矿大毕业设计-对辊成型机设计(版本3).pdf

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1、摘 要 工业型煤是一种清洁、高效的新型燃料,广泛应用于电力、冶金、铸造、化肥等工业领域。目前我国工业型煤的生产工艺主要采用粉煤添加粘结剂和一些辅料低压成型,以往的研究主要集中在成型工艺和粘结剂方面,对成型机械的研究开发甚少。事实上,成型机械是型煤生产的关键设备,本文描述的是一种中高压对辊成型设备的设计与实现。成型力是由液压系统提供，可以产生很高的成型压力。而且有液压的防止过载功能。提高了型煤的质量还能有效保护机器，不受意外伤害。煤要成型就要有准确的对中性，该传动系统采用同步齿轮箱，而且采用帐套连接技术可以进行少量的无级调节，保证有良好的同步对中性，提高了机器的运转精度和型煤率。采用变频调速螺旋

2、加料装置。使送料连续，还有一定的预压力。变频调速可以根据产量,可以灵活地调整加料螺旋的旋转速度,以满足对辊成型机对加料速度、加料压力及物料密度的匹配要求,提高了工业型煤的成球强度 机架采用螺栓拉紧，不但使得制作简便、拆装方便,而且机架的承载能力也强,满足对辊成型机的工作要求。关键词:成型机 对辊 同步减速机 目 录 1 引言.-1-1.1 工业型煤的发展现状.-1-1.2 型煤机械在工业型煤技术中的作用。.-2-2.电动机的选择与整体传动的确定.-3-2.1 电动机的选择：.-3-2.2 传动比的计算和分配.-4-2.3 计算各级轴的参数.-5-3.V 带的设计计算.-7-3.1 确定计算功率

3、.-7-3.2 选择带型.-7-3.3 确定带轮直径.-7-3.4 验算带速.-7-3.5 初定中心距.-8-3.6 确定基准长度.-8-3.7 计算实际中心距.-8-3.8 验算小带轮包角.-8-3.9 确定 V 带的根数.-8-3.10 确定单根 V 带预紧拉力.-9-3.11 作用在轴上的力.-9-4 设计计算减速机齿轮.-10-4.1 第一对齿轮设计计算.-10-4.2 第二对齿轮设计计算.-14-4.3 第三对齿轮设计计算.-18-4.4 第四对齿轮设计计算.-22-5.减速机内轴的计算.-26-5.1 号轴的设计计算.-26-5.1.1 初步确定轴的最小直径.-26-5.1.2 轴

4、的结构设计和轴上零部件的选择.-26-5.1.3 轴的强度校核.-27-5.2 号轴的设计计算.-28-5.2.1 初步确定轴的最小直径.-28-5.2.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择.-28-5.2.3 号轴的强度校核.-29-5.3 号轴的设计计算.-30-5.3.1 初步确定轴的最小直径.-30-5.3.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择.-30-5.3.3 号轴的强度校核.-31-5.4 号轴的设计计算.-32-5.4.1 初步确定轴的最小直径.-32-5.4.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择.-32-5.4.3 号轴的强度校核.-33-5.5 号轴的设计计算.-34-5.5.1

5、 初步确定轴的最小直径.-34-5.5.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择.-34-5.5.3 号轴的强度校核.-35-5.6 号轴的设计计算.-36-5.6.1 初步确定轴的最小直径.-36-5.6.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择.-36-5.6.3 号轴的强度校核.-37-6.轴承的校核.-39-6.1 轴轴承的校核.-39-6.1.1 计算轴承支反力 合成支反力.-39-6.1.2 轴承的派生轴向力.-39-6.1.3 轴承所受的轴向载荷.-39-6.1.4 轴承的当量动载荷.-39-6.1.5 轴承寿命.-40-6.2 轴轴承的校核.-40-6.2.1 计算轴承支反力.-40-6.

