電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置的設計【含三維建模及CAD圖紙】

電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置的設計【含三維建模及CAD圖紙】,含三維建模及CAD圖紙,電磁爐,盤運,傳送帶,裝置,設計,三維,建模,CAD,圖紙 山東英才學院 本 科 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題 目 電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置設計 專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所提交的畢業(yè)設計（論文），是本人在導師指導下，獨立進行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本研究做出過重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明并表示了謝意。 論文作者簽名： 日期： 年 月 日 摘 要 首先對電磁爐爐盤運輸傳送帶作了簡單的概述；接著分析了電磁爐爐盤運輸傳送帶的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計；接著對所選擇的電磁爐爐盤運輸傳送帶各主要零部件進行了校核。普通型電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置由六個主要部件組成：傳動裝置，機尾或導回裝置，中部機架，拉緊裝置以及尾部組件。 關鍵詞：電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置，傳送帶，設計計算，校核 34 Abstract First cooker hob transport conveyor briefly outlined; then analyzes the principle of selection cooker hob transport conveyor and the first conveyor belt to transport the cooker hob briefly outlined; then analyzes the cooker hob transport belt selection principles and calculation methods; and then based on these design criteria and calculation method of selection in accordance with the requirements of a given parameter selection and design; then the selected cooker hob transport belt of the main components were checked. Ordinary cooker hob transport conveyor device consists of six main components: gear, tail or device back into the middle frame, tail assembly and tensioning device. Keywords: cooker hob transport conveyor apparatus, conveyors, design calculations, checking 目 錄 第1章 緒論 1 第2章 電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置的設計計算 2 2.1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 2 2.2 計算步驟 4 2.2.1 帶速的選擇 4 2.2.2 帶寬的選擇 4 2.2.3 輸送帶寬度的核算 6 2.3 圓周驅動力 6 2.3.1 計算公式 6 2.3.2 主要阻力計算 7 2.3.3 主要特種阻力計算 8 2.3.4 附加特種阻力計算 9 2.3.5 傾斜阻力計算 10 2.4傳動功率計算 10 2.4.1 傳動軸功率計算 10 2.4.2 電動機功率計算 10 2.5 輸送帶張力計算 11 2.6 傳動滾筒、改向滾筒合張力計算 12 2.6.1 改向滾筒合張力計算 12 2.6.2 傳動滾筒合張力計算 12 2.7 傳動滾筒最大扭矩計算 12 2.8 拉緊力和拉緊行程計算 12 2.9繩芯輸送帶強度校核計算 13 第3章 驅動裝置的選用與設計 14 3.1 電機的選用 14 3.2 減速器的選用 14 3.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 15 3.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 19 3.5 斜齒輪設計參數(shù)表 24 第4章 各個軸的設計計算 25 4.1 Ⅰ軸的設計計算 25 4.2 Ⅱ軸的設計計算 27 4.3 Ⅲ軸的設計計算 29 結論 32 參考文獻 33 致 謝 34 第1章 緒論 帶式輸送機自1795年被發(fā)明以來，經(jīng)過200多年的發(fā)展，已被電力、冶金、煤炭、化工、礦山、港口等各行各業(yè)廣泛采用，特別是第三次工業(yè)技術革命后新材料、新技術的采用，帶式輸送機的發(fā)展步入了一個新紀元。當今，無論從輸送量、運距、經(jīng)濟效益等各方面來衡量，它已經(jīng)可以同火車、汽車運輸相抗衡，成為各國爭先發(fā)展的行業(yè)。? 帶式輸送機具有結構簡單、輸送量大、輸送物料范圍廣泛、運距長、裝卸料方便、可靠性高、運費低廉、自動化程度高等特點，它的優(yōu)越性已十分明顯，是國民經(jīng)濟中不可缺少的關鍵設備。? 