【導讀】刮板輸送機是礦山運輸機械的重要組成部分。刮板輸送機的設計制造。經過分析，選擇刮板輸送機作為我們的畢業(yè)設計選題，能夠。選擇、繪圖技能和機械制造基礎知識，對我們的所學知識進行概括總結，對我們的綜合應用知識能力進行一次強化訓練并獲得提升，都是有益的。計手冊》等工具書，按照機械工程設計程序、方法和技術規(guī)范進行設計。型等，設計出具有實際應用要求的產品。通過這次設計，鍛煉了自己調研。刮板輸送機的工作原理與基本結構組成一一一……刮板輸送機的使用范圍和主要類型、系列一…一一一一一一一一2

　　

【正文】 維修。 因此，本次設計改為錐齒輪，斜齒輪傳動，錐齒輪 加 工 困 難 ， 宜置于 高 速級 ， 以減小其直徑和模 數 。 斜齒輪傳動較直齒 輪 平 穩(wěn)，應用于 中 ，低 速 級 。 為了能傳遞較大的力，選齒輪材料為 20CrMnTi， 同時為了增強軸 的承載能 力 ， 其材料也為 20CrMnT i ， 軸的結構為階梯 軸 。 采 用 三 級傳動。 傳 動方案 如 圖 ， 比較改 進 前 后減速器的總體大小 如 表 4. 1: 圖 傳 動 方案 表 4. 1 改 進 前 后 減速 器 的 總 體 大 小比較 26 二 2 總長 總寬 總 高 箱體外 側 與二軸中 心的距離 一 軸39。237。Ul 39。 _一 矗 軸之間的 中心距 一 軸，四 軸之間的 中心距 改進前 1175mm 497mm 285mm 232. 95mm 改進后 549mm 246mm 279mm 116mm 107mm 130mm 通過比較，體積明顯減 小 ， 減小約 40%，進而所占用的空間減小，使用方 便。 計算傳動裝置的運動、動力參數 一 、 傳動裝置的已知數據 己 知電動 機 直接將功率 Pm 為 30 K w 39。 同步轉速 n 為 1500r/min，滿載轉 速 nm 為 1440r/min，輸入到高速軸 (一 軸 )。 總傳動比為 i，f 各軸的傳動比分別 為 : 一 級 204。 [ =3 二 級 204。 =2. 26] 三 級 i3=3 一、 計算各軸的 轉 速 一 軸轉速 n[ =nm =1440r/min 二 軸轉速 n2 二 nJ / i1 1440/3=480r/m i 三軸轉速 四軸轉速 n3 =n2 / i 2 =480 / =212 . 3r / min n4 =n3 / i 3 =212. 3/3=70. 77r/min 27 4 三、 計算各軸的功率 查表 得 : 一 對錐齒輪傳動的效率為 η] =， 一 對斜齒輪 傳動的效率為仇 =， 一 對滾動軸承的效率 ηr =，聯(lián)軸 器效率 ηc=。 一 軸功率 =P， l1Xη c =30xO. 99=29. 7 K w 二 軸功率 乓 = pl η] xηr =29. 7 xO. 96xO. 99=28. 23 K w 三軸功率 乓 η2 Xηr =28. 23xO. 97xO. 99=27. 11 K w 四軸功率 乓 =乓仇 磯 =27. ll xO. 97xO. 99=26. 03 Kw 囚、 計算各軸的轉矩 p， 一 軸轉矩 T.二 9550 :39。牛 二 9550x 一一一 二 n] 1440 P.. 二 軸轉矩 衛(wèi) =9550 :.2..=9550x 一一 一 =. M 6n2 480 P39。l _ _ _ _ 三軸轉矩 T=9550 二土 =9550x 一一 一 =1219. J n32123 P A 囚軸 轉 矩 T.=9550=9550x 一一一 =3512. 哼 n 錐齒輪的設計、校核及繪制 己知數據 一 級采用錐齒輪傳 動 ， 大小齒輪材料均采用 20CrMnTi ， 熱 處理方法為滲碳后洋火。強度極限為 ζB =1100 Mpa ， 屈服極限為 28 1 σs=850Mpa ， 齒芯強 度為 300HBS ， 齒麗硬度 5639。V62 HRC 。 二 、 按齒面接觸 疲 勞 強度設計主要尺寸 簡化設計公式 主 446]。1工 1I K盯 仇 ( Yu[ζHY (式 4. 1) (1) 小錐齒輪轉矩 T = N .M (2) 齒數 比 U =li=3 齒寬系數取仇 = (3) 載荷系數取 k = (4) 許用應力 查表 得 ζH lim =1500Mpa 因為 SHmin 在 139。 之 間 ， 取 SH ll1in = 而取 ZNZLν39。R Zw Zx =，所以 [σHl] = [σ39。H J = σH lim xZZ Z Zv 1500x SH mjn (式 4. 2) = 1250Mpa 將以上代入 (式 4. 1) 計算 們 466x E氣 1_1 7 x ( x x 3 x 1250 =103. 72 mm 耳 又 R=105mm (5) 選齒數 小 齒輪 Z， =17 大齒輪 Z2 = u Z， =3 x 17=5] 29 二 L 20 A39。 實際齒數 比 u=主 =3=i， Z， (6) 按經驗公式選擇模數。錐齒輪以大端模數為標準值 m = 2R. = 2，x，105 = (式 ) z 1:1+1 17xf32工 1 取 m=4mm (7) 計 算 主 要參數 分度圓直徑 d，=mZ，=4x17=68mm (式 ) d2 = mZ2 =4x51=204mm 分錐角 240。l =arc唯 δ =90 。 一 司 =90 。 一 ==710 3439。