1、目 錄1前言12.設計要求23設計方案23.1設計方案選擇比較23.2設計方案簡述34設計內容44.1.各主要部件選擇44.2.設計步驟54.3減速器齒輪設計64.4.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計144.5.鏈傳動的設計194.6潤滑與密封224.7減速器箱體結構尺寸225.設計總結23參考文獻25致謝26低速袋裝小麥輸送機1前言帶式輸送機經過兩個世紀的發展,已成為煤炭、冶金、港口、化工、電力等領域廣泛使用的連續運輸設備,具有連續運輸、運行阻力小、輸送量大、耗電量低、運行平穩、較易自動控制等優點。帶式輸送機技術趨向于功能多元化、應用范圍擴大化、長運距、大運量、高帶速的方向發展。研究帶式輸送機的

2、意義不僅在于保證平穩地起動、制動,而且還可降低帶式輸送機的成本，對經濟的發展起了很大的推動作用。目前我國帶式輸送機整體技術水平落后于國際先進水平。起動和制動問題是開發長距離、高帶速輸送機必須解決的問題之一。起動和制動是帶式輸送機的非穩定工況。帶式輸送機能否安全高效運行首先取決于其起停特性的好壞。盡管帶式輸送機的起制動時間很短,但其起制動性能對帶式輸送機性能和結構的影響卻是很大。影響起停特性的因素不僅與驅動裝置的布置有關,而且與張緊系統的性能和膠帶本身的特性有密切關系。為了研究帶式輸送機的起停特性,在實驗室建立集軟起動、軟制動、張緊為一體的小型帶式輸送機模擬試驗系統,設計合理的電控系統、液壓系統

3、、機械傳動及連接裝置,實現了軟起動、軟制動的功能模擬。分析一般帶式輸送機的起動、制動過程,同時對帶式輸送機模擬試驗系統的起動、制動、運行過程進行了分析。確定影響其起動、制動性能的關鍵動力學參數,通過力控組態軟件采集起動、制動過程的關鍵動力學參數的變化曲線,從而可以研究分析影響起停特性的因素。通過試驗,能夠探索提高和改善起停特性的途徑。 下運帶式輸送機的制動一直是國內外學者討論的焦點。在實驗室構建帶式輸送機液壓調速軟制動加載試驗系統,設計試驗系統結構、試驗方案,模擬被制動系統的制動過程,研究制動過程中液壓系統壓力、兩點式變量泵的轉速、扭矩的變化規律。利用力控組態軟件采集加載試驗系統的制動過程系統

4、壓力、泵的扭矩、轉速的變化曲線,分析試驗結果。通過試驗,對帶式輸送機特別是高速重載傾斜帶式輸送機有十分重要的意義。通過對液壓調速制動系統進行的模擬試驗,證明液壓調速制動不僅能夠進行高速減速制動,也可用于過載限速保護和停車穩車制動。帶式輸送機的應用帶式輸送機是連續運輸機的一種，連續運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一，可以使用多種傳動方式，如鏈傳動，帶傳動，齒輪傳動等多種傳動方式。其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的連續物料流，靠連續物料流的整體運動來完成物流從裝載點到卸載點的輸送。在工業、農業、交通等各企業中，連續運輸機是生產過程中組成有節奏的流水作業運輸線不可缺少的組成部分。鏈傳動

5、兼有帶傳動和齒輪傳動的特點。 主要優點：與摩擦型帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現象，因而能保持準確的傳動比（平均傳動比），傳動效率較高（潤滑良好的鏈傳動的效率約為97 98%）；又因鏈條不需要象帶那樣張得很緊，所以作用在軸上的壓軸力較小；在同樣條件下，鏈傳動的結構較緊湊；同時鏈傳動能在溫度較高、有水或油等惡劣環境下工作。與齒輪傳動相比，鏈傳動易于安裝，成本低廉；在遠距離傳動時，結構更顯輕便。 主要缺點：運轉時不能保持恒定傳動比，傳動的平穩性差；工作時沖擊和噪音較大；磨損后易發生跳齒；只能用于平行軸間的傳動。鏈傳動主要用在要求工作可靠,且兩軸相距較遠,以及其他不宜采用齒輪傳動的場合。2.設計

