机械毕业设计（论文）-钢卷运输车设计（全套图纸） .pdf

辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) i 钢卷运输车钢卷运输车 摘要摘要 钢卷运输车是广泛用于轧钢生产线上的一种重要的轧钢辅助设备，其设计特点和工 作性能的好坏直接影响到整个轧钢生产线的生产效率。它是将卷取机上的钢卷运输到打 捆机的重要运输设备，给轧钢生产带来了极大的方便。本设计主要是对钢卷运输车的行 走传动机构和升降机构进行设计和改造。本次设计研究的主要内容包括总体方案设计的 选择、行走机构、升降机构的设计、主要零部件的设计与校核等。在本设计中钢卷运输 车的行走机构的驱动方式的选择了电机驱动，由于传动比较大，故小车的传动机构选择 了二级齿轮蜗轮蜗杆减速器。该减速器有两个输出端通过联轴器联接驱动车轮轴使车轮 转动。 钢卷运输车的升降动作由液压缸驱动完成。 现如今随着我国钢铁行业的迅速发展， 轧钢生产相关的设备也向着高效、简单、节能化发展。钢卷运输车在轧钢实现自动化生 产方面起到了很大的作用，所以对于钢卷运输车的设计，既要其安全可靠，也要易于检 修和维护， 适合不同的生产要求同时也要最大程度的降低成本。 国外该技术已比较发达， 我国在引进国外技术的同时也要根据实际需要不断的创新。促进我国轧钢生产实现更加 快速的发展。 关键词：钢卷；运输；升降机构；冷轧 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) ii the transport vehicle of rolling steel abstract the transport vehicle of rolling steel is an important auxiliary equipment which is widely used in rolling mill production line, its design features and work performance has a direct impact on the productivity of the entire rolling line. it is an important transportation equipment which transports steel roll from recoiling machine to bander, which make it convenient to the production of steel rolling. this design is mainly to design and remould the walking and driving mechanism and lifting mechanism of the transport vehicle of rolling steel. the main content of this design research includes the choice of the overall plan of design, traveling mechanism, the design of lifting mechanism and the design of main components design and checking and so on. in this design，the drive mode of traveling mechanism of transport vehicle of rolling steel is by motor machine. because of the tachometer drive ratio is big, i choose two stage gear worm reducer for the small one. the reducer has two output ends which connect the wheels by coupler to make the wheels run. the movement of lifting mechanism is driven by the hydraulic cylinder to complete. nowadays , with the rapid development of chinas iron and steel industry, the related equipment of steel rolling production has efficient, simple, and energy saving development. the transport vehicle has played a big role in achieving automation production , so the design must be safe and reliable, easy to repair and preserve, suitable for different production requirements and also to reduce the cost of the big extent. the technology has been developed in other countries, so we should bring in the foreign technology and also innovate according to our actual need. to promote the steel rolling production for china to achieve more rapid development. key words: rolling steel；transport；lifting mechanism；cold rolling 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) iii 目录目录 摘要 . i abstract . ii 1 绪论 . 