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上运机驱动及拉紧装置的设计与计算【8张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】

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摘要

上运机是一种利用连续运动的无端输送带向上输送工程物料的带式输送机。输送带根据摩擦传动原理而运动,既是承载货物的构件,又是传递牵引力的构件。带式输送机输送能力大,输送距离长,结构简单,工作可靠,操作管理简单,能量消耗少。因而被广泛地运用于矿山、冶金、铸造、化工等行业的输送和生产流水线以及水电站建设工地。本文以煤矿作业为背景,对此工况下所要求的上运机进行了设计与计算。针对实际生产中对上运机结构的要求,从整体结构出发,对整个装置中的驱动装置和拉紧装置进行设计与计算。其中驱动装置的设计,选择电动机—减速器作为驱动设备,由电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。而拉紧装置则选择液压系统来对整个装置进行拉紧,设计了液压系统,并对主要元件进行了计算与选择。同时也对装置中的制动部分和辅助部件如清扫装置做了必要的选择。


关键词  上运机;输送带;减速器;液压拉紧


Abstract

  The up-transmisstion machine is one kind of the machines which transport the goods upside,it is also one of the machines that are used  most widely. It is widely used in the place of mine and so on. But it requests differently in every part, and this article is to the requests in the industry of  the mine. This article briefly introduce the structure and its characteristic of the up-transmission machine, facing the problem of the request of equipment and the request of the driving、tensing 、stopping in the working. The article gives the design and calculation of the drive equipment and the tense  equipment,  in the design of tense equipment, here we choose the hydraulic system, in order to better the designation. Besides, This article also takes  a simple elucidation of the stop equipment and the assistant equipment. This design mainly design the structure of the decelerater  ,and get all the main parameter that needed , also  it design the tense equipment that controlled by the liquid pressure system  , and give a detailed analysis of it’s working principle. This design’s main characteristic is: Save the investment and convenient control.

Keywords  Up-transmisstion Machine  Transmisstion Belt  Decelerater  Hydraulic System


