3137 螺旋运输机的设计(水平放置)
3137 螺旋运输机的设计(水平放置),螺旋,运输机,设计,水平,放置
xxxxxxx毕 业 设 计 说 明 书题 目: 螺旋运输机的设计(水平放置)专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: xxxxxxx 姓 名: xxxxxxx 指导教师: xxxxxxx 完成日期 2012 年 5月 30日 xxxxxxx毕业论文(设计)任务书论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 学号:xxxxxxx 姓名:xxxxxxx 专业:机械设计制造及其自动化 指导教师: xxxxxxx 系主任: 周友行 一、主要内容及基本要求 主要内容: 螺旋运输机的设计(水平放置) 运输物料:干燥煤粉 = 850 kg/m 运 输 量: 25 t/h 运输长度: 12 m 基本要求: 总装图:A0 (1 张) ,主要零件工作图(折合为 1 张 A0 图) 。 设计说明书一份(打印 7000 字以上) 翻译外文资料(3000 字符以上) 严格按照设计进度进行 二、重点研究的问题(1)研究螺旋运输机的工作原理 (2)主要零部件的结构设计 减速器的设计 三、进度安排序号 各阶段完成的内容 完成时间1 熟悉课题、调研、收集资料 第 1-3 周2 方案设计、论证 第 3-5 周3 总体设计、机械设计计算 第 6-7 周4 绘制装配图、主要零件工作图 第 8-10 周5 撰写说明书、翻译资料、准备答辩 第 11-13 周6 写出正式稿 第 14 周8 答辩 2012 年 5 月 31 日四、应收集的资料及主要参考文献1 龚桂义. 机械设计课程设计指导书M. 2 版. 北京:高等教育出版社, 1990 年.2 濮良贵,纪名刚. 机械设计M. 8 版. 北京:高等教育出版社, 2006 年.3 吴宗泽,罗圣国. 机械设计课程设计设计手册M. 3 版 . 北京:高等教育出版社,2006 年.4 唐金松. 简明机械设计手册M. 2 版. 上海:上海科学技术出版社, 2000 年.5 龚桂义. 机械设计课程设计图册. 3 版M. 北京:高等教育出版社, 1987 年.6 成大先. 机械设计手册M. 5 版. 北京:化学工业出版社, 2008 年.7.詹启贤主编.自动机械设计.北京:轻工业出版社.19878 吴战国,武东主编.造型技巧M. 北京:机械工业出版社, 2004.9 周良德,朱泗芳等编著.现代工程图学M. 长沙: 湖南科学技术出版社,2000.10 孙桓,陈作模主编.机械原理(第七版)M. 北京:高等教育出版社, 2006.xxxxxxx毕业论文(设计)评阅表学号 xxxxxxx 姓名 李 毅 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 评价项目 评 价 内 容选题1.是否符合培养目标,体现学科、专业特点和教学计划的基本要求,达到综合训练的目的;2.难度、份量是否适当;3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力;2.是否有综合运用知识的能力;3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力;4.是否具备一定的外文与计算机应用能力;5.工科是否有经济分析能力。论文(设计)质量1.立论是否正确,论述是否充分,结构是否严谨合理;实验是否正确,设计、计算、分析处理是否科学;技术用语是否准确,符号是否统一,图表图纸是否完备、整洁、正确,引文是否规范;2.文字是否通顺,有无观点提炼,综合概括能力如何;3.有无理论价值或实际应用价值,有无创新之处。综合评价评阅人: 2012 年 5 月 日xxxxxxx毕业论文(设计)鉴定意见学号:xxxxxxx 姓名: 李 毅 专业: 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计说明书) 35 页 图 表 5 张论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 内容提要:本毕业设计的主要内容是关于水平放置的螺旋运输机的设计,螺旋输送机是目前铸造车间中常用的连续运输设备之一,主要用于煤粉、粘土粉的运输也可以输送新砂和处理后的旧砂。对石灰石、焦炭、灰渣及清砂时所用的铁丸等小块及粒状物料,也能输送。结构简单、横截面尺寸小、密封性好、工作可靠、制造成本低,便于中间装料和卸料,输送方向可逆向,也可同时向相反两个方向输送。但是目前国内外螺旋输送机的技术差距很大,特别是大型螺旋输送机的关键核心技术上的差距。设计中涉及蜗轮蜗杆减速箱的设计计算,包括轴的设计,以及轴承的校核。通过设计,熟悉了螺旋运输机的发展现状以及其工作原理,对今后从事机械方面的工作有大帮助。指导教师评语该同学毕业设计过程中,态度一般。完成了主要设计参数的计算,绘制了三维模型和设计了二维装配图和主要零部件图纸,其工作量虽然适当,但结构设计存在较大的缺陷并没有按照要求加以完全改正,考虑到该同学的学习态度后阶段有所改善和自主完成设计任务,最终基本达到本科生毕业设计的目的和要求。同意其参加答辩。指导教师: 2012 年 5 月 日答辩简要情况及评语答辩小组组长: 2012 年 5 月 日答辩委员会意见经答辩委员会讨论,同意该毕业论文(设计)成绩评定为答辩委员会主任: 2012 年 5 月 日目 录摘要第一章 绪论 11.1螺旋运输机的原理与特点 1 1.2螺旋运输机的主要现状 11.3螺旋运输机的发展趋势 21.4煤矿螺旋运输机的技术发展趋势 5第二章 结构方案拟定 62.1设计要求 62.2设计原理 6第三章 主要参数确定 83.1功率计算与驱动装置的选择 83.2螺旋直径与转数确定 93.3驱动装置的设计 113.4传动零件的设计计算 143.5轴的设计 193.6轴承及联轴器的校核 253.7箱体结构的设计 283.8减速器其他零件的选择 303.9减速器的润滑 33设计心得 34参考文献 35螺旋运输机的设计摘要:螺旋输送机具有结构简单,制做成本低,密封性强、操作安全方便等优点,中间可多点装、卸料。广泛用于化工、 建材、冶金、粮食等部门,在倾角 20 的情况下,输送粘度不大、不易变质、不蝗结块的粉状、颗粒状和小块物料。螺旋机广泛应用于各行业,如建材、化工、电力、冶金、煤矿炭、粮食等行业,适用于水平或倾斜输送粉状、粒状和小块状物料,如煤矿、灰、渣、水泥、粮食等,物料温度小于 200。螺旋机不适于输送易变质的、粘性大的、易结块的物料。在混凝土搅拌站中,螺旋输送机的作用得到了最大的体现.由驱动装置封闭槽箱和螺旋组成借螺旋转动将槽箱内的煤推移输出。关键词:螺旋输送机,卸料,物料,驱动装置,螺旋Screw conveyor designAbstract: The screw conveyor is simple in structure, low cost production, tightness, and the advantages of safe and convenient operation, the middle point can be loaded, discharge. Widely used in chemical industry, building materials, metallurgy, food and other departments, in the angle 500 kW 时,可控 CST 软起动显示出优越性。由于可控软起动是将行星齿轮减速器的内齿圈与湿式磨擦离合器组合而成(即粘性传动) 。通过比例阀及控制系统来实现软起动与功率平衡,其调节精度可达 98% 以上。但价格昂贵,急需国产化。3、技术性能上差距我国螺旋输送机的主要性能与参数已不能满足高产高效矿井的需要,尤其是顺槽可伸缩螺旋输送机的关键元部件及其功能如自移机尾、高效储带与张紧装置等与国外有着很大差距。装机功率 我国工作面顺槽可伸缩螺旋输送机最大装机功率为 4250 kW,国外产品可达 4970 kW,国产螺旋输送机的装机功率约为国外产品的 30%40%,固定螺旋输送机的装机功率相差更大。 运输能力 我国螺旋输送机最大运量为 3000 t/h,国外已达 5500 t/h。最大输送带宽度 我国螺旋输送机为 1400 mm,国外最大为 1830 mm。4带速 由于受托辊转速的限制,我国螺旋输送机带速为 4m/s,国外为 5m/s 以上。工作面顺槽运输长度 我国为 3000 m,国外为 7300m。自移机尾 随着高产高效工作面的不断出现,要求顺槽可伸缩螺旋输送机机尾随着工作面的快速推进而快速自移。国内自移机尾主要依赖进口,主要有 2 种:(a)随转载机一起移动的由英国 LONGWALL 公司生产的自移机尾装置。 (b)德国DBT 公司生产的自移机尾装置。前者只有一个推进油缸,后者则有 2 个推进油缸。LONGWALL 公司生产的自称机尾用于在国内带宽 1.2 m 的输送机上,缺点是自移机尾输送带的跑偏量太小,纠偏能力弱,刚性差。德国生产的自移机尾在国内使用效果优于前者,水平、垂直 2 个方向均有调偏油缸,纠偏能力强。因此,前者还需完善,后者则需研制。但对自移机尾的要求是共同的,既要满足输送机正常工作时防滑的要求,又要满足在输送机不停机的情况下实现快速自移。高效储带与张紧装置 我国采用封闭式储带结构和绞车红紧为主,张紧小车易脱轨,输送带易跑偏,输送带伸缩时,托辊小车不自移,需人工推移,检修麻烦。国外采用结构先进的开放式储带装置和高精度的大扭矩、大行程自动张紧设备,托辊小车能自动随输送带伸缩到位。输送带有易跑偏,不会出现脱轨现象。输送机品种 机型品种少,功能单一,使用范围受限,不能充分发挥其效能,如拓展运人、运料或双向运输等功能,做到一机多用;另外,我国煤矿的地质条件差异很大,在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求,如弯曲、大倾角(+25 )直至垂直提升等,应开发特殊型专用机种螺旋输送机。4、可靠性、寿命上的差距输送带抗拉强度 我国生产的织物整芯阻燃输送带最高为 2500 N/mm,国外为 3150 N/mm。钢丝绳芯阻燃输送带最高为 4000 N/mm,国外为 7000 N/mm。输送带接头强度 我国输送带接头强度为母带的 50%65%,国外达母带的70% 75%。托辊寿命 我国现有的托辊技术与国外比较,寿命短、速度低、阻力大,而美国等使用的新型注油托辊,其运行阻力小,轴承采用稀油润滑,大大地提高了托辊的使用寿命,并可作为高速托辊应用于螺旋输送机上,使用面广,经济效益显著。我国输送机托辊寿命为 2 万 h,国外托辊寿命 59 万 h,国产托辊寿命仅为国外产品的 30%40%。输送机减速器寿命 我国输送机减速器寿命 2 万 h,国外减速器寿命 7 万 h。螺旋输送机上下运行时可靠性差5、 控制系统上差距驱动方式 我国为调速型液力偶合器和硬齿面减速器,国外传动方式多样,如5BOSS 系统、 CST 可控传动系统等,控制精度较高。监控装置 国外输送机已采用高档可编程序控制器 PLC,开发了先进的程序软伯与综合电源继电器控制技术以及数据采信、处理、存储、传输、故障诊断与查询等完整自动监控系统。我国输送机仅采用了中档可编程序控制器来控制输送机的启动、正常运行、停机等工作过程。虽然能与可控启(制)支装置配合使用,达到可控启(制)动、带速同步、功率平衡等功能,但没有自动临近装置,没有故障诊断与查询等。输送机保护装置 国外螺旋输送机除安装防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外,近年又开发了很多新型监测装置:传动滚筒、变向滚筒及托辊组的温度监测系统;烟雾报警及自动消防灭火装置;纤维织输送带纵撕裂及接头监测系统;防爆电子输送带秤自动计量系统。这些新型保护系统我国基本处于空白。而我国现有的打滑、堆煤、溜煤眼满仓保护,防跑偏、超温洒水,烟雾报警装置的可靠性、灵敏性、寿命都较低。1.4 煤矿螺旋输送机技术的发展趋势(1) 设备大型化、提高运输能力为了适应高产高效集约化生产的需要,螺旋输送机的输送能力要加大。长距离、高带速、大运量、大功率是今后发展的必然趋势,也是高产高效矿井运输技术的发展方向。在今后的 10a 内输送量要提高到 30004000 t/h,还速提高至 46m/s,输送长度对于可伸缩螺旋输送机要达到 3000m。对于钢绳芯强力螺旋输送机需加长至5000m 以上,单机驱动功率要求达到 10001500 kW,输送带抗拉强度达到 6000 N/mm(钢绳芯)和 2500 N/mm(钢绳芯) 。尤其是煤矿井下顺槽可伸缩输送技术的发展,随着高产高效工作面的出现及煤炭科技的不断发展,原有的可伸缩螺旋输送机,无论是主参数,还是运行性能都难以适应高产高效工作面的要求,煤矿现场急需主参数更大、技术更先进、性能更可靠的长距离、大运量、大功率顺槽可伸缩螺旋输送机,以提高我国螺旋输送机技术的设计水平,填补国内空白,接近并赶上国际先进工业国的技术水平。其包含 7 个方面的关键技术:螺旋输送机动态分析与监控技术;软起动与功率平衡技术;中间驱动技术;自动张紧技术;新型高寿命高速托辊技术;快速自移机尾技术;高效储带技术。(2) 提高元部件性能和可靠性设备开机率的高与低主要取决于元部件的性能和可靠性。除了进一步完善和提高现有元部件的性能和可靠性,还要不断地开发研究新的技术和元部件,如高性能可控软起动技术、动态分析与监控技术、高效贮带装置、快速自移机尾、高速托辊等,使螺旋输送机的性能得到进一步的提高。(3) 扩大功能,一机多用化6拓展运人、运料或双向运输等功能,做到一机多用,使其发挥最大的经济效益。开发特殊型螺旋输送机,如弯曲螺旋输送机、大倾角或垂直提升输送机等。第二章 结构方案的拟定2.1 设计要求螺旋运输机设计(水平放置)具体参数:运输物料:干燥煤粉 3/850mkg运 输 量:25t/h 运输长度:12 m(1) 研究螺旋运输机的工作原理;(2) 主要部件的结构设计(蜗轮蜗杆减速器的设计) 。2.2 设计原理1、水平螺旋运输机的机构如图 2-11.轴承;2.传动轮;3.进料口;4.中间轴承;5.螺旋;6.机壳;7.卸料口;8.支座;9.料槽;图 2-1 螺旋运输机的机构2、螺旋叶片的种类及选择 如图 2-27图 2-2 螺旋叶片当运送干燥的小颗粒或粉状物料的时候,宜采用实体式螺旋。本设计是运输煤粉,所以选取实体式螺旋的叶片。3 螺旋轴 如图 2-31.轴 ;2.螺钉;3.连接轴;4.螺旋面;5 衬套;图 2-3 螺旋轴4 螺旋轴的连接-轴承 如图 2-481.轴; 2.轴连接; 3.对开式滑动轴承图 2-4 轴承第三章主要参数确定3.1.功率计算与驱动装置的选择螺旋输送机的电动机功率是有其机构运动过程中所产生的阻力来决定的。其阻力由下述各部分组成:物料对槽体的摩擦阻力;物料对螺旋面的摩擦阻力;中间轴承装置和尾部轴承装置内的摩擦阻力;承受轴向力的止推轴承装置内的摩擦阻力;当物料向上倾斜输送时产生的重力分力的阻力;9物料在运移途中被搅拌、碾轧、以及在中间轴承装置处的堆积等情况所产生的各项附加阻力。所有的这些阻力中,最后一项阻力,即各项附加阻力无法从理论上算得,因而尽管已知各摩擦系数求出其余各项的阻力后,总的阻力仍无法计算出。所以,在决定输送机的螺旋轴功率时,常常是利用螺旋输送机在生产实践中得出的物料总阻力系数表示,由下述经验公式决定:=0HLQ0367式中 -螺旋轴所需要之功率(千瓦) ;k -功率备用系数;Q-生产率(吨/时) ;-物料总阻力系数;0L-输送机水平投影长度(米) ;H-输送机垂直投影高度(米) 。查表得 =1.2 0由于输送机水平放置 H=0 =1.2 =0.98093(千瓦)012.3675额定功率 N= (千瓦) 选用 JJ 型驱动 取 =0.940N所以 N=1.0435(千瓦)3.2 螺旋直径与转数的确定螺旋直径的确定螺旋叶片直径主要取决于输送量和被送物料的特性及块状大小。对没有强烈粘性的物料,它可按下述公式计算:D= (米)5.2CQK式中 D-螺旋叶片直径(米) ;Q-物料的输送量(吨/时) ;-物料的堆积比重(T/ )3M10-水平输送时物料在输送机内的充填系数;K-表示物料综合特性的经验系数;C-倾斜向上输送时输送量的校正系数,其值与输送机的轴线和水平面的夹角有关。有已知得 Q=25t/h查表 有 =0.6t/m3 =0.40 K=0.0415 C=0所以 D=0.045 =288.5mm5.2160.4把直径 D 圆整 D=300mm螺旋轴转速的确定(转/分)nA式中 n-螺旋轴最大许可转数;D-选定的标准螺旋叶片直径;A-物料综合特性。查表得 A=75所以 136.9 转/分=137 转/分Dn75求得的转速应圆整为螺旋轴的标准转速值 所以取 n=120 转/ 分螺旋叶片形式采用实体螺旋面 螺距 S=0.8D=240mm填充系数的验算342.016.24013.4754722 nCsDQ由于校核得到的 值与推荐数值 =0.35-0.45 很接近 取 n 降低一级 n=90 转/分时, =0.456 超过 0.45 所以计算结果取 D=300mm n=120 转/分 校核 许用千瓦转速比 及许用悬臂载荷nNPnN0P082.193.011查表 当 D=300mm 时 =0.100nN由于 0.008245 HRC,可以从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 =268 MPaH/应力循环次数 N=60J L =1.052nh810寿命系数 =0.7453HNK则 = =268 0.7453 /MPa=199.75 MPa16(6) 计算中心距 =83.86 mm232)(HEZKTa去中心距 a=160 mm因为 I12,从表 11-2 中取模数 m=5,蜗杆分度圆直径 =50 1dmm 。