《板式運輸機的設計畢業(yè)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《板式運輸機的設計畢業(yè)設計（62頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 板式運輸機的設計 學 院 機電工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及自動化 班 級 04060103 學 號 2010040601120 姓 名 謝偉濤 指導教師 負責教師 沈陽航空航天大學 2014年6月 55 沈陽航空航天大學畢業(yè)設計（論文） 摘 要 本論文詳細敘述了板式運輸機的設計過程。板式運輸機廣泛應用于機械、冶金、化工、建材、動力、輕工、采礦等各個工業(yè)部門。該論文根據(jù)給定的參數(shù)確定傳動方案，先由經過聯(lián)軸器、減速器和十字滑塊聯(lián)軸器把電動機的功

2、率傳遞到主軸，再經過一個齒輪副將功率傳遞到安裝頭輪的軸，最后利用鏈傳動副使尾輪傳動，實現(xiàn)板式運輸機的連續(xù)給料過程。本論文分六部分，即概述、總體設計、主要參數(shù)的選擇與計算、零部件的選擇與計算、軸的設計和板式運輸機的安裝與調整。 從總體傳動方案來看，該運輸機結構緊湊、傳動比穩(wěn)定、工作可靠、壽命長、運輸效率高。 關鍵詞：板式運輸機 ；減速器 ；頭論；尾輪 目錄 1 概述 1 1.1板式運輸機的分類 1 1.2 運輸機的應用范圍及主要優(yōu)缺點 1 1.3 板式運輸機的布置形式 2 1.4 板式運輸機的組成 2

3、 1.4.1 牽引鏈 2 1.4.2底板 3 1.4.3 驅動裝置 3 1.4.4張緊裝置 4 1.4.5機架 4 2總體設計 4 2.1擬定傳動方案 4 3 主要參數(shù)的選擇與計算 6 3.1 原始數(shù)據(jù) 6 3.2 物料的體積質量和堆積角 6 3.3 計算安息角 6 3.4 牽引力的計算 7 3.4.1 運輸機單位長度載荷的計算 7 3.4.2牽引鏈的最小張力 7 3.5張力的逐點計算 8 3.5.1阻力計算 8 3.5.2 初張力的選取 9 3.5.3牽引力計算概略計算法 9 3.6功率計算 10 4 零部件的選擇與設計 10 4.1 電動機的選擇

4、10 4.2運輸機械用減速器的選擇 13 4.2.1運輸機械用減速器簡介 13 4.2.2減速器的承載能力和選用方法 13 4.3鏈輪的選擇與設計 16 4.3.1 滾子鏈的選擇 16 4.3.2鏈傳動的特點及應用 18 4.3.3鏈輪的設計 19 4.4齒輪的設計 22 4.5聯(lián)軸器的選擇 28 5 軸的設計 30 5.1軸的概述 30 5.1.1 軸的分類 31 5.1.2 軸的結構設計 31 5.2 I軸的設計與計算 33 5.2.1 按鈕轉強度或剛度計算 33 5.2.2按彎扭合成強度條件計算 35 5.2.3按疲勞強度安全系數(shù)校核 38 5.2.

5、4 I軸軸承的選擇 39 5.2.5 I軸上鍵的選擇 41 5.3 II軸的設計與計算 42 5.3.1 按鈕轉強度或剛度計算 42 5.3.2 按彎扭合成強度條件計算 43 5.3.3按疲勞強度安全系數(shù)校核 45 5.3.4 II軸軸承的選擇 46 5.3.5 II軸上鍵的選擇 47 5.4 III軸的設計與計算 47 5.4.1按鈕轉強度計算 47 5.4.2按彎扭合成強度條件計算 48 5.4.3按疲勞強度安全系數(shù)校核 49 5.4.4III軸軸承的選擇 50 5.4.5 III軸上鍵的選擇 51 6 板式運輸機的安裝與調整 51 6.1 安裝順序 51

6、 6.2安裝技術要求 52 6.2.1機架的安裝 52 6.2.2軌道的安裝 52 6.2.3主要部件的安裝 53 6.3運輸機的調整 53 結論 54 參考文獻 55 致謝 56 1 概述 1.1板式運輸機的分類 板式運輸機是連續(xù)運輸機機械中的一種，它的結構形式多樣，變體也較多。板式運輸機按JB2389-78的規(guī)定，一般可按下述分類： (1)按運輸機的安裝形式可分為:固定式和移動式。 (2)按運輸機的布置形式可分為：水平型、傾斜型、水平-傾斜型、傾斜-水平型、水平-傾斜-水平型等。 (

7、3)按牽引構件的結構形式可分為：套筒滾子鏈式、沖壓鏈式、鑄造鏈式、環(huán)鏈式即可拆鏈式等。 (4)按牽引鏈的數(shù)量可分為：單鏈式和雙鏈式。 (5)按地板的結構形式可分為：鱗板式和平板式。 (6)按運輸機的運行特征可分為：連續(xù)式和脈動式。、 (7)按驅動方式可分為:電力機械驅動式及液力驅動式。 1.2 運輸機的應用范圍及主要優(yōu)缺點 板式運輸機在冶金、煤炭、化工、電力、機械制造及國民經濟的其它工業(yè)部門中均得到了廣泛的應用。它可沿水平方向或傾斜方向運送各種散狀物料和成件物品；也可以用于流水生產線中運送成件物品。由于它的承載部分和運行部分均用金屬材料構成，因而與其他連續(xù)運輸機械相比，它

