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南昌航空大學科技學院學士學位論文 1 目 錄 1 緒 論............................................................1 1.1帶式輸送機的發(fā)展與現(xiàn)狀 ..................................1 1.2國外煤礦用帶式輸送機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 ..................2 1.3 國內(nèi)煤礦用帶式輸送機的技術現(xiàn)狀及存在的問題： ............3 1.4我國煤礦用帶式輸送機的發(fā)展 ..............................4 2．傳動裝置的總體設計 .................................6 2.1 擬定傳動方案 ............................................6 2.2 選擇原動機—— 電動機 ....................................6 2.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 ................9 2.4 算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .............................10 3 傳動零件的設計計算 .................................12 3.1 減速箱外傳動零件—— 帶傳動設計 .........................12 3.2 減速器內(nèi)傳動零件—— 高速級齒輪設計 .....................15 3.3 減速器內(nèi)傳動零件—— 低速級齒輪設計 .....................20 3.4 軸的設計—— 輸入軸的設計 ...............................24 3.5 軸的設計—— 輸出軸的設計 ...............................27 3.6 軸的設計—— 中速軸的設計 ...............................31 4 部件的選擇與設計 ...................................31 4.1 軸承的選擇 .............................................31 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算 .....................32 4.3 滾動軸承的潤滑和密封 ...................................34 4.4 聯(lián)軸器和軸承端蓋的選擇 .................................35 4.5 其它結(jié)構(gòu)設計 ...........................................35 4.6 箱體 ...................................................38 全文總結(jié)． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ． ．40 參考文獻 .............................................41 致 謝 ...............................................42 南昌航空大學科技學院學士學位論文 1 1 緒 論 現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展導致能源消耗的激增，隨之而來的是與工業(yè)生產(chǎn)相關的運輸 設備有了長足的進步。在帶式輸送機方面，隨著運行阻力計算方法、動力學分 析、高張力輸送帶設計、接頭分析、清掃和監(jiān)控技術、PLC 技術的應用，帶式 輸送機以廣泛應用在礦山、冶金、煤炭等部門，并在長距離輸送機、轉(zhuǎn)彎輸送 機、雙向輸送機、垂直提升輸送機和氣墊帶式輸送機等方面取得了新的發(fā)展。 帶式輸送機由于具有長距離連續(xù)運輸、運輸量大、運行可靠、效率高和易 于自動化等優(yōu)點，現(xiàn)在國外高產(chǎn)高效礦井，順槽可伸縮帶式輸送機主要參數(shù)一 般為：運距為 1200～2000～3000M，帶速為 3.5～ 4m/s，輸送量為 2500～3000t/h，驅(qū)動總功率為 1500～3000kw、最大達 11000kw。目前國產(chǎn)帶 式輸送機的主要參數(shù)要比國外低得多，運行性能尤其是工作可靠性差距更大。 輸送帶是帶式輸送機的承載構(gòu)件，帶上的物料隨帶一起運行，根據(jù)需要物 料可在輸送機端部和中部位置卸下。輸送帶用旋轉(zhuǎn)地托輥支撐，運行阻力小。 帶式輸送機可沿水平和傾斜路線布置，在輸送原煤時，設計向上的最大輸送角 一般為 17o～18o；向下最大輸送傾角一般為 15o～16o。當采用花紋輸送帶加 之采取其他相應措施上運傾角可高達 28o～29o；下運傾角可達 25o～28o。當 采用某些特殊措施時，可實現(xiàn)更大的運輸傾角，乃至垂直提升。 本課題的研究意義與目的在于，本課題所涉及的帶式輸送機為地面上運、 長距離輸送機，其所需要解決的主要問題在于軟啟動問題以及拉緊裝置的選取， 同時需要大工作量的計算，而且還需考慮多級驅(qū)動與功率平衡問題。 [1] 1.1帶式輸送機的發(fā)展與現(xiàn)狀 長距離、大運量、高速是帶式輸送機的最新發(fā)展方向。與其他運輸設備 (如機車類)相比，帶式輸送機不僅具有長距離(單機長度可達 5000米，而且可 以實現(xiàn)多機進行串聯(lián)搭接，運距可達 206km )、大運量、連續(xù)運輸?shù)奶攸c，而 南昌航空大學科技學院學士學位論文 2 且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中控制，經(jīng)濟效益十分明顯。帶式輸送機運 行維護費用遠遠低于公路汽運方式，而且只要生產(chǎn)時間超過 5年，帶式輸送機 輸送方式比公路汽運的總投資要小得多，所以在企業(yè)的生產(chǎn)過程中，凡能實現(xiàn) 帶式輸送機輸送的場合，一般都采用連續(xù)的帶式輸送機輸送。與其他設備相比， 帶式輸送機有以下優(yōu)點： (1)輸送物料種類廣泛； (2)輸送能力范圍寬； (3)輸送線路的適應性強； (4)靈活的裝卸料，可以靈活實現(xiàn)一點或多點受料或卸料； (5)可靠性和安全性高； (6)費用低。 1.2國外煤礦用帶式輸送機技術現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 國外對于長距離地面輸送帶式輸送機的研究和使用較早，主要用于港口、 鋼廠、水泥廠、礦山等場合。帶式輸送機也是煤礦最為理想的高效連續(xù)運輸設 備，特別是煤礦高產(chǎn)高效現(xiàn)代化的大型礦井，帶式輸送機己成為煤炭高效開采 機電一體化技術與裝備的關鍵設備。 