666 帶式輸送機驅(qū)動裝置設計【優(yōu)秀含9張CAD圖+文獻翻譯+說明書】

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Keywords: Beltconveyor DrivingDevice Reducer Drum 1概述 1 1.1帶式輸送機的發(fā)展歷程及發(fā)展方向 1 1.2 輸送機的分類 2 1.3 驅(qū)動裝置 4 2運動方案的擬訂 6 3減速器設計 9 3.1 選擇電動機 9 3.1.2 選擇電動機的容量 9 3.1.3 確定電動機的轉速 10 3.2 計算總傳動比并分配各級傳動比 11 3.3 運動參數(shù)的計算 11 3.3.1 計算各軸轉速: 11 3.3.2 各軸的功率和轉矩 11 3.4 傳動零件(齒輪)的設計 13 3.4.1 高速級齒輪傳動的設計計算 13 3.4.1.1 選擇材料、齒輪精度等級、類型及齒數(shù) 13 3.4.1.2 按齒面接觸強度設計 14 3.4.1.3 按齒根彎曲強度設計 16 3.4.1.4幾何尺寸計算 18 3.4.2 低帶級齒輪傳動的設計計算 19 3.4.2.1 選擇材料、齒輪精度等級、類型及齒數(shù) 19 3.4.2.2 按齒面接觸強度設計 19 3.4.2.3 按齒根彎曲強度設計 22 3.4.2.4 幾何尺寸計算 23 3.5 軸的設計 24 3.5.1 軸的材料 24 3.5.2軸徑的初步估算 24 3.5.3 軸的結構設計 25 3.5.4 按彎扭合成進行軸的強度校核 27 3.6.1 軸I上的軸承的選擇 37 3.6.3 軸III(輸出軸)上的軸承的選擇 42 3.7.1 高速級大齒輪與軸的聯(lián)接 44 3.7.2 低速級大齒輪與軸的聯(lián)接 45 3.9.1 聯(lián)軸器的選擇設計 48 3.9.1.1 高速軸聯(lián)軸器 48 3.9.1.2 低速級聯(lián)軸器的選擇設計 50 3.9.3 密封 53 3.9.4 公差與配合 54 3.9.5 其他附件的設計 54 4 驅(qū)動滾筒設計 58 4.2.2 滾筒軸的校核 65 4.2.3 滾筒的周向定位 65 5 托輥的設計 67 5.1.1 作用 67 5.1.2 托輥的類型 67 5.3.1槽形托輥 69 5.3.2 緩沖托輥 70 5.3.3 回程托輥 71 5.3.4 調(diào)心托輥 72 6.機架 75 7.拉緊裝置 76 致謝................................................77 參考文獻............................................78 1概述 1.1帶式輸送機的發(fā)展歷程及發(fā)展方向 ?隨著世界裝備制造業(yè)向中國轉移及我國帶式輸送機產(chǎn)品的技術進步，中國成為世界上最大的帶式輸送機產(chǎn)品研發(fā)和制造基地指日可待，5年后我國帶式輸送機全球市場占有率將達到50%左右。下游產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和技術進步，要求為其配套的橡膠輸送帶行業(yè)更快地與國際接軌，采用國際先進標準、不斷提高產(chǎn)品質(zhì)量、開發(fā)低阻力節(jié)能型輸送帶、加強技術服務，成為下游產(chǎn)業(yè)的迫切要求。 帶式輸送機作為大宗散狀物料連續(xù)輸送設備，廣泛應用于大型露天煤礦、大型露天金屬礦、港口碼頭以及火電、鋼鐵、有色、建材、化工、糧食等行業(yè)，是現(xiàn)代工業(yè)和現(xiàn)代物流業(yè)不可或缺的重要技術裝備。上世紀80年代初，我國帶式輸送機行業(yè)只能生產(chǎn)TD75型帶式輸送機，因而配套棉帆布輸送帶即可滿足要求，但當時國家重點工程項目中帶式輸送機產(chǎn)品卻都是從國外進口。80年代中期，我國帶式輸送機行業(yè)開始引進國外先進技術和專用制造設備，設計制造水平有了質(zhì)的提高，并逐漸替代進口產(chǎn)品。近年來，我國帶式輸送機總體上已經(jīng)達到國際先進水平，除滿足國內(nèi)項目建設的需求外，已經(jīng)開始批量出口，其設計制造能力、產(chǎn)品性能和產(chǎn)品質(zhì)量得到了國際市場的認可。而輸送帶作為承載和牽引構件，是帶式輸送機中的主要部件之一，因此必須滿足國內(nèi)大型項目及國際更高標準的要求。 ?目前帶式輸送機發(fā)展的重點產(chǎn)品包括長距離、大運量、高帶速帶式輸送機，水平及空間曲線越野帶式輸送機，露天礦用移置式帶式輸送機，大型下運帶式輸送機，自移機尾可伸縮帶式輸送機，園管帶式輸送機，大傾角上運帶式輸送機，鋼絲繩牽引帶式輸送機。重點研發(fā)的核心技術包括帶式輸送機動態(tài)分析設計技術，智能化可控驅(qū)動系統(tǒng)研發(fā)，物料轉載點新型耐磨材料研制，鋼結構優(yōu)化設計技術以及帶式輸送系統(tǒng)節(jié)能技術、環(huán)保技術和散料輸送系統(tǒng)集成及工程設計技術等。 1.2 輸送機的分類 帶式輸送機分類方法有多種,按運輸物料的輸送帶結構可分成兩類,一類是普通型帶式輸送機,這類帶式輸送機在輸送帶運輸物料的過程中,上帶呈槽形,下帶呈平形,輸送帶有托輥托起,輸送帶外表幾何形狀均為平面;另外一類是特種結構的帶式輸送機,各有各的輸送特點.其簡介如下: 各種帶式輸送機的特點 ???? ⑴.QD80輕型固定式帶輸送機QD80輕型固定式帶輸送機與TDⅡ型相比,其帶較薄、載荷也較輕,運距一般不超過100m,電機容量不超過22kw. ??? ⑵.它屬于高強度帶式輸送機,其輸送帶的帶芯中有平行的細鋼繩，一臺運輸機運距可達幾公里到幾十公里. ???? ⑶.U形帶式輸送機它又稱為槽形帶式輸送機,其明顯特點是將普通帶式輸送機的槽形托輥角由提高到使輸送帶成U形.