6、2.2 轴承的派生轴向力.-40-6.2.3 轴承所受的轴向载荷.-40-6.2.4 轴承的当量动载荷.-41-6.2.5 轴承寿命.-41-6.3 轴轴承的校核.-41-6.3.1 计算轴承支反力.-41-6.3.2 轴承的派生轴向力.-42-6.3.3 轴承所受的轴向载荷.-42-6.3.4 轴承的当量动载荷.-42-6.3.5 轴承寿命.-42-6.4 轴轴承的校核.-43-6.4.1 计算轴承支反力.-43-6.4.2 轴承的派生轴向力.-43-6.4.3 轴承所受的轴向载荷.-43-6.4.4 轴承的当量动载荷.-43-6.4.5 轴承寿命.-44-6.5 轴轴承的校核.-44-6.

7、5.1 计算轴承支反力.-44-6.5.2 轴承的派生轴向力.-44-6.5.3 轴承所受的轴向载荷.-45-6.5.4 轴承的当量动载荷.-45-6.5.5 轴承寿命.-45-7.减速器键的校核.-46-7.1 轴键的校核.-46-7.2 轴健的校核.-46-7.3 轴健的校核.-46-7.4 轴健的校核.-47-7.5 轴健的校核.-47-8.减速器箱体及附件设计计算.-48-8.1 箱体设计.-48-结 论.-49-参考文献.-50-致 谢.-51-1-1 引言 原煤不经过入洗而直接用于燃烧，不仅浪费能源，而且产生大量的煤烟和温室气体的排放发。采用清洁煤技术，是提高煤炭利用效率和减少污染

8、的最佳选择。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%,SO2排放量可减少 50%。1.1 工业型煤的发展现状 中国目前在工业上得到普遍应用的型煤主要是通过机制冷压一次成型的型煤。成型设备有对辊成型机和挤出机。成型压力较低,一般在 25 MPa左右。型煤的形状大部分为扁圆形,也有方形、枕形、棒形等。其显著的特征是呈饼状或柱状,三维方向的尺寸至少有一个相差较大,而且尺寸单一。所制型煤密度较高,表面比较光洁,具有比较高的强度。生产型煤所用的粘结剂有无机质(如石灰、粘土、水泥、膨润土等)和有机质(

9、腐植酸盐、纸浆废液、淀粉等)及两者结合起来的复合粘结剂。从研究方向来看,目前国内型煤对所使用的粘结剂更侧重于开发免烘干工艺,即可使制成的型煤具有理想的冷态强度和防水性能的粘结剂。型煤的生产设备则有向引进高压成型设备的方向和推广国内研制的低压炉前成型设备方向并举的发展趋势。以期能够降低成本,提高质量,加快型煤产业化进程。成本高于原煤,再加上型煤生产要消耗一定的人力及电能,型煤生产厂家也要获取一定的利润,致使锅炉型煤的售价一般比可代替煤种高出数十元。当型煤所带来的经济效益不能弥补用户购置型煤的价差时,在市场经济条件下,即使采用其他强制办法,也很难形成市场。这正是中国工业锅炉型煤夭折,又转向推广锅炉

10、型煤在炉前即制即用的所谓“炉前成型”方法的根本原因。工业锅炉型煤炉前成型技术,从本质上讲是增加了锅炉的辅机。是锅炉节能技术改造的一部分。其减少环境污染效果-2-甚差。按照有关厂家提供的价格资料分析,在中国煤炭资源价格偏低的条件下,由于设备运行状态或改变所用的煤质不同,所增加的这一部分投资回收期限大约在几个月至几年。根据对用户的调查分析,多数认为这种炉前成型方法不适应中国大量的用户锅炉单台容量小、按季节运行或间歇式运行的要求。1.2 型煤机械在工业型煤技术中的作用。目前我国工业型煤的生产工艺主要采用粉煤添加粘结剂低压成型,以往的研究主要集中在成型工艺和粘结剂方面,对成型机械的研究开发甚少。事实上

11、,成型机械是型煤生产的关键设备,国内大部分型煤厂采用有粘结剂的低压成型,其工艺过程主要包括原煤的粉碎、配料,粘结剂、固硫剂等助剂的添加,混捏与成型,型煤烘干等,工艺冗长。再加上用电和设备的折旧、添加剂及人员工资,导致型煤的生产成本偏高,最终型煤价格与块煤相差无几,从而使型煤用户在经济上承受起来较为困难。所以本论文就是设计高压的成型机械，这样可以少用甚至不用粘结剂。-3-2.电动机的选择与整体传动的确定 2.1 电动机的选择：由给出的工况 n=1012r/min v=0.40.6m/s 可求得D=nv60=)1210()6.04.0(60=0.7640.955 m这里暂定 D=0.77 m 辊子

