移动式物料输送机设计--毕业论文

1、移动式物料输送机设计说明书学院：机械工程学院专业：机械工程及自动化姓名：顾晓晨学号：070607210移动式物料输送机设计摘要本次毕业设计是关于移动式物料输送机的设计。此输送机是一种摩擦驱动以连续方式 运输物料的机械。它可以将物料从最初的供料点输送到最终的卸料点。它既口j以进行碎散 物料的输送，也可以进行成件物品的输送。所以此输送机广泛应用于现代化的各种工业企 业中。它用于水平运输或倾斜运输。使用非常方便。本次毕业设计首先对输送机作了简单 的概述；接着分析了带式输送机的选型原则及计算方法；然后根拯这些设计准则与计算选 型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的输送机各主要零部件进行了校

2、 核。普通型带式输送机由六个主要部件组成：传动装置，机尾和导冋装置，中部机架，拉 紧装置以及胶带。在胶带输送机的设计、制造以及应用方面，目前我国与国外先进水平相 比仍有较大差距，国内在设计制造带式输送机过程屮存在着很多不足。关键词：带式输送机选型设计主要部件mobile conveyor designabstractthe design is a graduation project about mobile material handling machines. this is a kind of friction drive conveyor transported the materia

3、l in a continuous machine. it can feed the material from the initial point of delivery to the final discharge point 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

4、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 conveyo匚 after that the belt conveyor abase on the principle is designed. then, it is checki

5、ng 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

6、. there are a lot of wastes in the design of belt conveyor.keyword: belt conveyor; lectotype design;main parts目录1. 绪论12. 带式输送机概述23. 输送机的设计33.1移动式物料输送机主要部件的选用33. 1. 1输送带的选型33. 1.2托辘的选型33.2移动式输送机主要参数的确定43. 2. 1输送机带速的确定43. 2.2带宽的确定43. 2.3电动机的选择43. 2.4 v带的设计53. 2. 5减速器设计84. 结论255. 参考文献266. 致谢271. 绪论移动式物

7、料输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门 及交通运输部门中主要用来运送散状货物，如矿石、煤、砂等粉、块状物和包装好的成件 物品。移动式带式运输机不仅具有构造简单，工作可靠，操作简便，不需专用地基固定便 于移动，安装与维护保养较为容易，运输操作连续，运行平稳，噪音小，通用性强等优点, 还可以根据输送工艺的耍求，用单机进行输送，或与其它输送机组成水平或倾斜的输送线。 选择输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问 题的能力，通过这次毕业设计是对所学基木理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的 设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。毕业设计（

8、论文）的主要任务及目标物料输送机是广泛应用于物流运输的一种常用的物料运输设备，由于它有着制造成木 低、安装操作简便、适用性强的特点。主耍任务：设计一套移动式物料输送机。主要参数：输送速度lm/s,高度：1功率:1.5kw目标：1、掌握物料输送机械设计方法和步骤；2、培养学生查阅技术资料和综合运用所学知识，独立完成课题能力；3、通过计算机辅助设计和辅助分析使学生得到毕业前的综合性锻炼。2. 带式输送机概述带式输送机是现代物料连续运输的重要设备，是连续运动的无端输送带运送货物的机 械，其主要特点是机身可以很方便的仲缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长 或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷

9、道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当 输送能力和运距较大时，可配中间张动装置来满足要求。根拯输送工艺的要求，可以单机 输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。所以在矿山的井下巷道、矿井 地面运输系统、霜天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。然而，曲于机器笨重，设 备故障率高，造成工人劳动强度大，工作效率低，配件投资多等问题。而且，不适用于装 卸地点经常变更动或用来短途运输及装卸散料。因此，针对这种情况提出了一种移动式物 料输送机。这种移动式输送机运用输送带的连续或间歇运动来输送各种轻重不同的物品， 既可输送各种散料，也可输送各种纸箱、包装袋等单件重量不大的件货，用途广泛。具有

10、 结构合理、维修方便、不需专用地基固定便于移动等特点，并可多点进、卸料。目前，我国生产制造的带式输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一 条龙“日产万吨综采设备”项目的实施，带式输送机的技术水平冇了很大捉高，煤矿井下 用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产吕开发都取得了很大的进步。如大倾 角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空 白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成 功了多种软起动和制动装置以及以plc为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液 力偶合器和行星齿轮减速器。国外带式输送机技术的发展

