10-15吨H自重给料工业对辊型煤成型机设计

1 摘 要 工业型煤的发展对于提高煤炭利用率 节约能源以及减少环境的污染等方面有着重 要意义 而工业对辊成型机是整个生产工业型煤设备中必不可少的机械设备 对辊成型 机与其他同类产品相比较 具有成球率高 消耗功率小 结构紧凑便于检修调试等鲜明 的技术优势 本文主要描述了对辊成型机的整体设计要求及相关部位的计算 工业对辊成型机主要由电动机 带轮 减速机 给料系统 轴承 压辊 承压系统 以及润滑系统等机构组成的 本次设计为使两对辊之间保持良好的对中性 从而保证型 煤的质量 在对辊的辊轮与辊轴之间采用胀套无键连接技术 以便根据需要对辊轮进行 相应的调整 本次设计采用同步式齿轮传动箱传动 给料方式是自重给料 采用液压平衡成型力 优点是生产机动灵活 可以调整压力 保护压辊不受损 另外 本次设计采用螺杆固定式框架结构 以满足结构简单 承载能力强 装拆方便的需 要 关键词 工业型煤 对辊成型机 自重给料 液压平衡成型力 螺杆固定式框架结构 1 目 录 1 绪 论 1 1 1 型煤机械在工业型煤技术的重要地位 1 1 2 工业型煤的发展历史 1 1 3 国内工业型煤的发展状况 1 1 4 国外工业型煤的发展状况 2 1 5 工业型煤成型机工作机理 2 1 6 影响型煤的成型因素 4 2 型辊的计算 7 2 1 确定传动方案 7 2 2 对辊成型机的主要参数及设计要求 7 2 3 辊子的宽度计算 7 2 4 型球的分布 7 2 5 辊子的长度计算 8 2 6 对辊成型机电动机的选择 8 2 7 传动比的分配与计算 8 2 8 各级轴的参数计算 9 3 V 带的计算 11 3 1 确定 V 带型号 11 3 2 确定带轮基准直径 1D 2 11 3 3 验算 V 带速度 11 3 4 确定 V 带长度 L 及中心距 A 11 3 5 验算小带轮包角 1 11 3 6 V 带根数 Z 的确定 11 3 7 计算单根 V 带的拉力 LF 12 3 8 轴上的力的计算 Z 12 4 减速器齿轮的设计计算 13 4 1 第一对啮合齿轮的计算 13 4 2 第二对啮合齿轮的计算 16 4 3 第三对啮合齿轮的计算 20 4 4 第四对啮合齿轮的计算 23 5 减速器轴的设计计算 28 5 1 I 号轴的计算 28 5 2 II 号轴的计算 30 2 5 3 III 号轴的计算 32 5 4 IV 号轴的计算 35 5 5 V 号轴的计算 38 6 对辊成型机其他关键部位的设计 41 6 1 型板材料的选择 41 6 2 液力加载系统 41 6 3 安全联轴器的选择 41 6 4 机架的设计 41 6 5 压辊的设计 41 结 论 43 致 谢 44 参考文献 45 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 1 1 绪 论 我国的主要能源是煤炭 煤炭利用率的提高对于整个国民经济的发展有着重大意义 然而 原煤不经过加工而直接用于燃烧 不仅利用率低 浪费能源 而且产生大量的煤 烟以及温室气体的排放发 严重污染环境 随着科学技术的飞速发展以及能源的日益短 缺 人们迫切需要一种有效的节能方法 而采用清洁煤技术 正是提高煤炭利用效率以 及减少环境污染的重要途径之一 工业型煤成套技术就是其中一种比较成熟的方法 通过 添加助剂对粉煤进行混捏成型 用作工业锅炉和窑炉的燃料 与直接燃烧散煤相比 烟 尘排放量可减少 60 SO 排放量可减少 50 而且建厂投资少 周期短 易于推广2 等等 1 1 1 型煤机械在工业型煤技术的重要地位 由于过去我国对工业型煤机械不够重视 在其方面的研究很少 所以到如今 我国 生产工业型煤的主要方式是采用粉煤添加粘结剂来低压成型工业型煤 实际上 恰恰成型 机械是型煤生产的关键设备 这致使我国的工业型煤技术落后于国外 不过 近年来 随 着我国科学技术的发展 在这方面正不断地缩小与发达国家之间的差距 而国内采用的 有粘结剂的低压成型工艺存在着诸如其过程十分耗时繁琐 能源消耗大 相关的机械设 备陈旧 添加剂昂贵等等不利因素 致使型煤的生产成本偏高 生产厂家获得的利润很低 不利于向广大市场推广 本论文设计的是工业对辊成型机械 采用压辊挤压成型工业型 煤 这样可以不用粘结剂 以减少成本 1 2 工业型煤的发展历史 过去 我国生产工业型煤所使用的型煤机械设备大多是仿国外制造的 由于生产力水平不高 存在着 诸如型煤设备配置不合理 电机选型不匹配等等问题 结果导致型煤成型工艺水平落后于国外几十年 的巨大差距 当时所使用的型煤机械设备存在着许多的问题 例如 机械性能差 耗电量大 经常折 断轴 成型率低 型煤质量差等等 为了解决这些问题 工程师们不辞劳苦地努力奋斗 后来经过不 断地研制和改造 终于使型煤设备的各方面的性能都得到很大程度上的提高 1 3 国内工业型煤的发展状况 我国型煤技术的发展状况可以概括为起步晚 发展慢 实际上 为了减少能源的浪 费以及减小对于环境的破坏污染 我国是从 20 世纪 50 年代起才开始研究民用型煤 60 年代到 70 年代 国内开展了大规模的民用型煤研究 并且随后研制出了以无烟煤为原料 的上点火蜂窝煤 1980 年后开始研究与开发工业型煤技术 并且取得了明显的成就 但 总体上与发达国家比较 还存在着不小的差距 特别是在型煤专用设备的开发研究方面 差距依然十分巨大 综上所述 我国在型煤机械设备上的研制和开发对于解决能源资源 日益短缺 环境污染问题等等 有着重大作用 是一件利国利民的好事 工业上我国目前普遍采用机制冷压一次成型来生产工业型煤 主要的成型设备有对 辊成型机和挤出机等等 工业对辊成型压力相对较低 一般在 25 MPa 左右 型煤的形状 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 2 有圆形 方形 枕形 棒形等等 2 国内用于生产工业型煤的粘结剂可分为无机质 有机质以及两者结合起来的复合粘 结剂 目前国内注重于开发具有良好冷态强度和防水性能的免烘干粘结剂 以此来大规 模生产工业型煤 减少成本 目前国内生产型煤的设备主要有两种发展趋势 其一 由国外引进高压成型设备 其二 大力推广国内研制的低压炉成型设备 两种发展趋势可以有效地降低生产成本 提 高型煤的成型质量 加快我国工业型煤规模化 产业化进程 另外 由于型煤的生产成本高于原煤 并且型煤的生产要消耗能源电能 而生产厂家的 目的是追求一定的经济利润 导致型煤的价格一般比原煤高出几十块钱 型煤所带来的经 