目       录

1绪论…………………………………………………………………………………………...1

1.1序言………………………………………………………………………………………..1

1.2概述………………………………………………………………………………………..1

1.3 设计思路………………………………………………………………………………….2

2输送机构整体设计…………………………………………………………………………...3

2.1输送带材料选择…………………………………………………………………………..3

2.2传动装置倾角选择………………………………………………………………………..3

2.3上托辊选择………………………………………………………………………………..4

2.4 传动滚筒的选择………………………………………………………………………….4

3主参数及初步设计计算……………………………………………………………………...5

3.1带速选择…………………………………………………………………………………..5

3.2输送能力计算……………………………………………………………………………..5

3.3 胶带运动阻力的计算…………………………………………………………………….5

3.4胶带张力计算及强度垂度校核…………………………………………………………..7

3.5圆周牵引力及功率的计算………………………………………………………………..8

4驱动装置的设计和计算……………………………………………………………………...9

4.1电动机的计算与选择……………………………………………………………………..9

4.1.1电动机的选择和计算……………………………………………………………….....9

4.1.2确定电动机转速…………………………………………………………………….....9

4.1.3 电机的选择……………………………………………………………………………10

4.2 减速器的设计与计算…………………………………………………………………….10

4.2.1 计算传动装置的传动比、动力参数…………………………………………………11

4.2.2 减速器结构的设计……………………………………………………………………12

4.2.3 传动零件的设计与计算………………………………………………………………13

4.2.4轴的设计计算与校核………………………………………………………………….22

4.2.5 滚动轴承的选择………………………………………………………………………26

4.2.6键的选择及强度校核………………………………………………………………….28

4.2.7联轴器的选择与计算………………………………………………………………….29

4.2.8减速器附件设计……………………………………………………………………….29

4.3减速器的密封和润滑…………………………………………………………………....30

5拉紧装置的设计与计算……………………………………………………………………...32

5.1总体结构………………………………………………………………………………......32

5.2 液压系统………………………………………………………………………………….32

5.3液压元件的计算与选择…………………………………………………………………34

5.3.1液压缸的设计计算…………………………………………………………………...34

5.3.2液压泵计算与选择…………………………………………………………………...37

5.3.3阀类及辅助元件的选择……………………………………………………………...38

5.3.4电动机的选择………………………………………………………………………...39

5.4液压系统性能验算………………………………………………………………………39

5.4.1液压系统压力损失的验算…………………………………………………………...39

5.5几个问题的讨论…………………………………………………………………………40

5.6小结………………………………………………………………………………………41

6制动、辅助装置的设计与选择…………………………………………………………….42

6.1制动装置………………………………………………………………………………....42

6.1.1逆止器工作原理……………………………………………………………………...42

6.1.2逆止器的安装………………………………………………………………………...42

6.1.3逆止器的润滑与保养………………………………………………………………...42

6.2辅助设备…………………………………………………………………………………42

6.2.1输送带清扫装置……………………………………………………………………...42

结论……………………………………………………………………………………………44

致谢……………………………………………………………………………………………45

参考文献………………………………………………………………………………………46

附录……………………………………………………………………………………………47

附录1…………………………………………………………………………………….......47

附录2………………………………………………………………………………………...51


内容简介:
摘要上运机是一种利用连续运动的无端输送带向上输送工程物料的带式输送机。输送带根据摩擦传动原理而运动,既是承载货物的构件,又是传递牵引力的构件。带式输送机输送能力大,输送距离长,结构简单,工作可靠,操作管理简单,能量消耗少。因而被广泛地运用于矿山、冶金、铸造、化工等行业的输送和生产流水线以及水电站建设工地。本文以煤矿作业为背景,对此工况下所要求的上运机进行了设计与计算。针对实际生产中对上运机结构的要求,从整体结构出发,对整个装置中的驱动装置和拉紧装置进行设计与计算。其中驱动装置的设计,选择电动机减速器作为驱动设备,由电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。而拉紧装置则选择液压系统来对整个装置进行拉紧,设计了液压系统,并对主要元件进行了计算与选择。同时也对装置中的制动部分和辅助部件如清扫装置做了必要的选择。关键词 上运机;输送带;减速器;液压拉紧Abstract The up-transmisstion machine is one kind of the machines which transport the goods upside,it is also one of the machines that are used most widely. It is widely used in the place of mine and so on. But it requests differently in every part, and this article is to the requests in the industry of the mine. This article briefly introduce the structure and its characteristic of the up-transmission machine, facing the problem of the request of equipment and the request of the driving、tensing 、stopping in the working. The article gives the design and calculation of the drive equipment and the tense equipment, in the design of tense equipment, here we choose the hydraulic system, in order to better the designation. Besides, This article also takes a simple elucidation of the stop equipment and the assistant equipment. This design mainly design the structure of the decelerater ,and get all the main parameter that needed , also it design the tense equipment that controlled by the liquid pressure system , and give a detailed analysis of its working principle. This designs main characteristic is: Save the investment and convenient control.Keywords Up-transmisstion Machine Transmisstion Belt Decelerater Hydraulic SystemI目 录1绪论.11.1序言.11.2概述.11.3 