带式运输机电动滚筒的设计说明书模板.doc

带式运输机电动滚筒的设计说明书53资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。摘要带式输送机自从创造至今已有一百五十年的历史, 依然被广泛的应用于生产、 生活中, 被广泛使用在石油、 化工、 塑料、 橡胶、 食品、 建材、 包装、 纺织、 造纸、 轻工、 立体停车库和流水线等机械设备领域中。经过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用, 培养结构设计, 计算能力, 了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则, 熟悉减速器传动的基本原理, 熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。由于减速器的结构简单实用, 被广泛应用于各行各业中, 因此, 减速器的使用还有很好的前景。经过本毕业设计, 了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则, 熟悉减速器传动的基本原理, 并设计了一套完整的电动滚筒传动装置。关键词: 带式输送机; 减速器设计; 主要部件前言随着科学技术的迅速发展, 市场竞争日趋激烈, 在机械制造中, 运输工业已成为国民经济支柱产业之一, 其在国民经济中所占比重和作用越来越重要, 世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来, 随着市场经济的发展, 商品流通的增加, 物质的不断丰富, 生活水平的提高, 人们在追求商品外在质量提高的同时, 主要还是追求商品内在质量提高, 保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大, 运输工业随之迅速发展, 在中国国民生产总值中已占到10%以上, 与经济发达国家的差距正在逐步缩小。 运输机械在运输工业中的地位十分重要, 对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它能够提高劳动生产率, 改进生产环境, 降低生产成本, 减少环境污染, 增加产品质量, 提高产品的档次, 增加附加值从而增加市场竞争力, 带来更大的社会效益和经济效益。 中国的运输机械发展起步与20世纪40年代末, 从改革开放前少数几种水平落后的单机起, 到70年代, 在借鉴进口设备和技术的基础上, 运输机械的生产发生了一个巨大的变化, 大量填补国内空白的运输机械问世, 品种规格不断增加, 出现了大量专业的运输机械生产企业, 形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械, 大专院校也纷纷设立运输专业, 先后成立了全国性的协会, 学会, 标准化机构, 出版了各种专业期刊, 形成了一个独立的运输行业部门, 也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代, 除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、 性能等方面有了很大进步, 从注重数量向注重质量和性能方面发展, 产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。本课题是联系生产实际的课题。当前, 带式输送机已广泛应用于工农业生产的各个角落, 如化工、 建材、 矿山开采, 车站、 码头以及农产品贮运等, 操作方便、 运输距离比较长。随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高, 带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。 电动滚筒是带式输送机的一个重要动力部件, 就冷却形式而言有油冷式、 油浸式及风冷式等, 就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等, 就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。当前应用较多的是齿轮减速、 内置、 油冷式电动滚筒, 特别是对于小型和微型电动滚筒来说, 这种电动滚筒更具有不可替代的地位。可是, 齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、 传动效率低, 右法兰轴结构复杂、 工艺性较差。因此, 拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。 活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式, 这与电动滚筒的传动方式完全吻合。它由激波器V、 中心轮K、 活齿架H及一组活齿组成, 工作时, 激波器周期性地推动活齿, 这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波, 从而与中心轮形成连续的驱动关系。活齿传动具有结构紧凑、 体积小、 承载能力大、 传动效率高、 基本构件的工艺性好等优点, 因此一出现就引起了人们极大的兴趣。1、 系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算1.1系统传动方案设计组成: 传动装置由电机、 减速器、 工作机组成。特点: 齿轮相对于轴承不对称分布, 故沿轴向载荷分布不均匀, 要求轴有较大的刚度。确定传动方案: 考虑到电机转速高, 传动功率大, 故采用刚性联轴器联结电机与减速器。 