济利润十分的少 于是在市场经济调节下 难以拥有市场 这是中国工业型煤很难在市场普 遍推广的根本原因 工业型煤炉前成型技术是节能技术改造重要的一部分 但其不能很 好地减少环境污染 1 4 国外工业型煤的发展状况 国外型煤发展已有半个多世纪的历史 生产量较大 技术较成熟的国家有英国 法 国 德国 日本等 国外壁炉用型煤较多 生产能力最大能达到 50 万 t 年 国外型煤生 产工艺 粘结剂配方 型煤机械设备都较先进 技术成熟 能够形成生产规模 国外整 套型煤设备中压球机发展的主要趋势是为了提高型煤产品质量 加大成型压力 型煤设 备中压球机的研发方法主要有两种 一种是加大成型压辊直径 另一种是加上预压机构 和必要的控制系统两级成型 为了解决压球机沿辊宽压力不均的问题 可以在压球机上 增加复杂的分行调压机构 但这大大地增加了压球机的加工成本 由于国外发达国家正 在寻找研究新的能源 研究其它洁净燃料和技术 国外型煤业日趋萎缩 目前 成型用 立式调和机正向中心供热 高速混合 自动定量出料方向发展 1 5 工业型煤成型机工作机理 成型机是工业型煤成型过程中关键的机械设备 其性能将直接影响型煤生产线上生 产型煤的质量 工业对辊成型机是成型机的主要机型之一 它有一对直径相同 水平方 向上相互平行并且彼此间存在着一定间隙的圆柱形压辊 压辊上分布着许多形状和大小 相同并且交错排列的成型槽 压辊是对辊成型机的关键部件 如图 1 1 所示 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 3 图 1 1 对辊成型机工作示意图 型煤设备配置及选型 工业对辊成型机在电动机的驱动下 带动两个压辊以相同速度 相反方向转动 当 原煤落入两压辊之间并且在 A 处开始受压时 煤料在相应两成型槽之间受挤压致使其体 积被压缩 随着压辊连续转动 成型槽逐渐闭合 并且成型压力逐步增大 当压辊转动 到两个成型槽距离最小时成型压力达到最大值 型煤固定成型 然后压辊继续转动使成 型槽逐渐分离 成型压力也随之逐渐减小 在成型压力减至零之前 挤压成型的型煤就 开始自动脱落 由工业型煤机械设备的配置及选型研究可知 按图 2 来分析成型槽对原煤的成型作 用力原理 为简明论述 我们把成型槽中点看做成型槽对原煤的受力作用点 在 A B 两 点同时作用一对压力 为方便计算 我们设压辊的 A 点为研究对象 在 A 点压辊对煤料 产生一个压力 J 该作用力可分解为两个力 垂直力 Pslna 对煤料起着支撑的作用 使 煤料脱离压辊 而水平力 Pcosa 对原煤料产生挤压作用 并且同时 压辊对煤料产生一 个摩擦力 F 此摩擦力也可以分解为两个作用力 垂直分力 Fcosa 使煤料被挤压到两压 辊之间 而水平分力 Fslna 则克服煤料的内阻力 从而让煤料被压缩成型 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 4 图 1 2 型煤成型时的受力分析 要使压辊能咬入煤料并且正常工作 必须满足以下条件 图 1 2 型煤成型时的受力分析公式图 上述式中 P 为煤料与压辊之间的摩擦角 由此可以得出结论 工业对辊成型机要想 正常工作必须使压辊上的咬入角于或者等于煤料与压辊间的摩擦角 综上所述可以得出 煤料的压制主要是在咬合区内进行的 在进入咬合区前煤料只 起摇实密度的作用 成型机一个很重要的参数便是咬合角 在相同压辊直径的条件下 咬合角越大 则咬合区 H 越大 被咬入煤料的体积就越大 压缩率和成型压力也就随之 而增大 咬合角的大小与煤料的特性有关 一般大约在 左右 一般在咬合角o105 4 相同的条件下 增大压辊直径就增大咬合区的宽度 进而可以增大型煤的压缩率和成型 强度 这也是现在国外工业型煤成型机压辊向大直径方向发展的主要原因 然而 增大 压辊直径的同时 也应该考虑到负面影响 1 6 影响型煤的成型因素 煤料的成型除了与压辊的直径和宽度以及辊子的转速 两对辊之间的中心距相关外 还与对辊成型机的成型压力 煤料的粒度 物料的水分 粘结剂与煤料的配比 煤料的 成型特性等因素息息相关 因此在设计过程中需要将这些因素也考虑到其中 1 6 1 型煤对辊成型机的成型压力 煤炭原料在压辊上成型槽的填满程度在一定程度上决定着对辊成型机成型压力的大 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 5 小 而成型压力的大小对于型煤的成型质量又起着至关重要的作用 当成型压力小于压 溃力时 型煤的机械强度随成型压力的增大而提高 煤种不同 其压溃力也有所差别 一般 型煤的成型压力有一个最佳值 其主要与成型物料的种类 成型物料的水分 成 型物料的粒度组成以及成型所用的粘结剂种类和用量等因素有密切的关系 所以说 为了能使对辊成型机产生足够大的压力来压实成型槽里面的煤球 需要将 成型槽里面的煤料填充满 因为煤料填充得越多 则在两对辊成型时对煤料挤压产生的 反作用力就越大 从而使煤料越容易成型 1 6 2 煤料粒度 给配对煤料成型带来的影响 煤料粒度的大小与料度级配分布也是影响型煤的成型强度与成型率的重要因素之一 在成型过程中 煤料过粗过细不仅会消耗电动机的动力 浪费能源 而且还会增加粘结 剂的用量 使其灰分增大固定碳含量低 最终影响型煤的成型质量 所以 通过对成型 强度及成型率良好的情况下 最佳煤料粒度及料度级配跟踪测试结果对比 存在着一个 较好的粒度范围 实践证明 较小的物料粒度有利于粒子的紧密排列 型煤压球机采用 粘合剂成型工艺时 最佳粒度组成应使物料的总比表面最小的粒子间的总空隙也最小 以减少粘合剂用量 从而降低型煤的生产成本 确定物料粒度及粒度组成时 应该遵循 以下两个原则 1 确保煤料颗粒在型块内的以最为紧密的方式排列 以提高型煤的成型质量 实 践证明 较小的物料粒度有利于粒子的紧密排列 2 若采用粘结剂生产工业型煤工艺时 最佳粒度组成应该使煤料的总表面达到最 小值 煤料颗粒间的总空隙也达到最小值 这样可以减少粘结剂的用量 从而降低型煤 的生产成本 1 6 3 物料的水分在成型过程中的影响 型煤成型水分的大小直接关系到型煤的成型率 固化时间 初期强度 后期强度等 等 型煤生产线要求被压制物料含水量不的超过最佳含水量范围 当然具体物料压制时 含水量要求也不同 物料中的水分在成型过程中的作用主要有 1 适量的水分可以在成型过程中起润滑剂的作用 也可以降低成型系统的内摩擦 力 提高型煤的成型质量 若是物料的水分过多 颗粒表面的水层变厚 就会影响颗粒 