爬坡加料机设计Word文档下载推荐.docx
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12.2车轮27
12.3车轮直径28
十三、制动器的选择28
十四、Pro/E三维建模及仿真29
14.1电动机模型29
14.2带传动模型29
14.3减速器模型29
14.4联轴器模型30
14.5卷扬机模型30
14.6小车模型32
14.7制动器模型33
14.8运动仿真34
十五、ANSYS有限元分析35
十六、结论36
十七、参考文献36
37
摘要
生产流程中，爬坡加料机可把块状、颗粒状物料从贮料仓中均匀、定时、连续地给到受料装置中去，在砂石生产线中可为破碎机械连续均匀地喂料，并对物料进行粗筛分，广泛用于冶金、煤矿、选矿、建材、化工、磨料等行业的破碎、筛分联合设备中。
本文首先分析了爬坡加料机的工作原理，确定了传递方案并画出了它的机构运动简图，结合题目中所提供的数据确定了电动机的功率和转速,然后运用齿轮传动原理,设计并计算了减速传递装置，其次综合各机构设计了卷扬机的结构,最后利用AutoCAD绘制了减速传动装置装配图及各零件图，通过Pro/E建立了爬坡加料机的三维模型并进行了运动仿真。
关键字：
AutoCAD、Pro/E、运动仿真
一、机械设计任务书
爬坡加料机设计
1．1设计题目简介
1—卷扬机2—传动装置3—滑轮4—小车5—电动机6—导轨（β=60°
）
如图为爬坡加料机的工作示意图。
电动机通过传动装置实现减速后驱动卷扬机工作，卷扬机通过钢缆拖动小车沿导轨做往复运动。
原动机为三相交流电动机，单班制间歇运转，轻微振动，较大灰尘，小批量生产。
设计参数与要求：
题号
装料所受重力G（N）
导轨长度L（mm）
运行速度ν（m/s）
轮距l（mm）
3
4000
660
0.4
500
1．2设计任务
1、确定传动方案，绘制机构运动简图。
2、确定电动机的功率和转速。
3、设计减速传动装置。
4、设计卷扬机结构。
5、绘制减速传动装置装配图。
6、绘制主要零件图。
7、利用Pro/E软件建立三维模型并仿真。
8、编写设计计算说明书。
二、传动方案的拟定及选择
2．1传动方案分析
根据任务书的要求，传动装置应满足工作可靠、传动效率高、结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、使用和维护方便的要求。
2．2传动方案确定
为了确定传动方案，由已知条件计算出卷扬机的转速：
nw=v2πr=vπD=60×
1000×
0.4π×
500=15.29r/min
选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电机，则可估算出传动装置的总传动比：
i总=150015.29=98或i总=100015.29=65
根据算出的传动比，我们想到了三种传动方案：
方案一：
带-单级圆柱齿轮减速器
图一
传动装置简单，采用带传动，安装维修方便，且有缓冲过载作用，噪声较低，但不适合高速重载。
方案二：
单级蜗杆减速器
图二
结构紧凑，传动平稳，噪声较低，但传动效率低，而且蜗轮市场价格高，生产成品高。
方案三：
二级圆柱齿轮减速器
图三
齿轮相对于轴承对称布置，载荷分布均匀，齿轮传动具有交大的承载能力、效率高、尺寸紧凑，带传动传动平稳、又能吸振，综合考虑了上前两方案的优缺点，使本方案达到了最佳的效果。
因此我们决定采用方案三作为爬式加料机传动装置的设计方案。
三、电动机的选择
3．1电动机类型
与单相异步电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料，卷扬机工作需要频繁变向，因此选用Y系列三相异步电动机。
3．2电动机功率选择
卷扬机工作的有效功率为：
Pw=Fv=Nmaxvsinβ=4000×
0.4sin60°
=1.85Kw
传动装置总效率：
ηα=η1η22η34η4η5
η1——联轴器的传动效率；
η2——二级圆柱齿轮传动的传动效率；
η3——滚动轴承的传动效率；
η4——V带传动的传动效率；
η5——卷扬机的传动效率。
查阅资料书得，η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.95，η5=0.96，则传动装置总效率为：
ηα=η1η22η34η4η5=0.99×
0.972×
0.994×
0.95×
