滑橇式輸送機5.5m鏈式動力滾床設計【含CAD圖紙、說明書】

滑橇式輸送機5.5m鏈式動力滾床設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,滑橇式,輸送,鏈式,動力,設計,cad,圖紙,說明書,仿單 摘 要隨著社會文明發(fā)展與進步，運輸作為手段也不斷發(fā)展，特別是在汽車行業(yè)，滑橇式輸送系統(tǒng)在汽車制造中得到了廣泛的使用。本次設計的鏈式動力滾床能在高溫和低溫的環(huán)境下工作，也能夠低速運行，以及它的柔性化輸送的優(yōu)點，具有很高的生產(chǎn)率，由于鏈式動力滾床輸送與運行速度穩(wěn)定，工作過程中所消耗的功率校小，壽命長，所以獲得了汽車制造業(yè)的青睞。鏈式動力滾床的設計主要包括，減速電機的選型以及載荷的計算與校核，鏈條的選擇，鏈輪的設計，驅(qū)動鏈輪軸的設計以及動力棍子軸的設計，校核軸的疲勞強度，張緊裝置的設計，滾動軸承的選擇與計算等。關鍵詞：(滑橇式輸送系統(tǒng)、運輸、速度、鏈式動力滾床)ABSTRACT With the development of social civilization and progress, as a means of transport is also growing, especially in the automotive industry, skid conveyor systems in the automobile industry have been widely used. The dynamic design of the chain roller bed to the high temperature and low temperature working environment, can also be low speed, as well as its flexible conveying the advantages of high productivity, power roller bed conveyor chain speed and stability , work the power consumed in the process school, long life, so get the favor of the automobile industry. Chain Power Roller bed design includes, gear motor selection and load calculation and checking, the choice of the chain, sprocket design, driven chain wheel axle design and the design of power stick, check the fatigue strength of shafts , tensioning device design, bearing selection and calculation.Keywords：(Skid conveyor system、Transport、Speed、Chain Power Roller Bed) 目 錄1緒論111 滑橇輸送機的發(fā)展及其行業(yè)現(xiàn)狀1111 滑橇式輸送機的發(fā)展1112 我國滑橇式輸送機的行業(yè)現(xiàn)狀112 滑橇輸送機鏈式動力滾床主要組成22 總體傳動系統(tǒng)方案的擬定321 傳動方案設計3211 傳動方案的要求3212 擬定傳動方案33 減速電機的選型及計算431 減速電機的選型432 減速電機的相關計算54 動力輥子設計841 動力棍子軸的設計8411 軸的分類8412 軸的設計1042 套筒的設計1343 滾子的設計14431 帶輪緣的滾子設計14432 不帶輪緣的滾子設計155 鏈傳動設計1551 鏈傳動的介紹15511 滾子鏈鏈輪15512 滾子鏈鏈輪的材料及結構設計1752 滾子鏈傳動設計計算1953 鏈傳動工作情況分析23531 鏈傳動的運動分析23532鏈傳動的受力分析25533滾子鏈傳動失效形式26534鏈傳動的布置、張緊和潤滑276 基于動力輥子的滾動軸承設計3061 滾動軸承的介紹30611 滾動軸承的工作特點30612 滾動軸承的主要類型3162 滾動軸承的校核計算3263 設計總結33結束語35參考文獻36外文資料37中文翻譯51致 謝1 緒論 11 滑橇輸送機的發(fā)展及其行業(yè)現(xiàn)狀111 滑橇式輸送機的發(fā)展 19世紀末，滑橇輸送機已開始在軍工、鋼鐵等行業(yè)得到應用。所以，滑橇輸送機是機械化輸送領域中歷史悠久、使用時間長、結構品種多因而占有重要地位的一個部類。 現(xiàn)代的滑橇輸送機發(fā)展初期，由于受當時的社會整體水平與科技的制約，發(fā)展速度比較緩慢。直到20世紀初，一方面社會上各種工業(yè)機械的大生產(chǎn)對機械化輸送提出了強烈要求。于是，各種形式的輸送機陸續(xù)問世，生產(chǎn)輸送機的專業(yè)廠不斷建立，像著名的制造輸送機的美國WEBB公司，還有如：美國的ASI；日本的NKC、大福與椿本；德國的多爾；英國的海頓和法國的西塔姆、威利等。