帶式運輸機傳動裝置設計-畢業(yè)論文

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畢業(yè)設計 論文 2011 屆 題 目 帶式輸送機傳動裝置設計 目 錄 摘要 第一章 緒論 3 1 1 選題依據及意義 3 1 2 研究內容 3 第二章 傳動裝置的總體設計 4 2 1 傳動方案分析 4 2 2 電動機的選擇 5 2 3 傳動比的分配 6 2 4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 6 第三章 傳動件的設計計算 8 3 1 帶傳動設計 8 3 2 齒輪傳動設計 9 3 2 1 高速級齒輪的傳動設計 12 3 2 2 低速級齒輪的傳動設計 17 第四章軸系零部件設計 24 4 1 軸的設計與校核 24 4 2 滾動軸承的選擇及校核 26 4 3 鍵的選擇與校核 29 4 4 聯(lián)軸器的選擇 31 第五章 箱體的設計 32 第六章 潤滑及密封的設計 34 第七章 設計總結 35 第八章 裝配圖及零件圖 36 參考文獻 38 致謝 40 帶式輸送機傳動裝置設計 0 摘要 在現(xiàn)代化的企業(yè)中 有大量的原料半成品和成品 如 礦石 水泥等 需要 機械搬運 除了起重機械搬送一部分可以裝箱或堆垛的大件物品外 大量的粒 散料和小件物品的運輸 是靠各種運輸機來完成的 在很多工藝中運輸機械是 必不可少的生產機械 運輸機械的形式有很多 通常根據有無擾性牽引件 比如 鏈 繩 帶等 等分為 1 具有擾性牽引件的運輸機 如帶式運輸機 板式運輸機 刮式運輸機 提升機 空架鎖道等 2 無擾性牽引件的運輸機 如螺旋運輸機 滾柱運輸機 氣力運輸機 以及其他裝載機械等 帶式運輸機是用途最為廣泛的一種運輸機械 主要應用在水平方向或沿坡 度不大的傾斜方向 連續(xù)的大批量的運送散狀物料或單件物品 它具有生產效 率高 運送距離長 工作平穩(wěn) 結構簡單 可以在任意位置上裝載卸載 卸載 自重小 工作可靠 操作簡便 耗能少等重要優(yōu)點 缺點是允許的傾角小 一 般小于 30 度 帶條磨損較快等 其傳動裝置是其主要部分 它的設計和選型對帶式運輸機起著關鍵性的作 用 因此我們必須嚴格按照設計規(guī)范對其進行設計 關鍵詞 帶式輸送機 選型設計 主要部件 帶式輸送機傳動裝置設計 1 Abstract In a modern enterprise a large number of raw materials bulk and finished product e g ore cement etc in addition to need mechanical handling hoisting machinery part can move sent packing or stacking the large goods outside a large number of grain bulk material and small article transportation is accomplished by various transporters in many process transportation machinery is indispensable production machinery There are many forms of transport machinery without interference normally according to sexual traction pieces for example chain rope tape etc is divided into Of conveyor belt is USES the most widely a transportation machinery mainly used in horizontal direction or along the slope not sloping direction continuous mass transport disperses the shape material or piece goods It has high production efficiency long distance transport smooth simple structure can be in any position on load unloading unloading self respect small reliable operation simple operation low energy consuming such important advantages Defect is allowed obliquity small generally less than 30 degree take the wear faster etc Its transmission device is the main part its design and selection of belt conveyor play a key role Therefore we must strictly according to the design code for its design Keywords belt conveyor Selection design Main components 帶式輸送機傳動裝置設計 2 第一章 緒論 1 1 選題依據及意義 隨著制造業(yè)規(guī)模的擴大 生產批量的不斷增長 生產線已經越來越廣泛得 應用于車間 輸送機作為生產線的樞紐 其主要作用就是將工件從一個工序輸 送到下一個工序 它是由馬達提供動力 通過變頻器或變頻器調節(jié)到所需速度 進行工作 帶式輸送機是連續(xù)運行的運輸設備 在冶金 采礦 動力 建材等 重工業(yè)部門及交通運輸部門中主要用來運送大量散裝貨物 如礦石 煤 砂等 粉 塊狀和包裝好的成件物品 帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設備 與其它運輸設備相比 不僅具有長距離 大運量 連續(xù)輸送等優(yōu)點 而且運行 可靠 易于實現(xiàn)自動化 集中化控制 特別是對高產高礦井 帶式輸送機已成 