雜木輸送機的設計-木材輸送機

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In this paper, according to the development of theconveyor, simply expounds its research status; Through the conveyor type and improve thetype were introduced in detail its transportation development of miscellaneous wood; Analyses the present problems of the conveyor, to solve these problems, put forward the development trend of the future; Are summarized and the miscellaneous wood conveyor design idea, and its development with good wishes. The design is the use of conveying principle of belt conveyor, by selecting the appropriate motor, reducer and other equipment to ensure the effective, smooth conveyor chips conveying to the chipper chipper can make stable for wood cutting, so that the chipper work efficiency is greatly improved. Key word: Conveyor, Transport, Research 目錄 一 緒 論 1.1雜木輸送機的介紹 1.1.1輸送機的類型 1.1.2雜木輸送機的工作原理及過程 1.1.3帶式輸送機的現(xiàn)狀 二 總體方案的設計 三 雜木輸送機主要零部件的設計 3.1已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 3.2部件名稱及選用 3.2.1機體 3.2.2輸送帶 3.2.3傳動滾筒的選擇 3.2.4張緊裝置 3.3傳動裝置的總體設計 3.3.1電動機的選擇 3.3.2計算總傳動比和分配傳動比 3.3.3各軸轉速 3.3.4各軸輸入功率 3.3.5各軸輸入轉矩 3.4 V帶的選用 3.4.1確定計算功率Pca 3.4.2選擇帶型 3.4.3確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 3.4.4確定中心距a和帶的基準長度Ld 3.4.5驗算主動輪上的包角α1 3.4.6確定帶的根數(shù) 3.5齒輪傳動設計計算 3.5.1高速齒輪組 3.5.2低速齒輪組 3.6軸設計計算 3.6.1高速齒輪軸 3.6.2低速軸 3.7減速器箱體及潤滑 3.7.1減速器箱體結構設計 3.7.2機體主要尺寸的確定 3.7.3減速器潤滑 四 畢業(yè)設計的總結與展望 五 致謝 參考文獻 附錄 南京林業(yè)大學畢業(yè)設計說明書 1 緒論 1.1雜木輸送機的介紹 如今木片行業(yè)正在新興發(fā)展中，對木材的需求越來越多。而我國是一個林業(yè)資源較少的國家，森林資源十分有限，因此如何利用減少木材資源的浪費及雜木的再利用是一項重要的技術的發(fā)展，雜木輸送機的研究和設計，使得上述情況得到了大大的改善。 1.1.1輸送機的類型 輸送機的歷史悠久，中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現(xiàn)代斗式提升機和刮板輸送機的雛形。輸送機是在一定的線路上連續(xù)輸送物料的物料搬運機械，又稱連續(xù)輸送機。輸送機可進行水平、傾斜輸送機，也可組成空間輸送線路，輸送線路一般是固定的。輸送機輸送能力大，運距長，還可在輸送過程中同時完成若干工藝操作，所以應用十分廣泛。 目前，輸送機械按運作方式可以分為：1：皮帶式輸送機2：螺旋輸送機3:斗式輸送機4：滾筒式輸送機5：計量式輸送機6：板鏈式輸送機7：網(wǎng)袋式輸送機。 本次雜木輸送機的研究主要是研究帶式輸送機。 圖 1-1 帶式輸送機 圖 1-2 雜木輸送機 1.1.2雜木輸送機的工作原理及過程 雜木輸送機主要由兩個端點滾筒及緊套其上的閉合輸送帶組成。帶動輸送帶轉動的滾筒稱為驅動滾筒(傳動滾筒)；另一個稱為從動滾筒。驅動滾筒由電動機通過減速器驅動，輸送帶依靠驅動滾筒與輸送帶之間的摩擦力拖動。驅動滾筒一般都裝在卸料端，以增大牽引力，有利于拖動。物料由喂料端喂入，落在轉動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送袋卸料端卸出。 