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1、-毕业设计（论文）-钢卷转运装置举升机构设计（全套图纸）-第 20 页摘要钢卷转运装置被广泛运用于各大钢铁厂的钢卷运输中。在钢铁行业迅猛发展的今天，高效率的钢卷转运装置显得尤为重要。故设计出完善的钢卷转运装置有其实际意义。钢卷主要结构包括举升机构和旋转机构。本设计主要负责举升机构的设计，完成举升和旋转动作。首先，确定举升机构的主要方案由于其传动比过大，且负载较大，故采用为液压系统。然后，本设计根据实际需要选择了合理的液压传动系统，并根据所给技术参数计算出液压系统的液压缸等主要零件的尺寸，进行校核。最后，用CAD绘制出各零件图，经过分析合理后，绘制装配图草图，并编写计算说明书草稿。经过以上的步骤
2、，本设计顺利完成，绘制出了所需零件图、装配图，编写出了较为详细的说明书。本设计中的举升机构采用液压系统，避免了过于复杂的机械过程，使其保养和维修变得更为简单，操作也更便利。关键字：钢卷转运装置 ； 举升机构； 液压系统全套图纸加153893706AbstractCoil transport equipment is widely used in transporting steel coil in every big steel factories . In the iron and steel industry today, because of the rapid development
3、of the coil ,efficient transit device has become particularly important. So the coil transport equipment design a perfect device has its practical significance.Coil main structure including lifting mechanism and rotating mechanism.This design is mainly responsible for the design of lifting mechanism
4、, complete lifting and rotation. Firstly, make sure the main scheme of lifting mechanism of excessive transmission ratio, and because of its larger, is adopted for load of hydraulic system. Then, this design according to the actual need to choose reasonable hydraulic transmission system, and accordi
5、ng to technical parameters calculated the hydraulic cylinder hydraulic system of the size of the main parts such as, respectively. Finally, use CAD drawing out the parts graph, after analysis after the assembly, rendering reasonable sketch, and writing calculation manual drafts.Through above steps,
6、this design successfully completed, drew up the assembly required parts drawing, a detailed, write the specification.This design of lifting mechanism adopts hydraulic system, avoid too complex mechanical process, make its maintenance and repair become more simple, the operation is more convenient.Ke
7、y word: Steel coil transshipment device; Lifting mechanism; Hydraulic system目 录1 绪论11.1 课题背景11.2 钢卷转运装置的基本介绍11.3 国内钢卷转运装置现状22 钢卷转运装置的总体设计22.1 设计参数22.2 钢卷转运装置总体机构设计22.3 主要设计内容33 钢卷转运装置举升机构设计33.1 举升机构主要工作原理43.2 液压系统主要结构设计计算与校核43.2.1 液压系统工况分析43.2.2 选定液压系统总体结构43.2.3 液压缸尺寸的确定及校核53.2.4 液压泵及电动机的选择63.2.5 相关