帶式輸送機因其具有結構緊湊、傳動效率高、噪聲低、使用壽命長、運轉穩(wěn)定、工作可靠性和密封性好、占據(jù)空間小等特點，并能適應在各種惡劣工作環(huán)境下工作，包括潮濕、泥濘、粉塵多等，所以它已經(jīng)是國民經(jīng)濟中不可或缺的關鍵設備。加之國際互聯(lián)網(wǎng)絡化的實現(xiàn)，又大大縮短了帶式輸送機的設計、開發(fā)、制造、銷售的周期，使它更加具有競爭力。? 目前，帶式輸送機已經(jīng)成為運輸系統(tǒng)中重要的組成部分。為了更好的研究帶式輸送機的工作組成原理，發(fā)現(xiàn)及改進其不足之處，本課題所研究的是大傾角、下運帶式輸送機。此次研究的主要問題在于系統(tǒng)的驅動件布置、軟啟動和制動問題。帶式輸送機向下運送物料時，其驅動電動的運行工礦有別于一般的帶式輸送機。由于運轉上的需要，在結構上有特點，控制上有特殊需求。下運帶式輸送機的制動裝置及其控制技術尤為關鍵。? 如何實現(xiàn)制動與自動張緊，逐漸向智能化、自動化、人性化方向發(fā)張，是目前帶式輸送機的發(fā)展方向，也是本課題的研究目的和意義所在。相信隨著課題的不斷深入，對帶式輸送機將會有更深入的了解，為以后的學習也能打下夯實的基礎。 第2章 電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置的設計計算 2.1 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件 原始參數(shù)和工作條件 1．電磁爐爐盤參數(shù)（參考） 電磁爐磁芯重量: 50g ； 30g 電磁爐磁芯尺寸：5x12x63 電磁爐爐盤尺寸：另附圖紙、尺寸（JYC-21E電磁爐，網(wǎng)上查尺寸） 電磁爐底盤重量：約200g JYC-21E電磁爐外形尺寸 電磁爐爐盤尺寸直徑：17cm 2．機械手機構設計參數(shù)：（參考） 自由度數(shù): 3 機械手坐標型式: 圓柱坐標 手指開合角度： 50°（最大速度為50度每秒） 支座旋轉角度: 90°（最大速度為90度每秒） 手臂運動參數(shù)： 伸縮行程：100mm 伸縮速度：80mm/s 升降行程：200mm 升降速度：80mm/s 磁芯定位精度：±0.03mm 驅動方式：氣壓傳動 控制方式：點位程序控制(采用PLC) 3．設計方法要求（參考） 采用現(xiàn)代設計方法，進行必要的方案優(yōu)化設計；關鍵零件的可靠性設計、有限元設計；技術經(jīng)濟分析與價值分析等。 2.2 計算步驟 2.2.1 帶速的選擇 1.輸送量大，輸送帶較寬時，應選擇較高的帶速。 2.輸送距離越短，帶速應越低。較長的水平輸送機，應選較高的帶速 3.物料易滾動、粒度大、磨琢性強的，或易揚塵的以及環(huán)境衛(wèi)生條件要求高的，宜選用較低的帶速。 4.一般用于給料時，帶速可取0.8～1m/s，或根據(jù)物料特性和工藝要求決定。 5.人工配料稱重時帶速不應大于1.25 m/s。 6.有計量稱時，帶速應安自動計量稱的要求而定。 7.輸送成件物品時，帶速一般小于1.25 m/s。 根據(jù)本設計特點，應選用帶速速度0.001～0.01m/s。 2.2.2 帶寬的選擇 電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置使用的輸送帶有橡膠帶、塑料帶、鋼帶、金屬網(wǎng)帶等，最常見的是橡膠帶。橡膠輸送帶有棉織芯、合成纖維芯、鋼絲繩芯等多種。塑料輸送帶有層芯和整芯之分。各種芯材和不同的覆蓋膠可組成各種類型的光面或花紋輸送帶。 根據(jù)運送成品的形狀、尺寸，此處帶寬選為B=500mm。 輸送機的工作傾角=0°。 查DTⅡ電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置選用手冊或本設計（表2-1）(此后凡未注明均為該書)得k=1。 按給定的工作條件,取堆積角為20°。 取帶速為2.0m/s。 將個參數(shù)值代入上式, 可得到為保證給定的運輸能力,帶上必須具有的的截面積A A＝ 圖2-2 槽形托輥的帶上物料堆積截面 表2-2槽形托輥物料斷面面積A 帶寬 /mm 堆積角 /(o) 槽角/（o） 20 25 30 35 40 45 500 0 10 20 30 0.0098 0.0142 0.0187 0.0234 0.0120 0.0162 0.0206 0.0252 0.0130 0.0180 0.0222 0.0266 0.0157 0.0196 0.0236 0.0278 0.0173 0.0210 0.0247 0.0287 0.0186 0.0220 0.0256 0.0293 650 0 10 20 30 0.0184 0.0262 0.0342 0.0427 0.0224 0.0299 0.0377 0.0459 0.0260 0.0332 0.0406 0.0484 0.0294 0.0362 0.0433 0.0507 0.0322 0.0386 0.0453 0.0523 0.0347 0.0407 0.0469 0.0534 500 0 10 20 30 0.0279 0.0405 0.0536 0.0671 0.0344 0.0466 0.0591 0.0722 0.0402 0.0518 0.0638 0.0763 0.0454 0.0564 0.0672 0.0793 0.0500 0.0603 0.0710 0.0822 0.0540 0.0636 0.0736 0.0840 1000 0 10 20 30 0.0478 0.0674 0.0876 0.1090 0.0582 0.0771 0.0966 0.1170 0.0677 0.0857 0.1040 0.1240 0.0763 0.0933 0.1110 0.1290 0.0838 0.0998 0.1160 0.1340 0.0898 0.1050 0.1200 0.1360 查表2-2或《礦井運輸提升》表3-17， 輸送機的承載托輥槽角35°，物料的堆積角為0°時，帶寬為500 mm的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為0.0427，此值大于計算所需要的堆積橫斷面積,據(jù)此選用寬度為500mm的輸送帶能滿足要求。 