國外帶式輸送機技術的發(fā)展主要表現(xiàn)在三個方面： (1)帶式輸送機功能多元化、應用范圍擴大化，如大傾角帶式輸送機、管 狀帶式輸送機、空間轉(zhuǎn)彎帶式輸送機等各種機型； (2)帶式輸送機本身的技術向長運距、大運量、高帶速等大型帶式輸送機 方向發(fā)展； (3)帶式輸送機本身關鍵零部件向高性能、高可靠性方向發(fā)展。 在煤礦井下，由于受環(huán)境條件的限制，其帶式輸送機的技術指標要比地面 用帶式輸送機的指標為低。國外通常使用的帶式輸送機的主要技術指標如表 1.1所示。 [1] 南昌航空大學科技學院學士學位論文 3 表 1.1 國外帶式輸送機的主要技術指標 國外 300--500萬 t/a高產(chǎn)高效礦井 主要參數(shù) 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（m） 2000～3000 >3000 帶速（m/s） 3.5～4 4～5，最高達 8 輸送量（t/h） 2500～3000 3000～4000 驅(qū)動總功率 （kw） 1200～2000 1500～3000，最大達 10100 1.3 國內(nèi)煤礦用帶式輸送機的技術現(xiàn)狀及存在的問題： 從 20世紀 80年代起，我國煤礦用帶式輸送機也有了很大發(fā)展，對帶式輸 送機的關鍵技術研究和新產(chǎn)品的開發(fā)都取得了可喜的成果，輸送機產(chǎn)品系列不 斷增多，從定型的 SDJ, SSJ, STJ, DT等系列發(fā)展到多功能、適應特種用途的 各種帶式輸送機系列，但這一階段的發(fā)展大都基于我國 70年代前后引進帶式 輸送機的變形和改進，主體結(jié)構(gòu)沒有大的變化。進入 90年代后，隨著煤礦現(xiàn) 代化的發(fā)展和需要，我國對大傾角帶式輸送機、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮帶 式輸送機及長運距、大運量帶式輸送機及其關鍵技術、關鍵零部件進行了理論 研究和產(chǎn)品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術和中間驅(qū)動與智能化控制等技術，研制成 功了軟啟動和制動裝置以及 PLC控制為核心的防爆電控裝置。隨著我國煤礦高 產(chǎn)高效礦井的發(fā)展，煤礦井下帶式輸送機到目前己達到表 1.2所示的主要技術 指標。 表 1.2 國內(nèi)帶式輸送機的主要技術指標 主要參數(shù) 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（m） 2000～3000 >4500 帶速（m/s） 2.5～4.5 3-5 南昌航空大學科技學院學士學位論文 4 輸送量（t/h） 1500～3000 2000～3000 驅(qū)動總功率（km） 900～1600 1500～3000 從表 1.1和表 1.2的比較可以看出，我國煤礦高產(chǎn)高效礦井配套國產(chǎn)帶式 輸送機的水平基本達到了國際水平。目前，在帶式輸送機產(chǎn)品中，主要存在的 問題但關鍵零部件的可靠性水平還有待于進一步提高。 在煤礦井下，由于煤層和井下地質(zhì)結(jié)構(gòu)等原因，有時不得不采用下運帶式 輸送機。由于下運方式對制動技術、可靠性、安全性等要求較高，在礦井開拓 及運輸方式設計時，大都盡量避免下運運輸方式，這也是目前下運帶式輸送機 應用較少的原因。 [1] 1.4我國煤礦用帶式輸送機的發(fā)展 （1）大型化、智能化 為了適應高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要，帶式輸送機的運輸能力要加大， 控制自動化水平要提高，長運距、高帶速、大運量、大功率是帶式輸送機今后 發(fā)展的必然趨勢。在今后的 10年內(nèi)，輸送量要達到 4000～5000t/h，帶速要提 高到 6m/s，順槽可伸縮輸送機頭部集中驅(qū)動要達到 3000米，對于固定強力帶 式輸送機要達到 5000米，單機驅(qū)動功率 1000～1500KW,輸送帶要達到 PVG3150 和 ST6000以上。 （2）提高關鍵零部件的性能和可靠性 設備開機率的高低主要取決于輸送機關鍵零部件的性能和可靠性。而 要提高關鍵零部件的性能和可靠性，除了進一步完善和提高現(xiàn)有零部件的性能 和可靠性外，還要不斷開發(fā)研究新的技術和零部件，如高性能可控軟啟動技術、 動態(tài)分析與監(jiān)控技術、高效儲帶裝置、快速自移機尾、高壽命托輥等，使帶式 輸送機的性能進一步提高。 （3）擴大功能，一機多用化 帶式輸送機是一種理想的連續(xù)運輸設備，但目前其效能還沒有充分發(fā)揮， 資源有所浪費。如將帶式輸送機結(jié)構(gòu)作適當修改，并采取一定的安全措施，就 南昌航空大學科技學院學士學位論文 5 可拓展到運人、運料或雙向運輸?shù)裙δ?，做到一機多用，使其發(fā)揮最大的經(jīng)濟 效益。 （4）開發(fā)專用機種 圖１－１ｔｄ７５型固定式帶式輸送機 中國煤礦的地質(zhì)條件差異較大，在運輸系統(tǒng)的布置上經(jīng)常會出現(xiàn)一些特殊 要求，如彎曲、大傾角(>25°)直至垂直提升、長運距下運帶式輸送機等，而 有些場合常規(guī)的帶式輸送機是無法滿足要求的。為了滿足煤礦井下的某些特殊 要求，應開發(fā)滿足這些特殊要求帶式輸送機，如波紋擋邊輸送機、管狀帶式輸 送機、平面轉(zhuǎn)彎帶式輸送機、線摩擦多驅(qū)動帶式輸送機、大傾角上運帶式輸送 機、打傾角下運帶式輸送機等。 [1] 南昌航空大學科技學院學士學位論文 6 2．傳動裝置的總體設計 傳動裝置的總體設計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳動 比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。 2.1 擬定傳動方案 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機的 動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設計質(zhì)量的基礎。 課程設計中，根據(jù)設計任務書，擬定傳動方案，分析傳動方案的優(yōu)缺點。題目 中給定以下傳動方案如下圖所示： 圖 2-1 帶式運輸機傳動方案簡圖 傳動方案應滿足工作機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，而且要求 結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。 2.2 選擇原動機——電動機 電動機為標準化、系列化產(chǎn)品，設計中應根據(jù)工作機的工作情況和運動、 動力參數(shù)，根據(jù)選擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)型式、容量和 轉(zhuǎn)速，提出具體的電動機型號。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 7 2.2.1 選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機有交、直流之分，一般工廠都采用三相交流電，因而選用交流電動 機。