9米攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)的設(shè)計

1、畢 業(yè) 設(shè) 計9米攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)的設(shè)計畢業(yè)設(shè)計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權(quán)說明原創(chuàng)性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文），是我個人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下進(jìn)行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標(biāo)注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機(jī)構(gòu)的學(xué)位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻(xiàn)的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。作 者 簽 名： 日 期： 指導(dǎo)教師簽名： 日期： 使用授權(quán)說明本人完全了解 大學(xué)關(guān)于收集、保存、使用畢業(yè)設(shè)計（論文）的規(guī)定，即：按照學(xué)校要求提交畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子

2、版本；學(xué)校有權(quán)保存畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；學(xué)?？梢圆捎糜坝?、縮印、數(shù)字化或其它復(fù)制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學(xué)?？梢怨颊撐牡牟糠只蛉績?nèi)容。作者簽名： 日 期： 摘 要傳動系統(tǒng)是連接發(fā)動機(jī)和車輛行駛系的紐帶，具有變速、倒車和中斷動力等功能，對車輛的正常行駛起著重要作用。它主要由分動箱、液壓系統(tǒng)、輪邊減速器等幾大部分組成，各個部分都能滿足某一功能，各部分之間又通過花鍵、法蘭等串聯(lián)為一個整體。受料系統(tǒng)由擋料板、液壓缸、料斗、刮板輸送器等組成，它是攤鋪機(jī)完成一個作業(yè)循環(huán)的第一環(huán)節(jié)，對攤鋪質(zhì)量有重要影響。本論文參考一些現(xiàn)有同類型攤鋪機(jī)，加入一些機(jī)械優(yōu)化

3、設(shè)計、行星齒輪傳動、液壓傳動等方面的知識后，對傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)中的各大部分的功能和組成進(jìn)行解析，再將其融合為一個整體。希望本論文對現(xiàn)代攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)設(shè)計工作的不斷完善起到一定的幫襯作用。關(guān)鍵字：傳動系，功率計算，分動箱，液壓系統(tǒng)，受料系統(tǒng)abstracttransmission system connecting the engine and traffic system, it has the functions of changing speed, reversing, and interrupting power, and play an important role in

4、the normal driving of vehicles. it is mainly consists of transfer case, hydraulic system, wheel reducer and some others major components. every part of the system to meet a function, and was connected with spline and flange as a whole. the feeding system is mainly consists of block plate, hydraulic

5、cylinder, hopper, scraper conveyor and other components. it completes the pavers first part of a cycle job, and has a major impact on the quality of paving. in this paper, with referencing to some of the existing types of pavers, and then adding some mechanical optimal design, planetary gear transmi

6、ssion, hydraulic and other aspects of thinking, analyzing every part of transmission systems and the feeding systems functions and composition, and then integrate them as a whole. i wish that this paper will be helpful for modern design of the paver drive system and the feeding system.key words: tra

7、nsmission system, power calculation, hydraulic system, transfer case, the feeding system目 錄第一章 緒論.11.1 課題研究的目的、意義.11.2 課題研究的技術(shù)現(xiàn)狀.11.3 課題研究的發(fā)展趨勢.11.4 本課題研究的內(nèi)容.21.4.1 攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)方案的初步確定.21.4.2 攤鋪機(jī)受料系統(tǒng)方案的初步確定.21.4.3 傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)具體結(jié)構(gòu)的設(shè)計.2第二章 發(fā)動機(jī)選擇及傳動系統(tǒng)方案.32.1 發(fā)動機(jī)選擇.32.2 傳動系統(tǒng)方案確定.3第三章 傳動系統(tǒng)功率計算.53.1 攤鋪?zhàn)鳂I(yè)狀態(tài).53.1.

8、1 切線牽引力.53.1.2 車輪驅(qū)動力矩.63.1.3 驅(qū)動功率.63.2 空車轉(zhuǎn)場狀態(tài).7 3.2.1 切線牽引力.73.2.2 車輪驅(qū)動力矩.73.2.3 驅(qū)動功率.7第四章 分動箱設(shè)計.84.1 齒輪的設(shè)計.84.2 軸的設(shè)計與校核.114.2.1 高速軸的計算和校核.124.2.2 低速軸的計算和校核.164.3 軸承強(qiáng)度的校核.294.3.1 高速軸軸承的校核.294.3.2 接行走泵軸處的軸承校核.294.3.3 接振搗泵軸處的軸承校核.294.3.4 接輸料泵軸處的軸承校核.304.4 鍵的選型和校核.304.4.1 高速軸處的鍵.314.4.2 行走系統(tǒng)軸處的鍵.314.4.