之间的充分密集 并且降低型煤的成型质量 而且 物料水分过多则在型煤干燥时易产 生裂纹 导致型煤发生碎裂现象 2 如果在工业型煤成型过程中采用亲水性粘结剂 适量的水分会起着预先润湿物 料粒子表面的作用 从而时物料的粒子更容易相互粘结 但是如果水分过多的话 反而 会使粘结剂失效 根据研究得出比较适宜的成型水分范围一般在 10 15 之间 3 如果工业型煤成型过程中采用疏水性粘结剂成型 则物料的水分会减弱粘结剂 对型煤成型的效果 所以在成型时一般控制物料的水分在 4 以下 1 6 4 粘结剂与物料的配比对煤料成型的影响 由于大部分煤种的成型性能较差 因而采用粘结剂的成型工艺应用较为普遍 此时 粘结剂的用量不但是型煤强度的关键影响因素 而且对型煤生产成本有非常重要的影响 从粘结剂在成型过程中固结后的方面来说 增大粘结剂的用量有利于提高型煤的成型质 量 但从型煤的成型过程来说 增大粘结剂的用量将减小成型压力并且降低型煤的质量 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 6 再从型煤脱模的稳定性这方面来说 增大粘结剂的用量也不利于提高型煤的质量 所以 一般需要反复试验来确定一个最佳的粘结剂用量 1 6 5 物料的成型特性在成型过程中的影响 物料的成型特性是在型煤成型过程影响煤料成型的关键的内在因素 其中以物料的 弹性与塑性的影响最为突出 原煤的塑性越高 其煤料的成型特性就会越好 5 泥炭 褐煤等煤种均富含塑性高的沥青质和腐植酸物质 所以它们的成型特性好 5 成型质量高 甚至可以不使用粘结剂来成型工业型煤 随着煤化度的提高 煤的塑性逐 渐下降 其成型特性也逐渐变差 对煤化度较高的煤 一般需添加粘结剂以增加煤料的 塑性方可成型 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 7 2 型辊的计算 2 1 确定传动方案 本次设计的对辊成型机是由电动机通过带传动带动一个同步减速器 再通过可调节 联轴器带动两个辊子同步相向转动 传动方案如下 图 2 1 2 2 对辊成型机的主要参数及设计要求 辊子转速 10 12 转 分 即辊子圆周速度为 m s6 04 成型压力 小时产量 10 15 吨 kncm3015 给料方式 自重给料 型球尺寸 枕形结构284 采用液压平衡成型力 螺杆固定式框架结构 同步式齿轮传动箱 2 3 辊子的宽度计算 因为设计给出的工况为 即 min r120 n m s0 64 v 可得辊子半径 4s 3vr 2 4 型球的分布 棍子的周长 251 L 周向单列最多可为 个564 1Bn 由于各成型槽之间存在间距 将暂定周向单列成型槽数 间距定为 6 mm36 1n 单个型煤的质量 Vm 是煤的密度 通常取 3 5t 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 8 所以其质量 kg10 531028451035 39 m 由于要符合每小时产量 的要求 需要产出的型煤的数量为t 437 6 10 N 所以成型辊上的成型槽列数 6 4 2103679 5 120642 n 取成型辊上的成型槽列数 2n 2 5 辊子的长度计算 因此辊子的实际宽度 m34102654 B 辊子的直径 D 2 r 800 mm 宽度为 341mm 2 6 对辊成型机电动机的选择 已知成型时成型压力 辊宽 kn c3015 p315 B 工作阻力 N2 BF 阻力转矩 T mN4603 270433 工作功率 P kW85115 963075 9 nwT 传动装置的总效率 4承联齿带 查机械手册 可得 66 0带 7 齿 9 0联 承 可求得总效率 9 7 984 则可求得电机功率 kW13 750 05120 P 经研究决定采用同步转速 的 Y 系列电动机 r min 所选用的电动机为 6 极电机 额定转速 额定功率为 8SYr min98k45 2 7 传动比的分配与计算 此传动装置采用圆柱直齿轮减速器 分配传动比要考虑一下原则 1 各级齿轮传动的承载能力大致相同 2 各级传动中的大齿轮浸油深度大致相同 由于所选电机额定转速 工作时电机转速 因此r min90 r min150 gn 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 9 其总传动比 9810 gzni 经查机械手册 可知普通 V 带传动比 通常取 2 4 因为 V 带传动比不宜过大 7 10 所以一般应使 这样可使传动装置结构紧凑 因而取 cVi 2 i 所以减速器的传动比 4928 Vzji 分配各级传动比 1 i 65 2 i3 4i 校核传动比 该传动比在合理193 6 25 829043210 iinVg 范围内 2 8 各级轴的参数计算 将传动装置中的各轴从高速级到低速级排列依次为 I 号轴 II 号轴 III 号轴 相邻两轴之间的传动比为 各轴的输入功率为 各轴的转速为 12i3 1P2 1n 各轴的输入转矩为 另外 0 轴即为电动机轴 因而各轴的功率 2nT2 8 转速 转矩的计算如下 0 轴 kW450 Pr min98mN52 4389015 5 00 T I 轴 kW75 42 5011 Pr min9281VnmN19 834075 5 911 PT II 轴 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 10 kW90 41 7542212 Pr min8 901in mN54 2861750 4 5 322 nT III 轴 kW0 49 042233 Pr min 65 1723inN1 59304 7 9 33 nT IV 轴 kW25 9 74134 Pmin 265 034rinN1 459 04 9 344 nT V 轴 kW45 39025 2455 Pr min1 36 45in mN23 689 045 9 355 nT 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 11 3 V 带的计算 3 1 确定 V 带型号 工作情况系数 查机械手册 表 4 6 得AK 73 1 AK 计算功率 cPkW5823 1 cAcP V 带型号 根据 和 值查机械手册 图 4 6 得选用 C 型 V 带0n 3 2 确定带轮基准直径 1D2 小带轮直径 查机械手册 表 4 7 得 200 