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二級傳動滾筒設計 本 科 生 畢 業(yè) 論 文 設 計 題 目 二級傳動滾筒設計 學習中心 層 次 專 業(yè) 年 級 年 春 秋 季 學 號 學 生 指導教師 完成日期 年 月 日 二級傳動滾筒設計 1 目錄 目錄 1 摘要 3 引言 4 第一章 國內外研究現狀 6 一 電動滾筒選用原則 6 二 本課題已知條件 7 第二章 電動滾筒總體設計 8 第三章 傳動方案設計 10 一 電動機的選擇 10 二 確定總傳動比 11 第四章 傳動機構結構設計 12 一 高速級齒輪傳動的幾何計算 12 二 低速級齒輪傳動的幾何計算 21 三 齒輪軸的設計計算 32 四 齒輪軸上軸承的設計計算 36 五 法蘭軸的設計計算 38 六 法蘭軸上的軸承設計 42 七 彈性擋圈的選用 44 八 吊環(huán)的選用及幾何參數 45 九 鍵的選用及幾何參數 46 十 螺母的計算 46 第六章 滾筒其它結構設計 48 一 滾筒設計 48 二 端蓋設計 48 總結 51 致謝 52 參考文獻 53 二級傳動滾筒設計 2 摘要 電動滾筒是一種將電機和減速器共同置于滾筒體內部的新型驅動裝置 它主要應用于固定式和移動式帶式輸送機 替代傳統(tǒng)的電動機 減速器在 驅動滾筒之外的分離式驅動裝置 電動滾筒具有結構緊湊 傳動效率高 噪聲低 使用壽命長 運轉平 穩(wěn) 工作可靠 密封性好 占據空間小 安裝維修方便等優(yōu)點 并且適合 在各種惡劣環(huán)境下工作 包括潮濕 泥濘 粉塵多的工資環(huán)境 所以目前 國內外已經將電動滾筒廣泛用于采礦 治金 煤炭 交通 能源 糧食 煙草 化工 建材 郵電 航空 林業(yè) 印刷 商業(yè)等各個生產建設領域 本文主要是針對二級傳動內置電機型電動滾筒 通過查閱國內外大量現有 相關文獻資料 了解電動滾筒的工作原理 傳動特點及分類 針對課題要 求進行配齒計算 然后確定各齒輪副的幾何尺寸 最后對所設計的電動滾 筒進行裝配條件的驗算及傳動效率的計算 結果表明 所設計的電動滾筒 能達到課題要求 關鍵詞 電動滾筒 減 速 器 傳 動 二級傳動滾筒設計 3 引言 通過大學四年公共文化課程 設計基礎和零件設計等課程的學習 比 較系統(tǒng)地學習了所需的專業(yè)知識 已初步掌握本專業(yè)的各類專門技能 根 據教學目標和教學計劃要求 進行了這次畢業(yè)設計課程 電動滾筒是一種將電動機和減速器共同置于滾筒體內部的新型裝置 它主要應用于固定式和移動式帶式輸送機 替代傳統(tǒng)的電動機 減速器在 驅動滾筒之外的分離式驅動裝置 帶式輸送機是最重要的現代散狀物料輸送設備 它廣泛的應用電力 糧食 冶金 化工 煤炭 礦山 港口 建材等領域 近年來 帶式輸送 機因為它所擁有的輸送料類廣泛 輸送能力范圍寬 輸送路線的適應性 強以及靈活的裝卸料和可靠性強費用低的特點 已經在某些領域逐漸開始 取代汽車 機車運輸 成為散料運輸的主要裝備 在社會經濟結構中扮演 越來越重要的角色 特別是電動滾筒驅動的帶式輸送機在糧庫的散料輸送 過程中更加有無可比擬的優(yōu)勢和發(fā)展?jié)摿σ虼宋覀冮_拓思維 努力創(chuàng)新并 結合自己原有的知識和現有的資料對其進行創(chuàng)新完善 在此過程中檢驗自 己的創(chuàng)新能力使其應用的范圍更加廣泛 在國民經濟的各個領域起到更加 重要的作用 以電動滾筒作為驅動裝置的帶式輸送機有著極其重要的意義 因其擁 有結構緊湊 傳動效率高 噪聲低 使用壽命長 運轉穩(wěn)定 工作可靠性 和密封性好 占據空間小等特點 并能適應在各種惡劣工作環(huán)境下工作包 括潮濕 泥濘 粉塵多等 因此國內外將帶式輸送機 電動滾筒驅動 廣 泛應用于采礦 糧食 冶金等各個生產領域 思維的不斷開闊 制造技術 的不斷提高和制造材料的不斷改進 帶式輸送機將以前所未有的速度發(fā)展 保障散料輸送工作高效 安全 可靠的運轉 并將在社會和經濟發(fā)展領域 繼續(xù)起到更加重要的意義 近年來 根據帶式輸送機的某些特殊場合需要 又出現了介于分離式 驅動和電動滾筒驅動形式之間的減速裝置在滾筒體內部 電動機在滾筒體 外面的外裝式電動滾筒 外裝式電動滾筒多用于固定式帶式輸送機上 國 二級傳動滾筒設計 4 外稱這種滾筒為齒輪滾筒 電動滾筒作為驅動裝置用在輸送機上是從 20 世紀 20 年代才開始 比帶式輸送機的開始使用時間 1795 年晚了一百多年 電動滾筒首先應用 是在德國 電動滾筒的德文名稱為 Trommel Motoren 或 Trommel Automet 電動滾筒的英文名稱為 Drum Motor Electric