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山西農業(yè)大學工程技術學院畢業(yè)設計說明書
1 引言
原煤不經過入洗而直接用于燃燒，不僅浪費能源，而且產生大量的煤煙和溫室氣體的排放發(fā)。采用清潔煤技術，是提高煤炭利用效率和減少污染的最佳選擇。工業(yè)型煤成套技術就是其中一種比較成熟的方法,通過添加助劑對粉煤進行混捏成型,用作工業(yè)鍋爐和窯爐的燃料,與直接燃燒散煤相比,煙塵排放量可減少60%,SO2排放量可減少50%。
1.1 工業(yè)型煤的發(fā)展現(xiàn)狀
中國目前在工業(yè)上得到普遍應用的型煤主要是通過機制冷壓一次成型的型煤。成型設備有對輥成型機和擠出機。成型壓力較低,一般在25 MPa左右。型煤的形狀大部分為扁圓形,也有方形、枕形、棒形等。其顯著的特征是呈餅狀或柱狀,三維方向的尺寸至少有一個相差較大,而且尺寸單一。所制型煤密度較高,表面比較光潔,具有比較高的強度。
生產型煤所用的粘結劑有無機質(如石灰、粘土、水泥、膨潤土等)和有機質(腐植酸鹽、紙漿廢液、淀粉等)及兩者結合起來的復合粘結劑。從研究方向來看,目前國內型煤對所使用的粘結劑更側重于開發(fā)免烘干工藝,即可使制成的型煤具有理想的冷態(tài)強度和防水性能的粘結劑。
型煤的生產設備則有向引進高壓成型設備的方向和推廣國內研制的低壓爐前成型設備方向并舉的發(fā)展趨勢。以期能夠降低成本,提高質量,加快型煤產業(yè)化進程。成本高于原煤,再加上型煤生產要消耗一定的人力及電能,型煤生產廠家也要獲取一定的利潤,致使鍋爐型煤的售價一般比可代替煤種高出數(shù)十元。
當型煤所帶來的經濟效益不能彌補用戶購置型煤的價差時,在市場經濟條件下,即使采用其他強制辦法,也很難形成市場。這正是中國工業(yè)鍋爐型煤夭折,又轉向推廣鍋爐型煤在爐前即制即用的所謂“爐前成型”方法的根本原因。工業(yè)鍋爐型煤爐前成型技術,從本質上講是增加了鍋爐的輔機。是鍋爐節(jié)能技術改造的一部分。其減少環(huán)境污染效果甚差。按照有關廠家提供的價格資料分析,在中國煤炭資源價格偏低的條件下,由于設備運行狀態(tài)或改變所用的煤質不同,所增加的這一部分投資回收期限大約在幾個月至幾年。根據(jù)對用戶的調查分析,多數(shù)認為這種爐前成型方法不適應中國大量的用戶鍋爐單臺容量小、按季節(jié)運行或間歇式運行的要求。
1.2 型煤機械在工業(yè)型煤技術中的作用。
目前我國工業(yè)型煤的生產工藝主要采用粉煤添加粘結劑低壓成型,以往的研究主要集中在成型工藝和粘結劑方面,對成型機械的研究開發(fā)甚少。事實上,成型機械是型煤生產的關鍵設備, 國內大部分型煤廠采用有粘結劑的低壓成型, 其工藝過程主要包括原煤的粉碎、配料,粘結劑、固硫劑等助劑的添加,混捏與成型,型煤烘干等,工藝冗長。再加上用電和設備的折舊、添加劑及人員工資,導致型煤的生產成本偏高,最終型煤價格與塊煤相差無幾,從而使型煤用戶在經濟上承受起來較為困難。所以本論文就是設計高壓的成型機械，這樣可以少用甚至不用粘結劑。
2. 電動機的選擇與整體傳動的確定
2.1 電動機的選擇：
由給出的工況n=10~12r/min v=0.4~0.6m/s
可求得===0.764~0.955 m這里暫定 =0.77 m
輥子周長 ==3.140.77=2417.8 mm
周向單列最多可布置 =/B=2417.8/45=54
考慮到每個成型槽周向間距，則暫定周向單列布置=34,間距為6 mm
一個型煤的質量 m=
是煤的實體密度，1.3~1.4 t /常取=1.35 t /
則 m=1.35(4545282)=153.09
考慮要達到小時產量10~15噸的要求，則需產出的型煤塊數(shù) ==(6.532~9.798)
成型輥上的列數(shù) ==2.66~4.8
這里暫定成型輥列數(shù) ＝5 這里考慮到型煤的落煤率的問題和輥子列間距取6 mm，則輥子實際寬度
輥子的最小寬度＝(0.0455)+(66)＝261 mm
即輥子的直徑為600 mm寬度為 315 mm
已知成型時的線強度 ，輥寬=315 mm
工作阻力 =＝(472.5~945)
工作阻轉==(472.5~945)45=(21262.5~42525)
所需有效功率 ＝
傳動裝置的總效率
查手冊得 =0.96 =0.97 =0.99 =0.99
得總效率 =0.96=0.769
所需電機功率 ==(28.95~69.48)
現(xiàn)在電動機多采用同步轉速1500和1000的，但考慮到減小傳動比和傳動結構，決定采用同步速1000的Y系列電動機。
Y250M-6 中心高250 mm 6極電機 同步速1000 額定轉速980 額定功率37 效率92.0%
2.2 傳動比的計算和分配
該傳動裝置中使用圓柱齒輪減速器，分配傳動比要考慮到以下原則：
1）使各級傳動的承載能力大致等（齒面接觸強度大致相等）
2）使減速器能獲得最小外形尺寸和重量
3）使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等，潤滑最為簡便
所選電動機額定轉速=980 工作機轉速 =10~15，則
總的傳動比=/=980/10=98
查手冊可知普通V帶傳動比10常用的是2~4，由于帶傳動的傳動比不宜過大，一般應使<.可使得結構緊湊，故取=2。則
減速機的傳動比 =/=98/2=49
已知兩型輥的中心距為600 ，可初步定同步齒輪級的傳動比為＝2.23。分配其余各級的傳動比
2.61 ＝2.86 ＝2.85
校核傳動比 傳動比在所設定的范圍內。
2.3 計算各級軸的參數(shù)
在選出電動機分配完傳動比后，將傳動裝置中各軸的傳遞功率、轉速、轉矩計算出來，為傳動零件和軸的設計計算提供依據(jù)。