11、很快，其主要表现在2个方面：一方面是带式输送机的功 能多元化、应用范围扩大化，如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机 等各种机型；另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大的发展，尤其是长距离、 大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向，其核心技术是开发应用于了带 式输送机动态分析与监控技术，提高了带式输送机的运行性能和可靠性。c13. 输送机的设计3.1移动式物料输送机主要部件的选用3. 1. 1输送带的选型输送带是输送机中最昂贵、耐久性最茅的部件，在输送机运转过程中，输送带受到各 种不同性质和大小的裁荷作用，处在极复杂的应力状态下。输送带最典型的损坏形式冇： 工作

12、面层和边缘磨损；受大块矿岩冲击作用引起击穿、撕裂和剥离；芯体通过短笛和托辘 组受反复弯曲应力引起疲劳；在环境介质作用下，引起强度指标降低和老化等等。计算表 明，输送带的费用约占输送机全部设备费用的一半。因此，根据输送机的使用条件；选择 合适的输送带，并在运行屮加强维护管理，延长其使用寿命，对提高输送机工作效率，降 低输送机生产成本具有重要意义。对于带式输送机，常用的输送带有橡胶带（图311）和 塑料带（图312）两种。橡胶带适用于工作环境温度在-10+ 400c之间，物料温度不得 超过+500c。当温度超过500c以后，胶带的弹性开始消失，如温度过低时，胶带就变硬发 生裂纹。温度超过+9000

13、时，应使用防火输送带；温度低于t5-550c时应使用抗寒输送 带。木输送机选用带宽为300mm的橡胶带（«）图3-11橡胶带的结构图3-12塑料带的结构3. 1.2托辗的选型托辘是带式输送机的输送带及货载的支承装置。托车昆随输送带的运行而转动，以减小 输送机的运行阻力。托馄质量的好坏取决带式输送机的使用效果，特别是输送带的使用寿 命。而托辘的维修费用成为带式输送机运营费用的重要组成部分。所以要求托辘：结构合 理，经久耐用，回转阻力系数小，密封可靠，灰尘、煤粉不能进入轴承，从而使输送机运 转阻力小、节省能源、延长使用寿命。托车昆分钢托辘和塑料托辘两种。钢托车昆多由无缝钢管制成。托辘辘了

14、直径与输送带宽度有关。通用固定式输送机标准设计中，带宽b为800mm以下的输送机，选用托親直径为 © 89mm；带宽10001400mm选用辗子直径为4)108mmo托馄按用途又可分为槽形托馄、平形托馄、缓冲托馄和调心托馄，如图313、3-14.315所示。本设计选用l)89mm的平行托辘。(«>图3-13槽形和平形上托辘q)槽形托辘、(b)平形托辘5图3-14缓冲托辘(a)橡胶面式缓冲托鶴、(b)弹簧板式托轮图3-15调心托馄3. 2移动式输送机主要参数的确定3. 2. 1输送机带速的确定根据任务书所给的条件确定移动式输送机的带速为lm/so3. 2.2带宽的确定根

15、据设计手册选取带宽为300mmo 23.2.3电动机的选择电动机额定转速根据生产机械的要求而选定，一般情况下电动机的转速不低500r/min,因为功率一定时，电动机的转速低，其尺寸愈大，价格愈贵，而效率低。若电 机的传速高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低。本设计皮带机所采用的电动机的总 功率为3kw,所以需选用功率为3kw的电机，拟采用y100l-2型电动机，该型电机性能良 好，可以满足要求。查运输机械设计选用手册，它的主要性能参数如下表：2表31电动机参数表型号额定功率kw满载转速r/min电流a效率功率因数cos0y100l-2328806.482.00. 87起动电流/额定电流起动转

16、矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量kg7.02.32.2343. 2.4 v带的设计(1) 确定计算功率查表8-7得工作情况系数ka=1. 1,故pca=kap=l. 1x3=3. 3kw(2) 选择v带的带型根据pea, n由机械设计书上图8t1选用a型(3) 确定带轮的基准直径dd并验算带速v确定带轮直径仏,辽由表8-6, 8-8选取小带轮直径d占=90mm验算带速v 由式8-13«13.56m.5”二兀 dn 二 288°x；rx90 v 1- 60x1000 _60x1000因为5m/s<v<30m/s,故带速适合。从动带轮直径仏犷匸乙产2x90 = 1