輸送機的產(chǎn)品也已從早期的機構粗大、外表笨重、功能單一、可靠性差和維修不便等低水平階段發(fā)展到現(xiàn)在已是功能完善、調(diào)速精度高、可靠性好、有較高技術含量的機械產(chǎn)品。112 我國滑橇式輸送機的行業(yè)現(xiàn)狀 滑橇式輸送機是由動力滾床、平移滾床、旋轉臺、舉升臺、平移機、鏈式輸式送機等各種獨立輸送單元所組成的組合式輸送系統(tǒng)，攜帶輸送物品的橇體依靠托滾或鏈條的摩擦力實現(xiàn)儲存、前進、后退、平移、舉升和旋轉等復雜功能，具有機動靈活、組合方便、運行平穩(wěn)、布置緊湊等特點，是汽車和其它大型物體，噴漆、裝配的理想運輸設備。 我國的輸送業(yè)是解放后才開始正式建立的，機械化輸送業(yè)在中國的發(fā)展也只有幾十年的歷史，所以，我國的輸送機行業(yè)可以算的上是一個年輕的行業(yè)。 我國滑橇輸送機的生產(chǎn)是從國外同類設備進行測繪和仿制開始的。早期，專業(yè)生產(chǎn)廠很少，即使有，規(guī)模也不大，滑橇輸送機大都是一些專業(yè)廠作為非標準產(chǎn)品來生產(chǎn)的，因此，生產(chǎn)效率低，技術不配套，發(fā)展非常緩慢。 進入80年代，尤其是改革開放以來，為了滿足大規(guī)模機械化生產(chǎn)的需求，一個個新興的以滑橇輸送機為主的專業(yè)生產(chǎn)廠家如雨后春筍般涌現(xiàn)出來。這些新興的生產(chǎn)廠家，凡能在激烈競爭中生存下來并迅速發(fā)展的，往往都具有知識密集、人才密集、資金密集與信息密集等特點。到80年代末、90年代初，中國的滑橇輸送機械進入了飛速發(fā)展時期，隨著中國經(jīng)濟的進一步騰飛，汽車、摩托車、家電、輕工、化工、鋼鐵等行業(yè)引進了許多國外成套進口設備。其中，有不少是滑橇式輸送設備。這些滑橇式輸送設備的配套國產(chǎn)化工作，既為滑橇式輸送機制造廠提供了市場，又為我國滑橇式輸送機行業(yè)提供了向先進工業(yè)國家學習的機會，促進了我國滑橇式輸送機行業(yè)的發(fā)展。應該說我國的滑橇式輸送機械工業(yè)由于底子薄、發(fā)展晚、同國外差距較大，目前的整體水平僅相當于國外七、八十年代的水平。至于滑橇輸送機行業(yè)則更為薄弱。但是，由于國家的大力扶植，大部分新興的滑橇輸送機企業(yè)，通過廣泛地同國內(nèi)有關高校聯(lián)合，共同承擔工程、聯(lián)合開發(fā)，有些還與國外的同行進行長期的合作，與國外先進企業(yè)聯(lián)合設計與生產(chǎn)新型的滑橇輸送機，并努力與國際接軌。通過這些途徑，在很短時間內(nèi)，使我國的滑橇式輸送機制造廠快速地提高了自身的技術水平，個別先進企業(yè)將滑橇式輸送機產(chǎn)品出口到國外，我國的滑橇輸送機械也正逐步走向世界。12 滑橇輸送機鏈式動力滾床主要組成 盡管滑橇式輸送機的品種繁多，有些結構還比較復雜，但作為組成輸送機的功能部件基本上由下述幾類組成。(1) 原動機 原動機是滑橇式輸送機鏈式動力滾床的動力來源，一般都采用交流電動機。視需要可以采用普通的交流異步電動機，或采用交流調(diào)速電動機。可調(diào)速的電動機有變級式的小范圍內(nèi)有級調(diào)速的電動機，也有能無級調(diào)速的變頻、滑差交流電動機。采用可調(diào)速電機，電動機本身成本較高，但驅(qū)動裝置的結構卻比較簡單。(2) 驅(qū)動裝置 驅(qū)動裝置，又稱驅(qū)動站。通過驅(qū)動裝置將電動機與輸送機頭軸聯(lián)接起來，驅(qū)動裝置的組成取決于其要實現(xiàn)的功能，通過驅(qū)動裝置要實現(xiàn)的功能有： 降低速度 由于驅(qū)動電機的轉速相對于輸送鏈條運行速度的要求高得多，所以滑橇式輸送機鏈式動力滾床必須有減速機構。減速機構通常有帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動和履帶驅(qū)動機構等。 機械調(diào)速 傳動鏈條的運行速度如需在一定范圍內(nèi)變動，雖然可通過電動機調(diào)速來實現(xiàn)，由于單純用電動機調(diào)速，會有電機轉速低輸出轉矩小的弊病，所以在驅(qū)動裝置中設置機械調(diào)速裝置，如機械無級變速機與變速箱等。 安全保護滑橇式輸送機鏈式動力滾床在工作過程中要求有安全保護與緊急制動的功能，安全保護設備大都設置在驅(qū)動站的高速運行部分。(3) 張緊裝置 張緊裝置用來拉緊尾輪，其作用在于： 保持輸送鏈條在一定的張緊狀態(tài)下運行，消除因鏈條松弛使鏈條輸送機運行時出現(xiàn)跳動、振動和異常噪聲等現(xiàn)象。 當輸送鏈條因磨損而伸長時，通過張緊裝置補償，保持鏈條的預緊度。張緊裝置有重錘張緊與彈簧張緊兩種方法，張緊裝置應安裝于鏈條輸送機線路中張力小的部位。(4) 電控裝置 電控裝置對單臺滑橇式輸送機鏈式動力滾床來說，其主要功能是控制驅(qū)動裝置，使鏈條按要求的規(guī)律運行。但對于由輸送機組成的生產(chǎn)自動線，如積放式懸掛輸送線、帶移行器等轉向裝置的承托式鏈條輸送線設備，它的功能就要廣泛得多。除了一般的控制輸送機速度外，還需完成雙（多）機驅(qū)動的同步、信號采集、信號傳遞、故障診斷等使鏈條自動生產(chǎn)線滿足生產(chǎn)工藝要求的各種功能。