交流電動機分異步、同步電動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種， 其中以普通籠型異步電動機應用最多，目前應用較 300廣的 Y系列自扇冷式籠 型三相異步電動機，電壓為 380V，其結(jié)構(gòu)簡單、起動性能好，工作可靠、價格 低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合， 如運輸機、機床、農(nóng)機、風機、輕工機械等。 2.2.2 確定電動機的功率 電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經(jīng)濟性能的好壞：若所選電 動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動 機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。 1. 帶式輸送機所需的功率 wP 由[1]中公式（2-3）得： 3/102.1.5/03.FVKW??? 設計題目給定：輸送帶拉力 F（N）= N 輸送帶速度 V(m/s)=1.5 m/s 2. 計算電動機的輸出功率 dP 根據(jù)文獻[1]（《機械零件設計指導》關陽等編 遼寧科學技術出版）表 2— 2確定部分效率如下： 彈性聯(lián)軸器： （兩個）9.01?? 滾動軸承（每對）： （共三對，兩對減速器軸承，一對滾筒軸承）.2 圓柱齒輪傳動： （精度 7級）98.03 傳動滾筒效率： 64?? V帶傳動效率： 5.帶 得電動機至工作機間的總效率: 南昌航空大學科技學院學士學位論文 8 85.09.608.9.032341 ??????帶?? 輸送機效率: 54?w 電動機的輸出功率： 32.1..1dwFVPKW 2.2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 同一類型、相同額定功率的電動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大， 價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其相反， 設計時應綜合考慮各方面因素，選取適當?shù)碾妱訖C轉(zhuǎn)速。 三相異步電動機常用的同步轉(zhuǎn)速有 ， ， ，min/30rin/150rmin/10r ，常選用 或 的電動機。min/750rin/150r1 1. 計算滾筒的轉(zhuǎn)速 w 工作機的轉(zhuǎn)速： 66.71.6/in40VrD?????? 設計題目給定：滾筒直徑 D=400mm 輸送帶速度 V(m/s)=1.5 m/s 2. 確定電動機的轉(zhuǎn)速 dn 由參考文獻[1] V帶傳動比范圍為 ，所以總傳動比合理范圍為4~2?i ，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：20~6?總i()71.6/min429.6~13./mindnrr?? 表 2-1 電動機性能 電 動 機 轉(zhuǎn) 速 n/(r/min)方 案 電 動 機 型 號 額 定 功率 （ KW） 同 步 轉(zhuǎn) 速 滿 載 轉(zhuǎn) 速 參 考 價 格 (元 ) 參 考 重 量 （ kg） 1 Y112M-4 4 1500 1440 230 45 2 Y132M1-6 4 1000 960 350 73 南昌航空大學科技學院學士學位論文 9 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 500 84 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min 由參考文獻[1]中表 h1—1查出有三種使用的電動機型號： 表 2-1中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比， 即選定 2方案，電動機型號為 Y132M1-6。其主要參數(shù)如下： 表 2-2電動機相關參數(shù) 表 2-3帶式輸送機相關參數(shù) 2.3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速 和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速 可得傳動裝置的總mnwn 傳動比 對于多級傳動 計算出總傳動比后，應合理地wmni/???nii???321 分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。 2.3.1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速960/minnr? 可得總傳動比：71.6/miwnr? 96013.47.w? 型 號 額 定 功 率 滿 載 轉(zhuǎn) 速 計 算 輸 出 功 率 軸 伸 尺 寸 D E?中 心 高 裝 鍵 部 位 尺 寸F GD? Y132M2- 6 5.5kw 960 r/min 3.95kw 38 80mm 132mm 10 41mm 皮 帶 速 度 皮 帶 拉 力 滾 筒 直 徑 工 作 條 件 每 天 時 間 設 計 壽 命 轉(zhuǎn) 速 功 率 1.5/s N32.10?400m 平 穩(wěn) 連 續(xù) 16 小 時 8 年 71.66r /min 3.95kw 南昌航空大學科技學院學士學位論文 10 2.3.2 合理分配各級傳動比 由參考文獻[1]中表 2—3，取帶傳動比 ， ，則一級減速器傳3?帶i1.4i 動比 。13.47i?減 帶 表 2-4傳動比分配 總 傳 動 比 電 機 滿 載 轉(zhuǎn) 速 帶 輪 傳 動 比 為 齒 輪 傳 動 比 為 滾 筒 轉(zhuǎn) 速13.4i? 960r/min =3vi=4.471i71.66 r/min 2.4 算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 為進行傳動件的設計計算，應首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般 按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。 2.4.1 0軸（電機軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 3.95dPkW?6/minnr 3.9500.246ddTNm??? 2.4.2 Ⅰ軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 013.950.7IddPKW??????帶 1/6/2/minmnir帶 01.4.12IdTN? ?帶 南昌航空大學科技學院學士學位論文 11 2.4.3Ⅱ軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 1223.7509.83.64IIIPKW???????210/.6/min4.nir 12.709.851.3ITi Nm?????? 2.4.4Ⅲ軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩 12.409.3.56IIPKW????? 327.6/minnr 158.3.08ITNm? ? 各項指標誤差均介于+0.5%～-0.5%之間。