Related Accessories）3.9.1 杆式油标三级圆锥齿轮减速器内装有润滑油，为方便看到减速器内润滑油的高度，故需要设计一个油标方便显示高度，本设计的油标的参数如下3.9.2 通气器三级圆锥齿轮减速器工作的时候，整个箱体内的温度会升高，同时整体的压强也会增大。所以需要设计一个通气器，安装在窥视孔顶部上，从而实现箱体内外的压力达到平衡。设计的参数如下，3.9.3 放油塞三级圆锥齿轮减速器长期使用，箱体内会产生大量灰尘和油污，所以需要清洗，所以设计一个放油塞，安装在减速器底部，同时相对于有空倾斜1-2度，让油流出来。放油塞的设计参数如下，3.9.4 窥视孔盖减速器工作时整体是封锁的，不能看到减速箱内的情况，所以需要在减速箱箱盖顶部开一个窥视孔，方便看到减速箱内的齿轮传动，轴承及轴等。窥视孔盖设计参数如下，3.9.5 定位销三级圆锥齿轮减速器安装，是利用螺栓将箱座和箱盖连接到一起，为保证安装精度的可靠性，所以需要设计定位销，一共是两个，定位销的尺寸大小如图所示，3.9.6 起盖螺钉长期封闭连接的减速器箱体，由于在安装的时候连接处涂有水玻璃等材质的东西，故再次开启的时候会很难开启，故需要设计一个起盖螺钉，开启的时候，转动起盖螺钉，将箱盖顶起来。本设计起盖螺钉的设计参数如下，3.9.7 起吊装置为了方便移动和吊起整个减速器，所以需要设计一些起吊装置，基本设计参数如下，3.10 减速器箱体的主要结构尺寸（Main Structural Dimensions of the Reducer Box）箱体是固定和支承轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。设计箱体结构尺寸如下：箱体底座壁厚为12mm；箱盖的壁厚为10mm；底座上部凸缘的厚度为20mm；底座下部平耳垂30mm；箱盖凸缘的厚度为15mm；轴承座连接螺柱凸缘厚度为50mm；底座加强筋厚度为16mm；箱盖加强筋厚度为12mm；地脚螺栓直径为M206；轴承座固定螺柱直径为 M106，M1006 ，M166，M166轴承盖螺柱分布圆的直径为 110mm,125mm,185mm,215mm；轴承凸缘端面直径为 130mm，145mm，215mm，255mm；底座深度为260mm；底座高度为290mm；3.11 减速器密封与润滑（Reducer Sealing and Lubrication）3.11.1 减速器密封三级圆锥齿轮减速器安装好之后，如果密封没有做好，那么首先减速箱内的润滑油会很容易受到污染，外界的灰尘会进入减速箱内，润滑油被污染，润滑的效果也会大打折扣，从而影响整个减速器的运作。然后就是齿轮，轴，轴承等零件会受到污染和腐蚀。齿轮会出现点蚀等失效的情况，大大降低了传动的准确性和稳定性，轴承和轴的运转也会受到影响。故要采取良好的密封方式。由于本设计中相对的运动的速度相对较小，所以采用接触式密封，综合各个方面的考虑，选用半粗羊毛毡封油圈进行密封。3.11.2 齿轮润滑齿轮润滑可以减少能耗，使整个传动更加平滑和稳定。闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式。在本设计中，所有齿轮的转动速度都低于12米每秒，所以齿轮采用浸油润滑。齿轮转动时，轮齿浸入润滑油中，粘上润滑油，通过转动，将油甩到齿面，甩到减速箱的箱壁上，还可以方便进行散热。通过设计与计算，取浸油深度为40mm。则油的深度H为H=30+40=70mm。根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-2011），选择黏度为288352cSt。3.11.3 轴承润滑根据转速采用油润滑，根据轴的转速和轴径大小，确定轴承工作温度，选择润滑油，为40号汽油机油，黏度为1525 cSt。4 链传动设计4 链传动设计4 Chain Drive Design4.1 链条选择（Selection of Chain）取链轮齿数z1=10，由于是重型板式给料机，链轮的传动比为1，所以z2=10,查得工况系数KA=1.4,查得主动链轮齿数系数Kz=1.22，单排链，则计算功率为Pca=KAKzP=1.41.2223.44=40.03kw根据Pca和转速n,以及重载运输，选用长节距输送链72-B-168,节距p为108mm,齿数为10，链条质量为60.8kg/m。