1 1.1 选题的背景 . 1 1.2 国内外研究状况和相关领域中的研究成果 2 1.3 课题的研究方法 2 1.4 研究的内容 . 3 2 总体方案设计 . 4 2.1 方案设计 . 4 2.2 方案的对比 . 4 2.3 方案的确定 . 5 3 电动机选择 8 3.1 设计参数 . 8 3.2 电动机的选择 8 3.2.1 电机类型的选择 . 8 3.2.2 选择电动机 . 11 3.2.3 电动机的校核 11 4 主要零件设计与参数计算 12 4.1 传动比分配 . 12 4.1.1 各级运动参数 . 12 4.2 设计减速器第一级斜齿轮传动 13 4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 . 13 4.2.2 按齿面接触强度设计 14 4.2.3 按齿根弯曲强度设计计算 . 16 4.2.4 几何尺寸计算 . 17 4.3 蜗轮蜗杆的设计 18 4.3.1 选用蜗杆传动类型 18 4.3.2 选用蜗轮蜗杆材料 18 4.3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 19 4.3.4 蜗轮蜗杆的主要尺寸参数 . 20 4.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 . 21 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) iv 4.4 确定传动系统轴的最小直径和主要轴的受力分析 21 4.4.1 减速器输入轴的最小直径和受力分析 22 4.4.2 计算减速器中间轴的最小直径 22 4.4.3 减速器输出轴的最小直径和受力分析 23 4.4.4 车轮轴的尺寸的确定 23 4.5 轴的校核 . 23 4.5.1 减速器输出轴的校核 23 4.5.2 车轮轴的校核 . 26 4.6 联轴器的选择 29 4.6.1 选择减速器输出端与车轮轴之间的联轴器 . 29 4.6.2 选择电动机与减速器之间的联轴器 29 4.7 键的尺寸确定及校核 . 30 4.7.1 减速器输出轴上键的尺寸的确定 . 30 4.7.2 车轮与车轴承之间键的尺寸与校核 31 4.7.3 蜗轮与蜗轮轴之间的键的选择与校核 32 4.8 选择轴承并校核其寿命 32 4.8.1 减速器轴承的选择与轴承寿命校核 32 4.8.2 选择车轮轴上的轴承并校核 37 4.9 车轮的校核 . 39 4.10 车轮的打滑校核 40 4.11 钢卷运输车升降机构液压缸的选择 41 5 润滑方式的选择 . 43 5.1 轴承润滑方式的选择 . 43 5.2 减速器润滑方式的选择 43 6 钢卷运输车经济与环保分析 . 44 6.1 环保分析 . 44 6.2 经济性分析 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 6.2.1 投资回收期的计算 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 6.2.2 设备合理的更新期的计算 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结束语 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 49 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 1 页 1 绪论 1.1 选题的背景 在轧钢机械生产中， 除了在轧机上完成塑性变形工序外， 在整条生产线中还有一系 列的辅助工序，如大型轧钢厂车间的表面清洗、加热、轧制，锯切和矫正等工序。在冷 轧带钢车间有酸洗、电解清洗、退火、平整、横剪、纵切，表面镀层等工序。而在众多 辅助工序中又有很多相关的辅助设备。 钢卷运输车便是热、 冷轧钢生厂线上一种重要的辅助设备。 它是在生产过程中将钢 卷从一道工序运送到下一工序的常用设备。如鞍钢股份冷轧带钢 2生产线上钢卷运输 车将卷取机上的钢卷运送到打捆机前打捆。 同时起到辅助卷取机卷取和卸卷的作用。 此 次设计主要是针对冷轧带钢厂的卸卷钢卷运输车进行设计。 随着轧钢生产技术的革新， 轧钢生产速度的提高不仅取决于轧钢主要设备的速度的 提高和轧制周期的缩短，在很大的程度上也决定于轧钢辅助设备的不断改进和日趋完 善。钢卷运输车在提高轧钢生产效率方面起到了十分重要的作用。 在轧钢车间， 轧钢辅助设备的总重量一般要超过主要设备的重量的 34 倍， 以 825 轧车间为例，其设备总重量为 4400t，其中轧钢主要设备重量仅为 1000t。