8、液压元件的选择73.2.6 举升机构液压系统结构确定73.2.7 确定管道尺寸83.2.8 液压油箱的容积确定83.3 中心立柱尺寸设计计算与校核83.4 载体小车主要结构设计计算与校核103.4.1 载体小车总体结构设计103.4.2 旋转套筒及机械爪尺寸设计计算与校核103.4.3 载体小车液压系统设计114 钢卷转运装置旋转机构设计144.1 旋转机构主要工作原理144.2 液压无级变速器的设计144.2.1 液压无级变速器工作原理144.2.2 液压无级变速器元件选择154.3 一级齿轮减速器的设计164.3.1 齿轮的设计及校核164.3.2 轴的设计及校核194.4 载体小车结构设
9、计215 总结226 参考文献237 致谢241 绪论1.1 课题背景钢铁工业一直以来都是现代化国家的重要基础产业和国民经济的支柱产业，也是国家经济水平和综合国力的重要标志，钢铁发展直接影响着与其相关的国防工业以及建筑、机械、造船、汽车、家电等行业。随着世界制造业中心的转移和中国国民经济的快速发展，中国钢铁工业也迅速发展壮大。随着制造业对高品质钢铁的需求量的不断增大，钢铁行业的生产效率也需要不断提高，在这一过程中，钢卷转运装置扮演了重要角色。钢卷转运装置被广泛运用于各大钢铁厂的钢卷运输中。钢铁行业中传统的钢卷运输方式主要采用快速链或者是步进梁的形式。即使是链式运输，在运输转向时也需要步进梁的配
10、合。而托盘式运输方式最早使用在热镀锌行业，主要目的是为了减少起吊次数，保护带钢表面。钢卷转运装置在不断运用于生产和产品质量要求不断提高的同时，也在不断的进行改进，对于平稳的传动有着更高的要求。在国内钢铁生产线已基本实现自动化、机械化的大背景下，更加高效率、更加可靠的钢铁处理设备、钢铁运输设备等辅助设备显得尤为重要。因此设计高效、可靠、平稳的钢卷转运装置以及在现有的钢卷转运装置上改进有实际的意义。1.2 钢卷转运装置的基本介绍工业的发展离不开制造业，制造业的发展离不开钢材的生产，从钢材的生产到钢材的应用离不开钢卷的运输，在这个过程中离不开钢卷转运装置。所以，钢卷转运装置自工业革命开始便在世界工业
11、舞台上扮演着重要的辅助角色，是工业快速发展的搬运工。钢卷转运装置主要包括举升机构和平移机构两个部分。举升和平移是两个独立完成的连贯性动作，但是两者的机构可以共用部分零件。两机构都可以采用机械方式或者液压方式实现，举升和旋转速度要求都比较低，而电动机输出转速都相对较高，导致传动比过大，机械减速器相对比较复杂，或者体积过大，所以本设计中基本选择液压方式来实现。装置结构主要包括中心立柱、载体小车（旋转套筒和机械爪）、举升装置及旋转装置的结构设计。1.3 国内钢卷转运装置现状目前市场上的钢卷转运装置主要采用步进梁式转运装置、液压式转运装置和链式传动，钢卷转运装置产是将钢锭及连续铸坯轧制成材的生产环节。
12、轧钢生产在国民经济中所起的作用十分显著,钢铁工业生产中,除少量的钢用锻造或铸造方法制成零件外,炼钢厂生产的钢锭与连铸坯有85%95%以上要经过轧钢车间轧成各种钢材供应国民经济部门。可见在现代的钢铁联合企业中,作为钢材运输的轧钢生产,在整个国名经济中占据着异常重要的地位。在热轧钢卷车间中，立辊轧机装设在加热炉辊道与粗轧机座之间用于破磷以及侧边轧制，在轧钢机械中占有重要的地位。在热连轧厂内， 因为钢卷要运往冷轧厂运输距离较大，在运输过程当中可以使钢卷逐渐冷却下来，为了防止热钢卷在运输过程中产生变形，钢卷在链式运输机上的放置状态都是立卷。钢卷运到冷轧厂后，用翻卷机返成卧卷，再用吊车运往堆存仓库。在冷
13、轧厂内，钢卷在运输机械上的放置状态一般为卧卷，以便于用起重机进行过渡运输。在进、出罩式炉跨时，为了适应退火操作，钢卷在运输机械上的放置状态一般是立卷。目前,如宝钢,武钢,鞍钢,攀钢等几个国内的几个主要大型钢铁联合企业所使用的钢卷转运装置主要都是从国外进口,或是引进国外技术在国内配套制造。现在大多数设计和生产厂家都只停留在对国外的设备的转化设计上,而尚未对其设计思想和设计机理作深入的分析和研究。2 钢卷转运装置的总体设计2.1 设计参数钢板厚度：t=2 mm；钢板宽度：w=1200 mm；钢卷外径：D=1000 mm；钢卷内径：d=610 mm。2.2 钢卷转运装置总体机构设计钢卷转运装置主要用
