畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-一種鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

第一章緒論1.1發(fā)展歷史最早出現(xiàn)的輸送機(jī)產(chǎn)自英國，是帶式類型的；隨后美國也生產(chǎn)出一種新類型的輸送機(jī)，是螺旋類型；接著在瑞士，鋼帶式輸送機(jī)出現(xiàn)；緊隨其后，英德兩個(gè)國家，同一時(shí)間制作出了慣性類型的輸送機(jī)。受到第二次工業(yè)革命的影響，機(jī)械制作持續(xù)發(fā)展，與此同時(shí)，電動(dòng)設(shè)備與化工工業(yè)都緊隨其后發(fā)展起來，從而輸送機(jī)的技術(shù)，得到深入的發(fā)展。科技的進(jìn)步，技術(shù)的更新，讓輸送機(jī)的使用范圍不斷變大，最開始輸送機(jī)只在工廠內(nèi)部進(jìn)行貨物的搬運(yùn)，隨著技術(shù)的發(fā)展，輸送機(jī)不僅能在室內(nèi)環(huán)境中運(yùn)送貨物，還可以在室外環(huán)境，比如橋梁建造，鐵路維修等方面，都能使用輸送機(jī)來搬運(yùn)貨物，機(jī)械制作技術(shù)的提升，讓輸送機(jī)在自動(dòng)化加工中，起到不可替代的作用。使用輸送機(jī)來對(duì)貨物進(jìn)行運(yùn)送，可以讓操作人員工作量減少，工作時(shí)間縮短，同時(shí)讓貨物的運(yùn)輸與裝卸變得更方便。因?yàn)檫@些優(yōu)點(diǎn)，道路施工，冶金行業(yè)，工廠加工都離不開輸送機(jī)的使用，使用輸送設(shè)備，可以運(yùn)送形狀比較松散的物品，當(dāng)然也能傳送大件的產(chǎn)品[1]。選擇哪種類型的輸送機(jī)，需要結(jié)合實(shí)際情況，具體的工作地，運(yùn)行環(huán)境，傳送材料形狀特征等進(jìn)行確定，在對(duì)不同的輸送設(shè)備進(jìn)行設(shè)計(jì)的過程中，同樣也存在很多的區(qū)別。1.2輸送機(jī)目前狀況最近幾年來其他國家對(duì)于鏈板類型的輸送設(shè)備發(fā)展較快。首先，鏈板類型的輸送設(shè)備，在用途上，越來越多元化，對(duì)于不同類型的生產(chǎn)而言，都能適應(yīng)，因此很多行業(yè)加工中，都使用了輸送機(jī)，像傾斜角度比較大的帶式傳送設(shè)備，管狀帶類型的設(shè)備等。傳送帶類型的輸送機(jī)，在構(gòu)造方面，其技術(shù)就比較成熟，設(shè)備中，零部件精確度高，安裝起來較為方便，讓傳輸設(shè)備從內(nèi)部結(jié)構(gòu)到外形，朝著工作尺寸長，運(yùn)送量大，傳輸速度快等方向發(fā)展。在鏈板類型的輸送設(shè)備方面的發(fā)展，在中國，鏈板類型的輸送設(shè)備，其發(fā)展沒有國外發(fā)展的那么快，其傳輸?shù)拈L度不長。在其它國家，這種類型的傳輸設(shè)備，可以傳送物品的尺寸可以達(dá)到1000米，目前中國這類設(shè)備，能傳送的尺寸只在200米。當(dāng)然其自動(dòng)化的水平也不高，構(gòu)造的零部件也存在一些問題，在構(gòu)造方面，靈活性不強(qiáng)。雖然有很多問題存在，按照中國目前生產(chǎn)中的需要，和機(jī)器能承受的運(yùn)輸情況，鏈板類型的傳輸設(shè)備，也在不斷的優(yōu)化性能，像傳輸運(yùn)送的路線，較以前來說，更加復(fù)雜，在輸送物品的途中，能對(duì)物品的種類進(jìn)行區(qū)分，烘干等對(duì)實(shí)際生產(chǎn)而言，有些設(shè)備需要進(jìn)行整改，比方說構(gòu)造方面，要符合實(shí)際生產(chǎn)的需要。對(duì)于工廠釀酒的自動(dòng)化加工中，對(duì)于曲粉的制作與傳送來說，傳輸機(jī)使用的是鏈板類型。此類傳輸機(jī)，需要符合以下要求：需要對(duì)曲粉按照固定的長度和生產(chǎn)量進(jìn)行傳送；在傳送過程中，要完成曲粉溫度降低；在保證品質(zhì)的同時(shí)，最大限度的減少費(fèi)用支出，讓生產(chǎn)的效率提高。此次設(shè)計(jì)的傳輸設(shè)備，是在鏈板類型的輸送設(shè)備的上，設(shè)計(jì)出傳輸量固定，傳輸尺寸固定的輸送機(jī)。這次制作的鏈板類型的輸送設(shè)備，盡管在工作效能方面與其他國家有差距，不過在實(shí)際生產(chǎn)中，制作的這類型輸送設(shè)備，是能滿足基本的傳輸性能，其實(shí)用性方面還是能滿足要求。除此之外，這里制作的鏈板類型傳輸設(shè)備，在設(shè)計(jì)的時(shí)候，做了優(yōu)化處理，把費(fèi)用成本降低，生產(chǎn)的效率增加，符合實(shí)際加工的條件。1.3發(fā)展方向隨著科技的進(jìn)步，以后輸送機(jī)的發(fā)展方向：在構(gòu)造方面會(huì)越來越大，在輸送材料的過程中，能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)分類，在工作中耗能更低，更環(huán)保等。將來輸送機(jī)運(yùn)送的物品會(huì)越來越大，形狀與種類會(huì)更對(duì)，針對(duì)實(shí)際生產(chǎn)的需要，制作出來的輸送機(jī)會(huì)越來越大，不僅可以傳送較重的物品，把物品傳送到較遠(yuǎn)的位置，同時(shí)可以實(shí)現(xiàn)角度傳送?