米攤鋪機傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)的設(shè)計

1、J/x畢業(yè)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

2、提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；學(xué)校可以采用影印、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：傳動系統(tǒng)是連接發(fā)動機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，各部分之間乂通過花鍵、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，加入一些機械優(yōu)化設(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

3、的各大部分的功能和組成進行解析，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)ABSTRACTTransmissionsystemconnectingtheengineandTrafficsystem,ithasthefunctionsofchangingspeed,reversing,andinterruptingpower,andplayanimportantroleinthenormaldrivingofvehicles.ItismainlyconsistsofTransfercas

4、e,Hydraulicsystem,Wheelreducerandsomeothersmajorcomponents.Everypartofthesystemtomeetafunction,andwasconnectedwithsplineandflangeasawhole.ThefeedingSystemismainlyconsistsofblockplate,hydrauliccylinder,hopper,Scraperconveyorandothercomponents.Itcompletesthepaver'sfii'stpartofacyclejob,andhasa

5、majorimpactonthequalityofpaving.Inthispaper,withreferencingtosomeoftheexistingtypesofpavers,andthenaddingsomemechanicaloptimaldesign,planetarygeartransmission,hydraulicandotheraspectsofthinking,analyzingeverypartoftransmissionsystem'sandthefeedingsystem'sfunctionsandcomposition,andthenintegr

6、atethemasawhole.Iwishthatthispaperwillbehelpfulformoderndesignofthepaverdrivesystemandthefeedingsystem.KEYWORDS:transmissionsystem,powercalculation,hydraulicsystem,transfercase,thefeedingsystem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. 3yx*11.4. 1攤鋪機傳動系統(tǒng)方案的初步確定21.4.2 攤鋪機受料系統(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

7、2第二章發(fā)動機選擇及傳動系統(tǒng)方案32. 1發(fā)動機選擇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攤鋪作業(yè)狀態(tài)53.1.1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)73. 2.1切線牽引力74. 2.2車輪驅(qū)動力矩75. 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6. 2.1高速軸的計算和校核127. 2.2低速軸的計算和校核164.3 軸承強度的校核4. 3.1高速軸軸承的校核295. 3.2接行走泵軸處的軸承校核296. 3.3接振搗泵軸處的軸承校核297. 3.4接輸料泵軸處的軸承校核304.4 鍵的選型和校核30

8、1. 4.1高速軸處的鍵314. 4.2行走系統(tǒng)軸處的鍵315. 4.3振搗系統(tǒng)軸處的鍵316. 4.4輸料系統(tǒng)軸處的鍵324. 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液壓泵和馬達的選型438. 2.3鏈傳動的設(shè)計計算43結(jié)論45致謝46參考文獻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，這就促進了大機型、高精

9、度、自動化的工程機械市場的迅速發(fā)展。瀝青混凝土攤鋪機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)動機輸出的功率更好的傳遞給驅(qū)動輪。此外，攤鋪機受料系統(tǒng)是攤鋪機完成一個作業(yè)循環(huán)的第一環(huán)節(jié)，也是攤鋪機的重要組成部分。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、改善攤鋪機性能，減輕勞動強度，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)狀攤鋪機傳動系主要有機械傳動、液力機

10、械傳動、液壓傳動和電傳動四種形式。機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一馬達液壓系統(tǒng)即為液壓傳動的傳動系；電傳動就是在傳動系中發(fā)動機帶動發(fā)電機，發(fā)電機所發(fā)出的電能驅(qū)動電動機，再由電動機帶動驅(qū)動輪行走。20世紀60年代前，攤鋪機采用機械傳動系統(tǒng)，從發(fā)動機到驅(qū)動鏈輪之間都是機械機構(gòu)進行傳動，驅(qū)動不夠平穩(wěn)，并且零件磨損較嚴重。20世紀60年代以后，液壓傳動技術(shù)在攤鋪機中得到了推廣，液壓驅(qū)動逐漸取代機械驅(qū)動方式，使得機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

