浅谈刮板输送机减速器的设计毕业设计说明书.doc

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1、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、

2、经济、高效平稳运行。关键词：刮板输送机；减速器；电机；传动目 录 1 设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计11.1设计条件11.2输送机简图11.3原始数据21.4设计任务22 传动方案的拟定23 电机的选择33.1计算运输机主轴的转速和功率33.2电动机的功率33.3选择电动机的型号34 运动和动力参数的计算44.1分配传动比44.2运动和动力参数计算45 传动件的设计计算55.1闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算55.2闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算86 轴的设计126.1减速器高速轴1的设计126.2减速器中间轴2的设计156.3减速器低速轴3的设计187 滚动轴承的选择与寿命计算217.

3、1减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算217.2减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算237.3减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算248 联轴器的选择268.1输入端联轴器的选择268.2输出端联轴器的选择269 键联接的选择和验算279.1联轴器与高速轴轴伸的键联接279.2小圆锥齿轮与高速轴1的键联接279.3大圆锥齿轮与中间轴2的键联接279.4小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接289.5大圆锥齿轮与低速轴3的键联接289.6输出端与联轴器的键联接2810 箱体的设计2811 减速器附件的设计2912 润滑和密封29参 考 文 献30致 谢311 设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计1.

4、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11.3原始数据 运输机链条速度：0.5m/s； 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：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图2张；2 传动方案的拟定 根据传动装置各部分的相对

5、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=66.672r/min（2）功率 pw=Fv=120.5=6kw3.2电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献1表1-2查得： 滚筒效率1=0.96； 弹性联轴器效率2=0.99； 滚动轴承效率3=0.98； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 圆锥齿轮传动效率5=0.95； 总效率=12223345=0.9620.99

6、20.9830.970.95=0.7834（2）所需电动机的功率 Pr=Pw/=6/0.7834=7659kw3.3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970r/min,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=970/66.672=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=i12i23=3.6374=14.548 因为i=i实i=0

7、.0010.05,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=7659kw n0=970r/min T0=95507659/970=955010.21/940=75406Nm（2）轴1（高速轴）P1=P012=7.659096099=7279kw n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=95507279/970=71664Nm（3）轴2（中间轴） P2=P135=72790.980.95=6777kw n2=n1/i12=9703.637=266.703r/min T2=9550P2/n2=95506777/266.667=3

8、23.5297Nm（4）轴3（低速轴） P3=P234=9.0340.980.97=8.588kw n3=n2/i23=266.6674=66.67r/min T3=9550P3/n3=95508.588/66.67=1230.169Nm（5）轴4（运输机主轴） P4=P3123=8kw n4=n3=66.67r/min T4=9550P4/n4=95508/66.67=1145.943Nm5 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

9、理，HB=217255 Hlim1=580MPa, Flim1=220MPa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217 Hlim2=560MPa, Flim2=210MPa 查参考文献3表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,则 H1=Hlim1/SH=464MPa F1=Flim1/SF=137.5MPa H2=Hlim2/SH=448MPa F2=Flim2/SF=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=Z1i12=163.525=56.4,取Z2=57 实际齿数比=Z2/Z1=3.5625 分锥角1= arctan=ar

10、ctan=15.6795 2= arctan=arctan=74.3205 取载荷系数K=1.5 由参考文献3表16.4-26de1=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=578=456 齿顶圆直径=128+28cos15.6795=143.405 456+28cos74.3205=460.324 齿根圆直径=128-2.416cos15.6795=91.029 =456-2.416cos74.3205=445.622 取齿宽系数 外锥距128/2sin15.67

11、95=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

12、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+0.75/1.173=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=217255 =580MPa =220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162217 =560MPa =210MPa（2）按

13、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=323.5297Nm 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，=(0.0070.002)300=2.16 取标准模数=4 初取=12,cos12=0.978 取=29，=429=116 精求螺旋角：, 所以=1448 =4.1378 =4.137829=119.996 齿宽=0.3300=90（3

14、）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1448，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：=323.5297Nm 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(1/29+1/116

15、)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 =116 =1448 294.1378=119.996 =1164.1378=479.985 =119.986+24=127.996 =479.985+24=487.985 =0.5(119.996+479.985)=300 =90 取=95，=906 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

16、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： MPa MPa MPa（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） 齿轮上的作用力圆周力：=1812.298N径向力：=635.078轴向力：=178.098 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（5）画弯矩图（如图4b、c） 剖面B处弯矩

