2665 蜂窝煤成型机设计
2665 蜂窝煤成型机设计,蜂窝煤,成型,设计
本 科 毕 业 设计姓 名: 学 号: 学 院: 应用技术学院 专 业: 机械工程及自动化 论文题目: 蜂窝煤成型机设计成型机 专 题: 指导教师: XXX 职 称: XXX 大学毕业论文任务书学院 专业年级 学生姓名 任 务 下 达 日 期 : XXX 年 1 月 11 日毕业论文日期: XXX 年 3 月 25 日至 XXX 年 6 月 20 日毕业论文题目: 蜂窝煤成型机设计成型机毕业论文主要内容和要求:结合毕业实习,采用蜂窝煤成型机设计成型技术原理;利用自重加料方式,设计一台工业型煤成型机。辊子转速:8-10 转/分(辊子圆周速度 0.4-0.5 米/秒) ;成型压力:15-30kn/cm;小时产量: 30-35 吨;型球尺寸: mm;采用液压加载;5032铰接式框架结构:采用同步式齿轮箱传动。1、 明确该装置的工作原理及相关的受力分析,参考设计参数确定电动机功率,完成该装置的总体设计。2、 利用三维辅助设计,完成同步式齿轮箱设计。3、 同步齿轮传动箱组件设计、零件图工作图设计。4、 编写完成整机设计计算说明书。院长签字: 指导教师签字:xx 大学毕业论文指导教师评阅书指导教师评语(基础理论及基本技能的掌握;独立解决实际问题的能力;研究内容的理论依据和技术方法;取得的主要成果及创新点;工作态度及工作量;总体评价及建议成绩;存在问题;是否同意答辩等):成 绩: 指导教师签字: 年 月 日XXX 大学毕业论文评阅教师评阅书评阅教师评语(选题的意义;基础理论及基本技能的掌握;综合运用所学知识解决实际问题的能力;工作量的大小;取得的主要成果及创新点;写作的规范程度;总体评价及建议成绩;存在问题;是否同意答辩等):成 绩: 评阅教师签字:年 月 日XXX 大学毕业论文答辩及综合成绩答 辩 情 况回 答 问 题提 出 问 题 正 确基 本正 确有 一般 性错 误有 原则 性错 误没 有回 答答辩委员会评语及建议成绩:答辩委员会主任签字: 年 月 日学院领导小组综合评定成绩:学院领导小组负责人: 年 月 日目 录绪论 .11.电机选型及传动比计算 .21.1 选择电动机 .21.1.1 选择电动机的类型和结构形式 .21.1.2 选择电动机的容量 .21.2 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 .31.2.1 传动装置的总传动比 .31.2.2 分配各级传动比 .32.V 带设计计算 .421 确定计算功率 .422 选择带型 .423 确定带轮基准直径 .424 验算带的速度 .525 初定中心距 .526 确定基准长度 .527 确定实际轴间距 .628 验算小带轮包角 .629 单根 V 带的基本额定功率 .6210 单根 V 带的功率增量 .6211V 带的根数 .6212 单根 V 带的预紧力 .72.13 带轮的结构 .72.13.1 小带轮的结构 .73基本参数计算 .8各轴的转速、传递功率、转矩 .84同步齿轮减速箱齿轮的设计计算 .94.1I 轴齿轮设计计算 .94.1.1 选择齿轮材料 .94.1.2 初定齿轮主要参数 .94.1.3 校核齿面接触疲劳强度 .124.2轴齿轮设计计算 .144.2.1 选择齿轮材料 .144.2.2 初定齿轮主要参数 .144.2.3 校核齿面接触疲劳强度 .174.3轴齿轮设计计算 .194.3.1 选择齿轮材料 .194.3.2 初定齿轮主要参数 .194.3.3 校核齿面接触疲劳强度 .224.4轴齿轮设计计算 .244.4.1 选择齿轮材料 .245同步齿轮减速箱轴的设计计算 .295.1轴的设计计算 .295.1.1 选择轴的材料 .295.1.2 初步估算轴的的直径 .295.1.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计 .295.1.4 轴的受力分析 .305.1.5 轴的强度计算 .325.2轴的设计计算 .335.2.1 选择轴的材料 .335.2.2 初步估算轴的的直径 .335.2.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计 .335.2.4 轴的受力分析 .345.2.5 轴的强度计算 .375.3轴的设计计算 .385.3.1 选择轴的材料 .385.3.2 初步估算轴的的直径 .385.3.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计 .395.3.4 轴的受力分析 .395.3.5 轴的强度计算 .445.4轴的设计计算 .445.4.1 选择轴的材料 .445.4.2 初步估算轴的的直径 .445.4.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计 .455.4.4 轴的受力分析 .455.5.5 轴的强度计算 .536.同步齿轮减速箱轴承的校核 .546.1I 轴轴承的校核 .546.1.1 计算轴承支反力 .546.1.2 轴承的派生轴向力 .546.1.3 轴承所受的轴向载荷 .546.1.4 轴承的当量动载荷 .556.1.5 轴承寿命 .556.2II 轴轴承的校核 .556.2.1 计算轴承支反力 .566.2.2 轴承的派生轴向力 .566.2.3 轴承所受的轴向载荷 .566.2.4 轴承的当量动载荷 .566.2.5 轴承寿命 .576.3III 轴轴承的校核 .576.3.1 计算轴承支反力 .576.3.2 轴承的派生轴向力 .576.3.3 轴承所受的轴向载荷 .576.3.4 轴承的当量动载荷 .586.3.5 轴承寿命 .586.4IV 轴轴承的校核 .586.4.1 计算轴承支反力 .596.4.2 轴承的派生轴向力 .596.4.3 轴承所受的轴向载荷 .596.4.4 轴承的当量动载荷 .596.4.5 轴承寿命 .606.5V 轴轴承的校核 .606.5.1 计算轴承支反力 .606.5.2 轴承的派生轴向力 .606.5.3 轴承所受的轴向载荷 .606.5.4 轴承的当量动载荷 .616.5.5 轴承寿命 .617.