各軸運動和動力參數(shù)見表表 2- 5： 表 2-5各軸運動和動力參數(shù) 軸 名 功 率 P (/kw) 轉(zhuǎn) 矩 T（ N/ m） 轉(zhuǎn) 速 n (r/min) 傳 動 比 i 效 率 ? 電 機 軸 3.95 39.294 960 3 0.95 Ⅰ 軸 3.75 112 320 4.77 0.97 Ⅱ 軸 3.64 518.3 71.6 滾 筒 軸 3.56 508 71.6 1 0.98 注：各軸輸出是依據(jù)該軸輸入乘以該軸承效率得出，一對滾動球軸承效率取 0.99. 南昌航空大學科技學院學士學位論文 12 3 傳動零件的設計計算 3.1 減速箱外傳動零件——帶傳動設計 3.1.1 帶傳動設計要求 (1) 帶傳動設計的主要內(nèi)容 選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、 根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸等。 (2) 設計依據(jù) 傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原 動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。 (3) 注意問題 帶傳動中各有關尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它 與電動機中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。 小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；大帶輪的孔徑應注意與帶輪直徑尺寸相 協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段 的最小軸徑。 3.1.2 V帶傳動設計計算 (1) 確定計算功率 由[2]中表 8-7查得工作情況系數(shù) 1.?AK 由[2]中公式 8-21： dcaP?1.3954.caAdPKkW?? (2) 選擇 V帶的帶型 根據(jù) 及 ,由[2]中圖 8-11選用 A型4.cak60/minnr (3) 確定帶輪的基準直徑 并驗算帶速dv ①初選小帶輪的基準直徑 1 由[2]中表 8-6和表 8-8，取小帶輪的基準直徑 12dm? ②驗算帶速 v 按[2]中公式 8-13驗算帶的速度 南昌航空大學科技學院學士學位論文 13 13.4129605.3/60dnv ms???? 因為 ,故帶速合適。svsm/5/5? ③計算大帶輪的基準直徑。 根據(jù)[2]中公式 8-15a計算大帶輪的基準直徑 2d 21326dim??? 由[2]中表 8-8取 5d (4) 確定 V帶的中心距 和基準長度 0adL ①根據(jù)[2]中公式 8-20， ,????210217. dda??? 初定中心距 50? ②由[2]中公式 8-22計算所需的基準長度 ????02121042addaLd ????2355763m???? 由[2]中表 8-2選帶的基準長度 180dL ③計算實際中心距 a 由[2]中公式 8-23計算00187635518.22dla m?????? (5) 驗算小帶輪上的包角 1? 根據(jù)[2]中公式 8-25計算：????12157.357.38080121.5908da???????????? (6) 計算帶的根數(shù) z ①計算單根 V帶的額定功率 rp 由 和 ,查[2]中表 8-4a并用插值法得12dm?960/inn? 01.58Pkw? 南昌航空大學科技學院學士學位論文 14 根據(jù) 和 A帶查[2]中表 8-4b并用插值法得960/min3nr??、 0.12Pkw?? 查[2]中表 8-5得 ，查[2]中表 8-2得 ,0.9K? 1.LK 于是由[2]中公式 8-26：??LArcPz?0????0(1.582)0.931.6rPKkW??? ②計算 V帶的根數(shù) z 4.32.76crz?? 取 3根 (7) 計算單根 V帶的初拉力的最小值 ??min0F 根據(jù)[2]中公式 8-27： ??2min05.2)( qvzKPFc????? 2.093.640.153.175N?? 其中 q由[2]中表 8-3得 A型帶 ，應使帶的實際初拉力 。./qkgm??0minF? (8) 計算壓軸力 壓軸力的最小值由[1]中公式 8-28得： ????10minmin 153.2s23.7sin78.62pFz N?????? (9) 帶輪結(jié)構(gòu)設計 查[2]中表 8-10得大、小帶輪總寬度： 94Bm?? V型帶傳動相關數(shù)據(jù)見表 3-1。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 15 表 3-1 V型帶傳動相關數(shù)據(jù) 計 算 功 率 （ kw?cP ） 傳 動 比 i 帶 速 V (m/s) 帶 型 根 數(shù) 單 根 初 拉 力 （ N） 壓 軸 力 （ N） 2.64 3 5.63 A 3 135.17 788.86 小 帶 輪 直 徑 (mm) 大 帶 輪 直 徑 (mm) 中 心 距 (mm) 基 準 長 度 （ mm） 帶 輪 寬 度 (mm) 小 帶 輪 包 角 112 355 518.5 1800 48 153.150 3.2 減速器內(nèi)傳動零件——高速級齒輪設計 3.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下： (1) 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動 (2) 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照[2]中表 10-8， 選擇 7級精度（GB10095-88） (3) 材料 由[2]中表 10-1選擇：兩者材料硬度差為 40HBS 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度 280HBS 大齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度 240HBS (4) 試選擇小齒輪齒數(shù) 241?z 大齒輪齒數(shù) 2.7.5ziZ?? 取 齒數(shù)比215z?1u 南昌航空大學科技學院學士學位論文 16 3.2.2 按齒面接觸強度設計 (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) 3.1?tk ②小齒輪轉(zhuǎn)矩 664112.89.509.50.103IPT Nmn????? ③由文獻[2]中表 10-6查得材料彈性影響系數(shù) 2.9MPazE ④齒寬系數(shù)：由文獻[2]中表 10—7知齒寬系數(shù) 1?d? ⑤由文獻[2]中圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限 ；大齒輪接觸疲勞強度極限 。