毕业设计（论文）-C型转子翻车机设计.docx

C型转子翻车机摘要本次设计的转子翻车是将平台上定位准确的火车车皮，通过压车装置，靠车装置的压紧和靠住,I等车皮内的散料翻到底部的漏斗内.其翻转动作是由驱动装置来完成的.适用于运输量大的港口和冶金、煤炭、热电等工业部门，在钢铁企业中，火车受卸一般采用翻车机、螺旋卸车机等设备进行受卸。本次设计的C型转子翻车机是翻车机中的一种类型，特点是端环呈“C”型，其主要工作部分是转子，压车装置，托*昆支撑装置，驱动装置等。翻车机在受卸环节中占有重大地位，是钢铁类生产不可缺少的好伙伴。本文主要叙述翻车机的作用，主要类型，了解翻车机国内外的发展状况及发展趋势，翻车机设计方法，以掌握独立设计单个机械设备，总体方案的选择、设计计算和设备经济评价方法，提高CAD绘图技术和设计能力，充分将理论知识应用到实际生产中去，为今后的理论学习及应用翻车机工作积累更多的知识，使自己得到全面提高。关键字：翻车机；“C”型端环；火车受卸；钢铁企业C-typerotorTipperAbstractThedesignoftherotorisoverturnedaccuratepositioningplatformwagontrain,Vehiclesthroughthepressuredevice,thecompactdeviceoncars,Thewagonturntothebulkmaterialatthebottomofthefunnelwith,Itsactionisreversedbythedrivetocomplete.ApplicabletotransportalargequantityofportandMetallurgy,coal,thermalpowerandotherindustrialsectors.Intheironandsteelenterprises,thegeneraluseofthetrainbydumpingdumper.Unloadingspiral,etc.byunloadingequipment.ThedesignofC-tyerotortippertipperisatypeofcardumpers.itsFeaturesisClientshowsthe"C"type.ThemainpartoftheworkIncludeRotor,pressurecardevices,rollersupportdevice,devicedriver.Tipperunloadinginthestatusoflinksinamaterial.Isthecategoryironandsteelproductionindispensablepartner.Thispaperdescribestheroleoftipper,Themaintypesof.Tipperathomeandabroadtounderstandthesituationanddevelopmenttrendofdevelopment,Designmethodtipper.Haveindependentdesignofindividualmachineryandequipment,Thechoiceoftheoverallprogram,equipmentdesignandcalculationmethodsofeconomicevaluation,CADdrawingstoimprovetechnologyanddesigncapability,SufficienttheoreticalknowledgewillbeappliedtoActualproduction.ForfuturetheoreticalstudyApplicationofroll-overmachineworktoTheaccumulationofmoreknowledge.Toimprovemycomprehensive.Keyword：CarDumper;"C11typeendring;Trainbythedumpingof;Ironandsteelenterprises目录31绪论51.1翻车机概述及应用512翻车机国内外发展现状51.3 翻车机国内发展趋势61.4 翻车机的类型及原理71.4.1 转子式翻车机71.4.2侧卸式翻车机91.1.3 端卸式翻车机101.1.4 101.5 翻车机卸车系统的作业程序111.6 翻车机设计的内容111.7 122设计方案的选择及评定122.1 传动方案的设计122.2 设计方案的评定132.3 设计参数143传动装置的设计143.1 选择电动机143.1.1 驱动功率的计算143.1.2 选择电机的型号193.2 减速器的选择193.3 传动装置传动比的分配204主要零件的设计和校核234.1 齿轮的设计计算234.