11、臂、擋料板液壓缸、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，減輕勞動強度，提高經(jīng)濟效益、生產(chǎn)效率和攤鋪質(zhì)量。1.3 課題研究的發(fā)展趨勢攤鋪機的發(fā)展趨勢主要有以下兒個方面：（1）高密實度攤鋪，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。從攤鋪機的發(fā)展趨勢可以看出，現(xiàn)在的大型攤鋪機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

12、傳動效率低的缺點，這也是未來攤鋪機傳動系發(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，對攤鋪機傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)進行設(shè)計，使其符合當(dāng)前攤鋪機傳動系統(tǒng)和受料系統(tǒng)的發(fā)展方向。1.4.1 攤鋪機傳動系統(tǒng)方案的初步確定根據(jù)攤鋪機設(shè)計要點，攤鋪寬度小于5-6m的中小型攤鋪機，機械傳動和液壓傳動并存；攤鋪寬度大于6m的大中型攤鋪機，選用液壓傳動為宜。

13、一開始就對攤鋪機傳動系統(tǒng)進行整體設(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U,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

14、各個部分具體結(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)動機選擇及傳動系統(tǒng)方案所設(shè)計的攤鋪機的重量為25.8噸，最大攤鋪寬度為9米。查相關(guān)資料，以LTU90型攤鋪機作為參考,進行設(shè)計。這種攤鋪機攤鋪速度為:0-12m/min；行駛速度:O-lOm/min；料斗容量為14to2.1發(fā)動機選擇車輛的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的功率值。發(fā)動機功率越大，動力性能就越好。中型貨車柴油機的轉(zhuǎn)速一般在1800-4000r/min之間，重型貨車柴油機的轉(zhuǎn)速可取得低一些，取1400-1800r/mino根據(jù)以上數(shù)據(jù)，并結(jié)合同類型攤鋪機所選擇的發(fā)

15、動機型號，我們將該型號攤鋪機的發(fā)動機選為：BF6M1013CDeutz6缸水冷式、渦輪增壓中冷柴油發(fā)動機，輸出轉(zhuǎn)速為2300rpm,功率161Kw,燃油箱容積為240L。這種發(fā)動機具有廢氣排放量低、耗油量低、噪音水平低的優(yōu)點。2.2傳動系統(tǒng)方案確定9米攤鋪機屬于大型攤鋪機，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)動機帶左、右變量泵，經(jīng)左、右液壓馬達后傳遞至左、右輪邊減速裝置,經(jīng)減速后驅(qū)動左、右履帶使機械行駛。動力傳遞路線如下圖:發(fā)動機

16、分動箱T左變量泵h左雙速馬忘it左減速器右雙速馬達右減速器圖2-1傳動系統(tǒng)動力傳遞路線圖由變量泵一變量馬達組成閉式變量液壓系統(tǒng)，且為雙泵一雙馬達組成的左右獨立驅(qū)動回路。液壓系統(tǒng)由變量泵、變量馬達、比例電磁閥、變量機構(gòu)、補油單向閥、溢流閥、梭閥、濾油器、補油泵和油箱組成。在這個系統(tǒng)中，變量泵即是液壓能源乂是主要控制元件，通過比例電磁閥和變量機構(gòu)調(diào)節(jié)泵流量的大小和方向，就可以改變液壓馬達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，兩邊回路進行統(tǒng)一控制，即可聯(lián)動實現(xiàn)車輛的前進、后退及相應(yīng)的速度改變，乂可分別動作，實現(xiàn)不同半