2 總體傳動系統(tǒng)方案的擬定21 傳動方案設計 機械傳動裝置位于原動機和工作機之間，用以傳遞運動和動力或改變運動方式。傳動裝置方案設計是否合理，對整個機械的工作性能，尺寸，重量和成本等影響很大。211 傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應該滿足工作可靠、傳動效率高、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低廉、工藝性好、 使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，設計時要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。212 擬定傳動方案 滿足同一工作機的功能要求，往往可采用不同的傳動機構、不同的組合和布局，從而可得出不同的傳動方案。擬定傳動方案時應該充分了解各種傳動機構的性能及適用條件，結合工作機所傳遞的載荷性質(zhì)和大小、運動方式和速度以及工作條件等。對各種傳動方案進行分析比較，合理地選擇。 由于本次設計選用的是SEW（天津）公司的減速電機，采用的是三相交流異步電動機。電機與減速器采用的是一種直聯(lián)的方式，即電機法蘭盤和減速器的法蘭盤通過螺栓聯(lián)接。具體選用的是R系列斜齒輪減速電機。通過底座安裝，輸出軸是實心軸，水平放置，布局比較緊湊，能夠?qū)崿F(xiàn)傳動的要求。見圖1。 圖1 3 減速電機的選型及計算31 減速電機的選型 SEW的R系列斜齒輪減速電機的選型，原則上應該根據(jù)負載的條件來選擇減速電機。在減速電機的輸出軸上所有的負載有兩種，即阻尼轉矩和慣量負載。 （1）當鏈式動力滾床作空載運行時，在整個速度范圍內(nèi)，加在減速電機輸出軸的負載轉矩應在減速電機輸出軸的連續(xù)額定轉矩范圍內(nèi)，即應在轉矩速度特性曲線的連續(xù)工作區(qū)。 （2）最大負載轉矩，加載周期以及過載時間都在提供的特性曲線的準許范圍以內(nèi)。 （3）減速電機在加速/減速過程中的轉矩應在加速之內(nèi)。 （4）對要求頻繁起，制動以及周期性變化的負載，必須檢查它的在一個周期中的轉矩均方根值。并應小于減速電機的連續(xù)額定轉矩。 32 減速電機的相關計算 （1）負載轉矩的計算方法加到減速電機輸出軸上的負載轉矩計算公式，因機械而異。本次設計的動力滾床，應計算出折算到減速電機輸出軸上的負載轉矩。由于動力滾床的負載轉矩在系統(tǒng)穩(wěn)定前是最大的，之后才慢慢的進入系統(tǒng)的平穩(wěn)期，所以要根據(jù)電機的穩(wěn)定時間來計算負載轉矩。根據(jù)；起始速度；穩(wěn)定速度；電機穩(wěn)定的時間應該在之間，取 ，；式中表示電機在0.1s內(nèi)的啟動加速度，表示電機在0.5s內(nèi)的啟動加速度； 式中D表示滾子的直徑： 動力棍子1,2,3,4,5,6的角速度：動力棍子1,2,3,4,5,6的轉速： （2）負載轉矩，所以減速電機的輸出轉矩，輸出轉速為了選到最合適的減速電機，有必要了解該減速電機所驅(qū)動機器的詳盡技術特性，確定一個使用系數(shù) a.使用系數(shù)。 減速電機的選用首先應確定以下技術參數(shù)：每天工作小時數(shù)；每小時起停次數(shù)；每小時運轉周期；可靠度要求；工作機轉矩T；輸出轉速n；載荷類型；環(huán)境溫度；現(xiàn)場散熱條件；減速電機通常是根據(jù)恒轉矩、起停不頻繁及常溫的情況設計的。其許用輸出轉矩T由下式確定： 其中 ， 式中表示減速電機輸出轉矩，表示減速電機的使用系數(shù):傳動比: 式中表示減速器的輸入轉速，表示電機減速器的輸出轉速: 電機的功率: 表示減速機的傳動效率，所以電機的功率選P=0.37kw 在選用減速電機時，根據(jù)不同的工況，必須同時滿足以下條件：1、出工作機2、=總工作機式中： 總 表示總的使用系數(shù) 總 表示載荷特性系數(shù) 表示環(huán)境溫度系數(shù) 表示可靠度系數(shù) 表示運行周期系數(shù)(見下表1各系數(shù)參數(shù)) 表1 各個系數(shù)參數(shù) 根據(jù)每天工作小時數(shù)為16小時；每小時起停次數(shù)80次；每小時運轉周期100%，運轉周期系數(shù)KW=1；可靠度要求較高，可靠度系數(shù)KR=1.6；總 b.載荷類型： 均勻載荷，允許慣性加速系數(shù) 中等沖擊載荷，允許慣性加速系數(shù) 強沖擊載荷，允許慣性加速系數(shù) 慣性加速系數(shù)=所有外部轉動慣量/驅(qū)動電機的轉動慣量 根據(jù)以上計算及已知條件，由SEW的R系列斜齒輪減速電機選型參數(shù)表中，選用合適的減速電機型號。 本次設計選用的電機減速器的型號為：R37DT71D4BMG 電動機的功率為：0.37kw 電動機的級數(shù)為：4 減速器的輸出轉速為：29r/min 輸出扭矩為：123 總重量為：16kg 輸出軸許用徑向載荷：5590N4 動力輥子設計動力輥子設計包括軸、套筒、滾子、雙鏈輪設計，所起的作用是使攜帶輸送物品的橇體依靠托滾的摩擦力實現(xiàn)儲存、前進、后退、平移等復雜功能。