14、于将钢卷提起并旋转转运到另一位置。装置需要装载钢卷并完成将举升和旋转两个主要动作。因此，该装置主要由两个机构：举升机构和平移机构组成，并且需要一个可以装载钢卷的载体小车。装载钢卷的动作可由两个对称安装的爪子完成，其所需的驱动力并不大，可以采用一对对称安装的小型液压缸来控制。由于该装置既要实现举升还要实现旋转，初步确定载体小车设计为旋转套筒，绕其中心立柱完成旋转，而在旋转过程中，载体小车及其所载的钢卷需要被支承在一定的高度，考虑到该重力的数值较大可以选用液压缸绕立柱均匀布置，来支承钢卷及小车。由于液压缸是液压传动系统中应用最多的执行原件，它可以将油液的压力能转换为机械能，实现往复直线运动。因此，
15、可以采用液压缸直接完成举升动作。在旋转过程中，由于小车转速n0=1r/min,总传动比过大，为了使整个机构传动平稳，故选用液压无级变速器。这种变速装置采用液压传动原理，由变量泵定量马达组成闭式容积调速系统，可在较大范围内进行无级调速。变速器机壳采用全封闭结构，不需另设油箱和液压站，使变速器的结构更加紧凑，工作平稳，操纵灵活、使用方便。在本设计中，采用液压无级变速器进行大传动比的减速，然后通过一级齿轮减速器输出转矩，通过齿轮啮合带动载体小车转动，完成旋转动作。 1.载体小车抓紧机构液压系统图 2.举升液压缸 3.液压减速器系统图图2.1 钢卷转运装置总简图2.3 主要设计内容此次设计的主要内容是
16、：中心立柱、载体小车（旋转套筒和机械爪）、举升装置液压系统（液压泵、液压缸等）主要结构设计计算与校核、旋转装置液压系统主要结构（液压无级变速器、齿轮等）的设计计算及校核。3 钢卷转运装置举升机构设计3.1 举升机构主要工作原理举升机构的主要作用是提升装载着钢卷的装载小车，并在完成该动作之后支承住其重力，为后面的旋转动作做好准备工作。由前一章已经讨论过，初步确定载体小车为带有由液压控制的一对爪子的旋转套筒，由四个绕中心立柱均布的液压缸完成举升动作。3.2 液压系统主要结构设计计算与校核3.2.1 液压系统工况分析设计的液压系统需要完成的工作循环是：快速空程下行-慢速加压-保压-慢速减压-快速空程
17、上行-停止。运动部件的重力初步确定为3000N，快速往返速度为3m/min，慢速加减压速度为100mm/min，压制力为12000N（钢卷及装载小车总重为48000N），动摩擦因数为0.15。根据已知条件，液压缸所受外负载包括三种类型，即式中 Fw工作负载，对于液压机来说，即压制力12000N； Ff导轨摩擦阻力负载，在本设计中取最大为2250N； Fa运动部件速度变化时的惯性负载，本设计中由于每一过程速度恒定，故为0。3.2.2 选定液压系统总体结构1、 确定供油方式考虑到该液压系统负载较大，速度较慢，而且只需要完成垂直方向的直线往复运动，从节能经济方面考虑，泵源系统宜选用轴向柱塞液压泵。2
18、、 调速方式的选择在压力机的液压系统中，进给速度的控制一般采用节流阀或者调速阀，这种调速回路具有效率高、发热小和速度刚性好的特点，并且调速阀装在回油路上，具有承受负切削力的能力。3.2.3 液压缸尺寸的确定及校核1、 工作压力P由已知条件可得工作压力P为式中F液压缸推力；d液压缸活塞直径。取d=25mm，故可得P=24.66MPa。2、 液压缸内径D及活塞直径由液压传动表3.1及3.2查得，d=25mm，故D=36mm，据文献9圆整为d=25mm，D=50mm。3、液压缸壁厚中、高压液压缸一般采用无缝钢管，大多属薄壁筒，即，此时，根据材料力学中薄壁圆筒的计算公式式中许用应力，液压缸采用调质处理
19、的45号钢，由文献5查得为637MPa，取安全系数为2，因此，为318.5MPa；液压缸内径； 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5倍）。带入数据可得，取。4、 缸体外径 由以上数据可得，缸体的外径。5、 液压缸行程l 由于本执行机构实际工作最大行程为200mm，取行程l=200mm。由于，故不用进行液压缸的稳定性校核。6、缸盖厚度t 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度按强度要求可用下面的式子进行近似的计算式中液压缸缸盖的止口直径，和液压缸内径配合，故近似相等； 液压缸缸盖孔直径，取活塞杆的直径。由此可得，故取。7、 最小导向长度（）3.2.4 液压泵及电动机的选择1、泵的工作压力的
20、确定考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为式中液压泵最大工作压力； 执行元件最大工作压力； 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.8MPa。是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。在本系统中。2、 泵的流量的确定液压泵的最大流量为式中液压泵的最大流量； 同时作用的各执行元件所需流量之和，在本设计中 系统泄漏系数，一般，现取。由此，。3、液压泵的选择根据以上计算的和，查文献9表30-82、83，现选择CY14-1B型斜盘式轴向柱塞泵，该泵的参数为：每转的排量为，泵的额定压力，电动机转速1470r/min
