《帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)-畢業(yè)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)-畢業(yè)論文（41頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 2011 屆 題 目 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 目 錄 摘要 第一章 緒論 3 1 1 選題依據(jù)及意義 3 1 2 研究?jī)?nèi)容 3 第二章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 4 2 1 傳動(dòng)方案分析 4 2 2 電動(dòng)機(jī)的選擇 5 2 3 傳動(dòng)比的分配 6 2 4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 6 第三章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 8 3 1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 8 3 2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9 3 2 1 高速級(jí)齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 12 3 2 2 低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 17 第四章軸系零部件設(shè)計(jì) 24 4 1 軸的設(shè)計(jì)與校核 24 4 2 滾動(dòng)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(shè)計(jì) 32 第六章 潤(rùn)滑及密封的設(shè)計(jì) 34 第七章 設(shè)計(jì)總結(jié) 35 第八章 裝配圖及零件圖 36 參考文獻(xiàn) 38 致謝 40 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(jī)械搬運(yùn) 除了起重機(jī)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(yùn)輸 是靠各種運(yùn)輸機(jī)來(lái)完成的 在很多工藝中運(yùn)輸機(jī)械是 必不可少的生產(chǎn)機(jī)械 運(yùn)輸機(jī)械的形式有很多 通常根據(jù)有無(wú)擾性牽引件 比如 鏈 繩 帶等 等分為 1 具有擾性牽引件的運(yùn)輸機(jī) 如帶式運(yùn)輸機(jī) 板式運(yùn)輸機(jī) 刮式運(yùn)輸機(jī) 提升機(jī) 空架鎖道等 2 無(wú)擾性牽引件的運(yùn)輸機(jī) 如螺旋運(yùn)輸機(jī) 滾柱運(yùn)輸機(jī) 氣力運(yùn)輸機(jī) 以及其他裝載機(jī)械等 帶式運(yùn)輸機(jī)是用途最為廣泛的一種運(yùn)輸機(jī)械 主要應(yīng)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(yùn)送散狀物料或單件物品 它具有生產(chǎn)效 率高 運(yùn)送距離長(zhǎng) 工作平穩(wěn) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jiǎn)便 耗能少等重要優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn)是允許的傾角小 一 般小于 30 度 帶條磨損較快等 其傳動(dòng)裝置是其主要部分 它的設(shè)計(jì)和選型對(duì)帶式運(yùn)輸機(jī)起著關(guān)鍵性的作 用 因此我們必須嚴(yán)格按照設(shè)計(jì)規(guī)范對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì) 關(guān)鍵詞 帶式輸送機(jī) 選型設(shè)計(jì) 主要部件 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 2 第一章 緒論 1 1 選題依據(jù)及意義 隨著制造業(yè)規(guī)模的擴(kuò)大 生產(chǎn)批量的不斷增長(zhǎng) 生產(chǎn)線已經(jīng)越來(lái)越廣泛得 應(yīng)用于車間 輸送機(jī)作為生產(chǎn)線的樞紐 其主要作用就是將工件從一個(gè)工序輸 送到下一個(gè)工序 它是由馬達(dá)提供動(dòng)力 通過(guò)變頻器或變頻器調(diào)節(jié)到所需速度 進(jìn)行工作 帶式輸送機(jī)是連續(xù)運(yùn)行的運(yùn)輸設(shè)備 在冶金 采礦 動(dòng)力 建材等 重工業(yè)部門及交通運(yùn)輸部門中主要用來(lái)運(yùn)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(jī)是煤礦最理想的高效連續(xù)運(yùn)輸設(shè)備 與其它運(yùn)輸設(shè)備相比 不僅具有長(zhǎng)距離 大運(yùn)量 連續(xù)輸送等優(yōu)點(diǎn) 而且運(yùn)行 可靠 易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化 集中化控制 特別是對(duì)高產(chǎn)高礦井 帶式輸送機(jī)已成 為煤炭高效開(kāi)采機(jī)電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備 特別是近 10 年 長(zhǎng)距離 大運(yùn)量 高速度的帶式輸送機(jī)的出現(xiàn) 使其在礦山建設(shè)的井下巷道 礦井地表 運(yùn)輸系統(tǒng)及露天采礦場(chǎng) 選礦廠中的應(yīng)用又得到進(jìn)一步推廣 選擇帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置這種通用機(jī)械的設(shè)計(jì)作為畢業(yè)設(shè)計(jì)的選題 能培 養(yǎng)我們獨(dú)立解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力 通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)師對(duì)所學(xué)基本理論和 專業(yè)知識(shí)的一次綜合運(yùn)用 也使我們的設(shè)計(jì) 計(jì)算和繪圖能力都等到了全面的 訓(xùn)練 1 2 研究?jī)?nèi)容 傳動(dòng)裝置時(shí)輸送機(jī)的核心 研究其傳動(dòng)裝置時(shí)關(guān)鍵所在 