移动式物料输送机设计--毕业论文.doc

常熟理工学院毕业设计（论文）

移动式物料输送机设计说明书

学 院： 机械工程学院
专 业： 机械工程及自动化
姓 名： 顾晓晨
学 号： 070607210

移动式物料输送机设计
摘要
本次毕业设计是关于移动式物料输送机的设计。此输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。它可以将物料从最初的供料点输送到最终的卸料点。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。所以此输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。它用于水平运输或倾斜运输。使用非常方便。本次毕业设计首先对输送机作了简单的概述；接着分析了带式输送机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校核。普通型带式输送机由六个主要部件组成：传动装置，机尾和导回装置，中部机架，拉紧装置以及胶带。在胶带输送机的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。
关键词：带式输送机 选型设计 主要部件

Mobile conveyor design
Abstract
The design is a graduation project about Mobile material handling machines. This is a kind of friction drive conveyor transported the material in a continuous machine. It can feed the material from the initial point of delivery to the final discharge point . It can be the delivery of granular material can also be carried into the delivery of items. Therefore, this conveyor is widely used in various industrial enterprises in the modern. It is used to tilt the level of transport or transport. It uses very convenient. The graduation project first made a brief overview of the conveyor.Next, it is the principles about choose component parts of belt conveyor. After that the belt conveyor abase on the principle is designed. Then, it is checking computations about main component parts. The ordinary belt conveyor consists of six main parts: Drive Unit, Jib or Delivery End, Tail Ender Return End, Intermediate Structure, Loop Take-Up and Belt. At present, we still fall far short of abroad advanced technology in design, manufacture and using. There are a lot of wastes in the design of belt conveyor.
Keyword: belt conveyor; Lectotype Design;main parts

目录
1.绪论 1
2. 带式输送机概述 2
3. 输送机的设计 3
3.1 移动式物料输送机主要部件的选用 3
3.1.1 输送带的选型 3
3.1.2 托辊的选型 3
3.2 移动式输送机主要参数的确定 4
3.2.1 输送机带速的确定 4
3.2.2 带宽的确定 4
3.2.3 电动机的选择 4
3.2.4 V带的设计 5
3.2.5减速器设计 7
4. 结论 24
5.参考文献 25
6.致谢 26

III

1.绪论
移动式物料输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送散状货物，如矿石、煤、砂等粉、块状物和包装好的成件物品。移动式带式运输机不仅具有构造简单，工作可靠，操作简便，不需专用地基固定便于移动，安装与维护保养较为容易，运输操作连续，运行平稳，噪音小,通用性强等优点，还可以根据输送工艺的要求，用单机进行输送，或与其它输送机组成水平或倾斜的输送线。
选择输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计是对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。
毕业设计（论文）的主要任务及目标
物料输送机是广泛应用于物流运输的一种常用的物料运输设备，由于它有着制造成本低、安装操作简便、适用性强的特点。
主要任务：设计一套移动式物料输送机。
主要参数：输送速度1m/s, 高度：1m-3m, 功率：1.5KW
目标：
1、掌握物料输送机械设计方法和步骤；
2、培养学生查阅技术资料和综合运用所学知识，独立完成课题能力；
3、通过计算机辅助设计和辅助分析使学生得到毕业前的综合性锻炼。

2. 带式输送机概述
带式输送机是现代物料连续运输的重要设备，是连续运动的无端输送带运送货物的机械,其主要特点是机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。所以在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。然而，由于机器笨重，设备故障率高，造成工人劳动强度大，工作效率低，配件投资多等问题。而且，不适用于装卸地点经常变更动或用来短途运输及装卸散料。因此，针对这种情况提出了一种移动式物料输送机。这种移动式输送机运用输送带的连续或间歇运动来输送各种轻重不同的物品，既可输送各种散料，也可输送各种纸箱、包装袋等单件重量不大的件货，用途广泛。具有结构合理、维修方便、不需专用地基固定便于移动等特点，并可多点进、卸料。
目前，我国生产制造的带式输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一条龙“日产万吨综采设备”项目的实施，带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制动装置以及以PLC为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星齿轮减速器。
国外带式输送机技术的发展很快，其主要表现在2个方面：一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。［1］
3. 输送机的设计
3.1 移动式物料输送机主要部件的选用
3.1.1 输送带的选型
输送带是输送机中最昂贵、耐久性最差的部件，在输送机运转过程中，输送带受到各种不同性质和大小的裁荷作用，处在极复杂的应力状态下。输送带最典型的损坏形式有：工作面层和边缘磨损；受大块矿岩冲击作用引起击穿、撕裂和剥离；芯体通过短笛和托辊组受反复弯曲应力引起疲劳；在环境介质作用下，引起强度指标降低和老化等等。计算表明，输送带的费用约占输送机全部设备费用的一半。因此，根据输送机的使用条件；选择合适的输送带，并在运行中加强维护管理，延长其使用寿命，对提高输送机工作效率，降低输送机生产成本具有重要意义。对于带式输送机，常用的输送带有橡胶带(图3—11)和塑料带(图3—12)两种。橡胶带适用于工作环境温度在-10～+ 400C之间，物料温度不得超过+500C。当温度超过500C以后，胶带的弹性开始消失，如温度过低时，胶带就变硬发生裂纹。温度超过+900C时，应使用防火输送带；温度低于-15～-550C时应使用抗寒输送带。
本输送机选用带宽为300mm的橡胶带