8、的運送比較沉重、寬度較大的、具有鋒利棱角的和對運輸機有強烈磨損性的物料或成件；適宜運送600-700C的高溫物料或成件物。 板式運輸機的優(yōu)缺點： (1) 適用范圍廣。除粘度特別大的物料以外，一切固態(tài)物料和成件物均可用它輸送。 (2)輸送能力大。特別是鱗板板式運輸機的生產能力可高達1000噸/時； (3)牽引鏈的強度高，可用作長距離輸送。目前國內板式運輸機的使用長度已可達到200米；國外已使用的板式運輸機中有的長達1000米以上； (4) 輸送線路布置靈活。與帶式運輸機相比，板式運輸機可在較大的傾角和較小的彎曲直徑的條件下輸送，因此布置的靈活性較大。板式運輸機的傾角可達30-35，彎

9、曲直徑一般約為5-8米； (5)在輸送過程中可進行分類、干燥、冷卻或裝配等各種工藝加工； (6) 運行平穩(wěn)可靠。 板式運輸機的缺點： (1) 由于板式運輸機的所有部件用的都是金屬材料，而且其底板和牽引鏈自重大，故金屬材料消耗多；機體笨重，且空載功率大； (2)地板和牽引鏈的磨損快，潤滑和維修不便，而且噪音較大； (3) 結構較復雜，制造工作量大，加之自重大，因而造價高。 1.3 板式運輸機的布置形式 選擇和確定板式運輸機的布置形式，應考慮以下幾個方面：、 1 必須滿足工藝要求。即應能符合工藝提出的運輸路線、輸送量和需要在其上面完成的工藝作業(yè)等要求； 2 在滿足工藝要求的前提

10、下，應力求最簡單的布置形式。布置形式越簡單，運輸及線路的轉折越少，其運行阻力就越小，從而可降低制造成本，提高其使用的經濟性； 3 布置時，應充分考慮運輸機與有關專業(yè)工種的關系。如安設在地坑中的板式運輸機，容易和土建、水道、通風及除塵等設施發(fā)生矛盾，故應綜合研究個方面的情況，求得整體布置的合理性和經濟性； 4 運輸機在做傾斜輸送時，不得超越允許的傾角范圍。 1.4 板式運輸機的組成 如將鱗板改為平板，就成為連續(xù)式平形板式運輸機。運輸機由頭論裝置、鱗板鏈條裝置、尾輪張緊裝置、機架和驅動裝置組成。頭部連經驅動后，鱗板鏈條裝置中的牽引鏈與鏈輪相嚙合，帶動整個鱗板沿運輸機的縱向中心線運動，而滾輪

11、則沿著固定在機架上的軌道行走，從而完成輸送工作。 1.4.1 牽引鏈 (1)片式鏈 片式鏈條耐沖擊、運行平穩(wěn)、工作可靠。它因滾輪安裝位置的不同，分為兩種結構形式：一種是滾輪裝在內鏈片中間，滾輪既是行走構件，又是傳力構件，而其滾輪與套筒之間系滑動摩檫，因而阻力系數(shù)較大；另一種是滾輪裝在外鏈片的外側，這樣，滾輪僅支承底板上的負載，其結構尺寸相應就可減小，其滾輪內裝滾動軸承，因而阻力系數(shù)也小。后一種型式的片式鏈已廣泛應用。 (2)沖壓鏈 由于構造上的不同，與片式鏈相比，其磨損較快。但這種鏈條結構簡單，加工容易，重量小，現(xiàn)在開始被采用。 (3) 鑄造鏈 鑄造鏈條的構造與沖壓鏈一樣，不同的

12、是它是鑄造的。一般用球墨鑄鐵制造，也有用可鑄鐵或高牌號的灰鑄鐵制造的。由于鑄鐵的抗拉強度低，故鑄造鏈截面尺寸和重量均較大。配有這種鏈條的板式運輸機在國內一些鋼鐵廠和鑄造廠中已有使用。 (4) 環(huán)形鏈 這種鏈條簡單易制，在垂直和水平面內可彎曲，因此彎曲板式運輸機已用它作牽引構件，其缺點是環(huán)節(jié)間的接觸磨損較快，使鏈條節(jié)距變大，鏈條伸長，而使運輸機的運行不平穩(wěn)。 (5) 可拆卸鏈條用鍛鐵制成，更多是用鋼材沖制。其最大優(yōu)點是裝拆極為方便，但板式運輸機極少采用這種鏈條。 1.4.2底板 底板是板式運輸機的承載構件，大致可分為鱗板和平板兩種。它用螺栓或焊接的方式與牽引構件緊固在一起。它的結構形式

13、取決于被輸送的物料或成件物的輸送量，物理特性和它在底板上的放置位置；其材質取決于被輸送的物料或成件物的化學、物理特性及受力情況。列如，輸送灼熱物品的運輸機，宜用鋼或鑄鐵制的波浪形鱗板；輸送易碎物品的水平運輸機，則宜用木質的有擋邊的平板。 1.4.3 驅動裝置 由于板式運輸機的速度低，只靠減速器不易滿足大減速比的要求，因此，一般均采用綜合式的傳動機構，即除減速器外，還需配置如齒輪、三角皮帶等減速器設備構成的開式傳動機構。在一般情況下，板式運輸機大多數(shù)采用單一速度。當運輸工藝有變速要求時可在驅動裝置中安設變速機構。 1.4.4張緊裝置 螺旋張緊裝置是板式運輸機常用的張緊形式。這種裝置突出的

14、優(yōu)點是結構簡單和尺寸緊湊。缺點是需定期檢查和張緊。 張緊行程一般有200、320、500和800毫米四種。 在尾輪軸上，一個鏈輪用鍵固定在軸上，另一鏈輪則自由地裝在軸上。這樣做可使鏈輪能隨著鏈條關節(jié)的位置而自動定位，并且可使兩根鏈條的受力趨于均衡。張緊鏈輪的齒數(shù)一般與頭輪齒數(shù)相同。 1.4.5機架 板式運輸機的機架由頭輪裝置支架、尾輪裝置支架、中間支架、凸弧段支架和凹弧段支架等。機架一般用角鋼或槽鋼焊制而成。運輸機中間的供滾輪行走用的水平支撐軌道，一般每4-6米制成一節(jié)，用角鋼或槽鋼制作，也有用輕軌制作的。在凹弧段的支撐軌道的上方需裝設壓軌，以防止行走滾輪轉向時，由于采用了較小的彎曲半