同步齿轮减速箱键的校核 .617.1I 轴键的校核 .617.2II 轴健的校核 .627.3III 轴健的校核 .627.4IV 轴健的校核 .627.5V 轴键的校核 .638.同步齿轮减速箱箱体及附件设计计算 .638.1 箱体设计 .638.1.1 箱体结构设计 .638.2 减速器附件 .638.2.1 检查孔及其盖板 .638.2.2 通气器 .638.2.3 轴承盖和密封装置 .638.2.4 定位销 .648.2.5 油面指示器 .648.2.6 放油开关 .648.2.7 起吊装置 .649 机架及成型装置的设计计算 .649.1 型辊轴的设计 .649.1.1 选择轴的材料 .649.1.2 初步估算轴的的直径 .649.1.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计 .649.2 辊心的设计 .659.2.1 选择辊心的材料 .659.2.2 辊心结构设计 .659.3 型板的设计 .6610 液压加载装置的选型 .66结论 .67参考文献 .68翻译部分 .69英文原文 .69中文译文 .75致谢 .79 第 1 页 绪论1.型煤概况随着机械化采煤程度的提高,产生了大量的粉煤。粉煤的市场价值很低,造成大量的积压。市场对型煤的需求量较大,型煤技术有很大的市场空间。同时生产型煤的原料煤的质地不受限制。2.成型设备概况成型设备是型煤生产中的关键设备,选择成型设备应以原煤的特性,型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。目前工业上应用最广的是对辊式成型机。另外,还有冲压式成型机,环式成型机和螺旋式成型机等3.对辊成型机概况对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎,它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来设计。下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。对辊成型机主要包括以下几个主要部件:3.1 同步齿轮传动系统对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器,安全联轴器等组成。安全联轴器是一个能自动复位的机构,它可以在正常工作时驱动转距的 1.71.9 倍范围内调整。最主要的是,同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型辊完全均匀的线速度。3.2 成型系统对辊成型机的最主要部分是型辊。由于成型压力大,直径大,所以采用八块型板拼装的方式,辊芯由铸钢材料铸造而成,型板由强度高的耐磨材料制造。3.3 液压加载系统液压加载系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。为满足特殊的工作需要,压力的高低和大小可以自由调整。压力的梯度随间距的变化而升高,通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。在其他尖硬物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。 第 2 页 1.电机选型及传动比计算1.1 选择电动机1.1.1 选择电动机的类型和结构形式按工作条件和要求,选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机,为卧式封闭结构。1.1.2 选择电动机的容量辊子转速:n=810r/min辊子圆周速度:v=0.40.5m/s=n/30 v=r初计算型辊半径 = Rwv0.5478m3型球体积 4321V每块型煤质量 4980.50.8kgv型辊周向上分布型窝个数 (个)74.CZ型辊轴向上分布型窝数 取整 15408SS=1型辊长度 取整B=.9+32069.5mB=630 mm辊上合力 KNFpl阻力矩 1865KNTeA工作机所需的功率:P= 950n式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 TP= KW317.4 第 3 页 电动机所需功率:P =P/0从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率:= 1428354式中 =0.95 V 带传动效率1 =0.98 联轴器效率2 =0.99 轴承效率 3 =0.97 齿轮传动效率4代入上式得=0.950.98 0.99 0.97495=0.6777=P/0P=97.4/0.6777=143.2 KW选择电动机额定功率 P P ,根据传动系统图和推荐的传动比合理范m0围 V 带传动的传动比 2-4 ;单级圆柱齿轮传动比 3-6 。所以选择 Y315L1-4 电动机,额定功率 160kw,满载转速 1480 r/min 。1.2 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1.2.1 传动装置的总传动比= = =148inm10481.2.2 分配各级传动比该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器,考虑到以下原则:1)使各级传动的承载能力大致等(齿面接触强度大致相等) 第 4 页 2)使减速器能获得最小外形尺寸和重量3)使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等,润滑最为简便分配各级齿轮传动比为=4。25 =4 =1.8i1i2i3辊轮的直径为 956mm,两辊轮这间的间隙取 1mm,所以两辊轮的中心距为957mm。由此调节可初定同步齿轮的传动比为 2.4 。则 V 带传动的传动比为2。2.V 带设计计算 21 确定计算功率根据工作情况 查表 12-12 选择工况系数 2.1AK设计功率 1.2609WdAPK22 选择带型根据 和 选择 25N 窄 V 带(有效宽度制)192Wd1480r/minn23 确定带轮基准直径小带轮的基准直径 参考表 12-19 和图 12-4 取 135med传动比 2i取弹性滑动系数 0.