链条节数：Lp=2a0P+z=29000108+10=168校核：链条静强度计算，安全系数n=QKAFt2=14000001.4306304.82=6.53取6。4.2 链轮尺寸（Sprocket size）节圆直径为d=psin180z=108sin18010=513.66mm配用链条的滚子直径d1为72.39mm,b1=68.58mm齿顶圆直径为damax=d+1.25pd1=513.66+1.2510872.39=584.145mmdamin=d+11.6zpd1=513.66+10.1610872.39=537.282mm齿根圆直径df=dd1=513.6672.39=441.27 取df=442mm齿宽bf1=0.95b1=0.9568.58=65mm h=0.5p=54mmdk取260mm轮毂长度：1.2dk=252mm轮毂直径：1.7dk=442mm链轮材料选用20Cr，采用渗碳淬火。润滑方式：用油刷或油壶人工定期润滑。4.3 链板设计（Chain Plate Design）链板为单元弧搭接形式，采用低合金钢板焊接而成，链条与链板为螺栓连接。螺栓：直径为8mm,数量为1688=1344链板长度为115mm，宽度为1820mm，厚度为112mm裙板长度为108mm，宽度为16mm，高度为83mm凸起刮板长度为30mm，宽度为1680mm，厚度为30mm5 轴设计5 轴设计5 Shaft Design5.1 主轴设计（Spindle Design）(1)主轴上的功率P、转速n和转矩TP=23.44kW；n=3.08r/min；T=15036930Nmm根据已知的功率和转速，确定轴的最小直径由于主轴受到的扭矩较大而受到的弯矩较小，故取A0=97。dA03Pn=97324.43.08=190.38mm所以初步设计dmin=195mm;（2）主轴上需要安装开式大齿轮，装开式大齿轮轴段直径设计为d1=195mm，开式大齿轮左端采用轴端挡圈进行定位，右端采用轴肩定位，从而设计第二段轴段，第二段轴的直径设计为200mm，d2=200mm，同时设计出轴端挡圈的直径为200mm，由上面设计的开式大齿轮的轮毂宽度为189mm，为了防止轴端的挡圈不直接压在轴上，装开式大齿轮的轴段需要设计的比开式大齿轮的轮毂宽度小一点，最终设计第一段轴段的长度为187mm，L1=187mm。 (3)首先确定轴上的轴向力较小，所以选择推力滚子轴承。根据前面设计的情况，推力滚子轴承的内径选择200mm，查手册，选择推力滚子轴承，代号为23140CC/W33，其尺寸为dDB=200340112mm，轴承安装在第二轴段和第六轴段，左轴承采用套筒定位，套筒长度为60mm，外径为230mm，经过计算和调整，L2=260mm，同时右轴承采用套筒定位，套筒长度为60mm，外径为230mm，经过计算和调整，L6=260mm。 (4)主轴的第三段和第五段安装链轮，由前面的设计计算的链轮的轮毂直径为242mm，链轮的右端采用轴肩定位，故设计第四段轴段的长度为1600mm，直径为300mm。链轮的左端采用止推环进行定位，安装时需要让止推环压在开式大齿轮上，所以安装开式大齿轮的轴段需要比开式大齿轮的轮毂的长度小一点，所以轴段的长度设计为244mm。右链轮的左端采用套筒定位，同时右链轮右端也采用套筒定位，套筒直径长度为60mm，外径为230mm。(5)初步确定各段轴的直径和长度轴段123456直径195200210300210200长度1872602441600244260(6)强度校核1）受力分析已知开式大齿轮的分度圆直径为：d=938mm，则：圆周力：Ft3=2Td=272204330445=153953 N径向力：Fr3=Ft3tan=67581tan20=56034 N链轮的圆周力：Ft4=Ft5=67500N;2）长度确定开式大齿轮轮毂宽度B=187mm因齿轮倒角为2根据推力滚子轴承23440CC/W33，压力中心a=56mm；开式大齿轮的受力中心到左端轴承压力中心的距离：l1=a+L12+25=56+1872+25=175 mm左链轮的受力中心到左端轴承压力中心的距离：l2=a+B217=56+242217=160 mm开式小齿轮受力中心到左端轴承压力中心的的距离：l3=L4+B2=1600+2422=1720 mm右链轮的受力中心到右端轴承压力中心的距离：l4=a+B217=56+242217=160 