15、徑而抬離軌道。 用于生產流水線中的板式運輸機，在操作區(qū)段上往往還裝設各種型式的欄桿，以保障安全。 2總體設計 2.1擬定傳動方案 板式運輸機的驅動系統(tǒng)一般包括驅動裝置和頭輪裝置(或二級齒輪傳動輪裝置)兩大部分。板式運輸機根據(jù)板帶運行速度和牽引力的大小，驅動系統(tǒng)主要由I、II、III型3種傳動方案。 I 型：電動機———聯(lián)軸器———十字滑塊聯(lián)軸器———一級齒輪傳動———頭輪裝置 II 型：電動機———帶輪副———減速器———鏈傳動———頭輪裝置 III 型：電動機———帶輪副———齒輪減速器———二級齒輪傳動輪———頭輪裝置 傳動方案的比較 I 型:此種傳動方案是減速器

16、采用齒輪傳動，齒輪傳動效率高，結構緊湊，在同樣條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小，且傳動比穩(wěn)定，工作可靠，壽命長，而且電動機和減速器之間用聯(lián)軸器連接可以高效的傳遞功率，更加提高了運輸機的效率。但齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴。 II 型：此種傳動方案是減速器采用鏈傳動，鏈傳動適合遠距離傳動，且制造及安裝精度要求較低，結構也比齒輪傳動輕便得多，鏈傳動還可以應用于低速重型及極為惡劣的工作條件下，但是它不能保持恒定的瞬時傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒，工作時有噪聲，不宜在載荷變化較大和急速反向的傳動中應用。 III 型：此種傳動方案是齒輪減速器采用二級齒輪傳動，比較上面的兩個傳動方案，此

17、種傳動方案的效率最高，結構緊湊，工作壽命長，但從經濟上來考慮它比I型傳動成本造價高出很多。 綜合上述各傳動方案的優(yōu)缺點，I型傳動方案最適合本次板式運輸機的設計，故最終選擇I型傳動方案。 方案簡圖如圖 圖2.1板式運輸機傳動裝置簡圖 3 主要參數(shù)的選擇與計算 3.1 原始數(shù)據(jù) 1 輸送物料：焦炭 2 運輸機寬：B=500m 3 運輸機長：L=8000mm 4 輸送物料量：Q=8t/h 5 運行速度：V=0.02m/s 3.2 物料的體積質量和堆積角 根據(jù)輸送的物料，表3.1為焦炭的體積質量和堆積角。 表3.1 體積質量和堆積角 物料名稱 散狀物

18、料體積質r(Mg/m) 物料堆積角() 運動時a 靜止時a 焦炭 0.5-0.7 35 50 3.3 計算安息角 查《機械化運輸設計手冊》，輸送散狀物料板帶寬度計算公式 對于有側板的板帶寬度 (3.1) 式中：B為板帶寬度(m)；Q為運輸機生產率(t/h)；n為板帶運行速度(m/s);r為物料堆積體積質量(t/m);為運輸機傾斜安裝時物料堆積斷面修正系數(shù)，有側板的深形底板和箱型底板輸送散狀物料時，采用b35；j為物料安息角()；b為運輸機傾角，取b=0，根據(jù)b查P365表2-3-10得=1.00；h為側板高度(m);h=140mm=0.14m;y為

19、側板高度利用系數(shù)，y=0.65-0.8，取y=0.7 原式為 得j=16.1 3.4 牽引力的計算 3.4.1 運輸機單位長度載荷的計算 查《機械化運輸設計手冊》《運輸機械手冊》有下列公式 (1)對于承載分支 (3.2) (2)對于空載分支 (3.3) 式中：q為承載分支上單位長度的載荷，(daN/m);qo為行走部分單位長度的重量，(N/m);qm為底

20、板上單位長度的重量，(N/m)； 對于散狀物料，底板上單位長度的重量為 式中：B為底板寬度,(m)；CO為系數(shù),(daN)；查表P367，表2-3-16得CO=800mm. 則行走部分單位長度的重量=(6000.5+800)daN/m=1100daN/m 則承載分支上單位長度的載荷 3.4.2牽引鏈的最小張力 查《運輸機械手冊》有下列公式 牽引鏈的最小張力可取為所選鏈條的許用張力的5%，但單根鏈條的張力不得小于50kg。 最小張力值根據(jù)經驗公式 (3.4)

21、 式中：為牽引力的最小張力，(kg)；為承載分支的水平投影長度，(m)。 3.5張力的逐點計算 3.5.1阻力計算 查《運輸機械手冊》有下列公式 (1)直線段阻力計算 對于承載分支 (3.5) 式中：w為直線段內行走部分的運行阻力系數(shù)，當滾輪裝在滑輪軸承上時，w=0.08-0.11，當滾輪裝在滾動軸承上時，w=0.025-0.04，取w=0.10 由于運輸機傾角b=0，所以 則 對于空載分支

22、 式中：為空載分支直線段運行阻力。 (2)彎曲段阻力計算 對于承載分支 (3.7) 對于空載分支 (3.8) 式中：Fq為承載和空載分支彎曲段運行阻力，(kg)；Sq為彎曲段繞入點的張力，(N)； l為阻力系數(shù)，見表3.2得：l=1.026 表3.2阻力系數(shù)l 彎曲段轉角b 摩擦系數(shù)f 0.015 0.030 0.050 0.100 l值 30 1.008 1.014 1.026 1.053 彎曲段轉角與摩擦系數(shù)關系 3.5.2 初張力的選取

