油冷式电动滚筒设计

TOC\o"1-5"\h\z绪论 1\o"CurrentDocument"第一章 查阅相关资料 2\o"CurrentDocument"第二章 装置整体方案设计 3\o"CurrentDocument"第三章 传动方案设计 4第四章分配传动比 4一、 电动机选择 4\o"CurrentDocument"二、 确定传动装置的总传动比 4\o"CurrentDocument"第五章 传动机构结构设计 5\o"CurrentDocument"一、 高速级齿轮传动的几何计算 5\o"CurrentDocument"二、 低速级齿轮传动的几何计算 14\o"CurrentDocument"三、 齿轮轴的设计计算 25\o"CurrentDocument"四、 齿轮轴上的轴承设计计算 29\o"CurrentDocument"五、 法兰轴的设计计算 31\o"CurrentDocument"六、 法兰轴上的轴承设计计算 35\o"CurrentDocument"七、 弹性挡圈的选用 37\o"CurrentDocument"八、 吊环的选用及几何参数 38\o"CurrentDocument"九、 键的选用及几何参数 39十、螺栓的计算 39\o"CurrentDocument"第六章 滚筒其它结构设计 40\o"CurrentDocument"一、 滚筒设计 40\o"CurrentDocument"二、 端盖设计 41\o"CurrentDocument"总结 44致谢 45参考文献 46经过大学四年的时间，我们先后学习了公共文化、设计基础和零件设计等课程，比较系统地学习了所需的专业知识，已初步掌握本专业的各类专门技能，根据教学目标和教学计划要求，我们进行了这次毕业设计课程。毕业设计是教学计划中最后一个综合性实践环节，是学生在教师的指导下，独立从事设计工作的又一次尝试，其基本目的是培养学生综合运用所学的基础理论、专业知识、基本技能研究和处理问题的能力。是我们对所学知识进行系统化、综合化运用、总结和深化的过程。设计题目选油冷式电动滚筒设计，因为在当今社会中电动滚筒有着非常重要的意义。带式输送机是最重要的现代散状物料输送设备，它广泛的应用电力、粮食、冶金、化工、煤炭、矿山、港口、建材等领域。近年来，带式输送机因为它所拥有的输送料类广泛、输送能力范围宽、输送路线的适应性强以及灵活的装卸料和可靠性强费用低的特点，已经在某些领域逐渐开始取代汽车、机车运输。成为散料运输的主要装备，在社会经济结构中扮演越来越重要的角色。特别是电动滚筒驱动的带式输送机在粮库的散料输送过程中更加有无可比拟的优势和发展潜力因此我们开拓思维、努力创新并结合自己原有的知识和现有的资料对其进行创新完善。在此过程中检验自己的创新能力使其应用的范围更加广泛，在国民经济的各个领域起到更加重要的作用。以电动滚筒作为驱动装置的带式输送机有着极其重要的意义。因其拥有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长、运转稳定、工作可靠性和密封性好、占据空间小等特点，并能适应在各种恶劣工作环境下工作包括潮湿、泥泞、粉尘多等。因此国内外将带式输送机（电动滚筒驱动）广泛应用于采矿、粮食、冶金等各个生产领域，思维的不断开阔、制造技术的不断提高和制造材料的不断改进，带式输送机将以前所未有的速度发展。保障散料输送工作高效、安全、可靠的运转，并将在社会和经济发展领域继续起到更加重要的意义。这次毕业设计的任务是设计一个滚筒驱动器，包括减速器、零件及滚筒外观的设计，给定该滚筒驱动器的大致尺寸从而计算滚筒内部具体的尺寸，即电动滚筒受到空间的限制，这是这次设计主要的考查之处。由于我的经验有限，所以在设计中难免出现错误，恳请老师批评改正。油冷式电动滚筒设计第一章 查阅相关资料经过查阅相关资料，滚筒的大致尺寸如下：图1滚筒外观尺寸其它原始数据:适用胶带速度滚筒直径胶带运行速度电机功率电机转速电机型号B=650mmD=500mmv=1.6mmN=5.5KWn=980r/minYG132M2-6B第二章 装置整体方案设计图（2）为油冷式电动滚筒装置图。图中1——接线盒；2——支座；3——端盖；4——滚筒；5、11——法兰轴；6——电机；7、8——齿轮；9——齿轮轴；10——内齿轮。