轧钢辅助设 备种类繁多，不同的设备有不同工序的任务。有些辅助设备的工作条件也很恶劣，往往 是在高温、水、铁磷，潮湿和多尘的环境下运转。有些设备工作载荷很大且要承受冲击 和震动，不少轧钢设备具有器制动频繁的特点。有的地动次数达到 1500 次/h 以上，轧 钢辅助设备的结构，运动和工作制也往往比轧机复杂。 现代化的轧钢辅助设备往往采用的是直流电动机或者液压驱动。 冷轧带钢， 特别是冷轧宽带钢在国民经济中占有十分重要的地位。 随着汽车制造业， 食品罐头、精密仪表、容器包装、建筑机械制造和船舶制造业的迅速发展，以及日常家 电用品洗衣机，空调等等需求量成倍的增长，使冷轧带钢的需求量越来越大。 镀锌板， 镀锡板及其他金属镀层板塑料涂层板， 涂漆板和彩色涂层板等非金属涂层 板，都是具有广泛用途的金属材料。尤其是非金属涂层板的生产在国外发展异常迅速， 现在都以连续化生产方式在冷轧带钢厂内制造。 这对于增加产量、 提高质量、 节约能源、 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 2 页 降低成本改善劳动条件和减少环境污染都有重要意义。 这种产品廉价物美， 在国际市场 上具有很强的竞争能力。 目前我国大力发展冷轧带钢生产， 逐步提高冷轧带钢在轧钢产品中的比重。 迅速提 高冷轧带钢的质量， 不断增加冷轧带钢的品种， 满足外贸出口对冷轧带钢需求及各个工 业部门，特别是与人民生活密切相关的轻工业和日用电器，生活用具需求等。 国内现有的冷轧钢板生产，设备和工艺都比较落后。为了改变这种状况：一方面从 国外成套引进现代化的宽带钢冷连轧机组以及其他生产设备。 另外对一些老厂的设备也 进行积极改造。 因此， 全面了解国外现代化冷轧带钢生产过程的工艺， 设备及操作技术， 对于消化引进的国外技术，进行老厂的技术改造是有益的。 1.2 国内外研究状况和相关领域中的研究成果 在 1995 年 3 月 10 日鞍钢钢铁集团冷轧薄板厂的赵荣国，贾成洲，徐庆田三位师傅 设计了特别适用于冷轧厂酸洗机组头部的钢卷上料小车。 它是有固定在车体上的驱动马 达和组驱动齿轮所组成， 特点是组驱动齿轮与固定在轨道基座上的齿条啮合。 齿条在上 齿轮在下相互啮合，传动系统简单，结构先进合理，安全可靠，有利于车体设备的检修 和维护。 随着我国钢铁企业的迅速发展，冶金设备也向着高效、简单、节能化发展。钢卷运 输车是冷轧生产线上的常用设备。 在济钢成套引进国外新型冷轧薄板机组中钢卷运输车 也是必不可少的设备之一， 它在开卷前接受准备站准备好的钢卷。 钢卷车助卷辊旋转将 钢头部经开卷机的导板台送到防断辊前面的等待位置。 穿带时钢卷车上的带钢头部经过 打开的夹送辊引入处理机。当带钢前端通过夹送辊时，上夹棍下降，驱动带钢向前，同 时开卷机从酸洗线上缩回。 处理机驱动带钢头部进入切分前钢卷小车将钢卷移到开卷机 的上卷位置。 此时， 开卷机返回酸洗线开卷机芯轴从钢卷内孔进入外部支撑。 上卷完毕， 钢卷小车返回后对下一个钢卷准备站送来的钢卷做穿带准备。 1.3 课题的研究方法 钢卷运输车根据不同的生产线的需要可以设计成不同类型，行走机构主要的驱动方 式有液压缸驱动和电动机配合减速器驱动两种方式。 托卷的升降装置大多用液压缸来驱 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 3 页 动。上升装置可以单独设计成一个托卷小车，和一个运输小车配合使用。可以发挥我们 的想象力，设计出一个方案使钢卷运输车更加适合冶金工业的生产需要。 1.4 研究的内容 钢卷运输车广泛用于轧钢工业生产线， 它的研究也是必不可少的。 主要是对行走机 构和升降机构进行设计。 设计中要对钢卷运输车的各个部件进行选择和校核。 升降机构 常用液压缸驱动，在设计时要对液压缸进行选择。对部分零件选择润滑方式。在设计后 要对钢卷运输车的经济性和环保性进行确定。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 4 页 2 总体方案设计 2.1 方案设计 钢卷运输车方案设计的类型有很多。为了横向行走机构的简单，安全可靠性，在本 设计中行走机构的驱动装置我选择了电动机驱动。 考虑小车的走行速度， 由于传动比比 较大，我采用了二级齿轮蜗轮蜗蜗杆减速器用两个输出端通过联轴器与主动轮轴联结， 从而带动钢卷运输车在轨道上行走。小车的托举钢卷动作由液压缸驱动升降装置完成。 在设计时针对有关零件的尺寸设计， 强度校核也是非常重要的环节 （如减速器的设 计） 。各个机构的组成安装位置是否便于拆装，检修和维护也是要考虑的重要问题。具 体方案设计如图 2.1 所示。 电动机安装在车架的中间， 这样可以使钢卷运输车的行走更 佳稳定。电动机与减速器放在同一个托板上，托板焊在钢卷运输车的机架两端。 2.2 方案的对比 通常钢卷运输车的横向行走机构有液压缸与液压马达驱动和电动机与减速器传动 驱动两种主要的方式。液压缸与液压马达驱动的相关设备成本比较高，运行平稳，适合 短距离直线动作相对灵活性比较差，占地面积大，而且对周围的环境要求比较高。电动 机驱动的方式结构简单，占地面积小，方便检修与维护，灵活性非常好，成本低。所以 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 5 页 在本设计中我采用了电动机配合减速器传动的方式驱动小车横向行走。 