1. 各軸的轉速可根據(jù)電動機的滿載轉速及傳動比進行計算。
2. 各軸的功率和轉矩均可按輸入處計算，有兩種計算方法：其一是按照工作機的需要功率計算；其二是按電動機的額定功率計算。前一種方法的優(yōu)點是，設計出的傳動裝置結構尺寸較為緊湊；而后一種方法，由于一般所選定的電動機額定功率P0略大于所需要的電動機功率。故根據(jù)P0計算佃戶的各軸功率和轉矩較實際需要的大一些，設計出的傳動零件的結構尺寸也較實際許有的大一些，因此傳動裝置的承載能力對生產具有一定的潛力。
3. 計算時，將傳動裝置中的各軸從高速級到低速級依次為Ⅰ號軸、Ⅱ號軸、…… （動機），相鄰兩軸間的傳動比為i12、i23……，各軸的輸入功率為P1、P2……，各軸轉速為n1、n2……，各軸的輸入轉矩為T1、T2……，則各軸功率、轉速和轉矩的計算如下：
0軸即電動機軸
Ⅰ軸：
.
Ⅱ軸：
.
Ⅲ軸：
.
Ⅳ軸：
.
Ⅴ軸：
.
3. V帶的設計計算
3.1 確定計算功率
查手冊取工況系數(shù) ＝1.3
設計功率 ＝＝1.337＝48.1
小帶輪轉速 ＝980 大帶輪轉速 ＝490
3.2 選擇帶型
從手冊中查得，選擇C型普通V帶
3.3 確定帶輪直徑
小帶輪基準直徑 ＝200～315
已知 ＝2 取彈性滑動系數(shù) ＝0.02
則大帶輪基準直徑 (1-)=392~617.4
查手冊圓整 ＝400～630
3.4 驗算帶速
普通V帶最大帶速25～30 當=20時最能發(fā)揮其能力，一般不低于5，這里取=16.16。為了提高V帶的壽命，條件允許時應盡量取大值。選取小帶輪直徑＝315mm 大帶輪直徑＝630mm
3.5 初定中心距
0.7(+ )<<2(+) 661.5<<1890
3.6 確定基準長度
=2+
=3780+1483.65+13.125
=5276.78
查手冊選基準長度 ＝5000 mm
3.7 計算實際中心距
=+
3.8 驗算小帶輪包角
＝-＝169.70
3.9 確定V帶的根數(shù)
查手冊單根V帶額定功率
額定功率增量 ＝0.83
V帶根數(shù) =
其中是包角修正系數(shù) ＝0.99 是帶長修正系數(shù) ＝1.07
V帶根數(shù) ＝
由計算得，V帶根數(shù)為＝5根
3.10 確定單根V帶預緊拉力
＝500
是V帶單位長度質量，插手冊＝0.30
＝500＝532.3 N
3.11 作用在軸上的力
＝2＝2532.35sin=5301.5 N
4 設計計算減速機齒輪
4.1 第一對齒輪設計計算
1).選擇齒輪材料
小齒輪：37SiMnMoV，調質，硬度320~340HB。
大齒輪：35SiMn，調質，硬度280~300HB。
2）.按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度3查手冊選取小輪分度圓直徑，由下式得
齒寬系數(shù)查手冊按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小輪齒數(shù)在推薦值20~40中選
大輪齒數(shù) ==2.6131=80.91圓整取
齒數(shù)比 ==80/31
傳動比誤差 =（2.61-2.58）/2.61=1.15%誤差在%范圍內
小輪轉矩 由下式得：
=9.5510=9.551035.15/490
載荷系數(shù)由下式得=
使用系數(shù) 查手冊
動載荷系數(shù) 查手冊得初值
齒向載荷分布系數(shù) 查手冊
齒間載荷分布系數(shù) 由上式及=0得
==cos
==1.72
查手冊并插值得
則載荷系數(shù)K的初值 =11.151.121.16
彈性系數(shù) 查手冊
節(jié)點影響系數(shù) 查手冊，由（=0，==0）
重合度系數(shù) 查手冊，由（=0）
許用接觸應力[] 由手冊，由得
[]=
接觸疲勞極限應力、查手冊
應力循環(huán)次數(shù) 得
=60= 604901（83008）
=/u=5.6410/2.58
則 查手冊 得接觸強度的壽命系數(shù)，（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 查手冊及說明
接觸硬度安全系數(shù) 查手冊，按一般可靠度查=1.0~1.1取 =80011/1.1 =76011/1.1
故的設計初值為
齒輪模數(shù)m m=/=108.21/31=3.49 查手冊
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =m=314
圓周速度 =/6000=124490/60000=3.17m/s
與估取3m/s很接近，對的影響不大，不必修正
==1.15，==1.494
小輪分度圓直徑=
大輪分度圓直徑=m=480
中心距 a==
齒寬==0.8108.21=86.57mm
大輪齒寬 =
小輪齒寬 =+（5~10）
3）齒根彎曲疲勞強度校核計算
由下式
=
齒形系數(shù)查圖8-67 小輪 大輪
應力修正系數(shù) 小輪 大輪
重合度系數(shù) 查手冊
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.72=0.69
許用彎曲應力 由下式 =/
彎曲疲勞極限 查手冊
彎曲壽命系數(shù) 查手冊
尺寸系數(shù) 查手冊
安全系數(shù) 查手冊
則 =/=32011/1.3
=/=30011/1.3
故
=2.61.60.69=131.62<
=2.21.770.69=130.45<
4）齒輪其他尺寸計算與結構設計
分度圓直徑 mm
mm
齒頂高 ==4 mm
齒根高 =(+)=1.254=5 mm
齒全高 =+=9 mm
齒頂圓直徑 ==124+24=132 mm
==320+24=328 mm