，F(xiàn)在，利用水作為動(dòng)力的輸送設(shè)備中，最長的輸送尺寸以及超過440公里。在輸送設(shè)備正常工作期間，或多或少都會(huì)受到外部環(huán)境因素的影響，在以后的設(shè)計(jì)中，要減少外部環(huán)境因素，不過是要在符合加工要求的前提下。若輸送機(jī)的運(yùn)行環(huán)境比較復(fù)雜，則傳送的效率會(huì)大大降低。溫度過高，溫度過低，有腐蝕性，容易燃燒，容易爆炸等，這些因素都會(huì)對(duì)輸送設(shè)備的正常運(yùn)行產(chǎn)品影響。增大輸送設(shè)備的使用范圍，這是將來要研究問題[2]。與此同時(shí)，要盡量降低費(fèi)用成本，加大生產(chǎn)速度，達(dá)到客戶要求的同時(shí)也保護(hù)了自然環(huán)境。對(duì)于環(huán)境與資源來說，輸送設(shè)備設(shè)計(jì)的方向，將會(huì)耗能更少，更環(huán)保。以后對(duì)于輸送設(shè)備的標(biāo)準(zhǔn)，按每噸材料傳送每公里消耗的能量，來作輸送設(shè)備選取的標(biāo)準(zhǔn)。除此之外，需要讓輸送設(shè)備在運(yùn)行過程中，降低粉塵，以及廢氣的排放，最大程度的保護(hù)環(huán)境。第二章傳動(dòng)方案的分析和擬定鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置，其中運(yùn)輸牽引力F=6000N，鏈速v=0.8m/s鏈輪節(jié)圓直徑D=280mm；實(shí)施三班制，使用期限不低于10年，全天不間斷單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷相對(duì)比較平穩(wěn)，支持規(guī)?；慨a(chǎn)，誤差被控制在以內(nèi)。方案一：選用體積大且傳動(dòng)效率高的二級(jí)圓柱齒輪減速器方案一方案二：選用一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)和鏈輪傳動(dòng)，整體來看，不僅體積小，還具有減震作用，也能提供過載保護(hù)作用，關(guān)鍵是可運(yùn)行于復(fù)雜且惡劣的環(huán)境下。方案二由于這套裝置需要在復(fù)雜且惡劣的環(huán)境下安全、可靠運(yùn)行，同時(shí)出于經(jīng)濟(jì)、性能等方面考慮，選用了第二種方案。

第三章原動(dòng)機(jī)的選擇和設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)運(yùn)輸機(jī)的各項(xiàng)技術(shù)參數(shù)進(jìn)行深入分析后得知，其運(yùn)行功率，經(jīng)查《常見傳動(dòng)方式效率表》[3]后得知，滾子鏈的傳動(dòng)效率ηw=0.97 Pw=P Pd=P由于運(yùn)輸機(jī)對(duì)速度要求不是很高，因此在查詢相關(guān)規(guī)范及具體細(xì)則后，將齒輪的精度定義為8級(jí)（）?！冻Ｒ妭鲃?dòng)方式效率表》后得知，聯(lián)軸器、齒輪、軸承和鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)效率分別為η1=0.99、η2=0.97、系統(tǒng)總效率ηa ηa=η功率Pd Pd=P因?yàn)檫\(yùn)輸機(jī)要求不高，所以將同步轉(zhuǎn)速設(shè)定為或，其相關(guān)技術(shù)參數(shù)可見表3.1。表3.1發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)表方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y132S-45.5150014202Y132M2-65.51000960針對(duì)的電動(dòng)機(jī)來說，其總傳動(dòng)比為： ia=n針對(duì)的電動(dòng)機(jī)來說，其總傳動(dòng)比為： ib=n結(jié)合本課題要求，鏈輪轉(zhuǎn)速定義為： n=60vπD×10其傳動(dòng)比分別為：ia=兩級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為8~40，鏈輪傳動(dòng)傳動(dòng)比推薦范圍2~3.5，取鏈輪傳動(dòng)傳動(dòng)比為2.5，則總傳動(dòng)比范圍為i=20~100，所以在這里選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min電動(dòng)機(jī)。系統(tǒng)的總傳動(dòng)比：i=i因此，在本課題中，將鏈輪減速比定義為i0鏈輪齒數(shù)見表3.2。表3.2鏈輪齒數(shù)表齒輪齒數(shù)121253