9、3 振搗系統(tǒng)軸處的鍵.314.4.4 輸料系統(tǒng)軸處的鍵.32 4.5 潤滑和密封.33第五章 液壓系統(tǒng)設(shè)計.345.1 液壓系統(tǒng)分析.345.2 液壓泵和馬達(dá)的選型.35第六章 輪邊減速器設(shè)計.376.1 方案確定.376.2 參數(shù)確定.37第七章 受料系統(tǒng)設(shè)計.397.1 料斗.397.2 刮板輸送器.397.2.1 刮板輸送器功率的計算.397.2.2 液壓泵和馬達(dá)的選型.437.2.3 鏈傳動的設(shè)計計算.43結(jié)論.45致謝.46參考文獻(xiàn).47第一章 緒論1.1 課題研究的目的、意義伴隨著中國經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展，當(dāng)前我國公路建設(shè)投資仍然保持著很大的規(guī)模，這就促進(jìn)了大機(jī)型、高精度、自動化的工程機(jī)

10、械市場的迅速發(fā)展。瀝青混凝土攤鋪機(jī)在高等級公路的鋪筑中起著關(guān)鍵性作用，然而，由于近期燃料價格持續(xù)居高不下，而且環(huán)境問題也越來越受到人們的廣泛關(guān)注。在滿足市場需求的情況下，為了提高能源的利用效率，減少對環(huán)境的污染，必須設(shè)計出良好的傳動系統(tǒng)。設(shè)計良好的傳動系統(tǒng)，總是能夠?qū)l(fā)動機(jī)輸出的功率更好的傳遞給驅(qū)動輪。此外，攤鋪機(jī)受料系統(tǒng)是攤鋪機(jī)完成一個作業(yè)循環(huán)的第一環(huán)節(jié)，也是攤鋪機(jī)的重要組成部分。所以研究和設(shè)計出高效率的傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)，在提高能源利用率、改善攤鋪機(jī)性能，減輕勞動強(qiáng)度，提高生產(chǎn)效率和攤鋪質(zhì)量等方面具有極大的意義。1.2 課題研究的技術(shù)現(xiàn)狀攤鋪機(jī)傳動系主要有機(jī)械傳動、液力機(jī)械傳動、液壓傳動和

11、電傳動四種形式。機(jī)械傳動主要由主離合器、變速箱、中央傳動、轉(zhuǎn)向離合器和最終傳動組成；液力機(jī)械傳動主要由液力變矩器、動力換擋變速箱、前橋、后橋、輪邊減速器組成；液壓傳動中置一套泵馬達(dá)液壓系統(tǒng)即為液壓傳動的傳動系；電傳動就是在傳動系中發(fā)動機(jī)帶動發(fā)電機(jī)，發(fā)電機(jī)所發(fā)出的電能驅(qū)動電動機(jī)，再由電動機(jī)帶動驅(qū)動輪行走。20 世紀(jì)60年代前，攤鋪機(jī)采用機(jī)械傳動系統(tǒng)， 從發(fā)動機(jī)到驅(qū)動鏈輪之間都是機(jī)械機(jī)構(gòu)進(jìn)行傳動，驅(qū)動不夠平穩(wěn)，并且零件磨損較嚴(yán)重。20 世紀(jì)60 年代以后， 液壓傳動技術(shù)在攤鋪機(jī)中得到了推廣，液壓驅(qū)動逐漸取代機(jī)械驅(qū)動方式，使得機(jī)器在施工中更加平穩(wěn), 改善了攤鋪質(zhì)量。受料系統(tǒng)由擋料板、搖臂、擺臂、擋料