齒根圓直徑 =124-25=114 mm
=320-25=310 mm
基圓直徑 =124cos20=116.52 mm
=320cos20=300.7 mm
齒距 =43.14=12.56 mm
齒厚 ==43.14/2=6.28 mm
齒槽寬 ==43.14/2=6.28 mm
頂隙 ==0.254=1 mm
中心距 =(+)=(124+320)=222 mm
傳動比 =
3
Ⅱ公差組8級
=0.8
=31
=80
=2.58
合適
=685066Nmm
=1
=1.15
=1.12
=1.16
=1.494
=189.8
=2.5
=0.87
800
760
=5.6410
=2.1910
==1
=1
=1.1
=727N/mm
=691 N/mm
108.21mm
m=4
=124mm
=3.17m/s
=1.15
=1.494
=124mm
=320mm
=222mm
=85mm
=90mm
=2.60
=2.20
=1.60
=1.77
=0.69
320
300
==1
=1
=1.3
=246.15
=230.77
=131.62
=130.45
齒根彎曲強度足夠
=124
=320
=4
=5
=9
=132
=328
=114
=310
=116.52
=300.7
=12.56
=6.28
=6.28
=1
=222
=2.58
4.2 第二對齒輪設計計算
1).選擇齒輪材料
小齒輪：37SiMnMoV，調質，硬度320~340HB。
大齒輪：35SiMn，調質，硬度280~300HB。
2）.按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度1.17查手冊選取
小輪分度圓直徑，由下式得
齒寬系數(shù)查手冊按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小輪齒數(shù)在推薦值20~40中選
大輪齒數(shù) ==2.8626=74.36圓整取
齒數(shù)比 ==74/26
傳動比誤差 =（2.86-2.85）/2.86=0.35%誤差在%范圍內
小輪轉矩 由下式得：
=9.5510=9.551033.75/187.74
載荷系數(shù)由下式得=
使用系數(shù) 查手冊
動載荷系數(shù) 查手冊得初值
齒向載荷分布系數(shù) 查手冊
齒間載荷分布系數(shù) 由上式及=0得
==cos
==1.71
查手冊并插值得
則載荷系數(shù)K的初值 =1.251.081.121.16
彈性系數(shù) 查手冊
節(jié)點影響系數(shù) 查手冊，由（=0，==0）
重合度系數(shù) 查手冊，由（=0）
許用接觸應力[] 由手冊，由得
[]=
接觸疲勞極限應力、查手冊
應力循環(huán)次數(shù) 得
=60= 60187.741（83008）
=/u=2.1610/2.42
則 查手冊 得接觸強度的壽命系數(shù)，（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 查手冊及說明
接觸硬度安全系數(shù) 查手冊，按一般可靠度查=1.0~1.1取 =80011/1.1 =76011/1.1
故的設計初值為
齒輪模數(shù)m m=/=155.64/26=5.99 查手冊
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =m=266
圓周速度 =/6000=156155.64/60000=1.27m/s
與估取1.17m/s很接近，對的影響不大，不必修正
==1.08，==1.75
小輪分度圓直徑=
大輪分度圓直徑=m=674
中心距 a==
齒寬==0.8155.64=124.51mm
大輪齒寬 =
小輪齒寬 =+（5~10）
3）齒根彎曲疲勞強度校核計算
由下式
=
齒形系數(shù)查圖8-67 小輪 大輪
應力修正系數(shù) 小輪 大輪
重合度系數(shù) 查手冊
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69
許用彎曲應力 由下式 =/
彎曲疲勞極限 查手冊
彎曲壽命系數(shù) 查手冊
尺寸系數(shù) 查手冊
安全系數(shù) 查手冊
則=/=32011/1.3
=/=30011/1.3
=2.61.60.69=175.70<
=2.281.730.69=174.47<
4）齒輪其他尺寸計算與結構設計
分度圓直徑 mm
mm
齒頂高 ==6 mm
齒根高 =(+)=1.256=7.5 mm
齒全高 =+=13.5 mm
齒頂圓直徑 ==156+26= 168mm
==444+26=456 mm
齒根圓直徑 =156-27.5=141 mm
=444-27.5=429 mm
基圓直徑 =156cos20=146.59 mm
=444cos20=181.19 mm
齒距 =63.14=18.84 mm
齒厚 ==63.14/2=9.42 mm
齒槽寬 ==63.14/2=9.42 mm
頂隙 ==0.256=1.5 mm
中心距 =(+)=(156+444)=300 mm
傳動比 =
1.17
Ⅱ公差組8級
=0.8
=26
=74
=2.85
合適
=1716802Nmm
=1.25
=1.08
=1.12
=1.16
=1.75
=189.8
=2.5
=0.87
800
760
=2.1610
=8.9310
==1
=1
=1.1
=727N/mm
=691 N/mm
155.64mm
m=6
=156mm
=1.27m/s
=1.08
=1.75
=156mm
=444mm
=300mm
=124mm
=130mm
=2.60
=2.28
=1.60
=1.73
=0.69