17、80m（4）确定中心距q和带长厶按式0.7（几+乙2）“佰2（几+厶） 得 252 << 720 取 " 700/77777(ddi + ddj2按式（8-22）计算带的基础准长度l。tt(180 90)2、)mm4x700厶（）= 2°o +（乩 + 2）+71= (2x700 + -(90+180) +«1827mm需要全套完整答辩通过设计，请联系qq或qq®.查表8-2取带的基准长度ld=1800mm按式(8-23)计算实际中心距alrlo /”八 1800-1827,。a = do = (700 +)mm = 687mm2 2按式(8

18、24)确定中心距调整范围a mu = a + °°3 厶(/ = (687 + 0.03 x 1800)mm = 74 mmqmin = d 一1 仏=(687 - 0.015 x1800)mm = 417mm中心距的变化范围为417741mm(5) 验算小带轮包角a 1由式q严180。-血一血x57.3。得 一 d180。57.3。u 172° > 120°a(6) 确定v带根数z1、出泊二90mm和n二2880t7min,查表8-血得单根v带的额定功率分别为1.69kw。 查表8-4b得单根v带的额定功率的增量 p=0. 042kwo由表8-5

19、查得 0.99,由表8-2 查得匕101于是p = (p()+ a p 貝、k l =(169 + 0.042)d.99q .01 = 1.73pw2、计算v带根数z,由式p 3 3p. m3取z二2根(7) 计算单根v带初拉力f0,由表8-3 w q=lkg/mop 2 59f° = 500x 参(步-1) +砂j1208/vvz ka应使实际初拉力人于1208n。(8) 计算对轴的压力fp,由式zy172°f /严 2z f ° sin = (2 x 2 x1208 x sin )n = 4820w3. 2. 5减速器设计(1) 选取行星齿轮减速器的传动类型和

20、传动简图根据设计要求行星齿轮减速器有传递功率高、传动比较大、工作环境要求不高等特点。 故采用双级nwg行星齿轮传动。此行星齿轮传动结构简单，制造方便，适用丁任何工况下 的大小功率的传动。传动简图如图3-21所示：图3-21行星齿轮传动简图(2) 计算传动装置的总传动比并分配传动比1计算总传动比i驱动滚筒的传速 “二60 v7td60x10.5”= 38.2r/min总传动比i二nl/nwnl=n/iv,取 iv = 2所以总传动比i =37.62分配传动比查表得：高速级(i表示)齿轮齿数为:za i 二19, zc i =50, zb i =119传动比为i i =7. 26低速级（ii表示）

21、齿轮齿数为:za 11=19, zc 11=29, zb ii二77传动比为i ii =5. 05(3) 齿轮设计1齿轮参数设计1)高速级计算ta=9550xpea/ nl=9550x3. 3/1371. 4=23n m查载荷不均匀系数为1. 1,综合载荷系数为k=2齿数比为 u二 ze i / za i 二2. 632太阳轮和行星轮的材料为20crmnti,经渗碳淬火处理，齿面帔度为50601 irc, 0hlim-1222mpao内齿轮材料为42cnio,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硕度等力学性能。调质硕度为220hboa$483(% + l)=50. 2mm齿宽系数a二

22、0.5ac中心距:模数 m=2a/ (ze i + za i ) =1.45取m二2实际中心距 a=m/2 (ze i + za i )二69mm农3-2高速级齿轮的几何尺寸zalze izb i （内齿轮）分度圆直径d=mz/mm38100238齿顶圆直径d a=m (z+2) / mm42104da=m (z2) =234齿根圆直径df=d-2. 5m/mm3395df二d+-2. 5m=243齿顶高hei=m/mm22ha= (ha* - aha*) m=l. 87齿根高hf=l 25m/mm2.52.5hf= (ha*+c*) m=2. 5齿高 h=2. 25m/mm4.54.5h =