第三章传动方案设计图（3）为传动装置减速器的简图图3图3传动装置传动顺序为外啮合小齿轮一一外啮合大齿轮一一内啮合小齿轮一一内齿轮一一滚筒第四章分配传动比第四章分配传动比电动机选择按工作条件和要求，选用三相型异步电动机，封闭式结构，电压380V，r型，电机型号YG132M-6B。确定传动装置的总传动比滚筒轴工作转速为60x1000v

n 兀D

式中V——胶带运行速度，m/s；D——滚筒直径，mm。-61.1560x1000x1.6-61.153.14x500由选定电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为nI——man•••I—I•I式中，1、/2分别为高速级和低速级的传动比。故i— —16an61.15由于滚筒内部结构受空间的限制，经过查阅资料，直径500mm的滚筒内减速器齿轮中心距为130mm，因此综合考虑取高速级和低速级的传动比分别为i—3.3,第五章 传动机构结构设计一 高速级齿轮传动的几何计算小齿轮用40C，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取为260HB；大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB，平均取为240HB。计算步骤如下：表1高速级齿轮的校核计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转矩T] PT—9.55x106x—1—9.55x106x兰5980式中P——电机功率，KWn 高速轴转速，r/minT—53587Nmm1

齿宽系数wd由《机械设计》表12.13，取wd=L°w=1.°接触疲劳极限。Hlim由《机械设计》图12.17cbh1=71°MPbh2=58°MP初步计算的许用接触应力wh][b1]^°.9。].1=°.9X71°[。庭*OXHlim2=°.9x58°[bh1]=639MP[bh2]=522MPAd值由《机械设计》表12.16，取人广85A^^=85初步计算小齿轮直径直径d1Tu+L11-d(W[b]2‘u3dH,535973.3+11=85x( • )31.°X5222 3.3=53.99取d=6°mm初步齿宽bb=w 1x6°b=6°mm2.校核计算圆周速度V兀dnv~6°x1°°°_3.14x6°x98°=6°x1°°°v=3.1m/s精度等级由《机械设计》表12.6选8级精度齿数z和模数m初取齿数z1=24z=iz=3.3x24=8°m=d=丝=2.5z1 24取m=2.5，则z1=24，z2=8°m=2.5z=24z2=8°使用系数KA由《机械设计》表12.9Ka=1.5

动载系数Kv由《机械设计》图12.9K=1.16齿间载荷分配系数kha由《机械设计》表12.10，先求F=曳二至此=1786.6Ntd 601土£=技x'786.6=44.7n/mmb 60<100N/mm1 1 八e=[1.88-3.2(—+—)]cosPa Z]z2=1.88-3.2x(—+—)x1=1.712480Z_厅厂一叵ik087Ze=』3T3 =。.87.,一 1 1由此得K=一= =1.32HaZ20.872eea=1.71Ze=0.87K=1.32Ha齿向载荷分布系数KHP由《机械设计》表12.11,b、 〜八，K=A+B(-)+C.10-3bHp d1=1.17+0.16x12+0.61x10-3x60Khp=L37载荷系数KK=宵土aKhp=1.5x1.16x1.32x1.37K=3.15弹性系数ZE由《机械设计》表12.12七=189.8伽歹节点区域系数ZH由《机械设计》图12.16Z‘=2.5接触最小安全系数SHmin由《机械设计》表12.14SHmin=1-05总工作时间th)=10x300x8th=24000h应力循环次数NLN=60rntL1 1h=60x1x980x24000N=1.4x109L1