我選用了減速器 作為輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置 減速器是原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立的閉式傳動(dòng)裝置 用來(lái)降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩一滿足各種工作機(jī)的需要 根據(jù)輸送機(jī)的特點(diǎn) 工作 載荷比較平穩(wěn) 選用展開(kāi)式齒輪減速器 展開(kāi)式齒輪減速器 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 但齒 輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱 因此要求較大的剛度 高速級(jí)齒輪布置在軸承轉(zhuǎn) 矩輸入端 這樣軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)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(kāi)式齒輪減速器就是就是通用輸送機(jī)所要 設(shè)計(jì)的重點(diǎn) 其傳動(dòng)裝置是其主要部分 它的設(shè)計(jì)和選型對(duì)帶式運(yùn)輸機(jī)起著關(guān) 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 3 鍵性的作用 因此我們必須嚴(yán)格按照設(shè)計(jì)規(guī)范對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì) 第二章 傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì) 2 1 傳動(dòng)方案分析 設(shè)計(jì)任務(wù)書以給定帶式運(yùn)輸機(jī)的的傳動(dòng)方案 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如下 1 傳動(dòng)系統(tǒng)的作用 介于機(jī)械中原動(dòng)機(jī)與工作機(jī)之間 主要將原動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給工作機(jī) 在此起減速作用 并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2 該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 該工作機(jī)有輕微振動(dòng) 由于 V 帶有緩沖吸振能力 采用 V 帶傳動(dòng)能減小 動(dòng)帶來(lái)的影響 并且該工作機(jī)屬于小功率 載荷變化不大 可以采用 V 帶這種 簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu) 而且價(jià)格便宜 標(biāo)準(zhǔn)化程度高 大幅降低了成本 減速器部分兩 級(jí)展開(kāi)式圓柱齒輪減速 這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種 而且采用高速機(jī) 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(jí)使用直齒圓柱齒輪 齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱 要求軸具有 較大的剛度 高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)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(dòng)機(jī)部分為 Y 系列三相交流異步電動(dòng)機(jī) 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 4 總體來(lái)講 該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求 適應(yīng)工作條件 工作可靠 此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 尺寸緊湊 成本低傳動(dòng)效率高 2 2 電動(dòng)機(jī)的選擇 一 選擇電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī) 全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu) 電壓 380V 二 選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)有效功率 工作機(jī)的有效功率為 F 630N v 1 6m s 10FvPW smNPWk8 10 6 3 各零件傳動(dòng)效率值 從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)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(dòng)機(jī)的輸出功率 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為 kWPWd19 8504 三 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 min 53 172604 3 6rdvnw 二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比合理范圍 所以電動(dòng)機(jī)的可選范圍為8 i i 9m r 408 53 17rinwd 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r min 和 1500r min 兩種 綜合考慮電動(dòng) 機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸 質(zhì)量及價(jià)格等因素 為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊 決定選用 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 5 同步轉(zhuǎn)速為 1500r min 的電動(dòng)機(jī) 四 選擇電動(dòng)機(jī) 根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型 容量和轉(zhuǎn)速 查得選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為 Y90L 4 其主要性能如下 電動(dòng)機(jī)外形尺寸 mm 如下 2 