6、要求設計一個鏈式帶傳動輸送機，輸送物是袋裝小麥。由電動機驅動，輸送帶的牽引力F=7000N，運輸帶速度V=0.5m/s，運輸機滾筒直徑為D=300mm。單向運轉，載荷平穩，室內工作，有粉塵。工作壽命為八年，每年300 個工作日，每天工作16小時，具有加工精度7級（齒輪）。3設計方案3.1設計方案選擇比較 根據設計方案分析其優缺點如下：鏈傳動的特點是：可以在兩軸中心距較遠的情況下傳遞運動和動力。能在低速，重載和高溫條件下及塵土大的情況下工作。能夠保證準確的傳動比，傳遞功率較大，并且作用在軸上的力較小。傳動效率高。相比于鏈傳動，帶傳動，當過載是容易產生打滑，或卡死現象，使電動機產生過多的熱量，燒壞

7、電機。帶傳動穩定性不夠穩定。 斜齒圓柱齒輪較直齒圓柱齒輪傳動平穩，承載能力大、噪音小，能減輕振動和沖擊，若設計時旋向選擇合理，可減輕軸的負荷，延長使用壽命，故此減速器的兩對齒輪中高速齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，低速級齒輪采用直齒圓柱齒輪。高速級齒輪布置在遠離扭矩輸入端，這樣可以減小軸在扭矩作用下產生的扭轉變形，以及彎曲變形引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現象。缺點：鏈條的鉸鏈磨損后，使節距變大造成脫節。安裝和維護要求較高;失效較大,傳動精度不高。齒輪相對軸和軸承不能對稱分布，因而對軸的要求更高，給制造帶來一定麻煩。綜上所述，這種傳動方案的優點多，缺點少，且不是危險性的缺點，故這種傳動方案是可行的。3

8、.2設計方案簡述整體布置如下圖：圖1 機械設計簡圖圖示： 1為輸送機滾筒，2為鏈傳動，3為減速器，4為聯軸器，5為電動機，6為低速級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。4設計內容4.1.各主要部件選擇表1 主要部件的選擇部件因素選擇動力源 電動機齒輪斜齒傳動平穩高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯軸器結構簡單，耐久性好彈性聯軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈4.2.設計步驟4.2.1電動機的選擇根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉

9、式三相異步電動機工作機所需有效功率為PwF×V 7000N×0.5m/s圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.97 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.98 4彈性聯軸器傳動效率30.99 輸送機滾筒效率為40.97鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為 電動機輸出功率為 4734.6w查得型號Y132S-4封閉式三相異步電動機參數如下額定功率p=5.5 kW滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min4.2.2.分配傳動比傳動系統的總傳動比其中i是傳動系統的總傳動比，多級串聯傳動系統的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速，r/min；n

10、w 為工作機輸入軸的轉速，r/min。計算如下 取 i1=4 取 i:總傳動比 ：鏈傳動比 ：低速級齒輪傳動比 ：高速級齒輪傳動比4.2.3傳動系統的運動和動力參數計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為、 、 、 ；對應各軸的輸入功率分別為、 、 、 ；對應名軸的輸入轉矩分別為、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、 、 。表2 動力參數分配軸號電動機兩級圓柱減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=381.96n3=127.32n4=31.85功率P(kw)P=5.5P

11、1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉矩T(N·m)T1=28.146T2=101T3=288T4=1055兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.77i23=3i34=4傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.964.3減速器齒輪設計4.3.1減速器設計簡述齒輪減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。載荷分類與減速器聯接的工作機載荷狀態比較復雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態即工作機（從動機）的載荷狀態

12、，通常分為三類：均勻載荷，中等沖擊載荷，強沖擊載荷。選用減速器時應根據工作機的選用條件，技術參數，動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質量，價格等，選擇最適合的減速器。圖2 減速器設計簡圖4.3.2.1減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。4.3.2.2特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。4.3.3高速級齒輪設計設計