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.234.1.2 按齿面接触强度设计234.1.3 按齿根弯曲强度设计264.1.4 齿轮几何尺寸计算274.1.5 齿轮的结构设计284.2 轴的设计294.2.1 轴的结构设计294.2.2 轴的计算314.3 轴承的设计344.3.1 轴承的选择344.3.2 轴承寿命的验算345联轴器的选择和校核365.1 联轴器的选择365.2 联轴器的校核366托根的受力分析387润滑方式与密封398环保和经济性分析408.1 环保性分析408.2 传动方案经济性分析418.3 结构经济性分析41结束语44SM395参考文献4061绪论1.1 翻车机概述及应用翻车机也叫铁路货车翻卸机，是可将有轨车辆翻转或倾斜使之卸料的装卸机械在港口中属港口专用机械，是散货装卸车机械的一种.在港口，钢厂和电厂中应用较为广泛，适用于运输量大的港口和冶金、煤炭、热电等工业部门。其中炼铁厂原料在厂内运输的中间转运环节，用火车和汽车等载运工具运输时，需要设置原料受卸设施。在钢铁企业中，火车受卸一般采用翻车机、螺旋卸车机等设备进行受卸，也有采用汽车自卸车辆自卸。翻车机在受卸环节中占有举足轻重的作用，对翻车机进行设计可以使我进一步了解翻车机的构造及作用，便于排查故障改进设备，使其更加经济效益。1.2 翻车机国内外发展现状随着现今社会生产力的提高，人们对装卸设备功的能和工作效率越来越高，使得翻车机在生产中应用的不断发展，近几年来我国先后同美国、英国等技术先进企业进行多次合作，制造出了一系列的新型翻车机。例如：大型装卸机械“C”型翻车机，就是大重集团吸收国外先进技术自主开发的国内最新产品。我国凭借外国的先进技术，自主研发和改进了各种各样的翻车机，为国家钢铁企业的发展做出了巨大贡献。2004年10月，大连重工起重集团与秦皇岛港务集团有限公司一次签下8亿元的供货合同，在14个月内，向秦皇岛港煤四期扩容工程、煤五期新建工程提供6480吨/小时堆料机、6000吨/小时取料机、7200吨/小时三车翻车机等散装物料大型装卸设备22台，机器产品产量过万吨到2005年，我国沿海及内河港计划新增万吨级以上泊位150个，其中集装箱泊位50个需要新增或更新大量装船机、翻车机、堆取机和集装箱装卸设备等。翻车机在我国沿海地区的发展中起了非常重要的作用，为沿海一带的城市发展提供了强而有力的帮助。1.3 翻车机国内发展趋势伴随着国内外各工业部门的不断发展，对受卸工具的不断需求，对翻车机的设计研发已经刻不容缓。各国竞相设计出新的设备及新的功能的翻车机，美国率先推出了可供多节车厢共同作业的联合式翻车机，大大提高了劳动生产率，并节约了大量人力物力财力，近些年来我国在消化引进国外先进技术的基础上，先后开发和制造了许多新型翻车机卸车设备，其技术水平已经达到国际同类产品水平。目前我国吸取国外大量先进经验和技术，开始独立设计和制造自动工作，自动检修及自动报警相结合的全自动式三车翻车机（图1.Do由于国外设计的三车翻车机在实际生产应用中逐渐显现出各种问题和弊端，2006年由大连重工起重集团有限公司实现设计、制造、安装调试总承包的新型三梁两端环三车翻车机卸车系统是目前国际上最大的一体式翻车机，当年创产值1.8亿元人民币。三车翻车机卸车系统是目前国际上最大的一体式翻车机，可一次翻卸三节且每节载重100吨煤炭的铁路敞车，主要用于我国最大年转运煤炭两亿吨秦皇岛煤码头。2007年9月30日，该翻车机在秦皇岛港务集团公司重载试车成功，并投入运行。