12、周长 l=D=3.140.77=2417.8 mm 周向单列最多可布置 1n=l/B=2417.8/45=54 考虑到每个成型槽周向间距，则暂定周向单列布置1n=34,间距为6 mm 一个型煤的质量 m=V 是煤的实体密度，1.31.4 t/3m常取=1.35 t/3m 则 m=1.35310(4545282)910=153.09310kg 考虑要达到小时产量1015吨的要求，则需产出的型煤块数 总n=3331009.15310)1510(10)1510(m=(6.5329.798)410 成型辊上的列数 列n=)1210(346010)798.9532.6()1210(6041nn总=2.6

13、64.8 这里暂定成型辊列数 列n5 这里考虑到型煤的落煤率的问题和辊子列间距取 6 mm，则辊子实际宽度 辊子的最小宽度1B(0.0455)+(66)261 mm 即辊子的直径为600 mm宽度为 315 mm -4-已知成型时的线强度 cmkNp/)3015(，辊宽1B=315 mm 工作阻力 ZF=p1B(472.5945)kN 工作阻转ZT=ZF=(472.5945)31045310=(21262.542525)mN 所需有效功率 ZP55.9nTZkg)43.5326.22(100055.9)1210()425255.21262(传动装置的总效率 644承联齿带 查手册得 带=0.9

14、6 齿=0.97 联=0.99 承=0.99 得总效率=0.9664499.099.097.0=0.769 所需电机功率 ZrPP=769.0)43.5326.22(=(28.9569.48)kW 现在电动机多采用同步转速1500min/r和 1000min/r的，但考虑到减小传动比和传动结构，决定采用同步速 1000min/r的 Y 系列电动机。Y250M-6 中心高 250 mm 6极电机 同步速 1000min/r 额定转速 980min/r 额定功率37kW 效率 92.0%2.2 传动比的计算和分配 该传动装置中使用圆柱齿轮减速器，分配传动比要考虑到以下原则：1）使各级传动的承载能力

15、大致等（齿面接触强度大致相等）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 所选电动机额定转速0n=980min/r 工作机转速 wn=1015min/r，则 总的传动比总i=0n/wn=980/10=98 查手册可知普通 V 带传动比10 常用的是 24，由于带传动的传动比不宜过大，一般应-5-使带i齿i.可使得结构紧凑，故取带i=2。则 减速机的传动比 减i=总i/带i=98/2=49 已知两型辊的中心距为 600 mm，可初步定同步齿轮级的传动比为4i2.23。分配其余各级的传动比 1i2.61 2i2.86 3i2.85 校核传动比 32

16、8.1023.285.286.261.2298043210iiiiinnw带传动比在所设定的范围内。2.3 计算各级轴的参数 在选出电动机分配完传动比后，将传动装置中各轴的传递功率、转速、转矩计算出来，为传动零件和轴的设计计算提供依据。1.各轴的转速可根据电动机的满载转速及传动比进行计算。2.各轴的功率和转矩均可按输入处计算，有两种计算方法：其一是按照工作机的需要功率计算；其二是按电动机的额定功率计算。前一种方法的优点是，设计出的传动装置结构尺寸较为紧凑；而后一种方法，由于一般所选定的电动机额定功率 P0略大于所需要的电动机功率。故根据 P0计算佃户的各轴功率和转矩较实际需要的大一些，设计出的

17、传动零件的结构尺寸也较实际许有的大一些，因此传动装置的承载能力对生产具有一定的潜力。3.计算时，将传动装置中的各轴从高速级到低速级依次为号轴、号轴、（动机），相邻两轴间的传动比为 i12、i23，各轴的输入功率为 P1、P2，各轴转速为 n1、n2，各轴的输入转矩为 T1、T2，则各轴功率、转速和转矩的计算如下：0 轴即电动机轴 370NPPkW 9800Nnnmin/r -6-56.360980103755.955.93000nPTmN 轴：15.3595.0370101PPkW 490298001带innmin/r.07.6854901015.3555.955.93111nPTmN 轴：7

18、5.3399.015.3521212PPkW 04.14831.3490112innmin/r.20.217704.1481075.3355.955.93222nPTmN 轴：41.3299.015.3522323PPkW 18.6046.204.148223innmin/r.16.514318.601041.3255.955.93333nPTmN 轴：12.3199.041.3223434PPkW 12.2185.218.60334innmin/r.78.1407112.211012.3155.955.93444nPTmN 轴：88.2999.012.3124545PPkW 01.1011.