41 動力棍子軸的設計411 軸的分類： （1）按軸受載情況分為： a.轉軸 支承傳動零件又傳遞動力，即同時承受扭矩和彎矩。 b.心軸 只支承回轉零件而不傳遞動力，即只承受彎矩。心軸又分為固定心軸（工作時軸不轉動）和轉動心軸（工作時軸轉動）。 c.傳動軸 主要起傳遞動力作用，即主要承受扭矩。 （2）按結構形狀分為：光軸和階梯軸；實心軸和空心軸。 （3）按幾何軸線形狀分為：直軸、曲軸和鋼絲軟軸。本次設計的動力棍子的軸屬于固定心軸（工作時軸不轉動）表2 軸的常用材料機械性能材料牌號 熱處理毛坯直徑（mm） 硬度(HBS) 抗拉強度極限b 屈服強度極限s 彎曲疲勞極限-1 剪切疲勞極限-1 許用彎曲應力-1 備注 Q235A熱軋或鍛后空冷 100 400-420 225170 105 40 用于不重要及受載荷不大的軸 100250 375-390 215 45 正火回火1017021759029522514055應用最廣泛 100300162217 570285245135調(diào)質(zhì)2002172556403552751556040Cr 調(diào)質(zhì)100100300 241286735685 540490 355355 200185 70用于載荷較大，而無很大沖擊的重要軸 40CrNi 調(diào)質(zhì) 100100300 270300240270 900785 735570 430370 260210 75用于很重要的軸 38SiMnMo調(diào)質(zhì)100100300 229286217269 735685 590540 365345 210195 70用于重要的軸，性能近于40CrNi 38CrMoAlA調(diào)質(zhì) 6060100100160 293321277302241277 930835785 785685590 440410375 280270220 75 用于要求高耐磨性，高強度且熱處理（氮化）變形很小的軸 20Cr 滲碳淬火回火 60 滲碳5662HRC640 390 305 160 60 用于要求強度及韌性均較高的軸3Cr13 調(diào)質(zhì) 100 241 835 635 395 230 75 用于腐蝕條件下的軸 1Cr18Ni9Ti 淬火 100 192 530 195 190 115 45 用于高低溫及腐蝕條件下的軸 180 110 100200 490 QT600-3 190270 600 370 215 185 用于制造復雜外形的軸 QT800-2 245335 800 480 290 250 412 軸的設計 （1）選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由軸的常用材料及其主要力學性能表 查得： ， ， ， （2）初步確定軸端直徑 取A=103（按軸的材料45選取A ,A的取值從126-103，因轉速低且單向旋轉故取小值）軸的輸入端直徑:考慮到軸的結構，軸徑應增大，取。 （3）軸的結構設計 取軸頸處的直徑為25mm，與深溝球軸承62052Z的孔徑相同。軸承的軸向固定采用彈性擋圈25mm,軸的結構圖如圖2： 圖2 a.計算軸的支承反力，彎矩 軸的垂直面受力簡圖，如圖3： 圖3軸端支承反力： 區(qū)段：AC剪力彎矩撓度 轉角區(qū)段：CD剪力 彎矩 撓度轉角根據(jù)上式： 最大轉矩： ；根據(jù)碳鋼的彈性模量從196206，取 ； 由于心軸的的截面是圓，慣性矩，所以有下式：最大撓度：由 , = =0.09mm轉角： = （4）軸的疲勞強度校核 a.確定危險截面: 根據(jù)載荷分布及應力集中部位，確定兩個截面為應力集中部位，且為危險截面。如下圖4： 圖4由校核危險截面的許用安全系數(shù),計算安全系數(shù)均大于許用值，故軸的疲勞強度足夠。心軸的實際受力如下圖：圖542 套筒的設計 實際上在本次設計中，套筒也起著軸的作用，套筒充當?shù)氖强招妮S，所起的作用是傳遞扭矩。 （1）選擇套筒的材料 套筒的材料為Q235A，采用發(fā)黑處理。 （2）初步確定套筒的內(nèi)徑和外徑 根據(jù)心軸的直徑,由心軸的受力所產(chǎn)生軸的撓度，故套筒的內(nèi)徑，套筒的外徑 （3）套筒的結構和各個尺寸如下圖圖6： 圖643 滾子的設計431 帶輪緣的滾子設計（焊接件）尺寸如下圖圖7： 圖7432 帶輪緣的滾子設計尺寸如下圖圖8： 圖85 鏈傳動設計：51鏈傳動的介紹 鏈傳動是應用較廣的一種機械傳動，是依靠鏈輪輪齒與鏈節(jié)的嚙合來傳遞運動和動力。與帶傳動相比，鏈傳動能保持準確的平均傳動比，傳動效率高，徑向壓軸力小，能在高溫及低速情況下工作；與齒輪傳動相比，鏈傳動安裝精度要求較低，成本低廉，可遠距離傳動。鏈傳動的主要缺點是不能保持恒定的瞬時傳動比。按用途不同，鏈可分為：傳動鏈、輸送鏈和起重鏈，在一般機械傳動中，常用的是傳動鏈。傳動鏈有滾子鏈和齒形鏈等類型，其中滾子鏈使用最廣，齒形鏈使用較少。511滾子鏈鏈輪 （1）鏈輪齒形必須保證鏈節(jié)能平穩(wěn)自如地進入和退出嚙合，盡量減少嚙合時的鏈節(jié)的沖擊和接觸應力，而且要易于加工。 （2）常用的鏈輪端面齒形見下圖。 圖9 滾子鏈鏈輪端面齒形 圖10 滾子鏈鏈輪的軸面齒形它是由三段圓弧aa 、ab、cd和一段直線bc構成，簡稱三圓弧一直線齒形。