mm3)支反力水平方向：FNH1=Ft3l1+l2+l3+l4+Ft4l3+l4+Ft5(l2+l3)l2+l3+l4=184673NFNH2=Ft3l1+Ft4l2+Ft5(l2+l3)l2+l3+l4=196453 N垂直方向：FNV1=Fr3l2+l3+l4l1+l2+l3+l4=48042 NFNV2=Fr3l1(l2+l3+l4)=18473 N3)弯矩截面B处的垂直弯矩：MBV=FNH1l1=184673175=14317775 Nmm截面C处垂直弯矩：MCV=FNV1l2=48042160=6341575 Nmm截面D处的水平弯矩：MH=FNH2l4=196453160=15483365 Nmm截面D处的垂直弯矩:MV1=FNV1(l1+l2+l3)FNV2l2+l1=48726311 NmmMV1=MV1+FNV1(l1+l2)=52467614 Nmm截面B处的合成弯矩：MB=MBH2+MBV2=02+143177752=14317775 Nmm截面C处的合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=02+63177752=6341575 Nmm截面D处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=54873643 NmmM2=MH2+MV22=62893048 Nmm当量弯矩(取=0.6):MeA=MA2+(T)2=02+(0.6722043)2=433225.8 NmmMeB=MB2+(T)2=143177752+(0.6722043)2=15932456 NmmMeC=MC2+(T)2=63415752+(0.6722043)2=7846512 NmmMeD1=M12+(T)2=54876432+(0.6722043)2=57687544 Nmm MeD2=M22+(T)2=62893048+(0.6722043)2=63789462 NmmMeE=ME2+(T)2=143177752+(0.6722043)2=15932456 Nmm弯矩图： 4)校核强度根据弯矩图的D处为危险截面计算抗弯截面系数为W=d332=200332=785398mm3 计算抗扭截面系数为WT=d316=200316=1570796mm3计算应力=MW=63789462785398=73.45MPa=TWT=7220430339292=24.3MPa折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4()2=73.452+4(0.624.3)2=73.45Mpa选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度为62HRC58HRC，许用弯曲应力为1b=108MPa，ca1b ,所以强度满足要求。5.2 从动轴设计（Driven Shaft Design）选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火处理，齿面硬度为62HRC58HRC，许用弯曲应力为1b=108MPa，考虑到螺旋张紧机构等影响，初步设计轴的长度为轴段1234567直径195200210300210200195长度1202602421600242260120已在手稿中按弯扭合成应力校核轴的强度，合格。5.3 主轴部件（Spindle Components）(1)轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B(mm)基本额定动载荷Cr (kN)基本额定静载荷C0r(kN)23440CC/W3320034011213802460安装方式为正装。经过计算，满足寿命要求。轴承采用四螺柱轴承座安装。(2)链轮键的设计与校核选择的型号为A型键3218（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=220-32=188mm轮毂键槽的接触高度为为k=18/2=9mm根据链轮材料为20Cr，渗碳淬火，查得p=180MPa，校核强度p=4T5ld=47220433018188210=172
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