Rollor 或 Electrical Pulley 最早的中文譯名為 滾筒馬達 或 鼓形馬達 1961 年以后統(tǒng)一定名為 電動滾筒 畢業(yè)設計是所學各課程的深入綜合性的總復習 也是一次理論聯系實 際的訓練 因此 它在大學生活中占據著重要的地位 此外 通過畢業(yè)設 計使我得到了以下三個方面的綜合性鍛煉 1 正確的運用運動機械制造工藝學課程中的基本理論以及在生產 實習中學到的知識 解決一個零件在加工中的定位 夾緊以及工藝路線安 排 工藝尺寸確定等問題 保證零件的加工質量 2 通過設計夾具的訓練 獲得根據被加工零件的加工要求 設計 出高效 省力 經濟合理而能保證加工質量的夾具 并通過這次設計提高 結構設計能力 3 通過使用手冊以及圖表資料 熟練的掌握與本設計有關的各種 資料的名稱 出處 通過這次畢業(yè)設計 對自己未來將從事的工作進行了一次適應性的訓 練 從中鍛煉了自己發(fā)現問題 分析問題和解決問題的能力 為今后參加 工作打下了一個良好的基礎 本次畢業(yè)設計由于知識水平有限 設計經驗不足 設計中會出現不少 錯誤 也誠懇希望老師和同學批評指正 二級傳動滾筒設計 5 第一章 國內外研究現狀 一 電動滾筒選用原則 選用電動滾筒時 應遵循如下幾條原則 1 按照主機的使用實際工況條件 確定電動滾筒功率 現制造廠可 以生產功率數為 0 03 0 06 0 09 0 12 0 18 0 25 0 37 0 55 0 75 1 1 1 5 2 2 3 0 4 0 5 5 7 5 11 15 18 5 22 30 37 45 55 75 90 110 160KW 或更大的電動滾筒 包括外裝 式 2 按照主機的結構安裝尺寸 電動滾筒的功率 當主機為帶式輸送 機或斗式提升機時 還應考慮輸送帶的允許彎曲度 滾筒線速度等選取 最小滾筒直徑 電動滾筒直徑尺寸已標準化 其值有 60 90 112 132 160 200 215 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1400mm 3 電動滾筒寬度通常應大于輸送帶 100 150mm 其標準寬度有 200 250 300 350 400 2350 2400mm 以級差 50mm 遞增 4 按照主機的輸送能力 輸送帶寬或確定的電動滾筒功率及其筒徑 確定電動滾筒線速度 現制造廠可以生產的電動滾筒線速度值有 0 05 0 08 0 10 0 125 0 16 0 20 0 25 0 315 0 40 0 50 0 63 0 80 1 00 1 25 1 60 2 00 2 50 3 1 5 4 0 m s 或更高 5 電動滾筒應當水平安裝 最大傾角不應超過 5 6 電動滾筒通常工作在環(huán)境溫度為 20 40 海拔高度不超過 1000m 輸送物料溫度不超過 60 的環(huán)境條件下 如工作環(huán)境條件與上述 條件不符時 應選用耐熱 耐寒或高絕緣等級的電動滾筒 7 限制一個方向旋轉時 應選用帶逆止器的電動滾筒 8 要求斷電立即停車時 應選用帶電磁制動器的電動滾筒 9 如在隔爆 防腐等特殊條件下工作時 應選用相應的隔爆型 防 二級傳動滾筒設計 6 腐型電動滾筒 10 在其他特殊條件下 選用的非標特殊電動滾筒 使用者與制造者 可以通過雙方協(xié)商設計 制造 二 本課題已知條件 經過查閱相關資料 滾筒的大致尺寸如下 圖 1 滾筒外觀尺寸 其它原始數據 滾筒直徑 1000mmD 膠帶運行速度 v 2m s 傳遞功率 4kW 二級傳動滾筒設計 7 第二章 電動滾筒總體設計 本課題是設計電動滾筒 主要由電機 傳動系統(tǒng)和滾筒體組成 二級傳動滾筒設計 8 上圖為油冷式電動滾筒裝置圖 圖中 1 接線盒 2 支座 3 端蓋 4 滾筒 5 11 法蘭軸 6 電機 7 8 齒輪 9 齒輪軸 10 內齒輪 1995 年行業(yè)標準 JB T7330 94 公布實施 統(tǒng)一了電動滾筒型號 規(guī) 格的表示方法 標準規(guī)定電動滾筒的型號由七項內容組成 二級傳動滾筒設計 9 第三章 傳動方案設計 一 電動機的選擇 下圖即為傳動裝置減速器的簡圖 圖 3 傳動裝置 傳動順序為外嚙合小齒輪 外嚙合大齒輪 內嚙合小齒輪 內 齒輪 滾筒 滾筒線速度 滾筒轉速 滾筒直徑 3 14 即得 滾筒轉速 滾筒線速度 3 14 滾筒直徑 2 3 14 1 38r min 按工作條件和要求 選用三相型異步電動機 封閉式結構 電壓 380V 二級傳動滾筒設計 10 型 試選電機型號Y160M2 8 其轉速為720r min Y 二 確定總傳動比 滾筒軸工作轉速為 n 601vD 式中 膠帶運行速度 v ms D 滾筒直徑 in 38104 326rn 