為煤炭高效開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備 特別是近 10 年 長距離 大運量 高速度的帶式輸送機的出現(xiàn) 使其在礦山建設的井下巷道 礦井地表 運輸系統(tǒng)及露天采礦場 選礦廠中的應用又得到進一步推廣 選擇帶式輸送機傳動裝置這種通用機械的設計作為畢業(yè)設計的選題 能培 養(yǎng)我們獨立解決工程實際問題的能力 通過這次畢業(yè)設計師對所學基本理論和 專業(yè)知識的一次綜合運用 也使我們的設計 計算和繪圖能力都等到了全面的 訓練 1 2 研究內容 傳動裝置時輸送機的核心 研究其傳動裝置時關鍵所在 我選用了減速器 作為輸送機的傳動裝置 減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置 用來降低轉速和增大轉矩一滿足各種工作機的需要 根據輸送機的特點 工作 載荷比較平穩(wěn) 選用展開式齒輪減速器 展開式齒輪減速器 結構簡單 但齒 輪相對于軸承的位置不對稱 因此要求較大的剛度 高速級齒輪布置在軸承轉 矩輸入端 這樣軸在轉矩的作用下產生的彎曲變形可部分相互抵消 以減緩高 速齒輪載荷分布不均勻現(xiàn)象 因此展開式齒輪減速器就是就是通用輸送機所要 設計的重點 其傳動裝置是其主要部分 它的設計和選型對帶式運輸機起著關 帶式輸送機傳動裝置設計 3 鍵性的作用 因此我們必須嚴格按照設計規(guī)范對其進行設計 第二章 傳動裝置的總體設計 2 1 傳動方案分析 設計任務書以給定帶式運輸機的的傳動方案 機構運動簡圖如下 1 傳動系統(tǒng)的作用 介于機械中原動機與工作機之間 主要將原動機的運動和動力傳給工作機 在此起減速作用 并協(xié)調二者的轉速和轉矩 2 該方案的優(yōu)缺點 該工作機有輕微振動 由于 V 帶有緩沖吸振能力 采用 V 帶傳動能減小 動帶來的影響 并且該工作機屬于小功率 載荷變化不大 可以采用 V 帶這種 簡單的結構 而且價格便宜 標準化程度高 大幅降低了成本 減速器部分兩 級展開式圓柱齒輪減速 這是兩級減速器中應用最廣泛的一種 而且采用高速機 使用斜齒圓柱齒輪 斜齒輪能承受較大的人載荷 而且效率高 但是考慮到斜齒輪 難于制造所以低速級使用直齒圓柱齒輪 齒輪相對于軸承不對稱 要求軸具有 較大的剛度 高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊 以減小因彎曲變形 所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象 原動機部分為 Y 系列三相交流異步電動機 帶式輸送機傳動裝置設計 4 總體來講 該傳動方案滿足工作機的性能要求 適應工作條件 工作可靠 此外還結構簡單 尺寸緊湊 成本低傳動效率高 2 2 電動機的選擇 一 選擇電動機的類型 按工作要求和工作條件選用 Y 系列三相籠型異步電動機 全封閉自扇冷式結構 電壓 380V 二 選擇電動機的容量 工作機有效功率 工作機的有效功率為 F 630N v 1 6m s 10FvPW smNPWk8 10 6 3 各零件傳動效率值 從電動機到工作機輸送帶間的總功率為 423421 聯(lián)軸器 彈性 軸承 齒輪 滾筒 9 01 9 02 97 096 04 故 856 7 244231 電動機的輸出功率 電動機所需工作功率為 kWPWd19 8504 三 確定電動機轉速 工作機卷筒軸的轉速為 min 53 172604 3 6rdvnw 二級圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍 所以電動機的可選范圍為8 i i 9m r 408 53 17rinwd 符合這一范圍的同步轉速有 1000r min 和 1500r min 兩種 綜合考慮電動 機和傳動裝置的尺寸 質量及價格等因素 為使傳動裝置結構緊湊 決定選用 帶式輸送機傳動裝置設計 5 同步轉速為 1500r min 的電動機 四 選擇電動機 根據電動機類型 容量和轉速 查得選定電動機型號為 Y90L 4 其主要性能如下 電動機外形尺寸 mm 如下 2 3 傳動比的分配 一 總傳動比 為 i91 53 1740i wmn 二 分配傳動比 i 考慮潤滑條件 為使兩級大齒輪直徑相近 取 故 i3 19 i3 1i 03 9 1i1 2 4 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 參數(shù) 指各軸的轉速 功率 p 轉矩 Tn 先將各軸編號 O 軸 電動機 軸 減速器高速軸 軸 減速器低速軸 軸 滾筒軸 電動機型號 額定功率 滿載轉速 額 定 轉 矩啟 動 轉 矩 額 定 轉 矩最 大 轉 矩 Y90L 4 1 5 1400 2 2 2 2 中心 高 H 外形尺寸 L1 b2 2 b1 h 底腳安裝尺 寸 A B 底腳螺 栓直徑 K 軸伸尺寸 D E 建聯(lián)接部分 尺寸 F GD 90 335 90 2 155 190 140 125 10 24 50 8 7 帶式輸送機傳動裝置設計 6 各軸轉速 min970rno 軸 軸 3210i i59 2rin 軸 03 軸 各軸功率 電動機所需的輸出功率 軸o 7 2kwPd0 軸 KW93 6 27P01 帶 軸 5 2齒球 軸 20 53 聯(lián)球 各軸轉矩 mNTo 846915097 5819502 np3 238 6np1702 321 軸 軸 軸 軸 計算結果列表 軸名 參數(shù) O 軸 電動機 軸 軸 軸 滾筒 轉速 r min 970 388 90 90 輸入功率 kw 7 22 6 93 6 65 6 52 輸入轉矩 N m 71 08 170 57 705 64 691 84 傳動比 i 3 3 59 1 效率 0 96 0 96 0 98 帶式輸送機傳動裝置設計 7 第三章 傳動件的設計計算 3 1 帶傳動設計 1 選擇 V 帶型號 由表 11 7 查得 KA 1 1 PC KA pd 1 1 4 46 4 906kw 根據 PC 4 906kw nm 960r min 由圖 11 8 可選取普通 B 型的 2 確定帶輪基準直徑 并驗算帶速 V 由圖 11 8 可知 小帶輪基準直徑的推進值為 112 140 由表 11 8 則取 dd1 125mm 由 dd2 