食品提升皮带机设计【优秀】【2013年最新整理毕业论文】

徐州工程学院毕业设计 (论文 ) I 图 书 分类号： 密 级： 1.毕业设计的背景： 本课题来源于工程实际 ,属于工程设计。带式输送机特别是提升运机是当代最为 得力的输送设备之一，在整个输送机范畴中，它是应用最为广泛的一种设备。随着国 民经济的不断发展 ,多种类型的工件传送机广泛的运用于冶金、矿山、水泥、码头、 化工、粮食等行业的各种场合。同时在各种场合对不同的工况所使用的工件传输机也 不尽相同，近年来由于工件传输机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提 高，对加工设计工件传输机提出了更高的要求，特别是在一些 大型的流水线上，工件 传输机承担了很重要的工作任务。这些工件传输机要求传输距离和速度，精度比较高。 为此各厂家为了根据自己的需要，出于经济性和战略方向的考虑，自行设计结构简单 可靠，生产价格便宜的工件传输机。 2.毕业设计 (论文 )的内容和要求： 1）食品提升皮带机总体方案的设计 包括驱动装置、传动滚筒、从动辊、改向滚筒、 压辊及机架设计，完成联系尺寸图一份。 2）改向滚筒的设计 包括结构设计改向滚筒轴的强度校核，绘制零件图。 3）改向压轮的设计 包括结构设计、拉紧装置设计，绘制零件图。 4）托辊的设计 包括结构设计、托辊的设计计算，绘制零件图。 5）完成食品提升皮带机装配图一份。 6）绘制食品提升皮带机的所用其它零件图。 7）编写设计说明书。 计算正确完整，文字简洁通顺，书写整齐清楚。 说明书中所引用的重要计算公式和数据应注明出处。 说明书字数不少于 2万字。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) II 3.主要参考文献： 1运输机械设计选用手册编辑委员会会编，运输机械设计选用手册 .北京：化学 工业出版社， 2003 2陆大明 .物料搬运设备手册 .北京：人民交通出版社， 2001 3吴 宗泽 .机械设计师（上下册） .北京：机械工业出版社， 1974 4刘兆丰 .粮食仓储设备 .北京：机械工业出版社， 2002 5单祖辉 .材料力学教程 .北京：高等教育出版社， 2003 6张铖，新型带式输送机设计手册，北京：冶金工业出版社， 2001 7Harrison A.Belt Conveyor Research 1980-2000.Bulk solids handing,vol.21(2001) No.2 8范祖尧，胡宗武，徐履冰，现代机械设备设计手册，北京：机械工业出版社。 2003 9濮良贵、纪名刚、机械设计（第七版）北京：高等教育出版社 2004 10张云杰， AutoCAD 三维实体设计教程。北京：电子工业出版社， 2004 11中国机械设计大典编委。中国机械设计大典，南昌：江西科学技术出版社， 2002 4.毕业设计 (论文 )进度计划 (以周为单位 )： 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) III 起 止 日 期 工 作 内 容 备 注 第一周 第二周 第三周 第四周 第五周 第六周 第七周 第八周 第九周 第十周 第十一周 第十二周 第十三周 第十四周 第十五周 第十 六周 调研实习，查阅文献，整理收集资料； 明确课题任务，完成开题报告（含文献综述），外文翻译； 食品提升皮带机总体方案的设计，完成联系尺寸图 改向滚筒的设计 包括结构设计、改向滚筒轴的强度校核 改向压轮的设计 包括结构设计、输送带的跑偏处理、拉紧装置设计 托辊的设计 包括结构设计、托辊的设计计算 食品提升皮带机装配图设计 食品提升皮带机装配图设计 食品提升皮带机零件图设计 食品提升皮带机零件图设计 编写设计说明书 编写设计说明书 编写设计说明书 整理设计（论文）资料，完善并提交设计（论文）成果； 整理设计（ 论文）资料，完善并提交设计（论文）成果； 准备答辩； 教研室审查意见： 室主任 年 月 日 学院审查意见： 教学院长 年 月 日 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) IV 课题 名称 食品提升皮带机设计 课题来源 工程实际 课题类型 工程设计 选题的背景及意义 本课题来源于工程实际 ,属于工程设计 。带式输送机特别是提升运机是当代最为得力的输送设备之一，在整个输送机范畴中，它是应用最为广泛的一种设备。随着国民经济的不断发展 ,多种类型的工件传送机广泛的运用于冶金、矿山、水泥、码头、化工、粮食等行业的各种场合。同时在各种场合对不同的工况所使用的工件传输机也不尽相同，近年来由于工件传输机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提高，对加工设计工件传输机提出了更高的要求，特别是在一些大型的流水线上，工件传输机承担了很重要的工作任务。这些工件传输机要求传输距离和速度，精度比较高。为此各厂家为了根据自己的需要， 出于经济性和战略方向的考虑，自行设计结构简单可靠，生产价格便宜的工件传输机。 通过该设计能使学生将大学四年所学的知识能灵活的运用于实践。对于一个工程的整体设计有了更好的理解。有助于形成工程化的思想 ,对以后的设计打下很好的基础。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) V 研究内容拟解决的主要问题 在理论和应用方面的意义，完成课题的条件和论文（设计）的主要内容 。 1、 提升机输送 量校核， 提升 高度及主要运输水平的确定。 2、 设计 方案的选择，主要 传动机构 的尺寸和位置的确定 。设计过程及进度计划的编制。 3、 计算、整理、校核 。 4 、提升运输设备选择， 完善设计要求。 研究方法技术路线 研究方法 ； 依据机械设计技术规范 ， 设计 食品提升皮带机 中各典型机构 ， 研制一种包括 传动机构，间隙 机构 、传动滚筒、改向滚筒、压辊，从动辊及机架等的食品输送机械。 技术路线 ： 调研 ， 确定装置系统传动方案 ； 分析计算 ,确定装置的运动和动力参数 ； 具体强度计算 ， 确定机构及零件 ,部件的结构形状和尺寸 ； 绘制 各零件 ， 部件 ； 装配 整机 。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) VI 研究的总体安排和进度计划 第一周、调研实习，查阅文献，整理收集资料； 第二周、明确课题任务，完成开题报告（含文献综述），外文翻译； 第三周、食品提升 皮带机总体方案的设计，完成联系尺寸图 第四周、改向滚筒的设计 包括结构设计、改向滚筒轴的强度校核 第五周、改向压轮的设计 包括结构设计、输送带的跑偏处理、拉紧装置设计 第六周、托辊的设计 包括结构设计、托辊的设计计算 第七周、食品提升皮带机装配图设计 第八周、食品提升皮带机装配图设计 第九周、食品提升皮带机装配图设计 第十周、食品提升皮带机装配图设计 第十一周、编写设计说明书 第十二周、编写设计说明书 第十三周、编写设计说明书 第十四周、 整理设计（论文）资料，完善并提交设计（论文）成果； 第十五周、 整理设计 （论文）资料，完善并提交设计（论文）成果； 第十六周、准备答辩； 主要参考 文献 1运输机械设计选用手册编辑委员会编，运输机械设计选手手册。北京：化学工业出版社， 2003 2张铖，新型带式输送机设计手册，北京：冶金工业出版社， 2001 3陆大明，物料搬运设备手册。北京，人民交能出版社， 2000 4Harrison A.Belt Conveyor Research 1980-2000.Bulk solids handing,vol.21(2001) No.2 5范祖尧，胡宗武，徐履冰 ，现代机械设备设计手册，北京：机械工业出版社。 2003 6濮良贵、纪名刚、机械设计（第七版）北京：高等教育出版社 2004 7刘兆丰，粮食仓储设备。北京：机械工业出版社， 2002 8单祖辉，材料力学教程。北京：高等教育出版社， 2003 9中国机械设计大典编委。中国机械设计大典，南昌：江西科学技术出版社， 2002 10张云杰， AutoCAD 三维实体设计教程。北京：电子工业出版社， 2004 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) VII 指导教师 意 见 指导教师签名： 年 月 日 教研室意见 学院意见 教研室主任签名： 年 月 日 教学院长签名： 年 月 日 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) VIII 摘要 提升机是一种实现工程物料向上运输的机械，它是当代最为得力的输送设备之一，它广泛运用于矿山、码头、化工等各种场合，但是不同的工况下它对设备的要求是不同的 本文以食品加工业为背景，设计提升食品的机械。 