12、板液壓缸、料斗、料斗液壓缸、刮板輸送器等組成。設(shè)計良好的受料系統(tǒng)可以克服料斗掀起造成的灑料和離析現(xiàn)象，并可以節(jié)省人力，減輕勞動強(qiáng)度，提高經(jīng)濟(jì)效益、生產(chǎn)效率和攤鋪質(zhì)量。1.3 課題研究的發(fā)展趨勢攤鋪機(jī)的發(fā)展趨勢主要有以下幾個方面：（1）高密實(shí)度攤鋪，熨平板由單排振搗發(fā)展為雙排振搗梁，并同時在熨平板箱體內(nèi)裝有振動器，顯著提高了鋪層材料的密實(shí)度；（2）多功能攤鋪，不但能夠鋪設(shè)瀝青混合料，而且也可攤鋪穩(wěn)定土、rcc材料等多種材料；（3）人性化和精細(xì)化的設(shè)計動向； （4）雙層瀝青混合料鋪層一次性完成。從攤鋪機(jī)的發(fā)展趨勢可以看出，現(xiàn)在的大型攤鋪機(jī)大多采用液壓傳動的傳動系，并且要解決傳動系傳動噪聲大和傳動效

13、率低的缺點(diǎn)，這也是未來攤鋪機(jī)傳動系發(fā)展的趨勢。為了滿足生產(chǎn)效率和攤鋪質(zhì)量的要求，受料系統(tǒng)未來的發(fā)展趨勢是在不加大料斗結(jié)構(gòu)尺寸的條件下，增大儲料容量；料斗的位置變化，能滿足各種不同料車的卸料需求，防止倒入料斗的料產(chǎn)生離析。1.4 本課題研究的內(nèi)容本課題的研究內(nèi)容，主要是在現(xiàn)有攤鋪機(jī)傳動系的基礎(chǔ)上，結(jié)合當(dāng)前該方面的技術(shù)，利用自己所掌握的知識，對攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計，使其符合當(dāng)前攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)的發(fā)展方向。1.4.1攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)方案的初步確定 根據(jù)攤鋪機(jī)設(shè)計要點(diǎn)，攤鋪寬度小于5-6m的中小型攤鋪機(jī)，機(jī)械傳動和液壓傳動并存；攤鋪寬度大于6m的大中型攤鋪機(jī)，選用液壓傳動為宜。一開始

14、就對攤鋪機(jī)傳動系統(tǒng)進(jìn)行整體設(shè)計，這將是個工作量較大的工程，也會面臨很多困難。結(jié)合本題目，所以選擇液壓傳動系統(tǒng)，主要由分動箱、液壓系統(tǒng)、輪邊減速器組成。按照各個部分所要完成的功能，分別對其進(jìn)行設(shè)計。最后將各個部分組成為一個整體，完成整個系統(tǒng)所要求的功能，從而確定最終的傳動系統(tǒng)方案。1.4.2攤鋪機(jī)受料系統(tǒng)方案的初步確定受料系統(tǒng)由擋料板、搖臂、擺臂、擋料板液壓缸、料斗、料斗二級液壓缸、刮板輸送器等組成。其中，刮板輸送器是最重要的環(huán)節(jié)，刮板輸送器采用鏈傳動減速，并通過鏈傳動帶動刮板工作。1.4.3 傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)具體結(jié)構(gòu)的設(shè)計在確定了傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)方案后，下一步就是結(jié)合原始數(shù)據(jù)，展開各個部分

15、具體結(jié)構(gòu)的設(shè)計，然后結(jié)合上一步結(jié)構(gòu)設(shè)計中所得的數(shù)據(jù)，用autocad繪制部分零件的裝配圖和部分零件圖。 第二章 發(fā)動機(jī)選擇及傳動系統(tǒng)方案所設(shè)計的攤鋪機(jī)的重量為25.8噸，最大攤鋪寬度為9米。查相關(guān)資料，以ltu90型攤鋪機(jī)作為參考，進(jìn)行設(shè)計。這種攤鋪機(jī)攤鋪速度為：0-12m/min；行駛速度：0-40m/min；料斗容量為14t。2.1 發(fā)動機(jī)選擇車輛的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機(jī)的功率值。發(fā)動機(jī)功率越大，動力性能就越好。中型貨車柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速一般在1800-4000r/min之間，重型貨車柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速可取得低一些，取1400-1800r/min。根據(jù)以上數(shù)據(jù)，并結(jié)合同類型攤鋪機(jī)所選擇的發(fā)動