大带轮基准准直径 21()edei35.0267.4m取标准值 20ed 第 5 页 实际转速 122()pdn300.4865719r/min实际传动比 22.7i24 验算带的速度13.410824.0m/s606pdnv25 初定中心距 120120.7eedad0.(356)(3560).m89a取 012a26 确定基准长度 22110 0()()4eeddLaa23.(65)(635)905.7m由表 12-10 选取相应基准长度 40dL 第 6 页 27 确定实际轴间距00460395.71212.meLa安装时所需最小轴间距min.57. 6.e张紧或补偿伸长所需最大轴间距ax0.312.03419.3eL28 验算小带轮包角2118057.3eda6.5.729 单根 V 带的基本额定功率 根据 和 由表 12-17n 查得 25N 型窄135med1480r/innV 带 28.7KWP210 单根 V 带的功率增量考虑传动比的影响,额定功率的增量由表 12-17n 查得13.78P211V 带的根数LadKPz1由表 12-13 查得 0.96由表 12-16 查得 4L 第 7 页 根1926.548.7530.z取 7 根212 单根 V 带的预紧力2015.2mvzPKFda由表 12-142.13 带轮的结构2.13.1 小带轮的结构小带轮采用实心轮结构。由 Y280M-4 电动机可知,其轴伸直径 ,长度 ,md75mL140小带轮轴孔直径应取 ,毂长应小于 .md750140由表 12-22 查得,小带轮结构为实心轮 由 V 带的实际传动比 ,对减速器的传动比进行重新分配。 2.1i传动装置总传动比 8V 带传动传动比 7.带i同步齿轮的传动比 5.24则三级减速器的传动比为248.7.1i, ,以达到传动比的调节。则1i3调 节不 变 29.1i6.3i 38.6.9312i 第 8 页 3基本参数计算各轴的转速、传递功率、转矩轴 1480721.95r/min.vni= =P0d6.0.48KW119519N72.5TnA轴 21.68r/min4i50.9.14.KP22 5982N6.7TnA轴 321.843r/mini.509.18.KWP339327.N4.TnA轴 43.7819r/mini1.0.73.KP4495526.N.9TnA轴 542.10r/mini3.32KWP5519060NTnA 第 9 页 4同步齿轮减速箱齿轮的设计计算4.1I 轴齿轮设计计算4.1.1 选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662齿轮的疲劳极限应力按中等质量(MQ)要求从图 14-32 和图 14-24 中查得 MPaF4502lim1liHlili参考我国试验数据(表 14-45)后,将 适当降低:limFPaF402li1lim4.1.2 初定齿轮主要参数初定齿轮主要参数考虑载荷有轻微冲击、非对称轴承布置,取载荷系数 K=2按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸,计算模数:FPSmYZKT135.2按表 14-34,并考虑传动比 ,选用小齿轮齿数 =24,i 1大齿轮齿数 214.520取 = 102Z按表 14-33,选齿宽系数 第 10 页 16m10.6724dZ1 0.25.5.5421mau 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数( 时)2x35.41FSY95.32FSY由于轮齿单向受力,齿轮的许用弯曲应力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齿轮的抗弯强度计算模数SSY3014.352.5.186m采用斜齿轮,按表 14-2,取标准模数 。6mn初取 =13(表 14-33) ,则齿轮中心距cos21nza406387.9m由于单件生产,不必取标准中心距,取 。8a准确的螺旋角azn2arcos1406r38 第 11 页 13.062齿轮分度圆直径 cos1nmzd2463.07.8cos2nzd1063.8.m工作齿宽 10.74.10.5bd为了保证 ,取 。51.478d齿轮圆周速度 061nv47.82.955.m/s按此速度查表 14-78,齿轮精度选用 8 级即可,齿轮精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度纵向重合度 (图 14-8) 1.3端面重合度 (图 14-3) 07.8164总重合度 .2.9. 第 12 页 4.1.3 校核齿面接触疲劳强度HVAtEHBD KubdFZ1分度圆上的切向力120tTFd47.89N由表 14-39 查得使用系数 25.1AK动载荷系数 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齿数比 1045Zu将有关数据代入 计算式VK223.9245.9.110.875110V.齿向载荷分布系数442108.7.18.07. ddHbK 4.5.7134齿向载荷分配系数,根据1.257932.8N/m0/0AtKFb 第 13 页 查表 14-43 得 2.1HK节点区域系数,按 和30021x查图 14-11 得 45.HZ材料弹性系数查表 14-44 得 189.MPaE重合度系数 查图 14-12 得 0.78Z螺旋角系数 查图 14-13 得 95由于 可取1.31BDB2794.512.4589.07.85.21.3421.0H MPa 7MPa计算接触强度强度安全系数HXWLVRNTHZSlim式中各系数的确定计算齿面应力循环数91160721.5301.LNjnt982.4.u按齿面不允许出现点蚀,查图 14-37 得寿命系数10.8NTZ20.93NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 2.LVR齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1W尺寸系数 按 ,查图 14-40 得6nmXZ 第 14 页 将以上数据代入 计算式HS150.89217.2.3HS1.6由表 14-49,按一般可靠度要求,选用最小安全系数 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.2轴齿轮设计计算4.2.1 选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662齿轮的疲劳极限应力按中等质量(MQ)要求从图 14-32 和图 14-24 中得 MPaF4502lim1liHlili参考我国试验数据(表 14-45)后,将 适当降低:limFPaF402li1lim4.2.2 初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸,计算模数FPSmYZKT135.2 第 15 页 按表 14-34,并考虑传动比 ,选用小齿轮齿数 =26,i 1Z大齿轮齿数 213.82610.8mZ取整 =102按表 14-33,选齿宽系数 18m10.692dZ180.284.5.5316mau 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数( 时)02x35.41FSY0.42FSY由于轮齿单向受力,齿轮的许用弯曲应力12lim.61.6MPaFPFP由于 ,故按小齿轮的抗弯强度计算模数21FPSSY3814.35.57.m60采用斜齿轮,按表 14-2,取标准模数 。n初取 =13(表 14-33) ,则齿轮中心距cos21nmza60135.8由于单件生产,不必取标准中心距,取 。657ma准确的螺旋角 第 16 页 amzn2arcos160r5.813 13齿轮分度圆直径 cos1nmzd2603.89cos2nzd10346.8m工作齿宽 10.92.184.2mdb为了保证 ,取 。110.726.839d齿轮圆周速度 01nv26.839.71.5m/s按此速度查表 14-78,齿轮精度选用 8 级即可,齿轮精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度纵向重合度 (图 14-8) 1.3端面重合度 (图 14-3) 07.8165 第 17 页 总重合度 1.3652.9.4.2.3 校核齿面接触疲劳强度HVAtEHBD KubdFZ1分度圆上的切向力120dTFtt843.6776N由表 14-39 查得使用系数 25.1AK动载荷系数 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齿数比 10396Zu将有关数据代入 计算式VK223.9261.953.110.875760V.0齿向载荷分布系数442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.735 第 18 页 齿向载荷分配系数,根据1.257603N/m10/AtKFb查表 14-43 得 .H节点区域系数,按 和1345621x查图 14-11 得 .2HZ材料弹性系数查表 14-44 得 MPaE8.19重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 9由于 可取1.31BDB7603.912.4589.07.8.2501.3221.5H MPa 0MPa计算接触强度强度安全系数HXWLVRNTHZSlim式中各系数的确定计算齿面应力循环数8116074.130.10LNjnt8723.9u按齿面不允许出现点蚀,查图 14-37 得寿命系数10.97NTZ20.8NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.LVR 第 19 页 齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ尺寸系数 按 ,查图 14-40 得mn8X将以上数据代入 计算式HS150.9721.32.8HS1.7由表 14-49,按一般可靠度要求,选用最小安全系数 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.3轴齿轮设计计算4.3.1 选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662齿轮的疲劳极限应力按中等质量(MQ)要求得 MPaF4502lim1liHlili参考我国试验数据(表 14-45)后,将 适当降低:limFPaF402li1lim4.3.2 初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸,计算模数 第 20 页 FPSmYZKT135.2按表 14-34,并考虑传动比 ,选用小齿轮齿数 =40,i 1Z大齿轮齿数 取 7221.84072.2按表 14-33,选齿宽系数 m180.45dZ1 0.32.5.814mau 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数( 时)21x35.41FSY98.32FSY由于轮齿单向受力,齿轮的许用弯曲应力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齿轮的抗弯强度计算模数2SSY3074.351.510.786m采用斜齿轮,按表 14-2,取标准模数 。2mn初取 =13(表 14-33) ,则齿轮中心距cos21nza4073689.m由于单件生产,不必取标准中心距,取 。690ma 第 21 页 准确的螺旋角amzn2arcos1407r6913. 13657齿轮分度圆直径 cos1nmzd4023.69.857cos2nzd13.687.4m工作齿宽 10.592.871.5mdb为了保证 ,取 。