2665 蜂窩煤成型機設(shè)計

2665 蜂窩煤成型機設(shè)計,蜂窩煤,成型,設(shè)計 第 1 頁 緒論1.型煤概況隨著機械化采煤程度的提高，產(chǎn)生了大量的粉煤。粉煤的市場價值很低，造成大量的積壓。市場對型煤的需求量較大，型煤技術(shù)有很大的市場空間。同時生產(chǎn)型煤的原料煤的質(zhì)地不受限制。2.成型設(shè)備概況成型設(shè)備是型煤生產(chǎn)中的關(guān)鍵設(shè)備,選擇成型設(shè)備應(yīng)以原煤的特性，型煤的用途及成時壓力等諸多因素為基礎(chǔ)。目前工業(yè)上應(yīng)用最廣的是對輥式成型機。另外,還有沖壓式成型機,環(huán)式成型機和螺旋式成型機等3.對輥成型機概況對輥成型機可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎，它的給料系統(tǒng)和輥面的設(shè)計要根據(jù)使用要求來設(shè)計。下面就對輥成型機在成型方面的應(yīng)用進行描述。對輥成型機主要包括以下幾個主要部件：3.1 同步齒輪傳動系統(tǒng)對輥成型機的同步齒輪傳動系統(tǒng)由包括兩個同步齒輪在內(nèi)的減速器，安全聯(lián)軸器等組成。安全聯(lián)軸器是一個能自動復(fù)位的機構(gòu)，它可以在正常工作時驅(qū)動轉(zhuǎn)距的 1.7～1.9 倍范圍內(nèi)調(diào)整。最主要的是，同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給型輥完全均勻的線速度。3.2 成型系統(tǒng)對輥成型機的最主要部分是型輥。由于成型壓力大，直徑大，所以采用八塊型板拼裝的方式，輥芯由鑄鋼材料鑄造而成，型板由強度高的耐磨材料制造。3.3 液壓加載系統(tǒng)液壓加載系統(tǒng)用于提供壓力迫使浮輥向被壓實的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作需要，壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化而升高，通過改變液壓儲能器中氮的分壓可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。在其他尖硬物料被壓入壓輥的間隙時液壓系統(tǒng)也用作安全裝置。 第 2 頁 1.電機選型及傳動比計算1.1 選擇電動機1.1.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式按工作條件和要求，選用一般用途的 Y 系列三相異步電動機，為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2 選擇電動機的容量輥子轉(zhuǎn)速：n=8~10r/min輥子圓周速度：v=0.4~0.5m/sω=nπ/30 v=ωr初計算型輥半徑 = R?wv0.5478m3?型球體積 4321V?每塊型煤質(zhì)量 4980.50.8kgv????型輥周向上分布型窩個數(shù) （個）74..CZ?型輥軸向上分布型窩數(shù) 取整 15408S?S=1型輥長度 取整B=.9+32069.5mB=630 mm輥上合力 KNFpl?阻力矩 1865KNTe??A工作機所需的功率：P= 950n式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 TP= KW317.4?? 第 3 頁 電動機所需功率：P =P/η0從電動機到輥輪主軸之間的傳動裝置的總效率：η=η η η η1428354式中 η =0.95 V 帶傳動效率1η =0.98 聯(lián)軸器效率2η =0.99 軸承效率 3η =0.97 齒輪傳動效率4代入上式得η=0.95×0.98 ×0.99 ×0.97495=0.6777=P/η0P=97.4/0.6777=143.2 KW選擇電動機額定功率 P ≥P ，根據(jù)傳動系統(tǒng)圖和推薦的傳動比合理范m0圍 V 帶傳動的傳動比 2-4 ；單級圓柱齒輪傳動比 3-6 。所以選擇 Y315L1-4 電動機，額定功率 160kw,滿載轉(zhuǎn)速 1480 r/min 。1.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1.2.1 傳動裝置的總傳動比= = =148inm10481.2.2 分配各級傳動比該傳動裝置中使用的是三級圓柱齒輪減速器，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） 第 4 頁 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，潤滑最為簡便分配各級齒輪傳動比為=4。25 =4 =1.8i1i2i3輥輪的直徑為 956mm,兩輥輪這間的間隙取 1mm,所以兩輥輪的中心距為957mm。由此調(diào)節(jié)可初定同步齒輪的傳動比為 2.4 。則 V 帶傳動的傳動比為2。2.V 帶設(shè)計計算 2．1 確定計算功率根據(jù)工作情況 查表 12-12 選擇工況系數(shù) 2.1?AK設(shè)計功率 1.2609WdAPK??2．2 選擇帶型根據(jù) 和 選擇 25N 窄 V 帶(有效寬度制)192Wd?1480r/minn?2．3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑小帶輪的基準(zhǔn)直徑 參考表 12-19 和圖 12-4 取 135med?傳動比 2i?取彈性滑動系數(shù) 0.?大帶輪基準(zhǔn)準(zhǔn)直徑 21()edei??35.02?67.4m?取標(biāo)準(zhǔn)值 20ed 第 5 頁 實際轉(zhuǎn)速 122()pdn???300.4865?719r/min實際傳動比 22.7i??2．4 驗算帶的速度13.410824.0m/s606pdnv????2．5 初定中心距 ????120120.7eedad????0.(356)(3560)??.m89a??取 012a?2．6 確定基準(zhǔn)長度 22110 0()()4eeddLaa????23.(65)(635)???905.7m?由表 12-10 選取相應(yīng)基準(zhǔn)長度 40dL? 第 6 頁 2．7 確定實際軸間距00460395.71212.meLa???????安裝時所需最小軸間距min.57. 6.e?張緊或補償伸長所需最大軸間距ax0.312.03419.3eL????2．8 驗算小帶輪包角2118057.3eda??????6.5.7??2．9 單根 V 帶的基本額定功率 根據(jù) 和 由表 12-17n 查得 25N 型窄135med?1480r/inn?V 帶 28.7KWP2．