该卸车系统采用自动化作业，由于拥有良好的性能及较高的设备完好率，目前的翻卸效率为3X27车/小时，为目前国内翻车机的最高效率，日均卸车1000余节。翻车机自运行以来一直保持良好的设备状态，完全能够满足生产需要，为秦皇岛港的煤炭装卸生产提供了可靠保障。这种新型三车翻车机同国外的三车翻车机相比，实现了六项创新点，如翻车机的转子钢结构采用三箱形梁与两箱形端环及两联系环相连接而形成的框架结构形式，结构稳定；采用平台两侧伸出支架用于压车的布置，可降低钢结构应力值并方便了压车装置的维护等。新型三梁两端环三车翻车机及其卸车系统的成功开发，标志着我国在大型翻车机设计上已达到了国际先进水平，为我国各类翻车机占领国内市场、打入国际市场起到了率先垂范作用，也为日后开发各类翻车机创建国际一流装卸机械制造基地，提供了有力的技术支持与保障。未来的受卸工具将不断的向自动化、智能化方向发展，相信国内翻车机的发展将不断提高劳动生产率，为国家的经济发展到不可替代的作用。图11三车翻车机1.4 翻车机的类型及原理翻车机主要分转子式、侧卸式、端卸式和复合式4种。各种翻车机都由金属构架、驱动装置和夹车机构组成，用交流电机驱动。1.4.1 转子式翻车机转子式翻车机主要由转子、平台、压车机构、承载托辐及传动装置等部分组成。工作原理是将载货敞车用拨车机或车头推入形似转筒的金属构架（图1.2）,通过压车机构压紧车辆,并和转子一同旋转140o170,利用自重原理将散货卸出。如果车辆具有旋转车钩，不需将货车脱钩就能将整列货车逐节卸车，作业能力可达8000吨/时。转子式翻车机的翻转轴线靠近其旋转轴线的重心，虽然需要较大的压车力和较深的基础，但因重量较轻,耗电量小，生产率较高，故应用比较广泛.翻车机按每次翻车节数不同可分为单翻翻车机,双翻翻车机,三翻翻车机。转子式翻车机按端环端面结构不同可分C型翻车机,0型翻车机。“0”型转子式翻车机:端环呈封闭的“0”型，早期翻车机产品，设备结构较复杂,整体刚性好,驱动功率较大，由于其自身结构问题使得平台移动需要靠车头做牵引，以达到重车机内定位以及推出机内空车的目的。转筒筵下料仓触筒式电车也图1.2转子式翻车机敞车常用的“0”型转子式翻车机：ZFJY-100型：销齿传动，端环在外侧。活动式平台，固定靠板。液压锁钩式压车机构，行程大，冲击力小，但结构较复杂。用大、小电机双速传动，减小了车辆靠帮和翻车机复位时的冲击且使作业时间缩短，但电机台数较多，总功率较大。靠帮上设有振动器。FZ1-3型：内端环型，拨车机臂头可将重车推入机内就位同时顶出机内空车，取消了平台上的缓冲器和推车机。转子受力合理，重量轻，但托短处易积料。平台为固定式,活动靠板。液压锁钩式压车机构。直流电机传动。该机使车辆就位准确可靠，对车辆的冲击也大大减小。KFJ-3A/KFJ-3B型：齿圈传动，四连杆摇臂锁车机构，活动式平台，固定靠板，结构简单，但车辆靠帮、压车时的冲击力较大。端环在转子的最外端，承载托辑不易挡积料。其中KFJ-3A型为交流电机单速传动。KFJ-3B型除改为直流电机传动外，还在翻车机上增设了喷洒水装置，可在翻卸过程中及时洒水抑尘；车帮上增设了振动器，卸料更为干净，特别适用于水分较大的铁精矿等物料。“C”型转子式翻车机端环呈不封闭的“C”型（图1.3）,结构轻巧,平台固定,液压压车,消除了对车辆和设备的冲击,降低了压车力。根据液压系统特有的控制方式,使卸车过程车辆弹簧能量有效释放，驱动功率小，端环一侧设置可供拨车机通过的通道，车箱进出翻车机采用拨车机自动控制，省去车头牵引，更有利于实现翻车过程的自动化。常用的“C”型转子式翻车机FZ2-1型：串联式双车翻车机，直流电机齿圈传动。活动平台，最大载重量为2lOor。压车机构为重车托住液压锁定式，冲击力小。装有附着式振动器，卸料干净。机上有喷洒水装置，抑尘效果较好。光电定位，程序控制。FZ12A型：二支座内端环式，除转子结构为“C”型、拨车机臂头可从机内通过外,其余性能类似FZl/型图1.3“C”型转子式翻车机1.4.2 侧卸式翻车机侧卸式翻车机以摇架代替端环（图1.4）,车辆在摇架上被夹紧后，随同摇架绕上方的轴旋转140。170。后卸车。由于旋转时摇架和车辆的重心升高，驱动功率和结构重量有所增加，但不需建造地下料仓。超2倒卸式务车机图14侧卸式翻车机1.4.3 端卸式翻车机端卸式翻车机原理是将车辆推上卸车平台（图1.5）并夹紧后，驱动装置使卸车平台绕与车轴平行的轴旋转50°70。