食品提升皮带机是在带式输送 机的基础上发展起来的。食品提升皮带机与传统的带式输送机一样是以胶带、钢带、钢纤维带、塑料带和化纤带等作为传送物料和牵引工件的输送机械。其特点是承载物料的输送机也是传递动力的牵引件，这与其他输送机械有着显著的区别。本次设计的食品提升皮带机是一种小型的运输机械，其承载能力要求较小，相对于其他的带式输送机成本要求低，设计结构紧凑。 本设计从整体结构出发，对整个装置中的驱动部分和传动部分进行了设计与计算。其中在驱动装置的设计与计算中，本设计选择电机 减速器的装置来作为驱动设备；而在传动部分的设计中，本设计选择了同步 带轮与驱动装置相连，从而传递动力。本文另外还对装置中的改向滚筒、压辊及机架部分进行了选择设计，同时对其他的辅助设备也做了必要的计算和选择。 本设计主要设计减速器的结构，确定了内部各传动齿轮以及轴的各主要参数，以及改向滚筒的设计，并对其工作原理作了详细分析。 关键词 减速器；改向滚筒；压轮；托辊 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) IX Abstract Hoist is a progressive realization of the transport of materials engineering machinery, it is the most modern equipment capable of conveying one of its widely used mines, docks, chemical and other occasions, but a different condition of its equipment requirements are different The In this paper, food processing industry as the background, design enhance food machinery. Enhancing food in the belt conveyor belt machine is developed on the basis of. Food and upgrade the traditional belt machine, like a belt conveyor belt, strip, with steel fibers, plastics and chemical fibers with a transmission belt, and other materials and the delivery of mechanical traction workpiece. Its characteristics are carrying the material conveyor is also the change of power transmission parts, machinery and other transport has significant differences. The design of the food enhance belt machine is a small transport machinery, its carrying capacity requirements of small, relative to other low-cost requirements of the belt conveyor, compact design. The design of the overall structure of the entire device in the drive and drive some parts of the design and calculation. One driver in the design and calculation, the electrical design options - as a reducer of the device to drive equipment in the transmission part of the design, selected the design of the timing belt pulleys connected with the drive to transfer power . This paper was also installed in the bend of the drum, roll and rack some pressure to choose a design, while the other auxiliary equipment have also done the necessary calculations and choices. The main design reducer design the structure, determining the internal transmission gear and the axis of the main parameters, and bend the drum design, and the principle of detailed analysis. Keywords: Reducer Bend pulley Pressing wheel Roller 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) X 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) XI 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) XII 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) I 目 录 1 绪论 . 1 1.1 前言 . 1 1.1.1 背景介绍 . 1 1.1.2 运输机简介 . 1 1.1.3 食品提升皮带机简介 . 5 1.2 方案确定 . 6 1.3 设计方案综述 . 7 2 减速器结构的设计 . 8 2.1 电动机的选择 . 8 2.1.1 选择电动机类型和机构形式 . 8 2.1.2 功率的计算 . 8 2.1.3 电动机功率的选择 . 8 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 . 10 2.2.1 总传动比 . 10 2.2.2 分配减速器的各级传动比 . 10 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 . 11 2.3.1 各轴转速 . 11 2.3.2 各轴的输入功率 . 11 2.3.3 各轴的输入转矩 . 12 2.4 减速器的结构设计 . 13 2.5 传动零件的设计计算 . 13 2.5.1 第一级齿轮传动的设计 . 13 2.5.2 第二级齿轮传动的设计 . 19 2.5.3 齿轮轴的校核 . 24 2.5.4 中轴键的选择 . 27 2.6 轴承的选择 . 28 2.6.1 轴承的选择因素 . 28 2.6.2 轴承的型号确定 . 29 2.6.3 轴承校验 . 29 3 间歇机构 . 32 3.1 槽轮机构 . 32 3.1.1 槽轮机构的组成及工作特点 . 32 3.1.2 槽轮机构的类型及应用 . 32 3.1.3 槽轮机构的运动系数及运动特性 . 32 3.2 棘轮机构 . 33 4 改向滚筒的设计 . 35 4.1 改向滚筒的结构设计 . 35 4.2 改向滚筒轴的强度校核 . 35 5 改向压轮的设计 . 39 5.1 改向压轮的结构设计 . 39 5.2 设计方案的比较与选择 . 40 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) II 5.3 输送带的跑偏处理 . 41 5.4 拉紧装置 . 42 6 托辊的设计 . 44 6.1 托辊的类型 . 44 6.2 托辊的设计计算 . 45 7 食品提升皮带机的安装和操作维护 . 48 7.1 启动和停机 . 48 7.2 食品提升皮带机的维护 . 48 7.3 食品提升皮带机的安装 . 48 结论 . 50 致谢 . 51 参考文献 . 52 附录 . 53 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 1 1 绪论 1.1 前言 1.1.1 背景介绍 本课题来源于工程实际 ,属于工程设计。