3 傳動(dòng)比的分配 一 總傳動(dòng)比 為 i91 53 1740i wmn 二 分配傳動(dòng)比 i 考慮潤(rùn)滑條件 為使兩級(jí)大齒輪直徑相近 取 故 i3 19 i3 1i 03 9 1i1 2 4 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 參數(shù) 指各軸的轉(zhuǎn)速 功率 p 轉(zhuǎn)矩 Tn 先將各軸編號(hào) O 軸 電動(dòng)機(jī) 軸 減速器高速軸 軸 減速器低速軸 軸 滾筒軸 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 額 定 轉(zhuǎn) 矩啟 動(dòng) 轉(zhuǎn) 矩 額 定 轉(zhuǎn) 矩最 大 轉(zhuǎn) 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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 6 各軸轉(zhuǎn)速 min970rno 軸 軸 3210i i59 2rin 軸 03 軸 各軸功率 電動(dòng)機(jī)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(zhuǎn)矩 mNTo 846915097 5819502 np3 238 6np1702 321 軸 軸 軸 軸 計(jì)算結(jié)果列表 軸名 參數(shù) O 軸 電動(dòng)機(jī) 軸 軸 軸 滾筒 轉(zhuǎn)速 r min 970 388 90 90 輸入功率 kw 7 22 6 93 6 65 6 52 輸入轉(zhuǎn)矩 N m 71 08 170 57 705 64 691 84 傳動(dòng)比 i 3 3 59 1 效率 0 96 0 96 0 98 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 7 第三章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3 1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 選擇 V 帶型號(hào) 由表 11 7 查得 KA 1 1 PC KA pd 1 1 4 46 4 906kw 根據(jù) 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(zhǔn)直徑 并驗(yàn)算帶速 V 由圖 11 8 可知 小帶輪基準(zhǔn)直徑的推進(jìn)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(shí)際傳動(dòng)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(nèi) 帶速合格 3 確定帶長(zhǎng) 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(shí)際中心距為 a a0 Ld L0 2 597 415mm 4 驗(yàn)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(jì)算單根 V 帶預(yù)緊力 F0 查表 11 1 得 q 0 17kg m 由式 11 20 得單根 V 帶的預(yù)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(jì)算 V 帶對(duì)軸的壓力 Q 由式 11 21 得 V 帶對(duì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 并繪制 V 帶輪的零件工作圖 3 2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 對(duì)于齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算主要有以下工作 選擇齒輪材料及精度等級(jí) 按齒 面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)矩 T1 載荷系數(shù) k 許用接觸應(yīng)力 H 校核齒根彎 曲疲勞強(qiáng)度 齒形系數(shù) YFa和應(yīng)力修正系數(shù) YSa 許用彎曲應(yīng)力 F 計(jì)算齒輪 傳動(dòng)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(yīng)力 根據(jù)工作條件 一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng) 查表 5 6 得 小齒輪 45 鋼 調(diào)制處理 齒面硬度 HBS1 230 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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?dòng)的設(shè)計(jì)要求 2 確定材料許用接觸應(yīng)力 查表 5 11 得 兩實(shí)驗(yàn)齒輪材料接觸疲勞強(qiáng)度極限應(yīng)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(qiáng)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(yīng)力分別為 H1 h lim1 sh lim1 568 4 Mpa H2 h lim2 sh lim1 531 2 Mpa 3 根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 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(jì)算 齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng) 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(zhuǎn)換為標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)度 由校核公式 5 35 F YFYsmbdKTI12 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 10 查表 5 10 兩齒輪的齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù)分別是 Y F2 Ys2 由線性插 值求出 Z1 27 時(shí) Y F1 2 57 Ys1 1 60 Z2 81 時(shí) Y F2 2 218 Ys2 1 77 查表 5 11 