电动机驱动行走又可分为分散驱动和集 中驱动方式两种。 1 分散驱动 在冶金行业机械设备中，有的较大的设 备由于两根轨道间的轨距和行走机构的驱动 功率都比较大，用一台电动机驱动非常困难 （如炼钢厂转炉的驱动方式） ， 因而也经常采 用用几台电动机同时驱动的形式如图 2.2 所 示。有两台电动机经由两台减速器传动分别 驱动小车的两个后轮轴，实现小车的行走动 作。 2 集中驱动 当行走机构的功率和轨距都比较小的时候为了降低加工制造成本， 通常采用集中驱 动的形式。 集中驱动根据传动方式的不同又可分为开式齿轮传动驱动机构和闭式齿轮传 动驱动机构。如图 2.3、图 2.4 所示。 2.3 方案的确定 综上考虑：根据设计要求由于钢卷运输车行走时的转矩和行走功率都不大，因而我 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 6 页 设计的钢卷运输车行走机构的驱动方式采用电动机集中驱动的形式。 升降机构根据相关 去要求特点选择由液压缸驱动。确定总体方案简图如图 2.5 所示。 1 电动机类型选择 考虑到钢卷运输车的行走特性， 要与所选择的电动机的机械特性相适应。 钢卷运输 车在正常工作时启动和制动较频繁，所以综合考虑选择冶金设备专用的 yzr 型电动机。 2 传动机构选择 钢卷运输车的工作环境比较恶劣， 如采用两 对开式传动的齿轮减速机构齿轮磨损较快， 不满 足生产的安全可靠，耐用性要求。而且由于传动 比比较大所以采用闭式齿轮蜗轮蜗杆减速器传 动。选择蜗杆头数 z1 时，主要考虑传动比、效 率和制造三个方面从制造方面，头数越多，蜗杆 制造精度要求也越高； 从提高效率看， 头数越多， 效率越高；从提高传动比方面，应选择较少的头 数；在动力传动中，在考虑结构紧凑的前提下， 应很好地考虑提高效率节约成本。综上考虑本设计中选择单头蜗杆。 3 联轴器的选择 联轴器的类型应根据使用要求和工作条件来确定。具体选择时考虑的几个问题： （1）传递的转矩的大小和性质以及对缓冲和减震方面的要求。例如：对于传递功 率较大的的重载传动， 可使用齿式联轴器； 对于存在严重冲击载荷或要求消除轴系扭矩 震动的传动，可用簧片联轴器，轮胎式联轴器或橡胶金属环联轴器等。 （2）在安装调整之后两轴相对位移的大小和方向难以保证严格精确对中，或工作 过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如：产生的径向位移 较大时， 可选用滑块联轴器； 当两轴的角位移较大时或两轴相交时可选用万向联轴器等。 （3）联轴器的可靠性。一般由金属元件制成不需润滑的联轴器比较可靠，需要润 滑的联轴器的性能会受到润滑程度影响，还可能污染环境。 （4）联轴器的工作环境。 对于橡胶等非金属元件制成的联轴器对工作环境的温度、 腐蚀性介质，光等比较敏感，使联轴器容易老化影响其使用寿命。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 7 页 （5）联轴器的制造、安装，维护和成本。通常在满足使用性能的前提下，我们应 选用拆装方便，维护简单，成本低廉的联轴器。例如：刚性联轴器不但结构简单，而且 拆装方便，其中夹壳联轴器，可以不移动两轴的情况下，拆装联轴器，可用于低速，刚 性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器（如弹性柱销联轴器，梅花型弹性联轴器 和弹性套柱销联轴器） ，具有良好的综合性能，适用于一般的中小功率传动。 （6）频繁启制动，载荷稳定，经常正反转工作。一般的非金属元件联轴器（例如 梅花型弹性联轴器、轮胎式联轴器、新型梅花联轴器等） 综上考虑该设计中选用新型梅花联轴器。 2 滚动轴承类型的选择 选择滚动轴承的类型时应考虑多种因素的影响。 如果轴承所受负荷的大小， 方向及 性质；轴向固定形式；刚度与转速要求；调心性能要求；工作环境；经济性以及其他特 殊要求。概括起来，有以下选型原则： （1）转速较高，负荷不大，而旋转精度要求较高时，宜选用球轴承。 （2）转速较低，负荷不大或有冲击载荷时，用滚子轴承。 （3）当径向负荷与轴向负荷都比较大时，若转速高时，选用角接触球轴承。若转 速不高时，用圆锥滚子轴承。 （4）当轴向负荷比径向负荷大的多，且转速低时，常用两种不同类型的轴承组合， 分别承受轴向和径向负荷。 （5）当径向负荷比轴向负荷大的多，且转速较高时，用向心球轴承。 （6）当有支撑刚度要求时，可采用角接触型轴承。 （7）需调整径向游隙时，采用内锥孔轴承。 （8）支点跨度大，轴的变形大或多支点轴，采用调心轴承。 （9）在满足使用要求的情况下，优先选用价格低廉的轴承。一般来说，球轴承的 价格低于滚子轴承的价格。精度越高价格越高。在同精度的轴承中，深沟球轴承的价格 最低。 综上所述在该设计中选用圆锥滚子轴承。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 8 页 3 电动机选择 3.1 设计参数 主要参数： 钢卷质量： t20 m = 钢 车体重量： t 5 g = 体 钢卷运输的速度：m/s1 . 0=v 3.2 电动机的选择 3.2.1 电机类型的选择 根据冷轧带钢厂的钢卷运输车正常工作状态下频繁启动与制动，以及其工作环境和 载荷大小的工作特点，在本设计中选择我国新设计的国际市场上广泛使用的统一系列 yzr 型三相异步电动机。 