这时 =0.3125,从图 11-18 中可查得接触系数 =3.05ad1 Z/因为 因此以上计算结果可用。Z/蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距 =3.14 5=15.7 mm;直径系数 q=10;aP齿顶圆直径 =50+2 5=60 mm;1ad齿根圆直径 =50-2.4 5=38 mm;1f分度圆导程角 r= ;/05482蜗杆轴向齿厚 s =7.85 mm.a(2) 蜗轮蜗轮齿数 =53,变位系数 =+0.5;2z2x验算传动比 I= =13.25,这时传动比误差为 10.4%,是允许的。1蜗轮分度圆直径 =212 mm;22mzd蜗轮喉圆直径 mm;210)(xhaa17蜗轮齿根圆直径 mcxhdaf205.1)(蜗轮咽喉母圆半径 arg49/16225.校核齿根弯曲疲劳强度 FFYamdKT22153.当量齿数 =66.258.053cosZv根据 =+0.5 , =66.25 从图 11-19 可查得齿形系数 2x2v 08.2YFa螺旋角系数 =0.8443;014Y许用弯曲应力 FNFK/从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56 MPa./F寿命系数 =0.5962 FN=56 0.5962=33.3872 MPaFK/=5.54 MPa843.025210.873.5弯曲强度是满足的。6.验算效率 =(0.95-0.96) )tan(218已知 ; ; 与相对滑动速度 有关。08.21vvfarctnsv= =3.947 m/s sv018.2os6d从表 11-18 中用插值法查得 =0.0245, =1.417;vfv代入式得 =0.93 ,大于原始估算值,因此不用重算。因为 = =3.947 m/s 查表得 减速箱采用蜗杆下置式。sv018.2cos60nd7.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度,侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T 10089-1988.然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度,此处从略。8.热平衡核算估算散热面积 A : A= =0.75 75.1)0(3.a3m验算油的工作温度 ti室温 t ,通常取 20 散热系数取较大值 17.45 W/(0C0 ).02Ct = =26.9 小于 80i 01)(tAKPs0所以油温未超标。9.润滑方式根据 = =3.947 m/s 查表 11-21 采用油池润滑。sv018.2cos60nd3.5.轴的设计蜗轮轴的设计1.初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理。根据表 15-193,选取 =120,于是得0A= =24.41 mm mind30PA输出轴的的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴直径21d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。21d联轴器的计算转矩 Tc=KT=K9550 =1.5 82819=124228.5 N.mmnP由 Tc、d 根据机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第 334 页表 14-13 可查得选用 HT5 号弹性柱销联轴器. 其公称转矩为 125000 N.mm半联轴器孔径 =25 mm ,故取 =25 mm.半联轴器长度 L=62 mm,半联轴器与轴121d配合的毂孔长度 =44 mm.L2.轴的结构设计 (1) 拟定轴上的零件装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2 断轴右端需制出一轴肩。定位轴肩的高度在(0.07-0.1 )d 范围内,故 = +2h=28.5 mm ,取标准直径 30 mm.右端用轴端挡2d1圈定位,按轴端直径取挡圈直径为 38 mm,半联轴器与轴孔相配合的毂孔长度 =44 1Lmm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1-2 段的的长度应比略短一些,现取 =42 mm.1L21L2)初步确定滚子轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =30 mm,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙32d组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30207.其尺寸为 d D T=35 72 18.25.故=35 mm。而 =18.25 mm.7643d87L右端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30207 型轴承的定位轴肩高度 h=6 mm,因此取 =35+2 6=47 mm.65d20又因为轴环高度 b=1.4h=8.4 ,所以取 12 mm,即 =12 mm.65L3)蜗轮的轴段直径蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩,左端与左轴承之间采用套筒定位。因为 =35+2 6=47 mm. 取 h=0.074d 所以 =47-2h=40 mm.65d54d与传动零件相配合的轴段,应略小于传动零件的轮毂宽;蜗轮轮毂宽度为 =(1.2 1.5) =48-60 mm2B54d取 =60 mm,即 =56 mm.254L4) 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30 mm,故 =20+30=50 mm.32L5) 取蜗轮与箱体内壁距离为 a=16 mm,滚动轴承应距箱体一段距离 S,取 S=8 mm,已知滚动轴承 30207 宽度 T=18.25 mm,蜗轮轮毂长 60 mm.则 =18.25+8+16+(60-56)=46.25 mm54L至此已初步确定了轴的各段直径和长度L =42+50+46.25+56+12+15+18.25=239.5 mm总如图 3-1图 3-1 蜗轮轴21(3) 轴上零件的周向定位蜗轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,由表 6-1 查得平键截面 b h=128,键槽用键槽铣刀加工,长为 45 mm,同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ,同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为67hHb h l=8 7 32,半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 M6。(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参看表 15-2,取倒角为 1 45 ,1.6 ,各轴肩处的圆角见蜗轮草图。00453.求轴上的载荷蜗轮分度圆直径 =212 mm,转矩 T=82.819 N.M2d蜗轮的切向力 Ft= =781.3 N23T蜗轮的径向力 = Ft =306.27 NFcostan蜗轮的轴向力 Fa= Ft =312.5 Nt根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a 值,对于 30207 型圆锥滚子轴承,由手册中查得 a=15.5,因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 =58.95+57395=116.9 mm32L根据轴的计算图做出轴的弯矩扭矩图。表 3-4 载 荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F=300.5 N, =480.8 1N2NFN=54.1 N, =252.17 1NF2NN弯矩 M =9033.8 N.mmH=12774.6 N.mm,1VM=407.5 N.mm222总弯矩N.mm08.1564.278.9031 MN.mm9.4.2扭矩 T=82819 N.mm3如图 3-2图 3-2 弯矩扭矩图蜗杆轴的设计选取轴的材料 考虑到减速器为普通用途中小功率减速传动装置,轴主要传递蜗轮的转矩,故选取 45 钢,调质处理,硬度 HBS-230.