355 mm 取1 71Dm301 D 已知 取弹性滑动系数 Vi 02 大带轮直径 取2 m695312 6 3 3 验算 V 带速度 s 60983601 nD 由于要求带速在 5m 25m 之间 所以带速符合要求 3 4 确定 V 带长度 L 及中心距 a 初定中心距 0a 21217 0DD m18063 初算 V 带基准长度 0 021214aDaL 5 7 436 m 50 查机械设计手册可圆整得 实际中心距 a 的计算 1783020 Ld 3 5 验算小带轮包角 1 oooo 38 170 51783063 571802 aD 3 6 V 带根数 z 的确定 单根 V 带试验条件下许用功率 查机械设计手册 得0P 7kW23 10P 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 12 传递功率增量 查机械手册 表 4 5 可得0P 7 kWP83 0 包角系数 查机械手册 表 4 8 可得 K9 K 长度系数 查机械手册 表 4 3 可得L 7 1L V 带根数 z 04 5 9806 50 LcPz 经圆整可得 z 5 根 3 7 计算单根 V 带的拉力 LF V 带单位长度的质量 m 查相关资料 得 m 0 3kg m 9mvKvzPcL 15 20 239 15098 3 578 94N 3 8 轴上的力的计算 ZFN5769238 10sin594 782sin21 zFLZ 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 13 4 减速器齿轮的设计计算 4 1 第一对啮合齿轮的计算 4 1 1 选择齿轮材料 小齿轮 40Cr 调质 HBS2601 大齿轮 45 正火 S 4 1 2 齿面接触疲劳强度的计算 确定齿轮传动精度等级 由于 估取圆周速度 3102 3 nPvy m s4 yv 查机械设计手册 可得其精度等级为 II 公差组 8 级 7 求小齿轮分度圆直径 1d 3211 12uZKTHEd 齿宽系数 查机械手册 可按齿轮相对轴承为非对称布置d 7 小齿轮齿数 推荐值范围为 20 40 取1z 271 z 大齿轮齿数 圆整取2 6 528 1 zi 5z 齿数比 u 71u 传动比误差 由于误差在 范围 71 08 2 o5 内 所以所选齿轮齿数合适 小齿轮转矩 1T4905 25 105 9 66 nPmN839 载荷系数 K KVA 使用系数 查机械手册 得A 7 A 动载荷系数 推荐值范围为 1 05 1 4 选取V 3 1V 齿向载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 5 K 齿间载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 7 载荷系数 K 49 53 1 KVA 许用接触应力 NHZSminl 查机械手册可得接触疲劳极限 21lim 70 2li5 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 14 求应力循环次数 N 可得 1038490601 HjLn 85 7 7 2 2u4 查机械手册 可得接触强度的寿命系数 7 1NZ21 NZ2N 查机械设计手册 可得接触强度最小安全系数 min HS 则 21 70170H 255N 材料弹性系数 查机械设计手册 可得EZ 7 28 19NZE 节点区域系数 查机械设计手册 由 可得H 0 x 5 HZ 重合度系数 推荐值范围为 0 85 0 92 选取 经计算可得 3 21 8 150 8 198 037492 dm 1 齿轮模数 m 圆整取 m 524 571 zd 小齿轮分度圆直径 13 圆周速度 v 60491 nds 8 与估计值 相近 故满足设计要求 smy 4 故 小齿轮分度圆直径 135mm1d1 大齿轮分度圆直径 2 mz3752 标准中心距 a 255mm 21 ma 齿宽 b db18 34 8 01 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 15 圆整取 b 113 mm 大齿轮齿宽 2bmb132 小齿轮齿宽 1 05 120 mm 4 1 3 齿根弯曲疲劳强度的计算及校核 许用弯曲应力 F XNFYSminl 弯曲疲劳极限 机械设计手册 双向传动乘 0 7limF 721lim 380NF 2li 弯曲强度寿命系数 查机械设计手册 可得NY 71 NY2 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册 可得X XX 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册 可得minFS 74 1minFS 则 4 13801li1 FXNFY 2N 3 2 22lim1FXFS2 57 由 0 cos12 3812 z 075 1 72 重合度系数 0 68 Y72 1 0 2 0 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 16 由式 6 10 FSaFFYmbdKT 12 齿形系数 aY5 a18 2 a 应力修正系数 S63179SY 由此可得 68 035 0274 F 2N m 4 8 516038974 2 F 2 由于 故齿根弯曲强度满足设计要求 F 2F 4 1 4 齿轮主要尺寸的设计计算 分度圆直径 d m13571 z2 齿顶高 ah ha 齿根高 f 2 0 cf 6 25 mm 齿全高 h 5 1 fa 齿顶圆直径 adm145321 ah8272 齿根圆直径 f 6 ff 3 基圆直径 jd 10cos135cs1 j 85272 齿距 p m 齿厚 s 8 齿槽宽 e 5 72 顶隙 c 1 0 中心距 a m25321 d 传动比 12i 78 51z 4 2 第二对啮合齿轮的计算 4 2 1 选择齿轮材料 小齿轮 40Cr 调质 HBS2801 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 17 大齿轮 45 正火 HBS210 4 2 2 齿面接触疲劳强度的计算 确定齿轮传动精度等级 由于 估取圆周速度 3102 3 nPvy 查机械设计手册 