經(jīng)如上計算,確定選用帶寬B=500mm,初選輸送帶NN－100，輸送帶層數(shù)為6層，查表1-6得，輸送帶各參數(shù)如下： NN－100型煤礦用輸送帶的技術規(guī)格： 扯斷強度＝100N/(mm·層) 每層帶厚1mm, 輸送帶第層質量等于1.02kg/m 上膠厚＝3mm 下膠厚=1.5mm 每毫米膠料質量為1.19kg/m 膠帶每米質量=[布層數(shù)×每層質量（kg/m）+(上膠厚（mm）+下膠厚（mm）×第層膠帶質量（kg/m）)]×帶寬（mm） =[6×1.02+(3.0+1.5) ×1.19] ×0.8 =9.18 kg/m 輸送帶質量： =×帶長（m） =9.18×600 =5508kg 輸送帶厚度可按下式計算或查《運輸機械設計選用手冊》表1-6 輸送帶度(mm)=布層數(shù)×每層厚度（mm）+上膠厚（mm）+下膠厚（mm） =6×1+3+1.5 =10.5mm 2.2.3 輸送帶寬度的核算 輸送大塊散狀物料的輸送機，需要按（2-2）式核算，再查表3-3 （2-2） 式中——最大粒度，mm。 表2-3不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm 帶寬B 500 650 500 1000 1200 1400 粒度 篩分后 100 130 180 250 300 350 未篩分 150 200 300 400 500 600 故，輸送帶寬滿足輸送要求。 2.3 圓周驅動力 2.3.1 計算公式 1）所有長度（包括L＝80m） 傳動滾筒上所需圓周驅動力為輸送機所有阻力之和，可用式（2-3）計算： （2-3） 式中——主要阻力，N； ——附加阻力，N； ——特種主要阻力，N； ——特種附加阻力，N； ——傾斜阻力，N。 五種阻力中，、是所有輸送機都有的，其他三類阻力，根據(jù)輸送機側型及附件裝設情況定，由設計者選擇。 2） 對機長大于80m的電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置，附加阻力明顯的小于主要阻力，可用簡便的方式進行計算，不會出現(xiàn)嚴重錯誤。為此引入系數(shù)C作簡化計算，則公式變?yōu)橄旅娴男问剑? +=C （2-5） 式中C——與輸送機長度有關的系數(shù)，在機長大于80m時，可按式（2-6）計算，或從表查取 （2-6） 式中——附加長度，一般在70m到100m之間； C——系數(shù)，不小于1.02。 C查〈〈DTⅡ（A）型電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置設計手冊〉〉表3-5 既本說明書表2-4,取C為1.12 表2-4附加阻力系數(shù)C L（m） 80 100 150 200 300 400 500 600 C 1.92 1.78 1.58 1.45 1.31 1.25 1.20 1.17 L(m) 700 500 900 1000 1500 2000 2500 5000 C 1.14 1.12 1.10 1.09 1.06 1.05 1.04 1.03 2.3.2 主要阻力計算 輸送機的主要阻力是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉所產(chǎn)生阻力的總和。可用式（2-7）計算： （2-7） 式中——模擬摩擦系數(shù)，根據(jù)工作條件及制造安裝水平?jīng)Q定，一般可按表查取。查表2-30； ——輸送機長度（頭尾滾筒中心距），m； ——重力加速度； 初步選定托輥為槽形托輥DTⅡ03c121，查表2-42，上托輥間距＝1.2m，下托輥間距 ＝３m，上托輥槽角35°，下托輥槽角０°。直徑D＝89mm,長度L＝315mm,軸承為4G204。 ——承載分支托輥組每米長度旋轉部分重量，kg/m，用式（2-8）計算 （2-8） 其中——承載分支每組托輥旋轉部分重量，kg； ——承載分支托輥間距，m； 托輥已經(jīng)選好，知 計算：==20.25 kg/m ——回程分支托輥組每米長度旋轉部分質量，kg/m，用式（2-9）計算： （2-9） 其中——回程分支每組托輥旋轉部分質量 ——回程分支托輥間距，m； 查《運輸機械設計選用手冊》表2-50選擇平行托輥，直徑D＝89mm,托輥長L=950mm,kg 計算：==5.267 kg/m ——每米長度輸送物料質量 ＝＝55.6kg/m ——每米長度輸送帶質量，kg/m，=9.18kg/m =0.045×600×9.18×[20.25+5.267+（2×9.18+55.6）×cos35°]=22783N 運行阻力系數(shù)f值應根據(jù)表2-5選取。取=0.045。 表2-5 阻力系數(shù)f 輸送機工況 工作條件和設備質量良好，帶速低，物料內摩擦較小 0.02～0.023 工作條件和設備質量一般，帶速較高，物料內摩擦較大 0.025～0.030 工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設備質量較差，托輥成槽角大于35° 0.035～0.045 2.3.3 主要特種阻力計算 主要特種阻力包括托輥前傾的摩擦阻力和被輸送物料與導料槽攔板間的摩擦阻力兩部分，按式（2-10）計算： + （2-10） 按式（2-11）或式（2-12）計算： （1） 三個等長輥子的前傾上托輥時 （2-11） （2） 二輥式前傾下托輥時 （2-12） 本輸送機沒有主要特種阻力，即=0 2.3.4 附加特種阻力計算 附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式計算： （2-13） （2-14） （2-15） 式中——清掃器個數(shù)，包括頭部清掃器和空段清掃器； A——一個清掃器和輸送帶接觸面積，，見表 ——清掃器和輸送帶間的壓力，N/，一般取為3 N/； ——清掃器和輸送帶間的摩擦系數(shù)，一般取為0.5~0.7； ——刮板系數(shù)，一般取為1500 N/m。 