抗拉强度 =640,屈服强度极限 =355,弯曲s疲劳强度极限 =275,剪切疲劳极限 =155,许用弯曲应力 =60.111231.最小直径的估算= =11.7 mm mind30PATc=KT=K9550 =1.58803=13204.5 N.mmnP由 Tc、d 根据机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第 334 页表 14-13 可查得选用 HT3 号弹性柱销联轴器.标准孔径 d=16 mm,联轴器与轴配合的毂孔长度为 30 mm.故取 =16 mm21轴的结构设计从轴段 =16 mm 开始逐渐选取轴段直径, 右端非定位轴肩,且安装密封21d 1d毡圈,取 =25 mm, 段与轴承的内径相配合,为了便于轴承的安装,选定轴承型号3为圆锥滚子轴承 30206,取 =30 mm。3d轴承 30206 的 =30 62 17.25 TD取 = =30 mm9d3其定位作用 由 h=(0.07-1) =21-30 mm4 3d取 =42 mmhd2348和 为退刀槽 取 = =30 mm5d757取蜗杆齿顶圆直径 =60 mm6 6d=联轴器轴孔长度 30-2=28 mm1L的长度:轴承端盖总宽度 20 mm。取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为 35 2mm. =20+35=55 mm.轴段的长度,参照蜗轮轴承的长度选取 3da=16 mm, s=8 mm, 圆锥滚子轴承的 T=17.25 mm24所以 7+8+17.25=32.25 mm3L取 =35 mm =39和 为退刀槽那段轴段长度 4d5=35 mm 同理 =35 mm87L轴段的长度 616b查表 11-4 =89 mmmZ).052(21当 me 时 Fra有 P= 其中 x=0.4 查手册得圆锥滚子轴承 30207 的 Y 值为 1.6)(YFarfp所以 P=1.5(122.132+821.408)=1415.31 N当 =e 时 有 P=1.5Fr=1.5542.92=814.38 Nra验算轴承的寿命 因为 P1 P2 按轴承的受力大小计算 对于圆锥滚子轴承 )1(60PcnLh31026故 =3.56 h 远远大于 15000 h hL710故轴承寿命满足要求 ,所选轴承合格。键的校核 (1) 选用普通平键( A 型)按低速轴装蜗轮处的轴径 d=45mm,以及轮毂长 =30mm,l查表,选用键 128 GB109679。(2) 强度校核键材料选用 45 钢,查表知 ,键的工作长度MPap120mm, mm,按公式的挤压应力mbLl3124548hkPakldTp 37.14089.0小于 ,故键的联接的强度是足够的。p低速轴输入端的联轴器计算转矩 ,查表取 ,TKAca5.1A mNTKAca 5.1248895.1查表选用 TL5 型弹性套柱销联轴器,材料为 35 钢,许用转矩 ,许用转速 r/min,标记:TL5 联轴器 42114 GB432384。460n选键,装联轴器处的轴径为 25mm,选用键 128 GB109679,对键的强度进行校核,键同样采用 45 钢,有关性能指标见(六) ,键的工作长度mm, mm,按公式的挤压应力50126bLl428hk ,合格。所以低速级选用的MPakldTp 5.9410.33 p联轴器为 TL5 联轴器 42114 GB432384,所用的联结键为 1270 GB109679。高速轴输出端的联轴器根据高速轴的结构尺寸以及转矩,选用联轴器 TL3 联轴器 63114 GB432384,所用的联结键为 1890 GB109679,经过校核计算,选用的键是符合联结的强度要求的,具体的计算过程与上面相同,所以省略。273.7.箱体结构的设计表 3-5 箱体的结构尺寸减速器箱体采用 HT200 铸造,必须进行去应力处理。设计内容 计 算 公 式 计算结果箱座壁厚度 =0.04160+3=9.4m8304.ama 为蜗轮蜗杆中心距取=10mm箱盖壁厚度 1 =0.8510=8.5mm85.01 取1=10mm机座凸缘厚度 b b=1.5 =1.510=15mm b=15mm机盖凸缘厚度 b1 b1=1.51=1.510=15mm b1=15mm机盖凸缘厚度 P P=2.5=2.510=25mm P=25mm地脚螺钉直径 d d=20mm d=20mm地脚螺钉直径 d d=20mm d=20mm地脚沉头座直径 D0 D0=48mm D0=48mm地脚螺钉数目 n 取 n=4 个 取 n=4L1=32mm L1=32mm底脚凸缘尺寸(扳手空间)L2=30mm L2=30mm轴承旁连接螺栓直径 d1 d1= 16mm d1=16mm轴承旁连接螺栓通孔直径d1 d1=17.5 d1=17.5轴承旁连接螺栓沉头座直径 D0 D0=32mmD0=32mm28C1=24mm C1=24mm剖分面凸缘尺寸(扳手空间) C2=20mm C2=20mm上下箱连接螺栓直径 d2 d2 =12mm d2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径d2 d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mmD0=26mmC1=20mm C1=20mm箱缘尺寸(扳手空间)C2=16mm C2=16mm轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mmn=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径 d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm圆锥定位销直径 d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm减速器中心高 H H=340mm H=340mm轴承旁凸台半径 R R=C2=16mm R1=16mm轴承旁凸台高度 h 由低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。 取50mm轴承端盖外径 D2 D2=轴承孔直径+(55.5) d3 取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离 K K= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm轴承旁连接螺栓的距离 S 以 Md1 螺栓和 Md3 螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取 S=D2 S=180蜗轮轴承座长度(箱体内壁至轴承座外端面的距离) L1=K+=56mmL1=56mm29蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =12mm2.1取=12mm1蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm2取=12mm2机盖、机座肋厚 m1,m m1=0.851=8.5mm, m=0.85=8.5mmm1=8.5mm, m=8.5mm以下尺寸以参考文献机械设计、机械设计基础课程设计 王昆等主编 高等教育出版社 表 3-6 1995 年表 6-1 为依据蜗杆顶圆与箱座内壁的距离=40m6m轴承端面至箱体内壁的距离=4mm3箱底的厚度 20mm轴承盖凸缘厚度e=1.2 d3=12mm箱盖高度 220mm箱盖长度(不包括凸台)440mm蜗杆中心线与箱底的距离115mm箱座的长度(不包括凸台)444mm装蜗杆轴部分的长度460mm箱体宽度(不包括凸台)180mm 箱底座宽度 304mm蜗杆轴承座孔外伸长度8mm蜗杆轴承座长度 81mm蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm3.8、减速器其他零件的选择经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计,经校核确定以下零件:表 3-7 键 单位:mm安装位置 类型 b(h9 h(h11 L9(h1430) ) )蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB1096-90键107010 8 70蜗轮与蜗轮轴联接处GB1096-90键2511025 14 110蜗轮轴、联轴器及xxxxxxx毕 业 设 计 说 明 书题 目: 螺旋运输机的设计(水平放置)专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: xxxxxxx 姓 名: xxxxxxx 指导教师: xxxxxxx 完成日期 2012 年 5月 30日 xxxxxxx毕业论文(设计)任务书论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 学号:xxxxxxx 姓名:xxxxxxx 专业:机械设计制造及其自动化 指导教师: xxxxxxx 系主任: 周友行 一、主要内容及基本要求 主要内容: 螺旋运输机的设计(水平放置) 运输物料:干燥煤粉 = 850 kg/m 运 输 量: 25 t/h 运输长度: 12 m 基本要求: 总装图:A0 (1 张) ,主要零件工作图(折合为 1 张 A0 图) 。 