19、212.21445innmin/r.89.2850601.101088.2955.955.93555nPTmN -7-3.V 带的设计计算 3.1 确定计算功率 查手册取工况系数 AK1.3 设计功率 dPAK0P1.33748.1kW 小带轮转速 1n980min/r 大带轮转速 2n490min/r 3.2 选择带型 从手册中查得，选择 C 型普通 V 带 3.3 确定带轮直径 小带轮基准直径 1dd200315 已知 带i2 取弹性滑动系数 0.02 则大带轮基准直径 idd21dd(1-)=392617.4 查手册圆整 2dd400630 3.4 验算带速 16.1625.101000

20、60980)315200(14.310006011ndvd sm/普通V 带最大带速2530 sm/当v=20sm/时最能发挥其能力，一般v不低于 5sm/，这里取v=16.16sm/。为了提高 V 带的寿命，条件允许时dd应尽量取大值。选取小带轮直径1dd315mm 大带轮直径2dd630mm -8-3.5 初定中心距0a 0.7(1dd+)0a2(1dd+2dd)661.50a1890 3.6 确定基准长度0dL 0dL=20a+0212214)()(2adddddddd =3780+1483.65+13.125 =5276.78 查手册选基准长度 dL5000 mm 3.7 计算实际中心

21、距 a=0a+1752138189020ddLL 3.8 验算小带轮包角 1180-3.5712adddd169.70 3.9 确定V 带的根数 查手册单根 V 带额定功率 kWP05.101 额定功率增量 1P0.83kW V 带根数 z=LadKKPPP)(11 其中K是包角修正系数 K0.99 LK是带长修正系数 LK1.07 V 带根数 z17.407.199.088.101.48 由计算得，V 带根数为z5 根 -9-3.10 确定单根V 带预紧拉力 0F5002)15.2(mvKvzPd m是 V 带单位长度质量，插手册m0.30mkg/0F500216.1630.0199.05.

22、216.1651.48532.3 N 3.11 作用在轴上的力 rF20F2sin1z2532.35sin270.169=5301.5 N -10-4 设计计算减速机齿轮 4.1 第一对齿轮设计计算 1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度 320340HB。大齿轮：35SiMn，调质，硬度 280300HB。2）.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按311)022.0013.0(nPnt估取圆周速度t3sm查手册选取小轮分度圆直径1d，由下式得 321112HHEdZZZuuKTd 齿宽系数d查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小轮齿数1Z在推荐值 204

23、0中选 大轮齿数2Z 2Z=1Zi=2.6131=80.91圆整取 齿数比u u=12ZZ=80/31 传动比误差 uu uu=（2.61-2.58）/2.61=1.15%误差在5%范围内 小轮转矩1T 由下式得：1T=9.551016/nP=9.5510635.15/490 载荷系数K由下式得K=KKKKVA 使用系数AK 查手册 动载荷系数VK 查手册得初值VtK 齿向载荷分布系数K 查手册 t3sm 公差组 8 级 d=0.8 1Z=31 2Z=80 u=2.58 合适 1T=685066Nmm AK=1 VtK=1.15 K=1.12 K=1.16 tK=1.494 EZ=189.82

24、/mmN HZ=2.5 Z=0.87 1limH8002mmN -11-齿间载荷分布系数K 由上式及=0 得 =21112.388.1ZZcos =8612612.388.1=1.72 查手册并插值得 则载荷系数 K 的初值tK tK=11.151.121.16 弹性系数EZ 查手册 节点影响系数HZ 查手册，由（=0，1x=2x=0）重合度系数Z 查手册，由（=0）许用接触应力H 由手册，由得 H=limHHWNSZZ/接触疲劳极限应力1limH、2limH查手册 应力循环次数 得 1N=60njhL=604901（83008）2N=1N/u=5.64108/2.58 则 查手册 得接触强度