Nl=Nl/i=1.4X109/3.3Nl=0.424x109接触寿命系数ZN由《机械设计》图12.18Zn=0.97Zn=1.1许用接触应力[。h]g]/h31=710x0.97H1 S 1.05Hming]=°Hmm2气2=58^1H2 S 1.05Hmingh]=688.7MPg]=607MPH2 a验算。=ZZZ\2KT1.^!Heh叫bd2 uec八…/2x3.15x535973.3+1=189.8x2.5x0.87J \60x60x60 3.3mh=589MP<@H]计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径Hd=mz.=2.5x24=60mmd=mz=2.5x80=200mmd=60mmd=200mm2中心距〃_d+d_60+200a=122= 2a=130mm齿宽bb=中-d=1x60=60mm为了便于装配和调整，根据d1和中汗求出齿宽b后，将小齿轮宽度再加大5〜10mm取b=65mm1齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y8wc*0.75cCL0.75Y=0.25+——=0.25+p71aY=0.678齿间载荷分布系数KFa由《机械设计》表12.10K=—=-^FY0.67£K=1.49Fa

齿向载荷分布系数K邓b/h=65/(2.25x2.5)=10.7由《机械设计》图12.14K邓=1.45载荷系数Kk=Kf七=1.5x1.16x1.49x1.45K=3.76齿形系数KFa由《机械设计》图12.21七1=2.65丫「2=2.23应力修正系数rSa由《机械设计》图12.22七1=1.57七2=1.77弯曲疲劳极限。Flim由《机械设计》图12.23cbf]=600MPbf].2=450MP弯曲最小安全系数SFmin由《机械设计》表12.14SFmin=1'25应力循环次数NLN=60rntL] 1h=60x1x980x24000Nl=Nl/i=1.4x109/3.3Nl=1.4x109N=0.424x109L2弯曲寿命系数rN由《机械设计》图12.24Yn1=0.87Yn2=1.07尺寸系数rX由《机械设计》图12.25Y=1.0许用弯曲应力[。F]"]=—Flim1二1JF1 SFmin_600x0.87x1= 1.25[b]=—Flim2七2JF2 SFmin_450x1.07x1=1.25[bF1]=417.6MP[bf2]=385.2MP

验算Q=2^YYYF1 bdmFa1Sal£_2X3.76X53597—60x60x2.5b=bYFa2Ya2F2 F1YFa1YSa12.23X1.77=125.2x 2.65X1.57bf1=125.2MP<[。f1]bf2=118.4MP<[°F2]传动无严重过载，故不作静强度校核齿轮图形及其几何参数如下:图4外啮合小齿轮表2外啮合小齿轮的基本尺寸齿轮项目名称几何参数齿形角aa=20。齿顶高系数h*ah*=1顶隙系数c*c*=0.25齿根圆半径系数p*fp*=0.38f分度圆螺旋角Pp=0

齿宽bb=65mm齿顶高hah=h*m=1x2.5=2.5mm齿顶圆直径dad=(z+2)m=(24+2)x2.5=65mm齿根高hf气=(h*+c*)m=(1+0.25)x2.5=3.125mm齿高hh=h+hf=2.5+3.125=5.625mm基圆直径dbdb=dcos9=dcos20°=56.382mm精度等级(GB10095-88)9-8-8HK齿圈径向跳动公差FrF=0.071mm（查《互换性与技术测量》表11-8得）公法线长度变动公差FwF-0.056mm（查《互换性与技术测量》表11-7得）齿形公差fff-0.014mm（查《互换性与技术测量》表11-11得）基节极限偏差fpbf=±0.018mm（查《互换性与技术测量》表11-13pb得）齿向公差f%=0.025mm（查《互换性与技术测量》表11-14得）公法线长度wW=19.29-0.205，其计算过程如下：-0.283W=m[1.476(2k-1)+0.014xz]=2.5[1.476(2x3)+0.014x24]=19.29查《互换性与技术测量》表11-12得f=±0.02mmptE=-10f=-10x20=-200rm