MPaH601lim?? aH501lim? ⑥計算應力循環(huán)次數(shù) ??81320183052.4hNnjL?????821.4/.65u?? ⑦由文獻[2]中圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 90.1HNK9.2HN ⑧計算接觸疲勞許應力 取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 由文獻[2]中式 10-12??MPaSKHNH 54069.01lim1 ?????.22li22 (2)計算 ①試算小齒輪分度圓直徑 td1 南昌航空大學科技學院學士學位論文 17 ??3 2112. ??????????HEdtt ZuTKd??243.6803.5189.2.1??????????57m ②計算圓周速度 v157.8320.96/6061tdnv ms?? ??? ③計算齒寬 b 1..dtb??? ④計算齒寬與齒高比 h 模數(shù) 157.82.ttdmZ? 齒高 2..5.146th??5718..46b? ⑤ 計算載荷系數(shù) 據(jù) ，7 級精度。由圖 10-8查動載荷系數(shù) ，直齒輪0.9/vms 1.04vK? ，由文獻[2]中表 10-2查得使用系數(shù) ，由文獻[2]中表1??FHKA 10-4 用插入法查得 7級精度、小齒輪相對非對稱布置時： 23.208(.6)0.1Hdb???????31..157.842???? 由 ， ，在文獻[2]中查圖 10-13，得 ，故載.hb.42HK?? 35.1??FK 南昌航空大學科技學院學士學位論文 18 荷系數(shù) 。1.04.214768AvHK?????? ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻[2]中式 10-10a得 ： 331 .7685.59.ttdm? ⑦ 計算模數(shù) m 19.62.85Z? 3.2.3 按齒根彎曲強度計算 (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 由文獻[2]中圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE501?? 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。MPaFE3802?? ② 由文獻[2]中圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 。8.01FNK8.2FN ③ 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式 10-124?S?? PaSKFENF 57.304.18501????MFEF 86.2.22 ④ 計算載荷系數(shù) K 1.04.35140AvF?????? ⑤ 查取齒形系數(shù) 由[2]中表 10-5查得： ， 。62.1FaY.Fa ⑥ 查取應力校正系數(shù) 由[2]中表 10-5查得： ， 。59.1?Sa21.78Sa 計算大小齒輪的 南昌航空大學科技學院學士學位論文 19 ?? 01372.5.39621???FSaY?28.64.aSF? 大齒輪的數(shù)值大 (2) 設計計算 ??41332 21.06.80.169.735FaSdYKTm mZ??????? 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，m 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，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) 1.7136并根據(jù) GB1357-87就近圓 整為標準值 ，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 。2m? 159.6dm? 算出小齒輪的齒數(shù)： 圓整取 30159.6.83dz 1z? 大齒輪的齒數(shù) 圓整取205.9z??2106z 實際傳動比： 163.i 傳動比誤差： 允許.5.10%.85i?????? 3.2.4 高速級齒輪幾何尺寸計算 ①分度圓直徑 13026dzm????21062dzm???? ② 中心距 62a? 表 3-2 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù) 南昌航空大學科技學院學士學位論文 20 齒 輪 壓 力角 模數(shù) 中 心 距 齒 數(shù) 比 齒 數(shù) 分 度 圓 直 徑 齒 根 圓 直 徑 齒 頂 圓 直 徑 齒 寬 小 齒 輪 30 60 55 64 60 大 齒 輪 20° 2 136 3． 54 106 212 207 216 55 ③ 齒輪寬度 取 10dbm??Bm?5 圓周力： 4126.8267tTFN? 徑向力： 1tan0tan085.12r?? ??? 3.3 減速器內(nèi)傳動零件——低速級齒輪設計 3.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ⑴ 選用直齒圓柱齒輪傳動 ⑵ 傳動速度不高，選擇 7級精度（GB10095-88） ⑶ 材料選擇 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度 280HBS 大齒輪 45 調(diào)質(zhì) 硬度 240HBS ⑷ 選擇小齒輪齒數(shù) 263?z 大齒輪齒數(shù) 圓整取 6942.8.1iZ?4z? 3.3.2 按齒面接觸強度設計 (1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 3.1?tk 南昌航空大學科技學院學士學位論文 21 小齒輪傳遞的扭矩 555239.109.102..3106PT Nmn????? 由[2]中表 10-6查得材料彈性影響系數(shù) 28.MPazE 由[2]中表 10-7選取齒寬系數(shù) 1d? 由[2]中圖 10-21d 按齒面硬度查得 小齒輪接觸疲勞強度極限 aH603lim?? 大齒輪的接觸疲勞強度極限 P54li ⑥ 由[2]中式 10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ??7326090.61806.310hNnjL?????7742.52.u? ⑦ 由[2]中圖 10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 94.03?HNK98.04?HN ⑧ 計算接觸疲勞許應力 取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 由[2]中式 10-12??MPaSKHN56409.3lim3 ????? H 398.4li4? (2)計算 ① 計算小齒輪分度圓直徑 ，代入td3??2H?342312. ??????????Edt ZuKTd? 2531.0.6189.. 53??????86.54m 南昌航空大學科技學院學士學位論文 22 ② 計算圓周速度 3286.5490..1/6011tdnv ms????? ③ 計算寬度 b 3..dt?? ④ 計算齒寬與齒高比 n 模數(shù) m 386.54.32tt mZ? 齒高 ..7.5th??86.541.7b? ⑤ 計算載荷系數(shù) 據(jù) 7級精度。由[2]中圖 10-8查動載荷系數(shù) ；0./vms 01.?vK 直齒輪 。由[2]中表 10-2查得使用系數(shù) 。