其传动方案如下: 1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒图1-1 带式输送机总体方案布局图1.2 系统运动学及动力学参数设计计算 1.2.1 选择电动机电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机电动机功率选择: 1联轴器的传动效率: 0.992每对轴承的传动效率: 0.993圆柱直齿轮的传动效率: 0.964滚筒与传送带之间的传动效率: 0.96传动装置的总效率: =1224324=0.9920.9940.9620.960.83电机所需的工作功率: =6KW确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n滚筒=76.43r/min查机械设计手册P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860, 故电动机转速的可选范围是: n电=n滚筒i=( 860) 76.43r/min=611.444585.8 r/min根据容量和转速, 由有关手册查出有三种适用的电动机型号, 因此有2种传动比喻案如下: 表1-1 电机型号方案电动机型号额定功率KW额定转速r/min重 量Kg总传动比1Y132S1-26.529006722.312Y132S-46.58456811.08图1-2 电机安装及外形尺寸表1-2电机外形尺寸型号ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M-4216140893880103313212280275210315200475综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和减速器的传动比, 可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4。1.2.2 总传动比并分配传动总传动比 =11.08分配传动比: i1=( 1.31.5) i2, 经计算i1=( 3.794.08) , 取i1=4, 计算得i2=2.77I1为高速级传动比, i2为低速级传动比。1.2.3 各轴功率、 转速、 转矩计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、 2轴、 3轴、 4轴; 01, 12, 23, 34依次为电机与轴1, 轴1与轴2, 轴2与轴3, 轴3与轴4之间的传动效率。各轴转速: =845 r/min=211.25r/min=76.43r/min=129.96 r/min各轴输入功率: P1=P电01= 60.995.94KW 011 P2=P112= 5.940.990.965.82KW 1223 P3=P223= 5.820.990.965.53KW 2323 P4=P334= 5.530.990.995.42KW 3412 各轴输入转矩: 67.8Nm T1=Td0167.80.9967.13NmT2=T1i11267.1340.990.96255.21 Nm T3=T2i223255.212.770.990.96671.87 Nm T4=T334671.870.990.99658.5Nm1-3轴的输出功率、 输出转矩分别为各轴的输入功率、 输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。2. 传动件设计计算2.1 高速级大、 小齿轮的设计计算 2.2 低速级大、 小齿轮的设计计算2.2.1选择齿轮材料载荷中等、 速度不高且传动尺寸无特殊要求, 因此大小齿轮都选软齿面齿轮, 小齿轮选用35MnB调质, 硬度260HBS, 大齿轮选用SiMn调质, 硬度225HBS。根据两齿面的硬度, 由机械设计基础表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力: 265HBS=27.1HRC, 225HBS=20HRC=380 + HBS = 640 MPa =380 + HBS = 605 MPa= 155 + 0.3 HRC = 163 MPa = 155 + 0.3 HRC = 161 MPa2.2.2 选取设计参数 小齿轮齿数z1=26, 则z2=262.77=72.02,取z2=72; 实际传动比为i12=72/26=2.769, 传动比误差i=0.0004 5, 在允许范围内。齿宽系数取=1.02.2.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T1=121.10 Nm 载荷系数查机械设计基础表6-9取K=1.2 d1 766= 766= 60.01 mm 齿轮的模数为m =2.31。查机械设计基础表6-1取标准系列模数m=3。 d1= mz1 = 263 = 78 mm2.2.4 齿轮的几何尺寸计算 d3= mz3 = 326 = 78 mm d4= mz4 = 372 = 216 mm da3= mz3+2ha*m = 78 +6 = 84 mm da4= mz4+2ha*m = 216 +6 = 222 mm df3= mz32( ha*+ c*) m = 787.5 = 70.5 mm df4= mz42( ha*+ c*) m = 2167.5 = 208.5 mm a =( d3+d4) / 2 = ( 78+216) / 2 = 147 mm b =dd3=1.066 = 78 mm 取b4=78, b3=78+4 = 82 mm2.2.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为: YFS1= 4.30, YFS2= 4 F1 = = = 68.42 Mpa= 163MPa 合格 F2 = = = 63.69 Mpa= 178MPa 合格2.2.6精度设计 查机械设计基础表6-8取8级精度2.2.7. 结构设计2.2.7.1. 