板式运输机的设计毕业设计

板式运输机的设计学 院机电工程学院专 业机械设计制造及自动化班 级04060103学 号2010040601120姓 名谢伟涛指导教师负责教师沈阳航空航天大学2014年6月55沈阳航空航天大学毕业设计（论文）摘 要本论文详细叙述了板式运输机的设计过程。板式运输机广泛应用于机械、冶金、化工、建材、动力、轻工、采矿等各个工业部门。该论文根据给定的参数确定传动方案，先由经过联轴器、减速器和十字滑块联轴器把电动机的功率传递到主轴，再经过一个齿轮副将功率传递到安装头轮的轴，最后利用链传动副使尾轮传动，实现板式运输机的连续给料过程。本论文分六部分，即概述、总体设计、主要参数的选择与计算、零部件的选择与计算、轴的设计和板式运输机的安装与调整。 从总体传动方案来看，该运输机结构紧凑、传动比稳定、工作可靠、寿命长、运输效率高。关键词：板式运输机 ；减速器 ；头论；尾轮目录1 概述11.1板式运输机的分类11.2 运输机的应用范围及主要优缺点11.3 板式运输机的布置形式21.4 板式运输机的组成21.4.1 牵引链21.4.2底板31.4.3 驱动装置31.4.4张紧装置41.4.5机架42总体设计42.1拟定传动方案43 主要参数的选择与计算63.1 原始数据63.2 物料的体积质量和堆积角63.3 计算安息角63.4 牵引力的计算73.4.1 运输机单位长度载荷的计算73.4.2牵引链的最小张力73.5张力的逐点计算83.5.1阻力计算83.5.2 初张力的选取93.5.3牵引力计算概略计算法93.6功率计算104 零部件的选择与设计104.1 电动机的选择104.2运输机械用减速器的选择134.2.1运输机械用减速器简介134.2.2减速器的承载能力和选用方法134.3链轮的选择与设计164.3.1 滚子链的选择164.3.2链传动的特点及应用184.3.3链轮的设计194.4齿轮的设计224.5联轴器的选择285 轴的设计305.1轴的概述305.1.1 轴的分类315.1.2 轴的结构设计315.2 I轴的设计与计算335.2.1 按钮转强度或刚度计算335.2.2按弯扭合成强度条件计算355.2.3按疲劳强度安全系数校核385.2.4 I轴轴承的选择395.2.5 I轴上键的选择415.3 II轴的设计与计算425.3.1 按钮转强度或刚度计算425.3.2 按弯扭合成强度条件计算435.3.3按疲劳强度安全系数校核455.3.4 II轴轴承的选择465.3.5 II轴上键的选择475.4 III轴的设计与计算475.4.1按钮转强度计算475.4.2按弯扭合成强度条件计算485.4.3按疲劳强度安全系数校核495.4.4III轴轴承的选择505.4.5 III轴上键的选择516 板式运输机的安装与调整516.1 安装顺序516.2安装技术要求526.2.1机架的安装526.2.2轨道的安装526.2.3主要部件的安装536.3运输机的调整53结论54参考文献55致谢561 概述1.1板式运输机的分类板式运输机是连续运输机机械中的一种，它的结构形式多样，变体也较多。板式运输机按JB2389-78的规定，一般可按下述分类： (1)按运输机的安装形式可分为:固定式和移动式。 (2)按运输机的布置形式可分为：水平型、倾斜型、水平-倾斜型、倾斜-水平型、水平-倾斜-水平型等。 (3)按牵引构件的结构形式可分为：套筒滚子链式、冲压链式、铸造链式、环链式即可拆链式等。 (4)按牵引链的数量可分为：单链式和双链式。 (5)按地板的结构形式可分为：鳞板式和平板式。 (6)按运输机的运行特征可分为：连续式和脉动式。、 (7)按驱动方式可分为:电力机械驱动式及液力驱动式。 1.2 运输机的应用范围及主要优缺点板式运输机在冶金、煤炭、化工、电力、机械制造及国民经济的其它工业部门中均得到了广泛的应用。它可沿水平方向或倾斜方向运送各种散状物料和成件物品；也可以用于流水生产线中运送成件物品。由于它的承载部分和运行部分均用金属材料构成，因而与其他连续运输机械相比，它的运送比较沉重、宽度较大的、具有锋利棱角的和对运输机有强烈磨损性的物料或成件；适宜运送600-700C的高温物料或成件物。 板式运输机的优缺点：(1) 适用范围广。除粘度特别大的物料以外，一切固态物料和成件物均可用它输送。(2)输送能力大。特别是鳞板板式运输机的生产能力可高达1000吨/时；(3)牵引链的强度高，可用作长距离输送。目前国内板式运输机的使用长度已可达到200米；国外已使用的板式运输机中有的长达1000米以上；(4) 输送线路布置灵活。与带式运输机相比，板式运输机可在较大的倾角和较小的弯曲直径的条件下输送，因此布置的灵活性较大。板式运输机的倾角可达30-35，弯曲直径一般约为5-8米；(5)在输送过程中可进行分类、干燥、冷却或装配等各种工艺加工；(6) 运行平稳可靠。板式运输机的缺点：(1) 由于板式运输机的所有部件用的都是金属材料，而且其底板和牵引链自重大，故金属材料消耗多；机体笨重，且空载功率大；(2)地板和牵引链的磨损快，润滑和维修不便，而且噪音较大；(3) 结构较复杂，制造工作量大，加之自重大，因而造价高。