dd1 nm n1 125 960 240 500mm 由表 11 8 取 dd2 500mm 實際傳動比 i 為 i dd2 dd1 500 125 4 由 11 14 式得 v dd1n0 60 1000 6 28m s v 值在 5 25m s 范圍內 帶速合格 3 確定帶長 Ld 和中心距 a 由 11 15 式得 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 437 5mm a0 1250mm 初選中心距 a0 550mm 由 11 16 式得 L0 2a0 dd1 dd2 2 dd2 dd1 2 4a0 2145 17mm 由表 11 2 取 Ld 2240mm 由式 11 17 得實際中心距為 a a0 Ld L0 2 597 415mm 4 驗算小帶輪的包角 a1 由式 11 18 得 a1 1800 57 3 0 dd2 dd1 a 144 04 0 120 0 滿足要求 5 確定 V 帶的根數(shù) z 查表 11 4 由線性插值法可得 帶式輸送機傳動裝置設計 8 p 1 64 1 93 1 64 1200 950 960 950 1 65kw 查表 11 5 由線性插值法可得 p 0 25 0 3 0 25 980 800 960 800 0 294kw 查表 11 6 由線性插值法可得 ka 0 89 0 92 0 89 150 140 144 04 140 0 902 查表 11 2 可得 kL 1 00 由式 11 19 得 V 帶根數(shù) z 為 z p C p p kak L 4 906 1 65 0 294 0 902 1 00 2 8 根 取整數(shù) 故 z 3 根 6 計算單根 V 帶預緊力 F0 查表 11 1 得 q 0 17kg m 由式 11 20 得單根 V 帶的預緊力 F0 為 F0 500p C z V 2 5 ka 1 qV 2 500 4 906 3 6 28 2 5 0 902 1 0 17 6 28 2 237 15KN 7 計算 V 帶對軸的壓力 Q 由式 11 21 得 V 帶對軸的壓力 Q 為 Q 2zF0sin a1 2 2 3 237 15sin 144 04o 2 1232 23N 8 V 帶輪的結構設計 并繪制 V 帶輪的零件工作圖 3 2 齒輪傳動設計 對于齒輪傳動的設計計算主要有以下工作 選擇齒輪材料及精度等級 按齒 面接觸疲勞強度設計 轉矩 T1 載荷系數(shù) k 許用接觸應力 H 校核齒根彎 曲疲勞強度 齒形系數(shù) YFa和應力修正系數(shù) YSa 許用彎曲應力 F 計算齒輪 傳動的中心矩 a 1 選擇材料和熱處理方法 并確定材料的許用接觸應力 根據工作條件 一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?查表 5 6 得 小齒輪 45 鋼 調制處理 齒面硬度 HBS1 230 帶式輸送機傳動裝置設計 9 大齒輪 45 鋼 正火處理 齒面硬度 HBS 2 190 兩齒輪齒面硬度差為 40HBS 符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求 2 確定材料許用接觸應力 查表 5 11 得 兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為 hlim1 480 0 93 HBS1 135 480 0 93 230 135 568 4Mpa hlim2 480 0 93 HBS2 135 480 0 93 190 135 531 2 Mpa 由表 5 12 按一般重要性考慮 取接觸疲勞強度的最小安全系數(shù) s h lim1 1 0 兩齒輪材料的許用接觸應力分別為 H1 h lim1 sh lim1 568 4 Mpa H2 h lim2 sh lim1 531 2 Mpa 3 根據設計準則 按齒面接觸疲勞強度進行設計 查表 5 8 取載荷系數(shù) K 1 2 查表 5 9 查取彈性系數(shù) ZE 189 8 取齒寬系數(shù) d 1Mpa 閉式軟齒面 H 取其中較小值為 531 2Mpa 代入 故 d1 3 24 5318945 016982 76 34mm 4 幾何尺寸計算 齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?小齒輪齒數(shù)的推薦值是 20 40 取 Z1 27 則 Z2 81 模數(shù) m d1 Z1 2 83mm 由表 5 2 將 m 轉換為標準模數(shù) 取 m 3mm 中心距 a m Z1 Z2 2 162mm 齒寬 b 2 dd1 1 76 34 76 34mm 取整 b2 76mm b 1 76 5 10 mm 取 b 1 80mm 5 校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式 5 35 F YFYsmbdKTI12 帶式輸送機傳動裝置設計 10 查表 5 10 兩齒輪的齒形系數(shù) 應力校正系數(shù)分別是 Y F2 Ys2 由線性插 值求出 Z1 27 時 Y F1 2 57 Ys1 1 60 Z2 81 時 Y F2 2 218 Ys2 1 77 查表 5 11 兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 f lim1 190 0 2 HBS1 135 209 Mpa f lim2 190 0 2 HBS2 135 201 Mpa 查表 5 12 彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)為 sF lim1 1 0 兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為 F1 h lim1 sh lim1 209 Mpa F2 h lim2 sh lim2 201 Mpa 將上述參數(shù)分別代入校核公式 5 35 可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為 F1 YF1Ys F1 209 MpambdKTI12 F2 YF2Ys2 F2 201 MpaI1 