320
300
==1
=1
=1.3
=246.15
=230.77
=175.70
=174.47
齒根彎曲強度足夠
=156
=444
=6
=7.5
=13.5
=168
=456
=141
=429
=146.59
=181.19
=18.84
=9.42
=9.42
=1.5
=300
=2.85
4.3 第三對齒輪設計計算
1).選擇齒輪材料
小齒輪：37SiMnMoV，調質，硬度320~340HB。
大齒輪：35SiMn，調質，硬度280~300HB。
2）.按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度0.7查手冊選取
小輪分度圓直徑，由下式得
齒寬系數(shù)查手冊按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小輪齒數(shù)在推薦值20~40中選
大輪齒數(shù) ==2.8526=74.1圓整取
齒數(shù)比 ==74/26
傳動比誤差 =（2.85-2.846）/2.85=0.1%誤差在%范圍內
小輪轉矩 由下式得：
=9.5510=9.551032.41/65.64
載荷系數(shù)由下式得=
使用系數(shù) 查手冊
動載荷系數(shù) 查手冊得初值
齒向載荷分布系數(shù) 查手冊
齒間載荷分布系數(shù) 由上式及=0得
==cos
==1.71
則載荷系數(shù)K的初值 =1.251.061.121.16
彈性系數(shù) 查手冊
節(jié)點影響系數(shù) 查手冊，由（=0，==0）
重合度系數(shù) 查手冊，由（=0）
許用接觸應力[] 由手冊，由得
[]=
接觸疲勞極限應力、查手冊
應力循環(huán)次數(shù) 得
=60= 6065.641（83008）
=/u=7.5610/2.85
查手冊得接觸強度的壽命系數(shù)，（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 查手冊及說明
接觸硬度安全系數(shù) 查手冊，按一般可靠度查=1.0~1.1取
=80011/1.1 =76011/1.1
故的設計初值為
齒輪模數(shù)m m=/=213.8/26=8.2 查手冊
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =m=268
圓周速度 =/6000=20865.64/60000=0.71m/s
與估取0.7m/s很接近，對的影響不大，不必修正
==1.06，==1.72
小輪分度圓直徑=
大輪分度圓直徑=m=874
中心距 a==
齒寬==0.8213.8=171.04mm
大輪齒寬 = 小輪齒寬 =+（5~10）
3）齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式 =
齒形系數(shù)查圖8-67 小輪 大輪
應力修正系數(shù) 小輪 大輪
重合度系數(shù) 查手冊
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69
許用彎曲應力 由下式 =/
彎曲疲勞極限 查手冊
彎曲壽命系數(shù) 查手冊
尺寸系數(shù) 查手冊
安全系數(shù) 查手冊
=/=32011/1.3
=/=30011/1.3
=2.61.60.69=158.1<
=2.251.750.69=154.9<
4）齒輪其他尺寸計算與結構設計
分度圓直徑 mm
mm
齒頂高 ==8 mm
齒根高 =(+)=1.258=10 mm
齒全高 =+=18 mm
齒頂圓直徑 ==208+28=226 mm
==592+28=608 mm
齒根圓直徑 =208-210=188 mm
=592-210=572 mm
基圓直徑 =208cos20=195.46 mm
=592cos20=556.30 mm
齒距 =83.14=25.13 mm
齒厚 ==83.14/2=12.56 mm
齒槽寬 ==83.14/2=12.56 mm
頂隙 ==0.258=8 mm
中心距 =(+)=(208+592)=400 mm
傳動比 =
0.7
Ⅱ公差組8級
=0.8
=26
=74
=2.846合適
=4715349Nmm
=1.25
=1.06
=1.12
=1.16
=1.72
=189.8
=2.5
=0.87
800
760
=7.5610
=2.6510
==1
=1
=1.1
=727N/mm
=691 N/mm
213.8mm
m=8
=208mm
=0.71m/s
\
=1.06
=1.72
=208mm
=592mm
=400mm
=171mm
=177mm
=2.60
=2.25
=1.60
=1.75
=0.69
320
300
==1
=1
=1.3
=246.15
=230.77
=158.1
=154.9
齒根彎曲強度足夠
=208
=592
=8
=10
=18
=226
=608
=188
=572
=195.46
=556.30
=25.13
=12.56
=12.56
=8
=400
=2.85
4.4 第四對齒輪設計計算
1).選擇齒輪材料
小齒輪：37SiMnMoV，調質，硬度320~340HB。
大齒輪：35SiMn，調質，硬度280~300HB。
2）.按齒面接觸疲勞強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度0.4查手冊選取
小輪分度圓直徑，由下式得
齒寬系數(shù)查手冊按齒輪相對軸承為非對稱布置，取
小輪齒數(shù)在推薦值20~40中選
大輪齒數(shù) ==2.1126=54.86圓整取
齒數(shù)比 ==54/26