图3-11 橡胶带的结构 图3-12 塑料带的结构
3.1.2 托辊的选型
托辊是带式输送机的输送带及货载的支承装置。托辊随输送带的运行而转动，以减小输送机的运行阻力。托辊质量的好坏取决带式输送机的使用效果，特别是输送带的使用寿命。而托辊的维修费用成为带式输送机运营费用的重要组成部分。所以要求托辊：结构合理，经久耐用，回转阻力系数小，密封可靠，灰尘、煤粉不能进入轴承，从而使输送机运转阻力小、节省能源、延长使用寿命。
托辊分钢托辊和塑料托辊两种。钢托辊多由无缝钢管制成。托辊辊子直径与输送带宽度有关。通用固定式输送机标准设计中，带宽B为800mm以下的输送机，选用托辊直径为φ89mm；带宽1000—1400mm选用辊子直径为φ108mm。
托辊按用途又可分为槽形托辊、平形托辊、缓冲托辊和调心托辊，如图3—13、3-14、3—15所示。本设计选用φ89mm的平行托辊。

图3-13 槽形和平形上托辊
(a)槽形托辊、(b)平形托辊

图3-14 缓冲托辊
(a)橡胶面式缓冲托辊、(b)弹簧板式托辊

图3-15 调心托辊
3.2 移动式输送机主要参数的确定
3.2.1 输送机带速的确定
根据任务书所给的条件确定移动式输送机的带速为1m/s。
3.2.2 带宽的确定
根据设计手册选取带宽为300mm。［2］
3.2.3 电动机的选择
电动机额定转速根据生产机械的要求而选定，一般情况下电动机的转速不低500r/min，因为功率一定时，电动机的转速低，其尺寸愈大，价格愈贵，而效率低。若电机的转速高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低。本设计皮带机所采用的电动机的总功率为3kw，所以需选用功率为3kw的电机，拟采用Y100L-2型电动机，该型电机性能良好，可以满足要求。
查《运输机械设计选用手册》，它的主要性能参数如下表：［2］
表3-1 电动机参数表
型号
额定功率kw
满 载
转速r/min
电流A
效率％
功率因数
Y100L-2
3
2880
6.4
82.0
0.87
起动电流/额定电流
起动转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
重量kg
7.0
2.3
2.2
34
3.2.4 V带的设计［3］
(1) 确定计算功率
查表8-7得工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KAP=1.1╳3=3.3kW
(2) 选择V带的带型
根据Pca，n由机械设计书上图8-11选用A型
(3) 确定带轮的基准直径dd并验算带速v
确定带轮直径 ,
由表8-6,8-8选取小带轮直径 =90mm
验算带速v 由式8-13

因为5m/s＜v＜30m/s，故带速适合。
从动带轮直径

（4）确定中心距和带长
按式
得 取
按式(8-22)计算带的基础准长度

查表8-2取带的基准长度Ld=1800mm
按式(8-23)计算实际中心距a

按式（8-24）确定中心距调整范围

中心距的变化范围为417～741mm
（5）验算小带轮包角α1
由式得

（6）确定V带根数Z
1、由=90mm和n=2880r/min，查表8-4a得单根V带的额定功率分别为1.69kW。查表8-4b得单根V带的额定功率的增量ΔP=0.042kW。由表8-5查得，由表8-2查得于是

2、计算V带根数Z，由式

取Z=2根
（7）计算单根V带初拉力F0，由表8-3得q=1kg/m。

应使实际初拉力大于1208N。
（8）计算对轴的压力Fp，由式

3.2.5减速器设计
（1）选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图
根据设计要求行星齿轮减速器有传递功率高、传动比较大、工作环境要求不高等特点。故采用双级NWG行星齿轮传动。此行星齿轮传动结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。传动简图如图3-21所示：