這樣一來輸送帶與物料間產(chǎn)生擠壓,導致物料對膠帶的摩擦力增大,從而輸送機的運輸傾角可達25°. ???? ⑷. 管形帶式輸送機U形帶式輸送帶進一步的成槽,最后形成一個圓管狀,即為管形帶式輸送機,因為輸送帶被卷成一個圓管,故可以實現(xiàn)閉密輸送物料,可明顯減輕粉狀物料對環(huán)境的污染,并且可以實現(xiàn)彎曲運行. ??? ⑸.氣墊式帶輸送機其輸送帶不是運行在托輥上的,而是在空氣膜（氣墊）上運行,省去了托輥,用不動的帶有氣孔的氣室盤形槽和氣室取代了運行的托輥, 運動部件的減少,總的等效質(zhì)量減少,阻力減小,效率提高,并且運行平穩(wěn),可提高帶速.但一般其運送物料的塊度不超過300mm.增大物流斷面的方法除了用托輥把輸送帶強壓成槽形外,也可以改變輸送帶本身,把輸送帶的運載面做成垂直邊的,并且?guī)в袡M隔板.一般把垂直側擋邊作成波狀,故稱為波狀帶式輸送機,這種機型適用于大傾角,傾角在30°以上,最大可達90°. ???? （6）.壓帶式帶輸送機它是用一條輔助帶對物料施加壓力.這種輸送機的主要優(yōu)點是:輸送物料的最大傾角可達90°,運行速度可達6m/s,輸送能力不隨傾角的變化而變化,可實現(xiàn)松散物料和有毒物料的密閉輸送.其主要缺點是結構復雜、輸送帶的磨損增大和能耗較大. ???? ⑺.鋼繩牽引帶式輸送機它是無際繩運輸與帶式運輸相結合的產(chǎn)物,既具有鋼繩的高強度、牽引靈活的特點,又具有帶式運輸?shù)倪B續(xù)、柔性的優(yōu)點。 1.3 驅(qū)動裝置 驅(qū)動裝置的作用是將電動機的動力傳遞給輸送帶，并帶動它運動。 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞 原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。 驅(qū)動裝置是帶式輸送機的動力傳遞機構。一般由電動機、聯(lián)軸器、制動器、減速器及驅(qū)動滾筒組成。 電動機：帶式輸送機用的電動機，有鼠籠式、繞線式異步電動機。在有防爆要求的場合，就采用礦用隔爆機。使用液力耦合器時，不需要具有高起動力矩的電動機，只要與耦合器匹配得當，就能得到接近電機最大力矩的起動力矩。 聯(lián)軸器：按傳動和結構上的需要，分別采用液力耦合器、柱梢聯(lián)軸器、棒梢聯(lián)軸器、齒輪聯(lián)軸器或十字滑塊聯(lián)軸器。 減速器：帶式輸送機用的減速器，有圓柱齒輪減速器和圓錐-圓柱齒輪減速器。圓柱齒輪減速器的傳動效率高，但是它要求電機軸與輸送機軸平行，驅(qū)動裝置占地寬度大，適合于在地面驅(qū)動；而井下使用時需要加寬峒室，若把電機布置在輸送帶下面，會給維護和更換造成困難。因此，用于采區(qū)巷道是，常采用圓錐-圓柱齒輪減速器。 驅(qū)動滾筒：驅(qū)動滾筒是依靠它與輸送帶之間的摩擦力帶動輸送帶運行的部件。據(jù)撓性牽引構件的摩擦傳動理論，輸送帶與滾筒之間的最大摩擦力，隨摩擦系數(shù)和圍包角的增大面增大。所以提高牽引力必須人這兩方面入手。 根據(jù)不同的使用條件和工作要求，帶式輸送機的驅(qū)動方式，可分單電機單滾筒驅(qū)動單電機雙滾筒驅(qū)動及多電機驅(qū)動多滾筒驅(qū)動幾種。 2運動方案的擬訂 驅(qū)動裝置是帶式輸送機的原動力部分、由電動機、減速器以及高（低）速聯(lián)軸器、制動器和逆止器等組成。其型式的確定按與傳動滾筒和關系，驅(qū)動裝置可分為分離式、半組合式和組合式三種。其三種組合方式如下表的示： 類型 代號 功率范圍/kw 驅(qū)動系統(tǒng)組成 分離式 Y-DBY/DCY 2.2-315 MLL聯(lián)軸器- 直交軸硬齒面 Y電機- YOX耦合器 ZL聯(lián)軸器 分離式 Y-ZLY/ZSY 2.2-315 Y電機-MLL聯(lián)軸器-平行軸硬齒面-ZL聯(lián)軸器 YOX耦合器 減速器 半組合式 YIH 2.2-250 Y電機-HL聯(lián)軸器—減速滾筒 YOX耦合器 組合式 YII 2.2-55 Y電機電動滾筒 分離式驅(qū)動裝置有兩種，在這兩種分離式裝置中，應優(yōu)先選擇Y-ZLY驅(qū)動裝置；而Y-DBY適用于要求布置特別緊湊的地方。 電動滾筒-組合式驅(qū)動裝置是將電動機和減速器齒輪副裝入滾筒內(nèi)部與傳動滾筒組合在一起的驅(qū)動裝置。驅(qū)動裝置不占空間，適用于短距離及較小功率的帶式輸送機上。但電動機在滾筒內(nèi)部，散熱條件差，因而電動滾筒不適合長期連續(xù)運轉，也不適合在環(huán)境溫度不大40C的場合使用。 減速滾筒-半組合式驅(qū)動裝置是只將減速齒輪副置于滾筒內(nèi)部，電動機伸出在滾筒外面的驅(qū)動裝置。它解決了電動滾筒散熱條件差的問題。因而作業(yè)率可不受太大的限制。 傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。綜合考慮本題設計采用的為第一種分離式傳動方案。 眾所周知，帶式輸送機的驅(qū)動裝置由電動機、減速器、聯(lián)軸器、滾筒有向上傾斜時還配有制動器、逆止器等部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計帶式輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇、設計它各組成部分，下面我們將一一進行設計及選擇。 3減速器設計 3.1 選擇電動機 電動機是常用的原動機，具有結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。 