25、的寿命系数1NZ，2NZ（不允许有点蚀）硬化系数WZ 查手册及说明 接触硬度安全系数HS 查手册，按一般可靠度查minHS=1.01.1取 1H=80011/1.1 2H=76011/1.1 故1d的设计初值td1为 td13269187.05.28.18958.2158.28.0685066494.12 齿轮模数m m=td1/1Z=108.21/31=3.49 查手册 小轮分度圆直径的参数圆整值td1 td1=1Zm=314 2limH7602mmN 1N=5.64108 2N=2.19108 1NZ=2NZ=1 WZ=1 HS=1.1 1H=727N/mm2 2H=691 N/mm2 t

26、d1108.21mm m=4 td1=124mm=3.17m/s VK=1.15 K=1.494 -12-圆周速度 =11ndt/6000=124490/60000=3.17m/s 与估取t3m/s很接近，对VK的影响不大，不必修正VK VK=VtK=1.15，K=tK=1.494 小轮分度圆直径1d=td1 大轮分度圆直径2d=m2Z=480 中心距 a=2)(21ZZm=2)8031(4 齿宽b=dmin1td=0.8108.21=86.57mm 大轮齿宽 2b=b 小轮齿宽 1b=2b+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 由下式 F=mbdKT112 FSaFaYYY 齿形系数FaY

27、查图 8-67 小轮1FaY 大轮2FaY 应力修正系数SaY limF 小轮1SaY 大轮2SaY 重合度系数Y 查手册 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.72=0.69 许用弯曲应力 F 由下式 F=limFNYxY/FS 弯曲疲劳极限limF 查手册 弯曲寿命系数NY 查手册 尺寸系数xY 查手册 安全系数FS 查手册 则 1F=1limF1NY1xY/FS=32011/1.3 2F=2limF2NY2xY/FS=30011/1.3 故 1d=124mm 2d=320mm a=222mm 2b=85mm 1b=90mm 1FaY=2.60 2FaY=2.20 1SaY=1

28、.60 2SaY=1.77 Y=0.69 1limF3202mmN 1limF3002mmN 1NY=2NY=1 xY=1 FS=1.3 1F=246.152mmN 2F=230.772mmN 1F=131.622mmN -13-1F=412490685066494.122.61.60.69=131.622mmN 1F 2F=412485685066494.122.21.770.69=130.452mmN2F 4）齿轮其他尺寸计算与结构设计 分度圆直径d 12431411 mzd mm 32080422 mzd mm 齿顶高ah ah=mha*=4 mm 齿根高fh fh=(*ah+*c)m=

29、1.254=5 mm 齿全高h h=ah+fh=9 mm 齿顶圆直径ad 1ad=ahd21=124+24=132 mm 2ad=ahd22=320+24=328 mm 齿根圆直径fd ffhdd211=124-25=114 mm ffhdd222=320-25=310 mm 基圆直径bd cos11ddb=124cos20=116.52 mm cos22ddb=320cos20=300.7 mm 齿距p mp=43.14=12.56 mm 齿厚s s=2m=43.14/2=6.28 mm 齿槽宽e e=2m=43.14/2=6.28 mm 顶隙c c=*cm=0.254=1 mm 中心距a

30、a=21(1d+2d)=21(124+320)=222 mm 传动比12i 12i=58.2318021zz 2F=130.452mmN 齿根弯曲强度足够 1d=124 mm 2d=320 mm ah=4 mm fh=5 mm h=9 mm 1ad=132mm 2ad=328mm 1fd=114mm 2fd=310mm 1bd=116.52mm 2bd=300.7mm p=12.56mm s=6.28mm e=6.28mm c=1mm a=222mm 12i=2.58 -14-4.2 第二对齿轮设计计算 1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度 320340HB。大齿轮：35