23、 查《機械化設計機械手冊》有下式 初張力亦稱之為最小張力，它由張緊裝置產生，有了初張力即可避免牽引鏈出現(xiàn)負張力，以保證運輸機正確和可靠的工作。 板式運輸機的初張力，一般為： 初張力值的大小根據(jù)工作條件和線路布置的復雜程度選取，工作條件良好、線路簡單者取小值，反之，取大值。 取 3.5.3牽引力計算概略計算法 查《機械化設計機械手冊》有下式 板式運輸機牽引力的概算公式如下 式中：LF為運輸機承載分支全長的水平投影，(m)；LK為運輸機空載分支全長的垂直投影，；H為運輸機的爬升總高度，

24、 則 3.6功率計算 查《機械化設計機械手冊》有下式 板式運輸機驅動裝置電動機功率按下式計算 式中：K為電動機功率的儲備因數(shù)；K=1.15~1.3，取K=1.3；v為板帶運行速度，(m/s)；h為驅動系統(tǒng)的總效率。查《簡明機械設計手冊》p6表1-13取 運行速度v=0.02m/s,取 則 考慮諸多未知因數(shù)與功率損失，電機功率取3kW 4 零部件的選擇與設計 4.1 電動機的選擇 根據(jù)上述算出的p=3kW，選出的電動機Y系列三相異步電動機(<機械設

25、計手冊>)各組參數(shù)如下表4.1 表4.1 Y系列三相異步電動機參數(shù)表 型號 滿載時 額定功率kw 電流A 轉速r/min 效率% 功率因數(shù)cosj 額定轉矩n.m 最大轉矩n.m 重量kg Y132M-8 3.0 7.72 710 82 0.72 2.0 2.0 79 查《機械設計手冊》得該型號電動機的安裝尺寸如圖4.1 圖4.1 Y132M-8型電動機安裝尺寸圖 該型號電動機的安裝尺寸見表4.2 表4.2 Y132M-8型電動機安裝尺寸參數(shù) H=132 A=216 B=178 C=89 D=38 E=80 FxDG=10

26、x8 G=33 K=12 AB=280 AC=270 AD=210 HD=315 L=515 (1)計算總傳動比 (2)分配傳動比 原則上，各傳動副的傳動比范圍為 (3)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1)計算各軸轉速 I軸 II軸 III軸 2)計算各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 3)計算各軸的輸入轉矩 電機

27、輸出的轉矩 I軸 II軸 III軸 4.2運輸機械用減速器的選擇 4.2.1運輸機械用減速器簡介 根據(jù)《機械設計手冊》，JB/T9002-1999規(guī)定的DBY、DCY型和DBZ、ZDY型二級、三級圓錐圓柱齒輪減速器，主要用于運輸機械，也可以用于冶金、礦山、化工、煤炭、建材、輕工、石油等各種通用機械。輸入軸轉速不大于1500r/min，齒輪圓周速度不大于20m/s，工作環(huán)境溫度為-40-45C。當環(huán)境溫度低于0C時，啟動前潤滑油加熱。 4.2.2減速器的承載能力和選用方法 選擇的減

28、速器滿足轉動比的要求，然后按承載能力選擇減速器型號，在校核啟動轉矩和熱功率。 (1)選用型號計算功率 (4.1) 式中：P1為傳遞的功率，(kw);KA為工況系數(shù)見表4.3，假設每天工作12小時，中等載荷查表4.3得，KA =1.50；n’1為要求的輸入轉速，(r/min);P’1為對應于n’1時的許用輸入功率，(kw)。 表4.3工況系數(shù) 原動機 每天工作小時數(shù) 載荷種類 U M H 電動機、渦輪機 3 1.0 1.0 1.05 >3-10 1.25 1.25 1.75 >10-24 1.25 1.50

29、 2.0 傳遞的功率為 所以功率為 查《機械設計手冊》P18-56表18.1-38得，所選減速器型號為ZSY440-63-II,PP1=12kw,該型號減速器尺寸安裝圖4.2、表4.4 圖4.2 DCZ200-50-III減速器安裝尺寸 表4.4 ZSY200-63-II 減速器安裝尺寸參數(shù) a=200 a1=140 d1=35 T=615 d2=32 l2=36 D=95 L=130 A=440 B=630 C=238 E=320 F=300 G=75 S=40 h=225 H=462 M=

30、264 nxd3=6x23 N=35 P=150 R=210 t1=35 b1=10 t2=100 b2=25 重量/kg=285 油量/L=19 (2)校核啟動機扭矩 原式 所以選擇這個減速器合適 (3)校核熱功率 式中：PG1為減速器的熱功率，(kw)；fw為環(huán)境溫度系數(shù)；fA為功率利用系數(shù)。對DBZ和ZSY型無需校核，由于本設計選擇的是ZSY型減速器所以不需要校核熱功率。 4.3鏈輪的選擇與設計 板式運輸機是通過鏈傳動來實現(xiàn)的，所以鏈傳動的設計就顯得尤為重要。 4.3

31、.1 滾子鏈的選擇 (1)滾子鏈由內鏈板、外鏈板、套筒銷軸和滾子組成。內鏈板與套筒、外鏈板與銷軸間均為過盈配合，套筒與銷軸、滾子與套筒間均為間隙配合。內、外鏈板交錯鏈接而構成鉸鏈。相鄰兩滾子軸線間的距離稱為鏈節(jié)距，用P表示，鏈節(jié)距P是傳動鏈的重要參數(shù)。 當傳遞功率較大時，采用雙排鏈或多排鏈。當多排鏈的排數(shù)較多時，各排受載不易均勻，因此實際運用中排數(shù)一般不超過4。本次設計排數(shù)為1。 考慮到P型鏈條結構簡單，所以選擇P型鏈條，它的結構見圖4.3。 圖4.3 P型鏈條結構 (2)滾子鏈的選擇 查《輸送鏈與特種鏈工程應用手冊》P29 表2-1，根據(jù)小鏈輪轉速n2=1.