第四章傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速nk nk=n其中：nmik各軸的輸入功率Pk Pk=P其中：PkηkPd各軸的轉(zhuǎn)矩的計(jì)算： T=9550×Pd其中：Td各個(gè)部件的動(dòng)力參數(shù)見表4.1。表4.1各部件動(dòng)力參數(shù)表軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比i傳動(dòng)效率η電動(dòng)機(jī)軸5.8839.5214202.5096Ⅰ軸5.5394.865683.060.97Ⅱ軸5.26281.56185.63.060.97Ⅲ軸4.00835.7360.6610.99工作機(jī)軸4.95827.3860.66第五章鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1鏈傳動(dòng)的基本結(jié)構(gòu)鏈傳動(dòng)主要有鏈條和鏈輪兩部分組成。鏈條長度一般用鏈節(jié)數(shù)描述。正常情況下，人們習(xí)慣將偶數(shù)作為理想取值，由此在環(huán)形條件下能使外鏈板與內(nèi)鏈板緊密連接,鏈接處可用卡簧或者開口銷鎖緊。當(dāng)鏈節(jié)數(shù)50%以上為奇數(shù)時(shí),就要用偶數(shù)的過渡鏈節(jié)[4]。在此過程中，需考慮拉力承載和彎曲載荷帶來的影響，同時(shí)要盡可能不要采用這種直接連接形式。短節(jié)距精密鋸齒型滾子鏈(以下簡稱短節(jié)距滾子鏈)的傳動(dòng)使用最廣泛,因此短節(jié)距鋸齒形鏈常被廣泛應(yīng)用于各種具有較高速度要求的傳動(dòng)。國家標(biāo)準(zhǔn)僅進(jìn)一步劃定了滾子鏈鏈輪齒槽的最大齒面圓弧角的半徑、齒溝圓弧角的半徑和最小齒溝圓弧角的最大和最小角度等數(shù)值。各類鏈輪的實(shí)際端面和齒形均應(yīng)在最大和最小齒槽的形狀之間。這樣的規(guī)劃和設(shè)計(jì)使得各類鏈輪齒廓的曲線和設(shè)計(jì)的美觀和靈活性有很大的提升空間。鏈輪軸的端面和齒形雙側(cè)呈現(xiàn)一個(gè)圓弧的形狀,方便鏈節(jié)的進(jìn)入和鏈輪退出的頻繁嚙合。鏈輪齒要由于具有充足的機(jī)械接觸和轉(zhuǎn)動(dòng)強(qiáng)度以及良好的耐磨性,所以鏈輪齒面一般都經(jīng)過特殊熱處理的工藝。小鏈輪的頻繁嚙合和轉(zhuǎn)動(dòng)次數(shù)比大鏈輪頻繁,所需要受到的機(jī)械沖擊和載荷也高,因此所需要采用的小鏈輪材料常比大鏈輪材料更優(yōu)。目前，常用鏈輪材料有碳素合金鋼(如等)以及灰鑄鐵(合金鋼如ht、ht250)等。主要的鏈輪材料可選擇使用合金鋼。小的直徑鏈輪一般能設(shè)計(jì)制為實(shí)心式;中等直徑的鏈輪一般能直接制造或設(shè)計(jì)為孔板式;長度和直徑大的鏈輪一般能直接設(shè)計(jì)為組合式,若出現(xiàn)鏈輪齒因?yàn)槟p而產(chǎn)生的失效,可以通過改換鏈輪為組合齒圈。帶輪是鏈輪的輪轂部分可被作為參考的[5]。5.2鏈條的基本類型根據(jù)鏈?zhǔn)褂梅秶牟灰粯?，有起重鏈、曳引鏈以及傳?dòng)鏈三種。起重鏈在起重設(shè)備中，用來拿起較重物品，運(yùn)行的快慢程度ν≤0.25m/s；曳引鏈在鏈類輸送設(shè)備中，用來拿起較重物品，運(yùn)行的快慢程度ν≤4m/s；傳動(dòng)鏈在設(shè)備中，是用來傳輸動(dòng)力的，按照慣例，其運(yùn)行快慢是ν≤15m/s[6]。5.2.1傳動(dòng)鏈有齒形鏈和滾子鏈兩種齒形鏈?zhǔn)峭ㄟ^鏈片與鏈輪相互嚙合完成動(dòng)力的傳輸。利用銷軸把鏈片裝在一起形成的，其中鏈片是特定的，每個(gè)鏈片的運(yùn)行面部分都設(shè)置60°的角。鏈片的運(yùn)行面部分，同鏈輪部分的導(dǎo)槽相互嵌合，有時(shí)候叫做沒有聲音的鏈傳動(dòng)。按照慣例，齒形鏈在運(yùn)行中的快慢在≤4m/s區(qū)間內(nèi)，這種類型的傳動(dòng)鏈，加工費(fèi)用不低，很重，只有在速度很快或者精度要求很高的場(chǎng)景下應(yīng)用。對(duì)滾子鏈的內(nèi)部構(gòu)成進(jìn)行深入分析后發(fā)現(xiàn)，它主要由內(nèi)/外鏈板、套筒等多部件構(gòu)成。其中，外鏈板部署在銷軸部分,內(nèi)鏈板則被安裝在套筒部分，滾子同套筒，套筒同銷軸，彼此之間可互相轉(zhuǎn)動(dòng)，而且同鏈輪嚙合是通過互相摩擦實(shí)現(xiàn)的。套筒類型的滾子鏈可采用單列或多列,如果是多列一起使用的話，傳輸?shù)墓β示拖鄬?duì)大。套筒類型的滾子鏈，與齒形鏈相比較的話，不重、使用時(shí)間長、費(fèi)用不高。在傳輸動(dòng)力的機(jī)械中，用的較多。無論是套筒還是齒形的鏈輪，對(duì)鏈節(jié)部分設(shè)計(jì)的基本要求是，讓出入嚙合不受限制，在進(jìn)入嚙的過程中，沖擊力盡量減小。5.2.2鏈傳動(dòng)的失效形式相較于鏈條，鏈輪的整體強(qiáng)度更優(yōu),使用期限也越長,所以鏈傳動(dòng)是否失效完全由鏈條決定,其常見失效方式具體如下:(1)鏈條疲勞破壞在鏈動(dòng)力傳輸時(shí)，鏈條會(huì)承受來自松、緊兩邊的不同拉力，在鏈條運(yùn)行的時(shí)候，就會(huì)經(jīng)常變換狀態(tài)。在工作一段時(shí)間以后，鏈條會(huì)出現(xiàn)疲勞，出現(xiàn)拉斷的現(xiàn)象。若潤滑狀態(tài)較好，在利用鏈傳輸動(dòng)力的過程中，其疲勞的強(qiáng)度最大程度的影響鏈傳。(2)鏈條鉸鏈的磨損利用鏈進(jìn)行動(dòng)力傳輸，銷軸同套筒部分承受的壓力不小，相互之間還會(huì)轉(zhuǎn)動(dòng)，讓鉸鏈部分產(chǎn)生摩擦損壞，讓鏈部分的每一節(jié)的間距加大，內(nèi)、外兩個(gè)鏈節(jié)之間的間距就是兩個(gè)靠近的滾子，產(chǎn)生的中心間距，其尺寸受到摩擦狀態(tài)的影響。