17、徑的轉(zhuǎn)向或原地轉(zhuǎn)向。第三章傳動系統(tǒng)功率計算攤鋪機有兩種工作狀態(tài)，一種是攤鋪作業(yè)狀態(tài)：最大攤鋪寬度9叫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，攤鋪作業(yè)速度按6m/niin；攤鋪機空車轉(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 攤鋪作業(yè)狀態(tài)：3.1.1 切線牽引力Fi=Ff+Fa+%+Fz式中：Fi第一種狀態(tài)下的切線牽引力；Ff一攤鋪機滾動阻力；Fa坡度阻力；匕一頂推阻力；Fz一拖掛整平板的阻力。1、攤鋪機的滾動阻力FfFf=(G+Q+Q2)cosa式中：G一攤鋪機自重，22X104N：Qi料斗內(nèi)混

18、合料重量，14X104N；Q2一翻斗車重量10X104N；fl一滾動阻力系數(shù)，取0.08：a一地面縱坡度為4。于是，F(xiàn)f=3.671X104(N)2、攤鋪機的坡度阻力FaFa=(G+Qi+Q2)-sina=3.209X104(N)3、攤鋪機的頂推阻力KFt=Fh+Ft2+Ft3式中：%一翻斗車滾動阻力；%一翻斗車坡度阻力；%一翻斗車剎車阻力。Fti=(Q2+Q3>f2.cosa式中：Q2一翻斗車自重，取10X104N；Q3一料斗內(nèi)含料量，取6X104N；f2一翻斗車的阻力系數(shù)，取0.08。于是，F(xiàn)tl=1.277x104(N)Ft2=(Q2+Q3),sina=1.116X104(N)Ft

19、3=(Q-Ql)43式中:Q一翻斗車總重量,取30X104N；f3一翻斗車的阻力系數(shù)，取0.1。于是，%=1.6x104(N)因此,Ft=F”+%+%=3.993X104(N)4、攤鋪機拖掛整平板的阻力乙Fz=Fzi+Fz2式中：Fz1一混合料對整平板的摩擦阻力；Fz2一整平板推移混合料的阻力。Fzi=T"i式中：T一整平板的重力和一個大臂重量之和，取3.8X104N；由一整平板與混合料的摩擦系數(shù)，取0.6。于是，F(xiàn)Z1=2.28X104(N)Fz2=BLHr,口2式中：B一整平板的長度，取9m；L一料槽寬度，取0.57m；H一推移混合料的厚度，取0.39m；r一料槽內(nèi)瀝青混合料的重

20、度，取1.5t/n13；卜i2混合料的內(nèi)摩擦系數(shù)，取1。于是，F(xiàn)z2=3.001X104(N)Fz=Fzi+Fz2=5.281X104(N)因此，攤鋪機在第一種狀態(tài)下的切線牽引力Fi=Ff+Fa+Ft+Fz=16.154X104(N)3.1.2 車輪驅(qū)動力矩M=FR式中：R一車輪動力半徑，亦即驅(qū)動鏈輪節(jié)圓半徑，取0.275m。于是，Mi=FiR=4.442X104(Nm)3.1.3驅(qū)動功率Pi=F-Vi/小式中：V1一攤鋪作業(yè)速度，取6m/niin；%一行走機械效率。%=nn(<px-0,(1-b)/q)x式中:加一履帶機械效率,取0.960.97；附著重量利用系數(shù)，取0.6；8額定滑轉(zhuǎn)

21、率，取0.06。于是，%=0752P1=F1-V1/nx=21.48(Kw)3. 2空車轉(zhuǎn)場狀態(tài)4. 2.1切線牽引力P2=Pf+Pa式中：Ff一空車轉(zhuǎn)場滾動阻力；Fa一坡度阻力。Ff=(G+T)8cosa1式中：a'=11.3°,由爬坡能力20%而得。于是，F(xiàn)f=2.024X104(N)F；=(G+T)sin>=5.055X104(N)因此,Fz=Ff+Fa=7.079X104(N)5. 2.2車輪驅(qū)動力矩M2=F2-R=1.947X104(Nm)6. 2.3驅(qū)動功率Pz=2*V2/nx式中：V2一攤鋪機轉(zhuǎn)場行駛速度，取40m/niin(0.667m/s)o于是，P2