由選定電動機滿載轉速 和工作機主動軸轉速 可得傳動裝置總傳m 動比為 1938720 滾 筒電 機總 ni 21ii 總 式中 分別為高速級和低速級的傳動比 1i2 由于滾筒內部結構受空間的限制 傳動比分配原則為 1 使各級傳動的承載能力大致相等 即吃面接觸強度大致相等 2 使減速機構獲得最小的外形尺寸和重量 3 使各級傳動的大齒輪浸油深度大致相等 綜上所述 反復選擇 最終確定取高速級和低速級的傳動比分別為 41 i75 2i 二級傳動滾筒設計 11 第四章 傳動機構結構設計 一 高速級齒輪傳動的幾何計算 小齒輪 40Cr 調質處理 硬度 241HB 286HB 平均取為 大齒260HB 輪用 鋼 調質處理 硬度 229HB 286HB 平均取為 240HB 計算步驟如45 下 表 1 高速級齒輪的校核計算 計算項目 計算內容 計算結果 齒面接觸疲勞強度計算 1 初步計算 轉矩 1T 7205 1 9105 966 npT 式中 電機功率 kWP 高速軸轉速 r min1n mNT 72951 齒寬系數 d 由 機械設計 表 取12 31 0d 0d 接觸疲勞極限 limH 由 機械設計 圖 7clim17HaMP li258 初步計算的許用接 觸應力 H 1Hlim10 9 7 2li2 0958 1H 639aP 25M 值dA由 機械設計 表 取1 685dA 8dA 初步計算小齒輪直 徑直徑 149 41 5217 8 3 32 uTAdHd 取 160dm 二級傳動滾筒設計 12 初步齒寬 b 1db 60 b 60m 2 校核計算 圓周速度 v 3 210674 3061 nv sv 3 2 精度等級 由 機械設計 表 選 級精度8 齒數 和模數zm初取齒數 201z80242 i361zd 3 m201z8 使用系數 AK由 機械設計 表 12 9 5AK 動載系數 v由 機械設計 圖 16v 齒間載荷分配系數 Hk 由 機械設計 表 先求 0NdTFt 72431679521 mbKtA 0 8 0 68 1 021 38 1 cos 2 zn 4n zZ 由此得 29 18 012 zHK 68 1 0zZ29 1 HK 齒向載荷分布系數 HK 由 機械設計 表 bCdbBAH31 231 706 06 1 37HK 二級傳動滾筒設計 13 載荷系數 K37 1296 51 HBAK08 3 K 彈性系數 EZ由 機械設計 表 19 EaZMP 節(jié)點區(qū)域系數 H由 機械設計 圖 625H 接觸最小安全系數 minHS由 機械設計 表 124min 0S 總工作時間 ht1038ht ht24 應力循環(huán)次數 LN24076hLtrn 1 92 iL 910 LN26 接觸壽命系數 NZ由 機械設計 圖 810 97NZ 2 許用接觸應力 H 1lim1n70 9 5HNZS 2li2mn8 1 H 1 H 68 7aMP 20 驗算 416072958 3 0528 19 21 ubdKTZz PaH4 573 2 計算結果表明 接觸疲勞強度較為合適 齒輪尺寸無需調整 3 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 dmz2031 482 md601 24 中心距 a21da a5 二級傳動滾筒設計 14 齒寬 b160dbm 為了便于裝配和調整 根據 和 求出齒寬1d 后 將小齒輪寬度再加大 50 取 165bm 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 Y 0 75 7 2 21 Y 0 7 齒間載荷分布系數 FK 由 機械設計 表 10 67FKY FK 1 49 齒向載荷分布系數 F 5 2 1 bh 由 機械設計 圖 4F 5 載荷系數 AVFK 1 56 915 K3 76 齒形系數 FaY由 機械設計 圖 2125FaY 應力修正系數 Sa由 機械設計 圖 1 17Sa 2 Y 彎曲疲勞極限 limF 由 機械設計 圖 2 3clim160FaMP li245 彎曲最小安全系數 minFS由 機械設計 表 1 4min FS 應力循環(huán)次數 LN2407160 hLtrn 1 92iL 92104 LN6 彎曲壽命系數 NY由 機械設計 圖 10 87NY 2 二級傳動滾筒設計 15 尺寸系數 XY由 機械設計 圖 12 51 0XY 許用彎曲應力 F lim11n FNXYS 60 8725 lim2n FNXYS 401 75 1 F 47 6aMP 2385 驗算 67 051 236079 211 YbdKTSaFF57 162 832 SaFY PaF 1 MF7 