确定启动力矩m起 钢卷和车体的总质量：t25520 m =+= 总 钢卷和车体的总重量：n mg 33 10245108 . 925g= 总总 车轮转速： r/min8 . 4 4 . 014 . 3 1 . 06060 = = d v n 传动装置总效率： 道 联承 轮齿 . 3 . 4 = 齿轮啮合效率：97. 0=齿 圆锥滚子轴承效率：98. 0=承 联轴器效率：99. 0=联 车轮与轨道的效率：85. 0=道 蜗轮蜗杆的效率：73. 0=轮 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 9 页 则传动系统的总效率：573 . 0 85 . 0 99 . 0 98. 073 . 0 97 . 0 34 = 起动力矩m起用来克服车轮滚动时的摩擦力矩m摩和大车起动时的惯性力矩m惯。 （1）车轮滚动时的摩擦力矩m摩如图 3.1 所示，车轮滚动时的摩擦力矩包括车轮 与轨面之间的滚动摩擦力矩， 车轮轴承处的摩擦力矩以及车轮轮缘与轨道侧面间的摩擦 力矩，即 g k m 总摩 ) r(+= （3- 1） 式中： _考虑车轮轮缘与轨道侧面间的摩擦所以起的附加助力矩系数， 查文献1 取0 . 2=； k 车轮与轨道面间的滚动摩擦系数，查文献2取cm05. 0=k； 车轮轴承处的摩擦系数，查文献2取008. 0=； r车轮轴的半径m06. 0r =； g总钢卷运输车的总重量； 将以上数据代入式（3- 1）得： 2 . 4800 . 210245)06 . 0 008 . 0 0005 . 0 ( 3 =+= m摩 n.m （2）惯性力矩m惯 惯性力矩m惯分为两部分： 传动机构旋转零件的惯性力矩m 惯1 及大车作直线加速运 动时的惯性力矩m 惯2 。分别计算如下： t 375 n 25 . 1 15 . 1 0 2 00 起 摩 ）（ dg m = （3- 2） 式中： 2 0 0dg 原动机轴上旋转零件的飞轮矩； n0原动机的转速； 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 10 页 t起起动时间，一般取42 t = 起 秒，取 2 秒； 将以上数据代入式（3- 2）得： 08.25 2375 8 . 44 . 0245 2 . 1 2 1 = = m惯 n.m t g60 vr g a 2 起 总总 惯惯 g r g r fm = (3- 3) 式中： f惯操作机作直线加速运动时的惯性力a g g f 总 惯= ； g总为操作机的总重量； g为重力加速度，取 2 m/s8 . 9； a为大车起动时的直线运动加速度 t 60 a 起 行 v =，大车运行速度6= 行 vm/min； t起为起动时间 2 秒； r车轮半径 0.2m； 将以上数据代入式（3- 3）得： 250 28 . 960 2 . 0610245 3 2 = = m惯 n.m 故惯性力矩m惯为： i 2 1 m mm 惯 惯惯 += 起动力矩m起为： 04.4208.25 573 . 0 195 250 2 . 480 33 . 1 i 33 . 1 1 2 = + + = + + = m mm m惯 惯摩 起 n.m 式中： i大车行走机构的总传动比； 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 11 页 大车行走机构的总传动效率； 3.2.2 选择电动机 由于电动机频繁启动，工作温度不高，故按启动力矩初选电动机 09 . 4 8 . 9975 93004.42 g975 n0 = = m n 起 电 kw 初选电动机1160myzr,电机功率5 . 5 0=p kw，转速930 n0= r/min。 3.2.3 电动机的校核 为了防止电动机过载进行过载校核，由文献2可知异步电动机过载校核公式为 tkktn t 2 umax 式中： t由文献2可知5 . 2 t ，取5 . 3= t ； tmax电动机的最大负载转矩； k余量系数，直流电动机取 0.90.95，交流电动机取 0.9； ku电压波动系数，取 0.85； te电动机额定转矩， 0 . 2 max e t t =； 代入以上数据： t t tkktn tmax max2 2 umax 14 . 1 2 5 . 385. 09 . 0= 所以电动机符合过载条件。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 12 页 4 主要零件设计与参数计算 4.1 传动比分配 传动部分减速器速比分配。取减速器蜗轮蜗杆的传动比40 i = ；二级齿轮减速比 85. 4 40 194 i = 。为了使结构更加紧凑，所以减速器设计为二级齿轮蜗轮蜗杆减速器。 如图 4.1 所示。 4.1.1 各级运动参数 0 轴即电动机输出轴： 5 . 5 0=p kw； 930 n0= r/min； 48.56 930 5 . 5 9550 n 9550 0 0 0 = p t n.m 轴即减速器高速轴： 45 . 5 99 . 0 5 . 5 01 =联 pp kw； 930 nn 01 =r/min； 96.55 930 45 . 5 9550 n 9550 1 1 1 = p t n.m 轴即减速器的中间轴： 32 . 599 . 0 97 . 0 45 . 5 12 = 承齿 pp kw； 7 .191 85. 