22、=62.79(Kw)o第四章分動箱設(shè)計動力分動箱是將發(fā)動機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)動機飛輪輸出端相連，攤鋪機分動箱是攤鋪機上的動力輸出機構(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)獨立驅(qū)動)ii=1.156：供料系統(tǒng)聯(lián)接傳動比：ihl.156；振搗、振動系統(tǒng)聯(lián)接傳動比：iAl.156°圖4-1分動箱傳動簡圖1一彈性聯(lián)軸器2輸入齒輪3一愉出部件4一箱體5輸入罩殼6飛輪罩殼7輸入齒輪8輸入軸9一輸出齒輪10一輸出軸7. 1齒輪的設(shè)計1、選定齒輪的類型，精度等級

23、，材料以及齒數(shù)(1)按傳動方案，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)為數(shù)，則大齒輪的齒數(shù)為20x1.15=23,取Z2=23。2、按齒面接觸強度進行設(shè)計由設(shè)計公式進行計算，即d“N2.32尊手周選用載荷系數(shù)左二1.3；計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：95.5X1(PxPo95.5x105x161ATi=r)i=2300-x0,9=64.19610加mm選定齒輪的齒寬系數(shù)0d

24、=i：由表查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8MPa按齒面硬度由圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。川gi=lOOOMpa,大齒輪的接觸疲勞強度極限。川加2=800MPa.取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.90,Khnz=0.95O3、計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)5二1,得r1Khni51mlaH,=-=900MPaJLOrtK<n夕IE12oi2=§=760MPa4、計算接觸疲勞許用應(yīng)力(1)試算小齒輪分度圓的直徑山口帶入口不中較小的值22.32愕-匐=2.3231.3x64.196x1041.15+1/189.8x2,海)=106.710mm計算圓周的速度Vndu

25、n：nx106.710x2300V=-60X100()一計算齒寬b60x100()=12.84m/sb=d,du=1x106.710=106.710mm(4)計算齒寬和齒高之比小皿/106.710枳數(shù)mt=了=-2o=5.336mm齒高h=2.25mt=2.25x5.336=12.005mmb106,710h=12.005=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)&=1.12；直齒輪K|Ia=KFa=l,可得使用系數(shù)=1.25.用插圖法查得7級精度，小齒輪懸臂布置時，【即=1.433；由：=8.89,K耶=1.433,可得小=1.35：故載荷系數(shù)K=

26、KAKvKHaKHp=1.25x1.12x1x1.433=2.150（6）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dj=du=106.710x=126.193mm（7）計算模數(shù)IDdi126.193m=五=-2Q-=6.310mm5、按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的計算公式mN6焉倍弱；（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度極限。fei=720MPa,大齒輪的彎曲強度極限Ofe2=640MPa.2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=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=L4,由式可得:rIKfnBfei0.85x720詞=470.77MPa

27、ri繇2。陽？0.88x640ofL=c=r7=433.23MPa«OAI0計算載荷系數(shù)KK=KAKvKFaKFp=1.25x1.12x1x1.35=2.025查取齒形系數(shù)：Yfe=2.80；Yfh2=2.69；4)查取應(yīng)力校正系數(shù)：Ysai=L55,YSa2=1.575.計算大，小齒輪的鬻并加以比較：YfxYm2.80x1.55=470.77=000922=0.00978433.23丫加丫山22.69x1.575大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算公式mN 3(2 x 2.025 x 64.196 x 1041 x 2()2X 0.00978 = 3.99mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞

28、強度計算的模數(shù)ID大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強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)，取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4,按接觸強度計算得的分度圓直徑di=126.193mm,算出小齒輪齒數(shù):<11126.193Z1=m=0«32大齒輪的齒數(shù)Z2=1.15X32u37這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，乂滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費。6、幾何尺寸的計算(1)計算分度圓直徑山=Zjm=32x4=128mmd2=Z2m=37x4=148m(