带式输送机特别是提升运机是当代最为得力的输送设备之一，在整个输送机范畴中，它是应用最为广泛的一种设备。随着国民经济的不断发展 ,多种类型的工件传送机广泛的运用于冶金、矿山、水泥、码头、化工、粮食等行业的各种场合。同时在各 种场合对不同的工况所使用的工件传输机也不尽相同，近年来由于工件传输机的应用范围的扩大，品种的增多以及质量的不断提高，对加工设计工件传输机提出了更高的要求，特别是在一些大型的流水线上，工件传输机承担了很重要的工作任务。这些工件传输机要求传输距离和速度，精度比较高。为此各厂家为了根据自己的需要，出于经济性和战略方向的考虑，自行设计结构简单可靠，生产价格便宜的工件传输机。 通过该设计能使学生将大学四年所学的知识能灵活的运用于实践。对于一个工程的整体设计有了更好的理解。有助于形成工程化的思想 ,对以后的设计打下很好的 基础。 1.1.2 运输机简介 输送机（ Conveyor）是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、倾斜和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。 一 、 输送机历史 中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形； 17 世纪中，开始应用架空索道输送散状物料； 19 世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。 1868 年，在英国出现了带式输送机； 1887 年，在美 国出现了螺旋输送机； 1905年，在瑞士出现了钢带式输送机； 1906 年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 2 二 、 输送机一般按有无牵引件来进行分类 具有牵引件的输送机一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有 料斗、托架或吊具等；驱动装置给输送机以动力，一般由电动机、减速器和制动器 (停止器 )等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定的张力和垂度，以保证输送机正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。 具有牵引件的输送机的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件 (如输送带 )上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。 这类的输送机种类繁多，主要有带式输送机、板式输 送机、小车式输送机、自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、埋刮板输送机、斗式输送机、斗式提升机、悬挂输送机和架空索道等。 没有牵引件的输送机的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子输送机的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋输送机的工作构件为螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动输送机的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等。 未来输送机的 将向着大型化发展、扩大使用范围、物料自动分拣、降低能量消耗、减少污染等方面发展。 大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达 440 公里以上带式输送机的单机长度已近 15公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的 “ 带式输送道 ” 。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。扩大输送机的使用范围，是指发展能在高温、低温条件下有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性物料的输送机。 （ 1）带式输送机由驱动装置拉紧装置输送 带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。 带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。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。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 3 的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。 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。它用于水 平运输或倾斜运输。 通用带式输送机由输送带、托辊、滚筒及驱动、制动、张紧、改向、装载、卸载、清扫等装置组成。 输送带 常用的有橡胶带和塑料带两种。 橡胶带适用于工作环境温度 -15 40C之间。物料温度不超过 50C 。向上输送散粒料的倾角 12 24 。对于大倾角输送可用花纹橡胶带。塑料带具有耐油、酸、碱等优点，但对于气候的适应性差，易打滑和老化。带宽是带式输送机的主要技术参数。 托辊 分单滚筒（胶带对滚筒的包角为 210 230 ）、双滚筒（包角达 350 ）和多滚筒 （用于大功率）等。有槽形托辊、平形托辊、调心托辊、缓冲托辊。槽形托辊（由 2 5 个辊子组成）支承承载分支，用以输送散粒物料；调心托辊用以调整带的横向位置，避免跑偏；缓冲托辊装在受料处，以减小物料对带的冲击。 滚筒 分驱动滚筒和改向滚筒。驱动滚筒是传递动力的主要部件。分单滚筒（胶带对滚筒的包角为 210 230 ）、双滚筒（包角达 350 ）和多滚筒（用于大功率）等。 张紧装置 其作用是使输送带达到必要的张力，以免在驱动滚筒上打滑，并使输送带在托辊间的挠度保证在规定范围内。 带式输送机的技术优势 ： 首先是它运行可靠。在许多需要连续运行的重要的生产单位，如发电厂煤的输送，钢铁厂和水泥厂散状物料的输送，以及港口内船舶装卸等均采用带式输送机。如在这些场合停机，其损失是巨大的。必要时，带式输送机可以一班接一班地连续工作。 带式输送机动力消耗低。由于物料与输送带几乎无相对移动，不仅使运行阻力小 (约为刮板输送机的 1 3-1 5)，而且对货载的磨损和破碎均小，生产率高。这些均有利于降低生产成本。 带式输送机的输送线路适应性强又灵活。线路长度根据需要而定短则几米，长可达 10km 以上。可以安装在小型隧道内，也可以架设在地面交通混乱和危险地区的上空。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 4 根据工艺流程的要求，带式输送机能非常灵活地从一点或多点受料也可以向多点或几个区段卸料。当同时在几个点向输送带上加料 (如选煤厂煤仓下的输送机 )或沿带式输送机长度方向上的任一点通过均匀给料设备向输送带给料时，带式输送机就成为一条主要输送干线。 带式输送机可以在贮煤场料堆下面的巷道里取料，需要时，还能把各堆不同的物料进行混合。物料可简单地从输送机头部卸出，也可通过犁式卸料器或移动卸料车在输送带长度方向的任一 点卸料。 （ 2）螺旋输送机俗称绞龙，适用于颗粒或粉状物料的水平输送，倾斜输送，垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同，一般从 2 米到 70 米。 输送原理：旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送。使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。 结构特点：螺旋输送机旋转轴上焊有螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。 双螺旋输送机就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋输送机。说白了，就是把两个螺旋输送机有机的结合在一起，组成一台螺旋输送机。 螺旋输送机旋转轴的旋向，决定了物料的输送方向，但一般螺旋输送机在设计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时，会大大降低输送机的使用寿命。 （ 3）斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续输送机械。 斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，其主要性能及参数符合 JB3926-85垂直斗式提升机（该标准等效参照了国际标准和国外先进标准），牵引圆环链符合 MT36-80矿用高强度圆环链 ,本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料，如：煤、水泥、石块、砂、粘土、矿石等，由于提升机的牵引机构是环行链条，因此允许输送温度较高的材料 (物料温度不超过 250 )。一般输送高度最高可达 40 米 . 散料输送机械 (如 :带式输送机 螺旋输送机 斗式提升机 大倾角输送机等 )。 物流输送机械 (如 :流水线 ,流水线设备 ,输送线 ,悬挂输送线 ,升降机 ,气动升降机 ,齿条式升降机 ,剪叉式 ,升降机 ,辊道输送机 ,升降机 ) 。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 5 1.1.3 食品提升皮带机简介 食品提升皮带机是在带式输送机的基础上发展起来的。食品提升皮带机与传统的带式输送机一样是以胶带、钢带、钢纤维带、塑料带和化纤带等作为传送物料和牵引工件的输送机械。其特点是承载物料的输送机也是传递动力的牵引件，这与其他输送机械有着显著的区别。 本次设计的食品提升皮带机是一种小型的运输机械，其承载能力要求较小，相对于其他的带式输送机成本要求低，设计结构紧凑。 食品提升皮带机是带式输送机中的一种，而带式输送机已被电力、冶金、煤炭、化工、矿 山、港口等各行各业所广泛采用。特别是近年来新材料、新技术的应用，使带式输送机的发展步入了一个快车道，其特点如下： 结构简单 带式输送机的结构由传动滚筒、托辊、驱动装置、输送带等几大件组成，仅有十多种部件，并能进行标准化生产，可按需要进行组合装配，结构十分简单。 输送物料范围广泛 带式输送机的输送带具有抗磨、耐酸碱、耐油、阻燃等各种性能，并能耐高、低温，可按需要进行制造，因而能输送各种散料、快料、化学品、生孰料等食物品。 运送量大 运量可从每小时几公斤到几千吨，而且是连续不断运送，这是火车、汽车运输所不 及的。 运距长 单机长度十几公里一条，在国外已经十分普及，中间无需任何转载点。德国单机 60 公里一条已经出现。越野的带式输送机常使用中间摩擦驱动方式，使输送带长度不受输送带强度的限制。 对线路适应性强 现代的带式输送机已经从槽型发展到圆管形，它可在水平及垂直面上转弯，打破了槽型带式输送机不能转弯的限制。 装卸料十分方便 带式输送机根据工艺流程需要，可在任何点上进行装、卸料管形带式输送机也是如此，还可以在回程段上装、卸料，进行反向运输。 可靠性高 由于结构简单，运动部件自重轻，只要输送带并不被撕破，寿命可达十年之久，而金属结构部件，只要防锈好，几十年也不会坏。 维护费用低 带式输送机的磨损件仅为托辊和滚筒，输送带寿命长，自动化程度高，使用人员很少，平均每公里不到一人，消耗的机油和电力也少。 能耗低、效率高 由于运动部件自重轻，无效运量少，在所有连续式和非连续式运输中，带式输送机耗能最低、效率最高。 维修费少 带式输送机运动部件仅为托辊和滚筒，因食品较轻，输送带耐磨。相比较之下，汽车等运输工具磨损部件要多的多，且更换磨损部件也较为频徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 6 繁。 综上所述，带式输送机的优越性已经十分明显，它是国民经济中不可缺少 的关键设备。随着制造业信息化的发展，大大缩短了带式输送机的设计、开发、制造和销售的周期，使它更加具有竞争力。 1.2 方案确定 皮带机的设计是按照所结合的要求和条件，首先确定主要组成部分由驱动装置、传动滚筒、改向滚筒、压辊、从动辊及机架等几大部分组成。 （ 1）驱动装置 驱动装置是皮带机动力的来源，它主要由电动机、减速器、间歇机构组成。 （ 2）传动滚筒、从动辊 根据设计的特殊要求，在设计中采用了同步带轮作为主动轮同步带轮与驱动装置相连，从而传递动力。从转辊的选择也采服了同步带轮，同步带轮的传动比准确，而且可 以根据带的型号、参数在市场中直接订购。 （ 3）改向滚筒、压辊 改向滚筒是引导输送带改变方向的圆柱形筒。压辊可以保证物料按带的输送方向输运食品。改向滚筒和压辊的结构比较简单。 （ 4）机架 机架是承受驱动装置、滚筒、托辊、输送带和物料的钢结构，可以承受冲击、拉伸、压缩和弯曲应力。机架的结构比较零散，它需要考虑到安装位置的合理、布局的美观、节省材料、占城面积小、安装维修方便等要求，因此所设计的整个机架的结构都采用焊接或用螺栓连接，考虑到输送机的适用性，采用提升高度可调的结构，这样输送机不权可提升设计的要求高 度，而且也可以提升不同的高度，但是还应根据所采用的同步带的型号，选择不同型号的同步带。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 7 图 1-1 食品提升皮带机设计方案图 1-驱动装置； 2-传动滚筒； 3-改向滚筒； 4-机架 1.3 设计方案综述 提升机是一种实现工程物料向上运输的机械，能持续高效地输送物料，电动机通过传动装置，带动传动滚筒的转动，而传动滚筒借助于滚筒与胶带之间的摩擦力，从而实现带的传动，进而带动物料按要求不停的向上运输。 设计意义：提升机在工程上的充分运用能提高工程的生产率，减轻工人的劳动强度，为创造高的经济利润提供了可靠的条件。 食品提升皮带机总体方案的设计 食品提升皮带机设计要求： （ 1）提升高度： 120mm。 （ 2）输送量： 300 块 /h。 （ 3）工步： 50 步 /min。 具体要求如下： （ 1）每走一工步： 1.2s.。 （ 2）动停比： 1/3。 （ 3）每个档板间距： 100mm。 （ 4）带速为： 0.33m/s。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 8 2 减速器结构的设计 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动，蜗轮传动或齿轮蜗轮传动所组合的独立部件，常在动力机与工作机之间为减速的传动装置；在少数情况下也用作增速的传动装置减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动正 确可靠，使用维修简单，并可成批生产，故在现代机械中应用最广减速器类型很多，有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器，蜗杆减速器等 由于考虑到所传递的功率和传动比在本搅拌机设计课题中采用的是二级圆柱齿轮减速器 2.1 电动机的选择 2.1.1 选择电动机类型和机构形式 电动机是常用的原动机，并且是系列化和标准化的产品机械设计中需要根据工作机的工作情况和运动，动力参数，合理选择电动机类型，结构形式，传递的功率和转速，确定电动机的型号 电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机交流电动机有异步电动 机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛如无特殊需要，一般忧先选用型笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备 2.1.2 功率的计算 电动机的功率选择是否合适将直间影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所需要的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至使电动机长期过载过早损害，如果选用额定功率大于工作机所需要的功率，则电动机的价格高，功率未得到充分 的利用。从而增加电能的消耗，造成浪费。 2.1.3 电动机功率的选择 1搅拌机电动机的功率按所需的（单位： KW）计算公式为 ： wdpp 式（ 2-1） 式中 wp 工作机所需工作效率。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 9 由电动机到工作机的总效率。 工作机所需工作效率，应由工作阻力和运动参数计算求得 ： 9550Mnpw 式（ 2-2） 式中 M 滚筒搅拌时所需的外力矩， （ N.m）。 n 滚筒转（ r/min）。 s i n 4 5 0 . 6 2 c o s 4 5s i n c o s2 9 . 9 2 9 . 9 1 7 . 5 m i n1450 2f rnR 式（ 2-3） 式中 f 混凝土与钢叶片的磨檫系数 f=0.62 其中双锥反转出料混凝土搅拌机在工作时，其搅拌功率主要用于克服混凝土物料在搅拌时产生的偏心阻力矩及托轮滚动磨檫阻力矩。