31、SiMn，调质，硬度 280300HB。2）.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按311)022.0013.0(nPnt估取圆周速度t1.17sm查手册选取 小轮分度圆直径1d，由下式得 321112HHEdZZZuuKTd 齿宽系数d查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小轮齿数1Z在推荐值 2040中选 大轮齿数2Z 2Z=1Zi=2.8626=74.36圆整取 齿数比u u=12ZZ=74/26 传动比误差 uu uu=（2.86-2.85）/2.86=0.35%误差在5%范围内 小轮转矩1T 由下式得：1T=9.551016/nP=9.5510633.75/187.74

32、 载荷系数K由下式得K=KKKKVA 使用系数AK 查手册 动载荷系数VK 查手册得初值VtK 齿向载荷分布系数K 查手册 齿间载荷分布系数K 由上式及=0 得 t1.17sm 公差组 8 级 d=0.8 1Z=26 2Z=74 u=2.85 合适 1T=1716802Nmm AK=1.25 -15-=21112.388.1ZZcos =7412612.388.1=1.71 查手册并插值得 则载荷系数 K 的初值tK tK=1.251.081.121.16 弹性系数EZ 查手册 节点影响系数HZ 查手册，由（=0，1x=2x=0）重合度系数Z 查手册，由（=0）许用接触应力H 由手册，由得 H

33、=limHHWNSZZ/接触疲劳极限应力1limH、2limH查手册 应力循环次数 得 1N=60njhL=60187.741（83008）2N=1N/u=2.16108/2.42 则 查手册 得接触强度的寿命系数1NZ，2NZ（不允许有点蚀）硬化系数WZ 查手册及说明 接触硬度安全系数HS 查手册，按一般可靠度查minHS=1.01.1取 1H=80011/1.1 2H=76011/1.1 故1d的设计初值td1为 td13269187.05.28.18985.2185.28.0171680275.12 齿轮模数m m=td1/1Z=155.64/26=5.99 查手册 小轮分度圆直径的参数

34、圆整值td1 td1=1Zm=266 圆周速度 =11ndt/6000=156155.64/60000=1.27m/s VtK=1.08 K=1.12 K=1.16 tK=1.75 EZ=189.82/mmN HZ=2.5 Z=0.87 1limH8002mmN 2limH7602mmN 1N=2.16108 2N=8.93107 1NZ=2NZ=1 WZ=1 HS=1.1 -16-与估取t1.17m/s很接近，对VK的影响不大，不必修正VK VK=VtK=1.08，K=tK=1.75 小轮分度圆直径1d=td1 大轮分度圆直径2d=m2Z=674 中心距 a=2)(21ZZm=2)7426(

35、6 齿宽b=dmin1td=0.8155.64=124.51mm 大轮齿宽 2b=b 小轮齿宽 1b=2b+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 由下式 F=mbdKT112 FSaFaYYY 齿形系数FaY查图 8-67 小轮1FaY 大轮2FaY 应力修正系数SaY limF 小轮1SaY 大轮2SaY 重合度系数Y 查手册 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 许用弯曲应力 F 由下式 F=limFNYxY/FS 弯曲疲劳极限limF 查手册 弯曲寿命系数NY 查手册 尺寸系数xY 查手册 安全系数FS 查手册 则1F=1limF1NY1xY/FS=3201

36、1/1.3 2F=2limF2NY2xY/FS=30011/1.3 1F=6156133217719975.122.61.60.69=175.702mmN 1H=727N/mm2 2H=691 N/mm2 td1155.64mm m=6 td1=156mm=1.27m/s VK=1.08 K=1.75 1d=156mm 2d=444mm a=300mm 2b=124mm 1b=130mm 1FaY=2.60 2FaY=2.28 1SaY=1.60 2SaY=1.73 Y=0.69 1limF3202mmN 1limF3002mmN 1NY=2NY=1 xY=1 FS=1.3 1F=246.15

37、-17-1F 2F=6156127217719975.122.281.730.69=174.472mmN2F 4）齿轮其他尺寸计算与结构设计 分度圆直径d 15626611 mzd mm 44474622 mzd mm 齿顶高ah ah=mha*=6 mm 齿根高fh fh=(*ah+*c)m=1.256=7.5 mm 齿全高h h=ah+fh=13.5 mm 齿顶圆直径ad 1ad=ahd21=156+26=168mm 2ad=ahd22=444+26=456 mm 齿根圆直径fd ffhdd211=156-27.5=141 mm ffhdd222=444-27.5=429 mm 基圆直径b