图3-21 行星齿轮传动简图
(2)计算传动装置的总传动比并分配传动比
1 计算总传动比i
驱动滚筒的转速r/min
总传动比i = n1/nw
n1=n/iv，取iv = 2
所以总传动比i =37.6
2 分配传动比［4］
查表得：高速级（Ⅰ表示）齿轮齿数为：
ZaⅠ=19，ZcⅠ=50，ZbⅠ=119
传动比为iⅠ=7.26
低速级（Ⅱ表示）齿轮齿数为：
ZaⅡ=19，ZcⅡ=29，ZbⅡ=77
传动比为iⅡ=5.05
(3)齿轮设计
1 齿轮参数设计［3］［4］
1）高速级计算
Ta=9550×Pca/ n1=9550×3.3/1371.4=23N·m
查载荷不均匀系数为1.1，综合载荷系数为K=2
齿数比为u= ZcⅠ/ ZaⅠ=2.632
太阳轮和行星轮的材料为20CrMnTi,经渗碳淬火处理, 齿面硬度为50～60HRC，σHlim=1222MPa。内齿轮材料为42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为220HB。
齿宽系数Φa=0.5
a-c中心距：a≥=50.2mm
模数m=2a/（ZcⅠ+ ZaⅠ）=1.45
取m=2
实际中心距a=m/2（ZcⅠ+ ZaⅠ）=69mm
表3-2 高速级齿轮的几何尺寸

ZaⅠ
ZcⅠ
ZbⅠ（内齿轮）
分度圆直径d=mz/mm
38
100
238
齿顶圆直径da=m（z+2）/mm
42
104
da=m（z-2）=234
齿根圆直径df=d-2.5m/mm
33
95
df=d+-2.5m=243
齿顶高ha=m/mm
2
2
ha=（ha＊-Δha＊）m=1.87
齿根高hf=1.25m/mm
2.5
2.5
hf=（ha＊+c＊）m=2.5
齿高h=2.25m/mm
4.5
4.5
h =ha +hf=4.37
齿宽b=Φa×d/mm
19(取40)
50
119（取45）
Δha＊= ha＊2/ztan2α=0.063
2）低速级计算
Ta′ =Ta×iⅠ×ηⅠ
ηⅠ=1-ΦH/（1+∣iHba∣）=0.9966
所以Ta′=166.4 N·m
查载荷不均匀系数为1.1，综合载荷系数为K=2
齿数比为u= ZcⅡ/ ZaⅡ=1.53
太阳轮和行星轮的材料为20CrMnTi,经渗碳淬火处理，齿面硬度为50～60HRC，
σHlim=1222MPa。内齿轮材料为42CrMo，调质硬度为217-259HRC。齿宽系数Φa=0.5
a-c中心距：a≥=81mm
模数m=2a/（ZcⅠ+ ZaⅠ）=3.4
取m=4
实际中心距a=m/2（ZcⅠ+ ZaⅠ）=96mm
表3-3 低速级齿轮的几何尺寸：

ZaⅠ
ZcⅠ
ZbⅠ（内齿轮）
分度圆直径d=mz/mm
76
116
308
齿顶圆直径da=m（z+2）/mm
84
124
da=m（z-2）=300
齿根圆直径df=d-2.5m/mm
66
106
df=d+-2.5m=318
齿顶高ha=m/mm
4
4
ha=（ha＊-Δha＊）m=3.6
齿根高hf=1.25m/mm
5
5
hf=（ha＊+c＊）m=5
齿高h=2.25m/mm
9
9
h=ha +hf=8.6
齿宽b=Φa×d/mm
38(取40)
58取（60）
154（取50）
Δha＊= ha＊2/ztan2α=0.098
2 齿轮强度校核［3］
校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大值均小于其相应的许用接触应力，即＜
1)高速级齿轮强度校核
太阳轮-行星轮传动接触疲劳强度校核
考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关。根据《机械设计》书，查表10-2得使用系数=1。
动载荷系数
考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查图10-8得动载系数=1.062
齿向载荷分布系数
查表10-4，用插值法得=1.323
齿间载荷分配系数、
齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得=1 ，=1
行星齿轮间载荷分配不均匀系数
考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与行星架和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.1
节点区域系数
考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。根据，取为2.495
弹性系数
考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表10-6可得为 189.80
重合度系数
考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，而使计算接触应力减小的系，故取0.885
螺旋角系数
考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。，取为1
最小安全系数，
考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。取=1
接触强度计算的寿命系数
考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。
取=1.017，=1.066
润滑油膜影响系数，，
齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.967, =0.885
齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数
考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选=1，=1
根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力[10]，即太阳轮的 =1384
行星轮的=1238
因为高速级外啮合齿轮副中