兩實(shí)驗(yàn)齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)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(qiáng)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(yīng)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(yīng)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(qiáng)度均足夠 6 齒輪其他尺寸計(jì)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(jí) 齒輪圓周速度 v 1 1 36m s061 dn 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 11 查表 5 7 選齒輪精度等級(jí) 第 公差組為 9 級(jí) 由 齒輪傳動(dòng)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(jí)齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 材料及齒輪精度 考慮到齒輪所傳遞的功率不大 且該機(jī)構(gòu)傳動(dòng)尺寸無(wú)嚴(yán)格限制 所以齒輪 材料可選用中碳鋼 調(diào)質(zhì)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?dòng) 選用 8 級(jí)精度 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角 閉式軟齒面齒輪傳動(dòng) 初選 24 則 取1z 32 94 3i12 Z 95 2z 驗(yàn)算 符合要求 54 1098 326 10i 2 Z 初選 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 對(duì)閉式軟齒面齒輪傳動(dòng) 承載能力一般取決于齒面接觸強(qiáng)度 故按接觸強(qiáng) 度計(jì)算 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 2311 2HEdt ZuKT 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 12 式中各參數(shù)為 1 因?yàn)閱?dòng)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(xiàn) 1 P133 表 6 6 因?yàn)樗O(shè)計(jì)的減速器為不對(duì)稱布置 故 的取值d 范圍應(yīng)在 0 6 1 2 為方便計(jì)算 選取齒寬系數(shù) 0 1 d 4 由參考文獻(xiàn) 1 P122 表 6 5 查得彈性系數(shù) MPaZE89 5 由參考文獻(xiàn) 1 P124 圖 6 14 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 45 2H 6 初取螺旋角 由參考文獻(xiàn) 1 P122 公式 6 7 可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端 12 面重合度 67 12cos 95241 381 cos 38 21 z 由參考文獻(xiàn) 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(xiàn) 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 9 由參考文獻(xiàn) 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(jù)設(shè)計(jì)要求 單班制工作 每班 8 小時(shí) 減速器使用壽命 5 年 每年按 300 天 計(jì) 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 910 53081406j0 hLnN 912 57 23 i 由參考文獻(xiàn) 1 P125 圖 6 15 查得 1 NZ 2N 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 13 由參考文獻(xiàn) 1 P124 公式 6 11 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 minl HNSZ 式中 接觸疲勞極限 由參考文獻(xiàn) 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(dāng)延長(zhǎng) 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(xiàn) 1 P125 圖 6 15 查得 NZ 1 NZ 1 2 H1 MPa54011minl NZS 2 29 32inlH 又因?yàn)樵谶x擇許用接觸的時(shí)候 應(yīng)該選取其中較小的一個(gè) 即 來(lái)進(jìn) Pa429H 行齒輪的參數(shù)設(shè)計(jì) 將確定后的各項(xiàng)數(shù)值代入設(shè)計(jì)公式 求得 mZuKTdHEd 97 242978 05 8139 0 125862 3 231t1 修正 tdsmnvIt 05 16047 21601 由參考文獻(xiàn) 1 P117 表 6 3 查得使用系數(shù) 0 1 AK 由參考文獻(xiàn) 1 P118 圖 6 7 查得動(dòng)載系數(shù) 6v 由參考文獻(xiàn) 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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 14 度較大 由參考文獻(xiàn) 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(xiàn) 1 P11 表 6 1 選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 同時(shí) 傳動(dòng)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(qiáng)度 FSaFnFYmbKT 1d2 式中各參數(shù)為 1 因?yàn)閱?dòng)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(yīng)力修正系數(shù) aFYaSY 齒輪當(dāng)量齒數(shù) 4 2517cos4331 zv 7 105cos9332 zv 由參考文獻(xiàn) 1 P128 圖 6 19 查得齒形系數(shù) 61 aFY 2aF 由參考文獻(xiàn) 1 P129 