E=-16f=-16x20=-320日mE=Ecosa-0.72Fsina=-200cos20°-0.72x71sin20°=-205口mE=Ecosa+0.72Fsina=-205pm式中fpt——齿距极限偏差E^——齿厚上偏差E 齿厚下偏差siEg——公法线平均长度上偏差E 公法线平均长度下偏差跨齿数kk=z/9+0.5=24/9+0.5就3图5外啮合大齿轮齿轮项目名称表图5外啮合大齿轮齿轮项目名称表3外啮合大齿轮基本尺寸几何参数齿形角aa=20。齿顶高系数h*ah*—1顶隙系数c*c*—0.25齿根圆半径系数p*fp*—0.38f分度圆螺旋角PP—0齿宽bb=60mm齿顶高hah=h*m=1x2.5—2.5mm齿顶圆直径dad=(z+2)m=(80+2)x2.5—205mm齿根高hf气—(h*+c*)m—(1+0.25)x2.5—3.125mm齿高hh—h+hf—2.5+3.125—5.625mm基圆直径dbdb—dcos9—200cos20°—187.94mm精度等级(GB10095-88)9-8-8HK齿圈径向跳动公差FrF=0.08mm（查《互换性与技术测量》表11-8得）公法线长度变动公差FwF=0.071mm（查《互换性与技术测量》表11-7得）齿形公差fff=0.018mm（查《互换性与技术测量》表11-11得）基节极限偏差fpbf—±0.020mm（查《互换性与技术测量》表11-13得pb）齿向公差%F&-0.025mm（查《互换性与技术测量》表11-14得）公法线长度WW—59.93-0.227，其计算过程如下：-0.311W—m[1.476(2k-1)+0.014xz]=2.5[1.476(2x9-1)+0.014x80]—59.93查《互换性与技术测量》表11-12得f—±0.022mmpt

E=-10f=-10x22=-220pmE=-16f=-16x22=-352pmE=Ecosa—0.72Fsina=-220cos20°-0.72x80sin20°=-227pmE=Ecosa+0.72Fsina=-352cos20°+0.72x80sin20°=—311pm式中fpt 齿距极限偏差E^——齿厚上偏差E 齿厚下偏差si£心——公法线平均长度上偏差E^——公法线平均长度下偏差跨齿数kk=z/9+0.5=80/9+0.5=9二 低速级齿轮传动的几何计算小齿轮用40C，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取为260HB；大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB,平均取为240HB。计算步骤如下：表4低速级齿轮传动的校核计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转速n2n980n=t= 2q3.3n2=297r/min

转矩T2T=T.i•门2 11=53597x3.3x0.97式中门 传动效率T=171564N-mm齿宽系数wd由《机械设计》表12.13，取w=1.1dw=1.1d接触疲劳极限。Hlim由《机械设计》图12.17。bHT1=710MPbh2=580MP初步计算的许用接触应力W疽[b口牝0.9。=0.9x710[b]幻0.9。=0.9x580[bh1]=639MP[bh2]=522MP气值由《机械设计》表12.16，取气=85Ad=85初步计算小齿轮直径直径d1d1>Ad=85=65.(T u-1)：-•lw[b]2uJ'dH ,'1715644.8-1)3•(85x52224.8J3取d=68mm1初步齿宽bb=w 1.1x68=74.8mmb=75mm2.校核计算圆周速度V兀dnV—60x1000_3.14x68x297—60x1000v=1.1m/s精度等级由《机械设计》表12.6选8级精度齿数z和模数m初取齿数z1=17z=iz.=4.8x17=82m=d=竺=4z1 17m=4z1=17

取m=4，则，z=17；z=82Z2=82使用系数KA由《机械设计》表12.9匕=1.5动载系数Kv由《机械设计》图12.9K=1.15齿间载荷分配系数kha由《机械设计》表12.10，先求F=奚=2*171564二5046Ntd 681KF=15X5046=100.92m/sb 75>100m/s1 1 八e=[1.88-3.2(———)]cosPa Z]z2」1 1\=[1.88-3.2---]cos0k1/82/=1.03Ze=J3"J3 =°.995由《机械设计》表12.10£a=1.03Ze=0.995K=1.2ha齿向载荷分布系数KH由《机械设计》表12.11,b、 〜八，K =A+B(一)+C・10-3bHP d1=1.17+0.16x1.12+0.61x10-3x75K=1.36HP载荷系数KK=KaK任HaKhp=1.5X1.15x1.2X1.36K=2.82弹性系数ZE由《机械设计》表12.12=189.8^MF节点区域系数ZH由《机械设计》图12.16Zh=2.5接触最小安全系数SHmin由《机械设计》表12.14Smin=1.05