设计说明书一份(打印 7000 字以上) 翻译外文资料(3000 字符以上) 严格按照设计进度进行 二、重点研究的问题(1)研究螺旋运输机的工作原理 (2)主要零部件的结构设计 减速器的设计 三、进度安排序号 各阶段完成的内容 完成时间1 熟悉课题、调研、收集资料 第 1-3 周2 方案设计、论证 第 3-5 周3 总体设计、机械设计计算 第 6-7 周4 绘制装配图、主要零件工作图 第 8-10 周5 撰写说明书、翻译资料、准备答辩 第 11-13 周6 写出正式稿 第 14 周8 答辩 2012 年 5 月 31 日四、应收集的资料及主要参考文献1 龚桂义. 机械设计课程设计指导书M. 2 版. 北京:高等教育出版社, 1990 年.2 濮良贵,纪名刚. 机械设计M. 8 版. 北京:高等教育出版社, 2006 年.3 吴宗泽,罗圣国. 机械设计课程设计设计手册M. 3 版 . 北京:高等教育出版社,2006 年.4 唐金松. 简明机械设计手册M. 2 版. 上海:上海科学技术出版社, 2000 年.5 龚桂义. 机械设计课程设计图册. 3 版M. 北京:高等教育出版社, 1987 年.6 成大先. 机械设计手册M. 5 版. 北京:化学工业出版社, 2008 年.7.詹启贤主编.自动机械设计.北京:轻工业出版社.19878 吴战国,武东主编.造型技巧M. 北京:机械工业出版社, 2004.9 周良德,朱泗芳等编著.现代工程图学M. 长沙: 湖南科学技术出版社,2000.10 孙桓,陈作模主编.机械原理(第七版)M. 北京:高等教育出版社, 2006.xxxxxxx毕业论文(设计)评阅表学号 xxxxxxx 姓名 李 毅 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 评价项目 评 价 内 容选题1.是否符合培养目标,体现学科、专业特点和教学计划的基本要求,达到综合训练的目的;2.难度、份量是否适当;3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力;2.是否有综合运用知识的能力;3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力;4.是否具备一定的外文与计算机应用能力;5.工科是否有经济分析能力。论文(设计)质量1.立论是否正确,论述是否充分,结构是否严谨合理;实验是否正确,设计、计算、分析处理是否科学;技术用语是否准确,符号是否统一,图表图纸是否完备、整洁、正确,引文是否规范;2.文字是否通顺,有无观点提炼,综合概括能力如何;3.有无理论价值或实际应用价值,有无创新之处。综合评价评阅人: 2012 年 5 月 日xxxxxxx毕业论文(设计)鉴定意见学号:xxxxxxx 姓名: 李 毅 专业: 机械设计制造及其自动化 毕业论文(设计说明书) 35 页 图 表 5 张论文(设计)题目: 螺旋运输机的设计(水平放置) 内容提要:本毕业设计的主要内容是关于水平放置的螺旋运输机的设计,螺旋输送机是目前铸造车间中常用的连续运输设备之一,主要用于煤粉、粘土粉的运输也可以输送新砂和处理后的旧砂。对石灰石、焦炭、灰渣及清砂时所用的铁丸等小块及粒状物料,也能输送。结构简单、横截面尺寸小、密封性好、工作可靠、制造成本低,便于中间装料和卸料,输送方向可逆向,也可同时向相反两个方向输送。但是目前国内外螺旋输送机的技术差距很大,特别是大型螺旋输送机的关键核心技术上的差距。设计中涉及蜗轮蜗杆减速箱的设计计算,包括轴的设计,以及轴承的校核。通过设计,熟悉了螺旋运输机的发展现状以及其工作原理,对今后从事机械方面的工作有大帮助。指导教师评语该同学毕业设计过程中,态度一般。完成了主要设计参数的计算,绘制了三维模型和设计了二维装配图和主要零部件图纸,其工作量虽然适当,但结构设计存在较大的缺陷并没有按照要求加以完全改正,考虑到该同学的学习态度后阶段有所改善和自主完成设计任务,最终基本达到本科生毕业设计的目的和要求。同意其参加答辩。指导教师: 2012 年 5 月 日答辩简要情况及评语答辩小组组长: 2012 年 5 月 日答辩委员会意见经答辩委员会讨论,同意该毕业论文(设计)成绩评定为答辩委员会主任: 2012 年 5 月 日目 录摘要第一章 绪论 11.1螺旋运输机的原理与特点 1 1.2螺旋运输机的主要现状 11.3螺旋运输机的发展趋势 21.4煤矿螺旋运输机的技术发展趋势 5第二章 结构方案拟定 62.1设计要求 62.2设计原理 6第三章 主要参数确定 83.1功率计算与驱动装置的选择 83.2螺旋直径与转数确定 93.3驱动装置的设计 113.4传动零件的设计计算 143.5轴的设计 193.6轴承及联轴器的校核 253.7箱体结构的设计 283.8减速器其他零件的选择 303.9减速器的润滑 33设计心得 34参考文献 35螺旋运输机的设计摘要:螺旋输送机具有结构简单,制做成本低,密封性强、操作安全方便等优点,中间可多点装、卸料。广泛用于化工、 建材、冶金、粮食等部门,在倾角 20 的情况下,输送粘度不大、不易变质、不蝗结块的粉状、颗粒状和小块物料。螺旋机广泛应用于各行业,如建材、化工、电力、冶金、煤矿炭、粮食等行业,适用于水平或倾斜输送粉状、粒状和小块状物料,如煤矿、灰、渣、水泥、粮食等,物料温度小于 200。螺旋机不适于输送易变质的、粘性大的、易结块的物料。在混凝土搅拌站中,螺旋输送机的作用得到了最大的体现.由驱动装置封闭槽箱和螺旋组成借螺旋转动将槽箱内的煤推移输出。关键词:螺旋输送机,卸料,物料,驱动装置,螺旋Screw conveyor designAbstract: The screw conveyor is simple in structure, low cost production, tightness, and the advantages of safe and convenient operation, the middle point can be loaded, discharge. Widely used in chemical industry, building materials, metallurgy, food and other departments, in the angle 500 kW 时,可控 CST 软起动显示出优越性。由于可控软起动是将行星齿轮减速器的内齿圈与湿式磨擦离合器组合而成(即粘性传动) 。通过比例阀及控制系统来实现软起动与功率平衡,其调节精度可达 98% 以上。但价格昂贵,急需国产化。3、技术性能上差距我国螺旋输送机的主要性能与参数已不能满足高产高效矿井的需要,尤其是顺槽可伸缩螺旋输送机的关键元部件及其功能如自移机尾、高效储带与张紧装置等与国外有着很大差距。装机功率 我国工作面顺槽可伸缩螺旋输送机最大装机功率为 4250 kW,国外产品可达 4970 kW,国产螺旋输送机的装机功率约为国外产品的 30%40%,固定螺旋输送机的装机功率相差更大。 运输能力 我国螺旋输送机最大运量为 3000 t/h,国外已达 5500 t/h。最大输送带宽度 我国螺旋输送机为 1400 mm,国外最大为 1830 mm。4带速 由于受托辊转速的限制,我国螺旋输送机带速为 4m/s,国外为 5m/s 以上。工作面顺槽运输长度 我国为 3000 m,国外为 7300m。自移机尾 随着高产高效工作面的不断出现,要求顺槽可伸缩螺旋输送机机尾随着工作面的快速推进而快速自移。国内自移机尾主要依赖进口,主要有 2 种:(a)随转载机一起移动的由英国 LONGWALL 公司生产的自移机尾装置。 (b)德国DBT 公司生产的自移机尾装置。前者只有一个推进油缸,后者则有 2 个推进油缸。LONGWALL 公司生产的自称机尾用于在国内带宽 1.2 m 的输送机上,缺点是自移机尾输送带的跑偏量太小,纠偏能力弱,刚性差。