21、，容积效率，总效率。4、 与液压泵相匹配的电动机的选择电动机工作时需要的功率由此，。由手册选择Y132S-4型三相异步电动机，功率5.5kw，额定转速1470r/min。3.2.5 相关液压元件的选择由于本设计中主流量为，根据文献9表35-2查得滤油器型号为XU-6380J；根据表32-51查得单向阀的型号为DIF-L20H1；根据表35-18查得冷却器的型号为GLC1-0.4；根据表32-89和图32-89查得WE5型电磁换向阀型号为4WE5-N6.0-O-W220-50。3.2.6 举升机构液压系统结构确定根据以上分析和计算，可以综合得出举升机构的液压系统结构如图3.1，主要的液压元件也如
22、表3.1所列。图3.1 举升机构液压系统图表3.1 举升机构液压系统液压元件明细表序号元件名称型号1滤油器XU-6380J2单向阀DIF-L20H13冷却器GLC1-0.44溢流阀YZ-HD20L5调速阀2FRM6A7-0B25QMV6耐震压力表MS2A-2B-315-27二位电磁换向阀4WE5-N6.0-O-W220-508液压缸9液压泵CY14-1B10电动机Y132S-43.2.7 确定管道尺寸油路内径尺寸一般可按照液压元件接口尺寸而定，也可按管路允许的流速进行计算。在本设计中，主流量为，压油管的允许流速取，综合诸因素以及系统上各阀的通径，取。由文献9表33-1可以查得管道外径D=28m
23、m。3.2.8 液压油箱的容积确定本液压油箱系统为高压系统，液压油箱有效容积按泵流量的57倍来确定，故取液压油箱的容积。3.3 中心立柱尺寸设计计算与校核根据所选液压缸的行程等因素，中心立柱高度定为1600mm，选择载体小车在最高点时来校核其强度，为了方便计算将载体小车简化为一根悬臂梁，长度定位2400mm进行初步校核。简化图如图3.2。图3.2 中心立柱简化受力图 在水平方向，根据材料力学相关知识，将均布载荷简化为作用于中心点的外力，然后画出其弯矩图如图3.3所示。图3.3 简化图弯矩图由于载体小车和中心立柱的接触的位置受力比较复杂，为了方便计算而又满足强度要求，我们假定该位置承受的弯矩是水
24、平弯矩图的最大弯矩，同时又可以得出对于整个中心立柱来说，该位置的截面是最危险的，故我们将问题简化为校核该位置的强度上。由已知条件可计算出最大弯矩。弯曲正应力是控制梁的主要因素。所以弯曲正应力的强度条件往往是设计梁的主要依据。由文献5查得中心立柱的材料30Mn2的许用应力，由此可得 （3.1）参考材料力学表5.1可以知道，圆形截面时抗弯截面系数和截面面积最合理的比值是 （3.2） （3.3）由式3.1、式3.2以及式3.3的关系可得根据实际情况取。3.4 载体小车主要结构设计计算与校核3.4.1 载体小车总体结构设计在前面3.1中我们已经讨论得出了结论，载体小车由一个旋转套筒和两只由液压系统控制
25、的机械爪组成。两个机械爪对称安装，分别由两个相同的液压缸同步控制。3.4.2 旋转套筒及机械爪尺寸设计计算与校核确定套筒内外径及高度。由前面3.3的分析和计算，我们已经确定与之配合的中心立柱直径，显然套筒内径因要与之紧密配合可以直接得到，即，根据经验确定外径，高度。确定套筒悬臂梁长度及截面尺寸。由前面3.3的分析我们可知，悬臂梁最危险的截面最大弯矩为，同样用弯曲正应力强度条件进行校核，仍然参考材料力学表5.1可以知道，矩形截面时抗弯截面系数和截面面积最合理的比值是 （式3.4） （式3.5）由式3.1、式3.4以及式3.5的关系可得根据实际情况取，。确定机械爪尺寸。由上一步我们已经得出悬臂梁的
26、截面为100100，根据实际需要和经验取机械爪套在悬臂梁上的垂直总长度为245mm。根据拉应力强度校核条件式中由文献5查得；机械爪垂直方向的截面面积，假设机械爪套筒的厚度为t，沿悬臂梁的方向的长度为l，则； 截面法向拉力，在本设计中即为钢卷及其他辅助设备的重量根据以上分析可得 根据经验和实际需要取，。机械爪伸出的部分根据需要分别取为：，。3.4.3 载体小车液压系统设计1、液压系统工况分析机械爪需要完成的动作只是从两端卡住钢卷，并保持卡紧状态到完成转运，动作简单，其工作循环为：缓慢加压-保压-缓慢减压-停止。运动部件的重力初步确定为2000N，慢速加减压速度为100mm/min，机械爪重量为3