中间轴孔的厚度: 大齿轮 D0=da4-(1014)mn=222-(1014)3=(180192)mm, 取D0=190 mm.D4为轴径, D4=52mm, D3=1.6D4=1.652=83.2mm,取D3=85, l=b=齿宽, D2=(0.250.35)( D0- D3)= (0.250.35)( 190-85) =( 26.2536.75) mm, 取D2=35.r=1mm.腹板孔厚度: C=(0.2-0.3)b8mm,选C=10mm.2.2.8. 润滑方式=2.1m/s d2 选用代号为6008轴承轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 D=68 (mm)轴承宽度 B=15 (mm)40考虑轴承定位d4da46考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大( dad1 ,h=1.52mm, 取2mm33轴肩段 h =( 0.070.1) d, 取h=3mm39d4d233d7d1( 同一对轴承) 303.2.3各轴段长度的确定1轴段的长度l1: l1=B+2+3+2=19+10+5+2=36mm, 轴承的型号为6306, 轴承宽度B=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离, 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度: l2=B2-2=82-2=80mm, 齿轮宽B2=82mm3轴段的长度: 两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度: l2=B1-2=52-2=50mm, 齿轮宽B1=52mm5轴段的长度: l5: l5=B+2+3+2=19+10+5+4=38mm, 轴承宽度B=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离, 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离3.2.4轴的校核3.2.4.1轴的校核图3-4 轴的强度计算a= l4/2+2+3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mmb= l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,c= B/2+3+2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mma+b+c=49.5+81+62.5=199mm( 1) 计算圆周力和径向力, 弯矩图参见图5.(1-1)计算齿轮2的圆周力( 1-2) 计算齿轮3的圆周力( 1-3) 计算齿轮2的径向力( 1-4) 计算齿轮3的径向力 (2)求水平平面内的支反力: , , ( 3) 计算水平平面的弯矩对于B点: 对于C点: (4)求垂直平面的支反力 , , ( 5) 计算垂直平面的弯矩对于B点: 对于C点: ( 6) 该轴的转矩T=122320 Nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图对于B点: 对于C点: (8)确定危险截面, 校核该轴强度。结合图5可看出。安装齿轮2处为危险截面, 根据公式, 选择最大弯矩进行计算。查参考文献机械设计基础P220表12-5, 得, W为抗弯截面系数, , d为齿轮2处轴的直径, d=33mm, 键槽尺寸b=10mm, .T=122320Nmm查参考文献机械设计基础P211表12-2, 得该轴的结构满足强度要求。3.2.4.2. 轴承的校核由公式 见参考文献机械设计基础P246( 14-3) 其中: ft为温度系数: 查参考文献机械设计基础P246表14-3, 得ft=1,fd 为载荷系数: 查参考文献机械设计基础P246表14-4, 得fd=1.2,C为基本额定动载荷: 轴承选择深沟球轴承6306, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P95附录一, 得C=27KNn为轴承工作转速: n=360r/min,为寿命指数: 对于球轴承=3, 见参考文献机械设计基础P245.P为当量动载荷: P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承, 没有轴向载荷, Fa=0, 取X=1,见参考文献机械设计基础P247.因此, P=XFr=Fr。选择两者中的大的: 因此该轴承符合强度要求。3.2.5.3键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求, 应选用平键连接。选用圆头( A型) 普通平键。( 1) 大齿轮段l4=50mm.d4=33mm=d.由参考文献机械设计手册P6-121, 查得键的截面尺寸: bh=108根据轮毂段取键长: L=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13, 得键的工作长度为: l=L-b=40-10=30mm,键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。选用键108, GB/T1095-1979.键槽深: 查机械设计手册P6-121 得.( 2) 小齿轮段l2=80mm.d2=33mm.由参考文献机械设计手册P6-121, 查得键的截面尺寸: bh=108根据轮毂段取键长: L=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13, 得键的工作长度为: l=L-b=80-10=70mm,键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。选用键108, GB/T1095-1979.