1.3 板式运输机的布置形式选择和确定板式运输机的布置形式，应考虑以下几个方面：、1 必须满足工艺要求。即应能符合工艺提出的运输路线、输送量和需要在其上面完成的工艺作业等要求；2 在满足工艺要求的前提下，应力求最简单的布置形式。布置形式越简单，运输及线路的转折越少，其运行阻力就越小，从而可降低制造成本，提高其使用的经济性；3 布置时，应充分考虑运输机与有关专业工种的关系。如安设在地坑中的板式运输机，容易和土建、水道、通风及除尘等设施发生矛盾，故应综合研究个方面的情况，求得整体布置的合理性和经济性；4 运输机在做倾斜输送时，不得超越允许的倾角范围。1.4 板式运输机的组成如将鳞板改为平板，就成为连续式平形板式运输机。运输机由头论装置、鳞板链条装置、尾轮张紧装置、机架和驱动装置组成。头部连经驱动后，鳞板链条装置中的牵引链与链轮相啮合，带动整个鳞板沿运输机的纵向中心线运动，而滚轮则沿着固定在机架上的轨道行走，从而完成输送工作。1.4.1 牵引链(1)片式链片式链条耐冲击、运行平稳、工作可靠。它因滚轮安装位置的不同，分为两种结构形式：一种是滚轮装在内链片中间，滚轮既是行走构件，又是传力构件，而其滚轮与套筒之间系滑动摩檫，因而阻力系数较大；另一种是滚轮装在外链片的外侧，这样，滚轮仅支承底板上的负载，其结构尺寸相应就可减小，其滚轮内装滚动轴承，因而阻力系数也小。后一种型式的片式链已广泛应用。(2)冲压链由于构造上的不同，与片式链相比，其磨损较快。但这种链条结构简单，加工容易，重量小，现在开始被采用。(3) 铸造链铸造链条的构造与冲压链一样，不同的是它是铸造的。一般用球墨铸铁制造，也有用可铸铁或高牌号的灰铸铁制造的。由于铸铁的抗拉强度低，故铸造链截面尺寸和重量均较大。配有这种链条的板式运输机在国内一些钢铁厂和铸造厂中已有使用。(4) 环形链这种链条简单易制，在垂直和水平面内可弯曲，因此弯曲板式运输机已用它作牵引构件，其缺点是环节间的接触磨损较快，使链条节距变大，链条伸长，而使运输机的运行不平稳。(5) 可拆卸链条用锻铁制成，更多是用钢材冲制。其最大优点是装拆极为方便，但板式运输机极少采用这种链条。1.4.2底板底板是板式运输机的承载构件，大致可分为鳞板和平板两种。它用螺栓或焊接的方式与牵引构件紧固在一起。它的结构形式取决于被输送的物料或成件物的输送量，物理特性和它在底板上的放置位置；其材质取决于被输送的物料或成件物的化学、物理特性及受力情况。列如，输送灼热物品的运输机，宜用钢或铸铁制的波浪形鳞板；输送易碎物品的水平运输机，则宜用木质的有挡边的平板。1.4.3 驱动装置由于板式运输机的速度低，只靠减速器不易满足大减速比的要求，因此，一般均采用综合式的传动机构，即除减速器外，还需配置如齿轮、三角皮带等减速器设备构成的开式传动机构。在一般情况下，板式运输机大多数采用单一速度。当运输工艺有变速要求时可在驱动装置中安设变速机构。1.4.4张紧装置螺旋张紧装置是板式运输机常用的张紧形式。这种装置突出的优点是结构简单和尺寸紧凑。缺点是需定期检查和张紧。张紧行程一般有200、320、500和800毫米四种。在尾轮轴上，一个链轮用键固定在轴上，另一链轮则自由地装在轴上。这样做可使链轮能随着链条关节的位置而自动定位，并且可使两根链条的受力趋于均衡。张紧链轮的齿数一般与头轮齿数相同。1.4.5机架板式运输机的机架由头轮装置支架、尾轮装置支架、中间支架、凸弧段支架和凹弧段支架等。机架一般用角钢或槽钢焊制而成。运输机中间的供滚轮行走用的水平支撑轨道，一般每4-6米制成一节，用角钢或槽钢制作，也有用轻轨制作的。在凹弧段的支撑轨道的上方需装设压轨，以防止行走滚轮转向时，由于采用了较小的弯曲半径而抬离轨道。用于生产流水线中的板式运输机，在操作区段上往往还装设各种型式的栏杆，以保障安全。2总体设计2.1拟定传动方案 板式运输机的驱动系统一般包括驱动装置和头轮装置(或二级齿轮传动轮装置)两大部分。板式运输机根据板带运行速度和牵引力的大小，驱动系统主要由I、II、III型3种传动方案。 I 型：电动机联轴器十字滑块联轴器一级齿轮传动头轮装置 II 型：电动机带轮副减速器链传动头轮装置III 型：电动机带轮副齿轮减速器二级齿轮传动轮头轮装置传动方案的比较I 型:此种传动方案是减速器采用齿轮传动，齿轮传动效率高，结构紧凑，在同样条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小，且传动比稳定，工作可靠，寿命长，而且电动机和减速器之间用联轴器连接可以高效的传递功率，更加提高了运输机的效率。但齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵。II 型：此种传动方案是减速器采用链传动，链传动适合远距离传动，且制造及安装精度要求较低，结构也比齿轮传动轻便得多，链传动还可以应用于低速重型及极为恶劣的工作条件下，但是它不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后易发生跳齿，工作时有噪声，不宜在载荷变化较大和急速反向的传动中应用。