傳動比誤差 =（2.11-2.08）/2.11=1.4%誤差在%范圍內
小輪轉矩 由下式得：
=9.5510=9.551031.12/23.03
載荷系數(shù)由下式得=
使用系數(shù) 查手冊
動載荷系數(shù) 查手冊得初值
齒向載荷分布系數(shù) 查手冊
齒間載荷分布系數(shù) 由上式及=0得
==cos
==1.70
查手冊并插值得
則載荷系數(shù)K的初值 =1.251.041.211.16
彈性系數(shù) 查手冊
節(jié)點影響系數(shù) 查手冊，由（=0，==0）
重合度系數(shù) 查手冊，由（=0）
許用接觸應力[] 由手冊，由得
[]=
接觸疲勞極限應力、查手冊
應力循環(huán)次數(shù) 得
=60= 6023.031（83008）
=/u=2.6510/2.08
查手冊 得接觸強度的壽命系數(shù)，（不允許有點蝕）
硬化系數(shù) 查手冊及說明
接觸硬度安全系數(shù) 查手冊，按一般可靠度查=1.0~1.1取
=80011/1.1 =76011/1.1
故的設計初值為
齒輪模數(shù)m m=/=314.5/26=12.1 查手冊
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 =m=2612
圓周速度 =/6000=31223.03/60000=0.38m/s
與估取0.4m/s很接近，對的影響不大，不必修正
==1.04，==1.825
小輪分度圓直徑=
大輪分度圓直徑=m=1254
中心距 a==
齒寬==0.8314.5=251.6mm
大輪齒寬 =
小輪齒寬 =+（5~10）
3）齒根彎曲疲勞強度校核計算
由下式 =
齒形系數(shù)查圖8-67 小輪 大輪
應力修正系數(shù) 小輪 大輪
重合度系數(shù) 查手冊
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.70=0.69
許用彎曲應力 由下式 =/
彎曲疲勞極限 查手冊
彎曲壽命系數(shù) 查手冊
尺寸系數(shù) 查手冊
安全系數(shù) 查手冊
則=/=32011/1.3
=/=30011/1.3
=2.61.60.69=139.97<
=2.31.720.69=136.27<
4）齒輪其他尺寸計算與結構設計
分度圓直徑 mm
mm
齒頂高 ==12 mm
齒根高 =(+)=1.2512=15 mm
齒全高 =+=27 mm
齒頂圓直徑 ==312+212=336 mm
==648+212=672 mm
齒根圓直徑 =312-215=282 mm
=648-215=618 mm
基圓直徑 =312cos20=293.18 mm
=648cos20=608.92 mm
齒距 =123.14=37.70 mm
齒厚 ==123.14/2=18.85 mm
齒槽寬 ==123.14/2=18.85 mm
頂隙 ==0.2512=3 mm
中心距 =(+)=(312+648)=480 mm
傳動比 =
=320~340HB
=280~300HB
0.4
Ⅱ公差組8級
=0.8
=26
=54
=2.08
=12904733Nmm
=1.25
=1.04
=1.21
=1.16
=1.825
=189.8
=2.5
=0.87
800
760
=2.6510
=1.2710
==1
=1
=1.1
=727N/mm
=691 N/mm
314.5mm
m=12
=312mm
=0.38m/s
=1.04
=1.825
=312mm
=648mm
=480mm
=252mm
=258mm
=2.60
=2.3
=1.60
=1.72
=0.69
320
300
==1
=1
=1.3
=246.15
=230.77
=139.97
=136.27
齒根彎曲強度足夠
=312
=648
=12
=15
=27
=336
=672
=282
=618
=293.18
=608.92
=37.70
=18.85
=18.85
=3
=480
=2.08
5. 減速機內軸的計算
5.1 Ⅰ號軸的設計計算
5.1.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
考慮到安全余量和加工方便，軸徑最小的是裝大帶輪，根據(jù)帶輪輪轂取軸徑為60mm
5.1.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
軸段1上裝大帶輪，由帶輪確定軸段1的長度=115 =60 。軸段2考慮到帶輪的軸向定位取軸肩高度h=4,所以軸段2的直徑=68，考慮到端蓋的厚度和裝拆空間，取=50。軸段3是安裝軸承的，考慮到軸承受力選30214型圓錐滾子軸承，尺寸=7012526.2524。根據(jù)軸承寬度和箱體內壁距離，確定直徑取=70長度=45。軸段4是考慮軸向距離取直徑78長度53。軸段5為軸齒輪段長度取90齒根圓直徑114軸段6為一個軸環(huán)，取其長度10，軸徑78。軸段7為安裝軸承的，考慮到軸段3的軸承也選30214型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。軸段1上零件的軸向定位是軸端擋板和軸肩周向定位是鍵，選用C型普通平鍵=1811110
5.1.3 軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。 Ⅰ號軸的轉矩 =685066
求作用在帶輪上的力大帶輪的直徑 =630
徑向力 =5301.5 圓周力 和軸向力 均為0
求作用在齒輪上的力
齒輪的直徑 =124
圓周力 ==11049.5
徑向力 ==11049.5tan=4021.7
軸向力 =tan=0
求軸承的載荷
由+=和120.4=77.4可得