圖 6 20 查得應(yīng)力修正系數(shù) 9 S791 SY 7 重合度系數(shù) Y 由 機(jī)械原理 可得公式 36 20175costanrtcostanr1 t 98 63 20cst nb 7 10 9836os22N b 由參考文獻(xiàn) 1 P126 公式 6 13 計(jì)算可得 68 037 15 25 7 2Y N 8 由參考文獻(xiàn) 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(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 910 N82057 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 16 由參考文獻(xiàn) 1 P130 圖 6 21 查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為 87 01 NY9 2N 由參考文獻(xiàn) 1 P126 圖 6 22c 按小齒輪齒面硬度 230 240HBS 均值 235HBS 在 ML 線 適當(dāng)延長(zhǎng) 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(lái)的數(shù)值代入彎曲強(qiáng)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(qiáng)度足夠 齒輪精度設(shè)計(jì) 根據(jù)設(shè)計(jì)要求 以低速級(jí)畫裝配圖 所以以低速級(jí)為例 3 2 2 低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 材料及齒輪精度 考慮到齒輪所傳遞的功率不大 且該機(jī)構(gòu)傳動(dòng)尺寸無(wú)嚴(yán)格限制 所以齒輪 材料可選用中碳鋼 調(diào)質(zhì)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?dòng) 選用 8 級(jí)精度 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 17 選取齒輪齒數(shù)和螺旋角 閉式軟齒面齒輪傳動(dòng) 初選 28 則 取3z 84 203 i4 Z 85 4z 初選 驗(yàn)算 符 12 518 003 28 5 1i34 Z 合要求 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 對(duì)閉式軟齒面齒輪傳動(dòng) 承載能力一般取決于齒面接觸強(qiáng)度 故按接觸強(qiáng) 度計(jì)算 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 232 1 HEdt ZuKT 式中各參數(shù)為 1 因?yàn)閱?dòng)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(xiàn) 1 P133 表 6 6 因?yàn)樗O(shè)計(jì)的減速器為不對(duì)稱布置 故 的取值范圍應(yīng)在 0 6 1 2 為方便計(jì)算 選取齒寬系數(shù) d 0 1 d 4 由參考文獻(xiàn) 1 P122 表 6 5 查得彈性系數(shù) MPaZE8 9 5 由參考文獻(xiàn) 1 P124 圖 6 14 查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 452H 6 初取螺旋角 由參考文獻(xiàn) 1 P122 公式 6 7 可計(jì)算齒輪傳動(dòng)端 12 面重合度 69 12cos 8521 38 cos 38 4 z 由參考文獻(xiàn) 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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 18 則由參考文獻(xiàn) 1 P140 圖 6 28 查得螺旋角系數(shù) 9 0 Y 由參考文獻(xiàn) 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(jù)設(shè)計(jì)要求 單班制工作 每班 8 小時(shí) 減速器使用壽命 5 年 每年按 300 天計(jì) 小齒輪 1 和大齒輪 2 的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 83 1056 23081 3560j6 hLnN 7 84 4 i 由參考文獻(xiàn) 1 P125 圖 6 15 查得 1 3 NZ7 4N 由參考文獻(xiàn) 1 P124 公式 6 11 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 minl HS 式中 接觸疲勞極限 由參考文獻(xiàn) 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(dāng)延長(zhǎng) 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(xiàn) 1 P125 圖 6 15 查得 NZ 1 3NZ 17 4 H3 Pa5941 3minl NZS 4 M 67 1904inl H 又因?yàn)樵谶x擇許用接觸的時(shí)候 應(yīng)該選取其中較小的一個(gè) 即 來(lái)進(jìn)行齒輪的參數(shù)設(shè)計(jì) MPa3 456H 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 19 將確定后的各項(xiàng)數(shù)值代入設(shè)計(jì)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(xiàn) 1 P117 表 6 3 查得使用系數(shù) 0 1AK 由參考文獻(xiàn) 1 P118 圖 6 7 查得動(dòng)載系數(shù) 8v 由參考文獻(xiàn) 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(xiàn) 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(xiàn) 1 P11 表 6 1 選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 同時(shí) 傳動(dòng)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(qiáng)度 FSaFnFYmbKT 3d2 式中各參數(shù)為 1 因?yàn)閱?dòng)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(yīng)力修正系數(shù) aFYaSY 