移動式物料輸送機設計【二級NWG行星齒輪減速器】【V=1m-s H=1m-3m P=1.5kw】【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】

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It can be the delivery of granular material can also be carried into the delivery of items. Therefore, this conveyor is widely used in various industrial enterprises in the modern. It is used to tilt the level of transport or transport. It uses very convenient. The graduation project first made a brief overview of the conveyor.Next, it is the principles about choose component parts of belt conveyor. After that the belt conveyor abase on the principle is designed. Then, it is checking computations about main component parts. The ordinary belt conveyor consists of six main parts: Drive Unit, Jib or Delivery End, Tail Ender Return End, Intermediate Structure, Loop Take-Up and Belt. At present, we still fall far short of abroad advanced technology in design, manufacture and using. There are a lot of wastes in the design of belt conveyor. Keyword: belt conveyor; Lectotype Design;main parts 目錄 1.緒論 1 2. 帶式輸送機概述 2 3. 輸送機的設計 3 3.1 移動式物料輸送機主要部件的選用 3 3.1.1 輸送帶的選型 3 3.1.2 托輥的選型 3 3.2 移動式輸送機主要參數(shù)的確定 4 3.2.1 輸送機帶速的確定 4 3.2.2 帶寬的確定 4 3.2.3 電動機的選擇 4 3.2.4 V帶的設計 5 3.2.5減速器設計 7 4. 結論 24 5.參考文獻 25 6.致謝 26 III 1.緒論 移動式物料輸送機是連續(xù)運行的運輸設備，在冶金、采礦、動力、建材等重工業(yè)部門及交通運輸部門中主要用來運送散狀貨物，如礦石、煤、砂等粉、塊狀物和包裝好的成件物品。移動式帶式運輸機不僅具有構造簡單，工作可靠，操作簡便，不需專用地基固定便于移動，安裝與維護保養(yǎng)較為容易，運輸操作連續(xù)，運行平穩(wěn)，噪音小,通用性強等優(yōu)點，還可以根據(jù)輸送工藝的要求，用單機進行輸送，或與其它輸送機組成水平或傾斜的輸送線。 選擇輸送機這種通用機械的設計作為畢業(yè)設計的選題，能培養(yǎng)我們獨立解決工程實際問題的能力，通過這次畢業(yè)設計是對所學基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用，也使我們的設計、計算和繪圖能力都得到了全面的訓練。 畢業(yè)設計（論文）的主要任務及目標 物料輸送機是廣泛應用于物流運輸?shù)囊环N常用的物料運輸設備，由于它有著制造成本低、安裝操作簡便、適用性強的特點。 主要任務：設計一套移動式物料輸送機。 主要參數(shù)：輸送速度1m/s, 高度：1m-3m, 功率：1.5KW 目標： 1、掌握物料輸送機械設計方法和步驟； 2、培養(yǎng)學生查閱技術資料和綜合運用所學知識，獨立完成課題能力； 3、通過計算機輔助設計和輔助分析使學生得到畢業(yè)前的綜合性鍛煉。 2. 帶式輸送機概述 帶式輸送機是現(xiàn)代物料連續(xù)運輸?shù)闹匾O備，是連續(xù)運動的無端輸送帶運送貨物的機械,其主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨采煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據(jù)輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統(tǒng)來輸送物料。所以在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。然而，由于機器笨重，設備故障率高，造成工人勞動強度大，工作效率低，配件投資多等問題。而且，不適用于裝卸地點經(jīng)常變更動或用來短途運輸及裝卸散料。因此，針對這種情況提出了一種移動式物料輸送機。這種移動式輸送機運用輸送帶的連續(xù)或間歇運動來輸送各種輕重不同的物品，既可輸送各種散料，也可輸送各種紙箱、包裝袋等單件重量不大的件貨，用途廣泛。