0.96=0.816
则电动机所需功率为：
Pd=Pwηα=1.850.816=2.27Kw
因此，选用额定功率为3Kw的电动机。
3．3电动机转速的选择
由前面知，选择同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。
3．4电动机型号的选择
查阅资料书可知，同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机为Y100L2-4和Y132S-6，它们的具体参数查阅资料可得下表：
电动机型号
额定功率（Kw）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
总传动比
轴外伸轴径
轴外伸长度
Y100L2-4
1500
1430
95.56
28
60
Y132S-6
1000
960
62.83
38
综合上表，选择电动机型号为Y100L2-4。
总传动比为i总=95.56。
四、传动装置的相关计算
4．1传动比的分配
根据前面选择的电动机的型号以及传动方案，查阅资料，取带传动的传动比i1=3.5，则二级减速器的总传动比为：
i=i总i1=95.563.5=27.30
将二级圆柱齿轮减速器分为高速级和低速级，则其高速级的传动比为：
i2=1.3i=1.3×
27.30=5.96
低速级的传动比为：
i3=ii2=27.305.96=4.58
4．2各个轴的转速计算
小带轮转速：
n1=1430r/min
nA=n1i1=14303.5=408.57r/min
大带轮转速：
n2=nA=408.57r/min
nB=nAi2=408.575.96=68.55r/min
nC=nD=nBi3=68.554.58=14.97r/min
4．3各个轴的输出功率计算
A轴的输出频率：
PA=Pdη3η4=2.27×
0.99×
0.95=2.13Kw
B轴的输出频率：
PB=PAη2η3=2.13×
0.97×
0.99=2.05Kw
C轴的输出频率：
PC=PBη2η3=2.05×
0.99=1.97Kw
D轴的输出频率：
PD=PCη5η3η1=1.97×
0.96×
0.992=1.85Kw
4．4各个轴的输出转矩计算
TA=9549PAnA=9549×
2.13408.57=49.79N∙m
TB=9549PBnB=9549×
2.0568.55=285.59N∙m
TC=9549PCnC=9549×
1.9714.97=1256.75N∙m
TD=9549PDnD=9549×
1.8514.97=1180.N∙m
五、V带传动的设计及计算
带传动是一种挠性传动，因具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，可以通过打滑，提高设备的防过载能力，在机械传动中得到了广泛应用。
V带传动是靠V带的两侧面与轮槽侧面压紧产生摩擦力进行动力传递的。
与平带传动比较，V带传动的摩擦力大，因此可以传递较大功率。
V带较平带结构紧凑，而且V带是无接头的传动带，所以传动较平稳，是带传动中应用最广的一种传动。
5．1确定计算功率
查阅资料书得：
KA=1.6
计算功率为：
Pca=KA∙P=1.6×
3=4.8Kw
式中：
KA——工作情况系数；
Pca——计算功率；
P——所需传递的功率，等于电动机额定功率。
5．2确定V带的带型及带速
由nA=408.57r/min及小带轮转速n1=1430r/min，选择V带带型为B带。
查机械设计手册得：
由于dd1≥（dd）min，初选小带轮的基准直径：
dd1=125mm
dd2n2=（1-ε）dd1n1
式中，ε——滑动率，一般为1%~2%，可忽略不计；
dd2——大带轮的基准直径。
则dd2n2=dd1n1，dd2=dd1n1n2=125×
1430408.57=438mm
V带带速：
V=πdd1n160×
1000=3.14×
125×
143060×
1000=9.35m/s
由于5<
V<
25m/s，验算的带速合适。
5．3确定V带的中心距a和基准长度Ld
初选中心距：
a0=500mm
计算所需的基准长度：
Ld0=2a0+π2dd1+dd2+（dd2-dd1）24a0
=2×
500+3.142125+438+（438-125）24×
=1932mm
选择带的基准长度：
Ld=2000mm
计算实际中心距：