齒輪當(dāng)量齒數(shù) 29 301cos2833 zv 95 132cos8534 zv 由參考文獻(xiàn) 1 P128 圖 6 19 查得齒形系數(shù) 9 23aFY 4aF 由參考文獻(xiàn) 1 P129 圖 6 20 查得應(yīng)力修正系數(shù) 61 S761SY 7 重合度系數(shù) Y 由 機(jī)械原理 可得公式 48 203cos1tanrtcostanr2 t 97 84 20cst nb 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 21 7 10 96cos22N b 由參考文獻(xiàn) 1 P126 公式 6 13 計(jì)算可得 67 0 1525 7 2Y N 8 由參考文獻(xiàn) 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(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 83056 2 N7406 由參考文獻(xiàn) 1 P130 圖 6 21 查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為 91 0 NY5 2N 由參考文獻(xiàn) 1 P126 圖 6 22c 按小齒輪齒面硬度 230 240HBS 均值 235HBS 在 ML 線 適當(dāng)延長(zhǎng) 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(lái)的數(shù)值代入彎曲強(qiáng)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(qiáng)度足夠 齒輪精度設(shè)計(jì) 大齒輪 按選擇的 8 級(jí)精度 查參考文獻(xiàn) 2 齒輪公差表可得 m 531Fa m1Fpt 70Fp m25 29 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 22 齒厚偏差計(jì)算 由參考文獻(xiàn) 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(xiàn) 1 P151 中式 6 35 可確定最小側(cè)隙 m09 51 07 0632m 0a5 6032j nbnmi 齒后上偏差 取負(fù)值 得 E 5 20cos9 2jnbisn 3Esn 查齒輪公差表 齒輪徑向跳動(dòng)公差 m6Fr 查標(biāo)準(zhǔn)公差數(shù)值表 IT9 13 查參考文獻(xiàn) 1 P151 表 6 9 徑向進(jìn)刀公差 860 29IT6 1br 齒厚公差 m126 835620tantan2rs bF 齒厚下偏差 17953TEsnsi 各級(jí)齒輪的主要參數(shù)具體數(shù)值如下 高速級(jí) 低速級(jí) 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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(biāo)準(zhǔn)值 mah1 1 齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值 c0 25 0 25 當(dāng)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(shè)計(jì) 4 1 軸的設(shè)計(jì)與校核 軸的設(shè)計(jì) a 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1 選取材料和熱處理方法 并確定軸材料的許用應(yīng)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(jù)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(bǔ)償軸的偏差 選用彈性柱銷聯(lián)軸器 查手冊(cè) 表選用柱銷聯(lián)軸器 其型號(hào)為為 HL3 最小直徑 d1 45mm b 主動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 1 選取材料和熱處理的方法 并確定軸材料的許用應(yīng)力 根據(jù)設(shè)計(jì)要求 普通用途 中小功率 單向運(yùn)轉(zhuǎn) 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(jù)公式 15 1 得 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(bǔ)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jī)構(gòu) 3 確定軸的各端直徑 外端直徑 d1 30mm 按工藝和強(qiáng)度要求把軸制成階梯形 取穿過(guò)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(biāo)準(zhǔn)直徑 d2 36mm 考慮到軸承的內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn) 取 d3 d7 45mm 兩軸承類型相同 初選深溝球軸承 型號(hào)為 6209 直徑為 d4 的軸段為軸頭 取 d4 54mm 軸環(huán)直徑 d5 50mm 根據(jù)軸承安裝直徑 查手冊(cè)得 d6 47mm 4 確定各軸的長(zhǎng)度 L4 84mm 輪轂寬度為 B2 82mm L4 比 B2 長(zhǎng) 1 3mm L1 58mm HL3 彈性注銷聯(lián)軸器 J 型軸孔長(zhǎng)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(jù)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 25 軸的校核 根據(jù)總合成彎矩圖 扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖的判斷 a b 截面是否為為危險(xiǎn)截面 下面分別進(jìn)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?yàn)槲ｋU(xiǎn)截面 a b 均安全 所以原結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案符合要求 4 2 滾動(dòng)軸承的選擇及校核 a 滾動(dòng)軸承的選擇 1 輸入軸承 選用 6209 型深溝球軸承 其內(nèi)徑 d 為 45mm 外徑 D 為 85mm 寬度 B 為 19mm Cr 24 5kN 根據(jù)根據(jù)條件 軸承預(yù)計(jì)壽命 16 365 8 48720 小時(shí) 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(jù)手冊(cè) P265 11 12 得軸承內(nèi)部軸向力 FS 0 63FR 則 FS1 FS2 0 63FR1 315 1N 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 26 2 因?yàn)?