设计思路.22输送机构整体设计.32.1输送带材料选择.32.2传动装置倾角选择.32.3上托辊选择.42.4 传动滚筒的选择.43主参数及初步设计计算.53.1带速选择.53.2输送能力计算.53.3 胶带运动阻力的计算.53.4胶带张力计算及强度垂度校核.73.5圆周牵引力及功率的计算.84驱动装置的设计和计算.94.1电动机的计算与选择.94.1.1电动机的选择和计算.94.1.2确定电动机转速.94.1.3 电机的选择104.2 减速器的设计与计算.104.2.1 计算传动装置的传动比、动力参数114.2.2 减速器结构的设计124.2.3 传动零件的设计与计算134.2.4轴的设计计算与校核.224.2.5 滚动轴承的选择264.2.6键的选择及强度校核.284.2.7联轴器的选择与计算.294.2.8减速器附件设计.294.3减速器的密封和润滑.305拉紧装置的设计与计算.325.1总体结构.325.2 液压系统.325.3液压元件的计算与选择345.3.1液压缸的设计计算.345.3.2液压泵计算与选择.375.3.3阀类及辅助元件的选择.385.3.4电动机的选择.395.4液压系统性能验算395.4.1液压系统压力损失的验算.395.5几个问题的讨论405.6小结416制动、辅助装置的设计与选择.426.1制动装置.426.1.1逆止器工作原理.426.1.2逆止器的安装.426.1.3逆止器的润滑与保养.426.2辅助设备426.2.1输送带清扫装置.42结论44致谢45参考文献46附录47 附录1.47 附录2.51451 绪论1.1 序言毕业设计是培养我们理工科学生的一个实践性教学环节,也是最后一个教学环节,它是在我们学完了全部基础课、技术基础课及专业课后,并在一些课程设计基础上,到工厂进行参观实习,搜集原始资料之后,进行的一次大规模基本知识和基本技能的全面的、系统的设计。设计的主要目的:培养我们综合应用所学基本知识和基本技能去分析和解决专业范围内的一般工程技术问题的能力,培养我们建立正确的设计思想、掌握工程设计的一般程序、规范和方法,培养我们收集和查阅资料和运用资料的能力。通过毕业设计,进一步巩固、扩大和深化我们所学的基本理论、基本知识和基本技能,提高我们设计、计算、制图、编写技术文件,正确使用技术资料、标准手册等工具书的独立工作能力。通过毕业设计,培养我们严肃认真、一丝不苟和实事求是的工作作风,树立正确的生产观、经济观和全局观,从而实现我们向工程技术人员的过渡,同时学会掌握调查、研究、收集技术资料的方法。在制造业信息化环境中,工艺设计是生产技术准备工作的第一步,工艺规程是进行工装设计制造和决定零件加工方法与加工路线的主要依据,它对组织生产、保证产品质量、提高劳动生产率、降低成本、缩短生产周期及改善劳动条件等都有直接的影响,是生产中的关键。工艺知识是制造业中重要的知识资源之一,是理论中的产品变为实际产品的基础资源,它对保证产品质量以及提高企业经济技术效益具有十分重要的作用。随着国民经济的发展,工程机械的应用越来越多,因为工程机械能够代替工人从事重体力劳动。使用工程机械的优点有很多,如工程机械的适应能力很强,一般不受气候影响,工程机械可以不需要休息,工作效率高,工程机械动力强劲等。但是工程机械一只注重实用性,而舒适性大都会被忽略。而由于社会的进步,国家对工人的工作条件日益关注.工人在工作条件恶劣的情况下,一般工作效率都比的低,所以开发一些能改善工人工作条件的产品是很有必要的。而本课题也正是从这一方面考虑的。当前,社会经济正从工业经济向知识经济转变,知识正在成为生产力要素中最活跃、最重要的部分。相信通过这次设计,能够使自己的知识积累达到了一个新的层次!1.2概述带式输送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,多种类型的带式输送机广泛的运用于矿山、冶金、铸造、化工、粮食等行业的各种场合。近年来由于带式输送机的应用范围的扩大,品种的增多以及质量的不断提高,对制造设计带式输送机提出了更高的要求,特别是在一些大型的生产流水线上,带式输送机承担了很重要的工作任务。这些带式输送机对传输距离和速度,精度比有较高的要求。目前我国已编制了统一的DT型固定带式输送机新系列,包括了原通用型和高强度型两大系列。为了更好地适应不同工作条件和要求,近年来出现了一些新型的特种带式输送机,如波纹挡边带式输送机,双带输送机,气垫带式输送机,管型带式输送机等。它们之中,有的可在大倾角或垂直方向上输送物料,有的在输送段呈管形,避免扬尘,展现了很好的应用前景。近15年来,国外对带式输送机相关理论的研究取得了很大进展,带式输送机主要部件的技术性能也明显提高,为带式输送机向长距离、大型化方向发展奠定了基础。随着对长距离带式输送机的可靠性和经济性要求的不断提高,其设计观点也在逐步发展。先进的设计观点,是以国际标准ISO 5048和德国工业标准DIN 22101为基础,设法减小运行阻力,合理确定输送带的安全系数,采用可控起、制动装置平稳起、制动,利用输送带粘弹性理论进行动态分析,对输送机进行工况预测和优化。1.3设计思路根据工况以及设计要求,确定以下方案:驱动装置:根据工况以及设计要求,考虑成本,选择电机-减速器作为驱动装置,由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。拉紧装置:为了更好的控制整个输送机所需的拉紧力,提高输送机工作的效率,选择了液压拉紧装置来优化使用机械拉紧所带来的不足。制动装置:根据工况,考虑整个装置的结构以及成本,选择带式逆止器作为制动装置,该装置的特点是结构简单,造价低。辅助装置:在进行清扫装置的选择时,考虑环境因素,选择了在国外得到广泛应用的篦子式刮板清扫装置。2 输送机构整体设计设计一台用于煤矿输送煤矿石的输送机其已知工作参数为: 1.输送长度为I=50m 2.运输生产率Q=250t/h 3.带宽B=1000mm 4.输送物料为煤矿石 5.工作环境为潮湿2.1输送带材料选择输送带用来传递牵引力和承放被运货物,它贯穿于输送机的全长, 用量大,主要采用橡胶带, 胶带的价格比较贵, 在输送机成本中占很大的比重。主要包括:织物芯橡胶带钢绳型橡胶带其中使用最为广泛的是织物芯橡胶带表2-1织物芯橡胶带覆盖胶推荐厚度物料特性物料名称覆盖胶厚度上胶层下胶层堆积密度2t/m,中小粒度或磨损性小的物料煤 焦炭 白云石 白石灰 烧结混合料 沙等3.01.5堆积密度2t/m,块度200mm,磨损性较大的物料破碎后的矿石 选矿产品 各种岩石等4.51.5堆积密度2t/m,磨损性大的大块物料大铁铁矿石 油母页岩6.01.5根据输送机类型、结构以及工况,考虑经济成本,选择织物芯橡胶带。胶带的主要参数如下: 长:100m宽:1m 帆布层数:3层 接头方式:机械方式接头,铆钉固定的夹板式2.2传动装置倾角选择上运机的倾角随不同的被运物料而定。若倾角过大,会因被运物料与输送带之间摩擦力不足,引起物料下滑而降低输送能力。表2-2上运机的最大倾角物料名称块煤1518焦炭(块粒)2021焦炭(粉粒)1820矿石(块度均匀)1416矿石(块度不均)1620根据工况及输送的物料,选择传动装置的倾角为15度。2.3上托辊选择 上托辊作用是支撑输送带及带上物料,减小输送带的垂度,使其能平稳运行。主要有槽型托辊,平行托辊,缓冲托辊等。 槽型托辊主要用于输送散粒物料的带式输送机上分支,使输送带成槽型,以便于增大输送能力和防止物料向两边撒漏。而平行托辊和缓冲托辊主要用于输送件货。为了提高整个机械设备的输送能力,以及避免输送物料过程中的漏损,选择组合式槽型托辊来支持物料的运输。此托辊结构由三个短的托辊组合而成,形成槽型以避免漏料和提高机械设备的输送能力,槽角成30度。槽型托辊的主要参数如下:型号:33205托辊直径:108mm轴承尺寸:d=25mm D=52mm B=22mm L=1200mm图2-1槽型托辊结构图2.4传动滚筒的选择传动滚筒借助其表面与输送带间的摩擦传递牵引力。传动滚筒有光面与胶面两种。采用胶面可增大摩擦系数,对防止输送带跑偏也有一定作用。在功率不大,环境湿度小的情况下采用光面滚筒,当环境潮湿,功率较大,容易打滑时则采用胶面滚筒。传动滚筒直径有500,630,800,1000mm等.可按带宽选用。见表2-3表2-3传动滚筒直径D带宽/50065080010012001400D/500500630500100063010008001000根据输送带带宽及本设计的输送机功率不大,故仅选用单滚筒驱动。滚筒的参数如下: 钢板焊接结构 光面滚筒 滚筒直径D=630mm滚筒轴直径 D=84mm3 主参数及初步设计计算3.1带速选择带速对上运机的尺寸,自重,造价和工作质量都有很大影响。增加带速,可使上运机在同样输送能力条件下采用较小的带宽,而输送带线载荷减小,张力随之降低,可以采用强度较低的价格较廉的输送带。带速的增加,则驱动装置的尺寸和质量都相应减小。因此,提高带速,减小带宽有很大的经济价值。但增加带速可能在输送扬起粉尘,造成被运物料破损,还会在装载段,清扫段等处增加对输送带地磨损。