雜木輸送機的設計基于上述原理，雜木由喂料端放入，落在轉動的輸送帶上，依靠輸送帶摩擦帶動運送帶將木片平穩(wěn)、連續(xù)的將雜木輸送給削片機，經(jīng)由削片機進行切削，最后通過木片輸送機輸送出來使得雜木變成有用的木材。 1.1.3帶式輸送機的現(xiàn)狀 近二十年來，我國帶式輸送機有了很大的發(fā)展，對帶式輸送機的關鍵技術研究和新產(chǎn)品開發(fā)都取得了可喜的成果。輸送機產(chǎn)品系列不斷增多，開發(fā)了大傾角、長距離新型帶式輸送機系列產(chǎn)品，并對帶式輸送機的關鍵技術及其主要部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術和中間驅動與智能化控制等技術，成功研制了多種軟啟動和制動裝置及以 PLC 為核心的可編程電控裝置。 目前，國內多所科研機構在進行帶式輸送機的研究，例如對托輥運行阻力隨帶速變化進行的實驗研究，用于帶式輸送機設計和動態(tài)分析，分析轉彎部分的導向力和阻力，得出轉彎段輸送帶運行的阻力計算方法，采用離散模型建立系統(tǒng)的動力學方程，開發(fā)平面轉彎帶式輸送機動態(tài)分析系統(tǒng)；以及在帶式輸送機縱向振動理論與橫向振動理論的基礎上，提出了帶式輸送機的動態(tài)設計方法以及該方法與計算機技術相結合的設計決策支持系統(tǒng)。 1.2設計內容和研究意義 我國是一個森林資源較少的國家，森林覆蓋率僅達20.36%，這對于正在新興發(fā)展的木片行業(yè)，對木材的需求是遠遠不夠的。據(jù)統(tǒng)計我國每年木材浪費近2億噸，這些木材如果豎起來，那就是浩如煙海的一個森林。因此，如何將這些許多人視為廢棄物的雜木在利用就成了一項艱難的任務。以前大多使用人力搬運，工作較累。雜木輸送機的研究對解決這一現(xiàn)狀有重要意義。此次對雜木輸送機的研究，就是為了在運輸過程中減少人力資源的使用，提高機械的利用率，通過簡單的傳送結構將雜木輸送給木材削片機，能使削片機連續(xù)不間斷的工作，提高工作效率。故雜木輸送機設計的研究具有較重要的意義。 本文通過鼓式削片機的基本參數(shù)及給定條件輸送槽口尺寸（高x寬）180mm×500mm,輸送長度4~5m，皮帶寬度500mm，輸送速度37m/min，完成雜木輸送機的設計，包括機體、輸送帶、張緊裝置、各輥子等零部件的設計。 2總體方案設計 本設計為雜木輸送機,總體設計包括部件名稱及選用、傳動裝置的總體設計、V帶的選用、齒輪傳動設計、軸設計等等。 部件的選型包括機體、輸送帶、張緊裝置。機體的設計是用于承載滾筒、槽型托輥組、平行下托輥組、導向裝置、防跑偏裝置、電機等裝置，并且承受輸送帶張力的裝置。在本次設計中采用了結構緊湊、剛性好、強度高的三角形機架。? 由于本機器的要求是將各種不規(guī)則的木片有序、平穩(wěn)的輸送給削片機進行切削，固本次設計選用的是防滑輸送帶輸送帶。 張緊裝置類型：張緊裝置分為螺旋式、車式、垂直式三種。在本次設計中選用的張緊裝置為螺旋式張緊,此張緊裝置一般用于結構簡單，輸送距離小的輸送機上。 本系列傳動滾筒根據(jù)承載能力分輕型、中型和重型三種，傳動滾筒表面有裸露光鋼面、人字形和菱形花紋橡膠覆面。小功率、小帶寬及環(huán)境干燥時可采用裸露光鋼面滾筒。人字形花紋膠面磨擦系數(shù)大，防滑性和排水性好，但有方向性。本次設計的機器要求輸送有固定方向，不能出現(xiàn)打滑及回轉現(xiàn)象選用人字形花紋膠面。 傳動裝置的總體設計包括電動機的選擇、計算總傳動比和分配傳動比、各軸轉速、各軸輸入功率等主要步驟。對于電動機的選擇方面要考慮電動機的額定功率應能滿足負載的需要，但功率也不宜過大.否則.成本將變高，并且電動機輕載運行時損耗大、效率低,起動時沖擊大。在本次設計中，根據(jù)一些已知條件選用型號為Y112M-4的電動機。 減速器是在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，先帶機械中應用極為廣泛。一般減速器可分為斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐針輪減速器、齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機、圓柱齒輪減速器（ 單級、二級、二級以上二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。）、圓錐齒輪減速器 、蝸桿減速器等等。根據(jù)設計的要求本次選用單級圓柱齒輪減速器。 3 雜木輸送機的主要零部件設計 3.1已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 槽口尺寸（高x寬）180mm×500mm 皮帶寬度500mm 輸送長度4~5m 輸送速度37m/min 表3.1鼓式削片機的基本參數(shù) 3.2部件名稱及選用 3.2.1機體 機架是用于承載滾筒、槽型托輥組、平行下托輥組、導向裝置、防跑偏裝置、電機等裝置，并且承受輸送帶張力的裝置。