，物料由端部车门卸出。这种翻车机结构较简单,但只适用于端部开门的车辆。144复合式翻车机适用于棚车卸料。货车推上卸车平台并夹紧后，二者同向一侧倾斜15。20。，然后在车辆的纵向平面内，前后各倾1次，倾角约40°（图1.6）,3次倾斜动作即可使车内物料由中门卸尽。K4复合式翻车机图16复合式翻车机1.5 翻车机卸车系统的作业程序（仅从第2#车厢开始,此时第1#空车在翻车机内）：1 .拨车机大臂下降,拨车机后退与车列联挂（2#）。2 .拨车机牵引重车列前进，当3#车前车钩距翻车机前6m处停止，人工摘开2#车与3#车之间的车钩。3 .拨车机继续前进与翻车机内的1#车联挂。4 .拨车机牵引2#车前进（此时仍与1#车联挂），使2#车在翻车机内定位，拨车机与2#车自动摘钩。5 .拨车机继续推送1#车出翻车机，通过逆止器。翻车机进行翻转然后返回原位。6 .拨车机与1#车自动摘钩。7 .拨车机后退，大臂抬起，高速返回。8 .拨车机返回原位。1.6 翻车机设计的内容“C”型转子式翻车机设计内容包括选择并评定合理的传动方案，并对传动方案所需的电动机功率和减速器传动比等进行选择；对主要零件进行设计和强度校核；撰写设计说明书，绘出总图和其它部分图纸、翻译与翻车机有关的外文资料等。1.7 翻车机设计的要求1 .通过翻车机的设计，熟悉冶金机械设备设计的全过程2 .深入理解力能参数计算基本理论，并能在各设计环节中精确应用，理论联系实际;3 .培养实事求是的作风，不怕反复修改；4 .要求认真对待每一步计算，做到有理有据，所引用的公式一定注明公式来源，所有未在公开刊物中发表的公式，要给出推导过程；5 .说明书和图纸规范准确，符合国家现行标准。2设计方案的选择及评定2.1 传动方案的设计翻车机的工作状态是由左、右端环同时做旋转运动来实现的。原理是采用双电机通过减速器带动两端环下的小齿轮旋转，从而带动整个端环旋转实现翻车。工作状态：由两侧端环旋转运动实现。传动方案：交流电动机调速机构（加、减速器）-主动轮（小齿轮）工作机构（大端环）。为确保机构重心在通过托辐中心线时靠自重旋转可能对机构造成的破坏，需要安装制动器，另外各轴间连接需要联轴器。主传动系统示意图见图（2.1）456图2.1C型转子式翻车机主传动示意图2.2 设计方案的评定翻车机由两个端环构成，采用双电机驱动。翻车机的翻转时间为1秒，翻转角度小于180二故需要小齿轮转速较小，必须使用减速机。由于翻车机翻车过程中本身质量加车厢质量较大，运转速度较慢，且做圆周运动，环境条件较差，因此不宜选用液压系统,故本次方案的主传动选用电动机进行传动。压车机构做直线运动，且在车厢翻转时承受整个车厢的重量，不宜采用电气传动，故本方案压车系统采用液压传动，但也存在精度要求高，技术含量高，故障识别及排除较难等缺点。机构端环采用分段铸造焊接组成，弥补了体积、重量大，结构复杂等缺点。但焊接点带来局部应力集中，强度较差等，设计中需采用螺栓等连接，以提高机构的综合性能。托相机构为两套并列的两对滚轮组成,左侧滚轮设置凹槽，利于保持整个机构的平衡，并减小了机构旋转时的摩擦，但机构装配时必须保证滚轮转动灵活，无卡死现象。2.3 设计参数1 .适用车型长1193814038mm宽31403243mm高27903293mm2 .最大翻转重量100t3 .回转速度1r/min3传动装置的设计3.1 选择电动机3.1.1 驱动功率的计算翻车机在翻转的过程中，要经历两个过程，即往程和返程，这两个过程中所受的转矩不同，所以需要的驱动功率也不相同，故分两部分进行讨论。第一阶段一往程阶段,在此阶段车厢的最大重量为100t,设备重量为126t,偏心矩为300mm,相对于车厢的重力由于偏心所产生的转矩，端环四周的焊接件重心偏差所引起的转矩差可以忽略不计，只需计算车厢的重力由于偏心所产生的转矩。已知条件：111=100/m2=126f1.=3OOmm=O.3mn=lrmin其中：m-最大翻转重量m2翻车机设备总重端环的偏心转矩:T=Gx1.其中:G-翻车机、车厢及物料的总重力1.-车辆中心线和端环中心线的偏心距G=mg=(W1+/W2)=226×IO3X1ON=2.26×106NT=G×1.