外力矩 M 的计算： M M M摩 擦 物 料 M M M M 物 料 进 出 柱 32 22129 . 8 t a n s i n 4 3 0 . 13M R x h x N m 进 32 22229 . 8 t a n s i n 3 9 3 . 23M R x h x N m 出 322 2 21 9 . 6 s i n 1 0 9 53M R h l N m 柱 1211M 1 1 1 8 1 . 5nmijiiRrN K N K N mrR 摩擦 2 0 9 9 . 8 1 7 . 5 3 . 8 49550 9550Mnp K ww 其中 8 3 3 5.0433221 w 1 、 2 、 3 、 4 分别为联轴器、齿轮传动和轴承的传动效率。 取 0.991 ， 0.972 （齿轮的精度为 8级）， 0.983 （滚 动轴承）。 3 . 8 4 4 . 6 10 . 8 3 3wdpp K w 2确定电动机的转速 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 10 经查表：一级开式齿轮的传动比 73ai ,二级圆拄齿轮减速器的传动比 8i 40 ， 总的传动比合理范围为 28024ai ，故电动机的转速的可选范围为 ： ( 2 4 2 8 0 ) 1 7 . 5 4 2 0 4 9 0 0m i nda rn i n 式（ 2-4） 根据工况和计算所选电动机为 : 表 2-1 电动机型号 型号 额定功率 (KW) 转速 r/min Y132S-4 5.5 1440 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1 总传动比 由电动机的转速和工作机的主动轴的转速，可得到传动装置的总传动比为 ma ni n 式（ 2-5） 式中 mn 电动机的转速 n 滚筒的转速 1440m i n 8 2 . 21 7 . 5 m i nmarni rn 总传动比为各级传动比 niiii 210 、 的乘积，既 10 iiia 式（ 2-6） 2.2.2 分配减速器的各级传动比 使减速器装置不至于过大初步取 70 i 则 08 2 . 2 1 1 . 7 47aii i 按展开式布置，考虑 润滑条件，为使两级大齿轮相近，查得 8.31 i则徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 11 0211 1 . 7 4 3 . 0 93 . 8ii i 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）如将传动装置各轴由高速至低速依次定为、轴、滚筒。 0201 ii 、 相邻两轴间传动比 0201 、 相邻两 轴间传动效率 0201 TT 、 轴的输入功率（） 0201 pp 、 各轴之间的输入转矩（） 0201 nn 、 各轴的转速（ r/min） 则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和参数 2.3.1 各轴转速 轴 1 1 4 4 0 / m i nnr 轴 1211440 3 7 8 . 9 / m i n3 . 8nnri 轴 2323 7 8 . 91 2 2 . 6 / m i n3 . 0 9nnri 轴 3 1 2 2 . 6 / m i n1nnr 滚筒 3531 2 2 . 61 7 . 5 / m i n7nnri 2.3.2 各轴的输入功率 轴 轴的输入功率： 轴 1 1 2 5 . 5 0 . 9 9 0 . 9 8 5 . 3 3 6dp p k w 轴 2 1 2 35 . 3 3 6 0 . 9 8 0 . 9 7 5 . 0 7 2p p k w 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 12 轴 23 2 2 3 25 . 0 7 2 0 . 9 8 0 . 9 7 4 . 7 2 4p p k w 轴 4 3 2 34 . 7 2 4 0 . 9 8 0 . 9 7 4 . 6 7p p k w 滚筒 4 3 3 4 . 7 2 4 0 . 9 7 4 . 3 5p p k w 式中 dp 电动机的出功率（ KW） 1 联轴器的传动效率1 0.99 2 轴承的传动效率2 0.98 3 齿轮的传动效率3 0.97 同一根轴的输出功率与输入功率的数值不同，需要精确计算时取不同的数值 。 2.3.3 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩： 5 . 59 5 5 0 9 5 5 0 3 6 . 4 7 .1440ddmPT N mn 式（ 2-7）轴 轴的输入转矩： 1 0 1 3 6 . 4 7 1 0 . 9 9 3 5 . 7 4 .dT T i N m 2 1 1 1 2 3 5 . 7 4 3 . 8 0 . 9 8 0 . 9 7 1 2 9 . 1 0 .T T i N m 3 2 2 2 3 21 2 9 . 1 0 3 . 1 0 . 9 7 0 . 9 8 3 7 5 . 5 8 .T T i N m 4 3 3 3 4 3 7 5 . 5 8 1 0 . 9 8 0 . 9 7 3 5 6 . 5 .T T i N m 5 4 4 53 3 5 6 . 5 7 0 . 9 7 2 4 2 2 . 9 .T T i N m 运动和动力参数计算结果整理于下表 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 13 表 2-2 运动和动力参数 轴名 效率 P（ Kw） 转矩 T（ N.m） 转速 N（ r/min） 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 5.5 36.47 1440 1 0.97 轴 5.445 5.336 35.74 35.02 1440 3.8 0.95 轴 5.175 5.072 129.10 126.51 378.9 3.09 0.93 轴 4.92 4.724 375.58 364.41 122.62 1 0.95 轴 4.676 4.491 356.5 346.47 122.62 7 0.93 滚筒 4.44 2422.9 17 5 2.4 减速器的结构设计 减速器的机体是用于 支持和固定轴系的零件，是保证传动零件的啮合精度，良好的润滑和密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的 50%。因此，机体结构对减速器的工作性能，加工工艺，材料消耗，重量及成本等有很大的影响。机体材料采用灰铁（ HT150 或 HT200）制造。 2.5 传动零件的设计计算 传动装置包括各种类型的零件，其中决定其工作性能，结构简单和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都是要根据零件的要求来设计，因此一般应先设计计算传动零件，确定其尺寸，参数，材料和结构。为了使设计减速器时的原始条件比较准确，应该先设计减速器外的 传动零件，如联轴器等 。 2.5.1 第一级齿轮传动的设计 1)材料的选择 应传动尺寸和批量较小 ,小齿轮设计成齿轮轴 ,选择 40Cr，调质处理 ,硬度为 240HB ，暂取传动比 8.3i 2)齿轮传动的计算转矩 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 14 661 5 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 3 6 4 7 5 .1440dmPT N m mn 式（ 2-8） 齿宽系数 d 由机械手册查表得 0 .6 1 .2d ，取 1d 接触疲劳极限 limH 由机械手册查表得 li m 1 750H M p a li m 2 600H M p a 初步计算的许用接触应力 l i m0 . 9 6 7 5HH M p a l i m0 . 9 5 4 0HH M p a dA 的值由机械手册查表得 85dA 3)初步计算小齿轮分度圆直径 1 331 22l i m11 3 6 4 2 5 3 . 8 1851 5 2 2 3 . 84 7 . 6ddHT udAud m m 式（ 2-9） 取 1 50d mm 初步取齿 宽 1 1 5 0 5 0db d m m 4) 校核计算 a）圆周速度 : 11 5 0 1 4 4 0 3 . 