鉸鏈摩擦損壞，因?yàn)槊恳还?jié)的間距變大之后只在外部鏈節(jié)部分，對(duì)于內(nèi)部鏈節(jié)來說，其每一節(jié)的間距不會(huì)受到影響，這樣讓鏈節(jié)部分不勻稱，讓傳輸動(dòng)力的穩(wěn)定性能變差。鏈部分的每一節(jié)間距會(huì)受到摩擦損壞，出現(xiàn)變長，這樣讓鏈條同輪齒部分嚙合狀態(tài)變差，出現(xiàn)高低嚙合的情況，對(duì)于鏈傳動(dòng)來說，摩擦損壞是導(dǎo)致鏈?zhǔn)バЯΦ闹饕?，讓鏈的使用時(shí)長縮短[7]。(3)鏈條鉸鏈膠合：如果潤滑不理想，或者鏈輪速度過快，銷軸同套筒兩運(yùn)行面就容易出現(xiàn)膜損壞，在溫度與壓力都高的情況下，相接觸出現(xiàn)兩個(gè)表面沾粘，接著運(yùn)動(dòng)讓沾粘位置撕裂，導(dǎo)致表面被破壞，從而可以看出，對(duì)鏈傳動(dòng)的速度要進(jìn)行控制，且溫度不能太高。(4)鏈條沖擊破斷：如果張緊較差且存在大型鏈傳動(dòng),在高速運(yùn)行或反轉(zhuǎn)工況下就很可能直接產(chǎn)生巨大應(yīng)力沖擊,將會(huì)具有很大可能直接影響銷軸、套筒等零部件的功能發(fā)揮，甚至?xí)惯@些零部件無法探測(cè)到疲勞而生成強(qiáng)大應(yīng)力沖擊或直接破斷。(5)鏈條的過載拉斷：鏈傳動(dòng)處于過載狀態(tài)時(shí)，一旦靜強(qiáng)度不理想，就容易被拉斷5.3滾子鏈的設(shè)計(jì)5.3.1選擇鏈輪齒數(shù)鏈傳動(dòng)速比i為： i=n1n2故選小鏈輪齒數(shù)為：z1大鏈輪齒數(shù)為：z2=iz1綜上所述，齒輪齒數(shù)的選擇滿足了本設(shè)計(jì)要求。5.3.2確定計(jì)算功率已知鏈傳動(dòng)工作平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)拖動(dòng)，由表5.1選KA=1.3，由表5.2選取小鏈輪齒數(shù)系數(shù)K計(jì)算功率PC PC=KAKZP=1.3×1.22×表5.1工況系數(shù)K載荷種類輸入動(dòng)力種類內(nèi)燃機(jī)-液力傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)或汽輪機(jī)內(nèi)燃機(jī)-機(jī)械傳動(dòng)平穩(wěn)載荷1.01.01.2中等沖擊載荷1.21.31.4較大沖擊載荷1.41.51.7表5.2小鏈輪齒數(shù)系數(shù)KZ91011121314151617K0.4460.5000.5540.6090.6640.7190.7750.8310.887Z192123252729313335K1.001.221.231.341.691.892.082.292.505.3.3初步設(shè)定中心距a將鏈節(jié)數(shù)Lp作為中心距，取值a0=(30~50)p，查《鏈條尺寸與系列節(jié)距對(duì)照表》得鏈條節(jié)距p=15.875mm,取鏈節(jié)數(shù)LpLp=2a0p取鏈節(jié)Lp5.3.4確定鏈節(jié)距p第一步要選選取并設(shè)定系數(shù)KZ，KL，鏈長系數(shù)KL KL=L通過表5.3查詢確定出單排鏈的最理想值，即KP表5.3多排鏈系數(shù)KP排數(shù)123456K11.72.53.34.04.6傳遞額定功率P0 P0=P通過查詢表5.4選擇了型滾子鏈號(hào)選取鏈節(jié)距P為：P

表5.4滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù)鏈號(hào)節(jié)距p排距pt滾子最大直徑d1內(nèi)鏈節(jié)最小內(nèi)寬b1銷軸最大直徑d2內(nèi)鏈板最大高度h2/mm05B8.005.645.003.002.317.1106B9.52510.246.355.723.288.2608A12.7014.387.927.853.9812.0708B12.7013.928.517.754.4511.8110A15.87518.1110.169.405.0815.0912A19.0522.7811.9112.575.9418.0816A25.4029.2915.8815.757.9224.135.3.5確定鏈長和中心距鏈長L為： L=Lp中心距a為：a= =15.8754130-因中心距a=733.7mm，中心距減小量Δa為： Δa=(0.002~0.004)a=(0.002～0.004）×733.7=1.47~2.93mm (5.8)實(shí)際中心距as為： as=a-Δa=733.7-（1.47~2.93）=732.23~730.77因此，最終實(shí)際中心距取值為asmm。5.3.6求作用在軸上的力(1)驗(yàn)算鏈速鏈速v為 v=n1z(2)求施加于軸上的壓力有效圓周力Fe Fe=1000P/v=1000×5.5/7.9=696.2N因?yàn)檩S水平運(yùn)行，所以通過表5.5查詢確定出最佳值，即KQ。軸上壓力FQ FQ=表5.5軸的載荷因數(shù)K載荷因素傳動(dòng)布置水平或傾斜角≤40°垂直或傾斜角＞40°穩(wěn)定載荷沖擊載荷穩(wěn)定載荷沖擊載荷K1.151.301.051.155.3.7選擇潤滑方式由于鏈速v=7.9m/s，鏈節(jié)距P=