27、71.6N，动摩擦因数为0.15。根据已知条件，液压缸所受外负载包括三种类型，即式中 Fw工作负载，对于机械爪来说，即371.6N； Ff导轨摩擦阻力负载，在本系统中 Fa运动部件速度变化时的惯性负载，本设计中由于每一过程速度恒定，故为0。2、 液压缸尺寸的确定及校核液压缸工作压力P的确定。由已知条件可得工作压力P为式中F液压缸推力；d液压缸活塞直径。取d=20mm，故可得P=0.178MPa。液压缸内径D及活塞直径d的确定。由液压传动表3.1及3.2查得，取，d=20mm，故D=40mm，据文献9圆整为d=20mm，D=40mm。液压缸壁厚的确定。中、高压液压缸一般采用无缝钢管，大多属薄壁筒
28、，即，此时，根据材料力学中薄壁圆筒的计算公式式中许用应力，液压缸采用调质处理的45号钢，由文献5查得为637MPa，取安全系数为2，因此，为318.5MPa；液压缸内径； 试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5倍）。带入数据可得，根据具体情况取。缸体外径的确定。由以上数据可得，缸体的外径。液压缸行程l的确定。由于本执行机构实际工作最大行程为180mm，取行程l=180mm。由于，故不用进行液压缸的稳定性校核。缸盖厚度t的确定。一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度按强度要求可用下面的式子进行近似的计算式中液压缸缸盖的止口直径，和液压缸内径配合，故近似相等； 液压缸缸盖孔直径，取活塞杆的直径
29、。由此可得，故取。3、液压泵及电动机的选择泵的工作压力的确定。考虑到正常工作中进油路有一定的压力损失，所以泵的工作压力为式中液压泵最大工作压力； 执行元件最大工作压力； 进油管路中的压力损失，初算时简单系统可取0.8MPa。是静压力，考虑到系统在各种工况的过渡阶段出现的压力往往超过静压力。另外考虑到低压系统取小值，高压系统取大值。在本系统中。泵的流量的确定。液压泵的最大流量为式中液压泵的最大流量； 同时作用的各执行元件所需流量之和，在本设计中 系统泄漏系数，一般，现取。由此，。液压泵的型号选择。根据以上计算的和，查文献9，现选择ZM1型轴向柱塞泵，该泵的参数为：每转的排量为，泵的额定压力，电动
30、机转速1470r/min，容积效率，总效率。与液压泵相匹配的电动机的选择。电动机工作时需要的功率由此，。由手册选择Y801-2型三相异步电动机，功率0.75kw，满载转速2830r/min。4、机械爪液压系统的确定由前面的分析以及相关液压阀的选择，机械爪的液压系统图如图3.4所示。图3.4 机械爪液压系统图 4 钢卷转运装置旋转机构设计4.1 旋转机构主要工作原理在2.2中，我们已经讨论过旋转机构的主要工作原理：通过液压无级变速器进行减速，输出的转矩经过一个一级齿轮减速器小传动比减速，并通过齿轮轴和载体小车相啮合，带动载体小车旋转。4.2 液压无级变速器的设计4.2.1 液压无级变速器工作原理
31、整个液压无级变速系统是由输入端液压泵、输出端液压马达、两者之间的联接管路、油箱、补油泵以及调速器所组成。配流轴固定在机壳上，配流轴中间凸肩旁设置补油叶片泵，以补偿系统的外泄漏。补油泵和补油单向阀组以一定的压力向配流轴中低压管道补油，补油压力由内置溢流阀控制，补油压力一般比较小。配流轴左端设置变量油泵，右端设置定量液压马达，通过调节泵的动座圈中的定子相对于转子的偏心距来改变配流轴内管道中的流量和流向，相应地控制液压马达的转速和转向。泵定子的偏心移动靠转动螺杆来实现。 在本设计中无需无极调速，故只需设定一个偏心距e。泵和马达的转子以及柱塞都为同一零件，这样既容易保证最大排量相等，又便于生产制造。变
32、量泵的转子带动补油泵的转子一起转动，使结构更为紧凑。系统主油路油压由内置卸荷溢流阀控制，能保证变速器安全工作而不致于过载损坏。4.2.2 液压无级变速器元件选择1、辅助参数的计算旋转套筒与举升机构之间的滑动摩擦系数f的确定。选用粘度高的HJ-90型润滑油。查机械设计手册表1-12，HJ-90型润滑油滑动摩擦系数f=0.15。旋转的工作阻力F的确定。F= (G0+G1)=0.15（455002539.36）N=7206N旋转速度v的确定。小车转速n=1r/min，故套筒的线速度v=0.0157m/s。2、电动机选择电动机类型选择的确定。Y系列三相交流异步电动机具有结构简单、价格低廉、维护方便等特
33、点，故选择Y系列三相交流异步电动机。电动机功率选择的确定。旋转机构所需有效功率 PW=Fv/1000 kW=72060.0157/1000 kW=0.113 kW设1、2、3、4分别为弹性联轴器、滚动轴承、液压无级变速器、闭式齿轮的传动效率，为传动装置的总效率，查机械设计课程设计表2-2得1=0.99，2=0.98，3=0.93，4=0.98，则 =12234=0.990.9820.930.98=0.86电动机所需功率:Pd=PW/=0.113/0.86=0.1314 kW由机械设计课程设计表16-1，选定电动机的额定功率为0.75kW.电动机转速的确定。选择常用的同步转速1500r/min和