268 傳動無嚴重過載 故不作靜強度校核 齒輪圖形及其幾何參數如下 圖 4 外嚙合小齒輪 表 2 外嚙合小齒輪的基本尺寸 二級傳動滾筒設計 16 齒輪項目名稱 幾何參數 齒形角 20 齒頂高系數 ah 1ah 頂隙系數 c 5c 齒根圓半徑系數 fp 038fp 分度圓螺旋角 齒寬 b65bm 齒頂高 ah 1 3 3mmah 齒頂圓直徑 d mzd63 20 齒根高 f caf 75 1 齒高 hhf75 基圓直徑 bd mddb 4 620cos 精度等級 10958 GB 98HK 齒圈徑向跳動公差 rF查 互換性與技術測量 表 得0 71rm 18 公法線長度變動公差 w查 互換性與技術測量 表 56 得17 齒形公差 f 查 互換性與技術測量 表0 4fm 得 基節(jié)極限偏差 pbf 查 互換性與技術測量 表 18pbf 得3 齒向公差 F 查 互換性與技術測量 表0 25Fm 得14 二級傳動滾筒設計 17 公法線長度 W 其計算過程如下 0 258319 476 1 4 mkz 2502 9 查 互換性與技術測量 表 得1 0 ptfm 120sptEfm 63sit co 7sinws rF 20 210 o5m cos 7sin wii rEF 20 式中 齒距極限偏差ptf 齒厚上偏差sE 齒厚下偏差si 公法線平均長度上偏差ws 公法線平均長度下偏差iE 跨齒數 k 90 5kz 24 3 二級傳動滾筒設計 18 圖 5 外嚙合大齒輪 表 3 外嚙合大齒輪基本尺寸 齒輪項目名稱 幾何參數 齒形角 20 齒頂高系數 ah 1ah 頂隙系數 c 5c 齒根圓半徑系數 fp 038f 分度圓螺旋角 齒寬 b6bm 齒頂高 ahha31 齒頂圓直徑 d mzd246 80 2 齒根高 f caf 75 3 齒高 hhf753 基圓直徑 bd mdb 20cos24s 精度等級 10958 GB 8HK 齒圈徑向跳動公差 rF查 互換性與技術測量 表 得0 rm 18 二級傳動滾筒設計 19 公法線長度變動公差 wF查 互換性與技術測量 表 得0 71wFm 17 齒形公差 f 查 互換性與技術測量 表 得 8f 基節(jié)極限偏差 pb 查 互換性與技術測量 表 得02pbm 13 齒向公差 F 查 互換性與技術測量 表 得 5F 4 公法線長度 W 其計算過程如下 0 27319 46 4 mkz 2579018 3 查 互換性與技術測量 表 得2 0 2ptfm 1020sptEfm 635sit co 7sinws rF 20 280 om cos 7sinwii rEF 3520 280 o1m 式中 齒距極限偏差ptf 齒厚上偏差sE 二級傳動滾筒設計 20 齒厚下偏差siE 公法線平均長度上偏差ws 公法線平均長度下偏差i 跨齒數 k 90 58 9kz 二 低速級齒輪傳動的幾何計算 小齒輪用 40Cr 調質處理 硬度 241HB 286HB 平均取為 大260HB 齒輪用 鋼 調質處理 硬度 229HB 286HB 平均取為 計算步驟45 4 如下 表 4 低速級齒輪傳動的校核計算 計算項目 計算內容 計算結果 齒面接觸疲勞強度計算 1 初步計算 轉速 2n 472012 in min 1802rn 轉矩 2T 9 52 T 式中 傳動效率 NT 653 齒寬系數 d 由 機械設計 表 取12 31 d 1d 接觸疲勞極限 limH 由 機械設計 圖 7clim70HaMP li258 初步計算的許用接 觸應力 H 1Hlim10 9 7 2li2 0958 1H 639aP 25M 值dA由 機械設計 表 取1 685dA d 二級傳動滾筒設計 21 初步計算小齒輪直 徑直徑 1d 1321 dHTuA g 77mm 3 12 8 45 86 取 80mm1d 初步齒寬 b1db 88mmb 2 校核計算 圓周速度 v smn 75 016084 36021 0 75m sv 精度等級 由 機械設計 表 選 級精度8 齒數 和模數zm初取齒數 z1 20 95207 412 zi81d 4 Z1 20 Z2 95 使用系數 AK由 機械設計 表 12 91 5AK 動載系數 v由 機械設計 圖 v 齒間載荷分配系 數 Hk 由 機械設計 表 先求 0NdTFt 741826531 smbKA 0 0 s co 21 38 1 z 6 s 1 4 9 03414 z 由 機械設計 表 2 4 1 90Z 2HK 齒向載荷分布系 由 機械設計 表 二級傳動滾筒設計 22 數 HK 31 0HbKABCd 86 07 32 1 36HK 載荷系數 AVHK 1 5 12 8K 彈性系數 EZ由 機械設計 表 219EaZMP 