29、2)計算中心距di+d2128+148a=-2-=2=138mm(3)計算齒輪的寬度b=，,山=1X128=128mm取B2=128mm,B】=133mm對于標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，壓力角。=20。，齒頂高系數(shù)h：=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ha=ham=m4mm齒根高hf=(h；+c*)m5mm全齒高h=ha+hf=2.25m9mm齒頂圓直徑da=d+2ha136mm156mm齒根圓直徑df=d-2hf118mm138mm基圓直徑也=dcosa120.28mm139.07mm齒距p=nm12.56mm基節(jié)Pb=

30、p,cosa11.80mm齒頂圓壓力角aa=cos-1(db/da)27.82°26.94°中心距a=1(d1+d2)138mm4.2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HBS=220抗拉強度極限。B=640MPa屈服強度極限。s=360MPa彎曲疲勞極限。i=275MPa剪切疲勞極限T1=155MPa許用彎應(yīng)力匕-i】=60MPa4.2.1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)可知叫:2300r/min,P1=154.56（kW）；查表可取Ao=112.dmin=Ao；2=112=4553mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定

31、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diH。為了使所選的軸的直徑diii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=KA。查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取心=1.5,則Tea=KaTi=1.5x64.196=962.94N.m<1120/V.m,按照計算轉(zhuǎn)矩Tea小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機械設(shè)計手冊，選ML6型梅花形彈性連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑Ch=50mm,長度為L=112mm,故取d1n=50mmJin=84mmo右端采用軸肩定

32、位，軸肩的高度h=0.07d0.1d【，取h=3.5mm,則dIIDI-57mmo軸承端蓋的總寬度為10mm,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hi-m二50mm。2）初步選取滾動軸承。因為軸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dn-DJ=57mm,故軸承的型號為6012,其尺寸d=60mm,D=95mm,B=18mmo所以dm-w=dw-印=60mm,軸承用軸套定位，取Imiv=46mm,喻冏=18mm。3）取d1Vv=70mm,11Vv=20mm,由于齒頂圓da=136mmV2dlvv=140mm,所以做成齒輪軸，取“vi=133mm,dvi

33、vn=70mm,1Vl加=30mmo至此，已經(jīng)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2X45°,各軸肩處的圓角半徑R=2nmio3、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）,確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故Li=123.5mm,L2=105.5mm,L=+L2=229mmX方向£Mb=0,FnxiX229-FXX105.5=0故Fnx

34、i=1616N£F=0,故Fnx2=Fx-Fnxi=3507-1294=1891NY方向EMb=0,Fnyix229Fyx105.5=0故Fnyi=588NSF=0,故Fnyz=Fy-Fnyi=1276-588=688N（3）計算彎矩X平面彎矩：Mx=Fnx2,L2=199500.5N.mmY平面彎矩:My=Fnyz,。=72584N.mm合成彎矩：M=網(wǎng)+Mg=a/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）?？煽闯鯟截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的Mx、M、，及M的值列于下表:載荷平面X平面Y

35、支反力Fnxi=1616NFNX2=1891NFnyi-588NFny2=688N彎矩Mx=199500.5N.mmMY=72584N.mm總彎矩MM=212294N.mm扭矩T%=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)力校核軸的強度進行校核時，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）的強度。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力JM2+（aT）2J2122942+（0.6X641960）2aca=12.82MPaW0.1x703已由前面查得許用彎應(yīng)力o-

36、=60MPa,因。J故安全。4、精確校核軸的疲勞強度(1)判斷危險截面截面A,H,III,IV只受扭矩作用，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度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面a,n,in,iv均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，且受扭矩作用，因而只需校核截面V即可。1)截面V右側(cè)抗彎截面系數(shù)：w=O.ld3=0.1x1283=209715.2mm3抗扭截面系數(shù):Wt=0.2d3=0.2x1283=419430.4mm3彎矩M為：M=212294x=97982N.mm截面上的扭矩：T2=6419