可得其精度等级为 II 公差组 8 级 m s71 yv 7 求小齿轮分度圆直径 1d 3211 12uZKTHEd 齿宽系数 查机械设计手册 可按齿轮相对轴承为非对称布置d 7 小齿轮齿数 推荐值范围为 20 40 取1z 301 z 大齿轮齿数 圆整取2 5 796 21 zi 792z 齿数比 u 3 01u 传动比误差 由于误差在 范围 oo76 065 2 o5 内 所以所选齿轮齿数合适 小齿轮转矩 1T17590 4 9105 9 66 nPmN 286543 载荷系数 K KVA 使用系数 查机械设计手册 得A 7 A 动载荷系数 推荐值范围为 1 05 1 4 选取V 0 V 齿向载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 1 K 齿间载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 2 载荷系数 K 7 1 251 KVA 许用接触应力 NHZSminl 查机械手册可得接触疲劳极限 21li 80m 2li56 求应力循环次数 N 可得 103875 HjL 8 2 10 12u 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 18 71058 9 查机械设计手册 可得接触强度的寿命系数 7 1NZ21 NZ06 2N 查机械设计手册 可得接触强度最小安全系数 min HS 则 21 818H 2594 5 材料弹性系数 查机械设计手册 可得EZ 7 28 19NZE 节点区域系数 查机械设计手册 由 可得H 0 x 5 HZ 重合度系数 推荐值范围为 0 85 0 92 选取 经计算可得 3 21 65 15948 0 18 026437 dm8 1 齿轮模数 m 圆整取 m 627 6301 zd 小齿轮分度圆直径 18 圆周速度 v 60751 nd sm 4 与估计值 相近 故满足设计要求 vy 7 1 故 小齿轮分度圆直径 180mm1d1 大齿轮分度圆直径 2 mz47962 标准中心距 a 327mm 2301 ma 齿宽 b db46 158 1 圆整取 b 150 mm 大齿轮齿宽 2502 小齿轮齿宽 1 1 156mm 4 2 3 齿根弯曲疲劳强度的计算及校核 许用弯曲应力 F 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 19 XNFYSminl 弯曲疲劳极限 查机械设计手册 双向传动乘 0 7limF 721lim 387NF 26 弯曲强度寿命系数 查机械设计手册 可得Y 71 NY2 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册 可得X XX 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册 可得minFS 74 1minFS 则 4 1381li1 NF 2 3 26 262lim1FXFSY2 N 由 0 cos12 3812 zo079 1 73 重合度系数 0 68 Y73 152 05 2 0 由式 6 10 FSaFFYmbdKT 1 齿形系数 aY5 2a18 2 a 应力修正系数 S6179SY 由此可得 68 05 805437 F 2 5 19mN 261805437 2 F 2 1 由于 故齿根弯曲强度满足设计要求 F F 4 2 4 齿轮主要尺寸的设计计算 分度圆直径 d mz180631 4792 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 20 齿顶高 ahmha61 齿根高 7 5 mmf 25 0 cf 齿全高 h f 3 齿顶圆直径 ada19821h486472 齿根圆直径 f ff 5 0 m2 基圆直径 jdj 1 9cos18s1 4472 齿距 p m 6 齿厚 s 9 齿槽宽 e 42 2 顶隙 c m5 16 0 中心距 a d327821 传动比 12i 6 0791z 4 3 第三对啮合齿轮的计算 4 3 1 选择齿轮材料 小齿轮 40Cr 调质 HBS2701 大齿轮 45 正火 S4 4 3 2 齿面接触疲劳强度的计算 确定齿轮传动精度等级 由于 估取圆周速度 3102 3 nPvy 查机械设计手册 可得其精度等级为 II 公差组 8 级 smvy 95 0 7 求小齿轮分度圆直径 1d 3211 12uZKTHEd 齿宽系数 查机械设计手册 可按齿轮相对轴承为非对称布置d 7 小齿轮齿数 推荐值范围为 20 40 取1z 31 z 大齿轮齿数 圆整取2 5 3 21 zi 72z 齿数比 u 481u 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 21 传动比误差 由于误差在 范围内 u oo8 015 248 o5 所以所选齿轮齿数合适 小齿轮转矩 1T04 67 90 91 6nPmN 9310 载荷系数 K KVA 使用系数 查机械设计手册 得A 725 1 A 动载荷系数 推荐值范围为 1 05 1 4 选取V V 齿向载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 04 1 K 齿间载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 6 载荷系数 K 38 05 12 KVA 许用接触应力 NHZSminl 查机械手册可得接触疲劳极限 21lim 780H 2 求应力循环次数 N 可得 10384 661 HjLn 75 9 2 05 9 72 u7 查机械设计手册 可得接触强度的寿命系数 1NZ2 1NZ 12NZ 查机械设计手册 可得接触强度最小安全系数 7 3 min HS 则 21 63 0 8H 2504 材料弹性系数 查机械设计手册 可得EZ 7 28 19NZE 节点区域系数 查机械设计手册 由 可得H 0 x 5 HZ 重合度系数 推荐值范围为 0 85 0 92 选取 经计算可得 3 21 5 15608 189 05382 dm7 齿轮模数 m 圆整取 m 81 831 z 小齿轮分度圆直径 d24 圆周速度 v 60 601 nsm 86 