13、小齒輪為1號，大齒輪為2號4.3.3.1選精度，材料及齒數，齒型確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪斜齒圓柱齒輪傳動時逐漸進入和逐漸退出嚙合的，而且重合度也較直齒圓柱齒輪傳動大，具有傳動平穩，承載能力達等優點。故適合高速和大功率場合，但也具有缺點，比如工作是會產生軸向力，使軸承的組合設計變得復雜。材料的選擇 小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為200HBS，二者材料硬度差為80HBS運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度選小齒輪齒數10，大齒輪齒數21·14.2×24=100.8,取Z2=101選取螺旋角。初選螺旋角=

14、15o4.3.3.2按齒面接觸強度設計傳遞功率p=4.244w 傳動比i=3.77 轉速n=1440r/min材料：小齒輪 40Cr表面調質 齒面平均硬度280HRC 大齒輪 45鋼表面正火 齒面平均硬度200HRC安全系數取Sf=1極限應力 許用齒輪應力 確定齒輪模數小齒輪轉矩 齒寬系數二級齒輪設計按照相對軸承對稱分布由表3-7得 d =1.4載荷系數取K=2齒數取 Z1=40Z2=iZ1=403.77=150.8取Z2=152初設螺旋角=15o當量齒數 復合齒形系數 由表3-6查的 YFS1=4.04 YFS2=4.00判斷對象 取二者較大代入下式標準模數由表3-2得 mn=1.5mm確定

15、幾何參數與尺寸中心距 實際旋角實際旋角與前設旋角150很接近，故上述設定參數可使用分度圓直徑 齒寬 b=d1=0.862.08=49.66 取b2=b=50mm b1=b+（510） 取b1=60頂圓直徑 da1=d1+2mn=62.8+21.5=65.08 da2=d2+2mn=236+2V1.5=239根圓直徑 df1=d1-2.5mn=62.08-22.5=58.33df2=d2-2.5mn=236-22.5=232.25當量齒數 4.3.3.3校核齒面接觸疲勞強度極限應力 安全系數 取Sh=1許用接觸用力驗證齒面接觸應力彈性系數由表3-5 ZE=289.8節點區域系數由表3-9 ZH=

16、2.42齒面接觸應力 由于<<二者均成立，則疲勞強度合適4.3.4低速級齒輪設計小齒輪為1號，大齒輪為2號4.3.4.1選精度等級、材料及齒數，齒型確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪材料選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度選小齒輪齒數135大齒輪齒數21·14×35=1404.3.4.2按齒面接觸強度設計傳遞功率p=4.03w 傳動比i=3.77 轉速n=381.96r/min材料：小齒輪 40Cr表面調質 齒面平均硬度280

17、HRC大齒輪 45鋼表面調質 齒面平均硬度240HRC計算小齒輪分度圓直徑小齒輪轉矩 齒寬系數 二級減速器設計令齒輪相對軸承對成分布 由表3-7得 d=1載荷系數 工作平穩，軟齒面齒輪 K=1.4節點區域系數 標準圓柱直齒齒輪傳動 ZH=2.5彈性系數 由表3-5 小齒輪直徑 4.3.4.3確定幾何尺寸齒數 小齒輪齒數135大齒輪齒數21·14×35=140查表3-2取標準模數m=2中心距：a=m*（z1+ z2）/2=175mm齒寬： b=d *m* z1=1*2*35=70mm 所以取b1=80 b2=70小齒輪分度圓：d1=m* z1=2*35=70mm大齒輪分度圓：

18、d2=m* z2=2*140=280mm齒頂高：ha=m=2mm齒根高：hf=1.25m=1.25*2=2.5mm齒頂圓直徑：da1= d1+2 ha =70+2*2=74mm da2= d2+2 ha =2280+2*2=284mm齒根圓直徑：df1= d1-2 hf =70-2.5*2=65mm df2= d2-2 hf =280-2.5*2=275mm齒距：p=m=6.25mm齒厚：S=p/2=3.14mm4.3.4.4校核齒根彎曲疲勞強度許用齒根用力：極限應力根據表3-4查的小齒輪 大齒輪 安全系數取SF=1.4許用應力 驗算齒根應力復合齒形系數 由表3-6得 齒根應力：由于<

19、<疲勞強度足夠，以上參數可以采用4.4.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計4.4.1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率轉矩4.4.2求作用在齒輪上的力4.4.3初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。取C=106（以下軸均取該值），于是初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d1.為了使所選的軸直徑d1與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號.聯軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則，     查機械設計手冊，選用TL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為630N·