德国生产的自移机尾在国内使用效果优于前者,水平、垂直 2 个方向均有调偏油缸,纠偏能力强。因此,前者还需完善,后者则需研制。但对自移机尾的要求是共同的,既要满足输送机正常工作时防滑的要求,又要满足在输送机不停机的情况下实现快速自移。高效储带与张紧装置 我国采用封闭式储带结构和绞车红紧为主,张紧小车易脱轨,输送带易跑偏,输送带伸缩时,托辊小车不自移,需人工推移,检修麻烦。国外采用结构先进的开放式储带装置和高精度的大扭矩、大行程自动张紧设备,托辊小车能自动随输送带伸缩到位。输送带有易跑偏,不会出现脱轨现象。输送机品种 机型品种少,功能单一,使用范围受限,不能充分发挥其效能,如拓展运人、运料或双向运输等功能,做到一机多用;另外,我国煤矿的地质条件差异很大,在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求,如弯曲、大倾角(+25 )直至垂直提升等,应开发特殊型专用机种螺旋输送机。4、可靠性、寿命上的差距输送带抗拉强度 我国生产的织物整芯阻燃输送带最高为 2500 N/mm,国外为 3150 N/mm。钢丝绳芯阻燃输送带最高为 4000 N/mm,国外为 7000 N/mm。输送带接头强度 我国输送带接头强度为母带的 50%65%,国外达母带的70% 75%。托辊寿命 我国现有的托辊技术与国外比较,寿命短、速度低、阻力大,而美国等使用的新型注油托辊,其运行阻力小,轴承采用稀油润滑,大大地提高了托辊的使用寿命,并可作为高速托辊应用于螺旋输送机上,使用面广,经济效益显著。我国输送机托辊寿命为 2 万 h,国外托辊寿命 59 万 h,国产托辊寿命仅为国外产品的 30%40%。输送机减速器寿命 我国输送机减速器寿命 2 万 h,国外减速器寿命 7 万 h。螺旋输送机上下运行时可靠性差5、 控制系统上差距驱动方式 我国为调速型液力偶合器和硬齿面减速器,国外传动方式多样,如5BOSS 系统、 CST 可控传动系统等,控制精度较高。监控装置 国外输送机已采用高档可编程序控制器 PLC,开发了先进的程序软伯与综合电源继电器控制技术以及数据采信、处理、存储、传输、故障诊断与查询等完整自动监控系统。我国输送机仅采用了中档可编程序控制器来控制输送机的启动、正常运行、停机等工作过程。虽然能与可控启(制)支装置配合使用,达到可控启(制)动、带速同步、功率平衡等功能,但没有自动临近装置,没有故障诊断与查询等。输送机保护装置 国外螺旋输送机除安装防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外,近年又开发了很多新型监测装置:传动滚筒、变向滚筒及托辊组的温度监测系统;烟雾报警及自动消防灭火装置;纤维织输送带纵撕裂及接头监测系统;防爆电子输送带秤自动计量系统。这些新型保护系统我国基本处于空白。而我国现有的打滑、堆煤、溜煤眼满仓保护,防跑偏、超温洒水,烟雾报警装置的可靠性、灵敏性、寿命都较低。1.4 煤矿螺旋输送机技术的发展趋势(1) 设备大型化、提高运输能力为了适应高产高效集约化生产的需要,螺旋输送机的输送能力要加大。长距离、高带速、大运量、大功率是今后发展的必然趋势,也是高产高效矿井运输技术的发展方向。在今后的 10a 内输送量要提高到 30004000 t/h,还速提高至 46m/s,输送长度对于可伸缩螺旋输送机要达到 3000m。对于钢绳芯强力螺旋输送机需加长至5000m 以上,单机驱动功率要求达到 10001500 kW,输送带抗拉强度达到 6000 N/mm(钢绳芯)和 2500 N/mm(钢绳芯) 。尤其是煤矿井下顺槽可伸缩输送技术的发展,随着高产高效工作面的出现及煤炭科技的不断发展,原有的可伸缩螺旋输送机,无论是主参数,还是运行性能都难以适应高产高效工作面的要求,煤矿现场急需主参数更大、技术更先进、性能更可靠的长距离、大运量、大功率顺槽可伸缩螺旋输送机,以提高我国螺旋输送机技术的设计水平,填补国内空白,接近并赶上国际先进工业国的技术水平。其包含 7 个方面的关键技术:螺旋输送机动态分析与监控技术;软起动与功率平衡技术;中间驱动技术;自动张紧技术;新型高寿命高速托辊技术;快速自移机尾技术;高效储带技术。(2) 提高元部件性能和可靠性设备开机率的高与低主要取决于元部件的性能和可靠性。除了进一步完善和提高现有元部件的性能和可靠性,还要不断地开发研究新的技术和元部件,如高性能可控软起动技术、动态分析与监控技术、高效贮带装置、快速自移机尾、高速托辊等,使螺旋输送机的性能得到进一步的提高。(3) 扩大功能,一机多用化6拓展运人、运料或双向运输等功能,做到一机多用,使其发挥最大的经济效益。开发特殊型螺旋输送机,如弯曲螺旋输送机、大倾角或垂直提升输送机等。第二章 结构方案的拟定2.1 设计要求螺旋运输机设计(水平放置)具体参数:运输物料:干燥煤粉 3/850mkg运 输 量:25t/h 运输长度:12 m(1) 研究螺旋运输机的工作原理;(2) 主要部件的结构设计(蜗轮蜗杆减速器的设计) 。2.2 设计原理1、水平螺旋运输机的机构如图 2-11.轴承;2.传动轮;3.进料口;4.中间轴承;5.螺旋;6.机壳;7.卸料口;8.支座;9.料槽;图 2-1 螺旋运输机的机构2、螺旋叶片的种类及选择 如图 2-27图 2-2 螺旋叶片当运送干燥的小颗粒或粉状物料的时候,宜采用实体式螺旋。本设计是运输煤粉,所以选取实体式螺旋的叶片。3 螺旋轴 如图 2-31.轴 ;2.螺钉;3.连接轴;4.螺旋面;5 衬套;图 2-3 螺旋轴4 螺旋轴的连接-轴承 如图 2-481.轴; 2.轴连接; 3.对开式滑动轴承图 2-4 轴承第三章主要参数确定3.1.功率计算与驱动装置的选择螺旋输送机的电动机功率是有其机构运动过程中所产生的阻力来决定的。其阻力由下述各部分组成:物料对槽体的摩擦阻力;物料对螺旋面的摩擦阻力;中间轴承装置和尾部轴承装置内的摩擦阻力;承受轴向力的止推轴承装置内的摩擦阻力;当物料向上倾斜输送时产生的重力分力的阻力;9物料在运移途中被搅拌、碾轧、以及在中间轴承装置处的堆积等情况所产生的各项附加阻力。所有的这些阻力中,最后一项阻力,即各项附加阻力无法从理论上算得,因而尽管已知各摩擦系数求出其余各项的阻力后,总的阻力仍无法计算出。所以,在决定输送机的螺旋轴功率时,常常是利用螺旋输送机在生产实践中得出的物料总阻力系数表示,由下述经验公式决定:=0HLQ0367式中 -螺旋轴所需要之功率(千瓦) ;k -功率备用系数;Q-生产率(吨/时) ;-物料总阻力系数;0L-输送机水平投影长度(米) ;H-输送机垂直投影高度(米) 。查表得 =1.2 0由于输送机水平放置 H=0 =1.2 =0.98093(千瓦)012.3675额定功率 N= (千瓦) 选用 JJ 型驱动 取 =0.940N所以 N=1.0435(千瓦)3.2 螺旋直径与转数的确定螺旋直径的确定螺旋叶片直径主要取决于输送量和被送物料的特性及块状大小。对没有强烈粘性的物料,它可按下述公式计算:D= (米)5.2CQK式中 D-螺旋叶片直径(米) ;Q-物料的输送量(吨/时) ;-物料的堆积比重(T/ )3M10-水平输送时物料在输送机内的充填系数;K-表示物料综合特性的经验系数;C-倾斜向上输送时输送量的校正系数,其值与输送机的轴线和水平面的夹角有关。有已知得 Q=25t/h查表 有 =0.6t/m3 =0.40 K=0.0415 C=0所以 D=0.045 =288.5mm5.2160.4把直径 D 圆整 D=300mm螺旋轴转速的确定(转/分)nA式中 n-螺旋轴最大许可转数;D-选定的标准螺旋叶片直径;A-物料综合特性。查表得 A=75所以 136.9 转/分=137 转/分Dn75求得的转速应圆整为螺旋轴的标准转速值 所以取 n=120 转/ 分螺旋叶片形式采用实体螺旋面 螺距 S=0.8D=240mm填充系数的验算342.016.24013.4754722 nCsDQ由于校核得到的 值与推荐数值 =0.35-0.45 很接近 取 n 降低一级 n=90 转/分时, =0.456 超过 0.45 所以计算结果取 D=300mm n=120 转/分 校核 许用千瓦转速比 及许用悬臂载荷nNPnN0P082.193.011查表 当 D=300mm 时 =0.100nN由于 0.008245 HRC,可以从表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 =268 MPaH/应力循环次数 N=60J L =1.052nh810寿命系数 =0.7453HNK则 = =268 0.7453 /MPa=199.75 MPa16(6) 计算中心距 =83.86 mm232)(HEZKTa去中心距 a=160 mm因为 I12,从表 11-2 中取模数 m=5,蜗杆分度圆直径 =50 1dmm 。