節(jié)點區(qū)域系數 H由 機械設計 圖 6 5H 接觸最小安全系 數 minHS 由 機械設計 表 14min0S 總工作時間 ht1038ht ht24 應力循環(huán)次數 LN16hrnt2974021 3 Li 81 30LN 729 接觸壽命系數 NZ由 機械設計 圖 182 NZ13 許用接觸應力 H lim11n70 1 5HNZS li22mn8 3 H 1 H 74 8aMP236 驗算 21EKTuZbd g 2 871564 189 250 8 g69HaMP 2 計算結果表明 接觸疲勞強度較為合適 齒輪尺寸無需調整 3 確定傳動主要尺寸 二級傳動滾筒設計 23 實際分度圓直徑 d80241 mz3952 80mm1d 3802 中心距 a 1021 da 150mma 齒寬 b mbd8 1 為了便于裝配和調整 根據 和 求1d 出齒寬 后 將小齒輪寬度再加大510 取 90mm1b 齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數 Y 78 0415 2 075 2 0 78Y 齒間載荷分布系數 FK 由 機械設計 表 FK 1 2 齒向載荷分布系數 F 75 2 4 8 3bh 由 機械設計 圖 1F 8 載荷系數 AVFK 1 5 28 K2 65 齒形系數 FaY由 機械設計 圖 1 9FaY26 應力修正系數 Sa由 機械設計 圖 12 1 5Sa 278Y 彎曲疲勞極限 limF 由 機械設計 圖 3clim160FaMP li245 彎曲最小安全系數 minFS由 機械設計 表 12 4min FS 應力循環(huán)次數 LN1160Lhrnt 二級傳動滾筒設計 24 60198240 2 9 3 LNi 19 40LN 2 彎曲壽命系數 NY由 機械設計 圖 1 95NY20 尺寸系數 X由 機械設計 圖 12 5 X 許用彎曲應力 F lim11n FNXYS 60 952 lim2n FNXYS 450 91 1 F 456aMP 23 驗算 211FFaSKTYbdm 6574 9520 88 221FaSFY 37965 1F 96aP 2F 104aMP 傳動無嚴重過載 故不作靜強度校核 齒輪圖形及其幾何參數如下 鍛造小齒輪結構適用于內嚙合小齒輪 適用于 的齒輪 當ad20m 時 齒輪與軸做成一體 當 時 齒輪與軸分開制造 2 5tXm 2 5tX 若內嚙合小齒輪與軸分開制造 則齒輪軸直徑選為 鍵槽尺寸4 齒輪分度圓直徑為 d1 80mm 齒根圓直徑為13 8t 如圖 6 所示 2 720 5 2 8fadzhc m 二級傳動滾筒設計 25 式中 為軸的直徑 故 12fdXt d58403 5 22Xm 10 所以齒輪與軸做成一體 圖 6 圖 7 齒輪軸 表 5 外齒輪幾何參數 齒輪項目名稱 幾何參數 齒形角 20 齒頂高系數 ah 1ah 頂隙系數 c 5c 二級傳動滾筒設計 26 齒根圓半徑系數 fp 0 38fp 分度圓螺旋角 齒寬 bB 90mm 齒頂高 ah ahm 14 齒頂圓直徑 d 2 7 6dz m 齒根高 f 0 25fac 齒高 h49fh 基圓直徑 bdcos683 8bdm o 精度等級 10958 GB 9HK 齒圈徑向跳動公差 rF查 互換性與技術測量 表 得0 rm 18 公法線長度變動公差 w查 互換性與技術測量 表 56 得17 齒形公差 f 查 互換性與技術測量 表0 2fm 得 基節(jié)極限偏差 pbf 查 互換性與技術測量 表 pbf 得13 齒向公差 F 查 互換性與技術測量 表0 25Fm 得4 公法線長度 W 其計算過程如下 0 27319 6 4 mkz 472017 二級傳動滾筒設計 27 1 58m 查 互換性與技術測量 表 得12 0 2ptf 150sptEfm 64sit co 72sinws rF 50 802 om cos 72sin wii rEF 350 820 o8m 式中 齒距極限偏差ptf 齒厚上偏差sE 齒厚下偏差si 公法線平均長度上偏差ws 公法線平均長度下偏差iE 跨齒數 k 90 517 2kz 表 6 內齒輪幾何參數 齒輪項目名稱 幾何參數 齒形角 20 齒頂高系數 ah 1ah 頂隙系數 c 5c 齒根圓半徑系數 fp 038f 二級傳動滾筒設計 28 分度圓螺旋角 0 齒寬 b75bm 齒頂高 ah ah 14 齒頂圓直徑 d 2 8 36dz m 齒根高 f 0 25fac 齒高 h49fh 基圓直徑 bdcos6838 1bdm o 精度等級 10958 GB HK 齒圈徑向跳動公差 rF查 互換性與技術測量 表 得0 1rm 18 公法線長度變動公差 