34、1000r/min两种。电动机型号的确定。根据电动机所需功率和同步转速查机械设计课程设计表16-1可知电动机型号为Y90S-6或Y802-4.两种方案的比较如表2.1，方案中的电动机转速高价格低，但是传动比过大，故选取方案1，即电动机型号为Y90S-6。方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比轴外伸轴径（）外伸轴长度（）1Y90S-60.75100091018224502Y802-40.75150013905561940表2.13、减速器的泵与马达的选择马达的选择。马达的输出转矩 已知T扭=1080.9Nm；P=20106Pa；m=0.90。代入上式
35、计算得：V=377mL。查机械设计实用手册表6.1-20，根据排量选取QJM型液压马达。QJM型参数为： P额=1020 MPa; r=1800r/min。液压泵的选择。 液压泵出口压力PP：查机械设计实用手册表6.1-18，选用JB-G系列的液压泵。JB-G系列的基本参数： P=25MPa； r=1000r/min。4.3 一级齿轮减速器的设计4.3.1 齿轮的设计及校核1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按整体的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，7级等级精度。由机械设计课程设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮（即套筒）材料为30Mn2，硬度为240HB
36、S，两材料硬度差为40HBS。暂设小齿轮齿数z1=21,则大齿轮的齿数z2=i2z1=213.5=73.5，取=76。2、按齿面接触强度设计齿轮尺寸d1t2.32确定公式内各参数的值。（1）试选载荷系数k=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩T1 齿轮轴传递的功率P=P额12230.750.990.9820.93=0.66 kW 小齿轮传递的转矩T1=9.00429105 N。（3）由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1 。（4）由机械设计表10-6查得材料弹性影响系数zE=189.8MPa1/2 （5）由机械设计图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大
37、齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。（6）由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系数KHN1=1.29，KHN2=1.45.（7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1/S=774MPa；H2=KHN2Hlim2/S=797MPa。代入各参数值计算。（1）小齿轮分度圆直径d1t104.18。（2）计算齿宽b=dd1t=104.18（3）计算载荷系数根据v=0.038m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得载荷系数Kv=1.05;直齿轮KH=KF=1;由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.00;由机械设计表10-4，用插值法查得8级精度
38、、小齿轮小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.360；由机械设计图10-13得KF=1.34，故载荷系数K=KAKvKHKH=1.001.0511.360=1.428（1）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t=104.18=107.493（2）计算模数mm=5.193、按齿根弯曲强度设计齿轮尺寸m确定公式内各计算数值。（1）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。（2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=1.21，KFN2=1.25。（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4