a=a0+Ld-Ld02=500+2000-19322=534mm
5．4验算小带轮上的包角
小带轮的包角α1小于大带轮的包角α2，小带轮上的摩擦力也相应的小于大带轮上的摩擦力，因此打滑只会发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，有：
α1=180°
-dd2-dd157.3°
a
=180°
-438-12557.3°
534=146.4°
>
90°
包角大小合适。
5．5计算带的根数
为了使各根V带受力均匀，V带数量应少于10根。
根据小带轮的基准直径dd1=125mm和转速n1=1430r/min，查阅资料得：
P0=2.19Kw，根据n1=1430r/min，i1=3.5和B型带，查得：
∆P0=0.46Kw，Kα=0.915，KL=0.98，则：
单根V带的额定功率为
Pr=（P0+∆P0）×
Kα×
KL=2.19+0.46×
0.915×
0.98=2.38Kw
则V带的根数为：
Z=PcaPr=4.82.38=2.02
所以取Z=3。
5．6计算单根带初拉力的最小值
查得B型V带单位长度质量为：
q=0.18kg/m。
则单根V带所需的最小初拉力为：
F0min=500×
2.5-KαPcaKαzv+qv2
=500×
2.5-0.915×
4.80.915×
3×
9.35+0.18×
9.352=163.95N
所以应使带的实际初拉力：
F0>
F0min=163.95N。
5．7计算带传动的压轴力FP
压轴力的最小值为：
（FP）min=2zF0sinα12=2×
163.95×
sin146.4°
2=941.72N
5．8确定V带截面尺寸
根据确定的B型V带，则其尺寸参数为：
节宽bP=14.0mm，顶宽b=17.0mm，高度h=11.0mm，横截面积A=143mm2，棱角φ=40°
。
六、V带带轮的设计及计算
6．1选择带轮材料
常用的带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可选择铸钢或钢板冲压焊接而成，小功率可采用铸铝或塑料。
本题选择HT200为带轮材料。
6．2选择带轮结构形式
对于小带轮，由于dd1=125mm>
2.5d且dd1<
300mm，选择V带轮为腹板式，如下图。
已知dd1=125mm，
对于小带轮：
已知d=25mm，则
d1=1.8~2d=45~50mm
取d1=45mm，查资料得：
da1=dd1+ha，取ha=3.50mm，则：
da1=125+3.5=128.5mm
B=L=1.5~2d=37.5~50mm，取B=L=40mm，则：
C1=17~14B=5.71~10mm
取C1=10mm。
对于大带轮，由于dd2=438mm>
300mm，采用轮辐式，如下图。
已知dd2=438mm，对于大带轮：
已知d=30mm，则：
d1=1.8~2d=54~60mm
取d1=55mm，da2=dd2+ha=438+3.5=441.5mm
B=L=1.5~2d=82.5~110mm，取B=L=90mm
因为P2=4.8η4=4.8×
0.95=4.56Kw，n2=408.57r/min，则：
h1=2903Pnz=45mm
h2=0.8h1=36mm
b1=0.4h1=18mm
b2=0.8b1=14.4mm
f1=f2=0.2h2=7.2mm
6．3确定带轮的轮槽
查阅资料得：
δ=8mm，ha=3.5mm，hf=12.5，bd=14.0mm，
f=12mm，e=19mm，φ=38°
七、齿轮传动
7.1高速级齿轮计算
7.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机数度不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为（调质），齿心硬度为280HBS，齿面硬度为50HRC，大齿轮材料为45钢（调质），齿心硬度为240HBS，齿面硬度为45HRC。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。
7.1.2按齿面接触强度设计
试选载荷系数为
小齿轮的转矩：
选取齿宽系数查得材料的弹性影响系数
查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限；
大齿轮的接触疲劳强度极限。
应力循环次数：
取接触疲劳寿命系数：