在本次設計中采用了結構緊湊、剛性好、強度高的三角形機架。? 機架的種類：機架有四種結構，見圖2-1?？蓾M足帶寬500~1400mm，傾角0°~18°，圍包角小于或等于190°~ 210°多種型式的典型布置。并能與漏斗配套使用。? a. ?01機架：用于0°~18°傾角的頭部傳動及頭部卸料滾筒。選用時應標注角度。 b.?02機架：用于0°~18°傾角的尾部改向滾筒工中間卸料的傳動滾筒。? c.?03機架：用于0°~18°傾角的頭部探頭滾筒或頭部卸料傳動滾筒，圍包角小于或等于180°。? d.?04機架：用于傳動滾筒設在下分支的機架?？捎糜趩螡L筒傳動，也可用于雙滾筒傳動（兩組機架配套使用）。圍包角大于或等于200°。? e.?01，02機架適于帶寬500~1400mm，03，04機架適于帶寬800~1400mm。 本系列機架適用于輸送帶強度范圍：CC—56棉帆布3~8層；NN—100~300尼龍帶及EP100~300聚酯帶3~6層；鋼繩芯帶ST2000以下。? 圖 3-1 機架 機架支撐腿起支撐機架的作用，以防止機架因承載過重而被壓彎。 根據(jù)設計要求，在本次設計中機架選用熱扎普通槽鋼。 經(jīng)查國家標準，選用型號為10的熱軋普通槽鋼。 尺寸：h×b×d=100×48×5.3，截面面積12.74cm2，理論重量10.00kg/m。 機架支撐腿根據(jù)設計要求，選用結構用無縫鋼管 根據(jù)國家標準，選用Φ80、Φ40兩種鋼管。 3.2.2輸送帶 輸送帶又叫運輸帶，是用于皮帶輸送帶中起承載和運送物料作用的橡膠與纖維、金屬復合制品，或者是塑料和織物復合的制品。皮帶輸送機在農業(yè)、林業(yè)、工礦企業(yè)和交通運輸業(yè)中廣泛用于輸送各種固體塊狀和粉料狀物料或成件物品，輸送帶能連續(xù)化、高效率、大傾角運輸，輸送帶操作安全，輸送帶使用簡便，維修容易，運費低廉，并能縮短運輸距離， 降低工程造價，節(jié)省人力物力。 輸送帶系列產(chǎn)品有普通棉帆布輸送帶、尼龍（NN）輸送帶、聚酯（EP）帶、大傾角(波狀擋邊)輸送帶、裙邊隔板輸送帶、環(huán)形輸送帶等。 所有的輸送帶必須接成環(huán)形才能使用，所以輸送帶接頭的好壞直接影響輸送帶的使用壽命和輸送線能否平穩(wěn)順暢地運行。 一般輸送帶接頭常用方法有機械接頭、冷粘接接頭、熱硫化接頭等。 本次設計選用的是防滑輸送帶輸送帶，選用材質：NN-100尼龍帆布，每層厚度1.0mm，每層質量1.02kg/m2，帶寬B=500mm，帆布層數(shù)為3層，上覆蓋膠厚度為2mm，下覆蓋膠厚度為1.5mm。 輸送帶接頭方式采用熱硫化接頭法，實踐證明該接法是最理想的一種接頭方法，能夠保證高的接頭效率，同時也非常穩(wěn)定，接頭壽命也很長，容易掌握。 　　　膠帶長度的計算 L0=2L+π/2（D1+ D2）+An 式中： 　　　L0——膠帶總長（米） 　　 L——輸送機頭尾滾筒中心間的展開長度（米） 　　　D1、D2——頭尾滾筒直徑（米） 　　　n——輸送帶接頭數(shù) 　　　A——輸送帶接頭長度 　　?、?當采用機械接頭時，A=0； 　　?、?硫化接頭時，A=（Z-1）b+B×tg30° Z——帆布層數(shù)，B——帶寬，b=0.15米 　　　膠帶的表示方法 帶寬×布層數(shù)×[上膠層+下膠層]×帶長（米） 　　　膠帶的面積計算法： 平方米數(shù)=膠帶寬×[布層數(shù)+5.1下膠層厚上膠層厚+]×長度 3.2.3傳動滾筒的選擇 傳動滾筒是傳遞動力的主要部件。 本系列傳動滾筒根據(jù)承載能力分輕型、中型和重型三種。滾筒直徑有500、630、800、1000mm。同一種滾筒直徑又有幾種不同的軸徑和中心跨距供設計者選用。 輕型：軸承孔徑80~100mm。軸與輪轂為單鍵聯(lián)接的單幅板焊接筒體結構。單向出軸。 中型：軸承孔徑120~180mm。軸與輪轂為脹套聯(lián)接。 重型：軸承孔徑200~220mm。軸與輪轂為脹套聯(lián)接，筒體為鑄焊結構。有單向出軸和雙向出軸兩種。 傳動滾筒表面有裸露光鋼面、人字形和菱形花紋橡膠覆面。小功率、小帶寬及環(huán)境干燥時可采用裸露光鋼面滾筒。人字形花紋膠面磨擦系數(shù)大，防滑性和排水性好，但有方向性。菱形膠面用于雙向運行的輸送機。用于重要場合的滾筒，最好采用硫化橡膠覆面。用于阻燃，隔爆條件，應采取相應的措施最小傳動滾筒直徑D按下式選取。 D=cd 式中：d—芯層厚度或鋼繩直徑，mm; c—系數(shù)，棉織物=80，尼龍=90，聚酯=108，鋼繩芯=145。 根據(jù)本次設計中選用的輸送帶芯層厚度d=3mm，得最小傳動滾筒直徑D=90×3=270mm。軸的最小直徑的確定 P--軸轉遞的功率，單位為KW； n--軸的轉速，單位r/min; --空心軸的內徑與外徑之比，通常取 式中，軸的材料為,。于是得 。 根據(jù)本次設計的要求，查閱有關軸承選資料驅動滾筒選用的軸承型號為53536，內徑80mm，外徑120mm，厚度33mm，軸的材料為45號鋼，滾筒直徑為350mm,覆有5mm的膠面，從動滾筒選用滾動軸承53512型號的，內徑60mm，外徑110mm，厚度28mm，軸的材料為45號鋼，滾筒直徑250mm。 