37、60N.mmM97982彎曲應(yīng)力：3)=w=旃五冠=0,47MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切力：Ty=7'=494304=1.53MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)%及%。阮=磊=0.039,。=詈=1.83,經(jīng)插值后查得%=2.28,aT=1.83由圖查得軸的材料的敏性系數(shù)為%=°£6,=0.92故有效應(yīng)力集中系數(shù)為ko=l+qa(aa-l)=2.10kT=14-qT(aT-1)=1.76查得尺寸系數(shù)=°£7：扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)081。軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)%=優(yōu)=0.92故得綜合系數(shù)值為：.匕12.101%=/甯T=菽+演T=3.22.k,1

38、1.761%=+僅-1=麗+嬴T=2.26查得炭鋼得特性系數(shù)(Pa=010.2,取=0.1(Pt=0.050.1,取(pT=0.05所以軸在截面V的右側(cè)的安全系數(shù)為*275=Km+<po%=3.22x0.47+0.1x0=18171t-11S5St=2.26x/+0.05x等=87,71SoSt181.71x87.71LSc，=高覆=244.0P+87.7P=78'"»，=15取S=L5,故V右側(cè)安全。2)截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=O.ld3=0.1x703=34300mm3抗扭截面系數(shù):WT=0.2d3=0.2x703=68600mm彎矩M為：M=2122

39、94x=97982N.mmJL/JQ截面上的扭矩：T2=641960N.mm彎曲應(yīng)力：O|)=討=荻而=2.86MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切力：5=品=M黑=9.36MPa過盈配合處的h/%的值，用插入法求出，并取=0.8%/4，=3.48則X/j=0.8X3.48=2.78軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)0。=0T=0.92故得綜合系數(shù)值為：,ko11%、+1=3.48+諛,11%=+以-1=2.78+頡-1=3.57-1=2.87查得炭鋼得特性系數(shù)(pCT=0.10.2,取(po=0.1(Pt=。.050.1,取(Pt=。05所以軸在截面V的右側(cè)的安全系數(shù)為275Sc=Koa.+<poam=3

40、.57x2.86+0.1x0=26.93t-i15536036=1L342.87xz-+0.05xz26.93x11.34Sca=,2cc.2-=10.45»S=1.5caJSRSK26.932+11.342取s=L5,故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。4.2.2低速軸的計算和校核擬定軸的裝配方案:圖4-4軸的結(jié)構(gòu)簡圖一、接行走系統(tǒng)的軸1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知也二:=舒=1989.19r/min：111%）0功率按P2=40（kW）計算；查表可取A。=112.dmin=Ao；2=112X191

41、9=30.46mm2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tch=KaT2。查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取【a=1.5,則Tea=KaT2=1.5x192.04=288.06N.rn<710N.m,按照計算轉(zhuǎn)矩冗就、于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機械設(shè)計手冊，選ML5型梅花形彈性聯(lián)軸器。直徑d-=-切=45m；dj一山=55mm；dq-w=60mm.djy-v=50mm.dq一舊=42mm.35mmo長度取11n=25mm.Iq=35mm1山=12mm.1氏丫=124mm；lvvi=58mm；1叫vn=50mm；lynvn=60mni。（2）初選滾動軸

42、承。因軸承只受徑向力的作用，故選取深溝球6309型，由機械設(shè)計手冊查得軸承參數(shù)：軸承寬度：B=25mm。（3）軸上零件的周向定位。齒輪、泵與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸。取軸端倒角為2X45°,各軸肩處的圓角半徑為R2mn）o3、計算過程1.根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖（圖4-5）o確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故Li=123.5mm,L2=105.5mm,L=Lj+L2=229mm1)計算支反力et”一j.q人2T22x19.024X104作用在低速軸上的Ft?=人=148=2571NFr2=F(2tana=2