所以兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度均足夠 6 齒輪其他尺寸計算 分度圓直徑 d 1 mZ1 3 27 81 mm d2 mZ2 3 81 243 mm 齒頂圓直徑 d a1 d1 2ha 81 2 3 87mm da2 d2 2ha 243 2 3 249mm 齒根圓直徑 d f1 d1 2hf 81 2 1 25 77 25mm df2 d2 2hf 243 2 1 25 239 25mm 中心距 a m Z1 Z2 2 162mm 齒寬 b 1 80mm b2 76mm 7 選擇齒輪精度等級 齒輪圓周速度 v 1 1 36m s061 dn 帶式輸送機傳動裝置設計 11 查表 5 7 選齒輪精度等級 第 公差組為 9 級 由 齒輪傳動公差 查得 小齒輪 9 9 8 GJ GB10095 88 大齒輪 9 9 8 HK GB10095 88 3 2 1 高速級齒輪的傳動設計 材料及齒輪精度 考慮到齒輪所傳遞的功率不大 且該機構傳動尺寸無嚴格限制 所以齒輪 材料可選用中碳鋼 調質處理 參照參考資料 中表 6 2 可得 小齒輪齒 面硬度為 230 240HBS 大齒輪齒面硬度為 190 200HBS 且大小齒輪都采用斜 齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃?選用 8 級精度 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角 閉式軟齒面齒輪傳動 初選 24 則 取1z 32 94 3i12 Z 95 2z 驗算 符合要求 54 1098 326 10i 2 Z 初選 2 按齒面接觸疲勞強度設計 對閉式軟齒面齒輪傳動 承載能力一般取決于齒面接觸強度 故按接觸強 度計算 校核齒根彎曲疲勞強度 2311 2HEdt ZuKT 帶式輸送機傳動裝置設計 12 式中各參數(shù)為 1 因為啟動載荷為名義載荷的 1 5 倍 故初取齒輪載荷系數(shù) 1 tK 2 mNT 325 806 3 由參考文獻 1 P133 表 6 6 因為所設計的減速器為不對稱布置 故 的取值d 范圍應在 0 6 1 2 為方便計算 選取齒寬系數(shù) 0 1 d 4 由參考文獻 1 P122 表 6 5 查得彈性系數(shù) MPaZE89 5 由參考文獻 1 P124 圖 6 14 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 45 2H 6 初取螺旋角 由參考文獻 1 P122 公式 6 7 可計算齒輪傳動端 12 面重合度 67 12cos 95241 381 cos 38 21 z 由參考文獻 1 P127 公式 6 13 取重合度系數(shù) 0 0 Y 由式得 6 1tan0 138 tan38 01 Zd 則由參考文獻 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 9 由參考文獻 1 P122 圖 6 13 查得重合度系數(shù) 78 Z 7 9 0cos Z 8 齒數(shù)比 3 iu 9 根據設計要求 單班制工作 每班 8 小時 減速器使用壽命 5 年 每年按 300 天 計 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為 910 53081406j0 hLnN 912 57 23 i 由參考文獻 1 P125 圖 6 15 查得 1 NZ 2N 帶式輸送機傳動裝置設計 13 由參考文獻 1 P124 公式 6 11 計算許用接觸應力 minl HNSZ 式中 接觸疲勞極限 由參考文獻 1 P126 圖 6 16 按小齒輪齒面硬limH 度 230 240HBS 均值 235HBS 在 MQ 和 ML 中間 適當延長 MQ 和 ML 線 查得 同理 由圖 6 16c 查得 MPa5401li MPaH3902lim 安全系數(shù) 查得 minHS 1inS 壽命系數(shù) 已由參考文獻 1 P125 圖 6 15 查得 NZ 1 NZ 1 2 H1 MPa54011minl NZS 2 29 32inlH 又因為在選擇許用接觸的時候 應該選取其中較小的一個 即 來進 Pa429H 行齒輪的參數(shù)設計 將確定后的各項數(shù)值代入設計公式 求得 mZuKTdHEd 97 242978 05 8139 0 125862 3 231t1 修正 tdsmnvIt 05 16047 21601 由參考文獻 1 P117 表 6 3 查得使用系數(shù) 0 1 AK 由參考文獻 1 P118 圖 6 7 查得動載系數(shù) 6v 由參考文獻 1 P119 圖 6 10 查得齒向載荷分布系數(shù) 減速器軸的剛9 帶式輸送機傳動裝置設計 14 度較大 由參考文獻 1 P120 表 6 4 查得齒間載荷分配系數(shù) 2 1 K 則 5 2109 6 1 KvA m7 8 4 8d331tt 16 257cosm1n COSZ 由參考文獻 1 P11 表 6 1 選取第一系列標準模數(shù) 同時 傳動需滿足模數(shù) m 1 5 2mm 取 5 1n 齒輪主要幾何尺寸 中心距 圓整為 91mm 120mm 滿mza24 91cos2 54 cos2 1n 足要求 修正螺旋角 175912 5 csar2 arcs1n zm 小齒輪分度圓直徑 md7 36os4 1n1 大齒輪分度圓直徑 zm29 15c95 21n2 db7 36 01 取 B382B41 校核齒根彎曲疲勞強度 FSaFnFYmbKT 1d2 式中各參數(shù)為 1 因為啟動載荷為名義載荷的 1 5 倍 故初取齒輪載荷系數(shù) 1 tK 帶式輸送機傳動裝置設計 15 2 mNT 325 806 3 齒寬 b 36 71 4 模數(shù) 1n 5 小齒輪分度圓直徑 d71 361 6 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) aFYaSY 齒輪當量齒數(shù) 4 2517cos4331 zv 7 105cos9332 zv 由參考文獻 1 P128 圖 6 19 查得齒形系數(shù) 61 aFY 2aF 由參考文獻 1 P129 圖 6 20 