1??FHKA 由[2]中表 10-4用插入法查得 7級精度、小齒輪相對非對稱布置時 bd?????3210.)6.0(8.2.1?? 3.0.18.549???? 由 查[2]中圖 10-13得 1.54bh.279HK??4.1??FK 故載荷系數(shù) 1.0.4279.AvH??? ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由[2]中式 10-10a得333 .4286.589.5ttKdm?? ? ⑦ 計算模數(shù) m 3..dZ 南昌航空大學科技學院學士學位論文 23 3.3.3 按齒根彎曲強度計算 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 ① 由[2] 中圖 10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒MPaFE503?? 輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE3802?? ② 由[2]中圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 9.3FNK98.4FN ③ 計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[2]中式 10-124.1?S?? PaKFENF 29.3.50933???MSFEF 64.1844 ? ④ 計算載荷系數(shù) K 41.01.????FVAK ⑤ 查取齒形系數(shù) 由[2]中表 10-5查得 6.23?FaY42.8Fa ⑥ 查取應力校正系數(shù) 由[2]中表 10-5查得 59.13Sa41.79SaY? 計算大小齒輪的 ??FSaY?? ??0123.9.35623???FSaY?4187.469aSF? 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 ??532 211.4.310.4692.176FaSYKTm mdZ??????? 南昌航空大學科技學院學士學位論文 24 根據(jù)[2]中表 10—1就近圓整為標準值 2.5m? 計算小齒輪齒數(shù) 圓整取389.5.2dZ?36Z 計算大齒輪齒數(shù) 圓整取4.64?49 實際傳動比： 95.3i? 傳動比誤差： 允許2.6410%.765i????? 3.3.4 低速級齒輪幾何尺寸計算 ① 分度圓直徑 362.590dZm????4952.37.dZmm??? ② 中心距 4290713a? ③ 齒輪寬度 31db?B48 表 3-3低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù) 齒 輪 壓 力角 模數(shù) 中 心距 齒 數(shù)比 齒數(shù) 分 度 圓直 徑 齒 根 圓直 徑 齒 頂 圓直 徑 齒 寬 小 齒 輪 36 90 83.75 95 90 大 齒 輪 20° 2.5 163.75 2.64 95 237.5 231.25 242.5 85 3.4 軸的設計——輸入軸的設計 3.4.1 確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑 1、確定軸的材料 輸入軸材料選定為 40Cr，鍛件，調(diào)質(zhì)。 2、求作用在齒輪上的力 南昌航空大學科技學院學士學位論文 25 根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力： 輸入軸的功率 2.8IPKW? 輸入軸的轉(zhuǎn)速 130/minnr 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 46.TN??? 圓周力： 128267tFd?? 徑向力： 1tan0tan085.12r N???? 3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為 45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)[2]中表 15 —3，取 20?A 33min0.8121.50IPdm???? 3.4.2 初步設計輸入軸的結(jié)構(gòu) 根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 ①已知軸最小直徑為 ，由于是高速軸，顯然最小直徑處將min21.5d? 裝大帶輪，故應取標準系列值 ，為了與外連接件以軸肩定位，故取A B段直徑為 。35Bd? ②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大， 故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定） 。參照工作要求并 根據(jù) ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的深35Bdm 溝球軸承 6307（參考文獻[3]） ，其尺寸為 ，為防止箱內(nèi)35821dDB??? 潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油 板，根據(jù)需要應分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩，故： 。5056DEFdd??、 ③由于軸承厚度為 21mm，根據(jù)[4]中圖 5.3擋油板總寬度為 18mm故 ，根據(jù)箱座壁厚，取 12 且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離mlHC39 ，則取 ，根據(jù)[4]中圖 5.3，而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取12???12 南昌航空大學科技學院學士學位論文 26 3mm，故 。根據(jù)參考文獻[1]表 3-1知中間軸的兩齒輪間的距mlG9312?? 離 ，估取 ，且中間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為5~0?10? ，因 ， ， 。?3B25?160FBlm? 故 。6129394.5Dl???? ④設計軸承端蓋的總寬度為 45mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定） ， 根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連 接件的右端面間的距離為 30mm，故 。根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定mlB75?48Alm? 圖 3-1輸入軸結(jié)構(gòu)簡圖 3.4.3 按彎曲合成應力校核軸的強度 （１）計算支座反力 H面 0??Am1(1627.5)6209.5BHrpRF???1.82.109.578.695.218rpB N???? ? 0 xF1??AHBprR958.217.8625.19.68AHBrR??? V面 南昌航空大學科技學院學士學位論文 27 16271620.49.5.tAVFRN??? （２）計算 H面及 V面的彎矩，并作彎矩圖 ①H 面 DA段： ()78.6pMxx(19.5)? 