齒形用標準刀具加工，在鏈輪工作圖上不必繪制端面齒形，只需在圖上注明齒形按3R GBT 1244-1985規(guī)定制造即可，但應繪制鏈輪的軸面齒形，其尺寸參閱有關設計手冊。工作圖中應注明節(jié)距p 、齒數(shù)z 、分度圓直徑d （鏈輪上鏈的各滾子中心所在的圓）、齒頂圓直徑da、齒根圓直徑df 。其計算公式為：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 式中-滾子直徑（mm）512 滾子鏈鏈輪的材料及結構設計鏈輪材料應保證輪齒有足夠的強度和耐磨性，故鏈輪齒面一般都經(jīng)過熱處理，使之達到一定硬度。常用材料下表3：表3 鏈輪材料鏈輪材料熱處理齒面硬度應用范圍15、20滲碳、淬火、回火5060HRCz25的鏈輪45、50、ZG310-570淬火、回火4045HRC無劇烈沖擊振動和要求耐磨損的鏈輪15Cr、20Cr滲碳、淬火、回火5060HRCz50的鏈輪 v2m/s夾布膠木P6kW、速度較高、要求傳動平穩(wěn)、噪聲小的鏈輪 （1）鏈輪的結構： a.驅(qū)動單鏈輪的結構尺寸如下圖11： 圖11 b.雙鏈輪的結構尺寸如下圖12： 圖12 c.張緊鏈輪的結構尺寸如下圖13： 圖1352滾子鏈傳動設計計算： （1）確定傳動比 根據(jù)整個的設計尺寸及驅(qū)動速度的要求，驅(qū)動鏈輪的齒數(shù),傳動雙鏈輪的齒數(shù),所有傳動比： （2）當量的單排鏈的計算功率 根據(jù)鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數(shù)和鏈條排數(shù)，將鏈條傳動所傳遞的功率修正為當量的單排鏈的計算功率 式中：-工況系數(shù)-主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)-多排鏈系數(shù)-傳遞的功率，kw表4 工況系數(shù)載荷種類原動機電動機或汽輪機內(nèi)燃機載荷平穩(wěn)1.01.2中等沖擊1.31.4較大沖擊1.51.7 表5 多排鏈系數(shù)排數(shù)1234511.72.53.34.1 表6 主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)9111315171921232527293133350.4460.5540.6640.775 0.88711.111.231.341.461.581.701.821.930.3260.4410.5660.7010.84611.161.331.511.691.892.082.292.50由上式計算： （3）確定鏈條型號和節(jié)距p鏈條型號根據(jù)當量的單排鏈的計算功率和主動鏈輪轉速由下圖得到。然后由規(guī)格及參數(shù)表確定鏈條節(jié)距p： 圖14 單排滾子鏈額定功率曲線 表7 滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù)鏈號節(jié)距p排距滾子外徑d1max內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1min銷軸直徑d2max鏈板高度h2max極限拉伸載荷Qmin每米質(zhì)量qmmmmmmmmmmmmmmmm08A12.7014.387.957.853.9612.07138000.6010A15.87518.1110.169.405.0815.09218001.0012A19.0522.7811.9112.575.9518.08311001.5016A25.4029.2915.8815.757.9424.13556002.6020A31.7535.7619.0518.909.5430.18867003.8024A38.1045.4422.2325.2211.1036.201246005.6028A44.4548.8725.4025.2212.7042.241690007.5032A50.8058.5528.5331.5514.2948.2622240010.1040A76.2087.8347.6347.3523.3072.3950040022.60本次的設計的驅(qū)動鏈條，傳動鏈條的型號為：10A ，節(jié)距p=15.875。 （4）鏈速和鏈輪的極限轉速 鏈速的提高受到動載荷的限制，所以一般最好不超過12m/s。鏈輪的最佳轉速和極限轉速可參看上圖（單排滾子鏈額定功率曲線）。圖中接近于最大許用傳動功率時的轉速為最佳轉速，功率曲線右側豎線為極限轉速。 （5）鏈節(jié)距 鏈節(jié)距愈大，鏈和鏈輪齒各部尺寸也愈大，鏈的拉曳能力也愈大，但傳動的速度不均勻性、動載荷、噪聲等都將增加。因此設計時，在承載能力足夠的條件下，應選取較小節(jié)距的單排鏈，高速重載時，可選用小節(jié)距的多排鏈。本次設計的鏈均為小節(jié)距的單排鏈。 （6）驅(qū)動鏈的長度和中心距 若鏈傳動中心距過小，則小鏈輪上的包角也小，同時嚙合的鏈輪齒數(shù)也減少；中心距過大，則易使鏈條抖動。鏈的長度常用鏈節(jié)數(shù)表示。按帶傳動求帶長的公式可導出。式中 a 為鏈傳動的中心矩：鏈條節(jié)數(shù)，先初定中心距：。取鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)，故取 根據(jù)圓整后的鏈節(jié)數(shù)用下式計算實際中心距： （7）傳動鏈的長度和中心距 鏈條的節(jié)數(shù)，先初定中心距：取鏈節(jié)數(shù)為偶數(shù)，故取 根據(jù)圓整后的鏈節(jié)數(shù)用下式計算實際中心距： （8）驅(qū)動鏈條的長度L （9）傳動鏈條的長度 （10）鏈條的速度v （11）驅(qū)動鏈輪及傳動鏈輪作用在軸上的壓力, 取53 鏈傳動工作情況分析531 鏈傳動的運動分析 (1)鏈傳動的運動不均勻性 鏈條進入鏈輪后形成折線，因此鏈傳動的運動情況和繞在正多邊形輪子上的帶傳動很相似，見下圖。邊長相當于鏈節(jié)距，邊數(shù)相當于鏈輪齒數(shù)。鏈輪每轉一周，鏈移動的距離為，設、為兩鏈輪的齒數(shù)， 為節(jié)距（mm），、為兩鏈輪的轉速（r/min），則鏈條的平均速度v（m/s）為鏈傳動的平均傳動比：事實上，鏈傳動的瞬時鏈速和瞬時傳動比都是變化的。分析如下：設鏈的緊邊在傳動時處于水平位置，見下圖15。設主動輪以等角速度轉動，則其分度圓周速度為 。當鏈節(jié)進入主動輪時，其銷軸總是隨著鏈輪的轉動而不斷改變其位置。當位于角的瞬時，水平運動的瞬時速度v等于銷軸圓周速度的水平分量。即鏈速V： 圖15 角的變化范圍在之間，。 當時，鏈速最大，；當時，鏈速最小，。因此，即使主動鏈輪勻速轉動時，鏈速也是變化的。每轉過一個鏈節(jié)距就周期變化一次。同理，鏈條垂直運動的瞬時速度也作周期性變化，從而使鏈條上下抖動。從動鏈輪由于鏈速常數(shù)和角的不斷變化，因而它的角速度也是變化的。鏈傳動比的瞬時傳動比為。顯然，瞬時傳動比不能得到恒定值。因此鏈傳動工作不穩(wěn)定。 （2）鏈傳動的動載荷 鏈傳動在工作時產(chǎn)生動載荷的主要原因是： a.鏈速和從動鏈輪角速度周期性變化，從而產(chǎn)生了附加的動載荷。鏈的加速度愈大，動載荷也將愈大。鏈輪轉速愈高、鏈節(jié)距愈大、鏈輪齒數(shù)愈少，動載荷都將增大。 b.鏈沿垂直方向分速度也作周期性地變化，使鏈產(chǎn)生橫向振動，這也是鏈傳動產(chǎn)生動載荷的原因之一。 c.鏈節(jié)進入鏈輪的瞬時，鏈節(jié)與鏈輪輪 齒以一定的相對速度嚙合，鏈與輪齒將受到?jīng)_擊，并產(chǎn)生附加動載荷。如下圖16所示，根據(jù)相對運動原理，把鏈輪看作靜止的，鏈節(jié)就以角速度w 進入輪齒而產(chǎn)生沖擊。這種現(xiàn)象，隨著鏈輪轉速的增加和鏈節(jié)距的加大而加劇。使傳動產(chǎn)生振動和噪聲。圖 16 d.若鏈的張緊不好、鏈條松弛，在起動、制動、反轉、載荷變化等情況下，將產(chǎn)生慣性沖擊，使鏈傳動產(chǎn)生很大的動載荷。由于鏈傳動的動載荷效應，鏈傳動不宜用于高速。532鏈傳動的受力分析 安裝鏈傳動時，只需不大的張緊力，主要是使鏈松邊的垂度不致過大，否則會產(chǎn)生顯著振動、跳齒和脫鏈。若不考慮傳動中的動載荷，作用在鏈上的力有：圓周力（即有效拉力）F、離心拉力和懸垂拉力。如下圖17所示。 圖17 鏈在傳動中的主要作用力有： （1）鏈的緊邊拉力為 （N） （2）鏈的松邊拉力為 （N） （3）圍繞在鏈輪上的鏈節(jié)在運動中產(chǎn)生的離心拉力 （N） 式中：q為鏈的每米長質(zhì)量，kg/m；v為鏈速m/s。 （4）懸垂拉力 可利用求懸索拉力的方法近似求得 （N） 式中：a為鏈傳動的中心距，m ； g為重力加速度，； 為下垂量y=0.02a時的垂度系數(shù)，與安裝角有關。 鏈作用在軸上的壓力可近似地取為，有沖擊和振動時取大值。表8 的值值水平傳動兩鏈輪中心連線與水平面斜角垂直傳動6421533滾子鏈傳動失效形式 鏈傳動的主要失效形式有以下幾種： （1）鏈板疲勞破壞 鏈在松邊拉力和緊邊拉力的反復作用下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，鏈板會發(fā)生疲勞破壞。正常潤滑條件下，疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。 （2）滾子套筒的沖擊疲勞破壞 鏈傳動的嚙入沖擊首先由滾子和套筒承受。在反復多次的沖擊下，經(jīng)過一定的循環(huán)次數(shù)，滾子、套筒會發(fā)生沖擊疲勞破壞。這種失效形式多發(fā)生于中、高速閉式鏈傳動中。 （3）銷軸與套筒的膠合 潤滑不當或速度過高時，銷軸和套筒的工作表面會發(fā)生膠合。膠合限定了鏈傳動的極限轉速。 （4）鏈條鉸鏈磨損 鉸鏈磨損后鏈節(jié)變長，容易引起跳齒或脫鏈。開式傳動、環(huán)境條件惡劣或潤滑密封不良時，極易引起鉸鏈磨損，從而急劇降低鏈條的使用壽命。 （5）過載拉斷 這種拉斷常發(fā)生于低速重載或嚴重過載的傳動中。534鏈傳動的布置、張緊和潤滑 (1)鏈傳動的布置 為使鏈傳動能工作正常，應注意其合理布置，布置的原則簡要說明如下： a.兩鏈輪的回轉平面應在同一垂直平面內(nèi)，否則易使鏈條脫落和產(chǎn)生不正常的磨損。 b.兩鏈輪中心連線最好是水平的，或與水平面成45 以下的傾角，盡量避免垂直傳動，以免與下方鏈輪嚙合不良或脫離嚙合。c.常見合理布置形式參見下表。 