圖5.3推薦的潤滑方式通過深入分析及綜合考慮后確定出以下參數(shù)值：滾子鏈選用,鏈輪齒數(shù)z1=21，z2=53，中心距a5.4鏈輪設(shè)計(jì)計(jì)算5.4.1鏈輪z1的設(shè)計(jì)計(jì)算(1)選取材料：經(jīng)多方面考慮后，決定選用45材質(zhì)的鋼經(jīng)正火處理，并且齒面硬度要達(dá)到。(2)分度圓直徑 d=p/(sin1(3)齒頂圓直徑d damax= d+1- =111.02mm （5.14）取da(4)齒根圓直徑d df=d-(5)分度圓弦齒高h(yuǎn) ha=0.27p=0.27×15.875=4.28mm 取ha=4.3mm(6)最大齒根距離L Lx=dcos(7)齒側(cè)凸緣直徑dg，通過表數(shù)據(jù)查詢進(jìn)一步得知， dg=pcot((8)齒側(cè)圓弧半徑r remax=0.008d1（180+z12(9)滾子定位圓弧半徑r rimax=0.505d(10)滾子定位角α αmax=140°(11)齒寬 bf1=0.95b(12)齒側(cè)倒角b ba=0.13p=0.13×15.875=2.06mm (13)齒側(cè)半徑r rx=p=15.875mm (14)鏈輪齒總寬bfn（n bfn=(n-1)p(15)軸轂厚度h通過表5.6查詢得知，K=6.4，則軸轂厚度h為： h=K+dk/6+0.01d=6.4+50/6+0.01×106.51=15.80mm表5.6常數(shù)K的取值名稱結(jié)構(gòu)尺寸輪轂厚度hh=常數(shù)d＜5050～100100～150＞150K3.24.86.49.59.5(16)輪轂長度L L=3.3h=3.3×15.8=52.14mm 因此，在本設(shè)計(jì)中，最終取值為。(17)輪轂直徑d dh=d5.4.2鏈輪z2按照同樣方法確定出鏈輪z2的各項(xiàng)參數(shù)值，具體如下：直徑分度圓d=267.97mm,齒頂圓直徑da=275mm，齒根圓直徑df=257.81mm，分度圓弦齒高h(yuǎn)a=4.3mm,齒根距離LX=257.69mm，齒側(cè)凸緣直徑dg=251.05mm，滾子定位圓弧半徑rimax=242.95mm,滾子定位圓α5.4.3滾子鏈的材料的選擇與處理在輸送機(jī)正常運(yùn)行的工況下，滾子與鏈輪彼此嚙合，所以要滿足強(qiáng)、硬要求。此次設(shè)計(jì)中，用35Cr來做滾子。35Cr查于其強(qiáng)、剛度，以及工藝特性與30Cr差不多。在機(jī)械制造中，使用的比較多。在加工齒輪、軸、這些零件的時(shí)候都能用到。在設(shè)備里面運(yùn)轉(zhuǎn)的銷軸同套筒，用35號(hào)鋼來做，35號(hào)鋼在塑性與強(qiáng)度方面比碳素鋼要好，大都可以在調(diào)整質(zhì)量的過程中用。內(nèi)、外鏈板在進(jìn)行工作時(shí)，會(huì)受到變拉伸以及沖擊，鏈節(jié)部分在進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)的過程中，旁邊位置精細(xì)摩擦，在運(yùn)行一段時(shí)間后，鏈板會(huì)出現(xiàn)疲勞，發(fā)生斷裂，所以確定鏈板的原料是40Mn，40Mn是一種碳素結(jié)構(gòu)的鋼，能承受疲勞的負(fù)荷較大[8]。連接銷部分，可以用卡簧來對(duì)其卡緊，卡簧具有彈性。這里用65MN,65MN來做，進(jìn)行熱處理加工，其性能比碳鋼要好，不過溫度太高，會(huì)產(chǎn)生敏感性。只能用在比較小的彈簧上。在工作中，會(huì)受到?jīng)_擊產(chǎn)生摩擦損壞的部件有銷軸、套筒以及滾子，在對(duì)這些零件進(jìn)行設(shè)計(jì)的時(shí)候，讓工件表面具備承受磨損，疲勞的特性[9]。按照慣例，會(huì)對(duì)這些零件進(jìn)行滲碳加工。在本文中，對(duì)銷軸按照滲碳0.3mm加工。

第六章齒輪設(shè)計(jì)6.1高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)6.1.1齒輪選型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)本設(shè)計(jì)要求，結(jié)合系統(tǒng)功能特點(diǎn)，選用了最符合要求的直齒圓柱齒輪傳動(dòng)；(2)運(yùn)輸機(jī)是較為傳統(tǒng)的工作機(jī)，對(duì)速度沒有太高要求，因此將精度定義為8級(jí)（）；(3)材料選擇：根據(jù)現(xiàn)行規(guī)范及具體細(xì)則選取了且硬度為的齒輪材料。其中，大齒輪材料采用45號(hào)鋼制備而成，而且硬度為。