16、機(jī)型號，我們將該型號攤鋪機(jī)的發(fā)動機(jī)選為：bf6m1013c deutz 6缸水冷式、渦輪增壓中冷柴油發(fā)動機(jī)，輸出轉(zhuǎn)速為2300rpm，功率161kw，燃油箱容積為240l。這種發(fā)動機(jī)具有廢氣排放量低、耗油量低、噪音水平低的優(yōu)點(diǎn)。2.2 傳動系統(tǒng)方案確定9米攤鋪機(jī)屬于大型攤鋪機(jī)，它的傳動系主要包括分動箱、液壓系統(tǒng)、輪邊減速器。在整個傳動系中，有減速功能的部分有：分動箱和輪邊式減速器?，F(xiàn)代大型履帶式瀝青混凝土攤鋪機(jī)行駛驅(qū)動系統(tǒng)大都采用全液壓驅(qū)動方案，動力傳遞方式為分置式結(jié)構(gòu)，即發(fā)動機(jī)帶左、右變量泵，經(jīng)左、右液壓馬達(dá)后傳遞至左、右輪邊減速裝置，經(jīng)減速后驅(qū)動左、右履帶使機(jī)械行駛。動力傳遞路線如下圖：振

17、搗系統(tǒng)分動箱發(fā)動機(jī)左減速器左驅(qū)動輪左雙速馬達(dá)左變量泵右驅(qū)動輪右減速器右雙速馬達(dá)右變量泵 輸料系統(tǒng) 圖2-1 傳動系統(tǒng)動力傳遞路線圖由變量泵一變量馬達(dá)組成閉式變量液壓系統(tǒng)，且為雙泵一雙馬達(dá)組成的左右獨(dú)立驅(qū)動回路。液壓系統(tǒng)由變量泵、變量馬達(dá)、比例電磁閥、變量機(jī)構(gòu)、補(bǔ)油單向閥、溢流閥、梭閥、濾油器、補(bǔ)油泵和油箱組成。在這個系統(tǒng)中，變量泵即是液壓能源又是主要控制元件，通過比例電磁閥和變量機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)泵流量的大小和方向，就可以改變液壓馬達(dá)輸出速度的大小和方向。系統(tǒng)的最大工作壓力由溢流閥限定。最后，采用行星減速器減速，行星減速器中裝有濕式多片盤式制動器。這樣，兩邊回路進(jìn)行統(tǒng)一控制，即可聯(lián)動實(shí)現(xiàn)車輛的前進(jìn)、后退

18、及相應(yīng)的速度改變，又可分別動作，實(shí)現(xiàn)不同半徑的轉(zhuǎn)向或原地轉(zhuǎn)向。 第三章 傳動系統(tǒng)功率計算攤鋪機(jī)有兩種工作狀態(tài)，一種是攤鋪?zhàn)鳂I(yè)狀態(tài)：最大攤鋪寬度9m, 最大攤鋪寬度下的最大攤鋪厚度300mm, 頂推滿載20000kg 翻斗料車攤鋪, 最大縱坡度4上坡攤鋪, 攤鋪?zhàn)鳂I(yè)速度按6m/min；攤鋪機(jī)空車轉(zhuǎn)場狀態(tài)：按最大轉(zhuǎn)場行駛速度40m/min, 最大爬坡能力按20%。3.1 攤鋪?zhàn)鳂I(yè)狀態(tài):3.1.1 切線牽引力 f1=ff+fa+ft+fz式中：f1第一種狀態(tài)下的切線牽引力；ff 攤鋪機(jī)滾動阻力；fa 坡度阻力；ft 頂推阻力；fz 拖掛整平板的阻力。1、攤鋪機(jī)的滾動阻力ff ff=g+q1+q2f1

19、cos式中：g攤鋪機(jī)自重, 22104n；q1料斗內(nèi)混合料重量，14 104n；q2翻斗車重量10104n；f1滾動阻力系數(shù), 取0.08；地面縱坡度為4。于是, ff=3.671104(n)2、攤鋪機(jī)的坡度阻力fa fa=g+q1+q2sin=3.209104(n)3、攤鋪機(jī)的頂推阻力ft ft=ft1+ft2+ft3式中：ft1翻斗車滾動阻力；ft2翻斗車坡度阻力；ft3翻斗車剎車阻力。 ft1=q2+q3f2cos式中：q2翻斗車自重, 取10104n；q3料斗內(nèi)含料量, 取6104n；f2翻斗車的阻力系數(shù), 取0.08。于是, ft1=1.277104(n) ft2=q2+q3sin=