10 單根 V 帶的功率增量考慮傳動比的影響，額定功率的增量由表 12-17n 查得13.78P??2．11V 帶的根數(shù)??LadKPz1???由表 12-13 查得 0.96由表 12-16 查得 4L? 第 7 頁 根??1926.548.7530.z????取 7 根2．12 單根 V 帶的預(yù)緊力2015.2mvzPKFda?????????由表 12-142.13 帶輪的結(jié)構(gòu)2.13.1 小帶輪的結(jié)構(gòu)小帶輪采用實心輪結(jié)構(gòu)。由 Y280M-4 電動機可知，其軸伸直徑 ，長度 ，md75?mL140?小帶輪軸孔直徑應(yīng)取 ，轂長應(yīng)小于 .md750?140由表 12-22 查得，小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪 由 V 帶的實際傳動比 ，對減速器的傳動比進行重新分配。 2.1i傳動裝置總傳動比 ×ü8V 帶傳動傳動比 7.?帶i同步齒輪的傳動比 5.24則三級減速器的傳動比為248..7.1??i， ，以達到傳動比的調(diào)節(jié)。則1i3調(diào) 節(jié)不 變 29.1?i6.3i 38.6.9312i 第 8 頁 3．基本參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩Ⅰ軸 1480721.95r/min.vni??= =P0d?6.0.48KW?119519N72.5Tn??AⅡ軸 21.68r/min4i50.9.14.KP????22 5982N6.7TnAⅢ軸 321.843r/mini??.509.18.KWP??339327.N4.TnAⅣ軸 43.7819r/mini??1.0.73.KP??4495526.N.9TnAⅤ軸 542.10r/mini??3.32KWP??5519060NTnA 第 9 頁 4．同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計計算4.1I 軸齒輪設(shè)計計算4.1.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求從圖 14-32 和圖 14-24 中查得 MPaF4502lim1li??Hlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當(dāng)降低：limFPaF402li1lim??4.1.2 初定齒輪主要參數(shù)初定齒輪主要參數(shù)考慮載荷有輕微沖擊、非對稱軸承布置，取載荷系數(shù) K=2按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù):FPSmYZKT??135.2?按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =24，i 1大齒輪齒數(shù) 214.520??取 = 102Z按表 14-33，選齒寬系數(shù) 第 10 頁 16m??10.6724dZ?????1 0.25.5.5421mau? ????由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（ 時）2?x35.41?FSY95.32FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP????由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)SSY?3014.352.5.186m???采用斜齒輪，按表 14-2，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。6mn初取 β=13°（表 14-33） ，則齒輪中心距???cos21nza??4063??87.9m?由于單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 。8a?準(zhǔn)確的螺旋角??azn2arcos1???406r38? 第 11 頁 13.06??2'"?齒輪分度圓直徑 cos1nmzd2463.0???7.8?cos2nzd1063.???8.m工作齒寬 10.74.10.5bd??為了保證 ，取 。???5?1.478d齒輪圓周速度 061??nv?47.82.955.m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3????端面重合度 （圖 14-3） 07.8164???總重合度 .2.9.???? 第 12 頁 4.1.3 校核齒面接觸疲勞強度?????HVAtEHBD KubdFZ1??分度圓上的切向力120tTFd47.8??9N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1?AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV ?????????式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 1045Zu??將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9245.9.110.875110V????????????.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.07. ddHbK??? ?????4...5..71?34齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.257932.8N/m0/0AtKFb???? 第 13 頁 查表 14-43 得 2.1??HK節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和3'0"??021?x查圖 14-11 得 45.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE?重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 0.78Z??螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 95?由于 可取1.3????1BDB2794.512.4589.07.85.21.3421.0H MPa? ?????7MPa?計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZS?lim?