圖3-2 傳動滾筒示意圖 3.2.4張緊裝置 張緊裝置：拉緊裝置分為螺旋式、車式、垂直式三種。 ① 螺旋式：適用輸送機較短，<80米，功率較小的輸送機上，按機長1%選取螺旋行程。行程有500mm、800 mm兩種。 選用螺旋張緊方式不僅與機長有關，而且還與功率大小有關（功率大小與螺旋的許用張力有關）。 ② 車式張緊適用輸送機較長，功率較大的場合，應優(yōu)先采用。 ③ 垂直拉緊張緊較復雜，用在車式拉緊布置有困難的場合，缺點是改向滾筒多。 螺旋型張緊裝置屬于手動張緊裝置，它利用人力旋轉螺桿，使帶有螺母的滑架及安裝在上面的張緊滾筒沿輸送機方向縱向移動，以調節(jié)輸送帶張力，這種裝置結構比較簡單 。螺旋型張緊裝置一般用于結構簡單，輸送距離小的輸送機上 。本設計采用螺旋式張緊。 螺旋式:螺旋張緊裝置屬固定拉緊裝置。該螺旋式張緊裝置選取一個M20長度為100mm的六角螺栓作為張緊螺栓，張緊螺栓通過軸上的螺紋孔，并被基架上的槽鋼擋住而不能繼續(xù)移動，當需要張緊時，用六角螺栓專用扳手旋轉螺栓，由于另一端無法繼續(xù)向前移動，所以只能帶動滾筒軸向后移動，即可以起到張緊作用。 圖3-3 螺旋拉緊裝置 3.3傳動裝置的總體設計 1傳動裝置示意圖如下： 圖3-4 傳動裝置示意圖 3.3.1電動機的選擇 （1）選擇電動機的類型 由于帶式運輸機不需要大范圍的調速，故選用一般用途的Y 系列三相異步電動機。 （2） 選擇電動機功率 1）根據(jù)《帶式輸送機功率的簡易算法》計算輸送機總驅動功率 ①根據(jù)L = 5m 查得K =10 計算LC = KL=10 × 5= 50m ②根據(jù)LC = 50m, B = 500mm 查表2.3.1 得 P 1=0.79kW ③根據(jù)LC= 40m、Q =10t/ h, 查表2.3.2得 P2= 0.09kW 則輸送機總驅動功率 P w= 1.2（P 1+ P2) =1.2×(0.79+0.09)=1.056 kW 式中： P 1-帶式輸送機驅動功率, 根據(jù)帶式輸送機帶寬和修正長度L C 在《帶式輸送機功率的簡易算法》表2.3.1中查出所需功率P 1。 P2-根據(jù)帶式輸送機輸送能力和修正長度L C,查出所需功率。 表3.3.1鼓式削片機的基本參數(shù) 表3.3.2鼓式削片機的基本參數(shù) 2）計算電機功率： kW 式中：η—電動機至工作機的傳動裝置的總效率 η=η帶η軸承η齒η聯(lián) η帶 －帶傳動傳動效率，查機械傳動效率?表取η帶＝0.96 η軸承－一對滾動軸承效率，查機械傳動效率?表取η軸承＝0.99 η齒－一對圓柱齒輪傳動效率，查機械傳動效率?表取η齒＝0.97?（初選8級精度） η聯(lián)－彈性聯(lián)軸器效率，查機械傳動效率?表取η聯(lián)＝0.99 傳動裝置總效率η=0.96×0.992×0.97×0.99=0.9 （3）確定電機轉速nd ①計算滾筒轉速：r/min ②確定電機同步轉速? 一般V帶傳動傳動比 i帶=2～4，單級圓柱齒輪傳動比的范圍i齒=3～5，則合理總傳動比i總= i帶×i齒=6～20。 故電動機轉速可選范圍為 nd=i總×nw=（6～20）×95.54r/min=（573.25～1910.83）r/min 查機械設計手冊。選取合理方案，選用型號為Y112M-4的電動機，其相關數(shù)據(jù)為：額定功率4KW，轉速1440r/min，效率84.5%，功率因素0.82。 發(fā)動機型號 標定功率 最大功率 標定轉速 主要用途 Y112M-4 4KW 4KW 1440轉 工程機械 3.3.2計算總傳動比和分配傳動比 i總 取i帶=3，則i齒=i總/i帶=15.07/3=5.02 3.3.3各軸轉速 n1=nd/i帶=1440/3=480r/min n2=n1/i齒=480/5.02=95.62r/min n滾=n2=95.62r/min 3.3.4各軸輸入功率 P1=Pdη帶=1.173×0.96=1.126kW P2=P1η2η3=1.126×0.99×0.97=1.081kW P滾=P2η2=1.081×0.97=1.049kW 3.3.5各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩Td 電動機輸出轉矩Td 各軸輸入轉矩 T1=Td i帶η1=777.93×3×0.96=2240.43N.mm T2=T1i齒η2η3=2240.43×5.02×0.99×0.97=10800.45N.mm T滾=T2η2=10800.45×0.97=10476.44N.mm T1=Td i帶η1=777.93×3×0.96=2240.43N.mm T2=T1i齒η2η3=2240.43×5.02×0.99×0.97=10800.45N.mm T滾=T2η2=10800.45×0.97=10476.44N.mm 3.4 V帶的選用 3.4.1確定計算功率Pca 由查表得KA=1.2，則 Pca=KAPd=1.2×1.173=1.4076kW 3.4.2選擇帶型 由計算功率，小帶輪轉速，查《機械設計》表8-8，8-9得選取普通Z型V帶 3.4.3確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 ①初選小帶輪的基準直徑dd1 根據(jù)表8-3及表8-7，選取 ②驗算帶的速度 ③從動輪的基準直徑，圓整取 3.4.4確定中心距a和帶的基準長度Ld 得 取 根據(jù)機械設計手冊表8-2，選取 根據(jù)表8-2，選取 3.4.5驗算主動輪上的包角α1 2.4.6確定帶的根數(shù) 由dd1=125mm和nd=1440r/min，查表8-4a得P0=0.36kW。 