32、91r/min及功率Po=3kw，選鏈號為M112-P-100-172 GB/T8350-2003，單排練。 滾子鏈的尺寸與基本參數(shù)如表4.5，(mm) 表4.5 滾子鏈的尺寸與基本參數(shù) 滾子外徑 銷軸直徑max 套筒孔徑max 套筒外徑min 鏈板高度 d1max=60 d2=15 d3=15.1 d4=21 h=41 內鏈接內寬min 內連接外寬max 外鏈接內寬min 銷軸高度max 節(jié)距mm b1=31 b2=45 b3=45.5 b4=73 p=100 (3)計算鏈節(jié)數(shù) 鏈節(jié)數(shù)量為

33、式中：為運輸機各區(qū)段長度的總和，(mm)；P為牽引鏈節(jié)距，(mm)。 所以鏈節(jié)數(shù)為172節(jié)。 4.3.2鏈傳動的特點及應用 根據(jù)《輸送鏈與特種鏈工程應用手冊》，鏈傳動是應用較廣的一種機械傳動。它是由鏈條和主、從動鏈輪所組成。鏈輪上制有特殊齒形的齒，依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞傳動和動力。 鏈傳動是屬于帶有中間撓性件的嚙合傳動。與屬于摩擦傳動的帶傳動比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，因而能保持準確的平均傳動比，傳動效率高；又因鏈條不需要象帶那樣很緊，所以作用于軸上的徑向壓力較小；在同樣使用條件下，鏈傳動結構較為緊湊。同時鏈傳動能在高溫及速度較低的情況下

34、工作。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本低廉；在遠距離傳動時，其結構比齒輪傳動輕便得多。鏈傳動的主要缺點是：在兩根平行軸間只能用于同向回轉的傳動；運轉時不能保持恒定的瞬間傳動比，磨損后易發(fā)生跑齒；工作有噪聲；不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中應用。 鏈傳動主要用在要求工作可靠，且兩軸相距較遠，以及其他不宜采用齒輪傳動的場合。列如在摩托車上應用了鏈傳動，結構上大為簡化，而且使用方便可靠。鏈傳動還可以用于低速重型及極為惡劣的工作條件下。列如掘土機的運行機構，雖常受到土塊、泥漿及瞬時過載等影響，但仍能很好地工作。 總的來說，在機械制造中，如農業(yè)、礦山、起重運輸、冶金、

35、建筑、石油、化工等機械都廣泛地應用這鏈傳動。 按用途不同，鏈可分為：傳動鏈、輸送鏈和起重鏈。輸送鏈和起重鏈主要用于在運輸和起重機中，而在一般機械傳動中，常用的是鏈傳動。 傳動鏈傳遞的功率一般在100kw以下，鏈速一般不超過15m/s，推薦使用的最大傳動比imax=8。傳動鏈有短節(jié)距精密滾子鏈、齒形鏈等類型。其中滾子鏈使用最廣，齒形鏈使用較多。 4.3.3鏈輪的設計 (1)鏈輪材料的選擇 鏈輪的材料應能保證齒輪具有足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)比大鏈輪輪齒的嚙合次數(shù)多，所受沖擊也較嚴重，故小鏈輪應采用較好的材料制造。 此次設計的板式運輸機是水平輸送物料的

36、，不分大小鏈輪，故兩鏈輪的齒數(shù)和材料應完全一樣，一下就計算一個鏈輪。采用三圓弧一直線齒槽形狀。 鏈輪材料見表4.6 表4.6鏈輪材料 材料 熱處理 熱處理厚硬度 應用范圍 15Cr 滲碳、淬火、回火 50-60HRC 有動荷載機傳遞較大功率的重壓鏈輪(z<25) (2)鏈輪齒數(shù)Z1、Z2的選取 由于分配得傳動比i鏈=1，由公式 (4.4) 式中：v為鏈速，(m/s)，v=0.02m/s;n1為鏈輪的轉速，(r/min)；p為節(jié)距，(mm) 取Z1=8,Z2=8 (3)分度圓的直徑

37、 d=p/sin(180/z) (4.5) 式中：p為鏈輪節(jié)距，(mm) 則 圓整得鏈輪分度圓直徑d=270mm (4)齒頂圓直徑 輪形狀為三圓弧一直線 則 (5)齒根圓直徑 (4.6) 式中：d1為套筒的最大外徑，d1=60mm (6)分度圓弦齒高 ha=0.27p=(0.27x100)mm=27mm (7)齒側凸緣 (4.7) 式中：h2為內鏈板高度，h2=41mm 則

38、 (8)計算功率 Pca 查的工作情況系數(shù)KA=1，故 Pca=KAp=1x2.65kw=2.65kw (9)確定鏈條的節(jié)距 由《機械設計》P176圖9-13按鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點左側時，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查的小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 選取單排鏈，查得多排鏈系數(shù)KP=1.0，故得所需傳遞的功率為 選鏈號為M112-P-100-172，單排鏈。鏈節(jié)距p=100mm (10)確定鏈長L及中心距 中心距減小量 Da=(0.002~0

39、.004)a=(0.002~0.004)8000mm=16~32mm 實際中心距 a=a-ao=8000-(12-24)mm=7968~7984mm 取a=7976mm (11)作用在軸上的壓軸力 有效圓周力 (4.9) 式中：Fe為有效圓周力，(N)；P為電動機功率，(kw)；v為鏈速，(m/s)。 則 作用在軸上的壓軸力 (4.10) 式中：KFP為壓軸力系數(shù),KFP=1.15 則 4.4齒輪