(4)小、大齒輪的齒數(shù)分別被為:ZZ6.1.2以接觸強(qiáng)度為參考，用下式完成參數(shù)求值 d1t≥2.323k根據(jù)要求完成各計(jì)數(shù)值選取，具體如下：(1)初步選取Kt(2)求取小齒輪轉(zhuǎn)矩：通過上文分析得知T(3)通過查表《齒寬系數(shù)選用原則》[10]查詢確定出最符合要求的齒寬系數(shù)φ(4)通過查表《齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度》[11]查詢確定出最符合要求的接觸疲勞強(qiáng)度極限，其中將小齒輪和大齒輪分別為σσ(5)通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求的彈性影響系數(shù)Z(6)利用公式確定出應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n N2=N(7)通過《接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)表》[12]查詢確定出最符合要求的接觸疲勞壽命系數(shù)KK(8)求取接觸疲勞許用應(yīng)力在失效概率為1%的情形下，相對(duì)應(yīng)的安全系數(shù)S=1，可計(jì)算出以下兩個(gè)參數(shù)值： [σH] [σH]6.1.3計(jì)算(1)求取小齒輪分度圓直徑d1t并將其套入[ d1t≥2.323(2)計(jì)算圓周速度 v=π.d1t(3)求取齒寬b、模數(shù)mnt及全齒高 b=φd. mnt=d h=(2hab(4)計(jì)算載荷系數(shù)k：通過《工況系數(shù)選取表》[13]查詢確定出最符合要求的使用系數(shù)kA=1，直齒輪kHα=kFα=1，載荷系數(shù)kv利用下式求取動(dòng)載荷系數(shù) k=kA.(5)在已知分度圓直徑的情況下，利用特定公式求取以下參數(shù)值 d1=d(6)求取模數(shù) mn=d6.1.4齒根強(qiáng)度計(jì)算利用下式確定出齒根彎曲強(qiáng)度 mn≥3(1)通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求的彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù)極限，其中，小齒輪和大齒輪分別為σσ(2)通過查表《齒輪材料的接觸疲勞強(qiáng)度》[11]確定出最符合要求彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù)KK(3)求取彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 [σF] [σF](4)求取載荷系數(shù) K=KA.(5)確定齒形系數(shù)通過《標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)表》查詢得知YY(6)確定應(yīng)力校正系數(shù)通過《標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)表》查詢得知YY(7)分別求取大小齒輪的YFa YFa1.Y YFa2.Y由上述計(jì)算結(jié)果可知，大齒輪的值更大一些，因此在本設(shè)計(jì)中按照此值進(jìn)行計(jì)算：(8)將已獲取到的參數(shù)值套入下式 mn≥3通過上述計(jì)算分析可進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)，齒面的法面模數(shù)mn明顯高于齒根法面模數(shù)，mn=3.41mm已達(dá)到了彎曲強(qiáng)度要求，查表《齒輪模數(shù)及選取標(biāo)準(zhǔn)》，模數(shù)m z1=d取z1=186.1.5幾何尺寸計(jì)算(1)利用下式分別求取出大、小齒輪的分度圓直徑 d1=z d2=z(2)利用下式確定出中心距 a=(d1(3)利用下式確定出齒輪寬度b=φd.d(4)結(jié)構(gòu)選擇通過計(jì)算得知 da1=d由于da1<160mm，因此選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪可滿足本設(shè)計(jì)要求。6.2低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)6.2.1選定齒輪的類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)(1)材料以第一對(duì)齒輪作為選擇參考(2)設(shè)定為8級(jí)精度(3)齒數(shù)選擇zz6.2.2以接觸強(qiáng)度為參考，用下式完成參數(shù)求值 d1t=2.323根據(jù)要求完成各計(jì)數(shù)值選取，具體如下(1)試選K(2)求取小齒輪轉(zhuǎn)矩：通過上文分析得知T(3)通過查表《齒寬系數(shù)選用原則》確定出最符合要求的齒寬系數(shù)φ(4)通過查表《彈性系數(shù)選用表》[14]查詢確定出最符合要求的彈性影響系數(shù)Z(5)通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求的接觸疲勞強(qiáng)度極限，其中將小齒輪和大齒輪分別為σσ(6)利用公式確定出應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60 N2=(7)通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求的接觸疲勞壽命系數(shù)KK(8)求取接觸疲勞許用應(yīng)力在失效概率為1%的情形下，取安全系數(shù)S=1 [σH [σH6.2.3計(jì)算(1).