表2-6導料槽欄板內寬、刮板與輸送帶接觸面積 帶寬B/mm 導料欄板內寬/m 刮板與輸送帶接觸面積A/m 頭部清掃器 空段清掃器 500 0.315 0.005 0.008 650 0.400 0.007 0.01 500 0.495 0.008 0.012 1000 0.610 0.01 0.015 1200 0.730 0.012 0.018 1400 0.850 0.014 0.021 查表2-6得 A=0.008m，取=10N/m，取=0.6，將數(shù)據(jù)帶入式（2-14） 則 =A×P× =0.008×10×0.6=480 N 擬設計的總圖中有兩個清掃器和一個空段清掃器（一個空段清掃器相當于1.5個清掃器） =0 由式（2-13） 則 =3.5×480=1680 N 2.3.5 傾斜阻力計算 傾斜阻力按下式計算： （2-14） 式中：因為是本輸送機水平運輸，所有H=0 =0 由式（2.4-2）得傳動滾筒上所需圓周驅動力為 =1.12×22783+0+1680+0 =27197N 2.4傳動功率計算 2.4.1 傳動軸功率計算 傳動滾筒軸功率（）按式（2-15）計算： （2-15） ＝＝54.39kw 2.4.2 電動機功率計算 電動機功率，按式（2-16）計算： （2-16） 式中——傳動效率，一般在0.85～0.95之間選??； ——聯(lián)軸器效率； 每個機械式聯(lián)軸器效率：=0.98 液力耦合器器：=0.96； ——減速器傳動效率，按每級齒輪傳動效率.為0.98計算； 二級減速機：=0.98×0.98=0.96 ——電壓降系數(shù)，一般取0.90～0.95。 ——多電機功率不平衡系數(shù)，一般取，單驅動時，。 根據(jù)計算出的值，查電動機型譜，按就大不就小原則選定電動機功率。 由式（2-15）==54390W 由式（2-16）得電動機功率： =2 =65300W＝65.3KW 選電動機型號為YB255S-4，額定功率P=37 KW，數(shù)量1臺。 2.5 輸送帶張力計算 輸送帶張力在整個長度上是變化的，影響因素很多，為保證輸送機上午正常運行，輸送帶張力必須滿足以下兩個條件： （1）在任何負載情況下，作用在輸送帶上的張力應使得全部傳動滾筒上的圓周力是通過摩擦傳遞到輸送帶上，而輸送帶與滾筒間應保證不打滑； （2）作用在輸送帶上的張力應足夠大，使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一定值。 輸送帶不打滑條件校核: 圓周驅動力通過摩擦傳遞到輸送帶上（見圖2-3） 圖2-3作用于輸送帶的張力 如圖4所示，輸送帶在傳動滾簡松邊的最小張力應滿足式(28)的要求。 傳動滾筒傳遞的最大圓周力。動載荷系數(shù)1.2～1.7；對慣性小、起制動平穩(wěn)的輸送機可取較小值;否則，就應取較大值。取1.5 ——傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)，見表2-7 表2-7 傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù) 工作條件 摩擦系數(shù) 光面滾筒 膠面滾筒 清潔干燥 0.25～0.03 0.40 環(huán)境潮濕 0.10～0.15 0.25～0.35 潮濕粘污 0.05 0.20 取1.5，由式 =1.5×27197=40795.5N 對常用C==0.083 該設計取=0.035；=420。 =0.08340795.5=3386N 2.6 傳動滾筒、改向滾筒合張力計算 2.6.1 改向滾筒合張力計算 根據(jù)計算出的各特性點張力,計算各滾筒合張力。 頭部180改向滾筒的合張力: ==29522+30998＝60520N 尾部180改向滾筒的合張力: ==9069+9523＝18592N 2.6.2 傳動滾筒合張力計算 根據(jù)各特性點的張力計算傳動滾筒的合張力: 動滾筒合張力: =4943+31015=35958N 2.7 傳動滾筒最大扭矩計算 單驅動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2-32）計算： （2-32） 式中D——傳動滾筒的直徑（mm）。 雙驅動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2-33）計算： （2-33） 初選傳動滾筒直徑為500mm,則傳動滾筒的最大扭矩為: =＝31015+4943＝35958N =8.98KN/m 2.8 拉緊力和拉緊行程計算 1）、拉緊裝置拉緊力按式（2-34）計算 （2-34） 式中——拉緊滾筒趨入點張力（N）； ——拉緊滾筒奔離點張力（N）。 由式（2-34） +=5000+5250+5593+5873＝21716N =21.71KN 查〈〈煤礦機械設計手冊〉〉初步選定鋼繩絞車式拉緊裝置。 2）、拉緊行程： △L≧（）L ＝（0.01+0.001）×600 ＝6.6m 式中：—輸送帶彈性伸長率和永久伸長率，由輸送廠家給出，通常帆布帶為0.01～0.015； —拉緊后托輥間允許的垂度，一般取0.001 L—輸送機長度。 2.9繩芯輸送帶強度校核計算 繩芯要求的縱向拉伸強度按式（2-35）計算； （2-35） 式中——靜安全系數(shù)，一般=710。運行條件好，傾角好，強度低取小值；反之，取大值。在此選為7。 輸送帶的最工作張力：Smax: (N) ==68571N 式中：B——帶寬，mm; ——輸送帶縱向扯斷強度，N/(mm·層)見《運輸機械設計選用手冊》表1-6，＝100N/（mm·層）。 由式（2-35）得 ＝599.9N/mm 可選輸送帶為NN－100N/(mm·層),6層的即600N/mm大于?？蓾M足要求。 