具有結構合理、維修方便、不需專用地基固定便于移動等特點，并可多點進、卸料。 目前，我國生產(chǎn)制造的帶式輸送機的品種、類型較多。在“八五”期間，通過國家一條龍“日產(chǎn)萬噸綜采設備”項目的實施，帶式輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離帶式輸送機的關鍵技術研究和新產(chǎn)呂開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角長距離帶式輸送機成套設備、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機等均填補了國內空白，并對帶式輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以PLC為核心的可編程電控裝置，驅動系統(tǒng)采用調速型液力偶合器和行星齒輪減速器。 國外帶式輸送機技術的發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在2個方面：一方面是帶式輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉彎帶式輸送機等各種機型；另一方面是帶式輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型帶式輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用于了帶式輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了帶式輸送機的運行性能和可靠性。［1］ 3. 輸送機的設計 3.1 移動式物料輸送機主要部件的選用 3.1.1 輸送帶的選型 輸送帶是輸送機中最昂貴、耐久性最差的部件，在輸送機運轉過程中，輸送帶受到各種不同性質和大小的裁荷作用，處在極復雜的應力狀態(tài)下。輸送帶最典型的損壞形式有：工作面層和邊緣磨損；受大塊礦巖沖擊作用引起擊穿、撕裂和剝離；芯體通過短笛和托輥組受反復彎曲應力引起疲勞；在環(huán)境介質作用下，引起強度指標降低和老化等等。計算表明，輸送帶的費用約占輸送機全部設備費用的一半。因此，根據(jù)輸送機的使用條件；選擇合適的輸送帶，并在運行中加強維護管理，延長其使用壽命，對提高輸送機工作效率，降低輸送機生產(chǎn)成本具有重要意義。對于帶式輸送機，常用的輸送帶有橡膠帶(圖3—11)和塑料帶(圖3—12)兩種。橡膠帶適用于工作環(huán)境溫度在-10～+ 400C之間，物料溫度不得超過+500C。當溫度超過500C以后，膠帶的彈性開始消失，如溫度過低時，膠帶就變硬發(fā)生裂紋。溫度超過+900C時，應使用防火輸送帶；溫度低于-15～-550C時應使用抗寒輸送帶。 本輸送機選用帶寬為300mm的橡膠帶 圖3-11 橡膠帶的結構 圖3-12 塑料帶的結構 3.1.2 托輥的選型 托輥是帶式輸送機的輸送帶及貨載的支承裝置。托輥隨輸送帶的運行而轉動，以減小輸送機的運行阻力。托輥質量的好壞取決帶式輸送機的使用效果，特別是輸送帶的使用壽命。而托輥的維修費用成為帶式輸送機運營費用的重要組成部分。所以要求托輥：結構合理，經(jīng)久耐用，回轉阻力系數(shù)小，密封可靠，灰塵、煤粉不能進入軸承，從而使輸送機運轉阻力小、節(jié)省能源、延長使用壽命。 托輥分鋼托輥和塑料托輥兩種。鋼托輥多由無縫鋼管制成。托輥輥子直徑與輸送帶寬度有關。通用固定式輸送機標準設計中，帶寬B為800mm以下的輸送機，選用托輥直徑為φ89mm；帶寬1000—1400mm選用輥子直徑為φ108mm。 托輥按用途又可分為槽形托輥、平形托輥、緩沖托輥和調心托輥，如圖3—13、3-14、3—15所示。本設計選用φ89mm的平行托輥。 圖3-13 槽形和平形上托輥 (a)槽形托輥、(b)平形托輥 圖3-14 緩沖托輥 (a)橡膠面式緩沖托輥、(b)彈簧板式托輥 圖3-15 調心托輥 3.2 移動式輸送機主要參數(shù)的確定 3.2.1 輸送機帶速的確定 根據(jù)任務書所給的條件確定移動式輸送機的帶速為1m/s。 3.2.2 帶寬的確定 根據(jù)設計手冊選取帶寬為300mm。［2］ 3.2.3 電動機的選擇 電動機額定轉速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉速不低500r/min，因為功率一定時，電動機的轉速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。若電機的轉速高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低。本設計皮帶機所采用的電動機的總功率為3kw，所以需選用功率為3kw的電機，擬采用Y100L-2型電動機，該型電機性能良好，可以滿足要求。 