23、ha +hf=4. 37齿宽 b= 0 a x d/mm19(取 40)50119 (取 45) ha * 二 ha * 2/zta.n2 ci 二o. 063ta' =taxii x n in 1=1-07 (1+ i ihba | ) =0. 9966所以 ta ' =166. 4 n m查载荷不均匀系数为1.1,综合载荷系数为k=2齿数比为 u= zen/ zan=l. 53太阳轮和行星轮的材料为20crmnti,经渗碳淬火处理，齿面硕度为5060i1rc,o hiim=1222mpao内齿轮材料为42crmo，调质硬度为217259hrc。齿宽系数a二05a_c中心距:

24、am 483(比 + 1)2(pcrhvm=81nuii模数 m=2a/ (zc i + zai ) =3. 4取m=4 实际中心距 a=m/2 (zc i+ zai ) =96mm表3-3低速级齿轮的儿何尺寸：za izc izb i (内齿轮)分度圆直径d=mz/mm76116308齿顶圆直径da二m (z+2) /mm84124da=m (z-2) =300齿根圆直径df二d-2. 5m/mm66106df=d+-2. 5m二318齿顶高ha=m/mm44ha= (ha * 一 ha * ) m=3. 6齿根高 hf=1.25m/mm55hf= (ha* +c * ) m=5齿高 h=2

25、. 25m/mm99h=ha +hf二8. 6齿宽b二a x d/mm38(取 40)58 取(60)154 (取 50)a ha = ha *2/ztan2 a =0. 0982齿轮强度校核c3校核齿而接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大值均小于英相应的许用接触应力（jhp '即ch （7hp1）高速级齿轮强度校核太阳轮-行星轮传动接触疲劳强度校核 考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态冇关。根据机械设计书，查表10-2得使用系数ka二1。动载荷系数kv考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附

26、加动载荷影响的系数，查图10-8得动载系数kl°62齿向载荷分布系数k"查表10-4,用插值法得k”二1.323齿间载荷分配系数仝弘、rfu齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误井，齿廉修形，重合度等因素有关。查表可得kg ,爲二、行星齿轮间载荷分配不均匀系数考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与行星架和齿轮 及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 “切二11节点区域系数zh考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法zh2 cos 0 cosq/向力的系数。根据2co

27、s at s,n a取 zh 为 2.495弹性系数ze考虑材料弹性模量e和泊松比v对接触应力影响的系数，查表10-6可得ze为189.80 重合度系数z&考虑重合度对单位齿宽载荷ft/h的影响,7而使计算接触应力减小的系故取0. 885螺旋角系数z”考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。z厂后,取z"为1最小安全系数s"mins fmin考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性耍求应根据重耍程度，使用场合等。取 s h min 二接触强度计算的寿命系数zm考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热 处理，直径，模数和使用

28、润滑剂有关。取zn”二 1. 017, zn2i=. 066润滑油膜影响系数zj zv, zr齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得z“1, zv=0. 967, zzo.885 齿而工作硬化系数z“，接触强度尺寸系数zx考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。述考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选z“=i,= i根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力bp 10,即太阳轮的_ (jh lim r r r r ro hpl nill rl乜 l x入力o hmin二 1384pacrhlim 行星轮的bup7；zzlzvzrzwzx

29、mo /rnin二 1238，以 pa因为咼速级外啮合齿轮別屮(jh = (jex h cyk ak uk hk huk 刖、(t ho缶呼氛"，经计算可隔仏则呦，o/ g 满足接触疲劳强度条件。太阳轮-行星轮传动弯曲疲劳强度校核名义切向力 已知 7 = 20n.m, "二3 和:二38mm,心2000t得 p= 347/vripda齿向载荷分布系数查图10-13得齿向载荷分布系数k”二1.278 齿间载荷分配系数kf“齿间载荷分配系数可查表kf“二1. 198 行星齿轮间载荷分配系数k印 行星齿轮间载荷分配系数km按公式计算心厂066 齿形系数丫几查表 10-5 可得，丫

30、刖=2.850, 丫,“2二2310应力校正系数丫查表 10-5 可得丫加二1.545, /=1.700 重合度系数y£查表可得匕=0.705 螺旋角系数y = l 计算齿根弯曲应力cf/(t fl =y fay £y /ik akvk ffik fak fppapac f2 = b； y f'ycypk akvk i pk. fak fp _22计算许用齿根应力b"fmins fminysty ntysrell'y rre门y x已知齿根弯曲疲劳极限(yn = 4s5mpa(j f1 = 39 mpa查得最小安全系数sfm二1. 4 查表丫刃二2