w查 互換性與技術測量 表 得7 7 齒形公差 f 查 互換性與技術測量 表 得 2f 基節(jié)極限偏差 pbf 查 互換性與技術測量 表0 5pbfm 得13 齒向公差 F 查 互換性與技術測量 表 得 2F 14 公法線長度 W 其計算過程如下 0 3962817 4 1 4 mkz 6017 58 查 互換性與技術測量 表 得2 0 28ptfm 10280sptEfm 二級傳動滾筒設計 29 16284siptEfm cos0 7sinwsi rF 482 120o396m cos0 7sinwi rEF 28 210 om 式中 齒距極限偏差ptf 齒厚上偏差sE 齒厚下偏差si 公法線平均長度上偏差ws 公法線平均長度下偏差iE 跨齒數 k 90 582 10kz 二級傳動滾筒設計 30 圖 8 內齒輪 二級傳動滾筒設計 31 三 齒輪軸的設計計算 圖 9 齒輪軸 軸的材料為 軸速為 設計過程如下 40rCmin 1802rn 表 7齒輪軸的計算 計算項目 計算內容 計算結果 計算齒輪受力 估算軸徑 由 機械設計 表 得 故16 20C 33510279Pdmn d 26 7m 圓周力 2164tTF 2tF15 4N 徑向力 2tan75 tan20r 2r6 外 嚙 合 大 齒 輪 法向力 164costn nF18 圓周力 238tTFd 3t504N 徑向力 3tan5046ta2r 3rF187 內 嚙 合 小 齒 輪 法向力 costn n50 二級傳動滾筒設計 32 畫齒輪軸受 力圖 計算支撐反力 水平面反力 321491 58 rrRF 764 212310 2 51837Rr 1RF0 4 N 2 垂直面反力 4 598ttF 7646 23175 028 RttR 1RF8 N 2R30 水平面受力 圖 垂直面受力 圖 畫軸彎矩圖 二級傳動滾筒設計 33 水平面彎矩 圖 垂直面彎矩 圖 合成彎矩圖 合成彎矩 2XyzM 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 2T T17564Nm 二級傳動滾筒設計 34 轉矩圖 許用應力 許用應力值 用插入法由 機械設計 表 查得 16 3 012 5baMP 0baP 應力校正系 數 06 b 0 59 畫當量彎矩圖 當量轉矩 見轉矩圖 59174T T123Nm 當量彎矩 在軸齒輪中間截面處 2 2M 179403 M19742 當量彎矩圖 校核軸徑 齒根圓直徑 12fadhcm 680 54 1fd58m 軸徑 31 bMd 3972 632 二級傳動滾筒設計 35 四 齒輪軸上軸承的設計計算 根據軸徑 分別選用內徑 和 的深溝球軸承 其尺寸和主要45m0 參數如下 表 8 軸承參數 基本尺寸 m基本額定載荷 KN極限轉速軸承代 號 dDbrC0r 脂 minr6209458193 52 708 0818 圖 10 軸承示意圖 表 9 軸承計算 壽命計算 值XY 由 機械設計 表 得0arFe 18 712X 0Y 沖擊載荷系數 df考慮中等沖擊 由 機械設計 表 得18 5df 當量動載荷 111draPfXFY 50 4 二級傳動滾筒設計 36 222draPfXFY 1 50 1P5 6N 2803 軸承壽命 因 只計算軸承 的壽命21 10267hCLnP 395071810hL24583 靜載荷計算 0XY由 機械設計 表 20 6X5Y 當量靜載荷 取大者則 011 rRPXF 01 4rRPFN 取大者則 022 rR 0210rRPFN 01rP 402r 安全系數 0S正常使用球軸承 由 機械設計 表 8 4 01 3S 計算額定靜載 荷 0202 3rrCS 只計算軸承 1rrP 2 rC562 N 軸承 0r 許用轉速驗算 載荷系數 15 60 3rC 由 機械設計 圖 18 926950rP 由 機械設計 圖 1f 12f 載荷分布系數 由 機械設計 圖1 aRF 18 2021 5f 二級傳動滾筒設計 37 由 機械設計 圖2 0aRF 18 2021 5f 許用轉速 1210 57Nf 80 N0 minr2 均大于工作轉速 97 inr 結論 所選軸承滿足壽命 靜載荷與許用轉速的要求 且各項指標潛力都很大 五 法蘭軸的設計計算 二級傳動滾筒設計 38 圖 11右法蘭軸 為了便于計算分析 可以把整個滾筒的法蘭周電機軸簡化為如圖 12 二級傳動滾筒設計 39 圖 12 表 10 法蘭軸的計算 計算項目 計算內容 計算結果 計算滾筒受力 滾筒所受 皮帶的拉 力計算 牽引力 5 347 516 NKWFNvms 式中 電機功率 膠帶運行速度 摩擦條件 1LSeFn 式中 輸送帶在分離點張力 L 驅動滾筒與輸送帶間的摩 