43、571xtan20°=936NX平面方向£Mb=0,FNxiX229-Ft2X105.5=0故Fnxi=1184N£F=0,故Fnx2=Ft2-Fnxi=2571-1184=1387NY平面方向EMb=O,Fnyix229Fr2x105.5=0故Fnyi=431N£F=0,故Fny2=F2-Fnyi=936-431=505N圖4-5彎矩和扭矩圖2）計算彎矩水平面彎矩：Mx=Fnx2,L2=146328.5N.mm垂直面彎矩:my=Pnyz,L2=53277.5N.mm合成彎矩：M=v'Mx+M?=v'146328.52+53277.52=

44、155726N.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X平面Y平面支反力Fnxi=H84NFNX2=1387NFnyi=431NFny2=505N彎矩Mx=146328.5N.mmMY=53277.5N.mm總彎矩MM=155726N.mm扭矩TT2=192040N.mm5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時.，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Jm2+(aT)2J1557262+(0.6x192040)2aca=-=15,5

45、MPa<60MPaW0.1x503已由前面查得許用彎應(yīng)力卜i】二60MPa,因。J故安全。6.精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，并受扭矩作用，故只需校核截面V即可。1)截面V右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=O.ld3=0.1x453=9112.5mm3抗扭截面系數(shù):WT=0.2d3=0.2x453=18225mm3彎矩M為：M=155726x=67161N.mm截面上的扭矩：T2=192040N.mm_.M67161彎曲應(yīng)力：5)=討=gig=7.37MPaT2192040截面上的扭轉(zhuǎn)切力：b=訶=不標(biāo)=1054MPa截

46、面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)%及%。因;=京=0.044,。=郎=1.11,經(jīng)插值后查得%=2.0,aT=1.38由附圖查得軸的材料的敏性系數(shù)為q0=0.821qT=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為ko=H-qff(aff-l)=1.82kT=1+qT(xT-1)=1.32查得尺寸系數(shù)=672,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)二064：軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)%=件=0.92故得綜合系數(shù)值為:匕11.821%=1+制-1=荻+麗1-1=2.61.k.11.321%=工+國-1=麗+菽-1=L66查得炭鋼得特性系數(shù)(pCT=0.10.2,取<po=0.1(Pt0-050.1,取甲丁=0.05所以軸在

47、截面VI的右側(cè)的安全系數(shù)為n1_275S。=K必+<p00m=2.61x737+0.1x0=143°T-i155ST=q+9T=10.54AArios4=17.20仆心-i166X+0.05xSoSt14.30x17.20一Sca=商q=-7=5=5=11.00»S=1.5CaylSl+S?71430+1720取s=L5,故V右側(cè)安全。2)截面V左側(cè)抗彎截面系數(shù)：w=O,ld3=0.1x503=12500mm3抗扭截面系數(shù)：WT=0.2ds=0.2x5()3=25000mm3八,105.5-60彎矩M為:M=155726x而=67161N.mm截面上的扭矩：12=19

48、2040N.mm1M67161方曲應(yīng)力：O)=w=珍麗=5,37MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切力：TT=A'=7.68MPaVrrP乙JUUU過盈配合處的k。/%的值，由插入法求出，并取=0.8%/%,%司=3.48則k/j=0.8X3.48=2.78軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)%=0T=0.92故得綜合系數(shù)值為：,%11%=1=3.48+麗=3.57,k«11%=三+反-1=2.78+菽-1=2.87查得炭鋼得特性系數(shù)(pa=0.10.2,取(pa=0.1(pT=0.050.1,取7=0.05所以軸在截面VI的右側(cè)的安全系數(shù)為275=14.34a Km + <p必St +（P