=2.26×IO6×0.3=6.78×105TV所以,PT=9550×-n功率:T×n6.78×105×lP=9550-=70.99KW9550电机功率:由文献（1,表4.2-9)(2,表23.2-45)可查得:齿轮啮合效率¾=0.98（齿轮精度为7级）滚动轴承效率二099联=0.99联轴器效率由图（2.1）可知:传动装置总效率私=嘘暖切=0.993×0.994×0.983=0.8773p7099电机功率：Pr=一:一=80.92KW0.8773返程时，在翻转过程中随着翻转角度的变化，端盘所受的转矩（阻力矩）大小也不相同。可分为两个阶段，第一个阶段是翻转角由165°变为90°,第二个阶段是翻转角由90°变为0,在返程时两个阶段所受的阻力矩与端环各段所受转矩不同有关。已知条件：W1=5323kgtn2=3215kgm3=4849kgm4=2937kgR=3.8mg=9.8%其中：町-端环下体重量加2-端环右体重量叫-端环上体重量机厂端环左体重量R-端环体半径返程第一阶段：行程图见图（3.1）即角165°v0<90'时。由于返程时端环向顺时针方向旋转，故在返程第一阶段阶段（图3.1）所示1、2、3、4为端环结构的原始位置，而V、23'、4,是端环结构返程时随。变化而变化的，在此过程中7；、A充当动力矩，T2.T3充当阻力矩。则整个端环在返程第一阶段受的阻力矩总和为:¾=(÷)-(÷)=CT3-T1)+CT2-T4)=(G3-G1)sin7?+(G2-G4)cosa?=Rg(4849-5323)Sina+(32152937)cosa=Rg(278cos-474sin)讨论：当278CoS4-474sin/>01寸.278cos>474sinsin278<cos474tan4<0.5865=arctan-30.3915°故当夕30.3915。时，夕无论取何值，。永远小于0,即动力矩大于阻力矩，不需要电机带动，端环可靠自身各部分重力矩的差值自由返程。当/<30.3915。时，伯永远大于0,即阻力矩大于动力矩，需要电机带动才能完成翻转，翻转中最大阻力矩为：GMaX=(278cos0o-474sin0o)=37.24x278=1.035x1()4Nm则返程时所需电机功率:1.035×104×l95501.08KWP=-=I.23KW'0.8773返程第二阶段：行程图见图(3.2)即角90'<P<0°时。在此过程中7；、5充当动力矩，T3、4充当阻力矩。则端环在返程第二阶段受的阻力矩总和为：¾=(÷4)-(T1÷T2)=(T3-T1)+(T4-T2)=(G3-G1)cosR+(G4-G2)sin'R=(4849-5323)COS夕+(2937-3215)sin=一Rg(278sin+474cos)在此时无论A取何值鼠永远小于0,即动力矩永远大于阻力矩，故在此阶段不需电机牵引，机构可以凭借自身个部分重力矩实现自由翻转。综上所述，在往、返程中所需的电动机的功率最大值为80.92KW。3.1.2 选择电机的型号工业生产中常采用三相交流电动机，翻车机用于灰尘较大，经常起、制动和正反转的场合，所以电动机需要较小的转动惯量，并需要具有较大的承载能力，根据以上条件,在本设计中选用Y系列封闭式交流电动机，电压380V根据文献（2,P40117附录）选用Y315S-10型电动机，基本性能如下：额定功率2x45KW满载转速585rmin效率91.5%转矩1.43.2 减速器的选择已知：4=7620m"za=4020"n=rmin所以：4=3810wwr2=a-r=4020-3810=210,WW试取m=20得:由于：所以：Z1=381Z2=21i=殳=至=殳=驷=18.143Z14210n2=×l=18.143rmin2Z2121nr585li.=32.5ikn218.143=0.9412电机的输出功率为：45KW,根据(2,2-3,25-76)选用NGW-1.92型减速器，公称传动比为35.5。3.3传动装置传动比的分配图3.3C型转子式翻车机传动装置简图传动系统参数计算：I轴：即电动机轴：I=E=45KWni=nr=585r/min4=9.55.n9.55×45×103585=734.62NmII轴：即减速器高速轴：昂二p77联=45x0.99=44.55KW7=-yi-=585r/min1i5-=9.554Eo'11nn585=728.75NmW轴：即减速器低速轴：611=6.