當 時，在 D處0?0?H 當 時，在 A處19.5x92.80.2.17Nm??? BC段： ()51HBRxx(65)? 當 時，在 B處0?x0?HM 當 時，在 C處67.598.27.420.7Nm??? ②V 面 0?VBAVD16.2459238.CMRx???? （３）計算合成彎矩并作圖 0?BD0.17ANm22264(5938.)670CHVC Nm????? （４）計算 并作圖T?0.36810I???? （5）校核軸的強度 按彎矩合成強度條件，校核危險點即 C截面圓周表面處應力。扭轉(zhuǎn)切應力 為靜應力，取 ，由[2]中表 15-1查得，軸彎曲疲勞極限3.0?a ??MPa351??? 結(jié)論：?? 22 223670415.6.1CIcaMTMPaW???????? 強度足夠。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 28 3.5 軸的設計——輸出軸的設計 3.5.1 初步確定軸的最小直徑 33min02.14.96IPdAm???? 1、確定軸的材料 輸出軸材料選定為 45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。 2．求作用在齒輪上的力 根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用 在輸出軸的齒輪上的力： 輸出軸的功率 2.14PKW?Ⅲ 輸出軸的轉(zhuǎn)速 36/min 輸出軸的轉(zhuǎn)矩 I59.TN?432148.267.0ItFd????4tan9.tan014.r?? ? ３.初步確定軸的最小直徑 33min02.41.96IPdAm???? 3.5.2 初步設計輸出軸的結(jié)構(gòu) １．輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 ，為了使所選的軸直徑與gd 聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取 ，則：1TKAca? 3.1?AK.359.679.548INm???? 南昌航空大學科技學院學士學位論文 29 ２．初選聯(lián)軸器 按照計算 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/T5014-2003,選用型caT 號為 LX3的 Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑1250Nm? ,故取 半聯(lián)軸器長度 。 45gdm?45gdm?L? 3．根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 圖 3-4輸出軸結(jié)構(gòu)簡圖 4．軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 ①根據(jù)已確定的 ，由于 g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為45gdm? 了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取 f段直徑為 。70fdm? ②初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深 溝球軸承的雙支點各單向固定） 。參照工作要求并根據(jù) ，由軸承產(chǎn)70fd 品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承 61915（參考文獻 [3]） ，其尺寸為 ，根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，75106dDB??? 故 。87dm? ③由于軸承厚度為 16mm，擋油板總寬為 18mm故 ，根據(jù)兩齒輪中34elm? 心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為 12mm，而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi) 壁取 3mm，另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取 3mm，綜上得出 ， 。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm,圓柱齒輪49al?82blm 之間的距離 c=20mm,再根據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出 。96dl? 南昌航空大學科技學院學士學位論文 30 ④設計軸承端蓋的總寬度為 44mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定） ， 根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連 接件的右端面間的距離為 30mm，故 。mlf74? 5．按彎曲合成應力校核軸的強度 （1）繪制空間受力圖 （2）作水平面 H和垂直面 V內(nèi)的受力圖，并計算支座反力 ①H 面 0??Bm4821.482576.5rAFRN?? 4.76.3HrH?? ②V 面 4829.82154.5tAV????4.630.6BtAVRFN?? （3）計算 H面及 V面內(nèi)的彎矩，并作彎矩圖 ①H 面 0?BAM82576.428.9HCAHRNm????? ②V 面 0?VBA821584.362917.5CM??? （4）計算合成彎矩并作圖 0?BA 2 22(4786.9)17.513860CHVC Nm????? （5）計算 并作圖T?0.6591.035Nm????Ⅲ （6）校核軸的強度 南昌航空大學科技學院學士學位論文 31 按彎矩合成強度條件，校核危險點即 C截面圓周表面處應力。扭轉(zhuǎn)切應力 為靜應力，取 ，由 [2]中表 15-1查得，軸彎曲疲勞極限3.0?a ??MPa351??? 所以，?? 22 22131860517.4.CIcaMTMPaW?? ??????? 強度是足夠的。 3.6 軸的設計——中速軸的設計 （1）中速軸的功率 2.1PK?Ⅱ 中速軸的轉(zhuǎn)速 9065/minn 中速軸的轉(zhuǎn)矩 3.8TN?Ⅱ （2）初步確定軸的最小徑 33min02.21.49065PdA????中 因為中間軸最小徑與滾動軸承配合，故同時選取滾動軸承，根據(jù)軸的最小 徑初步選取型號為 6407的深溝球軸承，其尺寸為 。根35102dDB??? 據(jù)前兩個軸的尺寸，不難得出中速軸的尺寸，故其各部分計算省略。 。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 32 4 部件的選擇與設計 4.1 軸承的選擇 軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合 4.1.1 輸入軸軸承 1. 軸承類型的選擇 由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；軸承轉(zhuǎn)速 ；軸承的預期壽命825.1PN?1320/minnr? 。8130hLh?? 2.軸承型號的選擇 求軸承應有的基本額定動載荷值 1336 600210825. 