，经计算可得
则， 满足接触疲劳强度条件。
太阳轮-行星轮传动弯曲疲劳强度校核
名义切向力
已知，=3和=38mm,
得
齿向载荷分布系数
查图10-13得齿向载荷分布系数=1.278
齿间载荷分配系数
齿间载荷分配系数可查表=1.198
行星齿轮间载荷分配系数
行星齿轮间载荷分配系数按公式计算
齿形系数
查表10-5可得，=2.850, =2.310
应力校正系数
查表10-5可得=1.545, =1.700
重合度系数
查表可得
螺旋角系数
计算齿根弯曲应力
=24
=22
计算许用齿根应力
已知齿根弯曲疲劳极限

查得最小安全系数=1.4
查表=2，
查表齿根圆角敏感系数，
相对齿根表面状况系

许用应力, 因此；，满足齿根弯曲强度条件。
行星轮-内齿轮传动接触疲劳强度校核
高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择=1.163，=1.184, =189.8, =1, =2.495, =1.271,=0.844，=1.075, =1.129, =1, =1,=0.967,=0.927, =0.85, =0.800,=1, =1,=1,=1, =1
计算行星齿轮的许用应力为
=1249
计算内齿轮的接触许用应力
=423
而==125
则＜423
满足接触强度的条件。
2） 低速级齿轮强度校核
太阳轮-行星轮传动接触疲劳强度校核
使用系数。
查表10-2得使用系数=1
动载荷系数
查图10-8得动载系数=1.011
齿向载荷分布系数
查表10-4，得=1.206
齿间载荷分配系数、
查表可得=1 ，=1
行星齿轮间载荷分配不均匀系数
查表取 =1.1
节点区域系数
=2.495
弹性系数
查表10-6可得为 189.80
重合度系数

螺旋角系数
，取
最小安全系数，
=1
接触强度计算的寿命系数
=1.145，=1.158
润滑油膜影响系数，，
查表可得，，
齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数
=1，=1
太阳轮的 =1669
行星轮的=1441
因为高速级外啮合齿轮副中

，经计算可得
则， 满足接触疲劳强度条件。
太阳轮-行星轮传动弯曲疲劳强度校核
名义切向力
已知，=3和=72mm,
得
齿向载荷分布系数
查图10-13得齿向载荷分布系数=1.166
齿间载荷分配系数
齿间载荷分配系数可查表=1
行星齿轮间载荷分配系数
行星齿轮间载荷分配系数按公式计算
齿形系数
查表10-5可得，=2.850, =2.550
应力校正系数
查表10-5可得=1.545, =1.619
重合度系数
查表可得
螺旋角系数
计算齿根弯曲应力
=24
=22
计算许用齿根应力
已知齿根弯曲疲劳极限

查得最小安全系数=1.4
查表=2，
查表齿根圆角敏感系数，
相对齿根表面状况系

许用应力, 因此；，满足齿根弯曲强度条件。
行星轮-内齿轮传动接触疲劳强度校核
低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择=1.016，=1.16,3 =189.8, =1, =2.495, =1.067,=0.853，=1.17,3 =1.240, =1, =1,=0.950,=0.9, =0.964, =0.930,=153, =531,=1,=1, =1
计算行星齿轮的许用应力为
=1683
计算内齿轮的接触许用应力
=604
而==168
则＜604
满足接触强度的条件。
（4）轴的设计
1输入端
1）确定轴径
根据行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首先确定中心齿轮的结构，因为它的直径较小，所以采用齿轮轴的结构形式；即将中心齿轮与输入轴连成一体。
按公式d0min=（查表15-3,取A=110）［3］
试取为30mm,同时进行轴的结构设计，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形。如图3-22所示

图3-22 输入轴

图3-23 输入轴
如图3-23,从左端开始确定直径，该轴段1为齿轮轴，所以该段直径为30mm。2段装轴承6208，为了便于安装，取2段为40mm。2段左端用轴肩定位，轴肩的高度为4mm，直径为35mm。3段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取3段36mm。4段直径和1段一样为30mm。
2）轴的强度校核［5］
受力分析
轴上的扭矩 T=20N·m
圆周力
径向力
垂直面支反力

水平面支反力

求危险截面弯矩，并绘制弯矩图
垂直面［图3-24（b）］

水平面［图3-24（c）］

合成弯矩［图3-25（d）］

做扭矩图［图3-26（e）］
T=20N·m
由图可知危险截面在A轴承的左边
强度校核

由轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得
因此 ＜，故安全。

图3-24 轴的受力分析图
2输出端
1）确定轴径
根据d0min=
带有单键槽，作为输出轴。取为80mm，选择22X110的键槽。再到台阶为90mm。输出连接轴为80mm，选择22X100的键槽。如图3-25、图3-26所示