键槽深: 查机械设计手册P6-121得.3.3 轴的设计3.3.1轴径的确定图3-5 轴示意图1) 确定最小直径: 选择轴的材料为45钢, 调质处理, 查机械设计手册( 成大先主编, 化学工业出版社) 表6-1-1得b=650 Mpa, s=360 Mpa, -1=270 Mpa, -1=155 Mpa, E=2.15105 Mpa, =60 MPa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径, 由于材料为45钢, 由机械设计手册表6-1-19选取A=120则得 dA =120=38.76mm, 因为考虑到装联轴器加键, 有一个键槽, d38.76( 1+5) =40.70mm3.3.2各轴段直径的确定表3-3 轴段直径名称依据确定结果( mm) 大于轴的最小直径40.70, 考虑与联轴器内孔标准直径配合, 联轴器选择GY6型, 取d1=42mm42联轴器定位d2= d1+2( 0.070.1) d1=42+( 5.888.4) =47.8850.448考虑轴承d3 d2 选用代号为6010轴承轴承内径 d=50 (mm)轴承外径 D=80 (mm)轴承宽度 B=16 (mm)50考虑轴承定位d4da56h( 0.070.1) d4( 4.626.6) ,取h=6, d456+2668考虑到齿轮的轴向定位采用套筒, 取d6=5252d7d3( 同一对轴承) 503.3.3各轴段长度的确定1轴段安装联轴器: 联轴器选择GY6型( 见机械设计手册GB/T 5843- ) 联轴器宽度L联轴器=112mm,使l1略小于L联轴器, 取l1=110mm.2轴段的长度l2: 包括三部分: l2=lS+e+m,其中lS部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P26表5-2, lS=15-20mm,取lS=20mm,e部分为轴承端盖的厚度, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P39表5-7, 轴承外径D=90mm, d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离, 轴承座孔的宽度L座孔=+C1+C2+(510mm), 为下箱座壁厚, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P27表5-3: =8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸, 根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献机械设计毕业设计指导书P27表5-3, ( 假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm) 得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=+C1+C2+(510mm)=8+20+18+6=52mm另外为加工轴承座孔端面方便, 轴承座孔的端面应高于箱体, m =L座孔-3-B=52-5-12=35, 3=5mm, 见参考文献机械设计毕业设计指导书P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6, 取l2=65mm.3轴段的长度l3: l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度, 轴承的型号为6010, 轴承宽度B=16mm,l3=16mm.4轴段的长度: 减速器的内腔宽为: A =170mml4=3+A-( l5+l6+2+4) =5+170-( 10+76+10+4) =75mm5轴段部位为齿轮定位轴环, 其长度为: l=1.4h=1.46=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段, 其长度略小于齿轮宽度, l6=76B4=78mm. 7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位, l7=4+2+3 +B轴承=4+10+5+16=35mm. 3.3.4第三轴的校核3.3.4.1轴的校核图3-6 轴的强度计算a= l7-2+=35-8-2+39=64mm b=+l5+l4+ =39+10+75+8=132mma+b=64+132=196mm (1)计算齿轮4的圆周力Ft4和径向力Fr4, 参见图7, 查参考文献机械设计基础P102( 6-38) 。 (2)求水平平面内的支反力: , ( 3) 计算水平平面的弯矩(4)求垂直平面的支反力 , ( 5) 计算垂直平面的弯矩( 6) 该轴的转矩T=322020Nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图(8)确定危险截面, 校核该轴强度。结合图3-6可看出。安装齿轮处为 危险截面, 根据公式, 选择最大弯矩进行计算。此轴为单向运转, 扭转切应力可按照脉动循环应力处理。查参考文献机械设计基础P220表12-5, 得, W为抗弯截面系数, , d为齿轮4处轴的直径, d=52mm,选择轴承6010选择键: bh=1610mm, b=16mm, h=10mm,.T=322020Nmm查参考文献机械设计基础P211表12-2, 得该轴的结构满足强度要求。3.3.4.2轴承的校核由公式其中: ft为温度系数: 查参考文献机械设计基础P246表14-3, 得ft=1,fd 为载荷系数: 查参考文献机械设计基础P246表14-4, 得fd=1.2,C为基本额定动载荷: 轴承选择为深沟球轴承6010, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P95附录一, 得C=22KNn为轴承工作转速: n=129.96r/min,为寿命指数: 对于球轴承=3, 见参考文献机械设计基础P245.P为当量动载荷: P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承, 没有轴向载荷, Fa=0, 取X=1,见参考文献机械设计基础P247.