40、的設計 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1)考慮到清潔方便和延長壽命等問題將這對齒輪副設計成閉式的。按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。 3)材料選擇 由《機械設計》P189表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質)硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)硬度為240HBS，兩者材料硬度相差為40HBS。 4)壓力角a的選擇 增大壓力角a，齒輪的齒厚及節(jié)點處的齒廓曲率半徑亦皆隨之增加，有利于提高齒輪傳動的彎曲強度及接觸強度，一般用途的齒輪傳動規(guī)定的標準壓力角為a=20，故本設計的壓力角選擇

41、a=20。 5)齒數(shù)z的選擇 若保持齒輪傳動的中心距a不變，增加齒數(shù)，除能增加在重復度、改善傳動的平穩(wěn)性外，還可以減小金屬切屑量，節(jié)省制造費用。另外，降低齒高還能減小滑動速度，減小磨損及減小膠合的危險性。但模數(shù)小了，齒厚隨之減薄，則要降低輪齒的彎曲強度。不過在一定的齒數(shù)范圍內，尤其是當承載能力主要取決于齒面接觸強度時，以齒數(shù)多一些為好。為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，大小齒輪齒數(shù)一般互為質數(shù)。閉式齒輪傳動一般轉速較高，為了提高傳動的穩(wěn)定性，減小沖擊振動，以齒數(shù)多一些為好，小齒輪可取為Z1=20~40。取小齒輪齒數(shù)Z1=17。 則Z2=i齒Z1=5.873x17=99.841,取

42、Z2=100 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行計算，即 (4.11) 1)確定公式內的各計算數(shù)值 (1)試選載荷系數(shù)Kt=1.3 (2)計算小齒輪傳遞的轉矩 (3)由《機械設計》P198表10-6查齒輪材料的彈性影響。 (4)由《機械設計》P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限SHlim=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限SHlim=550MPa。 (5)計算應力循環(huán)次數(shù) 假設這臺運輸機每天工作12小時，一班制，一年工作300天，工作壽命是15年

43、，即 (6)由《機械設計》 P203圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)：KHN1=1.19，KHN2=1.28 (7)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 2)計算 (1)計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[SH]中較小的值 (2)計算齒寬b 表4.7 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)Fd 裝置狀況 兩支承相對小齒輪作對稱布置 兩支承相對小齒輪作不對稱布置 小齒輪做懸臂布置 fd 0.9~1.4(1.2~1.9) 0.7~1.15(1.1~1.65) 0.4

44、~0.6 查表4.7得，小齒輪作懸臂布置，取fd=0.6 (3)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 取m=12 齒高 (4)計算載荷系數(shù) 根據(jù)V=0.15m/s,7級精度，由《機械設計》 P194圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.05;直齒輪，假設KAFt/b<100N/mm。由《機械設計》P195表10-3查得KHa=KFa=1.2。由表4.8查得使用系數(shù)KA=1.25 表4.8 使用系數(shù)KA 載荷狀態(tài) 工作機器 原動機 電動機、均勻運轉的蒸汽機、燃氣輪機 蒸汽機、燃氣輪機液壓裝置 多缸內燃機 單缸內燃機 輕微沖擊

45、不均勻傳送的帶式運輸機或板式運輸機、機床的主傳動機構、重型升降機、工業(yè)與礦用風機、變密度材料攪拌機等 1.25 1.35 1.50 1.75 由《機械設計》P196表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承懸臂布置時 將數(shù)據(jù)代入后得 由b/h=3.9mm，KHb=1.36查得《機械設計》P198圖10-13得KFb=1.28; 故載荷系數(shù) K=KAKVKHaKHb=1.25X1.05X1.2X1.38=2.174 (5)按實際的載荷系數(shù)校正所有的分度圓直徑，得 (6)計算模數(shù)m 按齒根

46、彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 (4.12) 1)確定公式內的各計算數(shù)值 (1)由《機械設計》 P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限SFE1=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限SFE2=500MPa (2)由《機械設計》 P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.98，KFN2=0.96 (3)計算彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 (4)計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFaKFb=1.25X1.05X1.2X1.25=1.969

47、 (5)查取齒形系數(shù) 由《機械設計》P197表10-5查得 YFa1=2.97，YFa2=2.19 (6)查取應力校正系數(shù) YSa1=1.52，YSa2=1.785 (7)計算大、小齒輪的YFa /[sF]并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 2)設計計算 對于計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，取由彎曲強度算的模數(shù)9

48、.296并就近圓整為標準m=10，按接觸強度算得分度圓直徑d1=175.74mm ,算出小齒輪齒數(shù)。 圓整得小齒輪齒數(shù)Z1=18,大齒輪齒數(shù)Z2=106 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 幾何尺寸計算 1)計算分度圓直徑 2)計算中心距 3)計算齒輪寬度 取 B1=110，B2=120 驗算 齒輪公差值或極值數(shù)值 查《幾何量公差與測量技術》P240表11-12得大、小齒輪公差

49、值或極值數(shù)值見表4.9、4.10 表4.9 小齒輪公差值或極值數(shù)值 公差組 檢查項目代號 公差或極值 齒距累計總公差 0.063 單個齒距極限偏差 0.022 齒廓形狀偏差 0.019 偏差允許值 0.020 表4.10 大齒輪公差值或極值數(shù)值 公差組 檢查項目代號 公差或極值 齒距累計總公差 0.160 單個齒距極限偏差 0.025 齒廓形狀偏差 0.030 偏差允許值 0.020 4.5聯(lián)軸器的選擇 選擇聯(lián)軸器的類型 根據(jù)傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被聯(lián)接兩部件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性