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(jù)手冊(cè) P263 表 11 8 得 e 0 68 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR248720h 所以預(yù)期壽命足夠 2 輸出軸承 選 6213 型深溝球軸承 其內(nèi)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 27 根據(jù)手冊(cè) P265 表 11 12 得 FS 0 063FR 則 FS1 FS2 0 63FR 0 63 903 35 569 1N 2 計(jì)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(jù)手冊(cè) P263 表 11 8 得 e 0 68 因?yàn)?FA1 FR1 e 所以 x1 1 y1 0 因?yàn)?FA2 FR248720h 所以 此軸承合格 b 滾動(dòng)軸承的校核 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 28 1 中間軸上滾動(dòng)軸承正裝型號(hào)為 6207 深溝球軸承 查表 得 取 026 8 2 5 068rrdrCKNF 0 68e A 點(diǎn)總支反力 1714rRAFN B 點(diǎn)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(dāng)量動(dòng)載荷 據(jù)工況 工作平穩(wěn) 取載荷系數(shù) 則算得當(dāng)量動(dòng)載荷如下 pf 11222 1 04710 846 3 17 265 959praPfXFY N A 3 驗(yàn)算軸承壽命 則只用驗(yàn)算 A 軸承 預(yù)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(biāo)準(zhǔn)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 29 1 鍵的選擇 查表 4 1 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) 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(jié)構(gòu) 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(shè)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?yàn)?鍵 1 受到的轉(zhuǎn)距 T1 34 12N m 鍵 2 受到的轉(zhuǎn)距 T2 97 78N m 鍵 3 受到的轉(zhuǎn)距 T2 97 78N m 鍵 4 受到的轉(zhuǎn)距 T4 357 58N m 鍵 5 受到的轉(zhuǎn)距 T5 357 58N m 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 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(gè)鍵 331204 120 5287pTMpkld 校核第二個(gè)鍵 3329 4 914pl p 校核第三個(gè)鍵 3307 802 69pTMkld p 校核第四個(gè)鍵 334215 15 20pl p 校核第五個(gè)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(dòng)和沖擊 查 2 表 13 6 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 129P 載荷計(jì)算 公稱轉(zhuǎn)矩 T 594 40N m 選取工作情況系數(shù)為 5 1 aK 所以轉(zhuǎn)矩 mNTca 6 89403 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 31 因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩 所以選取 LT9 型彈性套柱銷聯(lián)軸器 其公稱 轉(zhuǎn)矩為 1000Nm 孔徑長(zhǎng)度為 J 型 mL841 第五章 箱體的設(shè)計(jì) 1 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 箱體采用剖分式結(jié)構(gòu) 剖分面通過(guò)軸心 下面對(duì)箱體進(jìn)行具體設(shè)計(jì) 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(jù)經(jīng)驗(yàn)公式 T 為低速軸轉(zhuǎn)矩 N m m81 04 可取 m5 8 為了保證結(jié)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(shè)計(jì)得更厚些 2 合理設(shè)計(jì)肋板 在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋 減少了側(cè)壁的彎曲變形 3 合理選擇材料 因?yàn)殍T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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 檢查孔和視孔蓋 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 32 檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況 潤(rùn)滑情況 接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙 還可 用來(lái)注入潤(rùn)滑油 檢查要開(kāi)在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置 其尺寸大小應(yīng)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(shè)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(diǎn) 