表9 傳動鏈的布置 本次設計的驅(qū)動鏈輪的布置，采用的是兩輪軸線不在同一水平面，松邊應在下面。選擇的是第二種布置方案。 傳動鏈輪的布置，采用的是兩輪軸線在同一水平面，松邊在下面，選擇的是第三種布置方案。 (2)鏈傳動的張緊 鏈傳動中如松邊垂度過大，將引起嚙合不良和鏈條振動，所以鏈傳動張緊的目的和帶傳動不同，張緊力并不決定鏈的工作能力，而只是決定垂度的大小。張緊的方法很多，最常見的是移動鏈輪以增大兩輪的中心矩。但如中心距不可調(diào)時，也可以采用張緊輪張緊，見下圖18 a、b。張緊輪應裝在靠近主動鏈輪的松邊上。不論是帶齒的還是不帶齒的張緊輪，其分度圓直徑最好與小鏈輪的分度圓直徑相近。此外還可以用壓板或托板張緊（下圖18 c、d）。特別是中心距大的鏈傳動，用托板控制垂度更為合理。 圖18 鏈的張緊裝置本次設計的張緊裝置如下圖19： 圖19 張緊裝置 （3）鏈傳動的潤滑 鏈傳動的潤滑至關重要。合宜的潤滑能顯著降低鏈條鉸鏈的磨損，延長使用壽命。鏈傳動的潤滑方法可根據(jù)下圖20選取。通常有四種潤滑方式：人工定期用油壺或油刷給油；滴油潤滑，用油杯通過油管向松邊內(nèi)外鏈板間隙處滴油；油浴潤滑或飛濺潤滑，采用密封的傳動箱體，前者鏈條及鏈輪一部分浸入油中，后者采用直徑較大的甩油盤濺油；油泵壓力噴油潤滑，用油泵經(jīng)油管向鏈條連續(xù)供油，循環(huán)油可起潤滑和冷卻的作用。鏈傳動使用的潤滑油運動粘度在運轉溫度下約為20mm2/s40mm2/s。只有轉速很慢又無法供油的地方，才可以用油脂代替。 圖20本次設計的鏈的潤滑方式，因為鏈速比較低，所有選擇人工定期潤滑。6 基于動力輥子的滾動軸承設計61 滾動軸承的介紹 滾動軸承是廣泛運用的機械支承。其功能是在保證軸承有足夠壽命的條件下，用以支承軸及軸上的零件，并與機座作相對旋轉、擺動等運動，使轉動副之間的摩擦盡量降低，以獲得較高傳動效率。常用的滾動軸承已制定了國家標準，它是利用滾動摩擦原理設計而成，由專業(yè)化工廠成批生產(chǎn)的標準件。在機械設計中只需根據(jù)工作條件選用合適的滾動軸承類型和型號進行組合結構設計。611 滾動軸承的工作特點與滑動軸承相比，滾動軸承具有下列優(yōu)點： （1）應用設計簡單，產(chǎn)品已標準化，并由專業(yè)生產(chǎn)廠家進行大批量生產(chǎn)，具有優(yōu)良的互換性和通用性。 （2）起動摩擦力矩低，功率損耗小，滾動軸承效率（0.980.99）比混合潤滑軸承高。 （3）負荷、轉速和工作溫度的適應范圍寬，工況條件的少量變化對軸承性能影響不大。 （4）大多數(shù)類型的軸承能同時承受徑向和軸向載荷，軸向尺寸較小。 （5）易于潤滑、維護及保養(yǎng)。612滾動軸承的主要類型 機械有各種不同的工況，為滿足這些具體的使用要求，需要有不同類型的軸承來保證實際需要。根據(jù)滾動體形狀，滾動軸承大致可分為球軸承和滾子軸承；按其承受負荷的主要方向，則可分為向心軸承和推力軸承。為球軸承和滾子軸承的一般特性比較。 表10 球軸承和滾子軸承的一般特性比較項 目 球 軸 承滾子軸承負 荷較小負荷大 負 荷轉 速高 速較 低 速摩 擦小較 大耐沖擊性較 小較 大 （1）滾動軸承類型的選擇 滾動軸承類型多種多樣，選用時可考慮以下方面因素，從而進行選擇。 a載荷的大小、方向和性質(zhì) b. 允許轉速 c. 剛性 d. 調(diào)心性能和安裝誤差 e. 安裝和拆卸 f. 市場性 （2）失效形式：在一般機械設備傳動系統(tǒng)中，由于滾動軸承的失效而造成整個傳動系統(tǒng)的損壞所占的比例很大。因此，在滾動軸承的設計中如對各種因素考慮不周，就將降低實際的使用壽命。表11 滾動軸承常見的失效形式失效形式現(xiàn)象失效原因點蝕內(nèi)外圈的滾道及滾動體的表面出現(xiàn)許多點蝕坑過載、裝配不當（配合過緊、內(nèi)外圈不正）和潤滑不良。磨粒磨損粘著磨損滾道表面、滾動體與保持架接觸部位發(fā)生磨損，引擎內(nèi)部松動。在滾道及滾動體表面上有粘著痕跡。軸承內(nèi)部有言磨物、潤滑不良。速度太高、潤滑不良；不適當?shù)难b配；內(nèi)外圈配合柱面松動；斷裂內(nèi)外圈上發(fā)生軸向、周向裂紋；保持架開裂；配合太緊；裝配面部均勻；軸承座畸變；旋轉爬行或微動磨損；塑性變形滾動體或套圈滾道上出現(xiàn)不均勻的塑性變形凹坑。靜載荷或沖擊載荷過大。其他銹蝕、電腐蝕、不正常溫升軸承內(nèi)有濕氣或酸液；有電流連續(xù)或簡短通過；潤滑劑太多、內(nèi)部游隙不當?shù)?；影響滾動軸承的主要因素為：載荷情況、潤滑情況、裝配情況、環(huán)境條件及材質(zhì)或制造精度等。62 滾動軸承的校核計算 決定軸承尺寸時，要針對主要失效形式進行必要的計算。一般工作條件的回轉滾動軸承，應進行接觸疲勞壽命計算。本次設計的動力棍子總成及張緊輪總成選用的軸承是深溝球軸承：（1）6205 （2）6203如下表12所示: 表12 軸承參數(shù)表軸承類型型號d/mmD/mmB/mm深溝球軸承620525521514.0kN7.88kN深溝球軸承62031740129.95kN4.75kN （2）6205軸承壽命的計算 根據(jù)公式: 式中： -軸承的額定壽命(h) -軸承轉速r/min -基本額定動載荷 (N) -當量動載荷 (N) -壽命指數(shù)；對球軸承，=3。 