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 22 与估计值 相近 故满足设计要求 smvy 95 0 故 小齿轮分度圆直径 248mm1d1 大齿轮分度圆直径 2 mz61782 标准中心距 a 432mm 231 a 齿宽 b db6 017 58 01 圆整取 b 201mm 大齿轮齿宽 2 m2 小齿轮齿宽 207mm1 1 4 3 3 齿根弯曲疲劳强度的计算及校核 许用弯曲应力 F XNFYSminl 弯曲疲劳极限 查机械设计手册 双向传动乘 0 7limF 721lim 384NF 20 弯曲强度寿命系数 查机械设计手册 可得Y 71 NY2 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册 可得X XX 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得minFS 4 1minFS 则 4 1381li1 NF 2 9 27 02lim1FXFSY2 6 N 由 0 cos12 3812 zo07 1 72 重合度系数 0 69 Y72 15 05 2 0 由式 6 10 FSaFFYmbdKT 1 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 23 齿形系数 FaY60 21 Fa18 2FaY 应力修正系数 S5979S 由此可得 69 05 64738 1 2 14mN 01 242038 F 2 1N 由于 故齿根弯曲强度满足设计要求 1F F 4 3 4 齿轮主要尺寸的设计计算 分度圆直径 d mz4831 6172 齿顶高 ahha 齿根高 10 mmf 25 0 cf 齿全高 h f8 齿顶圆直径 ada64421 mh362 齿根圆直径 f ff 2810 59 基圆直径 jdj 4 cos248cs1 762 齿距 p m3 5 齿厚 s m 齿槽宽 e 6 1282 顶隙 c 5 0 中心距 a md432821 传动比 12i 371z 4 4 第四对啮合齿轮的计算 4 4 1 选择齿轮材料 小齿轮 40Cr 调质 HBS2701 大齿轮 45 正货 S3 4 4 2 齿面接触疲劳强度的计算 确定齿轮传动精度等级 由于 估取圆周速度 3102 nPvy 查机械设计手册 可得其精度等级为 II 公差组 8 级 smvy 52 0 7 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 24 求小齿轮分度圆直径 1d 32112uZKTHEd 齿宽系数 查机械设计手册 可按齿轮相对轴承为非对称布置d 7 小齿轮齿数 推荐值范围为 20 40 取1z 301 z 大齿轮齿数 圆整取2 8 36 21 zi 72z 齿数比 u 01u 传动比误差 由于误差在 范内 oo3 136 2 o5 所以所选齿轮齿数合适 小齿轮转矩 1T42 6505 9105 9 nPmN 491 载荷系数 K KVA 使用系数 查机械设计手册 得A 7 1 A 动载荷系数 推荐值范围为 1 05 1 4 选取V 06 V 齿向载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 8 1 K 齿间载荷分配系数 推荐值范围为 1 0 1 2 选取 载荷系数 K 57 81 25 KVA 许用接触应力 NHZSminl 查机械设计手册 可得接触疲劳极限7 21lim 780NH 22li 64 求应力循环次数 N 可得 30814 6061 HjLn 7 3 72u7 查机械设计手册 可得接触强度的寿命系数 1NZ24 1NZ 2NZ 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数 3 min HS 则 21 643 10 78H 256 材料弹性系数 查机械设计手册可得EZ 28 19NZE 节点区域系数 查机械设计手册 由 可得H 0 x 5 HZ 重合度系数 推荐值范围为 0 85 0 92 选取 经计算可得 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 25 3 21 36 158 0 189 04572 dm 69 齿轮模数 m 圆整取 m 1232 11 z 小齿轮分度圆直径 d60 圆周速度 v 4 601 ns 5 与估计值 相近 故满足设计要求 smy 52 故 小齿轮分度圆直径 360mm1d1 大齿轮分度圆直径 2 mz840722 标准中心距 a 600mm 311 a 齿宽 b db6 295 8 01 圆整取 b 296mm 大齿轮齿宽 2 m296 小齿轮齿宽 302mm1 51 4 4 3 齿根弯曲疲劳强度的计算及校核 许用弯曲应力 F XNFYSminl 弯曲疲劳极限 查机械设计手册 双向传动乘 0 7limF 721lim 384NF 20 弯曲强度寿命系数 查机械设计手册 可得Y 71 NY2 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册 可得X XX 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得minFS 4 1minFS 则 4 1381li1 NF 2 9 27 02lim1FXFSY2 5N 由 0 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 26 cos12 3812 zo07 1 73 重合度系数 0 68 Y3 152 5 02 由式 6 10 FSaFFYmbdKT 1 齿形系数 aY52 a4 a 应力修正系数 S631751SY 由此可得 68 032 029 F 2 51 94mN 68 4136029457 F 2 由于 故齿根弯曲强度满足设计要求 1F 2F 4 4 4 齿轮主要尺寸的设计计算 分度圆直径 d mz36011 8472 齿顶高 ahha2 齿根高 15 mmf 15 cf 齿全高 h f 齿顶圆直径 ada3843601 mh628422 齿根圆直径 f ff 015 基圆直径 jdj 9 38cos360cs1 472842 齿距 p m 7 齿厚 s m5 齿槽宽 e 8 12 顶隙 c 35 0 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 27 中心距 a md60284321 传动比 12i 0721z 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 28 5 减速器轴的设计计算 5 1 I 号轴的计算 5 1 1 初步估算 I 号轴的最小直径 mind 由于此轴上的分度圆直径和轴径相似 所以把该轴加工成齿轮轴 可选取 45 号钢作 为轴的材料并对其进行调质处理 查机械设计手册可得 A 113 则 50 12 mm33min49075 21 PAd 1 2 3 4 5 6 7 图 5 1 1 为了留有加工余量以及加工的方便 可将最小直径取值稍微大一些 由于大带轮是 装在该轴的最小直径上 可根据大带轮轮毂取值最小直径为 70mm 5 1 2 轴的结构设计 1 轴段 1 上安装大带轮 其定位是靠轴端挡板及轴肩定位的 由带轮计算可得其长 度 直径m40 Lm701 d 2 轴段 2 由于要对大带轮轴向定位 暂定轴肩 h 5mm 考虑到箱体的内部拆装空间 及透盖的安装 所以其长度 直径32Lm802 d 3 轴段 3 上安装轴承 为便于安装轴承内圈 并且要符合标准轴承内径 查23 机械设计手册暂选圆锥滚子轴承 型号为 32318 其基本尺寸为 mm 所以该轴段长度 直径645 7190 BTDd 94Lm903 d 4 轴段 4 由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排 其长度 直径m38Lm4d 5 轴段 5 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径120 15 6 轴段 6 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径62 Ld 7 轴段 7 上安装轴承 考虑到轴段 3 也选用 32318 圆锥滚子轴承 这样可以将产生 的轴向力相互抵消掉 因此其长度 直径m947 Lm907d 另外轴段 1 上要有健 选用 C 型普通圆头平健 18 lhb 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 29 5 1 3 轴的强度校核 轴的计算简图 图 5 1 2 转矩 1TmN 8319 大带轮直径 Vd60 径向力 2rFr572 圆周力和轴向力均为 0 齿轮的直径 c1 圆周力 t NdTct 5 1348689 径向力 1rFtr 2 910tan osan1 o 轴向力 Nt0 由 和 求得HR 21 219735HR9 560 H6 82 mM 78 mNM 530 求得121VrVrF 1129735974 Vrr RF N3072 5 V 4 圆锥滚子轴承产生的轴向力 NYRFVZ 6 409 1221 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 30 截面处弯矩合成 mNMVH 759643 325 781211 由于 可见截面处弯矩更大 是轴的危险截面 T 截面处的当量弯矩 2ca 2T 281 0 4 57896 轴的选材为 45 号钢 并经过调质处理 查机械设计手册 可得抗拉强度极限 7 因为 即为 取 2 640mNb b 1 0 2 64mN 2 60mN 轴的应力 ca321 057896dWMca 3 29 22 0 5 5 2 II 号轴的计算 5 2 1 初步估算 II 号轴的最小直径 min 由于此轴上的分度圆直径和轴径相似 所以把该轴加工成齿轮轴 可选取 45 号钢作 为轴的材料并对其进行调质处理 查机械设计手册可得 A 113 则 70 2 mm33min17590 4 PAd 1 2 3 4 5 6 7 图 5 2 1 为了留有加工余量以及加工的方便 可将最小直径取值稍微大一些 由于轴承是装 在该轴的最小直径上 可根据轴承的相关参数取值最小直径为 m90 5 2 2 轴的结构设计 1 轴段 1 上安装轴承 为便于安装轴承内圈 并且要符合标准轴承内径 查机械设 计手册暂选圆锥滚子轴承 型号为 32318 其基本尺寸为 mm 所以该轴段长度 直径645 790 BTDd 83 L903 d 2 轴段 2 由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排 其长度 直径m148Lm12d 3 轴段 3 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 31 度 直径m1563 Lm1923 d 4 轴段 4 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径m46 L0d 5 轴段 5 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径1 L1305 d 6 轴段 6 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径956 Lmd 7 轴段 7 上安装轴承 考虑到轴段 1 也选用 32318 圆锥滚子轴承 这样可以将产生 的轴向力相互抵消掉 因此其长度 直径 m647 Lm07d 另外轴段 5 上要有健 选用 A 型普通圆头平健 1832 lhb 5 2 3 轴的强度校核 轴的计算简图 图 5 2 2 转矩 2TmN 86540F1 r2 9Nt53481 齿轮的直径 cdm0 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 32 圆周力 tFNdTct 254061821 径向力 1rt 97tanosan o 轴向力 FNt0 由 和 求得121tHtHR 1219709729ttHFR N545 7mMH 01 mNMH 32 和 求得12VrVrRF 11297209709 Vrr RF NR351 8 562mV 60mNV 6 42 圆锥滚子轴承产生的轴向力 NYRFVZ 7 2014 8521 截面处弯矩合成 mMVH 153726054211 轴的选材为 45 号钢 并经过调质处理 查机械设计手册 可得抗拉强度极限 7 因为 即为 取 2 640mNb b 9 2 648N 2 60mN 