因此, P=XFr=Fr。选择两者中的大的: 因此该轴承符合强度要求。3.3.4.3键的选择与校核( 1) 齿轮4安装段的键的选择: L6=76mm.d6=52mm=d.由参考文献机械设计手册P6-121, 查得键的截面尺寸: bh=1610根据轮毂段取键长: L=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13, 得键的工作长度为: l=L-b=70-16=54mm,键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。选用键1610, GB/T1095-1979.键槽深: .( 2) 与滚筒连接的联轴器的轴的键的设计与校核: 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求, 应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间, 故选用圆头( A型) 普通平键。d6=42mm, 查参考文献机械设计毕业设计指导书P101附录五选择联轴器GY6型: d1=42mm, L=112mm, L1=84mm。由参考文献机械零件设计手册P581, 查得键的截面尺寸: bh=128根据连接段取键长: L=L1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。( 2-1) 键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13, 得键的工作长度为: l=L-b=100-12=88mm,键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。选用键16100 GB/T 1096-1979, 键槽深: .3.4. 联轴器的选择根据以上的计算与校核, 选择( 1) 电动机与减速器连接的联轴器型号为: GY5型, ( 见机械设计手册P22-17 GB/T 5843- ) Tn=400Nm( 1-1) 转矩TC=KAT,见参考文献机械设计基础P224( 12-4) TC-联轴器所传递的计算转矩T-联轴器所传递的名义转矩, T=9550P/n。查参考文献机械设计基础P102( 6-37) 。P 电动机功率, P=5.5KWn-电动机转速,n=1440r/minKA-工作情况系数, 查参考文献机械设计基础P224表12-6, 得KA=1.5.TC=1.595505.5/1440=54.7 Nmm TP=400Nmm。( 2) 减速器与滚筒连接的联轴器型号为: GY6型, ( 见机械设计手册P22-17 GB/T 5843- ) Tn=900Nm( 2-1) 转矩TC=KAT,见参考文献机械设计基础P224( 12-4) TC-联轴器所传递的计算转矩T-联轴器所传递的名义转矩, T=9550P/n。查参考文献机械设计基础P102( 6-37) 。P 减速器输出功率,P=4.34KWn-第三轴转速,n=129.96r/minKA-工作情况系数, 查参考文献机械设计基础P224表12-6, 得KA=1.5.TC=1.595504.34/129.96= 478.4Nmm Tn=900Nmm。表3-4 联轴器的型号及参数型号许用转矩TP/Nm许用转速np/r/min轴孔直径d1/mm,d2/mm轴孔长度D/mmY型J、 J1L/mmL1/mmGY5400800038,308260120GY6900680042,42112841404. 润滑与密封的设计4.1润滑设计由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度: d2为齿轮2分度圆直径, d2=208mm, n2为齿轮2的转速,n2=360r/min采用润滑油池润滑, 润滑油位高度为hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,飞溅出的润滑油可润滑其它齿轮。同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱, 以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.4.2 密封设计( 1) 高速轴轴颈的圆周速度为: , ( 见参考文献机械设计基础P255表14-11) , 故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。( 2) 低速轴轴颈的圆周速度为: , ( 见参考文献机械设计基础P255表14-11) , 故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。5. 机架设计与说明5.1箱体的设计: 一般使用情况下, 为制造和加工方便, 采用铸造箱体, 材料为铸铁。箱体结构采用剖分式, 剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚, 在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度, 座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近, ( 但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉) , 为此, 轴承座孔附近做出凸台, 使凸台高度有足够的扳手空间。箱体中心的高度为: