完整版浅谈刮板输送机减速器的设计毕业论文设计说明书.docx

完整版浅谈刮板输送机减速器的设计毕业论文设计说明书.docx

《完整版浅谈刮板输送机减速器的设计毕业论文设计说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《完整版浅谈刮板输送机减速器的设计毕业论文设计说明书.docx（38页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

完整版浅谈刮板输送机减速器的设计毕业论文设计说明书

中北大学

毕业设计说明书

浅谈刮板输送机减速器的设计

学生姓名：

学号：

学院：

函授站点：

专业：

机电一体化

指导教师：

2013年6月

刮板输送机减速器的设计

摘要

众所周知，刮板输送机作为矿井重要的运输设备，其重要性不言而喻，它对煤矿的正常运行起到重要作用。

刮板输送机是井下各个队组正常生产的重要组成，它的安全、可靠、经济合理，都将直接关系到人身、矿井和设备安全及采区生产的正常运行。

所以，在对刮板输送机的减速器选择上必须有严格的要求，这样才能保证生产的顺利进行。

本设计包括电动机选型、传动件设计、减速器设计、联轴器选型设计。

这些基本的设计应用使其设计可靠性高、功能完善、组合灵活、功耗低，保证安全、经济、高效平稳运行。

关键词：

刮板输送机；减速器；电机；传动

1设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计

1.1设计条件

（1）机器用途：

煤矿井下运煤；

（2）工作情况：

单向运输，中等冲击；

（3）运动要求：

输送机运动误差不超过7%；

（4）工作能力：

储备余量15%；

（5）使用寿命：

十年，每年300天，每天8小时；

（6）检修周期：

半年小修，一年大修；

（7）生产批量：

小批量生产；

（8）制造厂型：

中小型机械厂；

1.2输送机简图，如图1

1.3原始数据

运输机链条速度：

0.5ms；

运输机链条拉力：

16KN；

主动星轮齿数：

9；

主动星轮节距：

50mm；

1.4设计任务

（1）设计内容：

①电动机选型②传动件设计③减速器设计④联轴器选型设计；

（2）设计工作量：

①装配图1张②零件图2张；

2传动方案的拟定

根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图2：

3电机的选择

3.1计算运输机主轴的转速和功率

（1）转速

由原始数据可得主动星轮的直径d===143.3㎜,

则===66.672rmin

（2）功率

pw=Fv=12×0.5=6kw

3.2电动机的功率

（1）传动装置的总效率η

由参考文献[1]表1-2查得：

滚筒效率η1=0.96；

弹性联轴器效率η2=0.99；

滚动轴承效率η3=0.98；

圆柱齿轮传动效率η4=0.97；

圆锥齿轮传动效率η5=0.95；

总效率η=η12η22η33η4η5=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834

（2）所需电动机的功率

Pr=Pwη=60.7834=7．659kw

3.3选择电动机的型号

根据工作条件：

煤矿下运输，应选择防爆电机。

查参考文献[2]表7-2-2选择电动机的型号为Y160L-6，额定功率11kw，满载转速970rmin,电动机轴伸直径48mm。

4运动和动力参数的计算

4.1分配传动比

（1）总传动比：

i=97066.672=14.549

（2）各级传动比：

直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.637

斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i23=4

（3）实际总传动比

i实=i12·i23=3.637×4=14.548

因为Δi=i实－i=0.001<0.05,故传动比满足要求。

4.2运动和动力参数计算（各轴标号见图2）

（1）轴0（电动机轴）

P0=Pr=7．659kw

n0=970rmin

T0=9550×7．659970=9550×10.21940=75．406N·m

（2）轴1（高速轴）

P1=P0·η1·η2=7.659×0．96×0．99=7．279kw

n1=n0=970rmin

T1=9550P1n1=9550×7．279970=71．664N·m

（3）轴2（中间轴）

P2=P1·η3·η5=7．279×0.98×0.95=6．777kw

n2=n1i12=970÷3.637=266.703rmin

T2=9550P2n2=9550×6．777266.667=323.5297N·m

（4）轴3（低速轴）

P3=P2·η3·η4=9.034×0.98×0.97=8.588kw

n3=n2i23=266.667÷4=66.67rmin

T3=9550P3n3=9550×8.58866.67=1230.169N·m

（5）轴4（运输机主轴）

P4=P3·η1·η2·η3=8kw

n4=n3=66.67rmin

T4=9550P4n4=9550×866.67=1145.943N·m

5传动件的设计计算

5.1闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料，确定许用应力

由参考文献[3]表16.2-60，表16.2-64及图16.2-17,图16.2-26,

小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217～255

σHlim1=580MPa,σFlim1=220MPa

大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162～217

σHlim2=560MPa,σFlim2=210MPa

查参考文献[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,则

[σH]1=σHlim1SH=464MPa