III 型：此种传动方案是齿轮减速器采用二级齿轮传动，比较上面的两个传动方案，此种传动方案的效率最高，结构紧凑，工作寿命长，但从经济上来考虑它比I型传动成本造价高出很多。综合上述各传动方案的优缺点，I型传动方案最适合本次板式运输机的设计，故最终选择I型传动方案。方案简图如图图2.1板式运输机传动装置简图3 主要参数的选择与计算3.1 原始数据 1 输送物料：焦炭 2 运输机宽：B=500m 3 运输机长：L=8000mm 4 输送物料量：Q=8t/h 5 运行速度：V=0.02m/s3.2 物料的体积质量和堆积角 根据输送的物料，表3.1为焦炭的体积质量和堆积角。表3.1 体积质量和堆积角物料名称散状物料体积质r(Mg/m)物料堆积角()运动时a静止时a焦炭0.5-0.735503.3 计算安息角 查机械化运输设计手册，输送散状物料板带宽度计算公式 对于有侧板的板带宽度 (3.1)式中：B为板带宽度(m)；Q为运输机生产率(t/h)；n为板带运行速度(m/s);r为物料堆积体积质量(t/m);为运输机倾斜安装时物料堆积断面修正系数，有侧板的深形底板和箱型底板输送散状物料时，采用b35；j为物料安息角()；b为运输机倾角，取b=0，根据b查P365表2-3-10得=1.00；h为侧板高度(m);h=140mm=0.14m;y为侧板高度利用系数，y=0.65-0.8，取y=0.7原式为 得j=16.13.4 牵引力的计算3.4.1 运输机单位长度载荷的计算 查机械化运输设计手册运输机械手册有下列公式 (1)对于承载分支 (3.2)(2)对于空载分支 (3.3)式中：q为承载分支上单位长度的载荷，(daN/m);qo为行走部分单位长度的重量，(N/m);qm为底板上单位长度的重量，(N/m)；对于散状物料，底板上单位长度的重量为 式中：B为底板宽度,(m)；CO为系数,(daN)；查表P367，表2-3-16得CO=800mm.则行走部分单位长度的重量=(6000.5+800)daN/m=1100daN/m 则承载分支上单位长度的载荷 3.4.2牵引链的最小张力 查运输机械手册有下列公式 牵引链的最小张力可取为所选链条的许用张力的5%，但单根链条的张力不得小于50kg。最小张力值根据经验公式 (3.4)式中：为牵引力的最小张力，(kg)；为承载分支的水平投影长度，(m)。 3.5张力的逐点计算3.5.1阻力计算查运输机械手册有下列公式(1)直线段阻力计算 对于承载分支 (3.5)式中：w为直线段内行走部分的运行阻力系数，当滚轮装在滑轮轴承上时，w=0.08-0.11，当滚轮装在滚动轴承上时，w=0.025-0.04，取w=0.10 由于运输机倾角b=0，所以则 对于空载分支 式中：为空载分支直线段运行阻力。 (2)弯曲段阻力计算对于承载分支 (3.7) 对于空载分支 (3.8)式中：Fq为承载和空载分支弯曲段运行阻力，(kg)；Sq为弯曲段绕入点的张力，(N)； l为阻力系数，见表3.2得：l=1.026表3.2阻力系数l弯曲段转角b摩擦系数f0.0150.0300.0500.100l值301.0081.0141.0261.053弯曲段转角与摩擦系数关系 3.5.2 初张力的选取查机械化设计机械手册有下式初张力亦称之为最小张力，它由张紧装置产生，有了初张力即可避免牵引链出现负张力，以保证运输机正确和可靠的工作。板式运输机的初张力，一般为： 初张力值的大小根据工作条件和线路布置的复杂程度选取，工作条件良好、线路简单者取小值，反之，取大值。取 3.5.3牵引力计算概略计算法 查机械化设计机械手册有下式 板式运输机牵引力的概算公式如下 式中：LF为运输机承载分支全长的水平投影，(m)；LK为运输机空载分支全长的垂直投影，；H为运输机的爬升总高度， 则3.6功率计算 查机械化设计机械手册有下式 板式运输机驱动装置电动机功率按下式计算 式中：K为电动机功率的储备因数；K=1.151.3，取K=1.3；v为板带运行速度，(m/s)；h为驱动系统的总效率。查简明机械设计手册p6表1-13取 运行速度v=0.02m/s,取 则 考虑诸多未知因数与功率损失，电机功率取3kW4 零部件的选择与设计4.1 电动机的选择 根据上述算出的p=3kW，选出的电动机Y系列三相异步电动机()各组参数如下表4.1表4.1 Y系列三相异步电动机参数表型号满载时额定功率kw电流A转速r/min效率%功率因数cosj额定转矩n.m最大转矩n.m重量kgY132M-83.07.72710820.722.02.079查机械设计手册得该型号电动机的安装尺寸如图4.1图4.1 Y132M-8型电动机安装尺寸图 该型号电动机的安装尺寸见表4.2表4.2 Y132M-8型电动机安装尺寸参数H=132A=216B=178C=89D=38E=80FxDG=10x8G=33K=12AB=280AC=270AD=210HD=315L=515(1)计算总传动比 (2)分配传动比 原则上，各传动副的传动比范围为 (3)计算传动装置的运动和动力参数1)计算各轴转速 I轴 II轴 III轴 2)计算各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 3)计算各轴的输入转矩电机输出的转矩 I轴 II轴 III轴 4.2运输机械用减速器的选择4.2.1运输机械用减速器简介根据机械设计手册，JB/T9002-1999规定的DBY、DCY型和DBZ、ZDY型二级、三级圆锥圆柱齿轮减速器，主要用于运输机械，也可以用于冶金、矿山、化工、煤炭、建材、轻工、石油等各种通用机械。