根據(jù)nd=1440r/min，i=3和Z型帶，查表8-4b得△P0=0.03kW。 查表8-5得Kα=0.92，表8-2得KL=1.14，于是 Pr=（P0+△P0）·Kα·KL=(0.36+0.03)×0.93×1.14kW=0.41kW 計算V帶的根數(shù)z 取z=4 3.5齒輪傳動設計計算 3.5.1高速齒輪組 （1）選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1）按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）帶式輸送機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS。 4）初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)，圓整取 5）初選取螺旋角 （2）按齒面接觸強度設計 1） 確定公式內的各計算數(shù)值 2） 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 3） 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=Td i帶η1=777.93×3×0.96=2240.45N.mm 4） 由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1。 5） 由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。 6） 由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa； 7） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 8）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90; KHN2=0.95。 9）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 10） 計算 ①小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度 ③齒寬b及模數(shù)mnt ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8得動載系數(shù) 由《機械設計》表10-4查得 由《機械設計》圖10-13查得 由《機械設計》表10-3查得 故載荷系數(shù) ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 ⑦模數(shù) （1） 按齒根彎曲強度設計 （3）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) ③計算當量齒數(shù) ④查取齒形系數(shù)：由表10-5查得 查取應力校核系數(shù)：由表10-5查得 ⑤計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ⑥計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （4）設計計算 取模數(shù) 齒數(shù) 取，則幾何尺寸計算 ①計算中心距 ，圓整為147mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪齒寬 圓整后取 3.5.2低速齒輪組 （1）選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 1）選用斜齒圓柱齒輪 2）選用7級精度 3）材料：選擇大、小齒輪材料均為40Cr，并經(jīng)調質及表面淬火，齒面硬度為48-55HRC 4）初選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)，圓整取 5）初選取螺旋角 （2）按齒面接觸強度設計 確定公式內各計算數(shù)值 1）試選 2）由《機械設計》圖10-30選取區(qū)域h系數(shù)n 