式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)91160721.5301.LNjnt????982.4.u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.8NTZ?20.93NTZ?潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 2.LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1W尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得6nm??XZ 第 14 頁 將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS150.89217???.2.3HS1.6?由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.min?HS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.2Ⅱ軸齒輪設(shè)計計算4.2.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求從圖 14-32 和圖 14-24 中得 MPaF4502lim1li??Hlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當(dāng)降低：limFPaF402li1lim??4.2.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù)FPSmYZKT??135.2? 第 15 頁 按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =26，i 1Z大齒輪齒數(shù) 213.82610.8mZ???取整 =102按表 14-33，選齒寬系數(shù) 18m??10.692dZ?????180.284.5.5316mau? ????由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（ 時）02?x35.41?FSY0.42?FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.6MPaFPFP???由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)21FPSSY?3814.35.57.m60???采用斜齒輪，按表 14-2，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。n初取 β=13°（表 14-33） ，則齒輪中心距???cos21nmza??6013??5.8?由于單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 。657ma?準(zhǔn)確的螺旋角 第 16 頁 ??amzn2arcos1???60r5.8?13?? 13???齒輪分度圓直徑 ?cos1nmzd2603???.89?cos2nzd103???46.8m工作齒寬 10.92.184.2mdb??為了保證 ，取 。1????10.726.839d齒輪圓周速度 01??nv?26.839.71.5m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3????端面重合度 （圖 14-3） 07.8165?? 第 17 頁 總重合度 1.3652.9.????????4.2.3 校核齒面接觸疲勞強度?????HVAtEHBD KubdFZ1??分度圓上的切向力120dTFtt843.67??76N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1?AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV ?????????式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 10396Zu??將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9261.953.110.875760V????????????.0齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK??? ?????4.0.5..7?35 第 18 頁 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.257603N/m10/AtKFb????查表 14-43 得 .?H節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和134'56"??21x查圖 14-11 得 .2?HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 MPaE8.19重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0??Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9?由于 可取1.3????1BDB7603.912.4589.07.8.2501.3221.5H MPa? ?????0MPa?計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZS?lim?式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)8116074.130.10LNjnt????8723..9u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.97NTZ?20.8NTZ?潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.LVR 第 19 頁 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1?WZ尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得mn8?X將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS150.9721??.3?2.8HS1.7由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.min?HS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.3Ⅲ軸齒輪設(shè)計計算4.3.