所以,选定带速要考虑以下因素:被运输物料的特性带式输送机的布置和卸料方式带速与输送能力和带宽的匹配 表3-1带速推荐值(m/s)带 宽 m/s500、650 800 、1000 1200 、400无磨损性或磨损性小的物料(如煤等)0.82.51.04.01.05.0有磨损性的中小块物料(如矿石,炉渣)0.82.01.02.51.03.15有磨损性大的物料(如大块矿石)0.81.61.02.01.02.5根据生产率和装卸物料的速度,选择带速v=1m/s3.2输送能力的计算本设计输送物料为散料,输送能力可按下式计算 式(3.1)式中: 横型输送带物料堆积的最大截面积 由机械手册查得 A=0.067倾角系数 由机械手册 取0.91带速 已选择带速为v=1m/s物料堆积密度 由机械手册查得 此处为将上述已知条件代入式(3.1),解得 =300t/h3.3胶带运动阻力的计算 图3-1输送带运动阻力计算示意图图中1-2段为运送货载段,胶带在这一段托辊上所遇到的阻力,为重段运行阻力,用表示,3-4段为回空段,胶带在这一段的阻力为空段运行阻力,用表示。在一般情况下,重段和空段的运行阻力可以分别表示如下: 式(3.2) 式(3.3)式中:输送机的倾角(度),此处为15度; 输送机的长度(米),此处为m 槽形托辊阻力系数,由机械手册查得,此处为0.03; 平形托辊阻力系数,由机械手册查得,此处为0.025; 每米长的胶带上的货载重量(公斤/米),由机械手册,得此处为69公斤/米; 每米长的胶带自重(公斤/米),普通帆布胶带每米长度的重量可按下式计算: 式(3.4) 式中:1.1胶带的平均容重(吨/立方米); B胶带的宽度(米),此处为1; 胶带帆布间层数,由机械手册查得,此处选为3; 一层帆布层的厚度(毫米),由机械手册查得,此处选为1.25; 胶带上保护层厚度,此处为3mm; 胶带下保护层厚度,此处为1mm。将上述已知条件代入式(3.4),解得公斤/米、托辊转动部分的重量,分别按下面的公式计算: 式(3.5) 式(3.6)式中: 、分别为每组上、下托辊转动部分重量(公斤),由机械手册查得,此处它们分别为22公斤和17公斤; 上托辊间距(米),一般取11.5米,此处取1.5米; 下托辊间距(米),一般取23米,此处取3米。将上述已知条件代入式(3.5)、式(3.6),分别解得公斤/米;公斤/米。将所有条件代入式(3.2)、式(3.3),分别解得(公斤);(公斤)而如图3-1中,胶带在4-1段,即在导向滚筒上所遇到阻力可近似地按下式计算: 式(3.7)对于传动滚筒的阻力,即2-3段的阻力可按下式计算: 式(3.8)其中, , 为胶带在2,3,4处的张力3.4胶带张力计算及强度,垂直度校核(1)按逐点法找出与的关系 式(3.9)(2)按摩擦传动条件找出与的关系 式(3.10)式中: 摩擦力备用系数,一般取1.151.2,此处选择1.2; 胶带与滚筒之间的摩擦系数,由机械手册查得,此处为0.3,由于已知包角为,则并可直接查得;将上述条件代入式(3.9),得 式(3.11)(3)由式(3.9),式(3.11)得 (4)验算验算按上述计算法求得的最小的张力,看其是否满足按下垂度所确定的最小张力值胶带张力与下垂度的关系为: 式(3.12) 式(3.13)式中:重段胶带最小张力(公斤); 空段胶带最小张力(公斤); 重段两托辊间距(米),此处为1.5; 空段两托辊间距(米),此处为3; 输送机倾角(度),此处为15; 货载每米长重量(公斤/米),此处为69; 胶带每米长重量(公斤/米),此处为8.5;将各已知条件代入式(3.11);式(3.13),解得公斤;公斤。由此可见上面所求得的最小的张力满足按下垂度所确定的最小张力值。3.5圆周牵引力及功率的计算输送机传动滚筒的圆周牵引力为:考虑主轴承摩擦阻力及胶带在传动滚筒上的弯曲阻力,则主轴牵引力为: 此处选择 将已知条件代入解得:公斤由机械手册查得,电机功率可由以下公式计算:电机功率计算将在第四章电机选择时详细叙述。 4驱动装置的设计与计算带式输送机的驱动装置由电动机,连轴器或液力偶合器,减速器,传动滚筒等组成。驱动装置的作用是由传动滚筒通过摩擦将牵引力传给输送带使其运动并输送货物。根据工况以及设计要求,考虑成本,本设计选择电机-减速器作为整个方案的驱动装置,由电机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动。4.1电动机计算与选择4.1.1功率的计算电动机的功率选择是否合适将直接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要求的功率,就不能保证工作机正常工作,甚至使电动机长期过载而过早损坏,如果选用额定功率大于工作机所需要的功率,则电动机价格高,功率未得到充分的利用,从而增加电能的消耗,造成浪费。在设计过程中,由于工件传输机一般为长期连续运转,载荷不变或很少变化的机械,并且传递功率较小,故只需使电动机的额定功率等于或梢大于电动机的实际输出功率,即。这样电动机在工作时就不会过热,一般不需要对电动机进行热平衡计算和校核启动力矩。(1) 电动机功率计算电动机所需工作功率为 P= 式(4.1)式中:输送机主轴牵引力,公斤 此处=1142.32公斤;V 带速,m/s 此处v=1m/s;电动机至工作机主运动端运输带的总效率。(2) 传动效率由电动机至输送带的传动总效率为 式中: ,分别为轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。该设计中根据要求选择滚子轴承效率=0.98,齿轮传动效率=0.97,联轴器传动效率=0.99,卷筒 =0.98,则将上述条件代入式(4.1)解得所需电机功率P=13.7kw4.1.2 确定电动机转速电机转速的确定:已知卷筒轴的工作转速 n=r/min式中:v带速,m/s 此处v=1m/s D卷筒直径,mm 此处D=630mm 代入解得:n=30r/min电机转速可选范围:其中根据传动方式(带传动和二级齿轮减速传动)查表得所以电机的转速可选范围为:480-4800r/min4.1.3电机的选择容量相同的同类电动机,有几种不同的转速系列供使用者选择,如三相异步电动机常用的有四种同步转速,即3000,1500,1000,750r/min(相应的电动机定子绕组的极对数为2,4,6,8)。同步转速为由电流频率与极对数而定的磁场转速,电动机空转时才可能达到同步转速,负载时的转速都低于同步转速。 选定电动机类型,结构,对电动机可选的转速进行比较,选定电动机转速并计算出所需容量后,即可在电动机产品目录中查出所要的电动机。根据工况和计算所选电动机见下表4-1。表4-1 电动机参数表型号额定功率转速r/min满载时转速r/min重量kgY160L-151515001440470表4-2 电动机尺寸参数表型号尺寸(mm)HABCDE4,64,6Y160L-15160216178893880100图4-1 三相异步电动机结构示意图4.2 减速器的设计与计算 4.2.1 计算传动装置的传动比和运动、动力参数图4-2 传动示意图(1)确定传动装置的总传动比和分配传动比1)总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置的总传动比为 i=式中: n选择电动机的满载转速r/min, 此处n=1440工作机主动轴转速r/min, 此处n=30。所以 i=482)分配传动比 传动示意图如图4-2总传动比为各级传动比i,i,ii的乘积,即 i=iiii为带传动传动比,初选3, i i分别为减速器各级传动比. 3)分配减速器的各级传动比按转开式布置,考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图资料查得i=4.8,则i=3.3(2)计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速 轴: n= = =480 轴: n=100.轴: n=30.卷筒轴; n= n=30式中:n,n各轴的转速(); i,i各传动比2)各轴输入功率轴: P=P=13.40.96=12.8(kw)轴: P= P=12.80.980.97=12.2 (kw)轴: P= P=12.20.980.97=11.6 (kw)卷筒轴:P= P=11.60.980.99=11.3(kw)式中: P ,P, P,P,P 各轴功率; 带,轴承,齿轮,联轴器的传动效率。3)各轴输入转矩电机: T=9550 Nm=9550Nm=88.9 Nm轴: T=Ti Nm=88.930.96 Nm =255.9Nm 轴: T= Ti Nm =255.94.80.980.97 Nm =1167.8Nm轴: T =T Nm=1167.83.30.980.97 Nm =3663.4 Nm卷筒轴: T =TNm=3663.40.980.99 Nm =3554.3 Nm4.2.2 减速器结构的设计(1)机体结构减速器机体是用以支持和固定轴系的零件,是保证传动零件的啮合精度,良好润滑及密封的重要零件,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。 机体材料用灰铁(HT150或HT200)制造,机体的结构用剖分式机体。