由《機械設計》圖10-26查得， 3）小齒輪傳遞的傳矩 4）由表10-7選取齒款系數(shù) 5）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 6）由圖10-21e按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限； 7）應力循環(huán)次數(shù)： 8）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 9）接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 （3）計算 1）小齒輪分度圓直徑 2）計算圓周速度 3）齒寬b及模數(shù)mnt 4）計算縱向重合度 5） 6）計算載荷系數(shù)K 7）使用系數(shù) 8）根據(jù)，7級精度，由圖10-8得動載系數(shù) 9）由表10-4查得 10） 11）由《機械設計》圖10-13查得 12）由《機械設計》表10-3查得 13）故載荷系數(shù) 14）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 15）模數(shù) （3）選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù)：由表10-5查得 5)查取應力校核系數(shù)：由表10-5查得 6)計算彎曲疲勞許用應力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 7) 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2)設計計算 取模數(shù) 齒數(shù) 取，則 （4）幾何尺寸計算 1)計算中心距 ，圓整為141mm 2)按圓整后的中心距修正螺旋角 3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 4)計算齒輪齒寬 圓整后取 3.6軸設計計算 3.6.1高速齒輪軸 （1）求輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1 ⑵求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 則 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示 ⑶初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45Cr調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝V帶輪處軸的直徑dⅠ-Ⅱ。為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與V帶輪的孔徑相適應，故同時確定V帶輪外形。 由手冊查得，選取V帶輪的孔徑為32mm，長度為65mm。 ⑷軸的結構設計 圖2-5 高速齒輪軸 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足V帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=38mm。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=65mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=60mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=38mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=40mm；而lⅦ-Ⅷ=25mm，lⅣ-Ⅴ=23mm。 左、右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取得dⅣ-Ⅴ=dⅥ-Ⅶ=46mm。 3）軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離l=29mm，故取lⅡ-Ⅲ=65mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 ⑸按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 ⑹精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 Ⅵ截面過盈配合引起應力集中，此點同時受彎矩和扭矩，且又和最大應力面A處很近，所以Ⅵ是最危險截面。又因為Ⅵ截面右側不受任何徑向力，所以只校核Ⅵ截面左側即可。 