战"联=4455X0.9412X0.99=41.51AW1111=5"=18r/min*32.5x1TC<<611CVV41.51×10KmTiu=9.55-U1.=9.55×=22023.36Nm11118IV轴：即传动长轴：%联=41.51x0.99=41.09KW“n=18r/min1v=9.55区=9.55×4")9Xl"=21800.53Nmiv18V轴：即传动短轴：E=乐联=41.09X0.99=40.68KW4=9.55&=9.55X4°"XM1.=21583Nm18表3.1各轴运动及运动参数轴序号功率P(kW)转速n(rmin)转矩T(Nm)传动型式传动比Z效率nI45585734.62联轴器1.00.99II44.55585728.75减速器32.50.9412III41.511822023.36IV41.091821800.53联轴器1.00.99V40.681821583联轴器1.00.994主要零件的设计和校核4.1 齿轮的设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1 .端环与传动小齿轮间的传动方案见图3.1,选用直齿圆柱齿轮传动.2 .翻车机工作速度不高，载荷较大，故选用7级精度3 .材料的选择：由文献3表10-1选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS；端环（大齿轮）采用分段铸造焊接形式，材料选用ZG340-640（正火），硬度为220HBS,两材料间硬度差为60HBS。4 .试选小齿轮齿数Z=21"=4=18.143Z1Z2=Zim=21×18.143=3814.1.2 按齿面接触强度设计由文献3公式10-9a进行试算，即：1>2aJkKZz±1（ZE）'N.刊J（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数（=1.42）计算小齿轮传递的转矩.t2=g×l其中G-车厢重力1.-车辆中心线和端环中心线的偏心距G=mg=226×IO3×10=2.26×IO6N1.=300mm所以7；=2.26×IO6×0.3=6.78×108Nmm_T26.78×1081"齿0.98×18.143=3.82xIO7N刀3）由文献3表10-7可知，选取齿宽系数圾=O.74）由文献3表10-6可知，材料的弹性影响系数Z£=189.8MP55）由文献3图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-Himi=760MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限。用加2=450MPa。6）由文献3公式10-13计算应力循环次数1.=365×24×15=131400N=60%jk=6O×18.143×1314O()=1.43×108=1.43xl08=788x10618.1437）由文献3图10T9可知，接触疲劳寿命系数KHM=O97;=1.188）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=I,由文献3,公式IoT2,得EI=KHNl=°91760=7372MPa,二KHN2.%2J18X45（）=53MPaSI（2）计算D试算小齿轮分度圆直径公，代入中较小的值=2.32x169.096392.302mm2）计算圆周速度y二叫声v-60×1000_3.14x392.302x18.14360×1000=0.3725m/s3)计算齿宽力b="dt=0.7×392.302=274.6114mm4)计算齿宽与齿高之比2h西站dt392.302loo1模数w=18.681mm'z121齿高h=2.25町=2.25×18.681=42.032mmb274.6114C=6.533h42.0325)计算载荷系数根据u=0.3725m/s,7级精度，由文献3图10-8查得动载系数Ky=I.13的直齿轮，假设K.E/ZlOON/mm,由