7 6 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dV n ms 式（ 2-10） 精度等级 选 8 级 b)计算齿数21 zz、和模数 1m 1.初选1 20z 则 21 2 0 3 . 8 7 6z z i 模数 1150 2 . 520dm m mz 则由机械手册查表得为标准模数 2.5m 5.21m 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 15 使用系数AK：查机械设计手册表 12.9， 1.5AK 动载系数VK：查机械设计手册表 12.9， 1.2VK 齿间载荷分配系数HK： 1.29HK 齿向载荷分配系数HK： 1.45HK 载荷系数 K： 1 . 5 1 . 2 1 . 2 9 1 . 4 5 = 3 . 3 6A V H HK K K K K 弹性系数 EZ ： 1 8 9 .8EZ M P a 节点区域系数 HZ ： 2.5HZ 接触最小安全系数minHS：min 1.05HS 总工作时间ht： ht = 1 0 8 3 0 0 0 . 4 = 9 6 0 0 h 应力循环系数 LN ： 71116 0 6 0 1 3 . 3 6 9 6 0 0 1 . 9 1 0n hLiN n t 6521 / 1 . 9 1 0 / 3 . 8 5 1 0LLN N i 接触寿命系数NZ： 查表1 1.21NZ ，2 1.28NZ 许用接触应力 H ： l i m 1 11m i n7 5 0 1 . 2 1 8 6 4 . 21 . 0 5HNH HZ M P aS 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 16 l i m 2 22m i n6 0 0 1 . 2 8 7 3 1 . 41 . 0 5HNH HZ M P aS 验算 ： 1212 1H E HKT uZ Z Zb d u 22 3 . 3 6 3 6 4 2 5 3 . 8 11 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 8 = 6 6 0 . 5 M p a5 0 5 0 3 . 8 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还需再进行验算。 5)确定齿轮主要尺寸 由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数ah取为 1，顶隙系数 c 取为 0.25, 分度圆压力角度数为标准值 =20。 小齿轮的参数如下 ： 分度圆直径： 11d m Z 2 . 5 2 0 5 0 m m 22d m Z 2 . 5 7 6 1 9 0 m m 中心距： 12 2 , 5 2 0 7 6 12022m z za m m 齿顶高： * 1 2 . 5 2 . 5aah h m m m 齿根高： *( ) ( 1 0 . 2 5 ) 2 . 5 3 . 1 2 5fah h c m m m 齿全高： *( 2 ) ( 2 0 . 2 5 ) 2 . 5 5 . 6 2 5ah h c m m m 齿顶圆直径： *11( 2 ) ( 2 0 2 ) 2 . 5 5 5aad z h m m m *22( 2 ) ( 7 6 2 ) 2 . 5 1 9 5a ad z h m m m 齿根圆直径： *11 ( 2 2 ) ( 2 0 2 0 . 5 ) 2 . 5 4 3 . 7 5f ad z h c m m m 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 17 *22 ( 2 2 ) ( 7 6 2 0 . 5 ) 2 . 5 1 8 3 . 7 5f ad z h c m m m 基圆直径： 011 c o s 5 0 c o s 2 0 4 6 . 9 9bd d m m 022 c o s 1 9 0 c o s 2 0 1 7 8 . 5 6bd d m m 齿宽： 1 50b mm 2 60b mm 齿距： 3 . 1 4 2 . 5 7 . 8 5p m m m 齿厚： s p / 2 3 . 9 2 5 mm 齿槽宽： e p / 2 3 . 9 2 5 mm 基圆齿距： oobP = P c o s 2 0 = 7 . 8 5 c o s 2 0 = 7 . 3 7 5 m m 法向齿距： nbP P 7 . 3 7 5 mm 顶隙： *c m 0 . 2 5 2 . 5 0 . 6 2 5 m mc 6)齿根接触疲劳强度验算： 重合度系数Y： 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 91 . 6 7aY 齿间载荷分布系数FK： 1 / 1 / 0 . 7 9 1 . 2 7FKY 齿向载荷分布系数FK： / 5 0 / 5 . 6 2 5 8 . 8 9bh 由机械设计手册图 12.14， 1.2FK 载荷系数 K： 1 . 5 1 . 2 1 . 2 7 1 . 2 = 2 . 7 4A V F FK K K K K 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 18 齿形系数FaY：1 2.6FaY 2 2.3FaY 应力修正系数SaY：1 1.6SaY 2 1.8SaY 弯曲疲劳极限limF：lim 1 6 0 0 M p aF lim 2 4 5 0 M p aF 弯曲最小安全系数limFS：lim 1.25FS 弯曲系数寿命NY：1 0.95NY 2 0.97NY 尺寸系 数XY： 1.0XY 许用弯曲应力 F： l i m 1 11m i n6 0 0 0 . 9 5 1 . 0 4 5 61 . 2 5F N XF FYY M P aS l i m 2 22m i n4 5 0 0 . 9 7 1 . 0 3 4 91 . 2 5F N XF FYY M P aS 验算： 11 1 1 11 12 2 3 . 3 6 3 6 4 7 5 2 . 6 1 . 6 0 . 7 9 1 0 7 . 4 6 0 5 0 2 . 5F F a S a FKT Y Y Y M P ab d m 222 1 2112 . 3 1 . 81 0 7 . 4 1 0 6 . 8 82 . 6 1 . 6F a S aF F FF a S aYY M P aYY 根据以上分析，传动在允许的时间之内有效，没发生过载，故所选齿轮满足徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 19 要求。 2.5.2 第二级齿轮传动的设计 1)材料的选择 应传动尺寸和批量较小 ,小齿轮设计成齿轮轴 ,选择 40Cr，调质处理 ,硬度为 280HB ，大齿为 45钢，调质处理，硬度 240HB,传动比暂取 09.3i 。 2)齿轮传动的计算 转矩2661 25 . 1 7 69 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 2 3 5 7 7 .379PT N m mn 式（ 2-11） 齿宽系数 d 由机械手册查表得 0 .6 1 .2d，取 1d 接触疲劳极限 limH 由机械手册查表得 li m 1 750H M p a li m 2 600H M p a 初步计算的许用接触应力 l i m0 . 9 6 7 5HH M p a l i m0 . 9 5 4 0HH M p a dA 的值由机械手册查表得 85dA 3)初步计算小齿轮分度圆直径 1 331 22l i m11 1 2 3 5 7 7 3 . 0 9 1851 5 2 2 3 . 0 97 1 . 3ddHT udAud m m 式（ 2-12） 取 1 75d mm 初步取齿宽 1 1 7 5 7 5db d m m 4) 校核计算 a）圆周速度 : 11 7 5 3 7 8 . 9 1 . 5 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dV n ms 式（ 2-13） 精度等级 选 8 级 b)计算齿数21 zz、和模数 1m 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 20 1.初选 1 30z 则 21 3 0 3 . 0 9 9 2 . 7z z i 整合为 93 模数 1175 2 . 530dm m mz 则由机械手册查表得为标准模数 2.5m 5.21m 使用系数AK：查机械设计手册表 12.9， 1.5AK 动载系数VK：查机械设计手册表 12.9， 1.2VK 齿间载荷分配系数HK： 1.33HK 齿向载荷分配系数HK： 1.47HK 载荷系数 K： 1 . 