3.1.1 選擇電動機的類型 按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。 3.1.2 選擇電動機的容量 工作所需的功率： = FV/（1000） 所以： = FV/（1000η） 式中電動機的工作功率kw 工作機所需功率(指輸入工作軸的功率)kw 工作機的效率 由電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為： η= ... 式中、、、、分別為齒輪傳動、卷筒、軸承、聯(lián)軸器的效率。 取 = 0.97、= 0.96、 =0.98、 = 0.99則： η= 0.972×0.96×0.984×0.992= 0.817 所以：== 根據(jù)選取電動機的額定功率 查《機械零件設計手冊》取電動機的額定功率為110kw 3.1.3 確定電動機的轉速 由卷筒軸的轉速 按二級斜齒圓柱減速器的傳動比的合理范圍=830 故電動機的轉速范圍為: =()×59.7r/min=(477.61791)r/min 配合計算出的容量,由表1-57查出有兩種適用的電動機型號, 其技術參數(shù)比較情況見下表： 表3-1 ： 方 案 電動機型號 額定功率 電動機轉速 電動機重量 kw 同步轉速 滿載轉速 1 Y315M2-6 110 1000 990 1110 2 Y315S-4 110 1500 1480 1000 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及減速器的傳動比，可知方案2比較適合。因此選定電動機型號為Y315S-4,所選電動機的額定功率P =110kw，滿載轉速n=1480r/min 。 3.2 計算總傳動比并分配各級傳動比 電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。 4.2.1 計算總傳動比 ==24.79 4.2.2 分配各級傳動比 確定各級的傳動比時,考慮到潤滑條件,應使高、低級兩個在齒輪的直徑相近，所以低速級大齒輪略大些，推薦高帶級傳動比。 3.3 運動參數(shù)的計算 3.3.1 計算各軸轉速: = 3.3.2 各軸的功率和轉矩 電動機軸輸出功率和轉矩 ＝80kw ＝9550×N·m＝9550× 軸1的輸入功率和轉矩： = · = 80×0.99=79.2kw ＝9550×N·m ＝9550×＝511.05N·m 軸2的輸入功率和轉矩： = ·· = 79.2×0.97×0.98=75.29kw ＝9550×N·m ＝9550×＝2667.18N·m 軸3的輸入功率和轉矩： = ··=75.29×0.97×0.98=71.57kw ＝9550×N·m ＝9550×＝11435.39N·m 卷筒軸的輸入功率和轉矩： = ··· =71.57×0.98×0.99×0.96=66.66kw ＝9550×N·m ＝9550×＝10650.87N·m 將以上各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格 表3-2： 參 數(shù) 軸 名 電 動 機 軸 1軸 2 軸 3軸 卷 筒 軸 轉 速 r/min 1480 1480 269.58 59.77 59.77 功 率 kw 110 79.2 75.29 71.57 66.66 轉 矩 Nm 516.21 511.05 2667.18 11435.39 10650.87 3.4 傳動零件(齒輪)的設計 3.4.1 高速級齒輪傳動的設計計算 3.4.1.1 選擇材料、齒輪精度等級、類型及齒數(shù) （1）材料及熱處理。由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40，并調(diào)質(zhì)處理及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。 （2）按運動簡圖中的傳動方案所示，選用斜齒輪圓柱齒輪傳動。 （3）輸送機為一般機器，速度不高，表面淬火，輪齒變形不大，故精度可選用7級精. (4) 選用小齒輪的齒數(shù)為=18，大齒輪的齒數(shù)為 ==取。 （5）選取螺旋角。初選螺旋角。 3.4.1.2 按齒面接觸強度設計 按《機械設計》公式（10-21）計算 （1）確定式中的各計算數(shù)值 1).試選=1.6 2).小齒輪傳遞的轉矩即=511.05Nmm 3).由圖10-30,選取區(qū)域系數(shù)=2.423 4).由圖10-26,查得=0.78 =0.89 則=+=0.78+0.89=1.67 5).齒寬系數(shù)。因為大小齒輪均為硬齒面，故宜選稍小的齒寬系數(shù)。由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.8。 6）由表10-6，查得材料的彈性影響系數(shù) =188.9。 7）由圖10-21e按齒面硬度,查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限==1100Mpa。 8）由式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù)。 =60× =60×1480×1×(8×300×5)=1.06× ===1.93× 9)計算接觸疲勞選用應力。 （取失效概率為1，安全系數(shù)S為1） 查圖10-19，得=0.96；=0.98 由式(10-12)，=得： ==0.96×1100/1=1056MPa ==0.98×1100/1=1078 MPa 故取 ==1067 MPa (2)設計計算 1)計算小齒輪的分度圓直徑，由計算公式得 =mm=64.45mm 2)計算圓周速度 ==4.99m/s 3) 計算齒寬b及模數(shù) b==0.864.45=51.56mm ===3.47mm h==2.25=2.253.47=7.8mm b/h=51.56/7.8=6.61 4) 計算縱向重合度 = 0.318 =0.3180.818tan=1.142 5) 計算載荷系數(shù)k 由表10-2,得使用系數(shù)=1；根據(jù)v=5.06m/s、7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)=1.14；由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)=1.2；由表10-4查得齒向載荷分布系數(shù)=1.29。 故載荷系數(shù)K==11.141.21.29=1.77 6) 按實際的載荷系數(shù)校核所算得的分度圓直徑 由式（10-10a）得=64.45=66.65mm 7) 計算模數(shù) ===3.59mm 3.4.1.3 按齒根彎曲強度設計 (1) 確定式中計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 由上面的可知=1 =1.14;由表10-3查得=1.2;由圖10-13查得=1.22 K==11.141.21.24=1.696 2) 根據(jù)縱向重合度=1.142,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.85 3）計算當量齒數(shù) ==19.7 ==108.37 4) 查齒表系數(shù) 由表10-5,查得=2.80 =2.18 5) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5,查得=1.55 =1.79 6) 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞極限=620MPa 7) 由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.91 8) 計算彎曲疲勞許用應力 （取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4） 由式(10-12)得 ===389.7MPa ===403MPa 9) 計算大小齒輪的并加以比較 ==0.0114 ==0.00968 (2) 設計計算 =3.30mm 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大,取模數(shù)m=3.5可滿足彎曲強度要求；但要同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =66.65mm來計算應有的齒數(shù)，于是由 =18.49 取=18，則=u=5.4918=98.82 取=99 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 3.4.1.4幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a== 將中心矩圓整為210mm (2) 按圓速后的中心矩修正螺旋角 = == 因值改變不多，故、、參數(shù)等不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 ===64.6mm =355.38mm （4）計算齒輪寬度 b==0.8=51.68mm 圓整后取=52mm =57mm 3.4.2 低帶級齒輪傳動的設計計算 3.4.2.1 選擇材料、齒輪精度等級、類型及齒數(shù) 1）材料及熱處理。由表10-1選得大、小齒輪材料為40，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。 2）按圖示方案，低帶級采用直齒圓柱齒輪傳動。 3）因表面淬火，輪齒變形不大，且輸送機為一般機器，故精度選用7級。 4）選取小齒輪的齒數(shù)=21，大齒輪的齒數(shù)為=214 .51= 94.71 取=95。 3.4.2.2 按齒面接觸強度設計 1）試選載荷系數(shù)=1.3 2) 小齒輪傳遞的轉矩 =Nmm 3) 由表10-7選取齒寬系數(shù) 因大、小齒輪均為硬齒面，故宜選稍小的齒寬系數(shù)，取=0.8 4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa 5) 由圖10-21e按齒面硬度查得6大、小齒輪的接觸疲勞強度極限==1050Mpa 6) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) =60×= 60×269.581(8×300×5)=1.94 ===1.93× 7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；=0.95 8) 計算接觸疲勞選用應力。 （取失效概率為1，安全系數(shù)S為1） 由式(10-12)，=得： ==0.90×1050/1=945MPa ==0.95×1050/1=997.5MPa (2)設計計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 = 2.32=79.95mm 2) 計算圓周速度 = =1.13m/s 3) 計算齒寬b及模數(shù) b==0.879.95=63.96mm ===3.97mm 4)計算齒寬與齒高比b/h h==2.25=2.253.97=8.91mm b/h=63.96/8.9=7.19 5) 計算載荷系數(shù)k 由表10-2,得使用系數(shù)=1.25；根據(jù)v=1.05m/s、7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)=1.05；由表10-3查得直齒輪==1；由表10-4查得接觸疲勞強度齒向載荷分布系數(shù)=1.30 故載荷系數(shù)K==1.251.0511.30=1.71 6) 按實際的載荷系數(shù)校核所算得的分度圓直徑 由式（10-10a）得 =79.95=87.60mm 7) 計算模數(shù) ===4.17mm 3.4.