这时 =0.3125,从图 11-18 中可查得接触系数 =3.05ad1 Z/因为 因此以上计算结果可用。Z/蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向齿距 =3.14 5=15.7 mm;直径系数 q=10;aP齿顶圆直径 =50+2 5=60 mm;1ad齿根圆直径 =50-2.4 5=38 mm;1f分度圆导程角 r= ;/05482蜗杆轴向齿厚 s =7.85 mm.a(2) 蜗轮蜗轮齿数 =53,变位系数 =+0.5;2z2x验算传动比 I= =13.25,这时传动比误差为 10.4%,是允许的。1蜗轮分度圆直径 =212 mm;22mzd蜗轮喉圆直径 mm;210)(xhaa17蜗轮齿根圆直径 mcxhdaf205.1)(蜗轮咽喉母圆半径 arg49/16225.校核齿根弯曲疲劳强度 FFYamdKT22153.当量齿数 =66.258.053cosZv根据 =+0.5 , =66.25 从图 11-19 可查得齿形系数 2x2v 08.2YFa螺旋角系数 =0.8443;014Y许用弯曲应力 FNFK/从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56 MPa./F寿命系数 =0.5962 FN=56 0.5962=33.3872 MPaFK/=5.54 MPa843.025210.873.5弯曲强度是满足的。6.验算效率 =(0.95-0.96) )tan(218已知 ; ; 与相对滑动速度 有关。08.21vvfarctnsv= =3.947 m/s sv018.2os6d从表 11-18 中用插值法查得 =0.0245, =1.417;vfv代入式得 =0.93 ,大于原始估算值,因此不用重算。因为 = =3.947 m/s 查表得 减速箱采用蜗杆下置式。sv018.2cos60nd7.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度,侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T 10089-1988.然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度,此处从略。8.热平衡核算估算散热面积 A : A= =0.75 75.1)0(3.a3m验算油的工作温度 ti室温 t ,通常取 20 散热系数取较大值 17.45 W/(0C0 ).02Ct = =26.9 小于 80i 01)(tAKPs0所以油温未超标。9.润滑方式根据 = =3.947 m/s 查表 11-21 采用油池润滑。sv018.2cos60nd3.5.轴的设计蜗轮轴的设计1.初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理。根据表 15-193,选取 =120,于是得0A= =24.41 mm mind30PA输出轴的的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选的轴直径21d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。21d联轴器的计算转矩 Tc=KT=K9550 =1.5 82819=124228.5 N.mmnP由 Tc、d 根据机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第 334 页表 14-13 可查得选用 HT5 号弹性柱销联轴器. 其公称转矩为 125000 N.mm半联轴器孔径 =25 mm ,故取 =25 mm.半联轴器长度 L=62 mm,半联轴器与轴121d配合的毂孔长度 =44 mm.L2.轴的结构设计 (1) 拟定轴上的零件装配方案(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2 断轴右端需制出一轴肩。定位轴肩的高度在(0.07-0.1 )d 范围内,故 = +2h=28.5 mm ,取标准直径 30 mm.右端用轴端挡2d1圈定位,按轴端直径取挡圈直径为 38 mm,半联轴器与轴孔相配合的毂孔长度 =44 1Lmm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1-2 段的的长度应比略短一些,现取 =42 mm.1L21L2)初步确定滚子轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 =30 mm,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙32d组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30207.其尺寸为 d D T=35 72 18.25.故=35 mm。而 =18.25 mm.7643d87L右端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30207 型轴承的定位轴肩高度 h=6 mm,因此取 =35+2 6=47 mm.65d20又因为轴环高度 b=1.4h=8.4 ,所以取 12 mm,即 =12 mm.65L3)蜗轮的轴段直径蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩,左端与左轴承之间采用套筒定位。因为 =35+2 6=47 mm. 取 h=0.074d 所以 =47-2h=40 mm.65d54d与传动零件相配合的轴段,应略小于传动零件的轮毂宽;蜗轮轮毂宽度为 =(1.2 1.5) =48-60 mm2B54d取 =60 mm,即 =56 mm.254L4) 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30 mm,故 =20+30=50 mm.32L5) 取蜗轮与箱体内壁距离为 a=16 mm,滚动轴承应距箱体一段距离 S,取 S=8 mm,已知滚动轴承 30207 宽度 T=18.25 mm,蜗轮轮毂长 60 mm.则 =18.25+8+16+(60-56)=46.25 mm54L至此已初步确定了轴的各段直径和长度L =42+50+46.25+56+12+15+18.25=239.5 mm总如图 3-1图 3-1 蜗轮轴21(3) 轴上零件的周向定位蜗轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,由表 6-1 查得平键截面 b h=128,键槽用键槽铣刀加工,长为 45 mm,同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ,同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为67hHb h l=8 7 32,半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 M6。(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参看表 15-2,取倒角为 1 45 ,1.6 ,各轴肩处的圆角见蜗轮草图。00453.求轴上的载荷蜗轮分度圆直径 =212 mm,转矩 T=82.819 N.M2d蜗轮的切向力 Ft= =781.3 N23T蜗轮的径向力 = Ft =306.27 NFcostan蜗轮的轴向力 Fa= Ft =312.5 Nt根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a 值,对于 30207 型圆锥滚子轴承,由手册中查得 a=15.5,因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 =58.95+57395=116.9 mm32L根据轴的计算图做出轴的弯矩扭矩图。表 3-4 载 荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F=300.5 N, =480.8 1N2NFN=54.1 N, =252.17 1NF2NN弯矩 M =9033.8 N.mmH=12774.6 N.mm,1VM=407.5 N.mm222总弯矩N.mm08.1564.278.9031 MN.mm9.4.2扭矩 T=82819 N.mm3如图 3-2图 3-2 弯矩扭矩图蜗杆轴的设计选取轴的材料 考虑到减速器为普通用途中小功率减速传动装置,轴主要传递蜗轮的转矩,故选取 45 钢,调质处理,硬度 HBS-230.