20、1.116104(n) ft3=q-q1f3式中：q翻斗車總重量, 取30104n；f3翻斗車的阻力系數(shù), 取0.1。于是, ft3=1.6104(n)因此, ft=ft1+ft2+ft3=3.993104(n)4、攤鋪機(jī)拖掛整平板的阻力fz fz=fz1+fz2式中：fz1混合料對整平板的摩擦阻力； fz2整平板推移混合料的阻力。 fz1=t1式中：t整平板的重力和一個大臂重量之和, 取3.8104n；1整平板與混合料的摩擦系數(shù), 取0.6。于是, fz1=2.28104(n) fz2=blhr2式中：b整平板的長度, 取9m；l料槽寬度, 取0.57m；h推移混合料的厚度, 取0.39m；

21、r料槽內(nèi)瀝青混合料的重度, 取1.5t/m3；2混合料的內(nèi)摩擦系數(shù), 取1。于是, fz2=3.001104(n)fz=fz1+fz2=5.281104 (n)因此, 攤鋪機(jī)在第一種狀態(tài)下的切線牽引力f1=ff+fa+ft+fz=16.154104(n) 3.1.2 車輪驅(qū)動力矩 m1=f1r式中：r車輪動力半徑, 亦即驅(qū)動鏈輪節(jié)圓半徑,取0.275m。于是, m1=f1r=4.442104(nm)3.1.3 驅(qū)動功率 p1=f1v1/x式中：v1攤鋪?zhàn)鳂I(yè)速度, 取6m/min； x行走機(jī)械效率。 x=nx-f1-/x式中：n履帶機(jī)械效率, 取0.960.97；x附著重量利用系數(shù), 取0.6；

22、額定滑轉(zhuǎn)率，取0.06。于是， x=0.752 p1=f1v1/x=21.48(kw)3.2 空車轉(zhuǎn)場狀態(tài)3.2.1 切線牽引力 f2=ff+fa式中：ff空車轉(zhuǎn)場滾動阻力；fa坡度阻力。 ff=g+tf1cos式中：=11.3, 由爬坡能力20%而得。于是，ff=2.024104 (n) fa=g+tsin=5.055104(n)因此,f2=ff+fa=7.079104(n) 3.2.2車輪驅(qū)動力矩 m2=f2r=1.947104(nm) 3.2.3 驅(qū)動功率 p2=f2v2/x式中：v2攤鋪機(jī)轉(zhuǎn)場行駛速度, 取40m/min (0.667m/s)。于是, p2=62.79(kw)。第四章

23、分動箱設(shè)計動力分動箱是將發(fā)動機(jī)功率傳遞給各個液壓泵。分動箱通過高位彈性聯(lián)軸器與發(fā)動機(jī)飛輪輸出端相連，攤鋪機(jī)分動箱是攤鋪機(jī)上的動力輸出機(jī)構(gòu)，采用一分四結(jié)構(gòu)。一路連接振搗系統(tǒng)的液壓泵，一路連接輸料系統(tǒng)的液壓泵，另兩路連接傳動系統(tǒng)的液壓泵。其傳動比分配如下：主行走系統(tǒng)轉(zhuǎn)速傳動比：(左右側(cè)獨(dú)立驅(qū)動) i1=1.156；供料系統(tǒng)聯(lián)接傳動比： i2=1.156；振搗、振動系統(tǒng)聯(lián)接傳動比：i3=1.156。圖4-1 分動箱傳動簡圖1彈性聯(lián)軸器 2輸入齒輪 3輸出部件 4箱體 5輸入罩殼6飛輪罩殼 7輸入齒輪 8輸入軸 9輸出齒輪 10輸出軸4.1齒輪的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)(1)按傳

24、動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2)減速器工作速度不是太高，所以選用7級精度（gb10095-88）；(3)選擇材料?？蛇x擇小齒輪的材料為45gr(調(diào)質(zhì))，硬度為330hbs；大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為270hbs，二者的材料硬度相差為60hbs；(4)選小齒輪的齒數(shù)為20，則大齒輪的齒數(shù)為201.15=23，取z2=23。2、按齒面接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計由設(shè)計公式進(jìn)行計算，即d1t2.323ktt1du+1uzeh2 選用載荷系數(shù)kt=1.3；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： t1=95.5105p0n11=95.510516123000.9=64.196104n.mm選定齒輪的齒寬系數(shù)d=1；