输入轴转速不大于1500r/min，齿轮圆周速度不大于20m/s，工作环境温度为-40-45C。当环境温度低于0C时，启动前润滑油加热。4.2.2减速器的承载能力和选用方法 选择的减速器满足转动比的要求，然后按承载能力选择减速器型号，在校核启动转矩和热功率。(1)选用型号计算功率 (4.1)式中：P1为传递的功率，(kw);KA为工况系数见表4.3，假设每天工作12小时，中等载荷查表4.3得，KA =1.50；n1为要求的输入转速，(r/min);P1为对应于n1时的许用输入功率，(kw)。表4.3工况系数原动机每天工作小时数载荷种类UMH电动机、涡轮机31.01.01.053-101.251.251.7510-241.251.502.0传递的功率为 所以功率为 查机械设计手册P18-56表18.1-38得，所选减速器型号为ZSY440-63-II,PP1=12kw,该型号减速器尺寸安装图4.2、表4.4图4.2 DCZ200-50-III减速器安装尺寸表4.4 ZSY200-63-II 减速器安装尺寸参数a=200a1=140d1=35T=615d2=32l2=36D=95L=130A=440B=630C=238E=320F=300G=75S=40h=225H=462M=264nxd3=6x23N=35P=150R=210t1=35b1=10t2=100b2=25重量/kg=285油量/L=19 (2)校核启动机扭矩 原式所以选择这个减速器合适(3)校核热功率 式中：PG1为减速器的热功率，(kw)；fw为环境温度系数；fA为功率利用系数。对DBZ和ZSY型无需校核，由于本设计选择的是ZSY型减速器所以不需要校核热功率。4.3链轮的选择与设计 板式运输机是通过链传动来实现的，所以链传动的设计就显得尤为重要。4.3.1 滚子链的选择(1)滚子链由内链板、外链板、套筒销轴和滚子组成。内链板与套筒、外链板与销轴间均为过盈配合，套筒与销轴、滚子与套筒间均为间隙配合。内、外链板交错链接而构成铰链。相邻两滚子轴线间的距离称为链节距，用P表示，链节距P是传动链的重要参数。 当传递功率较大时，采用双排链或多排链。当多排链的排数较多时，各排受载不易均匀，因此实际运用中排数一般不超过4。本次设计排数为1。 考虑到P型链条结构简单，所以选择P型链条，它的结构见图4.3。 图4.3 P型链条结构(2)滚子链的选择 查输送链与特种链工程应用手册P29 表2-1，根据小链轮转速n2=1.91r/min及功率Po=3kw，选链号为M112-P-100-172 GB/T8350-2003，单排练。 滚子链的尺寸与基本参数如表4.5，(mm)表4.5 滚子链的尺寸与基本参数滚子外径销轴直径max套筒孔径max套筒外径min链板高度d1max=60d2=15d3=15.1d4=21h=41内链接内宽min内连接外宽max外链接内宽min销轴高度max节距mmb1=31b2=45b3=45.5b4=73p=100(3)计算链节数 链节数量为 式中：为运输机各区段长度的总和，(mm)；P为牵引链节距，(mm)。 所以链节数为172节。4.3.2链传动的特点及应用根据输送链与特种链工程应用手册，链传动是应用较广的一种机械传动。它是由链条和主、从动链轮所组成。链轮上制有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链节的啮合来传递传动和动力。 链传动是属于带有中间挠性件的啮合传动。与属于摩擦传动的带传动比，链传动无弹性滑动和打滑现象，因而能保持准确的平均传动比，传动效率高；又因链条不需要象带那样很紧，所以作用于轴上的径向压力较小；在同样使用条件下，链传动结构较为紧凑。同时链传动能在高温及速度较低的情况下工作。与齿轮传动相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉；在远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便得多。链传动的主要缺点是：在两根平行轴间只能用于同向回转的传动；运转时不能保持恒定的瞬间传动比，磨损后易发生跑齿；工作有噪声；不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 链传动主要用在要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其他不宜采用齿轮传动的场合。列如在摩托车上应用了链传动，结构上大为简化，而且使用方便可靠。链传动还可以用于低速重型及极为恶劣的工作条件下。列如掘土机的运行机构，虽常受到土块、泥浆及瞬时过载等影响，但仍能很好地工作。