=4323.7 ；=6725.4 ；=520577
由+=-和(132.6+120.4+77.4) +77.4=(120.4+77.4) 可得＝1042.9＝1105.8
＝85588.92＝702978.9
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==3725
C截面處合成＝＝＝527566
扭矩T=685066
可見B截面處的彎矩更大，是軸的危險截面。B截面處當量彎矩
＝＝814329.7
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。取＝60 ，軸的計算應力為：
＝＝37.7 <＝60
5.2 Ⅱ號軸的設計計算
5.2.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
考慮到安全余量和加工方便，取軸徑為60mm
5.2.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
從左到右依次為軸段1~6?？紤]軸段1上裝軸承的，考慮到軸承受力選30219型圓錐滾子軸承，尺寸=9517534.532。根據(jù)軸承寬度和箱體內壁距離，確定直徑取=95，=95。軸段2上裝的是齒輪。由輪轂寬130可取=128考慮到帶輪的軸向定位取軸肩高度h=5,所以軸段2的直徑=105。軸段3的直徑=115其長度=48。軸段4為軸齒輪段長度取=130齒根圓直徑=141。軸段5為一個軸環(huán)，取其長度10，軸徑110。軸段6為安裝軸承的，考慮到軸段1的軸承，這里也選30214型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。軸段2上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=281680。
5.2.3 Ⅱ號軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。Ⅱ號軸上的大齒輪是與Ⅰ號軸上的小齒輪嚙合的，互為作用與反作用力，所以可知：；=4021.7；=11049.5
求作用在小齒輪上的力
小齒輪的直徑 =156
圓周力 ==22010
徑向力 ==22010tan=8011
軸向力 =tan=0
求軸承的載荷
由+=+ 和(105+157+94)+94=(157+94)可得
=1979 ； =12939.5 ；
=1216313
由+=+ 和(105+157+94) +94=(157+94)可得
＝720； ＝4709.3
＝94；=442674.2
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==1681.9
可見C截面處的彎矩更大，是軸的危險截面,求合成彎矩
＝＝＝1294363.8
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。?。?0 ，軸的計算應力為：
＝＝15.1 <＝60
5.3 Ⅲ號軸的設計計算
5.3.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
軸上最細的軸段是裝軸承的，選取軸承的內徑確定軸的直徑。
5.3.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
從左到右依次為軸段16。考慮軸段1上裝軸承的，考慮到軸承受力選30228型圓錐滾子軸承，尺寸=14025045.7542。根據(jù)軸承寬度和箱體內壁距離，確定直徑取=140，=60。軸段2是一個軸環(huán)，取其長度=10，軸徑是=160。軸段3是軸齒輪段，長度是齒輪寬=177，齒根圓直徑188。其長度=48。軸段4為定位軸環(huán)取其長度為=10軸徑取為=160。軸段5為安裝齒輪的軸段，其長度應略小于齒輪的輪轂寬度，取其長度=122，軸徑=150。軸段6為安裝軸承的，考慮到軸段1的軸承，這里也選30228型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。軸段5上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4022110。
5.3.3 Ⅲ號軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。Ⅲ號軸上的大齒輪是與Ⅱ號軸上的小齒輪嚙合的，互為作用與反作用力，所以可知：
=8011；=22010
求作用在小齒輪上的力
小齒輪的直徑 =208
圓周力 ==38995
徑向力 ==38995tan=14193
求軸承的載荷
由+=+ 和(119+168+83)+83=(168+83)
可得 =21516 ； =4531 ；
=119=2560404
由+=+ 和(119+168+83) +83=(168+83)
可得＝7831.2； ＝1649.2
＝119=931912.8
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==3547
可見C截面處的彎矩更大，是軸的危險截面,求合成彎矩
＝＝＝2724725.7
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。?。?0 ，軸的計算應力為：
＝＝10 <＝60
5.4 Ⅳ號軸的設計計算
5.4.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
軸上最細的軸段是裝軸承的，選取軸承的內徑確定軸的直徑。
5.4.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