文献3表10-3查得KHa=KFa=12由文献3表10-2可知,使用系数为KA=I由文献3表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K/=1.12+0.18(1+0.6或2).2+023×103ib=1.12+0.18×(l+0.6×0.72)×0.72+0.23×103×274.6114=1.12+0.11413+0.063=1.2971由，=4.044,KM=I.2971,文献3图10-13可知，K)=I.25故载荷系数K=KAKvKHaKH/f=×3×.2×.2971=1.75896）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献3公式IOTOa,得4=4,Ii7589=392.302=413.686mmV1.57）计算模数用n=3686=19.699mmz1214.1.3 按齿根弯曲强度设计由文献3,公式10-5可知，弯曲强度的设计公式为:（1）确定公式内的各计算数值1）由文献3,图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。阳=470MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限>E2=320MPa2）由文献3,图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFAn=O86,/Cfyv2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献3,公式10-12,得KFNEFEl=0,6×470=288.714MPaS1.4r2=""FEZ二S8x32()=2Q1J43MPa1.44）计算载荷系数KK=KAKvKFaKF0=1×1.13×1.2×1.25=1.6955）查取齿形系数由文献3表10-5查得1.=2.76,Yri2=2.066）查取应力校正系数由文献3表10-5查得%=1.56,1.=I977)计算大、小齿轮的工并加以比较l-2.76x1.56r1288.714=0.01491耸=器詈=(U)238大齿轮的数值大(2)设计计算2×1.695×3.81×107nn.nmJ×0.02018V0.7×212=18.316mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数用大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数机的大小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(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数19.699mm并就近圆整为标准值m=20mm,按接触强度算得的分度圆直径J1=413.686mm,算出小齿轮齿数。413.6862020.684MZz1=21大齿轮齿数z2=Mz1=18.143x21=381这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑，避免浪费。4.1.4 齿轮几何尺寸计算(1)计算分度圆直径J1=zm=21×20=420mmd2=z2m=381×20=7620mm(2)计算标准中心矩m(z.+z0)20x(21+381)a=-j一=4020mm22(3)计算齿轮宽度b=ld=0.7×420=294mm取员二290mm,B1=300mm(4)计算齿顶圆直径da=(zl+2rt*)7w=(21+2×l)×20=460mmda=(z2+2h；)m=(38l+2×l)×20=7660mm(5)计算齿根圆直径df=(zt-2rt*-2c*)7W=(21-2×l-2×0.25)×20=370mmdfz=(z2-2*-2c)7?7=(381-2×1-2×0.25)×20=7570mm4.1.5 齿轮的结构设计因C型转子式翻车机的端环(大齿轮)不是封闭的齿轮形，且直径较大，不方便分析，在此对小齿轮的结构进行设计：由于小齿轮齿顶圆大于160mm,而又小于50Omnb故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸由文献3图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制小齿轮零件图如图4.1所示。