38、d cos11ddb=156cos20=146.59 mm cos22ddb=444cos20=181.19 mm 齿距p mp=63.14=18.84 mm 齿厚s s=2m=63.14/2=9.42 mm 齿槽宽e e=2m=63.14/2=9.42 mm 顶隙c c=*cm=0.256=1.5 mm 中心距a a=21(1d+2d)=21(156+444)=300 mm 传动比12i 12i=85.2267421zz 2mmN 2F=230.772mmN 1F=175.702mmN 2F=174.472mmN 齿根弯曲强度足够 1d=156 mm 2d=444 mm ah=6 mm fh

39、=7.5 mm h=13.5 mm 1ad=168mm 2ad=456mm 1fd=141mm 2fd=429mm 1bd=146.59mm 2bd=181.19mm p=18.84mm s=9.42mm e=9.42mm c=1.5mm a=300mm 12i=2.85 -18-4.3 第三对齿轮设计计算 1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度 320340HB。大齿轮：35SiMn，调质，硬度 280300HB。2）.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按311)022.0013.0(nPnt估取圆周速度t0.7sm查手册选取 小轮分度圆直径1d，由下式得

40、 321112HHEdZZZuuKTd 齿宽系数d查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小轮齿数1Z在推荐值 2040中选 大轮齿数2Z 2Z=1Zi=2.8526=74.1圆整取 齿数比u u=12ZZ=74/26 传动比误差 uu uu=（2.85-2.846）/2.85=0.1%误差在5%范围内 小轮转矩1T 由下式得：1T=9.551016/nP=9.5510632.41/65.64 载荷系数K由下式得K=KKKKVA 使用系数AK 查手册 动载荷系数VK 查手册得初值VtK 齿向载荷分布系数K 查手册 齿间载荷分布系数K 由上式及=0 得 t0.7sm 公差组 8 级 d=0.8 1

41、Z=26 2Z=74 u=2.846合适 1T=4715349Nmm AK=1.25 VtK=1.06 K=1.12 K=1.16 tK=1.72 EZ=189.82/mmN HZ=2.5 Z=0.87 1limH8002mmN 2limH7602mmN 1N=7.56107 2N=2.65107 1NZ=2NZ=1 -19-=21112.388.1ZZcos =7412612.388.1=1.71 则载荷系数 K 的初值tK tK=1.251.061.121.16 弹性系数EZ 查手册 节点影响系数HZ 查手册，由（=0，1x=2x=0）重合度系数Z 查手册，由（=0）许用接触应力H 由手册

42、，由得 H=limHHWNSZZ/接触疲劳极限应力1limH、2limH查手册 应力循环次数 得 1N=60njhL=6065.641（83008）2N=1N/u=7.56107/2.85 查手册得接触强度的寿命系数1NZ，2NZ（不允许有点蚀）硬化系数WZ 查手册及说明 接触硬度安全系数HS 查手册，按一般可靠度查minHS=1.01.1取 1H=80011/1.1 2H=76011/1.1 故1d的设计初值td1为 3269187.05.28.189846.21846.28.0471534972.12 齿轮模数m m=td1/1Z=213.8/26=8.2 查手册 小轮分度圆直径的参数圆整

43、值td1 td1=1Zm=268 圆周速度 =11ndt/6000=20865.64/60000=0.71m/s WZ=1 HS=1.1 1H=727N/mm2 2H=691 N/mm2 td1213.8mm m=8 td1=208mm =0.71m/s VK=1.06 K=1.72 1d=208mm 2d=592mm a=400mm 2b=171mm -20-与估取t0.7m/s很接近，对VK的影响不大，不必修正VK VK=VtK=1.06，K=tK=1.72 小轮分度圆直径1d=td1 大轮分度圆直径2d=m2Z=874 中心距 a=2)(21ZZm=2)7426(8 齿宽b=dmin1t