求取小齒輪分度圓直徑d1t，并將其套入σ d1t≥2.32(2)求取圓周速度 v=π.d(3)求取齒寬b、模數(shù)mnt及全齒高 b=φd mnt= h=2.25×2.276=5.121mm b(4)計(jì)算載荷系數(shù)K通過《工況系數(shù)選取表》查詢確定出最符合要求的使用系數(shù)kA=1，直齒輪kHα=kFα=1，動(dòng)載荷系數(shù)kv利用下式求取動(dòng)載荷系數(shù) K=kA(5)在已知分度圓直徑的情況下，利用特定公式求取以下參數(shù)值 d1=(6)求取模數(shù) mn=(7)利用下式確定出齒根彎曲強(qiáng)度 mn≥①通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求的彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù)極限，其中，小齒輪和大齒輪分別為σσ②通過表數(shù)據(jù)查詢確定出最符合要求彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù)KK③求取彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)s=1.4 [σF [σF④計(jì)算載荷系數(shù) K=KA⑤查取齒形系數(shù)通過《標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)表》查詢得知YY⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)通過《標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)表》查詢得知YY⑦計(jì)算大小齒輪的YFa YFa1. YFa2.由上述計(jì)算結(jié)果可知，大齒輪的值更大一些，因此在本設(shè)計(jì)中按照此值進(jìn)行計(jì)算。⑧將已獲取到的參數(shù)值套入下式 mn≥通過上述計(jì)算分析可進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)，齒面的法面模數(shù)mn明顯高于齒根法面模數(shù)，mn=2.276mm已達(dá)到了彎曲強(qiáng)度要求，查表《齒輪模數(shù)及選取標(biāo)準(zhǔn)》，模數(shù)mn取標(biāo)準(zhǔn)值 z1= z2=u.6.2.5幾何尺寸計(jì)算(1)利用下式分別求取出大、小齒輪的分度圓直徑 d1= d2=(2)利用下式確定出中心距 a=d1因此，在本設(shè)計(jì)中取值199mm。(3)計(jì)算齒輪的寬度 b=φd圓整后取BB(4)結(jié)構(gòu)選擇通過計(jì)算得知 da1=由于小齒輪da1<160mm，因此選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪可滿足本設(shè)計(jì)要求，而大齒輪

第七章軸的設(shè)計(jì)7.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1.1I軸高速軸的設(shè)計(jì)(1)軸上的功率P1=5.53kw,轉(zhuǎn)速n1(2)求施加于齒輪上的力。已確定高速級(jí)小齒輪d1圓周力： Ft1=徑向力： Fr1= Fn1=(3)計(jì)算出軸的最小直徑利用d≥C3將45鋼作為軸的優(yōu)選制備材料，調(diào)質(zhì)處理，通過表數(shù)據(jù)查詢得知，即 d1min=C出入軸最小直徑為安裝軸承處的直徑，應(yīng)選取與直徑相適應(yīng)的軸承孔的型號(hào)，初選深溝球軸承6006，尺寸為：d×D×B=30×55×13(4)軸的設(shè)計(jì)擬定軸上的裝配方案，如圖7.1圖7.1I軸高速軸裝配方式7.1.2II軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)軸上的功率P2=5.26kW(2)求作用在低速軸齒輪上的力。已確定其d1=97.5mm，則 Ft1徑向力： Fr1= Fn1=計(jì)算出高速軸齒輪上的力已確定其d2=mz2 Ft2=徑向力： Fr2= Fn2=(3)計(jì)算出軸的最小直徑由公式d≥C3將45鋼作為軸的優(yōu)選制備材料，調(diào)質(zhì)處理，通過表數(shù)據(jù)查詢得知C=112則 d1min=C(4)軸的設(shè)計(jì)擬定軸上的裝配方案，如圖7.2，圖圖7.21I軸低速軸裝配方式(5)確定各軸段尺寸初選深溝球軸承，小齒輪直徑d1=97.5mm，則用深溝球軸承，其規(guī)格為：,L軸端直徑dBC=42mm，輪轂寬度，為保證套筒與齒輪密室壓緊，BC軸承段齒輪輪轂寬度LBC=99mm，軸肩高h(yuǎn)≥0.07d,取h=3mm，軸環(huán)處直徑d軸端直徑dEF=44mm，輪轂寬度，為保證套筒與齒輪密室壓緊，EF軸承段齒輪輪轂寬度LDE=94mm，軸肩高h(yuǎn)≥0.07d,取h=6mm,(6)軸上載荷截面B、C為危險(xiǎn)截面，現(xiàn)計(jì)算截面B、C處的支反力及彎矩,軸受力圖如圖7.3所示。圖7.3軸的受力圖垂直支反力 FNV1= FNV2=彎矩： M1aV= M2aV=水平支反力： FNH1= FNH2=彎矩： M1aH= M2aH=小齒輪合成彎矩： Ma1=大齒輪合成彎矩： Ma1=7.1.3III低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算(1)軸上的功率P1=4(2)求作用在低速軸大齒輪上的力。已知其分度圓直徑d2=280mm，則 Ft1=徑向力： Fr1= Fn1=(3)計(jì)算出軸的最小直徑利用式d≥C3將45鋼作為軸的優(yōu)選制備材料，調(diào)質(zhì)處理，通過表數(shù)據(jù)查詢得知 d1min=C選擇型號(hào)為6010的深溝球軸承，其尺寸為：d×D×B=50×80×16(4)軸的設(shè)計(jì)。擬定軸上的裝配方案，具體如圖7.4圖7.4III低速軸裝配方式軸端直徑dCD=60mm，輪轂寬度，為保證套筒與齒輪密室壓緊，BC軸承段齒輪輪轂寬度LCD=79mm，軸肩高h(yuǎn)≥0.07d,取h=5mm，軸環(huán)處直徑dDE=70mm，LDE=16mm。中間軸長度L7.2軸的校核