12310.492.857d齿轮圆周速度 061nv492.8573.1.m/s按此速度查表 14-78,齿轮精度选用 8 级即可,齿轮精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度纵向重合度 (图 14-8) 1.3 第 22 页 端面重合度 (图 14-3) 0.821.70总重合度 32.4.3.3 校核齿面接触疲劳强度HVAtEHBD KubdFZ1分度圆上的切向力120TFtt37492.8586N由表 14-39 查得使用系数 .1AK动载荷系数 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齿数比 71.40Zu将有关数据代入 计算式VK223.9401.811.87560V.齿向载荷分布系数442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53 第 23 页 齿向载荷分配系数,根据1.25863N/m10/0AtKFb查表 14-43 得 .H节点区域系数,按 和1365721x查图 14-11 得 4.2HZ材料弹性系数查表 14-44 得 189.MPaE重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1计算接触强度强度安全系数HXWLVRNTHZSlim式中各系数的确定计算齿面应力循环数811 106.304.960tjnNL782.u按齿面不允许出现点蚀,查图 14-37 得寿命系数96.01NTZ12NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVR 第 24 页 齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 1WZ尺寸系数 按 ,查图 14-40 得10mn97.0X将以上数据代入 计算式HS917.02.651 4.02HS7.1由表 14-49,按一般可靠度要求,选用最小安全系数 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.4轴齿轮设计计算4.4.1 选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662齿轮的疲劳极限应力按中等质量(MQ)要求得 MPaF4502lim1liHlili参考我国试验数据后,将 适当降低:limFPa402li1li4.4.2 初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸,计算模数FPSmYZKT135.2 第 25 页 按表 14-34,并考虑传动比 ,选用小齿轮齿数 =24,i 1Z大齿轮齿数 取 5821.4257.6mZ2按表 14-33,选齿宽系数 8m10.7524dZ180.4.5.241mau 由图 14-14 查得大小齿轮的复合齿形系数( 时)2x35.41FSY98.32FSY由于轮齿单向受力,齿轮的许用弯曲应力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齿轮的抗弯强度计算模数SSY3564.312. 1.7980m采用斜齿轮,按表 14-2,取标准模数 。6mn初取 =13(表 14-33) ,则齿轮中心距cos21nza458637.2m由于单件生产,不必取标准中心距,取 。674ma准确的螺旋角zn2arcos1 第 26 页 245816arcos713. 1365齿轮分度圆直径 7cosnzmd24163.29.58cosnzd163.2795.4m工作齿宽 70.569.02mdb为了保证 ,取 。137.794.536d齿轮圆周速度 4601nv39.52.m/s按此速度查表 14-78,齿轮精度选用 8 级即可,齿轮精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度纵向重合度 (图 14-8) 1.3端面重合度 (图 14-3) 082.170总重合度 32. 第 27 页 4.4.3 校核齿面接触疲劳强度HVAtEHBD KubdFZ1分度圆上的切向力720ttTF56394.N由表 14-39 查得使用系数 25.1AK动载荷系数 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齿数比 71.40Zu将有关数据代入 计算式VK223.9401.811.87560V.齿向载荷分布系数442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53齿向载荷分配系数,根据1.2586N/m10/30AtKFb 第 28 页 查表 14-43 得 2.1HK节点区域系数,按 和3657021x查图 14-11 得 4.HZ材料弹性系数查表 14-44 得 189.MPaE重合度系数 查图 14-12 得 78.0Z螺旋角系数 查图 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1计算接触强度强度安全系数HXWLVRNTHZSlim式中各系数的确定计算齿面应力循环数811 106.304.960tjnNL782.u按齿面不允许出现点蚀,查图 14-37 得寿命系数96.01NTZ12NTZ润滑油膜影响系数 查表 14-47 得 92.0LVR齿面工作硬化系数 按图 14-39 查得 W尺寸系数 按 ,查图 14-40 得10mn7.XZ 第 29 页 将以上数据代入 计算式HS917.02.6051 4.2HS7.1由表 14-49,按一般可靠度要求,选用最小安全系数 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS5同步齿轮减速箱轴的设计计算5.1轴的设计计算5.1.1 选择轴的材料该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大,故做成齿轮轴,选用 45号钢,调质处理,其力学性能MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.1.2 初步估算轴的的直径33min150.486.729Pdm取轴径为 70mm5.1.