5 1 . 2 1 . 3 3 1 . 4 7 = 3 . 5 2A V H HK K K K K 弹性系数 EZ ： 1 8 9 .8EZ M P a 节点区域系数 HZ ： 2.5HZ 接触最小安全系数minHS：min 1.05HS 总工作时间ht： ht = 1 0 8 3 0 0 0 . 4 = 9 6 0 0 h 应力循环系数 LN ：61116 0 6 0 1 3 . 5 2 9 6 0 0 2 . 0 2 1 0nLiNn 6521 / 2 . 0 2 1 0 / 3 . 0 9 6 1 0LLN N i 接触寿命系数 NZ ： 查表1 1.18NZ ，2 1.25NZ 许用接触应力 H ：l i m 1 11m i n7 5 0 1 . 1 8 8 4 21 . 0 5HNH HZ M P aS 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 21 l i m 2 22m i n6 0 0 1 . 2 5 7 1 41 . 0 5HNH HZ M P aS 验算 1212 1H E HKT uZ Z Zb d u 22 3 . 5 2 1 2 3 5 7 7 3 . 0 9 11 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 6 7 = 6 7 6 . 8 M p a7 5 7 5 3 . 0 9 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还需再进行验算。 5）确定齿轮主要尺寸 由于采用正常标准齿轮，所以齿顶高系数ah取为 1，顶隙系数 c 取为 0.25, 分度圆压力角度数为标准值 =20。 小齿轮的参数如下： 分度圆直径： 11d m Z 2 . 5 3 0 7 5 m m 22d m Z 2 . 5 9 3 2 3 2 . 5 m m 中心距： 12 2 , 5 3 0 9 3 1 5 3 . 7 522m z za m m 齿顶高： * 1 2 . 5 2 . 5aah h m m m 齿根高： *( ) ( 1 0 . 2 5 ) 2 . 5 3 . 1 2 5fah h c m m m 齿全高： *( 2 ) ( 2 0 . 2 5 ) 2 . 5 5 . 6 2 5ah h c m m m 齿顶圆直 径： *11( 2 ) ( 3 0 2 ) 2 . 5 8 0aad z h m m m *22( 2 ) ( 9 3 2 ) 2 . 5 2 3 7 . 5a ad z h m m m 齿根圆直径： *11 ( 2 2 ) ( 3 0 2 0 . 5 ) 2 . 5 6 8 . 7 5f ad z h c m m m 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 22 *22 ( 2 2 ) ( 9 3 2 0 . 5 ) 2 . 5 2 2 6 . 2 5f ad z h c m m m 基圆直径： 011 c o s 7 5 c o s 2 0 7 0 . 4 8 5bd d m m 022 c o s 2 3 2 . 5 c o s 2 0 2 1 8 . 5bd d m m 齿宽： 1 85b mm 2 75b mm 齿距： 3 . 1 4 2 . 5 7 . 8 5p m m m 齿厚： s p / 2 3 . 9 2 5 mm 齿槽宽： e p / 2 3 . 9 2 5 mm 基圆齿距： oobP = P c o s 2 0 = 7 . 8 5 c o s 2 0 = 7 . 3 7 5 m m 法向齿距： nbP P 7 . 3 7 5 mm 顶隙： *c m 0 . 2 5 2 . 5 0 . 6 2 5 m mc 6）齿根接触疲劳强度验算： 重合度系数Y： 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 91 . 6 7aY 齿间载荷分布系数FK： 1 / 1 / 0 . 7 9 1 . 2 7FKY 齿向载荷分布系数FK： / 5 0 / 5 . 6 2 5 8 . 8 9bh 由机械设计手册图 12.14， 1.2FK 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 23 载荷系数 K： 1 . 5 1 . 2 1 . 2 7 1 . 2 = 2 . 7 4A V F FK K K K K 齿形系数FaY：1 2.6FaY 2 2.3FaY 应力修正系数 Ya ：1 1.6SaY 2 1.8SaY 弯曲疲劳极限limF：lim 1 6 0 0 M p aF lim 2 4 5 0 M p aF 弯曲最小安全系数limFS：lim 1.25FS 弯曲系数寿命NY：1 0.95NY 2 0.97NY 尺寸系数XY： 1.0XY 许用弯曲应力 F： l i m 1 11m i n6 0 0 0 . 9 5 1 . 0 4 5 61 . 2 5F N XF FYY M P aS l i m 2 22m i n4 5 0 0 . 9 7 1 . 0 3 4 91 . 2 5F N XF FYY M P aS 验算： 11 1 1 11 12 2 3 . 3 6 3 6 4 7 5 2 . 6 1 . 6 0 . 7 9 1 0 7 . 4 6 0 5 0 2 . 5F F a S a FKT Y Y Y M P ab d m 222 1 2112 . 3 1 . 81 0 7 . 4 1 0 6 . 8 82 . 6 1 . 6F a S aF F FF a S aYY M P aYY 根据以上分析，传动在允许的时间之内有效，没发生过载，故所选齿轮满足要求。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 24 2.5.3 齿轮轴的校核 在二级齿轮减速器传动中，中间轴所受的力较复杂 .因此对中间轴进行校核 ,如能满足要求 ,减速器中的轴均能满足要求 .减速器的轴采用 45 钢 ,调质处理 . 由机械手册查表得 : MpaB 650 MpaS 360 Mpa3001 Mpab 650 0 已知中间 轴的 输出功率为 5.072Kw，转速为 378.9 r/min. 图 2-1 轴的校核弯矩图 a) 作用力的计算 6 5 . 0 99 . 5 5 1 0 1 3 0 4 5 83 7 8 . 9T N m m 齿轮 2Z 的圆周力： 222 1 3 0 4 5 8 1 3 7 3 . 2190t TFNd 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 25 齿轮 2Z 的径向力 : 032 t a n 2 0 3 0 7 2 . 1 5rtF F N 齿轮 3Z 的圆周力： 2 2 1 3 0 4 5 83 3 0 6 9 . 63 8 5TF t Nd 图 2-2 轴的校核弯矩图 齿轮 3Z 的径向力 : b) 水平面支承反力及弯矩 NR Cy 2.4 4 41 5 55.524.6 8 6 71 5 5 1 3 01.3 0 7 2 6 8 6 7 1 0 2 . 5 3 0 7 2 . 1 7 7 3 8 4 7 . 41 5 5 1 5 5dyRN 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 26 7 7 7 . 7 3 5 2 7 2 1 9 . 5 .AYM N m m 3 0 7 2 . 1 5 2 . 5 2 0 5 8 2 4 . 5 .BYM N m m 6 8 6 7 6 7 . 5 4 6 0 0 8 9 . 5 .CYM N m m 2 9 3 9 6 7 . 5 1 5 2 8 . 5 .DYM N m m 装置减速器由于结构紧凑，效率教高，传递运动正确可靠，使用维修简单，并可成批生 c) 垂直面支承反力及弯矩 支反力 1 3 7 3 3 5 3 0 6 9 8 0 1 2 7 4 .155CHR N m m 3 0 6 9 5 2 1 3 7 3 7 7 3 4 7 . 5 .155DHR N m m 弯矩计算 5 3 5 3 4 7 . 5 1 2 1 6 . 5 .AHM N m m 4 2 1 2 7 4 5 3 5 0 8 .BHM N m m d) 合成弯矩 222 7 2 1 9 2 1 2 1 6 . 5 2 1 3 1 3 9 . 4 .AM N m m 222 0 5 8 2 4 . 5 1 2 1 6 . 5 2 1 2 6 6 5 . 