31、,寿命系数y v/. = i查表齿根圆角敏感系数y,ri = o.95, 丫圖2 = i相对齿根表面状况系 y= 1.674-0.529( 2+1)0' = 0.96y 圖 2"674_0.529(&+1广=0.96匕=1许用应力 6八二叽 af/)2 = 478mpa因此§f2< 6讥，满足齿根 弯曲强度条件。行星轮-内齿轮传动接触疲劳强度校核高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择kzp =1, zh 二2. 495, k“ 二 1. 271, ze 二0. 844 ,zd 二

32、i, zv! =o. 967, zz 二0.927,/pkha二1.163, k”二 1.184, ze 二 189 & zni =1.075, zn2 =1.129, zd =i,=0.85,7“ 二0.800,zwi =i1x2zw2 二 1, >2x1=：, zx2 二 1, smin 二 1计算行星齿轮的许用应力为6广罟旦 zmzzzzvz 广 1249m"b / min计算内齿轮的接触许用应力6广晋1znzzvzrzwz 广423b 11 min而 cr = cr2=b 爲 k akuk h°k hmk hp =12s mpci则（jh = cth2

33、 <423 mpa满足接触强度的条件。2）低速级齿轮强度校核太阳轮-行星轮传动接触疲劳强度校核使用系数k.r查表10-2得使用系数ka=1动载荷系数ky查图10-8得动载系数k广1°11齿向载荷分布系数查表 10-4,得k二 1.206齿间载荷分配系数k血、kpa查表可得kna=l , k帀二1行星齿轮间载荷分配不均匀系数“切 查表取'呦二11节点区域系数z丹二2495弹性系数zf查表10-6可得ze为189.80重合度系数ze螺旋角系数z”z厂阿,取z = 1最小安金系数smins a'mins hmn 二接触强度计算的寿命系数zmzn” 二 i. 145,润

34、滑油膜影响系数zl, zv, z/e查表可得z广1，z产°950, zr = °964齿面工作硬化系数z“，接触强度尺寸系数z*_ (th lim r r r r r r(thpl ntzj lzj vzj rl xvzj x11 yt太阳轮的、価二1669padim r r r r r r(t刖ln丄l rlpl xtkjr行星轮的 min=1441 pa因为咼速级外啮合齿轮副中(jhx = (jlnbl 一k akuk hpk hak hp(t o务啓z乙乙经计算可得gp=349m puhp2则g"h <(7hp * cyhi < cy满足接触疲劳

35、强度条件。太阳轮-行星轮传动弯曲疲劳强度校核名义切向力已知 7 = 143.5m，心3 和心72mm,得 f,= 2000£“ = 253nvlpd a齿向载荷分布系数k”查图10-13得齿向载荷分布系数k”二1. 166齿间载荷分配系数kf“齿间载荷分配系数可查表kf(i=i行星齿轮间载荷分配系数k®行星齿轮间载荷分配系数kfp按公式计算kf = 0.66齿形系数匕“查表10-5可得，y二2.850, 丫切二2550应力校正系数ys“查表10-5可得丫加二1545, ys“2二1619重合度系数 查表可得y?. = 0.720 螺旋角系数y = l 计算齿根弯曲应力pac

36、t fl = bi y fdly y qk akvk fpk fqk fp _2«m豊 y 聞丫 y / evk mkfk 仁 22mpa计算许用齿根应力b巾b min y y y y y已知齿根弯曲疲劳极限(j n = 5mpai st i nt i 6relt± rrelt i x s f min(j f2 = 349 mpa查得最小安全系数s fmin二1. 4查表ys?二2,寿命系数ynt = 1查表齿根圆角敏感系数人诃=°95，乙初2 = 1相对齿根表面状况系 人的= 1.674-0.529(rz+lj"i°43 y/r2 = 1.6