(2)铸铁减速器机体的结构尺寸见下表3-2(单位)表4-3减速器机体的结构尺寸表名称符号减速器尺寸关系尺寸选择机座壁厚0.025a+3816机盖壁厚0.02a+3812机座凸缘厚度b1.5 23机盖凸缘厚度 b1.5 18续表4-3机座底凸缘厚度 b2.5 37地脚螺钉直径 d0.036a+12 30地脚螺钉数目 na250-500时,n=66轴承旁联接螺栓直径 d0.75 d 22机盖与机座联接螺栓直径 d(0.5-0.6) d 16联接螺栓d的间距 l150-200200轴承端盖螺钉直径 d(0.4-0.5) d16窥视孔盖螺钉直径 d(0.2-0.3) d 6定位销直径 d(0.7-0.8) d=6.512d,d,d至外机壁距离 c见表422d,d至凸缘边缘距离 c见表420轴承旁凸台半径 Rc 20凸台高度 h根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离 lc+ c+(8-12)=5050大齿轮顶圆与内机壁距离 1.2=1018齿轮端面与内机壁距离 =1015机盖,机座肋厚m,mm0.85=6.8, m0.85=6.814轴承端盖凸缘厚度 t(1-1.2) d16轴承旁联接螺栓距离 s尽量靠近D轴承端盖外径 D轴承孔直径+(5-5.5) dD+40表4-4 c值螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c13161822263440 c11141620242834沉头座直径20242632404860注:多级传动时,a取低速级中心距4.2.3 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,结构布置和尺寸大小的主要是传动零件。支撑零件和联接零件都要根据传动零件的要求来设计,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。 (1)圆柱齿轮传动设计1)级圆柱齿轮传动设计a)齿轮材料的选择小齿轮选用40Cr,调质处理,硬度241HB-286HB,平均取260HB;大齿轮选用45钢, 调质处理,硬度229HB-286HB,平均取240HB。b)齿轮传动的计算方法已知条件:功率12.8kw,转速480r/min,传动比4.8.按齿面接触疲劳强度计算(闭式软齿)a.初步计算 转矩T=9.5510 =9.5510 =254667 N齿宽系数由机械设计手册查表取=1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=700MP =600 MP初步计算的许用接触应力0.9=0.9700=630 MP 0.9=0.9600=540 MPA值由机械设计手册查表取A=90初步计算的小齿轮直径 mm式中:传动比u=4.8; 其他条件见上代入解得 85.4mm. 取=90初步齿宽=90b.校核计算 圆周速度 =2.26 精度等级 由表格查得,选9级精度 齿数和模数 初取齿数=30,=* =144 =3由机械设计手册查表取=3 =30 =4.830=144使用系数由机械设计手册查表取=1.35动载系数由机械设计手册查表取=1.1齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取 =5659N =84.9100=1.88-3.2(+)=1.88-3.2(+)=1.75 =0.866由此得 =1.33齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 =+1+0.6()()+=1.09+0.16(1+0.16)+0.31 =1.30载荷系数=2.57弹性系数由机械设计手册查表取=188.9节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间=24000总应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数=8.78 =()=60 =6.9 原估计应力循环次数正确 = 6.9/4.8=1.4 接触寿命系数由机械设计手册查表取=0.95 =1.16许用接触应力 =633 =662验算 = 代入解得=602 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。c.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 , 因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,即=330=90=432中心距=261齿宽 =90d.计算说明:i.齿轮强度计算公式中,载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径d来表示的,不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮,公式中的转矩,齿轮直径或齿数,都应是小齿轮的数值;ii.根据=求齿宽,b应是一对齿轮的工作宽度,为易于补偿齿轮轴向位置误差,应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度,应此大齿轮宽度取45mm;iii.而小齿轮宽度取b=b+(5-10),齿宽数值应圆整。计算所得的参数见下表4-5表4-5 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距a两齿轮中心距为261传动比i两齿轮传动比为4.8模数m33螺旋角度00端面压力角度00啮合角度2020齿数z个30144分度圆直径d90432齿顶圆直径96438齿根圆直径82.5424.5齿宽b100120.按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数齿间载荷分布系数 由机械设计手册查表取=齿向载荷分布系数 查机械设计手册取 =1.35载荷系数 =齿形系数 由机械设计手册查表取=2.52 应力修正系数由机械设计手册查表取 弯曲疲劳极限 由机械设计手册查表取 弯曲最小安全系数 由机械设计手册查表取应力循环次数 由机械设计手册查表估计,指数=8.78 =() =60 =6.9 原估计应力循环次数正确 = 6.9/4.8=1.4弯曲寿命系数 由机械设计手册查表取 尺寸系数 由机械设计手册查表取 =1.0许用弯曲应力 =441.6 =345.6验算 = = =均小于许用弯曲应力,故上面的设计计算合格。传动无严重过载,故不作静强度校核。 2)级圆柱齿轮传动设计a)齿轮材料的选择小齿轮选用40Cr,调质处理,硬度241HB-286HB,平均取260HB;大齿轮选用45钢, 调质处理,硬度229HB-286HB,平均取240HB。b)齿轮传动的计算方法已知条件:功率12.2kw,转速100r/min,传动比3.3按齿面接触疲劳强度计算(闭式软齿)a.初步计算 转矩T=9.5510 =9.5510 =1165100 N齿宽系数由机械设计手册查表取=1.0接触疲劳极限由机械设计手册查表取=700MP =600 MP初步计算的许用接触应力0.9=0.9700=630 MP 0.9=0.9600=540 MPA值由机械设计手册查表取A=85初步计算的小齿轮直径 mm式中:传动比u=3.3; 其他条件见上代入解得 147mm. 取=150初步齿宽=150b.校核计算 圆周速度 =0.79 精度等级 由表格查得,选9级精度 齿数和模数 初取齿数=50,= = =3由机械设计手册查表取=3 =50 =3.350=165使用系数由机械设计手册查表取 =1.25动载系数由机械设计手册查表取 =1.05齿间载荷分配系数由机械设计手册查表先取 =15535N =129 100 查机械设计手册得 =1.2齿向载荷分布系数由机械设计手册查表取 =+1+0.6()()+ =1.09+0.16(1+0.16)+0.31 =1.39载荷系数=2.19弹性系数由机械设计手册查表取=188.9节点区域系数由机械设计手册查表取=2.5接触最小安全系数由机械设计手册查表取=1.05总工作时间=24000总应力循环次数由机械设计手册查表估计,则指数=8.78=()=60 =1.44 原估计应力循环次数正确 = 1.44/3.3=4.4 接触寿命系数由机械设计手册查表取=0.98 =1.24许用接触应力 =653 =708.6验算 = 代入解得=568 计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。c.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 , 因模数取标准值时,齿数已重新确定,故分度圆直径不会改变,即=350=150=495中心距=322.5齿宽 =150d.计算说明:i.齿轮强度计算公式中,载荷和几何参数是用小齿轮输出转矩T和直径d来表示的,不论强度计算是针对小齿轮还是大齿轮,公式中的转矩,齿轮直径或齿数,都应是小齿轮的数值;ii.根据=求齿宽,b应是一对齿轮的工作宽度,为易于补偿齿轮轴向位置误差,应使小齿轮的宽度大于大齿轮宽度,应此大齿轮宽度取45mm;iii.而小齿轮宽度取b=b+(5-10),齿宽数值应圆整。计算所得的参数见下表表4-6 齿轮参数表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距a两齿轮中心距为322.5传动比i两齿轮传动比为3.3模数33螺旋角度00端面压力角度00啮合角度2020齿数z个50165分度圆直径d150495齿顶圆直径156501齿根圆直径142.5487.5齿宽b160150按齿根弯曲强度进行校合计算重合度系数齿间载荷分布系数 由机械设计手册查表取=齿向载荷分布系数 查机械设计手册取 =1.4载荷系数 =齿形系数 由机械设计手册查表取=2.34 应力修正系数由机械设计手册查表取 弯曲疲劳极限 由机械设计手册查表取 弯曲最小安全系数 由机械设计手册查表取应力循环次数 由机械设计手册查表估计,则指数=8.78 =()=60 =1.44 原估计应力循环次数正确 = 1.44/3.3=4.4弯曲寿命系数 由机械设计手册查表取 尺寸系数 由机械设计手册查表取 =1.1许用弯曲应力 =442 =368验 算 = = = 均小于许用弯曲应力。 