5.8hnLCP kN??? ? 按照[3] 表 22-1選擇 的 6007軸承。 .CkN? 4.1.2 輸出軸軸承 1.軸承類型的選擇 由于輸入軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；184.PN? 軸承承受的轉(zhuǎn)速 36/minnr 軸承的預期壽命 0512hLh?? 2.軸承型號的選擇 南昌航空大學科技學院學士學位論文 33 求軸承應有的基本額定動載荷值 336 6004.12018. 5.3hnLCPkN??? ? 按照[3] 表 22-1選擇 的 6015軸承。.CkN? 4.1.3 中間軸軸承 1.軸承類型的選擇 由于中間軸承受的載荷為中等，且只受徑向載荷，于是選擇深溝球軸承。 軸承承受的徑向載荷 ；79.64PN? 軸承承受的轉(zhuǎn)速 205/minnr 軸承的預期壽命 81320hLh?? 2.軸承型號的選擇 求軸承應有的基本額定動載荷值 2336 6009.512079.43.1hnCP kN????? 按照[3]表 22-1選擇 的 6007軸承.1CkN 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算 1、輸入軸鍵連接 由于輸入軸上齒輪 1的尺寸較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，故只為其軸端選擇鍵。 輸入軸軸端選擇 A型普通平鍵。其尺寸依據(jù)軸頸 ，由[2]中表 6-1選25dm? 擇 鍵。鍵長根據(jù)皮帶輪寬度 B=48選取鍵的長度系列取鍵長 L=40。87bh?? ② 校核鍵連接的強度 鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由[2]中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度??MPap120~???MPap10?? ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度483lLbm???0.5.73.5Khm??? 由[2]中式 6-1得 ，強度足夠。 332684.7.5p pTaKld?????????Ⅰ 南昌航空大學科技學院學士學位論文 34 2、輸出軸鍵連接 ⑴ 輸出軸與齒輪 4的鍵連接 ①選擇鍵連接的類型與尺寸 一般 8級以上的精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪 不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A 型） 。據(jù) ，由[2]中表 6-1選擇80dm? 鍵。由輪轂寬度 及鍵的長度系列取鍵長 。214bh??85B?70Lm? ② 校核鍵連接的強度 鍵、齒輪和輪轂的材料都是鋼，由[2]中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度??MPap120~???MPap10? ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度748lLbm???0.5.147Kh??? 由[2]中式 6-1得 ，強度足 33259.64.78p pTPaKld??????????Ⅲ 夠。 ⑵ 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接 據(jù)輸出軸傳遞的扭矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩。查國家標準 GB/T 5014-ⅢT 85。選用 LX3型彈性聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器孔徑1250Nm? 。145dm? ① 選擇鍵連接的類型及尺寸 據(jù)輸出軸軸端直徑 ，聯(lián)軸器 Y型軸孔 ，軸孔長度45dm?145d? 選取 A型普通平鍵 。2L1490bhL? ② 校核鍵連接的強度 鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由[2]中表 6-2查得許用及壓應力 取平均值 。鍵的工作長度??MPap120~????MPap10?? ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。486lLbm??0.5.94.5Khm??? 由[2]中式 6-1得 ，強度足夠。 3321059.6107.9848p pTPaKld?????????Ⅲ 南昌航空大學科技學院學士學位論文 35 4.3 滾動軸承的潤滑和密封 當浸油齒輪圓周速度 ,軸承內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速乘積12/vms? 時，宜采用脂潤滑。為防止箱體內(nèi)的油浸入軸承與潤滑in/1025rmdn??? 脂混合，防止?jié)櫥魇?，應在箱體內(nèi)側(cè)裝擋油環(huán)。 4.4 聯(lián)軸器和軸承端蓋的選擇 4.4.1 聯(lián)軸器的選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。彈性柱銷聯(lián)軸器具有緩沖和 吸震性，可頻繁的起動和正反轉(zhuǎn)，可以補償兩軸的相對位移。根據(jù)以上的計算 選擇 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器。 4.4.2 軸承端蓋的選擇 根據(jù)箱體設計，選用凸緣式軸承端蓋。 4.5 其它結(jié)構(gòu)設計 4.5.1 通氣器的設計 通氣器多裝在箱蓋頂部或窺視孔蓋上，其作用是將工作時箱內(nèi)熱漲氣體及 時排出。其結(jié)構(gòu)基本如下： 南昌航空大學科技學院學士學位論文 36 圖 4-1通氣器結(jié)構(gòu)圖 4.5.2 吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤 為便于拆卸及搬運，應在箱蓋上鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。 圖 4-2吊耳吊鉤結(jié)構(gòu)圖 4.5.3 啟蓋螺釘 啟蓋螺釘?shù)闹睆揭话愕扔谕咕壜?lián)接螺栓的直徑，螺紋有效長度大于凸緣厚 度。螺桿端部要做成圓柱形或大倒角、半圓形，以免啟蓋時頂壞螺紋。 圖 4-3啟蓋螺釘結(jié)構(gòu)圖 4.5.4 定位銷 定位銷有圓柱形和圓錐形兩種結(jié)構(gòu)，一般取圓錐銷。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 37 圖 4-4定位銷 4.5.5 油標 油標用來指示油面高度，常見的有油尺、圓形油標、長形油標等。一般采 用帶有螺紋部分的油尺。油尺安裝位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出， 不能太高以免與吊耳相干涉，箱座油尺座孔的傾斜位置應便于加工和使用。 圖 4-5油標 4.5.6 放油孔及螺塞 在油池最低位置設置放油孔，螺塞及封油墊圈的結(jié)構(gòu)尺寸按照國標型號選 擇。 南昌航空大學科技學院學士學位論文 38 圖 4-6放油孔和螺塞 4.6 箱體 采用 HT200鑄造箱體，水平剖分式箱