[σF]1=σFlim1SF=137.5MPa

[σH]2=σHlim2SH=448MPa

[σF]2=σFlim2SF=131.25MPa

（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数

取齿数Z1=16，则Z2=Z1·i12=16×3.525=56.4,取Z2=57

实际齿数比μ=Z2Z1=3.5625

分锥角δ1=arctan=arctan=15.6795°

δ2=arctan=arctan=74.3205°

取载荷系数K=1.5

由参考文献[3]表16.4-26

de1＇=1951=1951×=112.711㎜

大端模数m=de1＇Z1=7.04

查参考文献[3]表16.4-3，取m=8

（3）齿轮参数计算

大端分度圆直径d=zm=128㎜

d=zm=57×8=456㎜

齿顶圆直径=128+2×8×cos15.6795°=143.405㎜

456+2×8×cos74.3205°=460.324㎜

齿根圆直径=128-2.4×16cos15.6795°=91.029㎜

=456-2.4×16cos74.3205°=445.622㎜

取齿宽系数

外锥距1282sin15.6795°=236.866㎜

齿宽71.06㎜,取b=71㎜

中点模数6.8㎜

中点分度圆直径108.8㎜

387.6㎜

当量齿数16.618,210.911

当量齿轮分度圆直径113㎜

1434.129㎜

当量齿轮顶圆直径126.6㎜

1447.729㎜

当量齿轮根圆直径106.185㎜

1347.64㎜

当量齿轮传动中心距773.5645㎜

当量齿轮基圆齿距20.064㎜

啮合线长度=34.368㎜

端面重合度1.713

齿中部接触线长度=59.104㎜

（4）验算齿面接触疲劳强度

由参考文献[4]式5-49得：

取，，代入各值可得：

小齿轮

=273.213MPa<=464MPa

大齿轮

=138.927MPa<=448MPa

故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。

（5）校核齿轮弯曲疲劳强度

由参考文献[4]式5-47得：

式中查参考文献[3]图16.4-25得：

，

再由参考文献[3]式16.4-12

=0.25+0.751.173=0.688

所以

=20.025MPa<=137.5MPa

即齿轮的弯曲强度也满足要求。

5.2闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力

由参考文献[3]表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：

小齿轮：

45号钢，调质处理，HB=217～255

=580MPa=220MPa

大齿轮：

45号钢，正火处理，HB=162～217

=560MPa=210MPa

（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数

由参考文献[3]表16.2-33

式中：

小齿轮传递的转矩=323.5297N·m

载荷系数取K=1.5

齿宽系数取=0.3

齿数比暂取=4

许用接触应力：

按参考文献[3]表16.2-46，取最小安全系数=1.25，按大齿轮计算：

=448MPa

将以上数据代入计算中心距的公式得：

=300.607㎜

圆整为标准中心距㎜

按经验公式，=（0.007～0.002）×300=2.1～6㎜

取标准模数=4㎜

初取β=12°,cos12°=0.978

取=29，==4×29=116

精求螺旋角β：

所以β=14°48′

=4.1378㎜

=4.1378×29=119.996㎜

齿宽=0.3×300=90㎜

（3）校核齿面接触疲劳强度

按参考文献[4]式5-39

式中：

分度圆上的圆周力=5392.341N

查参考文献[3]表16.2-43,

节点区域系数按β14°48′，x=0查参考文献[3]图16.2-15,=2.41

重合度系数取=0.88

螺旋角系数

代入数据：

=312.663MPa<=448MPa

故接触疲劳强度满足要求。

（4）校核齿根弯曲疲劳强度

按参考文献[4]式5-37

式中：

=323.5297N·m

复合齿形系数：

首先计算当量齿数

=128.4

由此查参考文献[3]图16.2-23得=4.12,=3.94

重合度与螺旋角系数：

首先按参考文献[4]式5-12计算端面重合度

=[1.88-3.2（129+1116）]×0.9667=1.684

据此查参考文献[3]图16.2-25得=0.62

代入数据：

=59.369MPa

计算许用弯曲应力:

查参考文献[3]表16.2-46取=1.6

按大齿轮计算则=131.25MPa

可见，故弯曲疲劳强度满足要求。

（5）主要几何尺寸

=4㎜=4.1378㎜=29=116β=14°48′

29×4.1378=119.996㎜

=116×4.1378=479.985㎜

=119.986+2×4=127.996㎜

=479.985+2×4=487.985㎜

=0.5×（119.996+479.985）=300㎜

=90㎜

取=95㎜，=90㎜

6轴的设计

6.1减速器高速轴1的设计

（1）选择材料

由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献[4]表12-1得材料的力学性能数据为：

MPaMPaMPa

（2）初步估算轴径

由于材料为45钢，查参考文献[3]表19.3-2选取A=115，则得：

=25.04㎜

考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为30㎜

（3）轴的结构设计

如图3所示，主要尺寸已标出.

（4）轴上受力分析（如图4a所示）

①齿轮上的作用力

圆周力：

=1812.298N

径向力：

=635.078

轴向力：

=178.098

②求轴承的支反力

水平面上支反力：

垂直面上支反力：

=487.649N

=1065.057N