传动无严重过载,故不作静强度校核。4.2.4 轴的设计计算与校核轴的结构设计时,既要满足强度的要求,又要保证轴上零件的定位,固定和装配方便,并有良好的加工工艺性,所以轴的结构一般都做成阶梯形。阶梯轴的径向尺寸的变化是根据轴上零件的受力情况,安装,固定及对表面粗糙度,加工精度等要求而定的。阶梯轴轴向尺寸则根据轴上零件的位置,配合长度及支撑结构确定,轴结构和具体尺寸可按下列方法确定:a) 轴的径向尺寸 当直径变化处的端面是为了固定轴上的零件或承受轴向力时,则直径变化要大些,一般取(68)。 轴表面需要精加工,磨削时要有退刀槽。b) 轴的轴向尺寸轴上安装传动零件的轴长度是又所装零件的轮毂宽度决定的,而轮毂宽度一般都是和轴的直径有关,确定了直径,及可确定轮毂宽度。(1)初步估算轴径当轴的支承距离未定时,无法由强度确定轴径,要用初步估算的方法,即按纯扭矩并降低许用扭转切引力确定轴距计算公式为 式(4.2)式中: P轴所传递功率 kw n轴的转速 r/min A轴的且用应力系数轴材料选用45钢,调质处理,查机械设计手册取A=115、轴选用40Cr材料,取A=105,则:轴:轴:轴:综合考虑电机轴最小直径、联轴器及键槽等因素,基本确定下来各轴的最小直径。分别为:轴35mm, 轴55mm, 轴80mm。(2)轴的结构设计因计算方法基本相同,现只对轴计算过程进行详细叙述。其它两轴的结构参数可由相同的计算方法得到。1)轴的径向尺寸初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.考虑轴承因素,确定1段直径为40mm。2段装齿轮,为了便于安装,取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的高度为4.5mm,取3段为53mm。5段装轴承,直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件,但考虑到轴承的轴向定位,及轴承的安装,取4段为42mm。6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6段36mm。2)轴的轴向尺寸 轴段1的长度为轴承宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm,L1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm, L2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h;去l3=6mm,4段:取L4=109mm。L5和轴承同宽取L5=15mm。6段,取L6=90mm。其中L4,L6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。按相同计算方法,可计算出轴及轴的径向和轴向尺寸。各轴的结构尺寸参数如下表所示:表4-7 轴结构参数表轴号轴段1轴段2轴段3轴段4轴段5轴段6L1D1L2D2L3D3L4D4L5D5L6D6264032448253964242406836285832664564110724276-24822386120821139840927490注:轴段顺序按轴颈至轴头排列(3)轴的强度校核计算由于各轴的强度校核方法完全相同,下面只对轴的校核计算过程进行详细叙述,轴和轴的校核可按相同方法按许用弯曲应力计算对轴强度校核:1)计算齿轮受力 齿轮的直径:小轮 大轮 小齿轮受力:转矩 圆周力 径向力 轴向力 带传动载荷 2)画受力图画出轴的受力图,以及在水平垂直面上的投影,如下图4-3,4-4,4-5所示图4-3 轴总受力图图4-4 水平面( xoy面)受力图图4-5垂直面(yoz)面受力图3)计算支撑反力 根据平衡计算水平垂直面上的支撑反力水平面反力 垂直面反力 4)画轴转矩图根据所受力,画出轴的水平和垂直面上所受的弯距图,以及它们的合成弯距,同时画出轴的转距图,如下图4-6;4-7;4-8;4-9所示图 4-6水平面( xoy面)弯距图图4-7垂直面(yoz)弯距图图4-8 合成弯距图图4-9 轴所受转距图5)校核轴颈用插入法由机械设计手册查得 应力校正系 当量转矩 当量弯矩 在小齿轮中间截面处 在带轮侧轴承中间截面处校核轴颈齿根圆直径 轴径 4.2.5 滚动轴承的选择选用滚动轴承类型时,必须了解轴承的工作载荷(大小,性质,方向)转速及其他使用要求。(1) 选用方法轴承上同时受径向和轴向联合载荷,一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承;若径向载荷较大,轴向载荷较小,可选用深沟球轴承,而当轴向载荷较大,径向载荷较小时,可采用推力角接触球轴承,四点接触球轴承或选用推力求轴承和深沟球轴承的组合结构。各类轴承使用时内外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内,否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命。当两轴承座孔轴线不对中或由于加工,安装误差和轴挠曲变形大等原因使轴承内,外圈倾斜较大时,选用调心轴承对轴和轴承的工作情况会有一定的改善。带座外球面轴承则特别适用于补偿安装不良引起的对中性误差。为便于安装拆卸和调整间隙常选用内,外圈可分离的分离型轴承,具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承。(2) 滚动轴承的失效滚动轴承工作时内,外套圈间有相对运动,滚动体既自转有围绕轴承中心公转,滚动体和套圈分别受到不同的脉动接触应力。根据工作情况,滚动轴承的失效形式主要有以下几种:1)点蚀 滚动轴承受载后各滚动体的受力大小不同,对于回转的轴承,滚动体与套圈间产生变化的接触应力,工作若干时间后,各元件接触表面上都可能发生接触疲劳磨损,出现点蚀现象,有时由于安装不当,轴承局部受载荷较大,更促使点蚀早期发生。2)塑性变形 在一定的静载荷或冲击载荷作用下,滚动体或套圈滚道上将出现不均匀的塑性变形凹坑。轴承是摩擦力矩,振动,噪声都将增加,运转精度也降低。3)磨粒磨损、粘着磨损 在多尘条件下工作的滚动轴承,虽然采用密封装置,滚动体与套圈仍可能产生磨粒磨损。(3)滚动轴承的选择此方案中,选用深沟球轴承,主要尺寸及型号如下表:表4-7 轴承主要尺寸及型号(GB/T-276)轴承代号型号dDB162084080182690840801836205255215462115510013562147012524662189016030(4) 滚动轴承使用寿命计算滚动轴承在工作中会由于疲劳点蚀而失效,轴承中任一元件出现疲劳剥落扩展迹象前运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命。减速器设计中必须为确保机器正常工作必须对轴承寿命进行计算。 由于各轴承使用寿命计算方法完全相同,现选择对低速轴的一对深沟球轴承进行计算。其他轴承寿命可按相同法计算出方。 计算公式(以小时数为单位)为 式(4.3)式中: P当量动载荷 基本额定寿命寿命指数 球轴承取3C基本额定动载荷转速 为30r/min应取,为轴承的预期使用寿命值一般可参考机器大修期限所决定的轴承的预期使用寿命,参考机械设计手册此处取800010000h。当量动载荷P(考虑振动因速)的计算公式为 式(4.4)式中:径向载荷 已算出为5654N 轴向载荷 已算处 为0冲击载荷系数 因有轻微冲击 取 1.0X Y为 径向及轴向动载荷系数 参考设计手册 X取0.56 Y取1.71上述数据带入式(4.4)求得P=3166N求得当量动载荷P及预期使用寿命(此处取12000h)可计算出额定动载荷C 式(4.5)将C、P值带入式(4.3)求得=14000h4.2.6 键的选择和强度校核 设计键联接时,通常被联接的材料,构造和尺寸已初步决定,联接的载荷也已求得。因此可以根据联接的结构特点,使用要求和工作条件来选择键的类型,再根据轴的直径从标准中选出键的截面尺寸,并参考毂长选出键的长度,然后用校合公式进行校合。 此方案选择普通平键(GB1096-79)中的A型键,主要尺寸计算如下表4-8: 表4-8 键的主要尺寸计算与选择键名轴径d键高计算h=0.125d+1.5键厚计算b=2h键长 尺寸确定136(轴) 6 1246.8 取66 243(轴) 6.875 13.7555.9 取66 327(轴) 4.875 9.7535.1 取64 456(轴) 8.5 1772.8 取100 582(轴) 11.75 23.5106.6 取130 690(轴) 12.75 25.5117 取500 根据挤压强度或耐磨性条件,求得联结所能传递的转矩为:因为是静联结选取公式式中: h 键的高度 键的接触长度轴的直径许用挤压应力见下表(单位MPa)表4-9 材料的许用挤压应力联结的方式材料静载荷轻微冲击载荷冲击载荷静联结锻钢,铸钢125-150100-12060-90各键的校合见下表4-10:表4-10 键的校合键名h 键的高度键的接触长度轴的直径许用挤压应力T=18 58 36 100 417.6NM28 58 43 100 498.8NM3 8 56 27 100 302.4NM410 90 56 1001260NM 514 116 82 1203995NM 614 486 90 120 18371 NM经校合,各键符合要求。4.2.7联轴器的选择与计算 根据工作要求,动力传递过程中有冲击,所以在电机和减速器之间选择弹性联轴器,在减速器和滚筒之间选择滑块联轴器,根据需要传递的转矩确定各轴的安装尺寸。