查《運輸機械設計選用手冊》，它的主要性能參數(shù)如下表：［2］ 表3-1 電動機參數(shù)表 型號 額定功率kw 滿 載 轉速r/min 電流A 效率％ 功率因數(shù) Y100L-2 3 2880 6.4 82.0 0.87 起動電流/額定電流 起動轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 重量kg 7.0 2.3 2.2 34 3.2.4 V帶的設計［3］ (1) 確定計算功率 查表8-7得工作情況系數(shù)KA=1.1，故 Pca=KAP=1.1╳3=3.3kW (2) 選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca，n由機械設計書上圖8-11選用A型 (3) 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 確定帶輪直徑 , 由表8-6,8-8選取小帶輪直徑 =90mm 驗算帶速v 由式8-13 因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速適合。 從動帶輪直徑 （4）確定中心距和帶長 按式 得 取 按式(8-22)計算帶的基礎準長度 查表8-2取帶的基準長度Ld=1800mm 按式(8-23)計算實際中心距a 按式（8-24）確定中心距調整范圍 中心距的變化范圍為417～741mm （5）驗算小帶輪包角α1 由式得 （6）確定V帶根數(shù)Z 1、由=90mm和n=2880r/min，查表8-4a得單根V帶的額定功率分別為1.69kW。查表8-4b得單根V帶的額定功率的增量ΔP=0.042kW。由表8-5查得，由表8-2查得于是 2、計算V帶根數(shù)Z，由式 取Z=2根 （7）計算單根V帶初拉力F0，由表8-3得q=1kg/m。 應使實際初拉力大于1208N。 （8）計算對軸的壓力Fp，由式 3.2.5減速器設計 （1）選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)設計要求行星齒輪減速器有傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境要求不高等特點。故采用雙級NWG行星齒輪傳動。此行星齒輪傳動結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。傳動簡圖如圖3-21所示： 圖3-21 行星齒輪傳動簡圖 (2)計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1 計算總傳動比i 驅動滾筒的轉速r/min 總傳動比i = n1/nw n1=n/iv，取iv = 2 所以總傳動比i =37.6 2 分配傳動比［4］ 查表得：高速級（Ⅰ表示）齒輪齒數(shù)為： ZaⅠ=19，ZcⅠ=50，ZbⅠ=119 傳動比為iⅠ=7.26 低速級（Ⅱ表示）齒輪齒數(shù)為： ZaⅡ=19，ZcⅡ=29，ZbⅡ=77 傳動比為iⅡ=5.05 (3)齒輪設計 1 齒輪參數(shù)設計［3］［4］ 1）高速級計算 Ta=9550×Pca/ n1=9550×3.3/1371.4=23N·m 查載荷不均勻系數(shù)為1.1，綜合載荷系數(shù)為K=2 齒數(shù)比為u= ZcⅠ/ ZaⅠ=2.632 太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi,經(jīng)滲碳淬火處理, 齒面硬度為50～60HRC，σHlim=1222MPa。內齒輪材料為42CrMo,這種材料經(jīng)過正火和調質處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調質硬度為220HB。 齒寬系數(shù)Φa=0.5 a-c中心距：a≥=50.2mm 模數(shù)m=2a/（ZcⅠ+ ZaⅠ）=1.45 取m=2 實際中心距a=m/2（ZcⅠ+ ZaⅠ）=69mm 表3-2 高速級齒輪的幾何尺寸 ZaⅠ ZcⅠ ZbⅠ（內齒輪） 分度圓直徑d=mz/mm 38 100 238 齒頂圓直徑da=m（z+2）/mm 42 104 da=m（z-2）=234 齒根圓直徑df=d-2.5m/mm 33 95 df=d+-2.5m=243 齒頂高ha=m/mm 2 2 ha=（ha＊-Δha＊）m=1.87 齒根高hf=1.25m/mm 2.5 2.5 hf=（ha＊+c＊）m=2.5 齒高h=2.25m/mm 4.5 4.5 h =ha +hf=4.37 齒寬b=Φa×d/mm 19(取40) 50 119（取45） Δha＊= ha＊2/ztan2α=0.063 2）低速級計算 Ta′ =Ta×iⅠ×ηⅠ ηⅠ=1-ΦH/（1+∣iHba∣）=0.9966 所以Ta′=166.4 N·m 查載荷不均勻系數(shù)為1.1，綜合載荷系數(shù)為K=2 齒數(shù)比為u= ZcⅡ/ ZaⅡ=1.53 太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi,經(jīng)滲碳淬火處理，齒面硬度為50～60HRC， σHlim=1222MPa。內齒輪材料為42CrMo，調質硬度為217-259HRC。