5 .BM N m m 224 6 0 0 8 9 . 5 3 4 7 4 6 0 0 9 0 .CM N m m 221 5 2 8 2 8 . 5 3 4 7 . 5 1 5 2 8 2 9 . 4 .DM N m m e) 应力校核系数 -1 0 300 0 . 4 6650b f) 当量转矩 0 . 4 6 1 3 0 4 5 8 6 0 0 1 0 .T N m m 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 27 g) 当量弯矩 在大齿轮轴劲中间截面处 ： 2 2 2 21 ( ) 2 1 2 6 6 5 . 5 6 0 0 1 0 . 7 2 2 0 9 6 9M M T N m m 在右轴劲中间截面处： 2 2 2 22 ( ) 1 5 2 8 2 9 6 0 0 1 0 . 61 6 4 1 8 8 . 8M M TN m m h) 校核轴颈 1 33112 2 0 9 6 9 . 2 3 2 . 10 . 1 3 0 0 0 . 1Md m m mm804.37 2 33211 6 4 1 8 8 . 8 2 9 . 30 . 1 3 0 0 0 . 1Md m m mm1202.67 经校核较合适无需调整。 2.5.4 中轴键的选择 （ 1） 键的类型及尺 寸 齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，鼓选用 A型平键，根据轴径 50d mm ，由表查得，可选用 14b mm ，键高 14h mm ，因轮毂长度为 50mm ，故取标准长度为 45L mm 。 （ 2） 挤压强度 由静连接的挤压强度条件为 31 0 / ,ppT k l d M P a 其中4 5 1 4 3 1l L b m m 0 . 4 0 . 4 1 4 5 . 6k h m m 33 2 3 7 5 . 5 8 1 02 1 0 / 8 6 . 55 . 6 2 6 5 0p T k l d M P a 由表查得轻微冲击载荷的许用应力 100pp所以挤压强调足够 （ 3） 确定键槽尺寸 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 28 由普通平键标准查得轴槽深 7.5t mm ，毂槽深 1 5.9t mm 2.6 轴承的选择 2.6.1 轴承的选择因素 在许多场合，轴承的内孔尺寸已经由机器或装置的结构具体所限定。不论工作寿命，静负荷安全系数和经济性是否都达到要求，在最终选定轴承其余尺寸和结构形式之前，都必须经过尺寸演算。 该演算包括将轴承实际载荷跟其载荷能力进行比较。滚动轴承的静负荷是指轴承加载后是静止的（内外圈间无相对运动）或旋转速度非常低。在这种情况下，演算滚道和滚动体过量塑性变形的安全系数。大部分轴承受动负荷，内外圈做相对运动，尺寸演算校核滚道和滚动体早期疲劳损坏安全系数。只有在特殊情况时，才根据 DIN ISO 281 对实际可达到的工作寿命做名义寿命演算。对注重经济性能的设计来说，要尽可能充分的利用轴承的承载能力。要想越充分的利用轴承，那么对轴承尺寸选用的演算精确性就越重要。 静负荷轴承 计算静负荷安全系数 Fs 有助于 确定所选轴承是否具有足够的额定静负荷。 FS =CO/PO 其中 FS 静负荷安全系数， CO 额定静负荷 KN， PO当量静负荷 KN 静负荷安全系数 FS 是防止滚动零件接触区出现永久性变形的安全系数。对于必须平稳运转、噪音特低的轴承，就要求 FS 的数值高；只要求中等运转噪声的场合，可选用小一些的 FS；一般推荐采用下列数值： FS=1.52.5适用于低噪音等级 FS=1.01.5 适用于常规噪音等级 FS=0.71.0 适用于中等噪音等级。额定静负荷（对向心轴承来说是径向力，对推力轴承而言则是轴向力），在滚动体和 滚道接触区域的中心产生的理论压强为： 4600 N/MM2 自调心球轴承 4200 N/MM2 其它类型球轴承 4000 N/MM2 所有滚子轴承在额定静负荷 CO的作用下，在滚动体和滚道接触区的最大承载部位，所产生的总塑性变形量约为滚动体直径的万分之一。当量静负荷 POKN是一个理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来讲是轴向和向心力。 PO 在滚动体和滚道的最大承载接触区域中心所产生的应力，与实际负荷组合所产生得应力相同。 PO=XO*F r +Ys * FaKN 其中 PO 当量静负荷， Fr 径向负荷 ， Fa 轴向负荷，单位都是千牛顿， XO 径向系数， YO 轴向系数 动负荷轴承 DIN ISO 281 所规定的动负荷轴承计算标准方法的基础是材料疲劳失效（出现凹坑），寿命计算公式为： L10=L=(C/P)P ，其中 L10=L 名义额定寿命， C 额定动负荷 KN P 当量动负荷 KN P 寿命指数 L10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命， C 额定动负荷 KN P 寿命指数 L10 是以 100 万转为单位的名义额定寿命。对于一大组相同型号的轴承来说，其中 90%应该达到或徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 29 者超过该值。额定动负荷 C KN在 每一类轴承的参数表中都可以找到，在该负荷作用下，轴承可以达到 100 万转的额定寿命。当量动负荷 P KN是一项理论值，对向心轴承而言是径向力，对推力轴承来说是轴向力。其方向、大小恒定不变。当量动负荷作用下的轴承寿命与实际负荷组合作用时相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中： P 当量动负荷， Fr 径向负荷， Fa 轴向负荷，单位都是千牛顿， X 径向系数， Y 轴向系数。不同类型轴承的 X,Y 值及当量动负荷计算依据，可在各类轴承的表格和前言中找到。球轴承和滚子轴承的寿命指数 P 有所不同。对球轴承，P=3 对滚子轴承， P=10/3。 如果轴承动负荷的值及速度随时间而变化，那么在计算当量负荷时就得有相应的考虑。连续的负荷及速度曲线就要用分段近似值来替代。 滚动轴承的最小负荷过小的负荷加上润滑不足，会造成滚动体打滑，导致轴承损坏。 2.6.2 轴承的型号确定 结合 轴 的受力特点与箱体运动的关系，此处选用 深沟球滚子轴承 。分析传动示意图不难发现，本系统中 轴 的轴承承受径向载荷，而且承受的载荷都较小。 查机械设计手册可知，深沟球滚子轴承能 同时承受径向载荷 可以成对使用，满足条件，由前面对轴受力分析可选用一对深沟球滚子轴承 6209 型。如图 其中 d=45mm、 D=85mm、 B=19mm 图 2-3 6209 轴承 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 30 2.6.3 轴承校验 计算 深沟球滚子轴承寿命 表 2-3 轴承参数 方案 轴承型号 Cr/N Cor/N D/mm B/mm No/(r/min) 1 6209 31500 20500 85 19 3500 2 6210 35000 23200 90 20 3000 计算步骤与结果列于下表： 表 2-4 计算结果 计算项目 计算内容 计算结果 6209 轴承 6210 轴承 e 查表 0.26 0.236 X 查表 X=0.56 X=0.56 冲击载荷系数 fd 查表 1.2 1.2 当量动载荷 P P=fd.Fr =1.2 6867X 4614 4614 计算额定动载荷 3 16670Lh nC r p 3 9 6 0 0 3 7 8 . 916670p 37777N 37777N 基本额定动载荷 Cr 查手册 31500 37777 35000 37777 故选用 6209.6210 深沟球轴承都可满足寿命要求。 徐州工程学院毕业设计 (论文 ) 31 2.6.4联轴器 联轴器是联接两轴使之一同回转并传递转矩的一种部件。 联轴器可分为刚性和挠性，刚性联轴器适用于两 轴能严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，挠性联轴器适用于两轴有偏移的地方。刚性联轴器中又可分为凸缘联轴器、套筒联轴器和夹壳联轴器，其中凸缘联轴器是应用最广的一种，这种联轴器主要由两个分装在轴端的半联轴器和联接它们的螺栓组成。 凸缘联轴器对中精度可靠，传递转矩较大，但要求两轴通轴度较好，主要用于载荷平稳的联接中。故在此选用此种联轴器。 在高速级，因电动机 Y132S1-2的轴径为 38mm，故选用标准凸缘联轴器 YL9，轴孔 38mm，轴孔长 82mm。在低速级，可选用标准凸缘联轴器 YL10，轴孔 45mm，轴孔长 112mm。部件