25、由表查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpa12；按齒面硬度由圖查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim1=1000mpa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限hlim2=800mpa；取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.90, khn2=0.95。3、計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得 h1=khn1lim1s=900mpah2=khn2lim2s=760mpa 4、計算接觸疲勞許用應(yīng)力(1)試算小齒輪分度圓的直徑d1t，帶入h中較小的值 d1t2.323ktt1du+1uzeh2 =2.3231.364.19610411.15+11.15189.87602=106.710mm(2)計

26、算圓周的速度v v=d1tn1601000=106.7102300601000=12.84m/s(3)計算齒寬bb=dd1t=1106.710=106.710mm (4)計算齒寬和齒高之比模數(shù)mt=d1tz1=106.71020=5.336mm齒高h(yuǎn)=2.25mt=2.255.336=12.005mm bh=106.71012.005=8.89(5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=12.84m/s；7級精度，可查得動載系數(shù)kv=1.12；直齒輪kh=kf=1 ；可得使用系數(shù)ka=1.25 ； 用插圖法查得7級精度，小齒輪懸臂布置時，kh=1.433； 由bh=8.89，kh=1.433，可得kf=1.35

27、；故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=1.251.1211.433=2.150 (6）按實(shí)際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t3kkt=106.71032.1501.3=126.193mm(7）計算模數(shù)m m=d1z1=126.19320=6.310mm5、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計彎曲強(qiáng)度的計算公式m32kt1dz12yfaysaf ； （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=720mpa，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限fe2=640mpa ； 2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)kfn1=0.85, kfn2=0.88；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由

28、式可得： f1=kfn1fe1s=0.857201.4=470.77mpa f2=kfn2fe2s=0.886401.4=433.23mpa計算載荷系數(shù)k k=kakvkfkf=1.251.1211.35=2.025查取齒形系數(shù)：yfa1=2.80；yfa2=2.69；4)查取應(yīng)力校正系數(shù)：ysa1=1.55，ysa2=1.575 ； 計算大，小齒輪的yfaysaf并加以比較： yfa1ysa1f1=2.801.55470.77=0.00922 yfa2ysa2f2=2.691.575433.23=0.00978大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算公式m322.02564.19610412020.0

29、0978=3.99mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān),取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4，按接觸強(qiáng)度計算得的分度圓直徑d1=126.193mm，算出小齒輪齒數(shù)： z1=d1m=126.1932032大齒輪的齒數(shù)z2=1.153237這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費(fèi)。6、幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑 d1=z1m=324=128mm d

30、2=z2m=374=148m(2)計算中心距 a=d1+d22=128+1482=138mm（3）計算齒輪的寬度 b=dd1=1128=128mm取b2=128mm，b1=133mm 對于標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，壓力角=20，齒頂高系數(shù)ha*=1，頂隙系數(shù)c*=0.25，現(xiàn)將齒輪基本參數(shù)列于下表：內(nèi)容直齒輪小齒輪大齒輪分度圓直徑d=mz128mm148mm齒頂高h(yuǎn)a=ha*m=m4mm齒根高h(yuǎn)f=ha*+c*m5mm全齒高h(yuǎn)=ha+hf=2.25m9mm齒頂圓直徑da=d+2ha136mm156mm齒根圓直徑df=d-2hf118mm138mm基圓直徑db=dcos120.28mm139.07mm齒距p=

31、m12.56mm基節(jié)pb=pcos11.80mm齒頂圓壓力角a=cos-1dbda27.8226.94中心距a=12d1+d2138mm4.2軸的設(shè)計與校核選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下：硬度為hbs220抗拉強(qiáng)度極限b640mpa屈服強(qiáng)度極限s360mpa彎曲疲勞極限-1275mpa剪切疲勞極限-1155mpa許用彎應(yīng)力-1=60mpa 4.2.1高速軸的計算和校核1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知n1= 2300 r/min，p1=154.56(kw)；查表可取a0=112； dmin=a03p1n1=1123154.562300=45.53mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