齒寬系數(shù)Φa=0.5 a-c中心距：a≥=81mm 模數(shù)m=2a/（ZcⅠ+ ZaⅠ）=3.4 取m=4 實際中心距a=m/2（ZcⅠ+ ZaⅠ）=96mm 表3-3 低速級齒輪的幾何尺寸： ZaⅠ ZcⅠ ZbⅠ（內齒輪） 分度圓直徑d=mz/mm 76 116 308 齒頂圓直徑da=m（z+2）/mm 84 124 da=m（z-2）=300 齒根圓直徑df=d-2.5m/mm 66 106 df=d+-2.5m=318 齒頂高ha=m/mm 4 4 ha=（ha＊-Δha＊）m=3.6 齒根高hf=1.25m/mm 5 5 hf=（ha＊+c＊）m=5 齒高h=2.25m/mm 9 9 h=ha +hf=8.6 齒寬b=Φa×d/mm 38(取40) 58?。?0） 154（取50） Δha＊= ha＊2/ztan2α=0.098 2 齒輪強度校核［3］ 校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均小于其相應的許用接觸應力，即＜ 1)高速級齒輪強度校核 太陽輪-行星輪傳動接觸疲勞強度校核 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質量和剛度以及運行狀態(tài)有關。根據(jù)《機械設計》書，查表10-2得使用系數(shù)=1。 動載荷系數(shù) 考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數(shù)，查圖10-8得動載系數(shù)=1.062 齒向載荷分布系數(shù) 查表10-4，用插值法得=1.323 齒間載荷分配系數(shù)、 齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關。查表可得=1 ，=1 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) 考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數(shù)。它與行星架和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取 =1.1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。根據(jù)，取為2.495 彈性系數(shù) 考慮材料彈性模量E和泊松比對接觸應力影響的系數(shù)，查表10-6可得為 189.80 重合度系數(shù) 考慮重合度對單位齒寬載荷的影響，而使計算接觸應力減小的系，故取0.885 螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。，取為1 最小安全系數(shù)， 考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應根據(jù)重要程度，使用場合等。取=1 接觸強度計算的壽命系數(shù) 考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關。 取=1.017，=1.066 潤滑油膜影響系數(shù)，， 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.967, =0.885 齒面工作硬化系數(shù)，接觸強度尺寸系數(shù) 考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉過程中對調質剛的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)。故選=1，=1 根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力[10]，即太陽輪的 =1384 行星輪的=1238 因為高速級外嚙合齒輪副中 ，經(jīng)計算可得 則， 滿足接觸疲勞強度條件。 太陽輪-行星輪傳動彎曲疲勞強度校核 名義切向力 已知，=3和=38mm, 得 齒向載荷分布系數(shù) 查圖10-13得齒向載荷分布系數(shù)=1.278 齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.198 行星齒輪間載荷分配系數(shù) 行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計算 齒形系數(shù) 查表10-5可得，=2.850, =2.310 應力校正系數(shù) 查表10-5可得=1.545, =1.700 重合度系數(shù) 查表可得 螺旋角系數(shù) 計算齒根彎曲應力 =24 =22 計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限 查得最小安全系數(shù)=1.4 查表=2， 查表齒根圓角敏感系數(shù)， 相對齒根表面狀況系 許用應力, 因此；，滿足齒根彎曲強度條件。 行星輪-內齒輪傳動接觸疲勞強度校核 高速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇=1.163，=1.184, =189.8, =1, =2.495, =1.271,=0.844，=1.075, =1.129, =1, =1,=0.967,=0.927, =0.85, =0.800,=1, =1,=1,=1, =1 計算行星齒輪的許用應力為 =1249 計算內齒輪的接觸許用應力 =423 而==125 則＜423 滿足接觸強度的條件。 2） 低速級齒輪強度校核 太陽輪-行星輪傳動接觸疲勞強度校核 使用系數(shù)。 