第3章 驅動裝置的選用與設計 電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置的負載是一種典型的恒轉矩負載，而且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動特性與負載的起動要求不相適應在電磁爐爐盤運輸傳送帶裝置上比較突出，一方面為了保證必要的起動力矩，電機起動時的電流要比額定運行時的電流大6～7倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網(wǎng)不因大電流使電壓過分降低，這就要求電動機的起動要盡量快，即提高轉子的加速度，使起動過程不超過3～5s。驅動裝置是整個皮帶輸送機的動力來源，它由電動機、偶合器，減速器 、聯(lián)軸器、傳動滾筒組成。驅動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯(lián)軸器、減速器、和鏈式聯(lián)軸器傳遞轉矩給傳動滾筒。 減速器有二級、三級及多級齒輪減速器，第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動，第二、三級為斜齒和直圓柱齒輪降速傳動，聯(lián)接電機和減速器的連軸器有兩種，一是彈性聯(lián)軸器，一種是液力聯(lián)軸器。為此，減速器的錐齒輪也有兩種；用彈性聯(lián)軸器時，用第一種錐齒輪，軸頭為平鍵連接；用液力偶合器時，用第二種錐齒輪，軸頭為花鍵齒輪聯(lián)接。 傳動滾筒采用焊接結構，主軸承采用調心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座上面，電動機可安裝在機頭任一側。根據(jù)情況而定。 3.1 電機的選用 電動機額定轉速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉速不低500r/min，因為功率一定時，電動機的轉速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。若電機的轉速高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低。本設計皮帶機所采用的電動機的總功率為65.3kw，所以需選用功率為37kw的電機兩臺。 擬采用YB225S－4型電動機，該型電機轉矩大，性能良好，可以滿足要求。 查《機械設計實用手冊》第二版，它的主要性能參數(shù)如下表： 表3-1 YB225S－４型電動機主要性能參數(shù) 電動機型號 額定功率kw 滿載 轉速r/min 電流A 效率％ 功率因數(shù) YB225S-4 37 1480 69.8 91.8 0.87 起動電流/額定電流 起動轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 重量kg 7.0 1.9 2.2 360 3.2 減速器的選用 已知輸送帶寬為500，查《運輸機械選用設計手冊》表2－77選取傳動滾筒的直徑D為500，則工作轉速為： =76.39r/min 已知電機轉速為=1480 r/min ， 則電機與滾筒之間的總傳動比為： =19.37 3.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪250HBS 大齒輪220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 91 3.458 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 (2)區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3）εa 由[1]圖10-26查得εa1=0.77 εa2=0.87 1.64 1.64 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm =53.03 （12）計算圓周速度v m/s 1.54 （13）計算齒寬B B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815 b/h =53.03/4.815=11.01 度 mnt =2.14 h = 4.815 b/h =11.01 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz1tanβ 1.903 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.420 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15 K=2.15 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ 58.52 （18）計算模數(shù) mm 2.37 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1×1.08×1.4 ×1.33=2.01 K=2.01 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =26.30 =90.94 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖10-20b 由[1]圖10-20c 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖10-18 利用插值法可得 0.90 0.95 0.90 0.95 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 ＝0.0153 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式10-17 　=1.743 mm 