擦系數 驅動滾筒的圍包角 摩擦力備用系數n 其數值為均為已知 則 1LFSe 0 34752 268 y 式中 輸送帶在相遇點張力y 滾筒所受拉力 073 yTS LS2635 8 Ny07T1246N 二級傳動滾筒設計 40 為了便于計算 中包括滾筒的重力等2yS 其它力 軸受力的平移 簡化圖 計算支撐反力 水平面反力 121856 7 51643 520RRyTTF 073 7 1 2214 57 8356 0RRyTTF 6073 17 1yF872 N 2y506 垂直面反力 12 560RRzF 28 7 3 15 122 580RRzF 8 7 3 5 1zF52 7N 2z7 水平面受力圖 二級傳動滾筒設計 41 垂直面受力圖 畫彎矩圖 水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 合成彎矩 2XyzM 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 1T T5397Nm 二級傳動滾筒設計 42 轉矩圖 許用應力 許用應力 值 用插入法由 機械設計 表 查得 16 3 012 5baMP 0baP 應力校正 系數 06 b 0 59 畫當量彎矩圖 當量轉矩 見轉矩圖 5937T T3162Nm 當量彎矩 在軸兩端軸承中間截面處 2 2M 846351 M8469 當量彎矩 圖 校核軸徑 軸徑 310 bMd 384690 d52m 70 六 法蘭軸上的軸承設計 軸承結構尺寸見圖 10 表 11 軸承參數 軸承代號 基本尺寸 m基本額定載荷 KN極限轉速 二級傳動滾筒設計 43 dDbrC0r脂 minr63157160371276 840 表 12軸承計算 壽命計算 值XY 由 機械設計 表 得0arFe 18 712X 0Y 沖擊載荷系數 df考慮中等沖擊 由 機械設計 表 得18 5df 當量動載荷 111draPfXFY 572 由于兩個軸承對稱布置 為了便于分析 近似認為 21 1P80 3N 2 軸承壽命 10267hCLnP 31098 10hL3496 2 靜載荷計算 0XY由 機械設計 表 20 X5Y 當量靜載荷 取大者則 011 rRPXF 015872 rRN01rP872 N 安全系數 0S正常使用球軸承 由 機械設計 表 4 0 3S 計算額定靜載 荷 0202 3 rrCSP rC764N 軸承 02r 許用轉速驗算 二級傳動滾筒設計 44 載荷系數 180 3792rPC 由 機械設計 圖 18 10 9f 載荷分布系數 由 機械設計 圖1 0aRF 2021 5f 許用轉速 120 9154Nf N940 minr 大于工作轉速 8 i 結論 所選軸承滿足壽命 靜載荷與許用轉速的要求 且各項指標潛力都很大 七 彈性擋圈的選用 擋圈幾何參數如下 圖 14 孔用彈性擋圈 A型 表 13 孔用擋圈參數 孔徑 mm D mm S mm b mm d1 mm 85 90 5 2 5 6 8 3 80 85 5 2 5 6 5 3 二級傳動滾筒設計 45 圖 15 軸用彈性擋圈 A型 表 14 軸用擋圈參數 軸徑 mm d mm S mm b mm d1 mm 70 65 5 2 5 6 32 3 八 吊環(huán)的選用及幾何參數 圖 16 吊環(huán)螺釘 A型 表 15 吊環(huán)參數 mmdD1 mm d2 mm d4 mm l mm b mm 20 40 41 4 72 35 19 二級傳動滾筒設計 46 九 鍵的選用及幾何參數 圖 17 鍵 一 外嚙合大齒輪所選用的鍵 111840210268175444ppThldhlbd Nm 二 外嚙合小齒輪所選用的鍵 73934ppll 三 法蘭軸在支座處所選用的鍵 11126012085744ppThldhlbd Nm 表 16 鍵的參數 d mm b mm h mm t mm t1 mm L mm38 12 8 5 0 3 3 選用 L 40210 20 8 7 4 0 3 3 選用 L 3089657 20 12 7 5 4 9 選用 L 6056 十 螺母的計算 當用受拉螺栓聯接時 需要的螺栓預緊力 126fskTFrr 式中 考慮摩擦傳力的可靠系數 fk f 5 接合面摩擦系數 當接合面干燥時 當接合面有油時 s s0 1 s0 6 1 二級傳動滾筒設計 47 各螺栓中心至底板旋轉中心的距離1r2 6 故 F 1 3597026 38N 24sspdm 式中 接合面數目m 屈服極限s 安全系數 p s1 2 螺栓性能等級選用 級5 6 故 min10B min0BaMP 式中 材料最小拉伸強度極限in 故 min6sB minsin0 