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 (1) 確定式中各計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 由上面的可知=1.25, =1.02，=1;由圖10-13查得=1.25 K==1.251.0211.25=1.594 2) 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞極限=620MPa 3) 由圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.92 =0.96 4) 計算彎曲疲勞許用應力 （取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4） 由式(10-12)得 ===407.43MPa ===425.14MPa 5) 查齒表系數(shù) 由表10-5,查得=2.76 =2.21 6) 查取應力校正系數(shù) 由表10-5,查得=1.56 =1.785 7) 計算大、小齒輪的，并加以比較 ==0.010568 ==0.009279 小齒輪的數(shù)值大 (2) 設計計算 =3.65mm 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大,取模數(shù)m=3.65mm,就近圓整標準值3.8mm可滿足彎曲強度要求；但要同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 =66.65mm來計算應有的齒數(shù)，于是由 ==23.16 取=24，則=u=244.51=108.24 取=108 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 3.4.2.4 幾何尺寸計算 （1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 ===91.2mm ==414.2mm （2）計算中心距 a==252.7 （3）計算齒輪寬度 b==0.8=70.08mm 圓整后取=70mm =75mm 3.5 軸的設計 3.5.1 軸的材料 根據(jù)《機械設計》表15-3從幾種常用的軸的材料中選選取，由于小齒輪的直徑較小，軸I設計成齒輪軸，故選材與小齒輪相同為40，調(diào)質(zhì)處理；而軸II軸III取材也為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。 3.5.2軸徑的初步估算 由公式（15-2）， 可得各軸直徑如下： 查表15-3得，=11297 取=110 軸I：==41.45mm 軸II: ==71.9mm 軸III: ==116.81mm 當截面上開有鍵槽時,應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱作用。對于直徑mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3％,有兩個鍵槽時，增大7％；而對于直徑mm時，有一個鍵槽增大5％7％；有兩個鍵槽增大10％15％。 所以，根據(jù)以上原則，本題中的中間軸要用單鍵聯(lián)接，故增大5％；輸入軸的最外端要開鍵槽聯(lián)接聯(lián)軸器，故可增大7％；而輸出軸的最外端也開槽聯(lián)接聯(lián)軸器，故可增大5％。 所以有：41.45(1+7％)=44.35 71.9(1+5％)=75.50 116.8(1+5％)=122.64 將上面三軸的計算結果取整，初步估定三軸的最小直徑如下： =48mm =80mm =125mm 3.5.3 軸的結構設計 轉軸的結構形式為階梯軸，各階梯的直徑和長度應綜合考慮軸上的零件的固定、軸上零件的裝配、軸的加工工藝等因素進行設計。 (1) 軸上零件的固定 軸上零件在軸上的周向固定多采用過盈配合，一般用鍵或花鍵的形式聯(lián)接；且在軸徑相差不在的情況下，鍵槽應設計在同一加工軸線上。而在軸向上的固定，常采用軸肩與軸環(huán)、套筒、圓螺母、彈性擋圈等形式。 (2) 軸上零件的裝配 軸上零件的裝配在保證順利裝配的前提下，要減少加工，選擇階梯級數(shù)最少，裝配最方便，軸上零件數(shù)目最少，軸毛壞直徑最小的結構方案。 (3) 軸的加工工藝性 根據(jù)加工工藝性的要求，主要是對軸的細部結構進行設計，一般要考慮退刀槽、越程槽及倒圓角等工藝。 根據(jù)以上原則，并結合《機械零件課程設計》表16-14圖6-2，確定軸的結構大致如下： 軸I結構簡圖如圖3-5-1所示： 圖3-5-1 軸I結構簡圖 軸II結構簡圖如圖3-5-2所示： 圖3-5-2 軸二結構簡圖 軸III結構簡圖如圖3-5-3所示： 圖3-5-3軸三結構簡圖 3.5.4 按彎扭合成進行軸的強度校核 按彎扭合成進行軸的強度校核時，通常將軸視為受彎矩和扭矩合成作用之可動鉸鏈二支點梁。 (1) 對軸I(輸入軸)進行校核 1) 繪軸的計算簡圖，如圖a所示 2) 計算作用在軸上的力 軸I上高速級齒輪為斜齒輪，由《機械零件課程設計》表６-17，得 ==15.8KN ==5.9KN tan=15.8tan=3.59KN 3) 求支點反力 根據(jù)靜力學平衡條件得： A 支點反力： =10.42KN =3.89KN C 支點反力： =5.38KN =2.01KN 4) 作彎矩圖 如圖，c水平面彎矩圖：B截面處的彎矩最大。 =739.82Nm e 垂直面彎矩圖：B截面處的彎矩最大。 =276.2 Nm =163.33 Nm 軸向力所產(chǎn)生的轉矩為： Ma===116Nm f 合成彎矩圖：由合成彎矩，得 = =789.70Nm = =757.63 Nm 5) 作扭矩圖 T=511.05Nm 6) 作當量彎矩圖 當量彎矩為： = 取=0.3 則==772.99Nm 7) 校核軸的強度 受載最大的剖面在B處齒輪中間平面上，可用來計算。===48.37MPa 查表15-1，得40的許用彎曲應力為=70MPa 校核結果：<=70MPa,剖面的強度滿足要求。 根據(jù)以上的計算，作軸的載荷分析圖如下： (2) 以軸II(中間軸)進行強度校核 1) 繪軸的計算簡圖，如圖a所示 2) 計算作用在軸上的力 軸II上高速級齒輪為斜齒輪，低速級齒輪為直齒輪，由《機械零件課程設計》表６-17，得 　==15KN ==5.6KN tan=15tan=3.42KN ===58.5KN tan=58.5tan 3) 求支點反力 根據(jù)靜力學平衡條件得： A 支點反力： =30.41KN =3.21KN D 支點反力： =43.09KN =12.49KN 4) 作彎矩圖 如圖，c 水平面彎矩圖： =30.4168.5=2083.09Nm =43.0980=3447.2Nm e 垂直面彎矩圖： =3.2168.5=219.89 Nm 軸向力所產(chǎn)生的轉矩為： Ma==607.7Nm =12.4980=999.2 Nm =607.7219.89=387.81 Nm f 合成彎矩圖：得 == =2119.68Nm ===3589.09Nm 5) 作轉矩圖及當量彎矩圖 中間軸通過齒輪來傳遞轉矩和功率，轉矩已由上面的齒輪間的載荷而得到分析；故合成彎矩當量彎矩即為。 6) 校核軸的強度 由彎扭合成圖可以看到，齒輪C處的彎矩最大，且齒輪C和B處的軸段直徑相等，故齒輪C處的橫截面最危險。 查表15-1，得40的許用彎曲應力為=70MPa ===59.56MPa 校核結果：<=70MPa,剖面的強度滿足要求。 根據(jù)以上的計算，作軸的載荷分析圖如下： (3) 對軸III (輸出軸)進行校 1) 繪軸的計算簡圖，如圖a所示 2) 計算作用在軸上的力 軸上低速級為直齒輪，由《機械零件課程設計》表６－17得 ==55.22K =55.22=20.1KN 3) 求支點反力 根據(jù)靜力學平衡條件得： B支點反力： =18KN =6.57KN D支點反力： =37.16KN =13.53KN 4) 作彎矩圖 如圖，c水平面彎矩圖：c截面處的彎矩最大。 =18.06159.5=2880.57Nm =18.06159.5=2880.57Nm e 垂直面彎矩圖：c截面處的彎矩最大。 =6.27159.5=1047.92 Nm =6.27159.5=1047.92 Nm f 合成彎矩圖：由合成彎矩，得 ==3065.26Nm ==3065.26Nm 5) 作扭矩圖 T=11435.39Nm 6) 作當量彎矩圖 當量彎矩為： = 取=0.3 則==4600.54Nm 7) 校核軸的強度 受載最大的剖面在齒輪中間平面處，此剖面雖有鍵槽，但仍可近似用來計算。 ===19.06MPa 查表15-1，得40的許用彎曲應力為=70MPa 校核結果：<=70MPa,剖面的強度滿足要求。 根據(jù)以上的計算，作軸的載荷分析圖如下： 3.6 軸承的選擇 3.6.1 軸I上的軸承的選擇 (1) 初步選擇,計算當量動負荷 由工作需要的要求得：軸承的使用時間為=53008=12000 第一對軸承的當量動載荷P： 查手冊取 =1.1 由于軸的轉速較高,且具有一定的軸向力,故初步選擇圓錐滾子軸承3000型。 由軸的載荷分析計算部分，可知作用在軸承上的徑向力和軸向力為： ===11.12KN ===5.74KN =3.59KN 由于軸承的型號沒定，暫時選軸承的e=0.32 Y=1.8。由表20-11所列公式可求得兩軸承的內(nèi)部軸向力為： ===3.09KN ===1.59KN 因為<+ 所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸承1、軸承2所受到的軸向力分別為： =3.59+1.59=5.18KN ==1.59KN 對軸承1: ==0.47>e 故=0.4 =1.8 ==1.1(0.411.12+1.85.18)=15.15 對于軸承2: ==0.29，因此只按選擇軸承型號。由表20-8，查得壽命系數(shù)=2.60，由表20-9查得速度系數(shù)=0.32。由公式20-3可得C==15.15= 123.09KN 由表8-29查得內(nèi)d=500mm的單列圓錐滾子軸承的額定負荷c接近于123.09KN的有： 30310 C=130KN e=0.35 Y=1.7 (3) 校核強度 因30310軸承的e和Y值與暫取值不等，故需進行驗算校核。 作用于軸承1、2的軸向負荷 ＝＝＝3.27KN ===1.69KN 因為<+ 所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸承1、軸承2所受到的軸向力分別為： =3.59+1.69=5.28KN ==1.69KN ==0.47>e 故=0.4 =1.7 == 1.1(0.411.12+1.75.28)=14.77 KN ==0.29，所以驗算軸承1的壽命。由公式20-3得＝0.32=2.8。