2）截面Ⅵ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅵ左側的彎矩 截面Ⅵ上的扭矩T1為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得 ； 軸按磨削加工，由附表3-4的表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅵ左側的安全系數(shù)為 3.6.2低速軸 ⑴求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3 ⑵求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 則 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示 ⑶初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45Cr調質處理。根據(jù)《機械設計》表15-3，取，于是得 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅥ-Ⅶ。為了使所選的軸直徑dⅥ-Ⅶ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮為輸送機，故取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為3150000N?mm。半聯(lián)軸器的孔徑dⅦ=60mm，故取dⅥ-Ⅶ=60mm；半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm。 ⑷軸的結構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅵ-Ⅶ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑dⅤ-Ⅵ=68mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取lⅥ-Ⅶ=100mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅥ-Ⅶ=68mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承32214，其尺寸為d×D×T=70mm×125mm×33.25mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而lⅠ-Ⅱ=33mm，lⅣ-Ⅴ=31mm。 左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得32214型軸承的定位軸肩高度h=9mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=88mm。 3）取安裝齒輪出的軸段Ⅲ-Ⅳ的直徑dⅢ-Ⅳ=80mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為97mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取lⅢ-Ⅳ=92mm。 4）軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離l=30mm，故取l-Ⅴ-Ⅵ=60mm。 5）考慮齒輪距箱體內壁之距離，及滾動軸承的寬度，取lⅣ-Ⅴ=45mm。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度 ⑸按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)軸的彎扭合成強度條件，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 ⑹精確校核軸的疲勞強度 1）判斷危險截面 Ⅵ截面過盈配合引起應力集中，此點同時受彎矩和扭矩，且又和最大應力面A處很近，所以Ⅵ是最危險截面。 2）截面Ⅵ左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅵ左側的彎矩 截面Ⅵ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取，于是得 ； 軸按磨削加工，由附表3-4的表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅵ左側的安全系數(shù)為 3）截面Ⅵ右側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅵ左側的彎矩 截面Ⅵ上的扭矩T3為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為： 由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附表3-4的表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面Ⅵ左側的安全系數(shù)為 3.7減速器箱體及潤滑 3.7.1減速器箱體結構設計 機體結構要根據(jù)制造工藝、安裝工藝和使用維修的方便與否以及經(jīng)濟性等條件來決定。 