总的来说，在机械制造中，如农业、矿山、起重运输、冶金、建筑、石油、化工等机械都广泛地应用这链传动。 按用途不同，链可分为：传动链、输送链和起重链。输送链和起重链主要用于在运输和起重机中，而在一般机械传动中，常用的是链传动。 传动链传递的功率一般在100kw以下，链速一般不超过15m/s，推荐使用的最大传动比imax=8。传动链有短节距精密滚子链、齿形链等类型。其中滚子链使用最广，齿形链使用较多。4.3.3链轮的设计 (1)链轮材料的选择 链轮的材料应能保证齿轮具有足够的耐磨性和强度。由于小链轮轮齿的啮合次数比大链轮轮齿的啮合次数多，所受冲击也较严重，故小链轮应采用较好的材料制造。此次设计的板式运输机是水平输送物料的，不分大小链轮，故两链轮的齿数和材料应完全一样，一下就计算一个链轮。采用三圆弧一直线齿槽形状。 链轮材料见表4.6表4.6链轮材料材料热处理热处理厚硬度应用范围15Cr渗碳、淬火、回火50-60HRC有动荷载机传递较大功率的重压链轮(z25)(2)链轮齿数Z1、Z2的选取 由于分配得传动比i链=1，由公式 (4.4)式中：v为链速，(m/s)，v=0.02m/s;n1为链轮的转速，(r/min)；p为节距，(mm) 取Z1=8,Z2=8(3)分度圆的直径 d=p/sin(180/z) (4.5)式中：p为链轮节距，(mm)则 圆整得链轮分度圆直径d=270mm(4)齿顶圆直径 轮形状为三圆弧一直线则(5)齿根圆直径 (4.6)式中：d1为套筒的最大外径，d1=60mm (6)分度圆弦齿高 ha=0.27p=(0.27x100)mm=27mm(7)齿侧凸缘 (4.7)式中：h2为内链板高度，h2=41mm 则 (8)计算功率 Pca 查的工作情况系数KA=1，故 Pca=KAp=1x2.65kw=2.65kw(9)确定链条的节距 由机械设计P176图9-13按链轮转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。查的小链轮齿数系数 选取单排链，查得多排链系数KP=1.0，故得所需传递的功率为 选链号为M112-P-100-172，单排链。链节距p=100mm(10)确定链长L及中心距 中心距减小量 Da=(0.0020.004)a=(0.0020.004)8000mm=1632mm实际中心距a=a-ao=8000-(12-24)mm=79687984mm取a=7976mm(11)作用在轴上的压轴力 有效圆周力 (4.9)式中：Fe为有效圆周力，(N)；P为电动机功率，(kw)；v为链速，(m/s)。则 作用在轴上的压轴力 (4.10)式中：KFP为压轴力系数,KFP=1.15则 4.4齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)考虑到清洁方便和延长寿命等问题将这对齿轮副设计成闭式的。按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3)材料选择 由机械设计P189表10-1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，两者材料硬度相差为40HBS。4)压力角a的选择 增大压力角a，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度，一般用途的齿轮传动规定的标准压力角为a=20，故本设计的压力角选择a=20。5)齿数z的选择 若保持齿轮传动的中心距a不变，增加齿数，除能增加在重复度、改善传动的平稳性外，还可以减小金属切屑量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减小磨损及减小胶合的危险性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低轮齿的弯曲强度。不过在一定的齿数范围内，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，大小齿轮齿数一般互为质数。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的稳定性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮可取为Z1=2040。取小齿轮齿数Z1=17。则Z2=i齿Z1=5.873x17=99.841,取Z2=100按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即 (4.11)1)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩 (3)由机械设计P198表10-6查齿轮材料的弹性影响。(4)由机械设计P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限SHlim=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限SHlim=550MPa。