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计5.1.3.1 初步选择滚动轴承根据轴的受力,选取 30000 型圆锥滚子轴承,为了便于轴承的装配,取装轴承处的直径 。初选滚动轴承为 33015 型,其尺寸为md75,定位轴肩高度BDd31 mh5 第 30 页 5.1.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段为 圆柱形轴伸,查表 21-9, 的轴伸长md60md60。轴段直径为 ,根据减速器与轴承端盖的结构,12l d68确定端盖总宽度为 ,考虑端盖与带轮间隙, 。轴段安装929l轴承,由于圆柱形轴伸的原因,采用双列轴承,取 ,75。轴段轴肩长度,按齿轮距箱体内壁这距离取 ,考虑到l853 1箱体的铸造误差,滚动轴承应距箱体内壁 ,取 ,从各轴的结3构选 , 。轴安装轴承, ,ml75d856dml65.1.4 轴的受力分析5.1.4.1 作出轴的计算简图14a7b654321 第 31 页 a=174b=75RH1 RH2Rv1 Rv2FrFtFa5.1.4.2 轴受外力的计算轴传递的转矩 nPT6105.91.487295Nm齿轮的圆周力 10.46tFNd齿轮的径向力 1antan278593coscos1.rt齿轮的轴向力 0t68at5.1.4.3 求支反力在水平面内的支反力 第 32 页 由 得 10M2()0HtRabF27851364t N由 得 0Z1251239Ht弯矩图 0m在垂直面内的支反力 第 33 页 由 得 10M 12()02VradRabF2 17.469368235raVdFR Nb由 得 0Z12930VrVRF弯矩图 80Nm扭矩图 T679415.1.5 轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在 D 截面的最大合成弯矩22DVHM3104957378NmD 截面的当量弯矩 22TMDca279580.679443Nm安全 1331090.85caDMPaPad 第 34 页 5.2轴的设计计算5.2.1 选择轴的材料选用 45 号钢,调质处理。 15A5.2.2 初步估算轴的的直径33min14.5026987PdAm取轴径为 110mm5.2.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计5.2.3.1 初步选择滚动轴承根据轴的受力,选取 30000 型圆锥滚子轴承,为了便于轴承的装配,取装轴承处的直径 。初选滚动轴承为 30222 型,其尺寸为20dm。138dDB5.2.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承,取 , 。轴段安装齿轮,1106lm齿轮左端采用套筒定位,右端使用轴肩定位。取轴段直径 ,219d齿轮宽度为 110mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮,轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取 。轴段轴环 , 。205l 395l30轴段为齿轮轴宽度取 。轴段安装轴承, ,19m58l5.2.4 轴的受力分析5.2.4.1 作出轴的计算简图 12a157b108cm 第 35 页 1 2 3 4 55.2.4.2 轴受外力的计算轴传递的转矩 nPT62105.94.5987Nm大齿轮的圆周力 210ttF大齿轮的径向力 3rr大齿轮的轴向力 2182a小齿轮的圆周力 150971832.tTFNd齿轮的径向力 antan256coscos.rt齿轮的轴向力 130675t1290at 第 36 页 5.2.4.3 求支反力在水平面内的支反力由 得 10M212()()0HttRabcFab122837503718ttHFabR Nc由 得 0Z12125012HttRF弯矩图 4360Mm在垂直面内的支反力 第 37 页 由 得 10M1221()()0VrardRabcFFa212()raarVdFc9.67.5381560829151250N由 得0Z1281562937VrrRFN 第 38 页 弯矩图 14360HMNm扭矩图 25978T5.2.5 轴的强度计算由于齿轮作用力在 D 截面的最大合成弯矩22DVHM890417565NmD 截面的当量弯矩 22TMDca246510.5978Nm13310156042.609caD PaMPad由于齿轮作用力在 E 截面的最大合成弯矩22EVHM 第 39 页 22748539196NmE 截面的当量弯矩 22TMEca29360.5978178Nm安全 1331065.caEPaad5.3轴的设计计算5.3.1 选择轴的材料选用 45 号钢,调质处理,其力学性能640MPab35Pas1275MPa15Pa1207.0.05A5.3.2 初步估算轴的的直径33min18.56.947Pdm取轴径为 170mm5.3.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计5.3.3.1 初步选择滚动轴承根据轴的受力,选取 30000 型圆锥滚子轴承,取装轴承处的直径。初选滚动轴承为 32034 型,其尺寸为170md 第 40 页 。170m2657dDB5.3.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承,取 , 。轴段安装齿轮,10d1lm, ,齿轮左端采用套筒定位,右端使用轴肩定位。282l取轴段直径 ,齿轮宽度为 230mm,为了套筒端面可靠地压紧齿轮,10d轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取 。轴段轴肩高度25l,取 , ,为.76.h4.h380d。