20、;。取半聯軸器的孔徑d1=20mm，故取d1=20半聯軸器長度L52，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=38mm。4.4.4軸的結構設計4.4.4.1擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）圖3 軸設計圖4.4.4.2根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現取初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據，初選型號6005深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取取齒輪左端面與箱體內壁間留

21、有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4得直徑應根據6010的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,故取為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應根據6500C的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, 取軸端為。4.4.4.3受力分析、彎距的計算計算支承反力在水平面上  在垂直面上故總支承反力計算彎

22、矩并作彎矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖合成彎矩圖計算轉矩并作轉矩圖作受力、彎距和扭距圖圖4 軸受力彎距和扭距圖4.4.5選用鍵校核4.4.5.1鍵連接：聯軸器：鋼材料選單圓頭平鍵（A型） 齒輪：鋼材料選普通平鍵  （A型） 聯軸器鍵校核:    鍵校核安全，可以采用齒輪鍵校核: 得   鍵校核安全，可以采用4.4.5.2按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。取，軸的計算應力查得故安全，可以使用4.4.5.3選用校核鍵低高級大齒輪的鍵選用普通平鍵（A型） L=45mm

23、 查表2-12 ，鍵校核安全4.4.5.4校核軸承和計算壽命校核軸承A和計算壽命型號6005深溝球軸承，其尺寸為徑向載荷軸徑d=25mm 軸寬b=12查表8-1 軸承平均壓強軸承的pv值 ，故工作能力滿足要求軸承性命計算根據8-5式得查表8-6 查表8-7 查表8-2 C=10.1KN4.5.鏈傳動的設計4.5.1選擇鏈輪齒數和材料材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火傳動功率P=3.384Kw 鏈傳動比i=4取小齒輪齒數Z1=21大齒輪的齒數為Z2=i*Z1=84可確定V=(0.63)m/s4.5.2確定鏈距和中心距初定中心距 a0=（3050）p 取a0=40p計算鏈長 工作系數由表6-13

24、取得Ka=1.3小齒輪系數由表6-14 鏈長系數由表6-14 單排鏈由表6-15 Kp=1額定功率 P>3.384所選鏈功率合適鏈節距：由P及n根據圖6-30可得選擇12A滾子鏈 p=44.5實心距 驗證鏈速符合設計要求4.5.3鏈輪的設計已只選擇16A滾子鏈查得相關參數鏈節距 p=25.4mm滾子外徑 d1=15.88銷軸直徑 d2=7.92內鏈節內寬 b1=15.75內連接外寬 22.61排距 pt=29.29單排鏈鏈單位長度質量 q=2.6kg/N單排鏈極限拉伸載荷 Fb=5560N鏈輪規格由表6-9得齒寬 bf1=0.93*b1=14.65mm倒角寬 ba=(0.10.15)p=

25、0.14*25.4=3.56倒角半徑 取=30mm齒輪凸圓圓角半徑單排鏈輪齒總寬分度圓直徑小齒輪 大齒輪 齒根圓直徑4.6潤滑與密封4.6.1潤滑方式的選擇因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。考慮到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在 大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。4.6.2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。4.6.3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業齒輪油N200（SH0357-92）。4.7減速器箱體結構

26、尺寸表3 箱體尺寸箱體結構計算公式機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm聯接螺栓d2間距L=150200160mm軸承旁凸臺半徑R10 mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D1=42.5mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D2=59.5mm大齒頂圓與箱體內壁距離11>1.210mm齒輪端面與箱體內壁距離22>9 mm兩齒輪端面距離4=55 mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e= (11.2)d113mm軸承座凸起部分寬度L1C1f+ C2f+(35)52 mm機座壁厚=0.02

27、5a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75 df21mm機蓋與機座聯接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df14mm聯接螺栓d2間距L=150200160mm兩齒輪端面距離4=55 mm5.設計總結以前我對機械設計基礎這門課的認識是很膚淺的，有的幾乎不明白。等到實際動手設計的時候才發現自己學得知識實在是太少了，而且就算上課的時候認真聽課，光靠課堂上學習的知識還是無法運用去解決實際問題，必須要靠自己努力學習。我的設計中是很不完美、有不少缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，期末考試已經來到了