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求得 MPaF4502lim1li??Hlili參考我國試驗數(shù)據(jù)（表 14-45）后，將 適當(dāng)降低：limFPaF402li1lim??4.3.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù) 第 20 頁 FPSmYZKT??135.2?按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =40，i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 7221.84072.??2?按表 14-33，選齒寬系數(shù) m?180.45dZ??????1 0.32.5.814mau? ????由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（ 時）21x35.41?FSY98.32?FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP???由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)2SSY?3074.351.510.786m???采用斜齒輪，按表 14-2，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。2mn初取 β=13°（表 14-33） ，則齒輪中心距???cos21nza??4073??689.m?由于單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 。690ma? 第 21 頁 準(zhǔn)確的螺旋角??amzn2arcos1???407r69?13.?? 136'57"???齒輪分度圓直徑 ?cos1nmzd4023.6???9.857?cos2nzd13.6???87.4m工作齒寬 10.592.871.5mdb??為了保證 ，取 。1???23?10.492.857d齒輪圓周速度 061??nv?492.8573.1.m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3???? 第 22 頁 端面重合度 （圖 14-3） 0.821.70????總重合度 32.????4.3.3 校核齒面接觸疲勞強度?????HVAtEHBD KubdFZ1??分度圓上的切向力120TFtt37492.85??86N由表 14-39 查得使用系數(shù) .1?AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV ?????????式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu??將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9401..811.87560V????????????.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK??? ?????4.0.5.23..5?3 第 23 頁 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.25863N/m10/0AtKFb????查表 14-43 得 .?H節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和136'57"??21x查圖 14-11 得 4.2?HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0??Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9?由于 可取1.????1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H? ?????MPa1?計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZS?lim?式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960????tjnNL782..u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01?NTZ12?NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR 第 24 頁 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1?WZ尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得10mn?97.0X將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS917.02.651 ??4.?..02HS7.1由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.min?HS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS4.4Ⅳ軸齒輪設(shè)計計算4.4.1 選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量（MQ）要求得 MPaF4502lim1li??Hlili參考我國試驗數(shù)據(jù)后，將 適當(dāng)降低：limFPa402li1li??4.4.2 初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù)FPSmYZKT??135.2? 第 25 頁 按表 14-34，并考慮傳動比 ，選用小齒輪齒數(shù) =24，i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 5821.4257.6mZ???2?按表 14-33，選齒寬系數(shù) 8m?10.7524dZ??????180.4.5.241mau? ????由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（ 時）2?x35.41?FSY98.32FSY由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP????由于 ，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù)SSY?3564.312. 1.7980m???