300C6CJ0OeOJ0W0。二0图4.1传动装置小齿轮设计简图4.2轴的设计轴是组成机器的主要零件之一。在本设计中，小齿轮处的轴选取的材料为45钢（调质处理）。下面将对此轴进行设计和校核。4.2.1 轴的结构设计（一）拟定轴上零件的装配方案左侧轴承端盖、挡圈、隔筒、滚动轴承、垫圈、半联轴器依次从左往右安装，右侧小齿轮、挡圈、轴承端盖、隔套、滚动轴承、圆螺母、隔筒、轴承端盖依次从右往左安装。具体结构参见图4.2。由于该齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动，故滚动轴承选用深沟球轴承。（二）轴上零件的定位为防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件除了有游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。1 .轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖、和圆螺母等来保证的。2 .零件的周向定位目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。本次设计的轴上有两个普通平键，可对零件的周向进行定位华联轴费隔筒小齿轮'次动轴承轴承端孟图4.2轴上零件装配与轴的结构示意图（三）各轴段直径和长度的确定零件在轴上的定位和装拆方案确立后，轴的形状便大体确定。各轴所需的直径与轴上的载荷大小有关。在设计各段轴直径时，有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。另外，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。1.确定各轴段直径由文献3表15-3查得A=IO3(因转数低故取小值)由文献5,362可知轴的直径d,因为小齿轮处在V轴上，所以:P为入轴功率:P=32.367KWn为入轴转速:n=18r/min所以:二103X?=125.25mmV18考虑有键槽，轴径需增大45%,因此初取d=140mm。如图4-2所示，轴段II要外接轴承，查11可知轴承标准件的最接近内径的为65mm,故轴段11的直径定为65mm。轴段In是一个定位轴肩，定位轴肩的高度h一般取h=(0.07-0.12)d,故h=15mm,则轴段11I的直径为120mm。初步设定该处轴段IV的直径为16Ommo轴段V与轴段H对称分布，故轴段Vlll的直径也为150mm。确定各轴段长度设定该轴的总长为1735mm。由于I轴段外接联轴器，查13可知联轴器标准件的宽度为560mm,联轴器需向外延伸少段距离，故试选I轴段的长度为568mm。由于11轴段外接轴承，试选II轴段的长度为65mm。轴段In是一个定位轴肩，定位轴肩的高度h一般取h=(0.07-0.12)d,故h=15mm,则轴段HI的直径为120mm。IV轴段外接小齿轮，由于齿宽是300mm,并且左端有挡圈定位，需要缩进2mm,故IV轴段的长度为298mm。初定V轴段直径为100mm,VI轴段外接轴承，查11可知轴承标准件的宽度为65mm,由于右端有挡圈定位，需要缩进2mm,故试选Vl轴段的长度为63mm。ViI轴段需连接圆螺母，故初定ViI轴段直径为40mm(四)提高轴的强度的常用措施1 .合理布置轴上零件以减小轴的载荷。2 .改进轴上零件的结构以减小轴的载荷。3 .改进轴的结构以减小应力集中的影响。4 .改进轴的表面质量以提高轴的疲劳强度。4.2.2轴的计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度和刚度的的要求，必要是还应该校核轴的振动稳定性.本次设计对轴的强度进行校核计算。（一）按扭转强度条件计算由文献3,370可知轴的扭转强度条件为