1.743 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a =137.1 將中心距圓整為137 mm a=137 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 13.88 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 59.74 214.26 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 54.74 209.26 （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 b=1.0×59.74 =59.74 圓整后?。? B1 =65 B2 =60 mm B1 =65 B2 =60 （6）驗算 所以合適 3.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3．選擇齒數(shù)Z 個 U=2.8 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 （2）區(qū)域系數(shù)ZH 由[1]圖10-30 （3） 由[1]圖10-26查得 εa4=0.88 =0.78+0.88=1.66 1.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ 查表1 Nmm (5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數(shù)ZE 由[1]表10-6 MPa1/2 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數(shù)N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= 594 =604.8 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm ＝80.53 （12）計算圓周速度v m/s =0.65 （13）計算齒寬B B3=85 B4=80 mm B3=85 B4=80 （14）模數(shù) h = 2.25mnt =2.253.13 ＝7.04 b/h =80.53/7.04=11.44 度 ＝3.13 h ＝7.04 b/h =11.44 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3tanβ ＝0.3181.025an14 =1.98 =1.98 （16）計算載荷系數(shù)K 由[1]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.1 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.43 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20 K=2.20 （17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ 89.55 （18）計算模數(shù) =3.48 mm =3.48 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ K=1.01.11.41.35 =2.079 K=2.079 （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數(shù)ZV =27.37 76.63 （4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５ YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 （5）應力校正系數(shù)YSa 由[1]表１０－５ YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０b 由[1]圖１０－２０ｃ 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 由[1]圖１０－１８ 0.92 0.96 0.92 0.96 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得 368 336 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算 = 0.0117 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７ =2.37 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數(shù)。于是由 取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =98 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為171 mm =171 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 90.00 252.00 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 83.75 =245.75 （5）計算齒輪寬度B b = φdd3= 1.0*90.00=90.00 圓整后取： B3 =95 B4 =90 mm B3 =95 B4 =90 （6）驗算 故合適 3.5 斜齒輪設計參數(shù)表 傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 mm mm 低速級 斜齒圓柱齒輪 第4章 各個軸的設計計算 4.1 Ⅰ軸的設計計算 