采用斜齒輪，按表 14-2，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。6mn初取 β=13°（表 14-33） ，則齒輪中心距???cos21nza??45863??7.2m?由于單件生產(chǎn)，不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距，取 。674ma?準(zhǔn)確的螺旋角??zn2arcos1?? 第 26 頁 ??245816arcos7???13.? 136'5"???齒輪分度圓直徑 7cosnzmd??24163.2??9.58cosnzd??163.27??95.4m工作齒寬 70..569.02mdb???為了保證 ，取 。1???37.794.536d齒輪圓周速度 4601nv???39.52..m/s按此速度查表 14-78，齒輪精度選用 8 級即可，齒輪精度 8-7-7（GB10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖 14-8） 1.3????端面重合度 （圖 14-3） 082.170??總重合度 32.????? 第 27 頁 4.4.3 校核齒面接觸疲勞強度?????HVAtEHBD KubdFZ1??分度圓上的切向力720ttTF56394.??N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1?AK動載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV ?????????式中 （表 14-40）9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu??將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計算式VK223.9401..811.87560V????????????.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK??? ?????4.0.5.23..5?3齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù)1.2586N/m10/30AtKFb???? 第 28 頁 查表 14-43 得 2.1??HK節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按 和36'57"??021?x查圖 14-11 得 4.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE?重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0??Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9?由于 可取1.????1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H? ?????MPa1?計算接觸強度強度安全系數(shù)HXWLVRNTHZS?lim?式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960????tjnNL782..u按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01?NTZ12?NTZ潤滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 W尺寸系數(shù) 按 ，查圖 14-40 得10mn?7.?XZ 第 29 頁 將以上數(shù)據(jù)代入 計算式HS917.02.6051 ???4...2HS7.1?由表 14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù) 。1.min?HS和 均大于 ，故安全。1HS2minHS5．同步齒輪減速箱軸的設(shè)計計算5.1Ⅰ軸的設(shè)計計算5.1.1 選擇軸的材料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(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能MPab640??Pas35??MPa2751???Pa15?????1?s207?.0?.0??5A5.1.2 初步估算軸的的直徑33min150.486.729Pdm???取軸徑為 70mm5.1.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 33015 型，其尺寸為md75?，定位軸肩高度BDd31?? mh5? 第 30 頁 5.1.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ軸段為 圓柱形軸伸，查表 21-9， 的軸伸長md60?md60?。Ⅱ軸段直徑為 ，根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，12l d68?確定端蓋總寬度為 ，考慮端蓋與帶輪間隙， 。Ⅲ軸段安裝929l軸承，由于圓柱形軸伸的原因，采用雙列軸承，取 ，75。Ⅳ軸段軸肩長度，按齒輪距箱體內(nèi)壁這距離取 ，考慮到l853? 1箱體的鑄造誤差，滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁 ，取 ，從各軸的結(jié)~3構(gòu)選 ， 。Ⅴ軸安裝軸承， ，ml75d85?6d?ml6?5.1.4 軸的受力分析5.1.4.1 作出軸的計算簡圖14a7b654321 第 31 頁 a=174b=75RH1 RH2Rv1 Rv2FrFtFa5.1.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT??6105.91.487295Nm齒輪的圓周力 10.46tFNd??齒輪的徑向力 1antan278593coscos1.rt???齒輪的軸向力 0t68at5.1.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 32 頁 由 得 10M??2()0HtRabF???27851364t N?由 得 0?Z1251239Ht彎矩圖 0m?在垂直面內(nèi)的支反力 第 33 頁 由 得 10M?? 12()02VradRabF????2 17.469368235raVdFR Nb???由 得 0??Z12930VrVRF???彎矩圖 80Nm扭矩圖 T679415.1.