带式运输机电动滚筒的设计说明书模板.doc
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1、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
2、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
3、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
4、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、
5、 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
6、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
7、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
8、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-4216140893880103313212280275210
9、315200475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.
10、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-
11、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 =
12、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
13、 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
14、 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)=
15、(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
16、+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
17、+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
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