32、（1）擬定軸上零件的裝配方案如圖，從左到右依次為軸承端蓋、軸承、小齒輪。圖4-2 軸的結(jié)構(gòu)簡圖（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）軸的最小直徑是與聯(lián)軸器連接處的直徑d-。為了使所選的軸的直徑d-與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca=kat1。查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取ka=1.5，則tca=kat1=1.564.196=962.94n.m1120n.m，按照計算轉(zhuǎn)矩tca小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機(jī)械設(shè)計手冊，選ml6型梅花形彈性連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑d1=50mm，長度為l112mm，故取d-50mm,l-=84mm。右端采用軸肩定位,軸

33、肩的高度h=0.07d0.1d，取h=3.5 mm，則d-=57 mm。軸承端蓋的總寬度為10 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，故取l-=50 mm。2）初步選取滾動軸承。因?yàn)檩S主要受徑向力的作用，不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承。由于軸d-=57 mm，故軸承的型號為6012，其尺寸d=60mm，d=95mm, b=18mm。所以d-=d-=60mm，軸承用軸套定位，取l-=46mm，l-=18mm。3）取d-=70mm， l-=20mm，由于齒頂圓da=136mm2d-=140mm，所以做成齒輪軸，取l-=133mm，d-=70mm， l-=30mm。至此，已經(jīng)

34、初步確定了各軸段的長度和直徑。4）軸上零件的軸向定位。飛輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程）。5）確定軸上的倒角和圓角尺寸。取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑r=2mm。 3、計算過程（1）作用在齒輪上的力根據(jù)高速齒輪的受力分析得：fx=3507n，fy=1276n（2）計算支反力根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖（圖4-3），確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。故l1=123.5mm, l2=105.5mm,l= l1+l2=229mmx方向 mb=0,fnx1229-fx105.5=0 故fnx1=1616nf=0,故 fnx2=fx-fnx1=3507-1

35、294=1891ny方向 mb=0，fny1229-fy105.5=0 故fny1=588nf=0,故 fny2=fy-fny1=1276-588=688n（3)計算彎矩x平面彎矩：mx=fnx2l2=199500.5n.mmy平面彎矩：my=fny2l2=72584n.mm合成彎矩：m=mx2+my2=199500.52+725842=212294n.mm圖4-3 彎矩和扭矩圖根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖4-3）?？煽闯鯿截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的mx、my及m的值列于下表：載荷平面x平面y支反力fnx1=1616nfnx2=1891nfny1=588nfny2=

36、688n彎矩mx=199500.5n.mmmy=72584n.mm總彎矩mm=212294n.mm扭矩tt1=641960n.mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，可看出c為危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的t：t=641960n.mm（4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強(qiáng)度。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力ca=m2+t2w=2122942+0.664196020.1703=12.82mpa已由前面查得許用彎應(yīng)力-1=60mpa，因ca-1，故安全。4、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1)判斷危險截面截面a，只受扭矩

37、作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面a，均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，且受扭矩作用，因而只需校核截面即可。1)截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)：w=0.1d3=0.11283=209715.2mm3抗扭截面系數(shù)：wt=0.2d3=0.21283=419430.4mm3彎矩m為：m=212294123.5-66.5123.5=97982n.mm截面上的扭矩：t2=641960n.mm彎曲應(yīng)力：b=mw=97982209715.2=0.47mpa截面上的扭轉(zhuǎn)切力：t=t

38、2wt=641960419430.4=1.53mpa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及。因rd=5128=0.039，dd=12870=1.83，經(jīng)插值后查得=2.28，=1.83由圖查得軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.86，q=0.92故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k=1+q-1=2.10 k=1+q-1=1.76查得尺寸系數(shù)=0.67；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.81。軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)=0.92故得綜合系數(shù)值為： k=k+1-1=2.100.67+10.92-1=3.22 k=k+1-1=1.760.81+10.92-1=2.26查得炭鋼得特性系數(shù)=0.10.2，取 =0.1=0.050.1，取 =0.05所以軸在截面的右側(cè)的安全系數(shù)為 s=-1ka+m=2753.220.47+0.10=181.71 s=-1ka+m=1552.261.532+0.051.532=87.71 sca=sss2+s2=181.7187.71244.012+87.712=78.99s=1.5取s1.5，故右側(cè)安全。2)截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)：w=0.1d3=0.1703=34300mm3抗扭截面系數(shù)：wt=0.2d3=0.2703=68600mm3彎矩m為：m=212294123.5-66.5123.5=9798