查得應力修正系數(shù) 9 S791 SY 7 重合度系數(shù) Y 由 機械原理 可得公式 36 20175costanrtcostanr1 t 98 63 20cst nb 7 10 9836os22N b 由參考文獻 1 P126 公式 6 13 計算可得 68 037 15 25 7 2Y N 8 由參考文獻 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 9 Y 之前算得 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為 910 N82057 帶式輸送機傳動裝置設計 16 由參考文獻 1 P130 圖 6 21 查得彎曲強度壽命系數(shù)為 87 01 NY9 2N 由參考文獻 1 P126 圖 6 22c 按小齒輪齒面硬度 230 240HBS 均值 235HBS 在 ML 線 適當延長 查得 同理 在圖 6 22b 上 查得a340limMPF 取 a310limMPF 25 1liS a64 2387 01minl1 NFY MP 9 532inl2 FS 再將確定出來的數(shù)值代入彎曲強度校核公式 可得 111 a75 29 06859 1625 1736802 d2 FSaFnF MPYmbKT 2112 7 FSaFnF 所以 齒根彎曲疲勞強度足夠 齒輪精度設計 根據設計要求 以低速級畫裝配圖 所以以低速級為例 3 2 2 低速級齒輪的傳動設計 材料及齒輪精度 考慮到齒輪所傳遞的功率不大 且該機構傳動尺寸無嚴格限制 所以齒輪 材料可選用中碳鋼 調質處理 參照參考資料 中表 6 2 可得 小齒輪齒 面硬度為 230 240HBS 大齒輪齒面硬度為 190 200HBS 且大小齒輪都采用斜 齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃?選用 8 級精度 帶式輸送機傳動裝置設計 17 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角 閉式軟齒面齒輪傳動 初選 28 則 取3z 84 203 i4 Z 85 4z 初選 驗算 符 12 518 003 28 5 1i34 Z 合要求 按齒面接觸疲勞強度設計 對閉式軟齒面齒輪傳動 承載能力一般取決于齒面接觸強度 故按接觸強 度計算 校核齒根彎曲疲勞強度 232 1 HEdt ZuKT 式中各參數(shù)為 1 因為啟動載荷為名義載荷的 1 5 倍 故初取齒輪載荷系數(shù) 1 tK 2 mNT 4106 3 由參考文獻 1 P133 表 6 6 因為所設計的減速器為不對稱布置 故 的取值范圍應在 0 6 1 2 為方便計算 選取齒寬系數(shù) d 0 1 d 4 由參考文獻 1 P122 表 6 5 查得彈性系數(shù) MPaZE8 9 5 由參考文獻 1 P124 圖 6 14 查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 452H 6 初取螺旋角 由參考文獻 1 P122 公式 6 7 可計算齒輪傳動端 12 面重合度 69 12cos 8521 38 cos 38 4 z 由參考文獻 1 P127 公式 6 13 取重合度系數(shù) 07 0 Y 由式得 9 1tan80 13 tan318 03 Zd 帶式輸送機傳動裝置設計 18 則由參考文獻 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 9 0 Y 由參考文獻 1 P122 圖 6 13 查得重合度系數(shù) 735 Z 7 9 0cos Z 8 齒數(shù)比 3 iu 9 根據設計要求 單班制工作 每班 8 小時 減速器使用壽命 5 年 每年按 300 天計 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為 83 1056 23081 3560j6 hLnN 7 84 4 i 由參考文獻 1 P125 圖 6 15 查得 1 3 NZ7 4N 由參考文獻 1 P124 公式 6 11 計算許用接觸應力 minl HS 式中 接觸疲勞極限 由參考文獻 1 P126 圖 6 16 按小齒輪齒面limH 硬度 230 240HBS 均值 235HBS 在 MQ 和 ML 中間 適當延長 MQ 和 ML 線 查得 同理 由圖 6 16c 查得 MPaH5401li MPaH3902lim 安全系數(shù) 查得 minS0 1min HS 壽命系數(shù) 已由參考文獻 1 P125 圖 6 15 查得 NZ 1 3NZ 17 4 H3 Pa5941 3minl NZS 4 M 67 1904inl H 又因為在選擇許用接觸的時候 應該選取其中較小的一個 即 來進行齒輪的參數(shù)設計 MPa3 456H 帶式輸送機傳動裝置設計 19 將確定后的各項數(shù)值代入設計公式 求得 mZuKTdHEd 59 383 4567 0928 103 0 1625 3 2423t2 修正 td2 smnvt 72 106 59 8106 由參考文獻 1 P117 表 6 3 查得使用系數(shù) 0 1AK 由參考文獻 1 P118 圖 6 7 查得動載系數(shù) 8v 由參考文獻 1 P119 圖 6 10 查得齒向載荷分布系數(shù) 減速器軸的剛9 度較大 由參考文獻 1 P120 表 6 4 查得齒間載荷分配系數(shù) 2 1 K 則 05 129 80 1 KvA m26 34 3d32tt 18264cosm3n COSZ 由參考文獻 1 P11 表 6 1 選取第一系列標準模數(shù) 同時 傳動需滿足模數(shù) m 1 5 2mm 取 5 12n 齒輪主要幾何尺寸 中心距 圓整為 87mm 140mm mZa 64 102cos 85 cos2 43n 滿足要求 修正螺旋角 321872 5 csar2 arcs43nZm 小齒輪分度圓直徑 mzd 431os5 3n3 帶式輸送機傳動裝置設計 20 大齒輪分度圓直徑 mzmd8 1302cos5 42n4 db1 3 013 取 B42B47 校核齒根彎曲疲勞強度 FSaFnFYmbKT 3d2 式中各參數(shù)為 1 因為啟動載荷為名義載荷的 