4 930 i n n 1 2 = r/min； 5 . 260 7 . 191 32 . 5 9550 n 9550 2 2 2 = p t n.m 轴即减速器输出轴： 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 13 页 87 . 399 . 0 73 . 0 32 . 5 23 = 承蜗 pp kw； 8 . 4 40 7 .191 i n n 2 3 = r/min； 6 . 7520 8 . 4 78 . 3 9550 n 9550 3 3 3 = p t n.m 轴即为车轮轴： 70 . 3 99 . 0 99 . 0 78 . 3 34 = 联承 pp kw； 8 . 4 nn 34 =r/min； 4 . 7361 8 . 4 07 . 3 9550 n 9550 4 4 4 = p t n.m 小车各级运动参数如表 4.1： 表表 4.1 钢卷运输车各级运动参数钢卷运输车各级运动参数 轴序号 功率（kw） 转速 （r/min） 转矩（n.m） 传动形式 传动比i 效率 0 5.5 930 56.48 联轴器 1 0.99 5.45 930 55.96 一级齿轮 4.85 0.97 5.23 191.7 260.5 蜗杆 40 0.73 3.78 4.8 7520.6 联轴器 1 0.99 3.70 4.8 7361.4 4.2 设计减速器第一级斜齿轮传动 4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 钢卷运输车一般为工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。材料选择由文献3小 齿轮材料为r40c调质处理，硬度为hbs280;大齿轮材料为#45钢调质处理，硬度为 hbs240。 选择小齿轮的齿数为24 1=z ,则大齿轮齿数4 .11685. 424 2 = z ，取117 2=z ；初 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 14 页 选螺旋角=14。 4.2.2 按齿面接触强度设计 1）按文献3计算分度圆直径，即： 3 2 d 1t t 1 12 d h ehzztk (4.1) 式中： kt试选6 . 1 t=k ; zh由文献3选取区域系数425.2= zh ； 由文献3查得 76.0 1= ，90.0 2 = ，66 . 190. 076. 0=+= ； lim由文献3 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a600 lim1 mp= ； 大齿轮的接触疲劳强度极限a550 lim2 mp= ； t1小齿轮传递的转矩； ze由文献3查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 mp ze= ； d由文献3 选择齿宽系数为1 d= ； 齿数比为85 . 4 =； 计算应力循环次数： 9 h11 10017 . 4 )1530082(193060j n 60= ln ； 8 9 1 2 1028 . 8 85 . 4 10017 . 4 i = = n n ； 由文献3.图 10-19查得接触疲劳强度寿命系数为90. 0 1=khn ；95. 0 2=khn ；接触 疲劳许用应力为 h ，取失效概率为%1，安全系数为1=s: a540a60090 . 0 1lim1 1 mpmp s khn h = = ； 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 15 页 a 5 . 522a55095 . 0 2lim2 2 mpmp s khn h = = ； a25.531 2 5 . 522540 2 21 mp hh h = + = + = ； 将以上数据代入公式（4.1）得： () mm31.48 25.531 8 . 189425 . 2 85 . 4 185 . 4 66 . 11 1096.556 . 12 d 3 2 9 t 1 = + ； 2）计算圆周速度 t v 5m/s3 . 2m/s 100060 93031.48 100060 nd1 t 1 t = = = v 3）计算齿宽b与模数mnt mm31.4831.481 d b t 1 d =； 539 . 1 24 cos1431.48cos d m 1 t 1 nt = = z ； 9mm3 . 4539 . 125 . 2 m 25 . 2 h nt =； 11 93 . 4 31.48 h b =； 4）计算纵向重合度 9028 . 1 14tan241318 . 0 tan318 . 0 1 d = z 5）计算载荷系数k 已知使用系数1= ka ，根据m/s35. 2=v，7 级精度，由文献3查得动载荷系数 03. 1= kv ；由文献3查得kh的值与直齿轮的相同，由插值法求此时kh。 42 . 1 b1023 . 0 )6 . 11 (18 . 0 12 . 1 3-2 d 2 d =+= kh 由文献3查得28. 1= kf ； 由文献3查得2 . 1=k k fe ； 755 . 1 2 . 142 . 1 03 . 