集體的形狀隨傳動方式的安裝形式分為臥式、立式和法蘭式等，本例采用立式剖分結構，高、低速級共用一個齒圈，上下機體分別與齒圈相聯(lián)接。 機體由灰鑄鐵鑄造，機體應盡量避免壁厚突變，減小壁厚差，以免產(chǎn)生疏松和縮孔等鑄造缺陷，鑄造機體能有效地吸收振動和降低噪音，且有良好的耐腐蝕性。 3.7.2機體主要尺寸的確定 機體的強度和剛度設計很復雜，所以一般都是按經(jīng)驗方法確定其尺寸。 機體壁厚按下式確定： 其他有關尺寸的確定參考下表和圖： 表2.6.1機體主要尺寸 名稱 符號 尺寸關系 機蓋壁厚 機座凸緣厚度 機體與外齒圈聯(lián)接螺栓直徑 軸承端蓋螺釘直徑 外機壁至軸承座端面距離 齒輪端面與內機壁距離 軸承端蓋外徑 軸承端蓋厚度 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 3.7.3減速器潤滑 潤滑油和潤滑脂的供應方法在設計中是很重要的，尤其是油潤滑時的供應方法與零件在工作時所處潤滑狀態(tài)有著密切的關系。 總結與展望 時至今日，我的畢業(yè)設計就要結束了，在這不到四個月的時間了，我學到了許多東西。從最初開始選題到初次見老師，我完全不知道我的課題該是什么樣的，我該做些什么，甚至老師叫我們用一個寒假的時間去看文獻，我都沒有耐下心來認真看文章。直到這學期伊始，當我們真正進入設計的時候，我才開始真正的一籌莫展。剛開始的幾個星期，我很是茫然，不知道突破點在哪里，總是一會做這個，一會做那個，沒有進展。我主動向商老師提出了我的困惑，希望能給我一定的指導。商老師確實很負責，有問必答，讓我看到了成功的曙光，這才讓我的初步思維形成，一步一步的開展設計工作。我一向堅信船到橋頭自然直，所以在我沒有進展的時候，我會找老師談談，或者進下心來看看別人做的類型的東西，在得到啟發(fā)的時候繼續(xù)我的工作。隨著時間的流逝，我的畢業(yè)設計也將要結束了，但這不是真正意義上的結束，后面還要經(jīng)過答辯老師的提問才能結束我的畢業(yè)設計。 在設計的過程中，我沒有考慮裝配的過程，所以有些部件裝起來可能有點困難，這在我畫總裝圖的時候有對之前的設計進行了適當?shù)男薷?，即使是這樣，那個回轉驅動裝置還是稍顯大，但能起到它該有的作用，也能進行安裝。希望后人在這方面的設計可以更進一步，能使體積再減小一些。 畢業(yè)設計是辛苦的，但這樣的辛苦卻能給我?guī)砟蟮男腋?。好多問題，我沒有學過，但卻自己想辦法弄明白了原理過程，正像商老師說過的“現(xiàn)在不搞清楚這個問題，以后還指望什么去搞明白呢”，畢業(yè)設計是大學的最后一堂課，也是最重要的一課，無論是誰，都會從中受益匪淺。  致謝 接近四個月的畢業(yè)設計結束了，我的大學生活也接近了尾聲，在這里，我要感謝我的導師商慶清老師，從設計選題到搜集資料，從文獻綜述到設計繪圖，期間經(jīng)歷了茫然、領悟與喜悅，每次在我設計瓶頸到來時，商老師總能給予我莫大的幫助與信心，讓我能順利完成我的畢業(yè)設計。商老師為人隨和熱情，治學嚴謹細心。每次設計中出現(xiàn)什么問題，只要提問，他總是能耐心地給我解答，直到我明白為止。在我的設計中，不僅有我的思考，更是凝聚了商老師多年的經(jīng)驗。正是商老師這種很強的責任心，加上他溫和的脾氣，才能讓我一步步緊跟他的步伐，學習到了許多沒有學到的知識。 對于我的同學們，在我遇到困難的時候，你們是第一時間能與我一同思考，并給我?guī)椭娜?，在這里，我表示衷心地感謝！  參考文獻 [1]濮良貴,紀名剛等.機械設計,第八版[M].北京:高等教育出版社,2006.5 [2]鄭文偉,吳克堅.機械原理,第七版[M].北京:高等教育出版社,1997.7 [3]朱孝錄.機械傳動設計手冊[M].北京:電子工業(yè)出版社,2007.7 [4]成大先.機械設計手冊,第五版第四卷[M].北京:化學工業(yè)出版社,2008.1 [5]機械設計手冊編委會.機械設計手冊（單行本）,滾動軸承[M].北京:機械工業(yè)出版社,2007.3 [6]朱龍根.簡明機械零件設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1997.11 [7]周明衡.減速器選用手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,2002.4 [8]陳恒慶,陳淼.簡明鋼材圖冊[M].中國標準出版社,1994.2 [9]商慶清,鄭梅生,柴鐵生.工程圖學[M].科學技術文獻出版社,2005.10 [10] 夏炎.運輸機械設計選用手冊[M].北京，化學工業(yè)出版社，1998 . 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