6B 503aP 30251 spMP 624saFdm 3850 1 341 2 4m 端蓋與滾筒聯接選用 M8 螺栓 6 個均布 內齒輪選用 M8 螺栓 6 個 均布 電機與法蘭軸聯接選用 M8 共 10 個 二級傳動滾筒設計 48 第六章 滾筒其它結構設計 一 滾筒設計 滾筒材料選用 Q235 鋼板卷起焊接而成 兩根鋼條分別焊在滾筒兩 端 在滾筒內部均布六個刮油板 與滾筒焊接聯接 如圖 圖 18 焊接滾筒 二 端蓋設計 端蓋材料為 HT200 二級傳動滾筒設計 49 圖 19 大端蓋 二級傳動滾筒設計 50 圖 20 左小端蓋 圖 21 右小端蓋 二級傳動滾筒設計 51 總結 畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗 而且也是對自己能力的 一種提高 通過這次畢業(yè)設計檢驗了我在大學四年中學習方面的不足 如 怎樣選擇合適的材料滿足零件所需要的要求等等 學習是一個長期積累的 過程 在以后的工作 生活中都應該不斷的學習 努力提高自己知識和綜 合素質 本次設計的二級傳動滾筒是在消化吸收國內外先進技術基礎上自行設 計的 本次設計主要對電動滾筒的電機 齒輪 支架整體布局進行了設計 對外齒輪 內齒輪和齒輪軸等的參數進行校核計算 對電機的選擇 對主 要零件進行設計 通過校核均滿足使用要求 這次的二級傳動滾筒設計中重點在于滾筒要受到空間的限制 但在空 間的范圍內還要滿足滾筒的性能要求 比如減速器的傳動比 軸承的壽命 等 這就給設計帶來了一定的難度 但是在設計中不能盲目 應該以資料 為基礎在加以自己的創(chuàng)新想法 畢業(yè)設計收獲很多 學會了查找相關資料相關標準 分析數據 提高 了自己的繪圖能力 懂得了許多經驗公式的獲得是前人不懈努力的結果 同時 仍有很多課題需要后輩去努力去完善 在設計過程中 我通過查閱大量有關資料 與同學交流經驗和自學 并向老師請教等方式 使自己學到了不少知識 也經歷了不少艱辛 但收 獲同樣巨大 設計過程培養(yǎng)了我獨立工作的能力 樹立了對自己工作能力 的信心 相信會對今后的學習工作有非常重要的影響 通過本次設計 對電動滾筒的知識有了深刻的認識 學會了如何大學 期間所學到的知識應用到實踐當中 對今后的工作和學習有非常大的幫助 同時通過本次設計了解到 我國的電動滾筒設計技術在近幾年有了長足的 發(fā)展 很多單位進行了很有成效的研制工作 解決了很多實際問題 我國的 電動滾筒基本參數和性能指標符合國際標準及國外先進國家的規(guī)定 但仍 與國際先進技術水平有差距 還要努力 二級傳動滾筒設計 52 致謝 在設計期間都是在指導老師全面 具體指導下完成進行的 老師淵博 的學識 敏銳的思維 民主而嚴謹的作風使本人受益非淺 并終生難忘 在此感謝老師在畢業(yè)設計工作中給予的幫助 感謝我的爸爸媽媽 養(yǎng)育之恩 無以回報 你們永遠健康快樂是我最 大的心愿 在論文即將完成之際 我的心情無法平靜 從開始進入課題到 論文的順利完成 有多少可敬的師長 同學 朋友給了我無言的幫助 在 這里請接受我誠摯謝意 同時也感謝學院為我提供良好的做畢業(yè)設計的環(huán)境 最后感謝所有在畢業(yè)設計中曾經幫助過我的良師益友和同學 以及 在設計中被我引用或參考的論著的作者 二級傳動滾筒設計 53 參考文獻 1 劉鴻文 簡明材料力學 北京 高等教育出版社 1997 2 廖念釗主編 互換性與技術測量 第四版 北京 中國計量出版社 2006 3 劉建勛 電動滾筒設計與選用手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2000 4 東南大學機械學學科組 鄭文緯 吳克堅主編 機械原理 第七版 北 京 高等教育出版社 5 陳昭怡 吳桂英主編 材料力學 北京 中國建設工業(yè)出版社 2005 6 朱輝等編著 畫法幾何及工程制圖 上海 上?？茖W技術出版社 7 邱宣懷主編 機械設計 第四版 北京 高等教育出版社 8 吳宗澤 羅圣國 機械設計課程設計手冊 北京 高等教育出版社 2006 5 9 王明珠主編 工程制圖學及計算機繪圖 北京 國防工業(yè)出版社 10 廖念釗等編著 互換性與計算測量 北京 中國計量出版社 2007 6 11 謝錫純 李曉豁主編 礦山機械與設備 中國礦業(yè)大學出版社 12 陳敏 劉曉敘 AutoCAD2004 機械設計繪圖應用教程 成都 西南交通 大學出版社 2005 2 13 成大先主編 機械設計手冊 第三版 化學工業(yè)出版社 2003 3 14 劉鴻文 簡明材料力學 北京 高等教育出版社 1997 15 東北工學院 機械零件設計手冊 編寫組編 機械零件設計手冊 冶金 工業(yè)出版社