图3-25 输出轴

图3-26 输出轴
（5）内齿轮的设计
内齿轮采用螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图3-27、图3-28所示

图3-27 高速级内齿轮 图3-28低速级内齿轮
（6）行星齿轮设计
行星齿轮采用带有内孔结构，它的齿宽应该加大，以保证该行星齿轮与中心齿轮的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮和行星齿轮相啮合。在每个行星齿轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支撑着。如图3-29、图3-30所示

图3-29 高速级行星轮 图3-30低速级行星轮
而行星齿轮的轴在安装到行星架的侧板上之后，还采用了轴套进行定位。
（7）行星架的设计
一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于齿轮传动比时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。行星架作为行星齿轮传动的输出基本构件时，承受的外转矩最大。如图3-31、3-32所示。

图3-31 高速级行星架 图3-32 低速级行星架
（8）箱体的设计［6］
按照行星传动的安装类型的不同，该行星减速器选用卧式的，为整体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁。
（9）轴承、螺钉及附件的选用［7］
轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的型号为6208，内径为40mm ，外径为80mm的深沟球轴承。行星齿轮中的轴承为滚针轴承，内径为50mm,外径为55mm 。行星齿轮2中的轴承为滚针轴承，内径为50mm，外径为80mm。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承，内径为100mm，外径为180mm，型号6220。
螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计
参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。
（10）密封和润滑
行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式，通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起来，带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔，便与油入轴承。在油标中显示油位，便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触面的摩擦损失大，因而功能耗大，使用期限短。
（11）运动仿真

行星齿轮减速器装配完成后，进行运动仿真设计，利用Solidworks中制作动画的模式让行星减速器运动起来。把旋转马达安装在输入轴上，设置其转速为，通过设置，输入轴上的齿轮带动行星齿轮绕着中心齿轮公转，又绕着行星轴自转。同时转臂1进行转动。通过齿轮的传动，带动了输出轴的转动。最后保存为AVI的格式动画，可以对外输出。

图3-33 输入轴的角速度 图3-34 输出轴的角速度
根据公式可算出输入轴与输出轴的角速度。
输入轴
输出轴
与上图显示的角速度相比误差不大。
4. 结论
这次设计的主要成果为：
（1）熟练地掌握了输送机各部分的结构、原理和功能，了解了国内外的发展现状。
（2）了解输送机在使用过程中经常出现的问题。
（3）与普通齿轮减速器相比行星轮系减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，用行星轮系减速器代替普通齿轮减速器。
（4）了解行星减速器的装配和行星减速器的工作原理。
存在的主要问题：
（1）对部分零件的结构尺寸和安装尺寸掌握的不够准确。
（2）行星减速器的结构设计中，有一些不切实际的地方。
进一步研究的建议：
（1）根据实际情况对输送机整体进行简化，减小输送机的重量和体积。
（2）对各个部件进行优化设计，使各部分的功能达到最优。

5.参考文献
[1] 郑学谦.带式输送机整机和头部支架的CAD/CAE技术研究[D]. 郑州大学,2007
[2] 运输机械设计与选用手册编辑委员会. 运输机械设计与选用手册[M]. 北京：化学工业出版社，1999
[3] 西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械设计.第8版.北京：高等教育出版社，2006.5
[4] 机械设计手册编委会.机械设计手册．第4版.北京：机械工业出版社，2007.3
[5] 唐保宁，高学满.机械设计与制造简明手册.同济大学出版社,1993.7
[6] 罗圣国.机械设计课程设计. 北京：高等教育出版社，1990.4
[7] 骆素君，朱诗顺.机械课程设计简明手册.北京：化学工业出版社,2006.6

6.致谢
经过半年的忙碌，毕业设计接近了尾声，在这段时间中由于知识跨度较大，要求高，我在设计方面的基础显得很欠缺，所以遇到了很多困难。在设计过程中导师给了我很大的帮助。首先要感谢的是我的导师金教授。金教授平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料、设计草案的确定和修改、中期检查、后期详细设计等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是金教授仍然细心地纠正设计过程中的错误，让我少走了很多弯道。除了敬佩金教授的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作
此外，我还要感谢的是在大学期间给我授过课的老师，正是他们出色的工作使我掌握了较为扎实的基础知识。最后，感谢我班的同学们和我的家人。在遇到挫折时，是他们给了我信心与前进的动力。感谢所有关心和帮助过我的人。
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