弹性套柱销联轴器:适用于联接两同心轴,制造容易,维护,更换方便,结构简单,具有一定的补偿轴位移的能力。滑块联轴器:适用于两平行轴间的联接。由于制造安装等误差,两轴很难做到精确对中,即使安装时能保证对中,但是由于工作温度的变化、回转零件的不平衡、基础下沉等原因,两轴的相对位置也发生变化。这时使用滑块联轴器来允许两轴间的一定的相互位移。计算转矩=式中:公称转矩,由上面各轴的计算已经求出 工作情况系数,由于是往返运输机,所以工作系数选2.5。计算和选取如下表4-11表4-11 联轴器的参数表名称型号弹性套柱销联轴器222 Nm2.588.9NmJISB 1451滑块联轴器8886 Nm2.53554.3NmHL4 42174.2.8减速器附件设计为了检查传动件的啮合情况,改善传动件的润滑条件,注油,排油,指示油面,通气及装拆吊运等,减速器常安装各种附件。(1) 窥视孔盖和窥视孔减速器机盖顶部要开窥视孔,以便检查传动件的啮合情况,润滑情况,接触斑点及齿侧间隙等。减速器内的润滑油也由窥视孔注入,为了减少杂质,在窥视孔口还装一过滤网。窥视孔要有盖板,机体上开窥视孔处凸起一块,用来便于机械加工,并用垫片加强密封。盖板用铸铁制成,采用M6-M10螺钉紧固。(2) 放油螺塞放油孔位置应在油池最低处,设计时安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油。放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸出一块,经机械加工成为螺塞头部的支承面,并加封油圈以加强密封。(3) 油标油标放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。(4) 通气器减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,对减速器密封极为不利。所以在机盖顶部安装通气器,使机体内热涨气体自由逸出,以保证机体内外压力均衡,提高机体有缝隙处的密封性能。(5) 启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度,钉杆端部做成圆柱形,大倒角,以免顶坏螺纹。(6) 环首螺钉,吊环,和吊钩为了拆卸及搬运,应在机盖上装有环首螺钉,吊环,和吊钩. 环首螺钉为标准件,用手册选取,由于环首螺钉承受较大载荷,故在装配时必须把螺钉完全拧入,使其抬肩抵紧机盖上的支撑面。4.3减速器的密封和润滑(1)轴承端盖结构密封 轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。考虑到便于调整轴承间隙以及密封性能,加工铸造的工艺性,选择凸缘式轴承端盖。为了调整轴承间隙,在端盖和机体之间放置由若干薄片组成的调整垫片。(2) 轴承的润滑与密封 根据轴颈的速度,轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。(3) 减速器的润滑除了少数低速,小型减速器采用脂润滑外,绝大多数减速器的齿轮传动和蜗轮传动都采用油润滑,其主要润滑方式如下:1)浸油润滑当齿轮圆周速度12时,通常采用浸油润滑。大齿轮浸入油中的深度约为一个齿高,但不能小于10.在多级齿轮传动中,可以采用带油轮带到没浸入油池的轮齿齿面上,齿轮运动时就把润滑油带到啮合区,同时还将油甩到齿轮箱内壁散热降温。浸油润滑的换油时间一般为半年左右,主要取决于油中杂质的多少及油被氧化,污染的程度。2)滚动轴承的润滑滚动轴承通常采用油润滑或脂润滑.减速器中的滚动轴承常用减速器内用于润滑齿轮的油来润滑。3)飞溅润滑减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度1.5-2,就可以采用飞溅润滑.为了润滑可靠,常在箱座结合面上制出输油沟,让溅到箱盖内壁上的油汇聚在油沟内,而后流入轴承室进行润滑.采用飞溅润滑时,当小齿轮直径小于轴承座孔直径时,应在小齿轮轴滚动轴承面向箱内的一侧装设挡油环,以防止齿轮啮合时,将油池中不清洁的热油挤入轴承内。由于上述计算可以得到有一个齿轮的圆周速度为2.26,所以采用飞溅润滑方式。5拉紧装置的设计与计算带式输送机是煤矿企业中广泛使用的连续运输设备。随着矿井生产能力的提高 , 目前正向着长运距和大运量的方向发展 , 拉紧装置对保证其正常工作具有重要作用。常用的拉紧方法有机械拉紧和液压拉紧。机械拉紧装置的结构形式一般有:螺旋式、车式和垂直式三种。液压拉紧具有工作平稳、可靠、保护完善、调节方便等优点 ,可适应多种工况的需要和不同的机型 , 是一种较先进、理想的拉紧方式。本文研究了一种具有比较大的拉紧行程 ,适用于运输距离较长的带式输送机液压拉紧装置 , 设计了液压系统 , 分析了工作原理 , 对主要元件进行了计算与选择。5.1总体结构该种拉紧装置的总体结构如图5-1所示。它主要由液压泵、拉紧油缸、蓄能器、隔爆控制箱等部分组成。用拉紧油缸提供拉力 , 通过动滑轮、定滑轮、钢丝绳拉动拉紧小车和拉紧滚筒实现拉紧; 用慢速绞车对拉紧小车和滚筒进行较大行程的牵引和调动 , 以满足断带调整、重新接头以及位置转移时拉紧滚筒较大的行程需要。1胶带; 2拉紧小车; 3小车轨道; 4钢丝绳; 5滑轮组;6行程开关; 7液压泵站; 8固定绳座; 9防爆控制箱;10拉紧油缸; 11蓄能器图5-1拉紧装置的总体结构5.2液压系统液压系统是拉紧装置的主体 , 对拉紧装置的性能有决定性的影响。在输送机工作过程中 , 拉紧油缸应能提供足够、恒定、便于调节和控制的张力 , 且保护完善、工作可靠。对液压系统的基本要求是: 提供额定张力 , 能满足启动时较大的张力需要; 能保持张力的恒定; 张力的设定和调节要方便; 能实现过载和断带保护。据此 , 选择基本回路和组成液压系统 (见图5-2) , 该系统用油缸提供的拉力实现拉紧 , 采用两个二位三通电磁阀 ,通过油路的切换 , 来满足启动工况和正常工作时对张力的不同需要; 采用大容量蓄能器维持张力的恒定 (可避免泵频繁启动 ) ; 采用电液比例溢流阀设定和调节压力; 采用卸荷溢流阀实现泵卸载; 采用二位二通液动阀实现断带保护; 利用压力继电器在不同压力作用下所发出的电信号 ,实现油路的控制和切换 , 现对其工作原理进行分析。1油箱; 2滤油器; 3油泵; 4卸荷溢流阀;5、15二位三通电磁阀; 6、8单向阀; 7电控制器;9电液比例溢流阀; 10溢流阀; 11二位二通液动阀;12、16、17压力继电器; 13截止阀; 14蓄能器;18拉紧液压缸图5-2液压系统图(1) 启动将二位三通阀 5和 15, 卸荷溢流阀 4中的二位二通阀置于图5-2所示位置 (1DT、2DT和 3DT均失电 ) , 再开动油泵。泵 3的工作压力由溢流阀 10 (其工作压力由启动工况所需的较大张力决定 , 为额定压力的 1.5倍 )调定 , 压力油经二位三通阀 5的左位、单向阀 6、二位三通阀 15的左位进入拉紧油缸 18的有杆腔 , 其无杆腔通油箱 , 活塞杆缩回 ,通过滑轮组拉动拉紧小车向右移动 , 以较大的拉力 (1.5倍额定拉力 )实现拉紧 , 满足启动工况的需要。当拉紧油缸的工作压力达到额定值的 1.5倍时 , 压力继电器 17动作 , 发出信号 , 启动皮带机的驱动滚筒 , 并同时使 2DT和 3DT得电 , 使二位三通阀 5和 15切换到右位 ,泵经过二位三通阀 5和 15的右位向油缸供油。此时 , 泵的工作压力由电液比例溢流阀 9 (其调定压力为额定压力的1.1倍 )调定 , 转为正常工作所需的压力 (额定压力 , 其值由输送机正常工作时所需的张力决定 )。并同时向蓄能器14充油 (此时 , 二位二通液动阀 11的右端有压力油的作用 ,被切换到右位 , 将蓄能器和油箱间的通路切断 )。(2) 拉紧和保压 (维持张力恒定 )当蓄能器 14内压力达到额定值 (由额定张力决定 )的1.1倍时 , 压力继电器 12动作 , 发出信号 , 使 1DT得电 ,将卸荷溢流阀 4中的二位二通阀切换到左位 , 泵 3经过该阀卸荷运转。单向阀 8将拉紧油缸有杆腔的油路封闭 , 由蓄能器 14经 2位 3通阀 15的右位向其供油 , 弥补泄漏 , 维持张力基本不变。当由于泄漏、货载减少、皮带松驰等原因使压力 (张力 )降低到额定值的 0.9倍时 , 压力继电器 16 (降压发讯 )动作 , 发出电信号 , 使 1DT失电 , 该阀又切换到图 2所示位置 , 泵 3又恢复工作 , 继续向拉紧油缸供油 ,其活塞杆缩回 , 使压力 (张力 )又上升到额定值的 1.1倍后 ,压力继电器 12又动作 , 发出信号 , 使 1DT又得电 , 4中的二位二通阀切换到左位 , 泵 3又卸荷。此后将重复上述过程 , 使压力 (张力 )在额定值的 0.91.1倍之间变化 , 保持张力的基本恒定。为避免泵的频繁启动 , 可选择容量较大的蓄能器。(3) 张力的设定和调节根据输送机的胶带类型、带宽、运量和运距确定所需张力后 , 再将其转变成压力信号 , 根据此信号设定溢流阀10和电液比例溢流阀 9的工作压力。溢流阀 10的工作压力为额定工作压力的 1.5倍; 电液比例溢流阀 9的工作压力为额定工作压力的 1.1倍 , 工作过程中 , 可通过电控制器 7和电液比例溢流阀 9来设定和调节额定工作压力和张力;卸荷溢流阀 4中溢流阀的工作压力为额定工作压力的 2倍 ,作系统的安全阀用。(4) 断带保护当皮带由于接头脱落、疲劳等原因断开时 , 拉紧小车会在拉紧液压缸拉力的作用下以较大的冲击力和速度向液压缸方向移动 , 给拉紧装置造成冲击破坏。