取失效率为1%，安全系数。
则：
试计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值：
计算圆周速度：
计算齿宽：
计算齿宽齿高之比：
根据，级精度，查得动载系数：
直齿轮，，使用系数
根据级精度，小齿轮相对支承对称布置时，
由，，查得。
故载荷系数：
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：
计算模数：
7.1.3按齿根弯曲强度设计
查得小齿轮的弯曲疲劳极限：
查得大齿轮的弯曲疲劳极限：
取疲劳寿命系数：
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数，得：
计算载荷系数：
查得齿形系数和应力校正系数：
取数值较大的，即。
设计计算：
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取标准值。
算出小齿轮齿数：
，取整得。
取整得：
7.1.4几何尺寸计算
计算分度圆直径：
计算中心距：
计算齿轮宽度：
取，
7.2低速级齿轮计算
已选直齿圆柱齿轮传动，爬式加料机的速度要求不高，故选用8级精度选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
选小齿轮齿数为，大齿轮齿数取整。
7.2.1按齿面接触强度设计
试选载荷系数
小齿轮的转矩
选取齿宽系数查得材料的弹性影响系数
查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的解除疲劳强度极限。
计算接触疲劳许用应力：
（取失效率为1%，安全系数为S=1.1）
试计算小齿轮分度圆直径:
根据，8级精度，查得动荷载系数，直齿轮，,使用系数。
根据8级精度，小齿轮相对支承对称布置时，。
由，查得，故载荷系数：
7.2.2按齿根弯曲强度设计
取弯曲疲劳安全系数:
得：
查得齿形系数和应力校正系数:
取数值较大值0.01467
取标准值，算出小齿轮齿数，取整，
，取整。
7.2.3几何尺寸计算
取，。
八、轴的设计（输出轴（C轴）的设计）
1、输出轴上的功率
，转速，转矩。
2、求作用在齿轮上的力
3、拟定轴上零件的装配方案
通过对传动装置的分析初步拟定输出轴的装配方案如下图：
4、初步确定轴的最小直径
取轴的材料为45钢，调质处理，查表取，则：
轴上会有两平键用来定位，会削减轴的承载能力，应适当放大轴径，输出轴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与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化比较小，故取，则：
按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，选用WH8型滑块联轴器，其公称转矩。
半联轴器的孔径可以取55mm。
故最小直径取55mm,半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
5、轴的结构设计
根据装配方案图可画出轴的简图如下图：
已经确定，为了满足半联轴器的轴向定位要求，AB轴段右端需制出一轴肩，故取BC段的直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故取AB段得长度应比略短一些，现取。
因轴承只承受径向力作用，故选用深沟球轴承，根据，选用深沟球轴承6212，其尺寸为：
，故：
，而。
右端滚动轴承采用轴肩定位，故取查得6212的轴肩定位高度为5mm,因此取：
取安装齿轮处的轴径。
齿轮左端与轴承之间采用套筒定位，该段直径，长度。
已知齿轮宽度为100mm，故取。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，因此轴肩处的直径，轴肩宽度。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取。
至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。
齿轮与轴的周向定位均采用双圆头平键。
按查得平键尺寸：
，键槽用键槽铣刀加工；
同时为了保证良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；