抗拉强度 =640,屈服强度极限 =355,弯曲s疲劳强度极限 =275,剪切疲劳极限 =155,许用弯曲应力 =60.111231.最小直径的估算= =11.7 mm mind30PATc=KT=K9550 =1.58803=13204.5 N.mmnP由 Tc、d 根据机械零件设计课程设计 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第 334 页表 14-13 可查得选用 HT3 号弹性柱销联轴器.标准孔径 d=16 mm,联轴器与轴配合的毂孔长度为 30 mm.故取 =16 mm21轴的结构设计从轴段 =16 mm 开始逐渐选取轴段直径, 右端非定位轴肩,且安装密封21d 1d毡圈,取 =25 mm, 段与轴承的内径相配合,为了便于轴承的安装,选定轴承型号3为圆锥滚子轴承 30206,取 =30 mm。3d轴承 30206 的 =30 62 17.25 TD取 = =30 mm9d3其定位作用 由 h=(0.07-1) =21-30 mm4 3d取 =42 mmhd2348和 为退刀槽 取 = =30 mm5d757取蜗杆齿顶圆直径 =60 mm6 6d=联轴器轴孔长度 30-2=28 mm1L的长度:轴承端盖总宽度 20 mm。取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为 35 2mm. =20+35=55 mm.轴段的长度,参照蜗轮轴承的长度选取 3da=16 mm, s=8 mm, 圆锥滚子轴承的 T=17.25 mm24所以 7+8+17.25=32.25 mm3L取 =35 mm =39和 为退刀槽那段轴段长度 4d5=35 mm 同理 =35 mm87L轴段的长度 616b查表 11-4 =89 mmmZ).052(21当 me 时 Fra有 P= 其中 x=0.4 查手册得圆锥滚子轴承 30207 的 Y 值为 1.6)(YFarfp所以 P=1.5(122.132+821.408)=1415.31 N当 =e 时 有 P=1.5Fr=1.5542.92=814.38 Nra验算轴承的寿命 因为 P1 P2 按轴承的受力大小计算 对于圆锥滚子轴承 )1(60PcnLh31026故 =3.56 h 远远大于 15000 h hL710故轴承寿命满足要求 ,所选轴承合格。键的校核 (1) 选用普通平键( A 型)按低速轴装蜗轮处的轴径 d=45mm,以及轮毂长 =30mm,l查表,选用键 128 GB109679。(2) 强度校核键材料选用 45 钢,查表知 ,键的工作长度MPap120mm, mm,按公式的挤压应力mbLl3124548hkPakldTp 37.14089.0小于 ,故键的联接的强度是足够的。p低速轴输入端的联轴器计算转矩 ,查表取 ,TKAca5.1A mNTKAca 5.1248895.1查表选用 TL5 型弹性套柱销联轴器,材料为 35 钢,许用转矩 ,许用转速 r/min,标记:TL5 联轴器 42114 GB432384。460n选键,装联轴器处的轴径为 25mm,选用键 128 GB109679,对键的强度进行校核,键同样采用 45 钢,有关性能指标见(六) ,键的工作长度mm, mm,按公式的挤压应力50126bLl428hk ,合格。所以低速级选用的MPakldTp 5.9410.33 p联轴器为 TL5 联轴器 42114 GB432384,所用的联结键为 1270 GB109679。高速轴输出端的联轴器根据高速轴的结构尺寸以及转矩,选用联轴器 TL3 联轴器 63114 GB432384,所用的联结键为 1890 GB109679,经过校核计算,选用的键是符合联结的强度要求的,具体的计算过程与上面相同,所以省略。273.7.箱体结构的设计表 3-5 箱体的结构尺寸减速器箱体采用 HT200 铸造,必须进行去应力处理。设计内容 计 算 公 式 计算结果箱座壁厚度 =0.04160+3=9.4m8304.ama 为蜗轮蜗杆中心距取=10mm箱盖壁厚度 1 =0.8510=8.5mm85.01 取1=10mm机座凸缘厚度 b b=1.5 =1.510=15mm b=15mm机盖凸缘厚度 b1 b1=1.51=1.510=15mm b1=15mm机盖凸缘厚度 P P=2.5=2.510=25mm P=25mm地脚螺钉直径 d d=20mm d=20mm地脚螺钉直径 d d=20mm d=20mm地脚沉头座直径 D0 D0=48mm D0=48mm地脚螺钉数目 n 取 n=4 个 取 n=4L1=32mm L1=32mm底脚凸缘尺寸(扳手空间)L2=30mm L2=30mm轴承旁连接螺栓直径 d1 d1= 16mm d1=16mm轴承旁连接螺栓通孔直径d1 d1=17.5 d1=17.5轴承旁连接螺栓沉头座直径 D0 D0=32mmD0=32mm28C1=24mm C1=24mm剖分面凸缘尺寸(扳手空间) C2=20mm C2=20mm上下箱连接螺栓直径 d2 d2 =12mm d2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径d2 d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mmD0=26mmC1=20mm C1=20mm箱缘尺寸(扳手空间)C2=16mm C2=16mm轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mmn=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径 d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm圆锥定位销直径 d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm减速器中心高 H H=340mm H=340mm轴承旁凸台半径 R R=C2=16mm R1=16mm轴承旁凸台高度 h 由低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。 取50mm轴承端盖外径 D2 D2=轴承孔直径+(55.5) d3 取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离 K K= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm轴承旁连接螺栓的距离 S 以 Md1 螺栓和 Md3 螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取 S=D2 S=180蜗轮轴承座长度(箱体内壁至轴承座外端面的距离) L1=K+=56mmL1=56mm29蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =12mm2.1取=12mm1蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm2取=12mm2机盖、机座肋厚 m1,m m1=0.851=8.5mm, m=0.85=8.5mmm1=8.5mm, m=8.5mm以下尺寸以参考文献机械设计、机械设计基础课程设计 王昆等主编 高等教育出版社 表 3-6 1995 年表 6-1 为依据蜗杆顶圆与箱座内壁的距离=40m6m轴承端面至箱体内壁的距离=4mm3箱底的厚度 20mm轴承盖凸缘厚度e=1.2 d3=12mm箱盖高度 220mm箱盖长度(不包括凸台)440mm蜗杆中心线与箱底的距离115mm箱座的长度(不包括凸台)444mm装蜗杆轴部分的长度460mm箱体宽度(不包括凸台)180mm 箱底座宽度 304mm蜗杆轴承座孔外伸长度8mm蜗杆轴承座长度 81mm蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm3.8、减速器其他零件的选择经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计,经校核确定以下零件:表 3-7 键 单位:mm安装位置 类型 b(h9 h(h11 L9(h1430) ) )蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处GB1096-90键107010 8 70蜗轮与蜗轮轴联接处GB1096-90键2511025 14 110蜗轮轴、联轴器及
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