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM??3104957378NmD 截面的當(dāng)量彎矩 ??22TMDca????279580.6794?43Nm安全 ??1331090.85caDMPaPad???????? 第 34 頁 5.2Ⅱ軸的設(shè)計計算5.2.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 15?A5.2.2 初步估算軸的的直徑33min14.5026987PdAm???取軸徑為 110mm5.2.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 30222 型，其尺寸為20dm?。138dDB??5.2.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ軸段安裝軸承，取 ， 。Ⅱ軸段安裝齒輪，1106lm?齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，219?d齒輪寬度為 110mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。Ⅲ軸段軸環(huán) ， 。Ⅳ205?l 395l30軸段為齒輪軸寬度取 。Ⅴ軸段安裝軸承， ，19m58l5.2.4 軸的受力分析5.2.4.1 作出軸的計算簡圖 12a?157b108cm? 第 35 頁 1 2 3 4 55.2.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT??62105.94.5987Nm大齒輪的圓周力 210ttF?大齒輪的徑向力 3rr?大齒輪的軸向力 2182a小齒輪的圓周力 150971832.tTFNd??齒輪的徑向力 antan256coscos.rt???齒輪的軸向力 130675t1290at ? 第 36 頁 5.2.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力由 得 10M??212()()0HttRabcFab??????122837503718ttHFabR Nc???由 得 0??Z12125012HttRF?????彎矩圖 4360Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 37 頁 由 得 10M??1221()()0VrardRabcFFa????212()raarVdFc9.67.5381560829151250????????N由 得0?Z1281562937VrrRFN???? 第 38 頁 彎矩圖 14360HMNm?扭矩圖 25978T5.2.5 軸的強度計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM??890417565NmD 截面的當(dāng)量彎矩 ??22TMDca????246510.5978?Nm??13310156042.609caD PaMPad????????由于齒輪作用力在 E 截面的最大合成彎矩22EVHM? 第 39 頁 227485391??96NmE 截面的當(dāng)量彎矩 ??22TMEca????29360.5978?178Nm安全 ??1331065.caEPaad????????5.3Ⅲ軸的設(shè)計計算5.3.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能640MPab??35Pas??1275MPa???15Pa???1?????207?.0?.0??5A5.3.2 初步估算軸的的直徑33min18.56.947Pdm???取軸徑為 170mm5.3.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.3.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為170md? 第 40 頁 。170m2657dDB???5.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ軸段安裝軸承，取 ， 。Ⅱ軸段安裝齒輪，10d?1lm， ，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。282l取軸段直徑 ，齒輪寬度為 230mm,為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，10d?軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。Ⅲ軸段軸肩高度25l，取 ， ，為.76.?h4.h380?d。39lm5.3.4 軸的受力分析5.3.4.1 作出軸的計算簡圖107a?153bm1c?1 3 42 第 41 頁 5.3.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT??62105.94.27Nm8大齒輪的圓周力 2103ttF?大齒輪的徑向力 56rr?大齒輪的軸向力 212a小齒輪的圓周力 180714976.tTFNd??小齒輪的徑向力 antan2601coscos3.rt???小齒輪的軸向力 10497t45at ?5.3.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 42 頁 由 得 10M??122()()0tHtFabRcFa???????122604971837455ttHR Nc??得 0??Z1232ttF???彎矩圖 487HMNm?在垂直面內(nèi)的支反力由 得 10?1221()()0VrardRabcFFa???? 第 43 頁 1212()raarVdFbFRc????6.8780.260405515607131?????2978N?由 得0?Z126012978561423VrrRFN????彎矩圖 45MNm 第 44 頁 扭矩圖 NmT807251? 第 45 頁 5.3.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM??2149061458NmD 截面的當(dāng)量彎矩 ??22TMDca????21495680.751?Nm??1330.60caDMPaPad???????5.4Ⅳ軸的設(shè)計計算5.4.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能由表 21-1 查得MPab640??Pas35??MPa2751???Pa15?????1?s207?.0?.0??5A5.4.2 初步估算軸的的直徑mnPd7.16425.313min ???取軸徑為 170mm 第 46 頁 5.4.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.4.