同样，半联轴器与轴选用半圆头平键，尺寸为，半联轴器与轴的配合为。
对所选的平键进行校核：
，其中：
，。
根据轴的材料为45钢，查得，故所选平键合适。
查得F、G、H处轴肩圆角半径为2.5，其余均为2.0。
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
算出简支梁轴的支撑跨度，再做出弯矩图、扭矩图。
如下图所示：
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面W是轴的危险截面。
计算得出轴上载荷参数，如下表。
载荷
水平面H
垂直面V
支座反力
弯矩
总弯矩
扭矩
按弯扭组合应力校核轴的强度，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。
取，轴的计算应力：
根据已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，，故安全。
九、轴承的校核
1、轴承的受力
径向力：
轴向力等于零。
2、求轴承当量载荷
查得在轴向力为零时，径向载荷系数和轴向载荷系数分别为，。
查得，取。
3、验算轴承寿命
计算预期寿命:
选用大的当量载荷验算，查得，则：
轴承满足使用要求。
十、联轴器设计
联轴器用来可用来传递运动和转矩，能够有效消除由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的影响，使轴与轴之间的传动更加平稳。
滑块联轴器属于无弹性元件的挠性联轴器，由于中间滑块的质量减小且具有弹性，因而有较高的极限转速，该联轴器结构简单、尺寸紧凑，符合本题要求。
根据已经计算出的减速器输出功率选择WH8型滑块联轴器。
选择公称转矩Tn=1800N∙m，轴孔直径d=55mm，轴孔长度L=112mm，D=190mm，D1=120mm，B1=150mm，B2=48mm。
十一、卷扬机设计
电动卷扬机由于操作方法不同，其结构相差很大。
我们将其分为电控卷扬机和溜放型卷扬机两类。
电控卷扬机通过通电或断电以实现卷扬机的工作或制动。
物料的提升或下降由电动机的正反转来实现，操作简单方便。
本题采用电控卷扬机。
11．1钢丝绳的选择
11.1.1钢丝绳的种类和构造
钢丝绳的种类．根据钢丝绳中钢丝与钢丝的接触状态不同又可分为：
（1）点接触钢丝绳各层钢丝直径均相同，而内外各层钢丝的节距不同，因而相互交叉形成点接触。
其特点是接触应力高、表面粗糙、钢丝易折断、使用寿命低。
但制造工艺简单，价格便宜。
这种钢丝绳在受拉、尤其是受弯时由于钢丝间的点接触、造成应力集中而产生严重压痕导致钢丝疲劳断裂。
（2）线接触钢丝绳由不同直径的钢丝统制而成，每一层钢丝的节距相等，由于外层钢丝位于内层钢丝之间的沟槽内，因此内外层钢丝间形成线接触。
这种钢丝绳的内层钢丝虽承受比外层钢丝稍大的应力，但它避免了应力集中，减少了钢丝间的摩擦阻力，使钢丝绳在弯曲上有较大的自由度，从而显著提高了抗疲劳强度；
线接触钢丝绳比点接触钢丝绳的有效钢丝总面积大，因而承载能力高。
卷杨机优先选用线接触钢丝绳。
11.1.2钢丝绳直径的选择
钢丝绳选择多采用安全系数法：
ng=SPFr≥[n]
式中，SP——整条钢丝绳的破断拉力，单位N；
[n]——卷扬机工作级别规定的最小安全系数；
Fr——钢丝绳的额定拉力，单位N。
钢丝绳直径：
dmin=cFmax
式中，Fmax——钢丝绳最大静拉力，N；
c——钢丝绳选择系数。
由于负载G=4000N，采用单滑轮组，则钢丝绳承受载荷：
Fmax=sin60°
×
G=3460N
该卷扬机工作级别为M7，查阅资料得：
钢丝绳系数选择c＝0.123，则：
dmin=cFmax=0.123×
3460=7.24mm
选择d=8mm。
钢丝绳最小拉断力：
F0≥nFmax=24.22kN
式中，n——安全系数，查机械设计手册选n=7。
查阅资料，本题目中钢丝绳选用钢芯钢丝绳，钢丝绳型号选择：
6×
19（a）类6-19S-8。
11．2卷筒的结构设计及计算
11.2.1卷筒的分类
按照钢丝绳在卷筒上的卷绕层数分，卷筒分单层绕和多层绕两种。
一般起重机大多采用单层绕卷筒。
只有在绕绳量特别大或特别要求机构紧凑的情况下，为
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