49、iTmSOSX 14.34 x 13.82_Sca =. 0=憶 sc.2 = 9.95 » S = 1.5i3.57x5.37+0.1x0155=778768=13.822.87xz-+0.05xzca樞+S?71434+13.82Z取s=L5,故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。二、接振搗系統(tǒng)的軸1、初步估算軸的最小直徑由前面的傳動裝置的參數(shù)可知由二號=常=1989.19r/min：111%）0功率按P3=20（kW）計算；查表可取Ao=112.dmin=Aog=112x1919=24.17mm2、根據(jù)軸向定位的要求

50、確定軸的各段直徑和長度。（1）選取聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tch=KaT2。查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取心=1.5,則Tea=KaT2=1.5x96.02=144.03N.m<710Mm,按照計算轉(zhuǎn)矩Tea小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機械設(shè)計手冊，選ML5型梅花形彈性聯(lián)軸器。（2）確定軸的各段直徑和長度直徑d1n=dvVI=40mm.dnDI=50mm.dgin=55mm.d（vv-45mm.dyj=37mm；dynvn=30mm。長度取11_n=23mm；1ii_3=34mm血_w=12mm,lw-V=124mm.lyvi-57mm.1*vg=50mm；lyuvn=60mni。（3）

51、初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選取深溝球6308型，由機械設(shè)計手冊查得軸承參數(shù)：軸承寬度：B=23mm。（4）軸上零件的周向定位。齒輪、泵與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（5）確定軸上的圓角和倒角尺寸。取軸端倒角為2X45°,各軸肩處的圓角半徑為R=2mm。3、計算過程（1）根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖（圖4-6）o確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故Li=123.5mm,L2=105.5mm,L=+L2=229mmD計算支反力士去I兒人2T32x9.602x104作用在低速軸上的Ft3=其=定=1298NFr3=Fgtana=1298x

52、tan20°=472NX平面方向£Mb=o,FnxiX229-F(3x105.5=0故Fnxi=598N£F=0,故Fnx2=3-Fnxi=1298-598=700N丫平面方向£Mb=o,Fnyix229-Fr3x105.5=0故Fnyi=217N卻=0,故Fnyz=Fr3-Fnyi=472-217=255N圖4-6彎矩和扭矩圖2)計算彎矩水平面彎矩：MX=FNX2k=73850N.mm垂直面彎矩:My=Fnyz,L2=26902.5N.mm合成彎矩：M=+Mg=x/738502+26902.52=78598N.mm根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖

53、?？煽闯鯟截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的Mx、My及M的值列于下表：載荷X平面Y平面支反力Fnxi=598NFnx2=700NFnyi=217NFny2=255N彎矩Mx=73850N.mmMY=26902.5N.mm總彎矩MM=78598N.mm扭矩TT3=96020N.mm4、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度進行校核時，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)的強度。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力Jm2+(aT)2,785982+(0.6x96020)2aca=-=10.69MPa<60MPaW0.1x453已由前面查得許用彎應(yīng)力值J=60M

54、Pa,因。1,故安全。5、精確校核軸的疲勞強度(1)判斷危險截面從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重，并受扭矩作用，故只需校核截面V即可。1)截面V右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W=O,ld3=0.1x403=6400mm3抗扭截面系數(shù):WT=0.2d3=0.2x403=12800mm3彎矩M為：M=78598x=33898N.mm截面上的扭矩：T3=96020N.mm彎曲應(yīng)力：5)=w=不而=5.30MPa截而上的扭轉(zhuǎn)切力：5=3=M=7.50MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)1及%。因;=嘉=0.05,。=卷=1.13,經(jīng)插值后查得%=2.03,0r=1.44由附圖查得軸的材料的敏性系數(shù)為qa=0.82,qT=0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k。=1+q式/-1)=1.84kT=1+qT(aT-1)=1.37查得尺寸系數(shù)%二076：扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)、二067。軸按磨削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)%=優(yōu)=0-92故得綜合系數(shù)值為：1.841=1+-1 =函 +詼- 1