(5)计算应力循环次数 假设这台运输机每天工作12小时，一班制，一年工作300天，工作寿命是15年，即 (6)由机械设计 P203图10-19查得接触疲劳强度寿命系数：KHN1=1.19，KHN2=1.28(7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 2)计算 (1)计算小齿轮分度圆直径d1t，代入SH中较小的值(2)计算齿宽b表4.7 圆柱齿轮的齿宽系数Fd装置状况两支承相对小齿轮作对称布置两支承相对小齿轮作不对称布置小齿轮做悬臂布置fd0.91.4(1.21.9)0.71.15(1.11.65)0.40.6查表4.7得，小齿轮作悬臂布置，取fd=0.6 (3)计算齿宽与齿高之比 模数 取m=12齿高 (4)计算载荷系数根据V=0.15m/s,7级精度，由机械设计 P194图10-8查得动载荷系数KV=1.05;直齿轮，假设KAFt/b100N/mm。由机械设计P195表10-3查得KHa=KFa=1.2。由表4.8查得使用系数KA=1.25表4.8 使用系数KA载荷状态工作机器原动机电动机、均匀运转的蒸汽机、燃气轮机蒸汽机、燃气轮机液压装置多缸内燃机单缸内燃机轻微冲击不均匀传送的带式运输机或板式运输机、机床的主传动机构、重型升降机、工业与矿用风机、变密度材料搅拌机等1.251.351.501.75由机械设计P196表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时 将数据代入后得 由b/h=3.9mm，KHb=1.36查得机械设计P198图10-13得KFb=1.28; 故载荷系数 K=KAKVKHaKHb=1.25X1.05X1.2X1.38=2.174(5)按实际的载荷系数校正所有的分度圆直径，得 (6)计算模数m 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 (4.12)1)确定公式内的各计算数值 (1)由机械设计 P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限SFE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限SFE2=500MPa(2)由机械设计 P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.98，KFN2=0.96(3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 (4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKFb=1.25X1.05X1.2X1.25=1.969(5)查取齿形系数 由机械设计P197表10-5查得 YFa1=2.97，YFa2=2.19(6)查取应力校正系数 YSa1=1.52，YSa2=1.785(7)计算大、小齿轮的YFa /sF并加以比较 大齿轮的数值大2)设计计算 对于计算结果，由齿轮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，仅与齿轮直径有关，取由弯曲强度算的模数9.296并就近圆整为标准m=10，按接触强度算得分度圆直径d1=175.74mm ,算出小齿轮齿数。 圆整得小齿轮齿数Z1=18,大齿轮齿数Z2=106这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 2)计算中心距 3)计算齿轮宽度 取 B1=110，B2=120验算 齿轮公差值或极值数值 查几何量公差与测量技术P240表11-12得大、小齿轮公差值或极值数值见表4.9、4.10表4.9 小齿轮公差值或极值数值公差组检查项目代号公差或极值齿距累计总公差0.063单个齿距极限偏差0.022齿廓形状偏差0.019偏差允许值0.020表4.10 大齿轮公差值或极值数值 公差组检查项目代号公差或极值齿距累计总公差0.160单个齿距极限偏差0.025齿廓形状偏差0.030偏差允许值0.0204.5联轴器的选择选择联轴器的类型根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被联接两部件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合适的联轴器类型。具体应该考虑一下几点(1)所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求；(2)联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小；(3)两轴相对位移的大小和方向；(4)联轴器的可靠性和工作环境；(5)联轴器的制造、安装、维护和成本。