12 (式 ) 錐矩 R 二 :JZl2 +牛 (式 ) 齒寬 b=仇 R=O. =32. 25mm (式 ) 耳又 b=34mm 當量齒數 Zv， = 一 Z一 L 一 _= 17 = (式 ) cosδ， 。 ZV2 =一 Z 一 = 5 1 =161. 3 4 cosδ2 。 端 面 重 合度 ZV 39。 cosα 0 僅 ， αrcos v=Grcos=32. 29。 (式 ) αJ Zv， +2ha* +2x1 30 uV2 : m 0 2 ll α〓 = αr cos Z.， cos α = (式 4. 10 ) 川 ZV2 +2ha夸 ε，4 = =ιLxι[ι乙Z川軋VI (t L乙 .yr = C 式 ) 齒寬 中 心 點肉 周 速 度 Vm Vm = π(1 )d 1 n1 Jr(l x ) x 68 x 1442 =4. 35m/sC 式 4. 12) 60 x 1000 60 x 100 平 均分度圓直徑 d川 1 = ( )d l = ()x68 = mm (式 4. 13 ) d川 2 = ( )d 2 = ( x )x 204 = mm 中 心 分度圓模數 = (1 )m = = mm C 式 4. 14) 齒頂高 ha， = ha *m = 1x 4 = 4mm (式 4. 15) ha2 = ha ， = 4mm 齒根高 hfj = (ha* +♂ )m=(1+)x4 = (式 4. 16) 齒頂角 θ39。al = arctan(hf2 / R ) = arctan( /) = (式 4. 17 ) θ39。a2 = arctan(hf l / R ) = arctan( /) = 。 齒 根 角 θ39。 fl = arctan(hfl / R ) = 。 θf2 =Meta叫 hf2 / R ) = 。 頂錐角 在 1 司十幾 = + = (式 4. ] 8) 亂 2 = 240。 + θ39。02 = 。 十 = 。 31 0 =一 0 根錐角 δfl 司 θIfl = = (式 4. 19 ) δ(2 δ2 θ(2 = = 。 齒頂圓直徑 da1 = d ) + 2ha1 COS δ 。 = 68+ 2x4x = ( 式 4. 20 ) da2 = d2 + 2ha2 COS 240。2 = 204 + 2x4xcos = 齒根圓直徑 dfl = d ) 2hfl COS 240。l = 68 = ( 式 .) df2 =的 2h(2 COS 240。2 = = 分 度圓弧齒厚 SI = 亂 llin = ( 式 ) 且 2 三 、 校核齒面接觸疲勞強度 (1)齒面接觸疲勞許用應力 查得壽命系數 ZN =] 潤滑油膜影響系數 Z LVR = 尺寸系數 Zx =1 大小齒輪均為硬齒面取 Z w = 1 取 SHmin = 許用應力 [ζH J ] = [ζH2 ] = 1250Mpa (2) 齒面接觸疲勞應力圖用力 F tl11 = 一20一 00一 = = d川 ) 查表得 32 2 使用系數 K A = 動載系數 Kv = 齒間載荷分布系數 K a = 1 齒向載荷分布系 數 Kβ= 彈性系數 Z E = J再 Z 節(jié)點區(qū)域系數 ZH = ZE =F=F=088 錐齒輪系 數 ， 因齒根未修緣 ZK = 1 .K K… K ρ F Ju + 1 ζH = ZEZ H ZeZx11 1\ V ， μ s bd m1u = = 917 .84Mpa (3) 強度校核 因為 σH 三 [σH ] 似 氣 1 所以滿足齒 面接觸疲勞強度要求。 四 、 校核齒 根 彎曲疲勞強度 (1) 齒根彎曲疲勞許用應力 查表得 應力修正系數 YST = 2 齒根圓角敏感系數 Y叫 =1 壽命系數 YN = 表面狀況系數 YRvelt = 1 尺寸系數 YX = 1 最 小 安 全系數 SFmin = 33 F l3 11 S = 齒根彎曲疲勞極限 應力 ζFL/M = 440Mpa 許用應力 [240。 ] = [ζFI ] = [ζF2]= ζF 3 Y L ，Y.， ， y Y. = ..= 704Mva (2) 齒根彎曲疲勞應力 查得 YFa1 = 幾 1I = YPa2 = YSa2 = ζr:39。1 . K K血 K ρE P r Ye = bmn x1x x = x x ζ ζFI}二 α 2 YSa 2 F2 YjculEL1 15397 = 231 .86Mpa (3) 強度校核 因 為 ζFl [ζFl] ζF2 [ζF2] 所以滿足齒根彎曲疲勞強度要求。 五 、 錐 齒 輪設計圖如圖 4. 2: 斜齒輪的設計、校核及繪制 己知數據 二 級采用斜齒輪傳 動 ， 大 小 齒 輪 材 料均選 20CrMnTi， 熱 處 理 34 ‘、 方法為滲碳后 碎 火 。 硬 度 為 5662HRC 查 得 σHliml σHlim2 =1500MPa σFliml σFlim2 =440Mpa 錐齒 輪 設 計圖如閣 4. 2 a 173。 哇A 巧 t nhu Hu +173。 AV u uj trl叫一們 飩， 按 i局面 接 觸 疲 勞 強度設 計 主要 尺 寸 簡化設計公式 (1) 小 齒輪轉矩 乓 = (2) 齒 數比 u= i2 = (3) 齒 寬 系 數 ， 通用 減 速 器 為 仇 = (4) 載荷系數 K二 1. 取 K= (5)