总工作时间rh七=10X300X8[=24000h应力循环次数NLN=60rntL] 1h=60x1x297x24000*=林/i=1.4X109/3.3Nl1=4.3x108Nl2=0.9x107接触寿命系数ZN由《机械设计》图12.18Zn=1.1Z^2=1.31许用接触应力［。］Hg]=气响Zn1=712X11h1 S 1.05Hming]=°h施Zn2=58°XL31H2 S 1.05Hmingh]=743.8MP[。]=723.6MPH2验算。=ZZZj2^.UHeh8Vbd2 u早 1=189.9x2.5x0.99』2X用x171564.公V75X682 4.8bh=699MP<g]H2计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径dd=mz=4x17=68mmd=mz=4x82=328mmd=68mmd=328mm中心距a_d-d_328-68a=221= 2a=130mm齿宽bb=vd=1.1x68=75mm为了便于装配和调整，根据d1和中汗求出齿宽b后，将小齿轮宽度再加大5〜10mm取b=80mm齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y8wc*0.75cCL0.75Y=0.25+——=0.25+103aY=0.988

齿间载荷分布系数KFa由《机械设计》表12.10K=1.2Fa齿向载荷分布系数KFPb/h=75/(2.25x4)=8.3由《机械设计》图12.14K邓=1.28载荷系数Kk=Kf七=1.5x1.15x1.2x1.28K=2.65齿形系数KFa由《机械设计》图12.21Y^1=2.95Y^2=2.26应力修正系数KSa由《机械设计》图12.221=1.522=1.78弯曲疲劳极限。Flim由《机械设计》图12.23cbf]=600MPbf].2=450MP弯曲最小安全系数SFmin由《机械设计》表12.14SFmin=1-25应力循环次数NLN=60rntL] 1h=60x1x980x24000Nl=Nl/i=1.4x109/3.3*=1.4x109N=0.424x109L2弯曲寿命系数rN由《机械设计》图12.24Yn1=0.95Y2=0.99尺寸系数YX由《机械设计》图12.25Y^=1.0许用弯曲应力[。F][b]=—Flim1七1JF1 SFmin600x0.95x1=1.25[b ]=—Flim2丫N2'F2 SFmin[bf1]=456MP

_450x0.99x1=1.25[qf2]=356.4MP验算q =2^YYYF1 bdmFa1Sa1£2x2.65x171564……八cc= x2.95x1.52x0.9875x68x4Q=QOa2二2F2 F1YFa1YSa1[第2.23x1.77=196x 2.65x1.57qf1=196MP<[qf1]qf2=104MP<[qf2]传动无严重过载，故不作静强度校核齿轮图形及其几何参数如下：锻造小齿轮结构适用于内啮合小齿轮，适用于d<200mm的齿轮。当X<2.5mt时，齿轮与轴做成一体；当X>2.5mt时，齿轮与轴分开制造。若内啮合小齿轮与轴分开制造，则齿轮轴直径选为40mm，键槽尺寸t1=3.8mm，齿轮分度圆直径为d1=mz=4x17=58mm，齿根圆直径为一一一―一一一一一一 d(d\d=(z一2h*-2c*)m=(17一2x1-2x0.25)x2.5=58mm。如图(6)所示X=—^-^+11，式中"轴的直径，故X=y式中"轴的直径，故X=y-=5.2mm<2.5m=10，所以齿轮与轴做成一体。58I*叫图6185图7齿轮轴表5185图7齿轮轴齿轮项目名称几何参数齿形角aa=20。齿顶高系数h•ah*=1顶隙系数c•c*=0.25齿根圆半径系数p*fp*=0.38f分度圆螺旋角Pp=0齿宽bb=80mm齿顶高hah=h*m=1x4=4mm齿顶圆直径dad=(z+2)m=(17+2)x4=76mm齿根高hfh=(h*+c*)m=(1+0.25)x4=5mmf a齿高hh=h+h=4+5=9mm基圆直径dbd=dcos0=68cos20°=63.899mm精度等级(G810095-88)9-8-8HK齿圈径向跳动公差FrF=0.08mm（查《互换性与技术测量》表11-8得）