17、： 水平面上弯矩=233.8Nm 垂直面上弯矩 =72.2Nm 合成弯矩=244.694 剖面C处弯矩：=9.7Nm（6）画转矩图（如图4d） 98.6Nm（7）计算当量弯矩 因单向回转，视转矩为脉动循环，则=0.602 剖面B处当量弯矩 =251.3Nm 剖面C处当量弯矩 =60.1Nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面B为危险剖面 =MPa=39.3MPa59MPa 剖面C处直径最小，为危险剖面 MPa=22.3MPaMPa 所以该轴强度满足要求。6.2减速器中间轴2的设计（1）选择材料（同轴1）（2）初步估算轴径 =37.2 考虑安装齿轮

18、加键，需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为40（3）轴的结构设计 如图5所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6a） 齿轮2上的作用力 齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示: 圆周力：=1812.298N 径向力：635.078N 轴向力：178.098N齿轮3上的作用力 圆周力：=5392.341N 径向力：=2030.259N 轴向力：=1424.718N求轴承的支反力 水平面上支反力：=-（5392.3411051812.298345）/450=131.216N =(5392.3413451812.298105)/450=3711.259N垂直面上支反力： =(1

19、78.0984560.85/2+635.078345+2030.259105-1424.718119.996/2)/450=847.365N =(1424.718119.996/2+2030.259345+635.078105-178.0984560.85/2)/450=1817.972（5）画弯矩图（如图6b、c） 剖面D处弯矩： 水平面上：=1053711.2590.001=389.7Nm 垂直面上：=1051817.9720.001=190.9Nm =(1051817.972-1424.718119.996/2)0.001 =105.4Nm 合成弯矩：=433.9Nm =403.7Nm（

20、6）画转矩图 =323.5297Nm（7）计算当量弯矩 用剖面D处的最大合成弯矩计算当量弯矩： =475Nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面D处当量弯矩最大，为危险剖面： =38MPa=59MPa 即该轴强度满足要求。6.3减速器低速轴3的设计（1）选择材料： 查参考文献4表12-1选40Cr合金钢，调质处理，=750MPa,=118MPa,=69MPa。（2）轴的结构设计 如图7所示，主要尺寸已标出。（3）轴上受力分析（如图8a）齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：=5392.341N径向力：=2030.259N轴向力：=1424.718N 求轴承的支

21、反力水平面上：=5392.341103/440=1262.298N =5392.341337/440=4130.043N垂直面上：=(2030.259103+1424.718479.985/2)440=1252.36N =(2030.259337-1424.718479.985/2)/440=777.9N（4）画弯矩（如图8b、c） 剖面C处弯矩： 水平面上：=425.4Nm 垂直面上：=422Nm =(1252.36337-1424.718478.985/2)0.001=80.1Nm 最大合成弯矩： =599.2Nm（5）画转矩图（如图8d） =1230.169Nm（6）计算当量弯矩 =69

22、/118=0.585 剖面C处当量弯矩=936.4Nm 剖面D处当量弯矩 =719.6Nm（7）判断危险剖面并验算强度 C处当量弯矩最大，为危险剖面。 MPa=27.3MPa69MPa D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 MPa=57.5MPae=0.37 查4表14-12，=1.5 =1.5(0.41474.555+1.61233.19)=3844.389N 轴承:=1055.095/3376.293=0.313e=0.37 =1.53376.293=5064.439N 因轴承相同，且,故应以作为轴承寿命计算的依据。（4）求轴承的实际寿命 已知滚子轴承=10/3 =79083h 根据设计条

23、件，使用寿命十年，第年300天，每天8小时，则L=103008=24000h 因，故所选轴承合适。7.2减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择 中间轴的轴承也是既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40,由参考文献3表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40,D=80,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查参考文献4表14-11:当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.6。（2）计算轴承的受力（如图10）求轴承的径向载荷 根据“轴的设计”中已算出的中间轴轴承的支反力， =857.464N =4132.61N 求轴承的轴向

24、载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13： =857.464/21.6=267.958N =4132.61/21.6=1291.44N轴承的轴向载荷： 其中 1424.718-178.098=1246.62N 因，使轴承被“压紧”，故： =267.958N 267.958+1246.62=1514.578N（3）求轴承的当量动载荷P 轴承：=267.958/857.464=0.313e=0.37 =1.5857.464=1286.196N 轴承：=1514.578/4132.61=0.3665L=24000h故所选轴承满足要求。7.3减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择