轴的应力 ca31 0572dWMca 310 572 22 60 4 5m 5 3 III 号轴的计算 5 3 1 初步估算 III 号轴的最小直径 mind 由于此轴上的分度圆直径和轴径相似 所以把该轴加工成齿轮轴 可选取 45 号钢作 为轴的材料并对其进行调质处理 查机械设计手册可得 A 113 则 96 45mm33min04 671 PAd 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 33 1 2 3 4 5 6 7 8 图 5 3 1 为了留有加工余量以及加工的方便 可将最小直径取值稍微大一些 由于轴承是装 在该轴的最小直径上 可根据轴承的相关参数取值最小直径为 120 mm 5 3 2 轴的结构设计 1 轴段 1 上安装轴承 为便于安装轴承内圈 并且要符合标准轴承内径 查机械设 计手册暂选圆锥滚子轴承 型号为 30324 其基本尺寸为 mm 所以该轴段长度 直径5 9260 BTDd m843 Lm1203 d 2 轴段 2 由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排 其长度 直径m153Lm132d 3 轴段 3 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径 503 4 轴段 4 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径124 L156d 5 轴段 5 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径m203 Lm2645 d 6 轴段 6 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径m6 L1d 7 轴段 7 上安装挡油环 其长度 直径27 L137d 8 轴段 8 上安装轴承 考虑到轴段 1 也选用 30324 圆锥滚子轴承 这样可以将产生 的轴向力相互抵消掉 因此其长度 直径8 208 另外轴段 3 上要有健 选用 A 型普通圆头平健 56 lhb 5 3 3 轴的强度校核 轴的计算简图 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 34 图 5 3 2 转矩 3TmN 59310F r2471Nt506 齿轮的直径 cdm8 圆周力 tFNTct 4789629311 径向力 1rt 1320tanosan o 轴向力 FNt0 由 和 求得121tHtHR 121965 8965 86 3 ttHFFR N753mMH 64981 mNMH 42 和 求得12VrVrRF 112965 89765 8 3 Vrr RF 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 35 NRV97281 NRV1542 mM 60mMV 803 圆锥滚子轴承产生的轴向力 NYRFVZ347 129821 截面处弯矩合成 mVH 5 86903647822211 轴的选材为 45 号钢 并经过调质处理 查机械设计手册可得抗拉强度极限 因为 即为 取 2 640mNb b 1 0 2 4N 2 60mN 轴的应力 ca 3 5867dWMca 3120 2 6 mNN 5 4 IV 号轴的计算 5 4 1 初步估算 IV 号轴的最小直径 mind 由于此轴上的分度圆直径和轴径相似 所以把该轴加工成齿轮轴 可选取 45 号钢作 为轴的材料并对其进行调质处理 查机械设计手册可得 A 113 则 130 02 mm33min24 6501 PAd 1 2 3 4 5 6 图 5 4 1 为了留有加工余量以及加工的方便 可将最小直径取值稍微大一些 由于轴承是装 在该轴的最小直径上 可根据轴承的相关参数取值最小直径为 160 mm 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 36 5 4 2 轴的结构设计 1 轴段 1 上安装轴承 为便于安装轴承内圈 并且要符合标准轴承内径 查机械设 计手册暂选圆锥滚子轴承 型号为 30232 其基本尺寸为 mm 所以该轴段长度 直径4852906 BTDd m741 Lm160 d 2 轴段 2 由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排 其长度 直径mLm1d 3 轴段 3 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径0 384 4 轴段 4 由于要考虑到对箱体内部空间的安排 其长度 直径164 L18d 5 轴段 5 为轴齿轮段 根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长 度 直径m97 Lm1705 d 6 轴段 6 上安装轴承 考虑到轴段 1 也选用 30232 圆锥滚子轴承 这样可以将产生 的轴向力相互抵消掉 因此其长度 直径856Lm160 d 另外轴段 5 上要有健 选用 A 型普通圆头平健 824 lhb 5 4 3 轴的强度校核 轴的计算简图 图 5 4 2 转矩 4TmN 15490 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 37 NF01 r743t8961 齿轮的直径 cdm0 圆周力 tFNTct 8023645121 径向力 1rt 9417tanosan o 轴向力 FNt0 由 和 求得121tHtHR 1215 380467ttHF N549083mMH 421 和 求得1VrVrRF 11297209709 Vrr RF NR9 81 N1 682 mVV 624 圆锥滚子轴承产生的轴向力 NYRFVZ 1 9564 2821 截面处弯矩合成 mMVH 3 1 5749889622211 轴的选材为 45 号钢 并经过调质处理 查机械设计手册可得抗拉强度极限 因为 即为 取 2 640mNb b 1 0 2 64N 2 60N 轴的应力 ca31 09652dWMca 3160 952 22 60 48m 中国矿业大学成人教育学院 2014 毕业设计 38 5 5 V 号轴的计算 5 5 1 初步估算 V 号轴的最小直径