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 30000 型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為md170?。265dDB??5.4.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ軸段安裝軸承，取 ， 。Ⅱ軸段安裝齒輪，178lm?齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，2175d?齒輪寬度為 130mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。Ⅲ軸段軸肩高度 ，取215lm?0..h?， 。軸環(huán)寬度 ，取.h30d1475bm，則 。Ⅳ軸段為中間段, ,0bl 210d?。Ⅴ軸段為軸肩， ， 。VI 軸段安2l?520d?5l裝齒輪，齒輪右端采用套筒定位，左端使用軸肩定位。取軸段直徑， 。ⅤII 軸段安裝軸承， ，6175dm62l 710dm。9l5.4.4 軸的受力分析5.4.4.1 作出軸的計算簡圖 12am?50b193c? 第 47 頁 5.4.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT??62105.973.428Nm大齒輪的圓周力 21609ttF?大齒輪的徑向力 rr?大齒輪的軸向力 45a小齒輪的圓周力 12812430.tTNd??齒輪的徑向力1tantan024358coscos1.62rF???齒輪的軸向力1tata.3N??5.4.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 48 頁 由 得 10M??122()()0tHtFabRcFa??????2436704911539???ttHRcN由 得 0?Z12695321HtHRFN?????彎矩圖 84Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 49 頁 由 得 10M??212()()02tVaraddFabRcF???????21122 975.23458.2643067140621925traaVRbcN????????由 得 0?Z1212905486032VrRFN???? 第 50 頁 彎矩圖 251903VMNm?扭矩圖 84T5.4.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM??218543195036NmD 截面的當(dāng)量彎矩 ??22TMDca????2316890.8540?5Nm??133101086.807caD PaMPad????????5.5Ⅴ軸的設(shè)計計算5.5.1 選擇軸的材料選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 15?A 第 51 頁 5.5.2 初步估算軸的的直徑33min69.81520PdAm???取軸徑為 220mm5.5.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.5.3.1 初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取 20000 型調(diào)心滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑 。初選滾動軸承為 23072 型，其尺寸為360dm?。541dDB??5.5.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ軸段安裝軸承，取 ， 。Ⅱ軸段安裝齒輪，齒360d?10lm輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ，齒輪230dm?寬度為 300mm,取 。Ⅲ軸段軸肩高度 ，取2lm.716h?， 。軸環(huán)寬度 ，取 ，則16hm?36d1.4b?5b。IⅤ軸段安裝軸承， ， 。V 軸段伸出軸,325l 20dm09l聯(lián)接聯(lián)軸器,取 ， 。5180?5l5.5.4 軸的受力分析5.5.4.1 作出軸的計算簡圖 94a209b? 第 52 頁 5.5.4.2 軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT??62105.9.86Nm齒輪的圓周力 12430ttF?齒輪的徑向力 58rr?齒輪的軸向力 16a5.5.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 53 頁 由 得 10M??2()0HtRabF???21439587t N?得 0?Z12634Ht彎矩圖 76m?在垂直面內(nèi)的支反力 第 54 頁 由 得 10M??22()0VradRabF???22145.763884199200arVN??????得 ?Z12536784VrRFN??彎矩圖 1Mm扭矩圖 2680TN5.5.5 軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM??2137641095NmD 截面的當(dāng)量彎矩 第 55 頁 ??22TMDca????216570.6850?439Nm??13310205.660caDMPaPad????????6.同步齒輪減速箱軸承的校核6.1I 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32215 型，其尺寸為 75130dDBm???基本額定載荷 Cr: 170kN6.1.1 計算軸承支反力合成支反力 2211539702HVRN????2 466.1.2 軸承的派生軸向力13071022.5RSNY???468.6.1.3 軸承所受的軸向載荷因 12aKS??28102486AN??? 第 56 頁 1024ASN?6.1.4 軸承的當(dāng)量動載荷1.30.4072eR??，1?X5.1Y.1268rPAN???28460.4eR??，.02?X5.12Y61.528647rPAN????6.1.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，21r?2rP5.1pftf10362106301.547839????????trhpfCLnh6.2II 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32317 型，尺寸為 。851306dDBm???