1 5 倍 故初取齒輪載荷系數(shù) 1 tK 2 NT 4106 3 齒寬 b 43 12 4 模數(shù) 5 m2n 5 小齒輪分度圓直徑 md12 43 6 齒形系數(shù) 和應力修正系數(shù) aFYaSY 齒輪當量齒數(shù) 29 301cos2833 zv 95 132cos8534 zv 由參考文獻 1 P128 圖 6 19 查得齒形系數(shù) 9 23aFY 4aF 由參考文獻 1 P129 圖 6 20 查得應力修正系數(shù) 61 S761SY 7 重合度系數(shù) Y 由 機械原理 可得公式 48 203cos1tanrtcostanr2 t 97 84 20cst nb 帶式輸送機傳動裝置設計 21 7 10 96cos22N b 由參考文獻 1 P126 公式 6 13 計算可得 67 0 1525 7 2Y N 8 由參考文獻 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 8 Y 之前算得 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為 83056 2 N7406 由參考文獻 1 P130 圖 6 21 查得彎曲強度壽命系數(shù)為 91 0 NY5 2N 由參考文獻 1 P126 圖 6 22c 按小齒輪齒面硬度 230 240HBS 均值 235HBS 在 ML 線 適當延長 查得 同理 在圖 6 22b 上 查得a340limMPF 取 a310limMPF 25 1liS Pa52 479 03minl3 NFY M6 3 5214inl4 FS 再將確定出來的數(shù)值代入彎曲強度校核公式 可得 3433 a96 48 0672 195 123406 d2 FSaFnF MPYmbKT 44434 2 FSaFnF 所以 齒根彎曲疲勞強度足夠 齒輪精度設計 大齒輪 按選擇的 8 級精度 查參考文獻 2 齒輪公差表可得 m 531Fa m1Fpt 70Fp m25 29 帶式輸送機傳動裝置設計 22 齒厚偏差計算 由參考文獻 1 可知 分度圓弦齒高公稱值 m1 5890cos125 Z90cos12m44n h 分度圓弦齒厚公稱值 6 38590sin 190sin42 由參考文獻 1 P151 中式 6 35 可確定最小側隙 m09 51 07 0632m 0a5 6032j nbnmi 齒后上偏差 取負值 得 E 5 20cos9 2jnbisn 3Esn 查齒輪公差表 齒輪徑向跳動公差 m6Fr 查標準公差數(shù)值表 IT9 13 查參考文獻 1 P151 表 6 9 徑向進刀公差 860 29IT6 1br 齒厚公差 m126 835620tantan2rs bF 齒厚下偏差 17953TEsnsi 各級齒輪的主要參數(shù)具體數(shù)值如下 高速級 低速級 齒數(shù) z24 95 28 85 中心距 a91 107 法面模數(shù) nm1 5 1 5 螺旋角 11 15 17 13 3 32 法面壓力角 n 20 20 帶式輸送機傳動裝置設計 23 端面壓力角 t 20 36 20 48 齒寬 b 43 38 47 42 齒根高系數(shù)標準值 mah1 1 齒頂系數(shù)標準值 c0 25 0 25 當量齒數(shù) vz25 44 100 7 28 11 101 61 分度圓直徑 d36 71 145 29 30 29 91 95 第四章軸系零部件設計 4 1 軸的設計與校核 軸的設計 a 從動軸的設計 1 選取材料和熱處理方法 并確定軸材料的許用應力 由于為普通用途 中小功率 選用 45 鋼正火處理 查表 15 1 得 b 600Mpa 查表 15 5 得 b 1 55 Mpa 2 估算軸的最小直徑 由表 15 2 查得 A 110 根據公式 15 1 得 d1 A 42 295mm31np 考慮軸端有一鍵槽 將上述軸徑增大 5 即 42 295 1 05 44 40mm 該軸的外端安裝聯(lián)軸器 為了補償軸的偏差 選用彈性柱銷聯(lián)軸器 查手冊 表選用柱銷聯(lián)軸器 其型號為為 HL3 最小直徑 d1 45mm b 主動軸的設計 1 選取材料和熱處理的方法 并確定軸材料的許用應力 根據設計要求 普通用途 中小功率 單向運轉 選用 45 鋼正火處理 查表 15 1 得 b 600 Mpa 查表 15 5 0 55Mpa 2 估算軸的最小直徑由表 7 查取 A 110 根據公式 15 1 得 帶式輸送機傳動裝置設計 24 d1 26 2mm3320 41 npA 考慮軸端有一鍵槽 將上述軸徑增大 5 即 26 2 1 05 27 51mm 該軸的外端 安裝 V 帶輪 為了補償軸的偏差 選用腹板式帶輪 最后取軸的最小直徑為 d1 30mm 3 軸的結構設計并繪制草圖 1 確定軸上零件的布置方案和固定方式 2 參考一般減速器機構 3 確定軸的各端直徑 外端直徑 d1 30mm 按工藝和強度要求把軸制成階梯形 取穿過軸承蓋周段的軸徑為 d2 d1 2h d1 2 0 07d1 34 2mm 由于該處安裝墊圈 故取標準直徑 d2 36mm 考慮到軸承的內孔標準 取 d3 d7 45mm 兩軸承類型相同 初選深溝球軸承 型號為 6209 直徑為 d4 的軸段為軸頭 取 d4 54mm 軸環(huán)直徑 d5 50mm 根據軸承安裝直徑 查手冊得 d6 47mm 4 確定各軸的長度 L4 84mm 輪轂寬度為 B2 82mm L4 比 B2 長 1 3mm L1 58mm HL3 彈性注銷聯(lián)軸器 J 型軸孔長度為 B1 60mmL1 比 B1 短 1 3mm L7 20mm 軸承的寬度 B3 為 19mm 加 1mm 的擋油環(huán) L5 8mm 軸環(huán)寬度為 b 1 4h 根據減速器結構設計的要求 初步確定 2 10 15mm l2 5 10mm L6 2 L2 L5 11mm L3 B3 L2 2 42mm L2 55mm 兩軸承的跨距 L B3 2L2 2 2 B2 22 2 5 10 2 10 15 56 135mm 帶式輸送機傳動裝置設計 25 軸的校核 根據總合成彎矩圖 扭矩圖和軸的結構草圖的判斷 a b 截面是否為為危險截面 下面分別進行校核 1 校核 a 截面 da 23 96mm31 0 