39lm5.3.4 轴的受力分析5.3.4.1 作出轴的计算简图107a153bm1c1 3 42 第 41 页 5.3.4.2 轴受外力的计算轴传递的转矩 nPT62105.94.27Nm8大齿轮的圆周力 2103ttF大齿轮的径向力 56rr大齿轮的轴向力 212a小齿轮的圆周力 180714976.tTFNd小齿轮的径向力 antan2601coscos3.rt小齿轮的轴向力 10497t45at 5.3.4.3 求支反力在水平面内的支反力 第 42 页 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa122604971837455ttHR Nc得 0Z1232ttF弯矩图 487HMNm在垂直面内的支反力由 得 101221()()0VrardRabcFFa 第 43 页 1212()raarVdFbFRc6.8780.2604055156071312978N由 得0Z126012978561423VrrRFN弯矩图 45MNm 第 44 页 扭矩图 NmT807251 第 45 页 5.3.5 轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在 D 截面的最大合成弯矩22DVHM2149061458NmD 截面的当量弯矩 22TMDca21495680.751Nm1330.60caDMPaPad5.4轴的设计计算5.4.1 选择轴的材料选用 45 号钢,调质处理,其力学性能由表 21-1 查得MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.4.2 初步估算轴的的直径mnPd7.16425.313min 取轴径为 170mm 第 46 页 5.4.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计5.4.3.1 初步选择滚动轴承根据轴的受力,选取 30000 型圆锥滚子轴承,为了便于轴承的装配,取装轴承处的直径 。初选滚动轴承为 32034 型,其尺寸为md170。265dDB5.4.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承,取 , 。轴段安装齿轮,178lm齿轮左端采用套筒定位,右端使用轴肩定位。取轴段直径 ,2175d齿轮宽度为 130mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮,轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取 。轴段轴肩高度 ,取215lm0.h, 。轴环宽度 ,取.h30d1475bm,则 。轴段为中间段, ,0bl 210d。轴段为轴肩, , 。VI 轴段安2l520d5l装齿轮,齿轮右端采用套筒定位,左端使用轴肩定位。取轴段直径, 。II 轴段安装轴承, ,6175dm62l 710dm。9l5.4.4 轴的受力分析5.4.4.1 作出轴的计算简图 12am50b193c 第 47 页 5.4.4.2 轴受外力的计算轴传递的转矩 nPT62105.973.428Nm大齿轮的圆周力 21609ttF大齿轮的径向力 rr大齿轮的轴向力 45a小齿轮的圆周力 12812430.tTNd齿轮的径向力1tantan024358coscos1.62rF齿轮的轴向力1tata.3N5.4.4.3 求支反力在水平面内的支反力 第 48 页 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa2436704911539ttHRcN由 得 0Z12695321HtHRFN弯矩图 84Mm在垂直面内的支反力 第 49 页 由 得 10M212()()02tVaraddFabRcF21122 975.23458.2643067140621925traaVRbcN由 得 0Z1212905486032VrRFN 第 50 页 弯矩图 251903VMNm扭矩图 84T5.4.5 轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在 D 截面的最大合成弯矩22DVHM218543195036NmD 截面的当量弯矩 22TMDca2316890.85405Nm133101086.807caD PaMPad5.5轴的设计计算5.5.1 选择轴的材料选用 45 号钢,调质处理。 15A 第 51 页 5.5.2 初步估算轴的的直径33min69.81520PdAm取轴径为 220mm5.5.3 轴上零部件的选择和轴的结构设计5.5.3.1 初步选择滚动轴承根据轴的受力,选取 20000 型调心滚子轴承,为了便于轴承的装配,取装轴承处的直径 。初选滚动轴承为 23072 型,其尺寸为360dm。541dDB5.5.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承,取 , 。轴段安装齿轮,齿360d10lm轮左端采用套筒定位,右端使用轴肩定位。取轴段直径 ,齿轮230dm宽度为 300mm,取 。轴段轴肩高度 ,取2lm.716h, 。轴环宽度 ,取 ,则16hm36d1.4b5b。I轴段安装轴承, , 。V 轴段伸出轴,325l 20dm09l联接联轴器,取 , 。51805l5.5.4 轴的受力分析5.5.4.1 作出轴的计算简图 94a209b 第 52 页 5.5.4.2 轴受外力的计算轴传递的转矩 nPT62105.9.86Nm齿轮的圆周力 12430ttF齿轮的径向力 58rr齿轮的轴向力 16a5.5.4.3 求支反力在水平面内的支反力 第 53 页 由 得 10M2()0HtRabF21439587t N得 0Z12634Ht弯矩图 76m在垂直面内的支反力 第 54 页 由 得 10M22()0VradRabF22145.763884199200arVN得 Z12536784VrRFN弯矩图 1Mm扭矩图 2680TN5.5.5 轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在 D 截面的最大合成弯矩22DVHM2137641095NmD 截面的当量弯矩 第 55 页 22TMDca216570.6850439Nm13310205.660caDMPaPad6.