1 1= kkkkkhhva 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 16 页 6）按实际载荷系数计算分度圆直径，由文献3.公式 10-10a得 mm82.49 6 . 1 755 . 1 31.48 dd 3 3 t t 11 = k k 7）计算模数mn 014 . 2 24 14cos82.49cos d m 1 1 n = = z 4.2.3 按齿根弯曲强度设计计算 由文献3得 3 2 1 d 2 n cos2 m f sfyy z yk = (4.2) 式中 k载荷系数582 . 1 28 . 1 2 . 103. 11= kkkkkffva ； y根据纵向重合度9028. 1= ，由文献3查得螺旋角影响系数88. 0= y ； zv当量齿数 27.26 14cos 24 cos 22 1 1 = = z zv ；08.128 14cos 117 cos 22 2 2 = = z zv ； yf齿形系数，由文献3查得 592. 2 1=yf ,165. 2 2=yf ； ys应力校正系数，由文献3得 596. 1 1=ys ,812. 1 2=ys ； fe弯曲疲劳强度极限，由文献3查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 a500 1 mp fe = ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限为a380 2 mp fe = ； kfn弯曲疲劳寿命系数，由文献3取 85. 0 1=kfn ；90. 0 2=kfn ； f弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 4 . 1=s,由文献3得： a57.303 4 . 1 50085 . 0 11 1 mp s k fefn f = = ； a29.244 4 . 1 38090 . 0 22 2 mp s k fefn f = = ； 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 17 页 计算大、小齿轮的 f sfyy 并进行比较： 01363 . 0 57.303 596 . 1 592 . 2 1 11 = = f sfyy ； 01606 . 0 29.244 128 . 1160 . 2 2 22 = = f sfyy ； 对比大齿轮的值比较大。 将以上数据代入公式（4.2）中： 92 . 101606 . 0 0289 . 1241 88 . 0 14cos1096.55825 . 12 m 3 2 23 n = = 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿面弯曲疲劳强度计算的模 数。取5 . 1 mn= ，满足弯曲疲劳强度的要求，但为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按 照接触疲劳强度的计算的分度圆直径mm82.49 d1= 来计算应有齿数。于是由： 22.32 5 . 1 14cos82.49 m cos d n 1 1 = = z ,取32 1=z ；则 2 . 1553285 . 4 12 = zz ,取 155 2=z 。 4.2.4 几何尺寸计算 （1）计算中心距 ()() mm54.144 14cos2 5 . 115532 cos2 m a n21 = + = + = zz 将中心距圆整为 mm145 a =； （2）计算斜齿轮螺旋角 ()() = + = + =9 9 . 13 1452 5 . 115532 arcos a2 mz arcos n21z 因值改变不多，故参数、k、zh等不必修正。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 18 页 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 mm47.47 cos13.99 5 . 132 cos m d n1 1 = = z mm62.239 cos13.99 5 . 1155 cos m d n2 2 = = z （4）计算齿轮宽度 mm47.4947.491 d b 1 d = 圆整后取mm50 b2= ，mm55 b1= ； （5）齿轮的结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径mm500 d mm160 2,可以从文献3.表 11-7查得蜗轮的基本许用应力a268mp h = 。应力循环 次数 7 n2 1082.134800008 . 4160 n j60= ln ，寿命系数 72 . 0 1082.13 10 8 7 7 = = khn ，则a96.19226872 . 0 mp khhnh = ； （6）计算中心距 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 20 页 3mm 5 . 116 96.192 9 . 2160 26050005 . 1 a 3 2 = 取中心距mm125a =。因40i =，故从文献3中选取模数5m =。蜗杆的分度圆直径 mm50 d1= ，这时4 . 0 125 50 a d1 =，由文献3中可查得接触系数75. 2= z ，因为 zz ，所以设计的轴满足强度要求。 （6）按扭转强度条件计算 减速器输出轴直径mm92d=。由于采用花键连接，所以按mm82d =计算。 a20.68 822 . 0 7520600 n 0.2d 9550 3 3 3 33 mp p w t t t = = 由文献4查得轴的材料r40c调质处理的 a185mp t = ； 因为 tt ,所以设计的轴满足抗扭转强度条件。 4.5.2 车轮轴的校核 车轮轴的转矩为mm.7361400m. 4 . 7361 4 nn t =； 车轮轴的转数r/min8 . 4 n4= ； 车轮轴传递的功率w7 . 3 4 k p =； 车轮的直径mm400d =； 车轮受到的圆周力n f f 5 .612 4 t = 摩 ； 车轮受到的径向力n g f 61250 4 r = 总 ； （1）计算水平面上的支反力 在图 4.3（b）中对 a点取矩，因为0=ma，即 ()0 1t212 =+ lfllfnh 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 27 页 n ll lf fnh 25.306 140140 140 5 . 612 21 1t 2 = + = + =； n fffnhnh 25.30625.306 5 . 612 2t1 =； （2）计算垂面上的支反力 在图 4.3（d）中对 a点取矩，0=ma,即 ()0 1t212 =+ lfllfnv n ll lf fnv 30625 140140 14061250 21 1r 2 = + = + =； n fff nvnv 306253062561250 2r1 =； （3）计算弯矩 mm.4287514025.306 1121 n lfmmnhhh =； mm.428750014030625 1121 n lfmmnvvv =； 在图 4.3（c） （e）中画出了水平面和垂直面的弯矩图。 （4）计算总弯矩 mm.37.4287714428750042875 22 22 21 n mmmmvh =+=+=； 在图 4.3（f）中画出轴的总弯矩图。 （5）轴的弯曲合成强度条件为 1 22 ca 2 4 ，所以该轴符合弯曲合成强度的要求。 （6）按扭转强度条件计算 因 为 此 轴 的 危 险 截 面mm92d =处 ， 查 文 献 4 可 得 扭 转 疲 劳 强 度 极 限 a185mp t = ，此时的扭转疲劳强度为： a27.47 922 . 0 7361400 3 t mp w t t = = 因为 tt=m.18000 n ，许用转速 n r/min2500 n3n =，轴孔直径mm80 dmin= ，mm130dmax=，故所选弹性柱销联轴器满 足要求。 所选弹性柱销联轴器8lz的基本参数如表 4.6： 表表 4.6 弹性柱销联轴器弹性柱销联轴器8lz的基本参数的基本参数 型号 额定转矩 m.n 最高转速 r/min 轴孔长度 ）（mm l 轴孔长度 ）（mm 1l 质量()kgm 8lz 18000 2500 172 132 89.35 取减速器输出端 l=130mm,车轮轴轴端 l=140mm。 4.6.2 选择电动机与减速器之间的联轴器 根据传动装置频繁启制动，交替正反转的工作特点，拟选用新型梅花联轴器。 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 30 页 计算转矩tc： m.96.55 n 9550 1 1 1 n p t = 48n.m9 . 3896.555 . 1 1 = tktc 查文献4选择2lz 型弹性柱销联轴器。额定转矩 t n tc =m.250 n ，最高转速 n r/min5000 n1n =，轴孔直径16 dmin= ，mm32dmax=。故所选联轴器满足要求。表 4.7 中列出了2lz 型弹性柱销联轴器的基本参数。 表表 4.72lz型联轴器的基本参数型联轴器的基本参数 型号 额定转矩 m.n 最高转速 r/min 轴孔长度 ）（mm l 轴孔长度 ）（mm 1l 质量()kgm 2lz 250 5000 62 44 2.79 4.7 键的尺寸确定及校核 4.7.1 减速器输出轴上键的尺寸的确定 （1）键的尺寸确定 减速器的输出轴的转矩m.6 .7520 3 n t =。由于转矩较大所以采用矩形花键联接，根 据减速器的输出端的轴径mm92d =， 查文献4.表 5-3-40可得花键尺寸参数：10=n， mm82d =，mm92=d，mm12=b，花键的齿数10=z,取键的工作长度mm125=l。 （2）键的校核 d h 2 m 3 lz t = 式中： 各齿间载荷不均匀系数8 . 07 . 0=，取75 . 0 =； z 花键的齿数； 辽宁科技大学本科生毕业设计(论文) 第 31 页 l键齿的工作长度，单位为mm； h花键侧面的工作高度mm45 . 02 2 8292 c2 2 d h= = = d ； d花键的大径； dm花键的平均直径mm87 2 8292 2 d dm = + = + = d ； 花键许用挤压应力，查文献4可得 a140100mp= ，取其平均值 a120mp= ； 将以上数据代入公式： a10.46 8712541075 . 0 75206002 d h 2 m 3 mp lz t = = 因为 ，可见联接的挤压强度不够。考虑采用双键，相隔180布置。双键工作长 度mm5 .139935 . 1=l