bMea 考慮鍵槽后 由于 da 23 96 1 05 25 158mm d1 32mm 故 a 截面安 全 2 校核 b 截面 Meb M 合 107767N mm db 26 96mm31 0 be 考慮鍵槽后 由于 db 26 96 1 05 28 3mm d4 47 5mm 故 b 截面安全 因為危險截面 a b 均安全 所以原結構設計方案符合要求 4 2 滾動軸承的選擇及校核 a 滾動軸承的選擇 1 輸入軸承 選用 6209 型深溝球軸承 其內徑 d 為 45mm 外徑 D 為 85mm 寬度 B 為 19mm Cr 24 5kN 根據根據條件 軸承預計壽命 16 365 8 48720 小時 1 已知 n 458 2r min 兩軸承徑向反力 FR1 FR2 500 2N 初先兩軸承為 6209 型深溝球軸承 根據手冊 P265 11 12 得軸承內部軸向力 FS 0 63FR 則 FS1 FS2 0 63FR1 315 1N 帶式輸送機傳動裝置設計 26 2 因為 FS1 Fa FS2 Fa 0 故任意取一端為壓緊端 現(xiàn)取 1 端為壓緊端 FA1 FS1 315 1N FA2 FS2 315 1N 3 求系數(shù) x y FA1 FR1 315 1N 500 2N 0 63 FA2 FR2 315 1N 500 2N 0 63 根據手冊 P263 表 11 8 得 e 0 68 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR248720h 所以預期壽命足夠 2 輸出軸承 選 6213 型深溝球軸承 其內徑 d 為 65mm 外徑 D 120mm 寬度 B 為 23mm Cr 44 0kN 1 已知 n 76 4r min Fa 0 FR FAZ 903 35N 試選 6213 型深溝球軸承 帶式輸送機傳動裝置設計 27 根據手冊 P265 表 11 12 得 FS 0 063FR 則 FS1 FS2 0 63FR 0 63 903 35 569 1N 2 計算軸向載荷 FA1 FA2 FS1 Fa FS2 Fa 0 任意用一端為壓緊端 1 為壓緊端 2 為放松端 兩軸承軸向載荷 FA1 FA2 FS1 569 1N 3 求系數(shù) x y FA1 FR1 569 1 903 35 0 63 FA2 FR2 569 1 930 35 0 63 根據手冊 P263 表 11 8 得 e 0 68 因為 FA1 FR1 e 所以 x1 1 y1 0 因為 FA2 FR248720h 所以 此軸承合格 b 滾動軸承的校核 帶式輸送機傳動裝置設計 28 1 中間軸上滾動軸承正裝型號為 6207 深溝球軸承 查表 得 取 026 8 2 5 068rrdrCKNF 0 68e A 點總支反力 1714rRAFN B 點總支反力 28 9rB 2 外部軸向載荷 1063ae 3 派生軸向力 122 4 89drFN 則 A 被壓緊 B 被放松 2 19 47daedN 306 3aFF 1206 2 4 87749 0 1 58arr eXYF 2 當量動載荷 據工況 工作平穩(wěn) 取載荷系數(shù) 則算得當量動載荷如下 pf 11222 1 04710 846 3 17 265 959praPfXFY N A 3 驗算軸承壽命 則只用驗算 A 軸承 預期壽命 12 8320460hLh 3660102 810476 537rh hCL LnP 則軸承的壽命滿足要求 4 3 鍵的選擇與校核 標準鍵的選擇包括鍵的選擇 聯(lián)軸器的選擇 螺栓 螺母 螺釘?shù)倪x擇 銷的 選擇 墊圈 墊片的選擇 帶式輸送機傳動裝置設計 29 1 鍵的選擇 查表 4 1 機械設計基礎課程設計 鍵 1 圓頭普通平鍵 A 型 b 8 mm h 7mm L 28mm 鍵 2 圓頭普通平鍵 A 型 b 14mm h 9mm L 45mm 鍵 3 圓頭普通平鍵 A 型 b 14mm h 9mm L 63mm 鍵 4 圓頭普通平鍵 A 型 b 20mm h 12mm L 56mm 鍵 5 圓頭普通平鍵 A 型 b 16mm h 10mm L 40mm 2 螺栓 螺母 螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件 后續(xù)想體的附件的結構 以及其他因素的影響 選用螺栓 GB5782 86 M6 25 和 GB5782 86 M10 35 GB5782 86 M10 25 三種 選用螺母 GB6170 86 M10 和 GB6170 86 M12 兩種 選用螺釘 GB5782 86 M6 25 和 GB5782 86 M6 30 兩種 3 鍵的校核 設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為 1 齒輪 2 與中間軸之間的鍵為鍵 2 齒輪 3 與中間軸之間的鍵為鍵 3 齒輪 4 與輸出軸之間的鍵為鍵 4 輸出軸與鏈輪之間 的鍵為鍵 5 校核鍵的承載能力 因為 鍵 1 受到的轉距 T1 34 12N m 鍵 2 受到的轉距 T2 97 78N m 鍵 3 受到的轉距 T2 97 78N m 鍵 4 受到的轉距 T4 357 58N m 鍵 5 受到的轉距 T5 357 58N m 帶式輸送機傳動裝置設計 30 鍵的材料為鋼 輕微沖擊 為 100 120Mp 取 110 Mpp p 鍵的校核公式 k 0 5h l L b d 為軸的直徑 kldTp 3102 所以 校核第一個鍵 331204 120 5287pTMpkld 校核第二個鍵 3329 4 914pl p 校核第三個鍵 3307 802 69pTMkld p 校核第四個鍵 334215 15 20pl p 校核第五個鍵 3357 80 7416pTMkld p 4 4 聯(lián)軸器的選擇 查 1 表 15 1 得257P 為了隔離振動和沖擊 查 2 表 13 6 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 129P 載荷計算 公稱轉矩 T 594 40N m 選取工作情況系數(shù)為 5 1 aK 所以轉矩 mNTca 6 89403 帶式輸送機傳動裝置設計 31 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩 所以選取 LT9 型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其公稱 轉矩為 1000Nm 孔徑長度為 J 型 mL841 第五章 箱體的設計 1 減速器箱體的結構設計 箱體采用剖分式結構 剖分面通過軸心 下面對箱體進行具體設計 1 確定箱體的尺寸與形狀 箱體的尺寸直接影響它的剛度 首先要確定合理的箱體壁厚 根據經驗公式 T 為低速軸轉矩 N m m81 04 可取 m5 8 為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度 箱蓋與箱座連接部分都有較 厚的連接壁緣 箱座底面凸緣厚度設計得更厚些 2 合理設計肋板 在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋 減少了側壁的彎曲變形 3 合理選擇材料 因為鑄鐵易切削 抗壓性能好 并具有一定的吸振性 且減速器的受載不大 所以箱體可用灰鑄鐵制成 2 減速器附件的結構設計 1 檢查孔和視孔蓋 帶式輸送機傳動裝置設計 32 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況 潤滑情況 接觸斑點及齒側間隙 還可 用來注入潤滑油 檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置 其尺寸大小應便 于檢查操作 視孔蓋用鑄鐵制成 它和箱體之間加密封墊 2 放油螺塞 放油孔設在箱座底面最低處 其附近留有足夠的空間 以便于放容器 箱體 底面向放油孔方向傾斜一點 并在其附近形成凹坑 以便于油污的匯集和排放 放油螺塞為六角頭細牙螺紋 在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封 3 油標 油標用來指示油面高度 將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處 4 通氣器 通氣器用于通氣 使箱內外氣壓一致 以避免由于運轉時箱內溫度升高 內 壓增大 而引起減速器潤滑油的滲漏 將通氣器設置在檢查孔上 其里面還有 過濾網可減少灰塵進入 5 起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器 減速器箱蓋上設有吊孔 箱座凸緣下面設有 吊耳 它們就組成了起吊裝置 6 起蓋螺釘 為便于起蓋 在箱蓋凸緣上裝設 2 個起蓋螺釘 拆卸箱蓋時 可先擰動此螺釘 頂起箱蓋 7 定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷 保證箱體軸承孔的加工精度與 裝配精度 帶式輸送機傳動裝置設計 33 第六章 潤滑及密封的設計 1 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑 由于低速級周向速度為 1 8m s 所以浸油高度約為六分之一大 齒輪半徑 取為 35mm 2 滾動軸承的潤滑 由于齒輪周向速度為 1 8m s 2 m s 所以宜用脂潤滑 應開設封油盤 3 潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備 選用 L AN15 潤滑油 4 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整 采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為 F B25 42 7 ACM F B70 90 10 ACM 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定 帶式輸送機傳動裝置設計 34 第七章 設計總結 俗話說 凡事必親躬 唯有自己親自去做的事 才懂得其過程的艱辛 通 過做這次大作業(yè) 我著實遇到了不少的困難 構思 定數(shù)據 畫圖 寫論文等 都得自己去做 每天泡在圖書館 找例證 查資料 個中自有不少困難 而這 些難題都是課本中所不曾提到過的 開始時 由于書本上沒有任何提示 我甚 至不知道從何入手 只能與同學們相互切磋 這樣我慢慢地入了門 進而也可 以自己搞定了 這其中有一個習慣問題最需要克服 眾所周知 課堂 書本給 我們的都是一種確切的數(shù)據 但實際上你去做的時候就會發(fā)現(xiàn)它們都是經驗性 的 也就是說需要你根據從資料上查得的范圍靠經驗自己去定 這就給習慣于 接受確切數(shù)字的我?guī)砹撕艽蟮奶魬?zhàn) 幸而 最終我還是學會了怎樣去查找自 己想要的資料 這應該是這次作業(yè)的一大收獲吧 第二大收獲就是學會了做一次設計項目的具體流程 從策劃構思 總體設計到 帶式輸送機傳動裝置設計 35 各個模塊的的具體設計及其組合 再到編寫需要提交的論文 這一切如今仍歷 歷在目 我想 這種對整體設計流程的把握應該是以后走上工作崗位所必需的 技能 而這種技能卻只能通過自己的親身實踐才能獲得 這也是為什么我認為 機械設計大作業(yè)這種教學實踐模式值得推廣的原因 回首這幾個星期 有過困難疑惑也有過歡樂收獲 學會了 SolidWorks 的使用 學會了各種資料的查找方法 促進了同學之間的互助 也加深了我對設計尤其 是機械設計的理解 這收獲可真是不小啊 第八章 裝配圖及零件圖 部件裝配圖 帶式輸送機傳動裝置設計 36 零件圖 帶式輸送機傳動裝置設計 37 致謝 帶式輸送機傳動裝置設計 38 本次畢業(yè)設計的順利完成離不開老師的協(xié)助指導 借此只言片語 對她熱心 而無私的幫助表示衷心的感謝 從 10 月接受課題開始到現(xiàn)在完成畢業(yè)設計 我衷心的感謝我的指導老師朱 老師 雖然大部分時間是我自己在完成畢業(yè)設計 但沒有老師的精心的指導 我不可能學到那么多知識 尤其在課題設計的前期準備階段和本人的數(shù)據計算 階段朱老師提出許多寶貴的設計意見 朱老師在百忙之中抽出時間為我提供了必 要的幫助 在畢業(yè)設計期間 應該說老師給我提供了許多我想不到的問題 這 讓我受益匪淺 老師知識的淵博讓我更加知道了我要學習的知識還有很多 老 師思路的開闊讓我更加了解了作為一個設計人員所要具備的素質 還有老師實 事求是的工作作風讓我明白了做任何事都要認真嚴謹 爭取不出任何錯誤 謹 此再次向老師表示衷心的感謝和崇高的敬意