考虑到上诉几点，选择电动机和减速器处的联轴器为弹性柱销联轴器，这种联轴器与弹性套柱销联轴器很相似，但传递转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸震能力，允许被连接两轴有一定的轴相位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和启动频繁的场合，由于尼龙柱销对温度较敏感，故使用温度限制在-20+70C。 选择减速器与I轴处的联轴器为十字滑块联轴器，这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角，而且在机器运转时，夹角发生改变仍可正常传动；但当a过大时，传动效率会显著降低。计算联轴器的计算转矩 (4.13)式中：KA为工作情况系数，查表4.11；T为该轴的转矩(Nm)。表4.11 工作情况系数KA工作机KA分类工作情况及列举电动机、汽轮机I转矩变化小，如透平压缩机、木工机床、运输机1.5II转矩变化中等，如搅拌机、增压泵、有飞轮的压缩机、冲床1.7查得KA=1.5两处联轴器的计算转矩分别为 确定联轴器的型号按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，即TcaT，查机械设计手册3.0软件版选用的联轴器型号标记为：HL3联轴器zc38x60/j138x82 GB/T5014-2003，安装尺寸见图4.4，表4.12图4.4 LX型弹性柱销联轴器安装尺寸表4.12 LX4型弹性柱销联轴器安装尺寸型号公称转矩Tn/(Nm)许用转速n/(r/min)轴孔直径d1、d2、dz/mm轴孔长度|Y型|L/mm轴孔长度|J,J1，Z型|L1/mm轴孔长度|J,J1，Z型|L/mmHL32500387038826082D/mmD1/mmb/mmS/mm转动惯量I/(kgm2)质m/kg160100452.50.68查机械设计手册轴及其联接P5-84表5-2-19，选用的联轴器为十字滑块联轴器，其型号标记为：LN4联轴器zc78x125/J192x150 GB/T1014-19995 轴的设计5.1轴的概述轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。5.1.1 轴的分类按照承载受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴。这类轴在各种机器中最为常见。只承受弯矩而不承受扭矩的轴成为心轴。心轴又分为传动心轴和固定心轴。只承受扭矩而不承受弯矩的轴称为传动轴。轴还可按照轴线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。曲轴通过连杆可以旋转运动改变为往复直线运动，或做相反的运动变换。直轴根据外形的不同，可分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上的零件不易装配及定位；阶梯轴则正好与光轴相反。因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用扎制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是45钢。故本设计选用45钢作为所有轴的材料。5.1.2 轴的结构设计一般轴的结构设计要遵循下列原则：(1)节约材料，减轻重量，尽量采用等强度外形尺寸或大的截面系数的截面形状；(2)易于轴上零件的精确定位、稳固、装配、拆卸和调整；(3)采用各种减少应力集中提高强度的结构措施；(4)便于加工制造和保证精度。零件在轴上的定位和固定零件在轴上的定位和固定是保证其正常工作的关键，不同的零件有不同的定位和固定方式，轴的轴向定位和固定方法见表5.1表5.1 轴的轴向定位和固定方法方法简图特点与应用肩环结构简单、定位可靠，可承载较大轴向力。常用于齿轮、带轮、链轮、联轴器、轴承等的轴向定位为保证零件仅靠定位面，应使rc或rR 轴肩高度应大于R或c，通常可取a=(0.07-0.1)d轴环宽度b(1)4a与滚动轴承相配合处的a与r值应根据滚动轴承的类型与尺寸确定，圆柱轴伸见GB/T1569-1990筒筒结构简单、定位可靠，轴上不许开槽、钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度。一般用于零件间距离较小的场合，以免增加结构重量。轴的转速很高时不宜采用紧定螺钉 适用于轴向力很小、转速很低或仅为防止零件偶然沿轴向滑动的场合。为防止螺钉松动，可加锁圈紧定螺钉同时亦可起轴向固定作用紧定螺钉用孔的结构尺寸见GB/T71-1985轴的加工和装配工艺性进行轴的结构设计时，应考虑便于轴的加工、测量、装配和维修。注意到以下几个主要方面：(1)考虑加工工艺所必需的结构要素；(2)合理确定轴与零件的配合性质、加工精度和表面粗糙度；(3)配合直径一般应按GB/T2822-1981圆整为标准值(4)确定各轴段长度时应尽可能使结构紧凑，同时还应保证零件所需的滑动距离、装拆或调整所需空间，并注意转动零件不得与其他零件相碰，与轮毂配装的轴段长度一般应略小于轮毂2-3mm，以保证轴向定位可靠；(5)轴上所有零件都无过盈地到达配合部位；(6)为便于导向和避免擦伤配合面，轴的两端及有过盈配合的台阶处制成圆角；(7)为了减少加工刀具的种类和提高劳动生产效率，轴上的倒角、圆角、键槽等应尽量减少不同尺寸的倒角、圆角、键槽的数量。