從左到右依次為軸段1-7?？紤]軸段1上裝軸承的，考慮到軸承受力選30234型圓錐滾子軸承，尺寸=1703105742。確定直徑取=170，=70。軸段2是裝齒輪的，其長度應略小于齒輪的輪轂的寬度，=214，軸徑是=180。軸段3是定位軸環(huán)，其長度=15，軸肩高出8，即3段的直徑=196。軸段4要根據(jù)箱體內壁距離考慮，長度是=213，為減輕軸的質量，軸徑取為=180。軸段5是定位軸環(huán)，，其長度是=15 ，軸徑=196 。軸段6是裝齒輪的，其長度應略小于齒輪的輪轂的寬度，長度為=256 ，軸徑是=256 。軸段7上裝軸承的，考慮到軸承受力選30234型圓錐滾子軸承，尺寸=1703105742。確定直徑取=170，=70?？紤]到軸段1的軸承，這里也選30228型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。軸段2上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525160。軸段6上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525220。
5.4.3 Ⅳ號軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。Ⅳ號軸上的大齒輪是與Ⅲ號軸上的小齒輪嚙合的，互為作用與反作用力，所以可知：
=14193；=38995
求作用在小齒輪上的力
小齒輪的直徑 =312
圓周力 ==71139
徑向力 ==71139tan=25892.5
求軸承的載荷
由+=+ 和(102+156+507) =156 +(156+507)
可得=19289 ； =51433 ；
=156=8023548
由+=+ 和(102+507+156) =(156+507) +156
可得＝17580.6； ＝22504.4
＝156=3510686.4
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==8037.3
可見C截面處的彎矩更大，是軸的危險截面,求合成彎矩
＝＝＝8757981.6
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。?。?0 ，軸的計算應力為：
＝＝17.8 <＝60
5.5 Ⅴ號軸的設計計算
5.5.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
軸上最細的軸段是裝軸承的，選取軸承的內徑確定軸的直徑。
5.5.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
從左到右依次為軸段1-7?？紤]軸段1上是裝軸承的，考慮到軸承受力選30238型圓錐滾子軸承，尺寸=1903406055。確定直徑取=190，=70。軸段2是裝齒輪的，其長度應略小于齒輪的輪轂的寬度，取=250，軸徑是=198。軸段3是定位軸環(huán)，其長度=15，軸肩高出5，即3段的直徑=208。軸段4是裝軸承的，這里也選30238型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。長度是=70，軸徑取為=190。軸段5是裝軸承端蓋的，考慮到端蓋的厚度和裝拆的要求，取其長度是=50 ，軸徑=188。軸段6是裝聯(lián)軸器的，其長度應略小于半聯(lián)軸器的寬度，長度為=300 ，軸徑是=180 。軸段2上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525250。軸段6上的半聯(lián)軸器的軸向定位是軸肩和軸端擋板，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525280。
5.5.3 Ⅴ號軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。Ⅳ號軸上的大齒輪是與Ⅲ號軸上的小齒輪嚙合的，互為作用與反作用力，所以可知：
=71139；=25892.5
輸出的轉矩 =284550
求軸承的載荷由+=和(155+139)=139可得
=12242 ； =13650.5 ；
=139=1897419.5
由=-和139 =(155+139) 可得
＝33633.7 ＝7741.2
＝155=5213223.5
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==12012
C截面處合成彎矩 ＝＝＝5547783
扭矩T=28450.05
可見B截面處的彎矩更大，是軸的危險截面。B截面處當量彎矩
＝＝5547809
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。?。?0 ，軸的計算應力為：
＝＝9.5 <＝60
5.6 Ⅵ號軸的設計計算
5.6.1 初步確定軸的最小直徑
該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調質處理，查手冊，取可得
軸上最細的軸段是裝軸承的，選取軸承的內徑確定軸的直徑。
5.6.2 軸的結構設計和軸上零部件的選擇