50、，選擇一種合適的聯(lián)軸器類型。具體應該考慮一下幾點 (1)所需傳遞的轉矩大小和性質以及對緩沖減振功能的要求； (2)聯(lián)軸器的工作轉速高低和引起的離心力大??； (3)兩軸相對位移的大小和方向； (4)聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境； (5)聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和成本。 考慮到上訴幾點，選擇電動機和減速器處的聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器與彈性套柱銷聯(lián)軸器很相似，但傳遞轉矩的能力很大，結構更為簡單，安裝、制造方便，耐久性好，也有一定的緩沖和吸震能力，允許被連接兩軸有一定的軸相位移以及少量的徑向位移和角位移，適用于軸向竄動較大、正反轉變化較多和啟動頻繁的場合，由于尼龍柱銷對溫度較敏感，故

51、使用溫度限制在-20~+70C。 選擇減速器與I軸處的聯(lián)軸器為十字滑塊聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器可以允許兩軸間有較大的夾角，而且在機器運轉時，夾角發(fā)生改變仍可正常傳動；但當a過大時，傳動效率會顯著降低。 計算聯(lián)軸器的計算轉矩 (4.13) 式中：KA為工作情況系數(shù)，查表4.11；T為該軸的轉矩(Nm)。 表4.11 工作情況系數(shù)KA 工作機 KA 分類 工作情況及列舉 電動機、汽輪機 I 轉矩變化小，如透平壓縮機、木工機床、運輸機 1.5 II 轉矩變化中等，如攪拌機、增壓泵、有飛輪的壓縮機、沖床 1.7

52、查得KA=1.5 兩處聯(lián)軸器的計算轉矩分別為 確定聯(lián)軸器的型號 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，即Tca[T]，查《機械設計手冊3.0軟件版》選用的聯(lián)軸器型號標記為：HL3聯(lián)軸器zc38x60/j138x82 GB/T5014-2003，安裝尺寸見圖4.4，表4.12 圖4.4 LX型彈性柱銷聯(lián)軸器安裝尺寸 表4.12 LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器安裝尺寸 型號 公稱轉矩Tn/(Nm) 許用轉速[n]/(r/min) 軸孔直徑d1、d2、dz/mm 軸孔長度|Y型|L/mm 軸孔長度|J,J

53、1，Z型|L1/mm 軸孔長度|J,J1，Z型|L/mm HL3 2500 3870 38 82 60 82 D/mm D1/mm b/mm S/mm 轉動慣量I/(kgm^2) 質m/kg 160 100 45 2.5 0.6 8 查《機械設計手冊軸及其聯(lián)接》P5-84表5-2-19，選用的聯(lián)軸器為十字滑塊聯(lián)軸器，其型號標記為：LN4聯(lián)軸器zc78x125/J192x150 GB/T1014-1999 5 軸的設計 5.1軸的概述 軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸

54、的主要功用是支撐回轉零件及傳遞運動和動力。 5.1.1 軸的分類 按照承載受載荷的不同，軸可分為轉軸、心軸和傳動軸三類工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉軸。這類軸在各種機器中最為常見。只承受彎矩而不承受扭矩的軸成為心軸。心軸又分為傳動心軸和固定心軸。只承受扭矩而不承受彎矩的軸稱為傳動軸。 軸還可按照軸線形狀的不同，分為曲軸和直軸兩大類。曲軸通過連桿可以旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或做相反的運動變換。直軸根據(jù)外形的不同，可分為光軸和階梯軸兩種。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上的零件不易裝配及定位；階梯軸則正好與光軸相反。因此光軸主要用于心軸和傳動軸，階梯軸則常用于轉軸。 軸

55、的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用扎制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的方法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼。 故本設計選用45鋼作為所有軸的材料。 5.1.2 軸的結構設計 一般軸的結構設計要遵循下列原則： (1)節(jié)約材料，減輕重量，盡量采用等強度外形尺寸或大的截面系數(shù)的截面形狀； (2)易于軸上零件的精確定位、穩(wěn)固、裝配、拆卸和調整； (3)采用各種減少應力集中提高強度的結構措施； (4)便于加工制造和保證精度。 零件在軸上的定位和固定 零件在軸上

56、的定位和固定是保證其正常工作的關鍵，不同的零件有不同的定位和固定方式，軸的軸向定位和固定方法見表5.1 表5.1 軸的軸向定位和固定方法 方法 簡圖 特點與應用 肩環(huán) 結構簡單、定位可靠，可承載較大軸向力。常用于齒輪、帶輪、鏈輪、聯(lián)軸器、軸承等的軸向定位 為保證零件僅靠定位面，應使r

57、距離較小的場合，以免增加結構重量。軸的轉速很高時不宜采用 緊定螺釘 適用于軸向力很小、轉速很低或僅為防止零件偶然沿軸向滑動的場合。為防止螺釘松動，可加鎖圈緊定螺釘同時亦可起軸向固定作用緊定螺釘用孔的結構尺寸見GB/T71-1985 軸的加工和裝配工藝性 進行軸的結構設計時，應考慮便于軸的加工、測量、裝配和維修。注意到以下幾個主要方面： (1)考慮加工工藝所必需的結構要素； (2)合理確定軸與零件的配合性質、加工精度和表面粗糙度； (3)配合直徑一般應按GB/T2822-1981圓整為標準值 (4)確定各軸段長度時應盡可能使結構緊湊，同時還應保證零件所需的滑動距離、裝拆或調