所有根據(jù)計算，6205滿足壽命要求。 6203更滿足壽命要求。63 設計總結 基于整個滑橇式輸送機5.5m鏈式的動力滾床設計，設計部分完成了SEW減速電機的選型，動力輥子的設計，傳動構件和傳動裝置的設計，以及張緊裝置的設計，滾動軸承的選型與校驗。5.5m的鏈式動力滾床有6個動力輥子，動力輥子按一定間隔均勻布置。動力輥子由安裝在一根通軸上的兩個滾子組成。其中一個滾子為“U形”帶導向邊沿的動力滾，另一個為平直的從動滾。依靠滾子的摩擦力來實現(xiàn)儲存、前進、后退。 本次設計的相關圖片見圖20: 圖20結束語本次設計的5.5m的鏈式動力滾床，完成了設計中的尺寸計算及結構設計，并對其進行了一系列的校驗，各項性能指標完全能夠滿足要求，說明設計的結構是合理的。然后選擇電機和軸承，以及相關校驗等。由于專業(yè)知識的限制，無法對控制系統(tǒng)進行設計。只是對控制系統(tǒng)做了初步的了解。作為機械設計制造及其自動化專業(yè)的學生，通過本次的畢業(yè)設計，明白要想作為一名設計人員其身上的擔子是非常重的。因為設計都是極其復雜而又比較細致的工作。比如說這次選擇的電機及其機構的轉矩，軸的設計，以及鏈傳動的設計，軸承的校核等，都是看是否能夠滿足使用要求。這些都說明了設計的復雜性。但是當自己設計的成果擺在面前時，自己就感覺特別的欣慰，畢竟設計成果滿足任務要求。參考文獻： 1范祖堯.現(xiàn)代機械設備設計手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,19962吉林工業(yè)大學 蘇州鏈條廠.鏈傳動設計與應用手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,19923鄭志風.鏈傳動M.北京:機械工業(yè)出版社,19844東北工學院編寫組.機械零件設計手冊(第2版)M.北京:冶金工業(yè)出版社,19895宋學義.袖珍液壓氣動手冊M.北京：機械工業(yè)出版社,19956成大先.機械設計手冊第5版M.北京：化學工業(yè)出版社，20087黃悠調(diào),趙松年. 機電一體化技術基礎及應用M. 北京:機械工業(yè)出版社, 2002.8趙丁選.機電一體化設計設計使用手冊(下冊) M. 北京:化學工業(yè)出版社, 工業(yè)裝備與信息工程出版中心, 2003.9趙松年,張奇鵬. 機電一體化機械系統(tǒng)設計M. 北京:機械工業(yè)出版社, 1996.10黃純穎.高志等主編.機械創(chuàng)新設計M.北京：高等教育出版社，200011汪琪.機械零件設計問題解析M.北京：中國致公出版社，199312廖念釗.互換性與技術測量M.第四版.北京:中國計量出版社,200013徐灝.機械手冊E.北京:機械工業(yè)出版社,199114蔡春源.機械零件設計手冊E.冶金工業(yè)出版社,199515孟憲源、姜琪.機構構型與應用M.北京：機械工業(yè)出版社，199816濮良貴、紀名剛.機械設計（第七版）M.北京：高等教育出版社，200117鄞丈緯. 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G. Lodewijks, Delft University of Technology, The Netherlands1. SUMMARY1-In this paper a new finite element model of a belt-conveyor system will be introduced. This model has been developed in order to be able to simulate both the longitudinal and transverse dynamic response of the belt during starting and stopping. Application of the model in the design stage of long overland belt-conveyor systems enables the engineer, for example, to design proper belt-conveyor curves by detecting premature lifting of the belt off the idlers. It also enables the design of optimal idler spacing and troughing configuration in order to ensure resonance free belt motion by determining (standing) longitudinal and transverse belt vibrations. Application of feed-back control techniques enables the design of optimal starting and stopping procedures whereas an optimal belt can be selected by taking the dynamic propert