查表10-2得使用系數(shù)=1 動載荷系數(shù) 查圖10-8得動載系數(shù)=1.011 齒向載荷分布系數(shù) 查表10-4，得=1.206 齒間載荷分配系數(shù)、 查表可得=1 ，=1 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) 查表取 =1.1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.495 彈性系數(shù) 查表10-6可得為 189.80 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) ，取 最小安全系數(shù)， =1 接觸強度計算的壽命系數(shù) =1.145，=1.158 潤滑油膜影響系數(shù)，， 查表可得，， 齒面工作硬化系數(shù)，接觸強度尺寸系數(shù) =1，=1 太陽輪的 =1669 行星輪的=1441 因為高速級外嚙合齒輪副中 ，經(jīng)計算可得 則， 滿足接觸疲勞強度條件。 太陽輪-行星輪傳動彎曲疲勞強度校核 名義切向力 已知，=3和=72mm, 得 齒向載荷分布系數(shù) 查圖10-13得齒向載荷分布系數(shù)=1.166 齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)可查表=1 行星齒輪間載荷分配系數(shù) 行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計算 齒形系數(shù) 查表10-5可得，=2.850, =2.550 應力校正系數(shù) 查表10-5可得=1.545, =1.619 重合度系數(shù) 查表可得 螺旋角系數(shù) 計算齒根彎曲應力 =24 =22 計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限 查得最小安全系數(shù)=1.4 查表=2， 查表齒根圓角敏感系數(shù)， 相對齒根表面狀況系 許用應力, 因此；，滿足齒根彎曲強度條件。 行星輪-內齒輪傳動接觸疲勞強度校核 低速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇=1.016，=1.16,3 =189.8, =1, =2.495, =1.067,=0.853，=1.17,3 =1.240, =1, =1,=0.950,=0.9, =0.964, =0.930,=153, =531,=1,=1, =1 計算行星齒輪的許用應力為 =1683 計算內齒輪的接觸許用應力 =604 而==168 則＜604 滿足接觸強度的條件。 （4）軸的設計 1輸入端 1）確定軸徑 根據(jù)行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪的結構，因為它的直徑較小，所以采用齒輪軸的結構形式；即將中心齒輪與輸入軸連成一體。 按公式d0min=（查表15-3,取A=110）［3］ 試取為30mm,同時進行軸的結構設計，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。如圖3-22所示 圖3-22 輸入軸 圖3-23 輸入軸 如圖3-23,從左端開始確定直徑，該軸段1為齒輪軸，所以該段直徑為30mm。2段裝軸承6208，為了便于安裝，取2段為40mm。2段左端用軸肩定位，軸肩的高度為4mm，直徑為35mm。3段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取3段36mm。4段直徑和1段一樣為30mm。 2）軸的強度校核［5］ 受力分析 軸上的扭矩 T=20N·m 圓周力 徑向力 垂直面支反力 水平面支反力 求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖 垂直面［圖3-24（b）］ 水平面［圖3-24（c）］ 合成彎矩［圖3-25（d）］ 做扭矩圖［圖3-26（e）］ T=20N·m 由圖可知危險截面在A軸承的左邊 強度校核 由軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得 因此 ＜，故安全。 圖3-24 軸的受力分析圖 2輸出端 1）確定軸徑 根據(jù)d0min= 帶有單鍵槽，作為輸出軸。取為80mm，選擇22X110的鍵槽。再到臺階為90mm。輸出連接軸為80mm，選擇22X100的鍵槽。如圖3-25、圖3-26所示 圖3-25 輸出軸 圖3-26 輸出軸 （5）內齒輪的設計 內齒輪采用螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖3-27、圖3-28所示 圖3-27 高速級內齒輪 圖3-28低速級內齒輪 （6）行星齒輪設計 行星齒輪采用帶有內孔結構，它的齒寬應該加大，以保證該行星齒輪與中心齒輪的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪和行星齒輪相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝兩個滾動軸承來支撐著。如圖3-29、圖3-30所示 圖3-29 高速級行星輪 圖3-30低速級行星輪 而行星齒輪的軸在安裝到行星架的側板上之后，還采用了軸套進行定位。 （7）行星架的設計 一個結構合理的行星架應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于齒輪傳動比時，選擇雙側板整體式轉臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內。