39、，则（4）计算载荷系数K=KAKvKFKF=11.0511.34=1.407（5）计算大小齿轮的并加以比较代入各参数值计算。m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮的模数m主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，因此，可取弯曲强度算得的模数4.05并就近圆整为标准值m=4，按接触强度算得的分度圆直径d1=107.493圆整为d1=110算出小齿轮齿数z1=，大齿轮齿数z2=273.595.这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且使整个传动系统结构紧凑，避免了浪费。4、
40、几何尺寸分度圆直径d1=z1m=274=108，d2=z2m=954=380。中心距a=，圆整为245mm。齿轮宽度b=dd1=1108=108，取B2=110，B1=115。啮合角=arc cos=20.63。变位系数之和x=X1+x2=0.2849。取x1=0.15，则x2=0.2849-0.15=0.1349。 系数y=(a-a)/m=(245-244)/4=0.25，=x1+x2-y=0.2849-0.25=0.0349 齿轮几何尺寸如下： d1=mz1=427=108 d2=mz2=495=380 db1=d1cos=101.4868 db2=d2cos=357.0832S1=m/2
41、+2x1mtan=4/2+20.154tan20=6.4984 S2=m/2+2x2mtan=6.3177 ha1=m(ha*+x1-)=4(1+0.15-0.0349)=4.4604 ha2=m(ha*+x2-)=4(1+0.1349-0.0349)=4.4000 hf1=m(ha*+c*-x1)=4(1+0.25-0.15)=4.4000 hf2=m(ha*+c*-x2)=4(1+0.25-0.1349)=4.4604 da1=d1+2ha1=116.9208 da2=d2+2ha2=388.8000 df1=d1-2hf1=99.2000 df2=d2-2hf2=371.07925、齿轮
42、受力分析齿轮所受的力一般是沿啮合线作用在齿面上的法向载荷，为了计算方便，一般将法向载荷在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力与径向力，（图3-6）由此得：式中 齿轮传递的转矩,； 齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，mm； 啮合角，对标准齿轮，=。代入数据计算得Ft=1.67104NFr=0.67104N4.3.2 轴的设计及校核1、初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。取A0=117，dmin=16.71轴的最小直径是在与液压马达输出轴连接处，为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1=11.7105N按照计算转矩
43、Tca应小于联轴器公称转矩的条件查机械设计课程设计表13-5，选用LT10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，半联轴器孔径d=70。因此设齿轮轴轴径为70。2、轴的结构设计和轴承的选择轴承的初选：由于轴承承受较大的径向载荷和轴向载荷，转速较小，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据轴径70，查机械设计课程设计表12-6，选取0基本游隙组、标准精度的7214AC，其尺寸为dDB=7012524。安装尺寸为：Damin=116，damin=79。轴的圆周速度小于2m/s，轴承用脂润滑。3、轴的强度校核按第三强度理论有：式中 轴的计算应力，单位：MPa M轴所受弯矩，单位： Nmm T轴所受转矩，单位：Nmm 轴的抗弯截面系数，单位：mm 扭转切应力为静应力时，取0.6其中 代入得其中 d=99.2，代入数据计算得ca=11.46MPa查的轴材料的弯曲疲劳极限-1=318.5MPa，显然，ca-1,即小齿轮轴安全4、轴承的校核轴承寿命计算，根据机械设计式135a有：其中 轴承寿命（h）； 轴转速n=7r/min； 温度系数，查机械设计表13-4查得； 基本额定动载荷Cr=69.2kN； 球轴承，=3；由此 。假设每年按300个工作日，每日工作12个小时计算，该对轴承可工作的年数为：N=年显然，所选角接触球