基本額定載荷 Cr: 180kNe=0.29 Y=2.1 第 57 頁 6.2.1 計算軸承支反力合成支反力 2221171341HVRN?????086036.2.2 軸承的派生軸向力13421.RSNY???2039.6.2.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS??13019642AN???2N6.2.4 軸承的當(dāng)量動載荷1641.80.2932AeR???，0.1XY1.4.16489rP N???239029AeR???，12X2Y1341340rPN??? 第 58 頁 6.2.5 軸承壽命因 ，故按 計算查得 ，21rP?2r 5.1?pftf10 1036632 889.254trhpfCL hn?????? ?????????6.3III 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32022 型，其尺寸為 。mBDd38170???e=0.43 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 245kN6.3.1 計算軸承支反力合成支反力 2211497853HVRN???2222 1480?6.3.2 軸承的派生軸向力153291.4RSNY???2803725.6.3.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS?? 第 59 頁 12895317268aAKSN???2N6.3.4 軸承的當(dāng)量動載荷16784.260.353AeR???，40.1X.1Y1.2678rP N???23750.3648AeR???，12X2Y11725380rPN????6.3.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r?2r 5.1pftf10 1036632242679.58trhpfCL hnP????????????????6.4IV 軸軸承的校核初選滾動軸承為 32034 型，其尺寸為。1702657dDBmm???e=0.44 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 520kN 第 60 頁 6.4.1 計算軸承支反力合成支反力 2221135104937HVRN????2222965806?6.4.2 軸承的派生軸向力14371432.6RSNY??802.?6.4.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS??13804153AN???2N6.4.4 軸承的當(dāng)量動載荷1531.240.3897AeR???，40.1X1.6Y.6510679rP N????230.31882AeR???，12X02Y 第 61 頁 221380264138026rPXRYAN??????6.4.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r?2r 5.1?pftf10 1036632245851.86trhpfCL hnP???????????????6.5V 軸軸承的校核初選滾動軸承為 23044 型，其尺寸為 。mBDd903420???基本額定載荷 Cr: 760kN6.5.1 計算軸承支反力合成支反力 2211634978639HVRN????22225078?6.5.2 軸承的派生軸向力16391232.RSNY?708674.?? 第 62 頁 6.5.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS??16385174059AN???2N6.5.4 軸承的當(dāng)量動載荷140590.63.24AeR???，.1X12.Y9.059174rP N????236740.7248AeR???，12X2Y1931679308rPN????6.5.5 軸承壽命因 ，故按 計算 查得 ，12r?1r 5.1pftf0 10366327681.54trhpfCL hnP????????????????7.同步齒輪減速箱鍵的校核7.1I 軸鍵的校核I 軸的伸出軸 ,選用圓頭普通平鍵（C 型） ，60dm? 第 63 頁 b=18mm,h=11mm,L=125mm,I 軸傳遞的扭矩 T=676940Nmm.當(dāng)鍵用 45 鋼制造時,主要失效形式為壓潰,通常只進行擠壓強度計算.,2ppTdkl???????合格222679403./10/5.1?????p pTNmNmdkl7.2II 軸健的校核II 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用圓頭普90d通平鍵（C 型） ，b=25mm,h=14mm,L=90mm,II 軸傳遞的扭矩 T=2509780Nmm.222509781./1/.???????????p pTNmNmdkl7.3III 軸健的校核III 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用圓頭16d普通平鍵（C 型） ，b=32mm,h=18mm,L=125mm,II 軸傳遞的扭矩 T=8072570Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，180?按 1.5 個鍵計算。 22272594.6/10/.5691.? ??????????p pTNmNmdkl合格7.4IV 軸健的校核IV 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，鍵 1 軸徑為 ，選用普通平175?d鍵（B 型） ，b=45mm,h=25mm,L=160mm,II 軸傳遞的扭矩 T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，180?按 1.5 個鍵計算。 2222548106.9/10/.57..? ??????????p pTNmNmdkl合格鍵 2 軸徑為 ，選用選用圓頭普通平鍵（C 型） ，1mb=45mm,h=25mm,L=250mm,II 軸傳遞的扭矩 T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，80?按 1.5 個鍵計算。 第 64 頁 2222805475./10/1.571..1? ??????????p pTNmNmdkl合格7.5V 軸鍵的校核V 軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為 ，選用選用普通平280d?鍵（B 型） ，b=50mm,h=28mm,L=250mm,II 軸傳遞的扭矩 T=66668550Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對稱布置，考慮到制造誤差使鍵