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： mm 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 mm 且由前面的帶輪的設 計可得，帶輪的孔徑為30，mm ＝30 ＝30 查 [2]表7-12　35 35 因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40 ＝40 46 由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： 40 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 8 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查 [2]表11-1 查 [2]表3-13， ?。?0， ＝16 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查 [2]表3-9，?。?6 ＝12 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查 [2] 表11-1 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-2 查 [2]表11-10，得當取 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 ， 小齒輪端面距箱體內壁距離 查 [2] =10 軸承內端面至箱體內壁距離 查 [2] 因為選用脂潤滑，所以 ＝10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 [2]表6-6，選取7208AC軸承， 故 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 由于與大帶輪配合，則： 63 由公式 ＝56 由公式 32 由公式 ＝110.5 齒輪1輪轂寬度： ＝65 由公式 ＝40 L（總長） ＝365.5 （支點距離） ＝197.5 4.2 Ⅱ軸的設計計算 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： =(126~103) 再查 [1]表15-3， 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于和軸承配合，取標準軸徑為： =45 由于和齒輪配合，取 查 [2]表1-6，?。?0 =50 查 [2]表1-6，取=60 =60 與高速級大齒輪配合，取： ＝=45 ＝45 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7209AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝43 ＝93 ＝10 齒輪配合長度： ＝58 ＝45.5 L（總長） L＝249.5 （支點距離） 196.1 4.3 Ⅲ軸的設計計算 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： = 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm ＝60 考慮聯(lián)軸器定位： 查 [2]表7-12，?。?0 ＝70 為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為 ＝75 考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=86 ＝86 考慮齒輪的定位： 92 由于與齒輪配合=80mm =80 由于軸承配合：＝＝75 ＝75 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7015AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 名稱 計算公式 單位 計算結果 選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則： 105 由公式 ＝47 由公式 ＝39 由公式 ＝73 由公式 ＝10 配合齒輪4： 88 ＝51.5 L（總長） 413.5 （支點距離） ＝184.3 結論 這次畢業(yè)設計是機械設計的重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)，是我們進入大學學習機械設計這門課程以來的第一次較全面的設計訓練。在本次課程設計過程中，我通過綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步鞏固、加深和拓寬了所學的知識。通過本次機械課程設計實踐，我逐步樹立了正確的設計思想，增強了創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉掌握了機械設計的一般規(guī)律，提高了分析問題和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖以及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關資料，我的機械設計基本技能得到了全面的培訓。在設計過程中也確實遇到不少困難，但我明確設計任務，掌握設計進度，認真思考設計，在每個階段完成后認真檢查，有錯誤認真修改，精益求精，最后比較圓滿的完成本次課程設計的任務。 參考文獻 [1] 氣動工程手冊編委會.氣動工程手冊[M].北京：國防工業(yè)出版社，1995． [2] 吳宗澤等.簡明機械零件手冊[M].北京：中國電力出版社2011. 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