37、74-0.529 (&+1广 ' = 1.043匕=1许用应力 s=mpa, af/)2 = 520mpa因此§f2< b吨,满足齿根 弯曲强度条件。行星轮-内齿轮传动接触疲劳强度校核低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主耍表现为接触强度的计算，校核上 与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择kyi.%, k”二1.16,3 ze二189&z严,=2.495, k% 二1.067, z& 二0. 853, '=1. 17,3 zw 二 1.240, z/二,z12 二 1, zvi 二0.950, zv2 二0.9,zr 二°

38、;964,z“ 二°盟0, zwi =153,二531,二,zx2 二,smin 二计算行星齿轮的许用应力为6厂尹1zmzzzzvz 厂 1683mmb h min计算内齿轮的接触许用应力ct 府尹1 z mz z，z zvz 广604 mm' h min=168 mpamlj (7 h = ct h2 = b ho j k ak u k h/)k hak hp则 er hi = (j h2<qq4：mpa满足接触强度的条件。(4) 轴的设计1输入端1)确定轴径根据行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首先确定中心齿 轮的结构，因为它的直径较小，6/1

39、 = 76所以采用齿轮轴的结构形式；即将屮心齿轮与输入 轴连成一体。按公式 domin=a j = 110x至-=14.5mm (杳表 15-3,取 a=110)3 u.v1440试取为30mm,同时进行轴的结构设计，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形。 如图3-22所示轴承6208,为了便于安装，取2段为40mmo 2段左端用轴肩定位，轴肩的高度为4rmn,直径为35mmo 3段应与密封毛毡的尺寸同吋确定，查机械设计手册，选用jb/zq4606-1986中d二36mm的毛毡圈,故取3段36mm 4段直径和1段一样为30mm2）轴的强度校核国受力分析轴上的扭矩t=20n mfti员i周力

40、型归347n ripd径向力p r =化 tan a = 907v垂直面支反力r bv 68fa厂几 + f>658n求危险截面弯矩，并绘制弯矩图垂直面图3-24 (b)m = fx68 = 6120n 川伽= 6.12nh水平面图3-24 (c)m ah = f/68 = 23598mjw?7 = 23.6nl>n合成弯矩图3-25 (d)m a = 244nh做扭矩图图3-26 (e)t二20、 m由图叮知危险截面在a轴承的左边强度校核由轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得呦图3-24轴的受力分析图2输出端1)确定轴径rn mu ,4 p4 a (3.3x0.9966x

41、0.995 .o -木艮据 domin= a3- =ll0x /= 48.5mmv n4 n 用2带有单键槽，作为输出轴。取么为80mm,选择22xh0的键槽。再到台阶为90mmo(5) 内齿轮的设计内齿轮采用螺钉与箱体连接起來，从而可以将其固定。如图3-27.图3-28所示图3-27高速级内齿轮图3-28低速级内齿轮(6) 行星齿轮设计行星齿轮釆用带有内孔结构，它的齿宽应该加大，以保证该行星齿轮与中心齿轮的啮合良好，同吋还应保证其与内齿轮和行星齿轮相啮合。在每个行星齿轮的内孔屮，可安装两个滚动轴承來支撑着。如图3-29、图3-30所示图3-29高速级行星轮图3-30低速级行星轮而行星齿轮的轴

42、在安装到行星架的侧板上之后，还采用了轴套进行定位。(7) 行星架的设计一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小，质量小，具冇足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于齿轮传动 b 4比心4时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。 行星架作为行星齿轮传动的输岀基本构件时，承受的外转矩最大。如图3-31、3-32所示。图3-31高速级行星架图3-32低速级行星架(8) 箱体的设计按照行星传动的安装类型的不同，该行星减速器选用卧式的，为整体铸造机体，其特 点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽

43、量的避免琏厚 突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁。(9) 轴承、螺钉及附件的选用轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为gb/t276-1994 +的型号为6208,内径为 40mm ,外径为80mm的深沟球轴承。行星齿轮中的轴承为滚针轴承，内径为50mm,外径为 55mm。行星齿轮2中的轴承为滚针轴承，内径为50mm,外径为80mmo输出轴承为 gb/t276-1994的深沟球轴承，内径为100mm,外径为180mm,型号6220。螺钉的选择：大多紧i占i螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据gb1161-89的长形油标的参数来设计。(10) 密封和润滑行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式，通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起來，带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔，便与油入轴承。在油标屮显示 油位，便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触而的