44、d=0.8213.8=171.04mm 大轮齿宽 2b=b 小轮齿宽 1b=2b+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式 F=mbdKT112 FSaFaYYY 齿形系数FaY查图 8-67 小轮1FaY 大轮2FaY 应力修正系数SaY limF 小轮1SaY 大轮2SaY 重合度系数Y 查手册 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 许用弯曲应力 F 由下式 F=limFNYxY/FS 弯曲疲劳极限limF 查手册 弯曲寿命系数NY 查手册 尺寸系数xY 查手册 安全系数FS 查手册 1F=1limF1NY1xY/FS=32011/1.3 2F=2limF2

45、NY2xY/FS=30011/1.3 1F=8208177471534972.122.61.60.69=158.12mmN 1F 2F=8208171471534972.122.251.750.69=154.92mmN2F 4）齿轮其他尺寸计算与结构设计 1b=177mm 1FaY=2.60 2FaY=2.25 1SaY=1.60 2SaY=1.75 Y=0.69 1limF3202mmN 1limF3002mmN 1NY=2NY=1 xY=1 FS=1.3 1F=246.152mmN 2F=230.772mmN 1F=158.12mmN 2F=154.92mmN 齿根弯曲强度足够 -21-分

46、度圆直径d 20826811 mzd mm 59274822 mzd mm 齿顶高ah ah=mha*=8 mm 齿根高fh fh=(*ah+*c)m=1.258=10 mm 齿全高h h=ah+fh=18 mm 齿顶圆直径ad 1ad=ahd21=208+28=226 mm 2ad=ahd22=592+28=608 mm 齿根圆直径fd ffhdd211=208-210=188 mm ffhdd222=592-210=572 mm 基圆直径bd cos11ddb=208cos20=195.46 mm cos22ddb=592cos20=556.30 mm 齿距p mp=83.14=25.13

47、 mm 齿厚s s=2m=83.14/2=12.56 mm 齿槽宽e e=2m=83.14/2=12.56 mm 顶隙c c=*cm=0.258=8 mm 中心距a a=21(1d+2d)=21(208+592)=400 mm 传动比12i 12i=85.2267421zz 1d=208 mm 2d=592 mm ah=8 mm fh=10 mm h=18 mm 1ad=226mm 2ad=608mm 1fd=188mm 2fd=572mm 1bd=195.46mm 2bd=556.30mm p=25.13mm s=12.56mm e=12.56mm c=8mm a=400mm 12i=2.8

48、5 -22-4.4 第四对齿轮设计计算 1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度 320340HB。大齿轮：35SiMn，调质，硬度 280300HB。2）.按齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按311)022.0013.0(nPnt估取圆周速度t0.4sm查手册选取 小轮分度圆直径1d，由下式得 321112HHEdZZZuuKTd 齿宽系数d查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小轮齿数1Z在推荐值 2040中选 大轮齿数2Z 2Z=1Zi=2.1126=54.86圆整取 齿数比u u=12ZZ=54/26 传动比误差 uu uu=（2.11-2.08）/2

49、.11=1.4%误差在5%范围内 小轮转矩1T 由下式得：1T=9.551016/nP=9.5510631.12/23.03 载荷系数K由下式得K=KKKKVA 使用系数AK 查手册 动载荷系数VK 查手册得初值VtK 齿向载荷分布系数K 查手册 齿间载荷分布系数K 由上式及=0 得 1HBS=320340HB 2HBS=280300HB t0.4sm 公差组 8 级 d=0.8 1Z=26 2Z=54 u=2.08 1T=12904733Nmm AK=1.25 VtK=1.04 K=1.21 K=1.16 tK=1.825 EZ=189.82/mmN HZ=2.5 Z=0.87 1limH8

50、002mmN 2limH7602mmN -23-=21112.388.1ZZcos =5412612.388.1=1.70 查手册并插值得 则载荷系数 K 的初值tK tK=1.251.041.211.16 弹性系数EZ 查手册 节点影响系数HZ 查手册，由（=0，1x=2x=0）重合度系数Z 查手册，由（=0）许用接触应力H 由手册，由得 H=limHHWNSZZ/接触疲劳极限应力1limH、2limH查手册 应力循环次数 得 1N=60njhL=6023.031（83008）2N=1N/u=2.65107/2.08 查手册 得接触强度的寿命系数1NZ，2NZ（不允许有点蚀）硬化系数WZ 查