同步齿轮减速箱轴承的校核6.1I 轴轴承的校核初选滚动轴承为 32215 型,其尺寸为 75130dDBm基本额定载荷 Cr: 170kN6.1.1 计算轴承支反力合成支反力 2211539702HVRN2 466.1.2 轴承的派生轴向力13071022.5RSNY468.6.1.3 轴承所受的轴向载荷因 12aKS28102486AN 第 56 页 1024ASN6.1.4 轴承的当量动载荷1.30.4072eR,1X5.1Y.1268rPAN28460.4eR,.02X5.12Y61.528647rPAN6.1.5 轴承寿命因 ,故按 计算 查得 ,21r2rP5.1pftf10362106301.547839trhpfCLnh6.2II 轴轴承的校核初选滚动轴承为 32317 型,尺寸为 。851306dDBm基本额定载荷 Cr: 180kNe=0.29 Y=2.1 第 57 页 6.2.1 计算轴承支反力合成支反力 2221171341HVRN086036.2.2 轴承的派生轴向力13421.RSNY2039.6.2.3 轴承所受的轴向载荷因 21aKS13019642AN2N6.2.4 轴承的当量动载荷1641.80.2932AeR,0.1XY1.4.16489rP N239029AeR,12X2Y1341340rPN 第 58 页 6.2.5 轴承寿命因 ,故按 计算查得 ,21rP2r 5.1pftf10 1036632 889.254trhpfCL hn 6.3III 轴轴承的校核初选滚动轴承为 32022 型,其尺寸为 。mBDd38170e=0.43 Y=1.4基本额定载荷 Cr: 245kN6.3.1 计算轴承支反力合成支反力 2211497853HVRN2222 14806.3.2 轴承的派生轴向力153291.4RSNY2803725.6.3.3 轴承所受的轴向载荷因 21aKS 第 59 页 12895317268aAKSN2N6.3.4 轴承的当量动载荷16784.260.353AeR,40.1X.1Y1.2678rP N23750.3648AeR,12X2Y11725380rPN6.3.5 轴承寿命因 ,故按 计算 查得 ,12r2r 5.1pftf10 1036632242679.58trhpfCL hnP6.4IV 轴轴承的校核初选滚动轴承为 32034 型,其尺寸为。1702657dDBmme=0.44 Y=1.4基本额定载荷 Cr: 520kN 第 60 页 6.4.1 计算轴承支反力合成支反力 2221135104937HVRN22229658066.4.2 轴承的派生轴向力14371432.6RSNY802.6.4.3 轴承所受的轴向载荷因 21aKS13804153AN2N6.4.4 轴承的当量动载荷1531.240.3897AeR,40.1X1.6Y.6510679rP N230.31882AeR,12X02Y 第 61 页 221380264138026rPXRYAN6.4.5 轴承寿命因 ,故按 计算 查得 ,12r2r 5.1pftf10 1036632245851.86trhpfCL hnP6.5V 轴轴承的校核初选滚动轴承为 23044 型,其尺寸为 。mBDd903420基本额定载荷 Cr: 760kN6.5.1 计算轴承支反力合成支反力 2211634978639HVRN222250786.5.2 轴承的派生轴向力16391232.RSNY708674. 第 62 页 6.5.3 轴承所受的轴向载荷因 21aKS16385174059AN2N6.5.4 轴承的当量动载荷140590.63.24AeR,.1X12.Y9.059174rP N236740.7248AeR,12X2Y1931679308rPN6.5.5 轴承寿命因 ,故按 计算 查得 ,12r1r 5.1pftf0 10366327681.54trhpfCL hnP7.同步齿轮减速箱键的校核7.1I 轴键的校核I 轴的伸出轴 ,选用圆头普通平键(C 型) ,60dm 第 63 页 b=18mm,h=11mm,L=125mm,I 轴传递的扭矩 T=676940Nmm.当键用 45 钢制造时,主要失效形式为压溃,通常只进行挤压强度计算.,2ppTdkl合格222679403./10/5.1p pTNmNmdkl7.2II 轴健的校核II 轴的键用于齿轮和轴的联接,轴径为 ,选用选用圆头普90d通平键(C 型) ,b=25mm,h=14mm,L=90mm,II 轴传递的扭矩 T=2509780Nmm.222509781./1/.p pTNmNmdkl7.3III 轴健的校核III 轴的键用于齿轮和轴的联接,轴径为 ,选用选用圆头16d普通平键(C 型) ,b=32mm,h=18mm,L=125mm,II 轴传递的扭矩 T=8072570Nmm.采用双键联接。成 对称布置,考虑到制造误差使键上载荷分布不均,180按 1.5 个键计算。 22272594.6/10/.5691. p pTNmNmdkl合格7.4IV 轴健的校核IV 轴的键用于齿轮和轴的联接,键 1 轴径为 ,选用普通平175d键(B 型) ,b=45mm,h=25mm,L=160mm,II 轴传递的扭矩 T=28054080Nmm.采用双键联接。成 对称布置,考虑到制造误差使键上载荷分布不均,180按 1.5 个键计算。 2222548106.9/10/.57. p pTNmNmdkl合格键 2 轴径为 ,选用选用圆头普通平键(C 型) ,1mb=45mm,h=25mm,L=250mm,II 轴传递的扭矩 T=28054080Nmm.采用双键联接。成 对称布置,考虑到制造误差使键上载荷分布不均,80按 1.5 个键计算。 第 64 页 2222805475./10/1.571.1 p pTNmNmdkl合格7.5V 轴键的校核V 轴的键用于齿轮和轴的联接,轴径为 ,选用选用普通平280d键(B 型) ,b=50mm,h=28mm,L=250mm,II 轴传递的扭矩 T=66668550Nmm.采用双键联接。成 对称布置,考虑到制造误差使键
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蜂窝煤
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