公法线长度变动公差FwF=0.056mm（查《互换性与技术测量》表11-7得）齿形公差ffff=0.020mm（查《互换性与技术测量》表11-11得）基节极限偏差fpbfb=±0.022mm（查《互换性与技术测量》表11-13得）齿向公差FgFg=0.025mm（查《互换性与技术测量》表11-14得）公法线长度WW=59.93-0.227，其计算过程如下：-0.311W=m[1.476(2fc-1)+0.014xz]=4[1.476(2x1.4-1)+0.014x17]=11.58mm查《互换性与技术测量》表11-12得f=±0.025mmptE=-10f=-10x25=-250^mE=-16f=-16x25=-400^mE=Ecosa—0.72Fsina=-250cos20°-0.72x80sin20°=-255pmE=Ecosa+0.72Fsina=-352cos20°+0.72x80sin20°=-378pm式中f^——齿距极限偏差

E—ss一齿厚上偏差E—si一齿厚下偏差E一ws一公法线平均长度上偏差E一wi-一公法线平均长度下偏差跨齿数kk=z/9+0.5=17/9+0.5=2表6内齿轮几何参数齿轮项目名称几何参数齿形角aa=20。齿顶高系数加ah*=1顶隙系数c*c*=0.25齿根圆半径系数p*fp*=0.38f分度圆螺旋角PP=0齿宽bb=75mm齿顶高hah=h*m=1x4=4mm齿顶圆直径dad=(z+2)m=(82+2)x4=336mm齿根高hfh=(h*+c*)m=(1+0.25)x4=5mm齿高hh=h+h=4+5=9mm基圆直径dbdb=dcos9=68cos20°=308.219mm精度等级(GB10095-88)9-8-8HK齿圈径向跳动公差FrF=0.100mm（查《互换性与技术测量》表11-8得）公法线长度变动公差FwF=0.071mm（查《互换性与技术测量》表11-7得）齿形公差ffff=0.022mm（查《互换性与技术测量》表11-11得）基节极限偏差fpbf=±0.025mm（查《互换性与技术测量》表11-13得pb

)齿向公差FgFg=0.025mm（查《互换性与技术测量》表11-14得）公法线长度WW=116.77+0.396，其计算过程如下：+0.289W=m[1.476(2k-1)+0.014xz]=4[1.476(2x1.4-1)+0.014x17]=11.58mm查《互换性与技术测量》表11-12得f=±0.028mmE=-10f=-10x28=-280pmE=-16f=-16x28=-448pmE=-Ecosa—0.72Fsina=448cos20°-0.72x100sin20°=+396pmE=-Ecosa+0.72Fsina=280cos20°+0.72x100sin20°=+288pm式中f 齿距极限偏差E^——齿厚上偏差E 齿厚下偏差siEws——公法线平均长度上偏差E 公法线平均长度下偏差跨齿数kk=z/9+0.5=82/9+0.5=1003770434图8内齿轮齿轮轴的设计计算'.85图9齿轮轴轴的材料为40C，轴速为七=297r/min。设计过程如下:表7齿轮轴的计算计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力估算轴径由《机械设计》表16.2得C=102，故d>102』-=102』矣=26.7mm3n 3297d>26.7mm外啮合大齿轮圆周力厂 2T 2x171564F=——2= t2 d 200F2=1715.64N径向力F2=F2tana=1715.64tan20°F=624.5Nr2法向力厂 F 1715.64F= t2—= n2cosa cos20°F2=1826N内啮合小齿轮圆周力厂 2T2x17156413 d 68F3=5046N径向力F3=F3tana=5046tan20°F=1837Nr3法向力F=F3=5046n3cosa cos20°F3=5370N

画齿轮轴受力图计算支撑反力水平面反力广Fx49-Fx142.5七'="98.52_1837x49-624.5x142.5一 98.5Fr2=F1'+F2-F3=10.4+624.5-1837Fr1=10.4NFr2=-1202N垂直面反力F—气x142.5-F,x49R='2 98.5_1715.64x142.5-5046x49= 98.5F-=F-F-F"=1715.64-5046+28.2R2 12 13 R1Fr1"=-28.2NFr2"=-3302.2N水平面受力图Fr3hr2Fil'Fr2'垂直面受力图Ft2F：.：2TFt31画轴弯矩图