25、 根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献3表20.6-19选用型号为32010，其主要参数为：d=50,D=80,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。 查参考文献4表14-11：当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.4（2）计算轴承受力（如图11） 求轴向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力： 1778.146N 4202.664N 求轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献4表14-13： 1778.416/21.4=635.052N =4202.664/21.4=1500.951N 轴承的轴向载荷：其中 =1424.718N,

26、因使得轴承被“压紧”，故： =1500.951+1424.718=2925.669N =1500.951N（3）求轴承的当量动载荷 轴承:=2925.669/1778.146e=0.42 查参考文献4表14-12，=1.5 1.5(0.41778.146+1.42925.669)=7210.792N 轴承:=1500.951/4202.664=0.36L=24000h 即所选轴承满足使用要求。8 联轴器的选择8.1输入端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献415-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献4表15-1有=1.5，又因=103.

27、729Nm,所以=1.5103.729=155.59Nm 根据=155.59Nm小于公称转矩，n=940r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=48,高速轴轴伸直径d=30,查参考文献3表22.5-37，选用型其公称转矩630Nm,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=3048,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:HL3联轴器8.2输出端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献415-1，计算转矩为，依然查参考文献4表15-1有=1.5，此时T=1230.169Nm,所以=1.51230.169=1845.25Nm 根据=184

28、5.25Nm小于公称转矩，=66.67r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=50,查参考文献3表22.5-37，选用LH5型其公称转矩2000Nm,许用转速3500r/min,轴孔直径范围d=5070,孔长=142，=142，满足联接要求。 标记为:HL5联轴器9 键联接的选择和验算9.1联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30，查参考文献5表3.2-18得bh=87,因半联轴器长82，故取键长L=70，即d=30,h=7,l=L-b=62,T=98.589Nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30

29、762=30.288MPa=100MPa 故此键联接强度足够。9.2小圆锥齿轮与高速轴1的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30，查参考文献5表3.2-18得bh=108,取键长L=100，即d=30,h=8,l=L-b=90,T=98.589Nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30890=18MPa=100MPa 故此键联接强度足够。9.3大圆锥齿轮与中间轴2的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=50，查参考文献5表3.2-18得bh=149,因大圆锥齿轮齿宽71，故取键长L=64，即d=50,h=9,

30、l=L-b=50,T=323.5297Nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa, 所以41000323.5297/50950=57.5MPa=100MPa 故此键联接强度足够。9.4小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接 由于轴直径和传递转矩相同，可采用与大圆锥齿轮和中间轴之间的键联接相同的键亦可满足强度要求。9.5大圆锥齿轮与低速轴3的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=70，查参考文献5表3.2-18得bh=2012,因大圆锥齿轮齿宽为90，故取键长L=80，即d=70,h=12,l=L-b=60,T=1230.169Nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=

31、100MPa, 所以410001230.169/701260=97.6MPa=100MPa 故此键联接强度足够。9.6输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=50，查参考文献5表3.2-18得bh=149,因半联轴器长142，故取键长L=130，即d=50,h=9,l=L-b=116,T=1230.169Nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/509116=94.3MPa=100MPa 故此键联接强度足够。10 箱体的设计 箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，

32、箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。11 减速器附件的设计（1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。（2）通气器： 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。（3）轴承盖： 为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。

33、（4）定位销： 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用两个圆锥销。（5）油尺： 为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。（6）放油螺塞； 为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。（7）启箱螺钉： 为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。12 润滑和密封 齿轮传动用浸油方式润滑，圆锥滚子轴承用润滑脂润滑；轴承端盖处采用垫片密封，输入输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和

34、箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。参 考 文 献1吴相宪等主编：实用机械设计手册，中国矿业大学出版社，19932洪钟德主编：简明机械设计手册，同济大学出版社，20023机械设计手册编委会编著：机械设计手册第3卷，机械工业出版社，20044黄华梁、彭文生主编：机械设计基础（第三版），高等教育出版社，20015徐灏主编：新编机械设计师手册，机械工业出版社，1995致 谢转眼间，三年过去了，我完成了这篇学位论文，论文得到了指导老师的悉心教导，他们的点评，令我受益匪浅。论文几经修改，无不渗透着老师严谨的治学风气，在此表达我对他们的感激之意！也希望自己在今后的工作道路上继续发扬他们谦虚、严谨的学习与工作态度，以报答老师对我培育之情。最后感谢所有关心和帮助我的亲人、朋友和同学。