由表20-8,反查得 =16000>=12000故滿足要求。 3.6.2 軸II上的軸承的選擇 (1) 初步選擇,計算當量動負荷 由工作需要的要求得：軸承的使用時間為=53008=12000 第一對軸承的當量動載荷P：,　　查手冊取 =1.1。 由于軸的轉矩較大,且具有一定的軸向力,故初步選擇圓錐滾子軸承3000型。 由軸的載荷分析計算部分，可知作用在軸承上的徑向力和軸向力為： == =30.58KN == =44.86KN =3.42KN 由于軸承的型號沒定，暫時選軸承的e=0.36 Y=1.6。由表20-11所列公式可求得兩軸承的內(nèi)部軸向力為： ===9.56KN ===14.02KN 因為<+ 所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸承1、軸承2所受到的軸向力分別為： =3.42+14.02=17.44KN ==14.02KN 對軸承1: ==0.57>e 故=0.4 =1.6 == 1.1(0.430.58+1.617.44)=44.15 KN 對于軸承2: ==0.31e 故=0.4 =1.4 == 1.1(0.430.58+1.419.44)=43.39 KN 對于軸承2: ==0.36=12000故滿足要求。 3.6.3 軸III(輸出軸)上的軸承的選擇 (1) 初步選擇,計算當量動負荷 由工作需要的要求得：軸承的使用時間為=53008=12000 第一對軸承的當量動載荷P：,　　查手冊取 =1.2。 由于軸的轉發(fā)矩較大,故初步選擇圓錐滾子軸承3000型。 由軸的載荷分析計算部分，可知作用在軸承上的徑向力為： == =19.22KN == =39.55KN 由于軸承的型號沒定，暫時選軸承的e=0.38 Y=1.6。由表20-11所列公式可求得兩軸承的內(nèi)部軸向力為： ===6.01KN ===12.40KN 因為<,所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。故軸承1、軸承2所受到的軸向力分別為： ==12.40KN ==14.02KN 對軸承1: ==0.65>e 故=0.4 =1.6 == 1.2(0.419.22+1.612.40)=33.03 KN 對于軸承2: ==0.31e 故=0.4 =1.8 == 1.2(0.419.22+1.810.99)=32.96 KN 對于軸承2: ==0.28=12000 故滿足要求。 3.7 鍵的選擇 鍵的類型的選擇主要考慮所傳遞的轉矩的大小，是否有沿國向滑動，對中要求及鍵在軸上的位置因素；而鍵的尺寸主要按聯(lián)接處的軸徑來選擇。 3.7.1 高速級大齒輪與軸的聯(lián)接 （1）鍵的類型的選擇 根據(jù)鍵的選擇原則和減速器的結構特點，減速器中軸上零件(齒輪、聯(lián)軸器等)與軸的聯(lián)接多用平鍵。 (2) 鍵及鍵槽尺寸的選擇及強度校核 1）尺寸的選擇 由d=85mm,查表6-1得，安裝鍵為普通平鍵Ａ型，尺寸為＝2214 L=45采用一般聯(lián)接。 2) 校核 由公式６-1，得＝＝38.98MPa 查表6-2,得鍵聯(lián)接的許用擠壓應力＝100~120MPa 取=100MPa 則<滿足要求。 3.7.2 低速級大齒輪與軸的聯(lián)接 (1) 鍵的類型的選擇 根據(jù)鍵的選擇原則和減速器的結構特點，減速器中軸上零件(齒輪、聯(lián)軸器等)與軸的聯(lián)接多用平鍵。 (2) 鍵及鍵槽尺寸的選擇及強度校核 1）尺寸的選擇 由d=135mm,查表6-1得，安裝鍵為普通平鍵Ａ型，尺寸為＝3620 L=70采用一般聯(lián)接。 2) 校核 由公式６-1，得＝＝62.75MPa 查表6-2,得鍵聯(lián)接的許用擠壓應力＝100~120MPa 取=100MPa 則<滿足要求。 而高、低速級的小齒輪為齒輪軸的形式故無需選鍵校核。 3.8 箱體結構設計 箱體是減速器中所有零件的基座，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動的嚙合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封。因此從設計上必須保證足夠的剛度、強度、良好的加工工藝性、安裝、拆卸及維修方便等。箱體的形狀較為復雜，其重量約為減速器的一半，所以箱體的結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等都有很大的影響。箱體結構與受力均復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。 箱體材料選用HT-200，其結構采用水平剖分式鑄造箱體。上半部分稱為箱蓋、下半部分稱為箱座。上下箱體的剖分面與軸線重合，箱蓋和箱座用螺栓聯(lián)接成一整體。這種箱體結構由于安裝方便，應用較為廣泛。根據(jù)工作條件的要求，減速器的結構尺寸如下：(其a為低速級中心矩a=252.7) 鑄造減速器箱體主要結構尺寸表： 名稱 符號 尺寸關系 取值/mm 箱座壁厚 0.025a+39.3mm 12 箱蓋壁厚 0.02a+38.1mm 12 箱蓋凸緣厚度 1.5 18 箱座凸緣厚度 1.5 18 箱座底凸緣厚度 2.5 30 地腳螺栓直徑 查手冊 22 地腳螺栓數(shù)目 查手冊 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0．