水平面弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图+M+M2Xz合成弯矩图画轴转矩图轴受转矩T=T2T=171564N-mm转矩图许用应力值用插入法由《机械设计》表16.3查得：卜0b〕=102.5MP；卜J=60MP应力校正系数[a] 60a=_1^-= [叩102.5a=0.59许用应力画当量弯矩图当量转矩当量弯矩aT=aT=0.59X171564，见转矩图aT=101223N-mm在轴齿轮中间截面处M'=^M2+(aT)2=J1721942+1012232M=199742N-mm当量弯矩图校核轴径齿根圆直径d=d—2G*+c*)m=68—2(1+0.25)x4d.=58mm轴径1M_-J199742—寸0.1[a]30.1X60■ -1bd=32.2mm<58mm

齿轮轴上轴承的设计计算根据轴径，分别选用内径45mm和40mm的深沟球轴承。其尺寸和主要参数如下:表8轴承参数轴承代号基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速dDbCrC0r脂/r/min620945851931.520.57000620840801829.518.08000图图10轴承示意图表9轴承计算寿命计算X、Y值F ，一—=0<e由《机械设计》表18.7得Frx1=X2=1匕=Y=0冲击载荷系数fd考虑中等冲击，由《机械设计》表18.8得fd=1.5当量动载荷P=f(XF+YF)d 1r1 1。1=1.5X1X10.4P=f(XF+YF)d 2r2 2a2=1.5X1X1202P=15.6N1P=1803N轴承寿命因P>p，只计算轴承2的寿命

, 16670('Cf、P2J(29500)3L10h=245843h>24000hL一10h n2_16670297[1803)静载荷计算X0、Y0由《机械设计》表18.12X0=0.6Y=0.5当量静载荷P广x0%']p°广Fr1P0r2=X0「夫2'P0r2=F2 ’P0r2=FR2=1，取大者则P=F'=10.4N0r1 R1>取大者则202N七=10.4NP02=1202N安全系数S0正常使用球轴承，由《机械设计》表18.14S0=1.3计算额定静载荷C02=S0P02=1.3x1202(匕疽Pr1，只计算轴承2)C'=1562.6N0r轴承C0>C02许用转速验算载荷系数£=-^5^=0.0005C31500r1由《机械设计》图18.19P1803—= =0.06C29500r2由《机械设计》图18.19fi2=i载荷分布系数f f=0，由《机械设计》图18.20Fr；f f=0，由《机械设计》图18.20F'R2f2i=1.5f22=1.5许用转速%=ffN0=1x1.5x7000N；=10500r/min

N2=八f22N0=1x1.5x8000N2=12000,/min均大于工作转速297r/min结论：所选轴承满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。法兰轴的设计计算图11右法兰轴

为了便于计算分析，可以把整个滚筒的法兰周电机轴简化为如图（12）图12表10法兰轴的计算计算项目计算内容计算结果计算滚筒受力滚筒所受皮带的拉力计算杏己卬〃N5.5KW牵引力F=一= =3437.5Nv 1.6m/s式中N 电机功率；v放带运行速度摩擦条件F=七°呻一'n式中七一一输送带在分离点张力R——驱动滚筒与输送带间的摩擦系数a——驱动滚筒的围包角n 摩擦力备用系数其数值为均为已知心 Fn3437.5x1.2则S= = Lepa—1 e0.3兀一1S=Sl+F=2635.8+3437.5式中七一一输送带在相遇点张力滚筒所受拉力T=2S=2x6073.3Sl=2635.8NS=6073.3NT=12146N为了便于计算，2七中包括滚筒的重力等其它力轴受力的平移简化图计算支撑反力水平面反力T - _ …T…_-x856.5-FR1x277.5轴受力的平移简化图计算支撑反力水平面反力T - _ …T…_-x856.5-FR1x277.5-F2x165+-x143.5Fyi~ 10006073.3x856.5-10.2x277.5-1202x165+6073.3x143.5— 1000T T-x143.5-Fr；x722.5-F2x835+-x856.5.5Fy2— 10006073.3x143.5-10.2x722.5-1202x835+6073.3x856.51000垂直面反力FF”x277.5+F”x165Z1_f1000R228.2x277.5+3302.2x1651000F_F「x722.5+Fr；x835z2_f1000R228.2x722.5+3302.2x8351000水平面受力图F.=5872.2NF2=5062.2Nf；_552.7NF2_2777.7NFh1iFa垂直面受力图垂直面受力图画弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图842632-\6日694878 7况425.7TTH704++M2Xz合成弯矩图846356,4801446.6828599画轴转矩图轴受转矩T=T1T=53597N-mm