行星架作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。如圖3-31、3-32所示。 圖3-31 高速級行星架 圖3-32 低速級行星架 （8）箱體的設計［6］ 按照行星傳動的安裝類型的不同，該行星減速器選用臥式的，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵。 （9）軸承、螺釘及附件的選用［7］ 軸承的選擇：根據(jù)軸的內徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的型號為6208，內徑為40mm ，外徑為80mm的深溝球軸承。行星齒輪中的軸承為滾針軸承，內徑為50mm,外徑為55mm 。行星齒輪2中的軸承為滾針軸承，內徑為50mm，外徑為80mm。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承，內徑為100mm，外徑為180mm，型號6220。 螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計 參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計。 （10）密封和潤滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。 （11）運動仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，進行運動仿真設計，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來。把旋轉馬達安裝在輸入軸上，設置其轉速為，通過設置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉，又繞著行星軸自轉。同時轉臂1進行轉動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。 圖3-33 輸入軸的角速度 圖3-34 輸出軸的角速度 根據(jù)公式可算出輸入軸與輸出軸的角速度。 輸入軸 輸出軸 與上圖顯示的角速度相比誤差不大。 4. 結論 這次設計的主要成果為： （1）熟練地掌握了輸送機各部分的結構、原理和功能，了解了國內外的發(fā)展現(xiàn)狀。 （2）了解輸送機在使用過程中經(jīng)常出現(xiàn)的問題。 （3）與普通齒輪減速器相比行星輪系減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點，用行星輪系減速器代替普通齒輪減速器。 （4）了解行星減速器的裝配和行星減速器的工作原理。 存在的主要問題： （1）對部分零件的結構尺寸和安裝尺寸掌握的不夠準確。 （2）行星減速器的結構設計中，有一些不切實際的地方。 進一步研究的建議： （1）根據(jù)實際情況對輸送機整體進行簡化，減小輸送機的重量和體積。 （2）對各個部件進行優(yōu)化設計，使各部分的功能達到最優(yōu)。 5.參考文獻 [1] 鄭學謙.帶式輸送機整機和頭部支架的CAD/CAE技術研究[D]. 鄭州大學,2007 [2] 運輸機械設計與選用手冊編輯委員會. 運輸機械設計與選用手冊[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，1999 [3] 西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室.機械設計.第8版.北京：高等教育出版社，2006.5 [4] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊．第4版.北京：機械工業(yè)出版社，2007.3 [5] 唐保寧，高學滿.機械設計與制造簡明手冊.同濟大學出版社,1993.7 [6] 羅圣國.機械設計課程設計. 北京：高等教育出版社，1990.4 [7] 駱素君，朱詩順.機械課程設計簡明手冊.北京：化學工業(yè)出版社,2006.6 6.致謝 經(jīng)過半年的忙碌，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中由于知識跨度較大，要求高，我在設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了很多困難。在設計過程中導師給了我很大的幫助。首先要感謝的是我的導師金教授。金教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料、設計草案的確定和修改、中期檢查、后期詳細設計等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是金教授仍然細心地糾正設計過程中的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩金教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作 此外，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識。最后，感謝我班的同學們和我的家人。在遇到挫折時，是他們給了我信心與前進的動力。感謝所有關心和幫助過我的人。 26