75 12 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 (0.50.6) 10 聯(lián)接螺栓的間距 150200 180 軸承端蓋螺釘直徑 (0.40.5) 8、10、12 視孔蓋螺釘直徑 （0.30.4 6 定位銷直徑 (0.70.8) 12 、、至外箱壁距離 查手冊 18 、至凸緣邊緣距離 查手冊 16 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 35 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 16 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 > 14 吊環(huán)螺釘直徑 0.8 18 外箱壁至軸承座端面距離 ++(510) 40 箱蓋肋厚 =0.85 10 箱座肋厚 =0.85 10 3.9 聯(lián)軸器、潤滑、密封、公差及其他附件設計 3.9.1 聯(lián)軸器的選擇設計 3.9.1.1 高速軸聯(lián)軸器 在減速器高速軸與是動機之間，由于轉速較高，且有輕微的沖擊振動；輸送機功率在110KW以內(nèi)的高速軸一般采用彈性柱梢聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器傳遞轉矩的能力很大，結構簡單，安裝制造方便，耐久性好，彈性柱梢有一定的緩沖和吸振能力，允許被聯(lián)接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移。 計算選型如下： 選擇時應滿足如下的強度條件 計算轉矩：=（）Nm 電動機系數(shù)，查表8-9，得=0.25 工作機類型系數(shù)，查表8-10，得=1.2 =1.45511.05=766.57Nm 由聯(lián)軸器的計算和軸的設計計算，查表8-7選 聯(lián)軸器 (GB/T5014-2003) 其公稱許用轉矩1250Nm，許用轉速為4700r/min，故滿足要求。 其結構圖如下： 型號 公稱轉矩 (Nm) 許用轉速 (r/min) 軸孔直徑 、 mm 軸孔長度mm D mm Y型 J、、Z型 L L LX3 1250 4700 30，32，35，38 82 60 82 160 40，42，45，48 112 84 112 mm Bmm Smm 轉動慣量(kg㎡) 質(zhì)量kg 75 36 2.5 0.026 8 3.9.1.2 低速級聯(lián)軸器的選擇設計 在低速級與工作機之間，其轉矩很大，且有一定的沖擊振動，減速器輸出軸與工作機軸間又有一定的軸向和徑向位移，所以此處選擇彈性齒式聯(lián)軸器。 這種聯(lián)軸器由兩個帶有內(nèi)齒及凸緣的外套筒和兩個帶有外齒的內(nèi)套筒組成。兩個內(nèi)套筒分別用鍵與兩軸連接，兩個外套筒用螺栓連成一體，依靠內(nèi)外齒相嚙合以傳遞轉矩。由于外齒的齒頂制成橢球面，且保證與內(nèi)齒嚙合后具有適當?shù)捻斚逗蛡认?，故在傳動時，套筒可有軸向和徑向位移以及角位移。但為了減少磨損，應對齒面進行潤滑。這類聯(lián)軸器能傳遞很大的轉矩，長允許有較大的偏移量，安裝精度要求不高；成本較高，在重型機械廣泛應用。 計算選型如下： 選擇時應滿足如下的強度條件 計算轉矩：=（）Nm 電動機系數(shù)，查表8-9，得=0.25 工作機類型系數(shù)，查表8-10，得=1.25 =1. 511435.39=17153.09Nm 由聯(lián)軸器的計算和軸的設計計算，查表1-82選 ZL8型聯(lián)軸器。 公稱許用轉矩25000Nm 許用轉速2300r/min，故滿足要求。 其結構尺寸如下表所示 型號 公稱轉矩 (Nm) 許用轉速 (r/min) 軸孔直徑 、 mm 軸孔長度mm D mm Y型 型 L L ZL8 16000 2500 125 212 167 300 130 252 202 mm Bmm Smm 轉動慣量(kg㎡) 質(zhì)量kg 190 128 6 0.798 90.626 0.800 82.060 3.9.2 潤滑 目前，國內(nèi)外采煤機減速器的潤滑方式有3種：飛濺潤滑、強迫潤滑和定期注油或脂潤滑。 1. 飛濺潤滑 2. 飛濺潤滑是一部分傳動零件位于油池內(nèi)，由它們向其他零件供油和濺油。這種方法用于潤滑高速和低速齒輪副。這時，油面的位置應使齒輪副的大齒輪浸在油中1/3～1/4直徑。較小的齒輪靠較大的齒輪帶油并送到嚙合處進行潤滑。軸承是靠足夠的油面高度或濺油潤滑的。當傳動零件轉速相當高時，這種方法可以使位于不同水平面的傳動件得到良好的潤滑。但是，減速器的軸布置在同一水平面和接近同一水平面，則潤滑效果最好。 這種方法的優(yōu)點是：潤滑強度高，工作零件散熱快。而主要的優(yōu)點是簡單，對潤滑油的雜質(zhì)和粘度降低較不敏感。另外，我們考慮到采煤機常在傾斜狀態(tài)下，潤滑油集中在油池低處，使位于高處的傳動零件潤滑不好。所以為了保證其自然潤滑，應避免油池太長，如果無法避免，則人為地將其隔成幾個獨立油池。 2．強迫潤滑 如果各傳動件所在的水平相差很大，且有低速齒輪副，則采用強迫潤滑。這時，由專用油泵供油，其吸油管所在位置應保證油面在最低允許水平時，它也總能浸在油里，這種潤滑方法效果很好。它的優(yōu)點是可以保證高處和遠離油池的傳動零件得到正常潤滑。但是，這種方法對潤滑油的潔凈有較高的要求，必須經(jīng)常檢查潤滑系統(tǒng)的工作。這種潤滑方法比前一種潤滑方法可靠性要差，所以，要無特殊需要，最好不要采用。 3 .定期注油或脂潤滑 個別獨立地點的潤滑，通常是靠定期地用壓力注油器，向其擠入潤滑油。壓力注油器可以是固定裝在供油點的，也可以是供油時才接上去的。這種方法通常用于沒有地方安排單獨油池，不希望潤滑點與公共油池連通及潤滑轉速不高，載荷不很大，不要求散熱很快的零件（低速軸珠軸承、牽引機構導向鏈輪的軸承）等情況。 潤滑油主要分為三類：一是有機油,通常是動植物油；二是礦物油,主要是礦石