为避免此种情况的发生 , 在系统中设置了断带保护回路。在启动和正常工况下 , 二位二通液动阀 11的右端有控制压力油的作用 ,使其切换到右位 , 将蓄能器和油箱之间的通路切断。断带时 , 由于拉紧油缸的负载大为减少 , 工作压力丧失 , 在弹簧力的作用下 , 该阀被切换到左位 , 将蓄能器和油箱之间的管路接通 , 液压缸有杆腔和蓄能器中的高压油通过二位二通液动阀 11的左位通油箱 , 拉紧油缸卸荷 , 停止牵引 ,实现断带保护。以上工况 , 各电磁铁得失电情况见表 5-1。表5-1 各工况电磁铁状态工况序号1DT2DT3DT启动-拉紧-+保压-+5.3液压元件的计算与选择5.3.1液压缸的设计计算液压缸作为液压系统中的执行元件(以直线往复运动或回转摆动的形式),将液压能转变为机械能输出。液压缸在工程机械中使用极其广泛,它结构简单,制造容易,能满足各行各业的需求。(1)液压缸的结构图5-3所示的是液压拉紧装置单活塞杆液压缸。它是由缸底1、缸筒5、活塞3和活塞杆4、锁紧螺母7等主要部件组成。缸筒一端与缸底焊接,另一端缸盖与缸筒以内螺纹连接。它的优点是外形尺寸较小,重量较轻,方便拆装检修,两端设有油口和。活塞与缸孔的密封采用的是活塞封。为了防止液压油的泄漏,提高液压系统的工作性能,在可能发生泄漏的部位需要安装O型及Y行密封圈。图5-3 液压缸示意图1-缸底 2-油口 3-活塞 4-活塞管5-缸筒 6油口 7-锁紧螺母 8-耳环 9-耳环衬套圈(2)缸主要零件的材料及技术要求1)缸筒材料:缸筒的材料常用35、45号钢和焊接性能较好的27SiMn,它具有足够的强度与冲击韧性,有良好的焊接性能。技术要求:缸筒与活塞采用活塞环密封,推荐使用H7/g6配合,缸筒内径表面粗糙度取(0.2-0.4)。缸筒内径应进行珩磨。为防止腐蚀,提高寿命,缸筒内表面可珩磨或抛光。缸筒与缸盖用螺纹连接时,其螺纹一般可采用中等精度。2)缸盖材料:液压缸缸盖可用35、45号钢。技术要求:与缸筒接触的端面和与活塞接触的端面对轴线的垂直度误差在直径100mm上不大于0.04mm。3)活塞本设计活塞使用的无导向环的设计,其材料使用HT200。活塞外径公差f8;与活塞杆的配合一般为H8/h8。外径的圆度和圆柱度误差不大于外径公差的一半。4)活塞杆活塞杆的常用材料一般为35、45号钢。活塞杆的工作部分的公差等级一般可取f8f9,表面粗糙度不大于0.4。工作表面的直线度误差在500mm长度上不大于0.03mm。活塞杆在粗加工后调质,必要时进行高频淬火。活塞杆上的螺纹,可按中等极度制造。(3)液压缸主要尺寸计算 1)计算缸筒内径内径的计算公式为; 式(5.1)式中:P最大工作压力,此设备的负载不大,根据机器类型选取10Mpa压力系数,此处为2.5效率,取0.95F最大有效拉力,由第三章胶带张力计算定为15000N代入数据,得D=0.3107(m)根据工程机械用液压缸内径系列,选取D=0.4m2)活塞杆直径d活塞杆直径d通常先满足液压缸速比的要求来选则,计算公式为 式(5.2)此处取0.45 得d=0.29mm3)液压缸缸筒长度L液压缸的缸筒长度L一般由最大工作行程长度决定,缸筒的长度一般不超过其内径D的20倍考虑上述因数,确定液压缸缸筒长度L=1500mm 4)最小导向长度H 当活塞杆全部外伸时,从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H ,如果导向长度过小,将使液压缸初始挠度增大,影响液压缸稳定性。对于一般的液压缸导向长度应满足:所以确定此处最小导向长度H=0.65m 5)壁厚计算: 计算公式为: 式(5.3)式中:P最大工作压力,10Mpa; 缸筒材料许用拉应力,=缸筒材料的抗拉强度极限,取600 Mpa; n安全系数,一般取n=5;代入 =0.0064(m) 选用10mm。6)缸筒外径的确定 D1=D+2=0.017+0.0128=00298mm缸底厚度10.433D2=0.4330.005=0.002165(mm) 取1=0.0036mm。注:因本液压系统的的最大工作压力不大,且驱动工件的质量较小,速度较慢。所以不需要设计缓冲装置。亦无需对缸筒壁厚,活塞杆直径和缸盖处固定螺栓直径进行强度校核。 5.3.2液压泵的计算与选择液压泵是将原动机的机械能转换为液压能的能量转换元件、液压泵作为液压元件向液压系统提供具有压力和流量的流体,即液压能。(1)确定最大工作压力: 由液压系统手册,根据以下公式求得: 式(5.4)式中:工作压力,此处为7.4MPa 系统进油路上总压力损失,由液压系统手册知,此系统为简单系统,则取将条件代入式(5.4),解得最大工作压力为7.9MPa(2)确定最大流量:由液压系统手册知,因为采用蓄能器辅助供油,则按下面的公式计算: 式(5.5)式中:液压缸的个数,此处为1; 系统泄露系数,由液压系统手册查得,此处为1.2; 机器工作周期,此处为1; 液压执行器的最大流量,由液压系统手册,此处取300L/min.将已知条件代入式(5.5),解得:(3)驱动功率的计算:由液压系统手册,根据以下公式: 式(5.6)式中:最大工作压力(MPa),此处为7.9; 最大流量()此处为; 总效率,由液压系统手册查得,此处为80%将条件代入式(5.6),解得根据前面计算过程中所得的和值选择CBF-F32齿轮泵,其技术参数如下:额定压力为25Mpa;排量为650mLr;总效率为90;驱动功率为7kW。5.3.3阀类及辅助元件的选择根据系统的工作压力和通过各个阀类元件和辅助原件的流量,选择以下元件的型号及规格如表5-2所示:表5-2液压元件型号及规格(GE系列)序号名称型号及规格1滤油器XLX-06-802卸荷溢流阀YF3-10B3二位三通电磁阀23EF3Y-E10B4单向阀YAF3-Ea10B5电控制器Y-100T6电液比例溢流阀XF3-10B7溢流阀YF3-10B8二位二通液动阀22EF3-E10B9压力继电器KF3-E3B10截止阀Y90S-61)油管 油管内径一般可参照所接元件接口尺寸确定,也可按管路中允许流速计算。本文中采用8mm,外径为10mm紫铜管;2)油箱 油箱容积根据液压泵的流量计算,取其体积V=(57) ,即V=70L。5.3.4电动机的选择根据以上条件,查液压系统手册,选择以下参数的电机:型号:Y280S-2功率:7.5KW转速:750r/min效率:91.5%最大转距:2.2Nm5.4液压系统性能验算5.4.1液压系统压力损失的验算现在液压系统的元件、安装形式、油管和管接口已经确定。所以要验算系统的总压力损失,借此可以比较准确地调节变量泵或溢流阀、保证系统的工作性能。若计算结果与前设压力损失相差较大,则应对原设计进行修正。(1)压力损失及调定压力的确定根据计算启动时管道内的液流速度为0.5m/s,通过的流量为1.5L/min,数值较小,主要的压力损失为溢流阀两端的降压,此时功率损失最大;而当系统拉紧和保压时,系统工作压力相对较小,所以不必验算。启动时液压缸的速度为此时油液在进油管中的流速为1)沿程压力损失 首先要办别管中的流态,系统采用N32液压油。室温为时,。所以有,管中为层流,则阻力损失系数不,取进、回油管长度均为2m,油液的密度,则其进油路上的沿程压力损失为2)局部压力损失 安装管道和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失,前者视管道具体安装结构而定,一般取沿程压力的10%;而后者则与通过阀的流量大小有关,若阀的额定流量和额定压力损失为和,则当通过阀的流量为时的阀的压力损失为因为GE系列10mm通径的阀的额定流量为63L/min,叠加阀10mm通径的额定流量为40L/min,而在本设计中通过每个阀的最大流量仅为9.75L/min,所以整个阀的压力损失很小,可以忽略不计 。同理,拉紧和保压回油路上流量则回油路管中的流速由此可算出:(层流),所以回油路上的沿程损失为:。3)总的压力损失 由上面的计算所得可以求出原设,这与计算结果基本吻合。4)压力阀的调定制卸荷阀的调定值应该满足保压的要求,保证泵向系统供油,因而卸荷阀调定值应略大于保压时泵的供油压力所以卸荷阀的调定压力应取2.6Mpa为宜。(2)系统发热与升温根据以上的计算可知,在启动时电动机的输入功率为拉紧时电动机的输入功率为而启动时其有用功率为拉紧时的有效功率为48.25W,所以拉紧时功率损失为276.75W,略大于启动时的功率损失249.7W,现以较大的值来校核其热平衡,求出发热升温。设油箱的三个边长在1:1:11:2:3范围内,则散热面积为:,通风良好,取,所以油液的升温为室温为20,热平衡温度为36.7165,没有超出允许范围。5.5几个问题的讨论(1) 压力。可根据额定张力大小或参考同类型机械确定。为缩小油缸尺寸 , 使液压系统结构紧凑 , 宜选用较高的工作压力。(2) 流量。因系统中设置有蓄能器 , 应分别计算启动和拉紧工况下所需流量 , 取其均方根值作为选择泵流量的依据。(3) 蓄能器容量。可按有关公式计算确定。考虑到其容量越大保压时间越长 , 泵的启动间隔也就越长 , 节能效果就越好 (但蓄能器的体积也越大 , 不便于安装和使用 ) , 蓄能器的容量应不小于拉紧油缸有杆腔的有效容积的 2倍
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本文标题:上运机驱动及拉紧装置的设计与计算【8张CAD图纸+毕业论文】【答辩优秀】
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