58、整所需空間，并注意轉動零件不得與其他零件相碰，與輪轂配裝的軸段長度一般應略小于輪轂2-3mm，以保證軸向定位可靠； (5)軸上所有零件都無過盈地到達配合部位； (6)為便于導向和避免擦傷配合面，軸的兩端及有過盈配合的臺階處制成圓角； (7)為了減少加工刀具的種類和提高勞動生產效率，軸上的倒角、圓角、鍵槽等應盡量減少不同尺寸的倒角、圓角、鍵槽的數(shù)量。 5.2 I軸的設計與計算 5.2.1 按鈕轉強度或剛度計算 選擇三根軸都為實心軸，這三根軸編號分別為I、II、III軸。 按鈕轉強度及剛度計算軸徑公式見表5.2 表5.2 按鈕轉強度及剛度計算軸徑公式 軸的類型 按鈕轉

59、強度計算 按鈕轉剛度計算 實心軸 說明 d----軸端直徑，mm A-----系數(shù)，見表5.3 T----軸所傳遞的扭矩，Nm B----系數(shù)，見表5.4 P----軸所傳遞的功率，(kw) n----軸的工作轉速，(r/min) zp----需用扭轉剪應力，(Mpa) p----許用扭轉角，()/m，見表5.4 表5.3 幾種常用材料的zp及A值 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr、35SiMn、42 SiMn、40MnB zP/Mpa 15-25 20-35 25-45 35-55

60、 A 149-126 135-112 126-103 112-97 表5.4 剪切彈性模量G=79.4Gpa時的B值 Fp()/m 0.25 0.5 1 1.5 2 2.5 B 129 109 91.5 85.7 77 72.8 注：許用扭轉角的選用，應按實際情況而定。參考的范圍如下：對于要求精密、穩(wěn)定的傳動，可取Fp=0.25-0.5()/m；對于一般傳動，可取Fp=0.5-1()/m；對于要求不太高的傳動，可取Fp大于1()/m，起重機傳動軸，F(xiàn)p=15’~20’/m;重型機床走刀軸，F(xiàn)p=5’/m。 所以綜上所訴取Fp=0.5()

61、/m，則B=109 查表5.3,5.4得 zpl=25~45Mpa，取tpl=25Mpa AI=126~103 , 取AI=105 按鈕轉強度計算 按鈕轉強度計算 軸的結構設計 (1)考慮到軸端有鍵槽，軸徑應增大4%-5%，取軸端處的直徑為85mm，其余各直徑均按5mm增加。 (2)各軸段配合及表面粗糙度選擇如下：軸徑處 ，Ra0.8mm，齒輪配合處為，Ra3.2mm。 (3)齒輪的軸向固定采用軸肩和擋圈GB/T892-1986。 (4)軸的結構簡圖見圖5.1 5.2.2按彎扭合成強度條件計算 齒輪處的受力分析

62、 根據(jù)式 Ft=2T1/d1 Fr=Ft tana (5.1) FA=Ft/cosa 式中：T1為小齒輪傳遞的轉矩，(Nmm)；為小齒輪的節(jié)圓直徑，對標準齒輪為分度直徑，(m)；a為嚙合角，對標準齒輪，a=20 即 計算I軸上的載荷 水平面支反力的計算 垂直面支反力的計算 齒輪的作用力在水平面的彎矩 齒輪的作用力在垂直面的彎矩 總彎矩 總扭矩

63、 彎扭合成強度 軸安全可靠 將I軸結構簡圖、受力示意圖、計算結果中的支反力、扭矩圖、彎矩圖、繪制出來見圖5.2 5.2.3按疲勞強度安全系數(shù)校核 疲勞強度安全系數(shù)的目的是校核軸對疲勞破壞的抵抗能力。 危險截面安全系數(shù)S的校核公式 (5.2) (5.3) (5.4) 式中：Ss為只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)；St為只考慮扭矩作用時的安全系數(shù)；Sp為按疲勞強度計算的許用安全系數(shù)；s-1為對稱

64、循環(huán)應力下的材料彎曲疲勞極限，(Mpa);t-1為對稱循環(huán)應力下的材料扭矩疲勞極限，(Mpa)；Ks、Kt為彎曲和扭轉時的有效應力集中系數(shù)；es、et為彎矩和扭矩時的尺寸影響系數(shù)；ys、yt為材料拉伸和扭轉時的平均應力系數(shù)；sa、sm為彎曲應力的應力幅和平均應力，(Mpa);ta、tm為扭轉應力的應力幅和平均應力，(Mpa);b為表面質量系數(shù)。 查附表B1得s-1=240Mpa，t-1=140Mpa 查《機械設計手冊軸及其聯(lián)接》表5-1-30 Ks=1.76，Kt=1.54 查表5-1-36 b用插值法得 查表5-1-26得 SP=1.2-1.5，取SP

65、=1.2 查表5-1-34得 es=0.75，et=0.73 查表5-1-33得 ys=0.34，yt=0.21 查表5-1-28得 ZP=78.3cm^3，Z=36.9 于是安全系數(shù) 按照式(5.2) (5.3) (5.4)計算 故 該截面處安全 5.2.4 I軸軸承的選擇 (1)算預期壽命 預計這臺運輸機每天工作12小時，一班制，一年工作300天，工作壽命是15年，則使用壽命 L’h=12x1x300x15=54000h (2)確

66、定設計參數(shù) 徑向力 Fr=20193N 軸向力 Fa=59655N 軸頸直徑 d1=90mm 轉速 n=11.3r/min 要求壽命 Lh’=54000h 溫度系數(shù) ft=1 潤滑方式為脂潤滑 (3)軸承的選擇 根據(jù)上訴設計參數(shù)選用角接觸球軸承7318B GB/T 292-1994 。《機械設計手冊》(P729)其尺寸見圖5.3、表5.5 表5.5 d=90mm D=190mm B=43mm 基本額定動載荷C=135000N 基本額定動載荷CO=122000N 極限轉速 nlimz=3600r/min 圖5.3 角接觸球軸承結構 (4)當量動載荷的計算 當量動載荷 P=fp(XFr+