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(xì)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(biāo) 油標(biāo)用來(lái)指示油面高度 將它設(shè)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(nèi)外氣壓一致 以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)溫度升高 內(nèi) 壓增大 而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏 將通氣器設(shè)置在檢查孔上 其里面還有 過(guò)濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入 5 起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器 減速器箱蓋上設(shè)有吊孔 箱座凸緣下面設(shè)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(shè) 2 個(gè)起蓋螺釘 拆卸箱蓋時(shí) 可先擰動(dòng)此螺釘 頂起箱蓋 7 定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 33 第六章 潤(rùn)滑及密封的設(shè)計(jì) 1 齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑 由于低速級(jí)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(dòng)軸承的潤(rùn)滑 由于齒輪周向速度為 1 8m s 2 m s 所以宜用脂潤(rùn)滑 應(yīng)開(kāi)設(shè)封油盤 3 潤(rùn)滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設(shè)備 選用 L AN15 潤(rùn)滑油 4 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整 采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封 密封圈型號(hào)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(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 34 第七章 設(shè)計(jì)總結(jié) 俗話說(shuō) 凡事必親躬 唯有自己親自去做的事 才懂得其過(guò)程的艱辛 通 過(guò)做這次大作業(yè) 我著實(shí)遇到了不少的困難 構(gòu)思 定數(shù)據(jù) 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(gè)中自有不少困難 而這 些難題都是課本中所不曾提到過(guò)的 開(kāi)始時(shí) 由于書本上沒(méi)有任何提示 我甚 至不知道從何入手 只能與同學(xué)們相互切磋 這樣我慢慢地入了門 進(jìn)而也可 以自己搞定了 這其中有一個(gè)習(xí)慣問(wèn)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(jù) 但實(shí)際上你去做的時(shí)候就會(huì)發(fā)現(xiàn)它們都是經(jīng)驗(yàn)性 的 也就是說(shuō)需要你根據(jù)從資料上查得的范圍靠經(jīng)驗(yàn)自己去定 這就給習(xí)慣于 接受確切數(shù)字的我?guī)?lái)了很大的挑戰(zhàn) 幸而 最終我還是學(xué)會(huì)了怎樣去查找自 己想要的資料 這應(yīng)該是這次作業(yè)的一大收獲吧 第二大收獲就是學(xué)會(huì)了做一次設(shè)計(jì)項(xiàng)目的具體流程 從策劃構(gòu)思 總體設(shè)計(jì)到 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 35 各個(gè)模塊的的具體設(shè)計(jì)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(duì)整體設(shè)計(jì)流程的把握應(yīng)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(guò)自己的親身實(shí)踐才能獲得 這也是為什么我認(rèn)為 機(jī)械設(shè)計(jì)大作業(yè)這種教學(xué)實(shí)踐模式值得推廣的原因 回首這幾個(gè)星期 有過(guò)困難疑惑也有過(guò)歡樂(lè)收獲 學(xué)會(huì)了 SolidWorks 的使用 學(xué)會(huì)了各種資料的查找方法 促進(jìn)了同學(xué)之間的互助 也加深了我對(duì)設(shè)計(jì)尤其 是機(jī)械設(shè)計(jì)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(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 36 零件圖 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 37 致謝 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 38 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的順利完成離不開(kāi)老師的協(xié)助指導(dǎo) 借此只言片語(yǔ) 對(duì)她熱心 而無(wú)私的幫助表示衷心的感謝 從 10 月接受課題開(kāi)始到現(xiàn)在完成畢業(yè)設(shè)計(jì) 我衷心的感謝我的指導(dǎo)老師朱 老師 雖然大部分時(shí)間是我自己在完成畢業(yè)設(shè)計(jì) 但沒(méi)有老師的精心的指導(dǎo) 我不可能學(xué)到那么多知識(shí) 尤其在課題設(shè)計(jì)的前期準(zhǔn)備階段和本人的數(shù)據(jù)計(jì)算 階段朱老師提出許多寶貴的設(shè)計(jì)意見(jiàn) 朱老師在百忙之中抽出時(shí)間為我提供了必 要的幫助 在畢業(yè)設(shè)計(jì)期間 應(yīng)該說(shuō)老師給我提供了許多我想不到的問(wèn)題 這 讓我受益匪淺 老師知識(shí)的淵博讓我更加知道了我要學(xué)習(xí)的知識(shí)還有很多 老 師思路的開(kāi)闊讓我更加了解了作為一個(gè)設(shè)計(jì)人員所要具備的素質(zhì) 還有老師實(shí) 事求是的工作作風(fēng)讓我明白了做任何事都要認(rèn)真嚴(yán)謹(jǐn) 爭(zhēng)取不出任何錯(cuò)誤 謹(jǐn) 此再次向老師表示衷心的感謝和崇高的敬意