高速軸的校核，以彎扭合成應(yīng)力作為軸的校核強(qiáng)度。通過上表數(shù)據(jù)分析，由于單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力實(shí)際上就是靜應(yīng)力，取，利用下式確定出其應(yīng)力 σca=將45鋼作為軸的優(yōu)選制備材料，調(diào)質(zhì)處理，通過表數(shù)據(jù)查詢得知?jiǎng)t，因此達(dá)到了設(shè)計(jì)要求，處于安全范圍內(nèi)。

第八章軸承及鍵的選擇和驗(yàn)算8.1軸承的選擇和校核預(yù)期壽命：以減速器的使用期限為參考，軸承生命期限為十年(按每年天計(jì)算)。即L'8.1.1高速軸I軸軸承校核初選6007深溝球軸承，基本動(dòng)載荷Cr Cr=解出p=1200.89N因此，6007軸承所受最大載荷為1200.89N，遠(yuǎn)大于軸承室及承受徑向載荷，所以合格。8.1.2中間軸II軸軸承的校核初選6006深溝球軸承，基本動(dòng)載荷Cr=13.2kw，查表得溫度系數(shù)ft=1,動(dòng)載荷系數(shù)則由基本額定動(dòng)載荷公式計(jì)算： Cr=解出p=1399.35N因此，6006軸承所受最大載荷為1399.35N，遠(yuǎn)大于軸承室及承受徑向載荷，所以合格。8.1.3低速軸III軸軸承的校核初選6010深溝球軸承，基本動(dòng)載荷Cr=22kw，查表得溫度系數(shù)ft=1,動(dòng)載荷系數(shù)則由基本額定動(dòng)載荷公式計(jì)算： Cr=解出p=3437.5N因此，6010軸承所受最大載荷為3437.5N，遠(yuǎn)大于軸承室及承受徑向載荷，所以合格。8.2鍵的選擇和驗(yàn)算8.2.1高速軸小齒輪軸鍵的選擇選擇A型普通平鍵，低速小齒輪直徑d=42mm,輪廓長度l=99mm，選擇鍵的型號(hào)為：12X8GB/T1096-2003，其中bXh=12X8，L=80鍵連接強(qiáng)度校核k=0.5l=L σp=因?yàn)殒I連接強(qiáng)度在要求之內(nèi)，所以安全。8.2.2高速軸大齒輪軸鍵的選擇選擇A型普通平鍵，低速小齒輪直徑d=44mm,輪廓長度l=97mm，選擇鍵的型號(hào)為：14X9GB/T1096-2003，其中bXh=14X9，L=80鍵連接強(qiáng)度校核k=0.5l=L σp=因?yàn)殒I連接強(qiáng)度在要求之內(nèi)，所以安全。

第九章減速器的潤滑和密封通過深入分析進(jìn)一步得知，各級(jí)齒輪的圓周速度都未超過，因此浸油潤滑就成為最佳選擇。而且一定更要合理調(diào)整傳動(dòng)件浸入油中的深度，不僅要將攪油損失控制在合理范圍之內(nèi)，同時(shí)也要達(dá)到理想的潤滑效果。油池的深度和儲(chǔ)油量也要達(dá)到限定要求[15]。兩級(jí)大齒輪直徑差一定要小，唯有此才能保證浸油深度相近。9.1潤滑油牌號(hào)及油量計(jì)算9.1.1選擇潤滑油牌號(hào)通過表數(shù)據(jù)查詢得知，閉式齒輪傳動(dòng)潤滑油運(yùn)動(dòng)粘度為由此可見，工業(yè)齒輪油是最理想選擇。9.1.2油量計(jì)算(1)油量計(jì)算功率所用油量為350--700(16--真實(shí)儲(chǔ)油量：高速大齒輪浸油深為個(gè)齒高，但超過了；低速深度在(16--13最低油深： 16?最高油深： 13?箱體內(nèi)壁總長：L箱體內(nèi)壁總寬：b (9.3)由此可以看出，箱體儲(chǔ)油量達(dá)到了預(yù)期設(shè)計(jì)要求。

第十章總結(jié)在本文中，根據(jù)鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置的工作要求及原始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)了其傳動(dòng)方案并且對(duì)相關(guān)部件進(jìn)行了計(jì)算選型和校核。在設(shè)計(jì)之中，首先我對(duì)傳動(dòng)方案進(jìn)行了分析和擬定，定下了二級(jí)齒輪傳動(dòng)+鏈傳動(dòng)的主旋律，其次對(duì)電動(dòng)機(jī)進(jìn)行了選型和計(jì)算，計(jì)算了他的電動(dòng)機(jī)額定功率，依此得到了系統(tǒng)的傳動(dòng)比，并粗略的選定了齒輪的齒數(shù)。然后對(duì)其各部分組件進(jìn)行了動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算和了解。之后對(duì)鏈傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，先是確定了滾子鏈的傳動(dòng)方式，然后確定了滾