转矩图转矩图53597N*o当量弯矩 :,当量弯矩 :,图 时6946*邛,皿 戏⑵2r1r11inr1r1316224皿口IIIIIIIIIII许用应力许用应力值用插入法由《机械设计》表16.3查得：[q0b〕=102.5MP；[qib]=60MP应力校正系数[b] 60a=—i^-= La0bJ102.5a=0.59画当量弯矩图当量转矩aT=0.59x53597，见转矩图aT=31622N-mm当量弯矩在轴两端轴承中间截面处M'=』M2+(aT)2=J8463562+316222M=846946N-mm校核轴径轴径校核轴径轴径d=52mm<70mm，M，__：846946

_3 __]-30.1x601 -1b法兰轴上的轴承设计轴承结构尺寸见图(10)表11轴承参数轴承代号基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速

dDbCrC0r脂/r/min6315751603711276.84000表12轴承计算寿命计算x、Y值F ，一—=0<e由《机械设计》表18.7得Frx1=X2=1匕=Y=0冲击载荷系数fd考虑中等冲击，由《机械设计》表18.8得fd=1.5当量动载荷P=f(XF+YF)1 d 1r1 1。1=1.5x1x5872.2由于两个轴承对称布置，为了便于分析近似认为P注pP=8808.3N1P尸8808.3N轴承寿命L广皓2_16670=980'八C-P2^'112000)3"8808.3)、^=34969h>24000h静载荷计算X0、Y0由《机械设计》表18.12X0=0.6Y=0.5当量静载荷P°r1=X0Fr1P0r1=FR 1Pr1=FR1'=5>取大者则872.2NP0o=5872.2N安全系数S0正常使用球轴承，由《机械设计》表18.14S0=1.3计算额定静载荷C02=S0P02=1.3x5872.2C=7634N0r轴承C0>C02许用转速验算

载荷系数P8808.3八八”，= =0.079C112000r1由《机械设计》图18.19f=0.99i载荷分布系数F f=0，由《机械设计》图18.20Fr；f2i=1.5许用转速%=ffN0=0.99x1.5x4000N=5940r/min大于工作转速980r/min结论：所选轴承满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。弹性挡圈的选用挡圈几何参数如下：图14孔用弹性挡圈A型表13孔用挡圈参数孔径/mmD/mmS/mmb/mmd1/mm8590.52.56.838085.52.56.53

图15轴用弹性挡圈A型表14轴用挡圈参数轴径/mmd/mmS/mmb/mmd1/mm7065.52.56.323吊环的选用及几何参数d4图16吊环螺钉A型表15吊环参数d/mmD1/mmd2/mmd4/mml/mmb/mm204041.4723519键的选用及几何参数图17键图17键（一） 外啮合大齿轮所选用的键bLp-I=1x8(40-12)x40x120=268800>bLp-I（二） 外啮合小齿轮所选用的键=1x7(30-8)x28x120=129360>53597N•mm41h(l-1h(l-b)d「b一4 lp」=1x12(60-20)x70x120=108000>53597Nmm4表16键的参数d/mmb/mmh/mmt/mmt1/mmL/mm>38〜441285.03.3>22〜110选用L=40>22〜30874.03.3>18〜90选用L=30>65〜7520127.54.9>56〜220选用L=60十螺母的计算当用受拉螺栓联接时，需要的螺栓预紧力：F= __.目（尸+rH 卜r）S1 2 6式中kf——考虑摩擦传力的可靠系数，七二1.1〜1.5七一一接合面摩擦系数，当接合面干燥时，七=0.10〜0.16；当接合面有油时，

=0.06〜0