從左到右依次為軸段1-7?？紤]軸段1上是裝軸承的，考慮到軸承受力選30238型圓錐滾子軸承，尺寸=1903406055。確定直徑取=190，=70。軸段2是裝齒輪的，其長度應略小于齒輪的輪轂的寬度，取=250，軸徑是=198。軸段3是定位軸環(huán)，其長度=15，軸肩高出5，即3段的直徑=208。軸段4是裝軸承的，這里也選30238型圓錐滾子軸承，這樣產生的軸向力可以互相抵消，而且也可以減少備用零件的數(shù)量。長度是=70，軸徑取為=190。軸段5是裝軸承端蓋的，考慮到端蓋的厚度和裝拆的要求，取其長度是=50 ，軸徑=188。軸段6是裝聯(lián)軸器的，其長度應略小于半聯(lián)軸器的寬度，長度為=300 ，軸徑是=180 。軸段2上齒輪的軸向定位是軸肩和軸上套桶，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525250。軸段6上的半聯(lián)軸器的軸向定位是軸肩和軸端擋板，周向定位選用A型圓頭普通平鍵=4525280。
5.6.3 Ⅵ號軸的強度校核
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當量彎矩圖。Ⅳ號軸上的大齒輪是與Ⅲ號軸上的小齒輪嚙合的，互為作用與反作用力，所以可知：
=71139；=25892.5
輸出的轉矩 =284550
求軸承的載荷由+=和(155+139)=139可得
=12242 N； =13650.5 N；
=139=1897419.5 N·mm
由=-和139 =(155+139) 可得
＝33633.7 ＝7741.2
＝155=5213223.5
圓錐軸承派生的軸向力 ＝-==12012
C截面處合成彎矩 ＝＝＝5547783 扭矩T=28450.05
可見B截面處的彎矩更大，是軸的危險截面。B截面處當量彎矩
＝＝5547809
校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調質處理。查手冊得＝650 則＝0.09~0.1 即為58~65 。取＝60 ，軸的計算應力為：
＝＝9.5 <＝60
6. 軸承的校核
6.1 Ⅰ 軸軸承的校核
初選滾動軸承為30214型圓錐滾子軸承，其尺寸為7012524
基本額定載荷Cr:125kN
e=0.4 Y=1.5
6.1.1 計算軸承支反力 合成支反力
=11289.7 N
=6816.1 N
6.1.2 軸承的派生軸向力
11289.7/(2×1.5)=3763.23 N
6816.1/(2×1.5)=2272 N
6.1.3 軸承所受的軸向載荷
因為是采用的直齒圓柱齒輪，所以齒輪本身不產生軸向力。軸承受到的軸向力均是有圓錐滾子軸承自身產生的。而且是大小相等，方向相反的一對力。
=3763.23 N; =3763.23 N
6.1.4 軸承的當量動載荷
=3763.23/11289.7=0.33<=0.4
，
=1×11289.7+1.5×3763.23=16934.545 N
3763.23/6816.1=0.55>=0.4
，
=0.4×6816.1+1.5×3763.23=8371.285 N
6.1.5 軸承壽命
因，故按計算 查得載荷系數(shù)，溫度系數(shù) = =6894 h
6.2 Ⅱ軸軸承的校核
初選滾動軸承為30219型圓錐滾子軸承，其尺寸為9517032
基本額定載荷Cr:215kN
e=0.42 Y=1.4
6.2.1 計算軸承支反力
合成支反力 =2106 N
=13770 N
6.2.2 軸承的派生軸向力
2106/(2×1.4)=752 N
13770/(2×1.4)=4918 N
6.2.3 軸承所受的軸向載荷
因為是采用的直齒圓柱齒輪，所以齒輪本身不產生軸向力。軸承受到的軸向力均是有圓錐滾子軸承自身產生的。而且是大小相等，方向相反的一對力。
=4918 N; =4918 N
6.2.4 軸承的當量動載荷
=4918/2106=2.34>=0.42
0.40，=35.29
=0.4×2106+35.29×4918=194398.62 N
4918/13770=0.36<=0.42
，
=1×13770+0×4918=13770 N
6.2.5 軸承壽命
因，故按計算 查得載荷系數(shù)，溫度系數(shù)
=
=4077 h
6.3 Ⅲ軸軸承的校核
初選滾動軸承為30228型圓錐滾子軸承，其尺寸為14025042
基本額定載荷Cr:388kN
e=0.44 Y=1.4
基本額定載荷Cr: 388kN
6.3.1 計算軸承支反力
合成支反力
=22897 N
=4822 N
6.3.2 軸承的派生軸向力
22897/(2×1.4)=8177.5 N
4822/(2×1.4)=1722 N
6.3.3 軸承所受的軸向載荷
因為是采用的直齒圓柱齒輪，所以齒輪本身不產生軸向力。軸承受到的軸向力均是有圓錐滾子軸承自身產生的。而且是大小相等，方向相反的一對力。
=8177.5 N; =8177.5 N
6.3.4 軸承的當量動載荷
=8177.5/22897=0.36<=0.44
，
=1×22897+0×8177.5=322897 N
8177.5/4822=1.70>=0.44
，
=0.4×4822+35.53×8177.5=292494.5 N
6.3.5 軸承壽命
因，故按計算 查得載荷系數(shù)，溫度系數(shù)
=
=5626 h
6.4 Ⅳ軸軸承的校核
初選滾動軸承為30234型圓錐滾子軸承，其尺寸為17031052
基本額定載荷Cr:558kN
e=0.44 Y=1.4
基本額定載荷Cr: 558kN
6.4.1 計算軸承支反力
合成支反力
=26098.7 N
=56140.9 N
6.4.2 軸承的派生軸向力
26098.7/(2×1.4)=9320.96 N
56140.9/(2×1.4)=20050.3 N
6.4.3 軸承所受的軸向載荷
因為是采用的直齒圓柱齒輪，所以齒輪本身不產生軸向力。軸承受到的軸向力均是有圓錐滾子軸承自身產生的。而且是大小相等，方向相反的一對力。
=20050 N; =20050 N
6.4.4 軸承的當量動載荷
=20050/26098.7=0.77>=0.4