5.2 I轴的设计与计算5.2.1 按钮转强度或刚度计算 选择三根轴都为实心轴，这三根轴编号分别为I、II、III轴。 按钮转强度及刚度计算轴径公式见表5.2表5.2 按钮转强度及刚度计算轴径公式轴的类型按钮转强度计算按钮转刚度计算实心轴说明d-轴端直径，mm A-系数，见表5.3T-轴所传递的扭矩，Nm B-系数，见表5.4P-轴所传递的功率，(kw)n-轴的工作转速，(r/min)zp-需用扭转剪应力，(Mpa)p-许用扭转角，()/m，见表5.4表5.3 几种常用材料的zp及A值轴的材料Q235-A、20Q275、354540Cr、35SiMn、42 SiMn、40MnBzP/Mpa15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97 表5.4 剪切弹性模量G=79.4Gpa时的B值Fp()/m0.250.511.522.5B12910991.585.77772.8注：许用扭转角的选用，应按实际情况而定。参考的范围如下：对于要求精密、稳定的传动，可取Fp=0.25-0.5()/m；对于一般传动，可取Fp=0.5-1()/m；对于要求不太高的传动，可取Fp大于1()/m，起重机传动轴，Fp=1520/m;重型机床走刀轴，Fp=5/m。 所以综上所诉取Fp=0.5()/m，则B=109查表5.3,5.4得zpl=2545Mpa，取tpl=25Mpa AI=126103 , 取AI=105按钮转强度计算 按钮转强度计算 轴的结构设计(1)考虑到轴端有键槽，轴径应增大4%-5%，取轴端处的直径为85mm，其余各直径均按5mm增加。(2)各轴段配合及表面粗糙度选择如下：轴径处 ，Ra0.8mm，齿轮配合处为，Ra3.2mm。(3)齿轮的轴向固定采用轴肩和挡圈GB/T892-1986。(4)轴的结构简图见图5.15.2.2按弯扭合成强度条件计算 齿轮处的受力分析 根据式Ft=2T1/d1Fr=Ft tana (5.1)FA=Ft/cosa式中：T1为小齿轮传递的转矩，(Nmm)；为小齿轮的节圆直径，对标准齿轮为分度直径，(m)；a为啮合角，对标准齿轮，a=20 即 计算I轴上的载荷水平面支反力的计算 垂直面支反力的计算 齿轮的作用力在水平面的弯矩 齿轮的作用力在垂直面的弯矩 总弯矩 总扭矩 弯扭合成强度 轴安全可靠将I轴结构简图、受力示意图、计算结果中的支反力、扭矩图、弯矩图、绘制出来见图5.2 5.2.3按疲劳强度安全系数校核 疲劳强度安全系数的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力。 危险截面安全系数S的校核公式 (5.2) (5.3) (5.4)式中：Ss为只考虑弯矩作用时的安全系数；St为只考虑扭矩作用时的安全系数；Sp为按疲劳强度计算的许用安全系数；s-1为对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，(Mpa);t-1为对称循环应力下的材料扭矩疲劳极限，(Mpa)；Ks、Kt为弯曲和扭转时的有效应力集中系数；es、et为弯矩和扭矩时的尺寸影响系数；ys、yt为材料拉伸和扭转时的平均应力系数；sa、sm为弯曲应力的应力幅和平均应力，(Mpa);ta、tm为扭转应力的应力幅和平均应力，(Mpa);b为表面质量系数。查附表B1得s-1=240Mpa，t-1=140Mpa查机械设计手册轴及其联接表5-1-30 Ks=1.76，Kt=1.54查表5-1-36 b用插值法得 查表5-1-26得 SP=1.2-1.5，取SP=1.2查表5-1-34得 es=0.75，et=0.73查表5-1-33得 ys=0.34，yt=0.21查表5-1-28得 ZP=78.3cm3，Z=36.9 于是安全系数 按照式(5.2) (5.3) (5.4)计算 故 该截面处安全5.2.4 I轴轴承的选择 (1)算预期寿命预计这台运输机每天工作12小时，一班制，一年工作300天，工作寿命是15年，则使用寿命 Lh=12x1x300x15=54000h (2)确定设计参数 径向力 Fr=20193N 轴向力 Fa=59655N 轴颈直径 d1=90mm 转速 n=11.3r/min 要求寿命 Lh=54000h 温度系数 ft=1 润滑方式为脂润滑 (3)轴承的选择 根据上诉设计参数选用角接触球轴承7318B GB/T 292-1994 。机械设计手册(P729)其尺寸见图5.3、表5.5 表5.5d=90mmD=190mmB=43mm基本额定动载荷C=135000N基本额定动载荷CO=122000N极限转速nlimz=3600r/min 图5.3 角接触球轴承结构(4)当量动载荷的计算 当量动载荷 P=fp(XFr+