机械毕业设计1243驱动式滚筒运输机设计说明书.docx
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机械毕业设计1243驱动式滚筒运输机设计说明书
1、前言…………………………………………………2
2、摘要…………………………………………………3
3、总体设计方案………………………………………4
4、电动机的选择………………………………………6
5、三角胶带传动设计…………………………………7
6、减速器设计…………………………………………10
7、联轴器的选择………………………………………32
8、锥齿轮传动设计……………………………………33
9、小锥齿轮的设计及轴承座的设计…………………35
10、滚筒、滚筒轴及其配件的设计……………………36
11、滚筒架的设计及轴承座的设计……………………39
12、参考文献……………………………………………41
13、结束语………………………………………………42
前言
本课题设计的是某工厂的驱动式滚筒运输机。
该运输机要求结构紧凑，效率高，寿命长，并且能适用于多种场合。
这个设计基本能满足上述要求，并从经济性，实用性出发，尽量与一般工厂的实际情况相吻合。
故能够达到预期效果。
当然，由于本人的经验和条件有所限制，缺点和不足之处在所难免。
敬请各位老师和同仁提出宝贵的意见和建议。
谢谢！
摘要
摘要内容：
本次设计的主要内容有：
传动方案的总体设计、电动机的选择、三角胶带传动设计、减速器的设计、联轴器的设计、锥齿轮传动设计及滚筒运输架等的设计。
本次设计我采用了三角胶带传动，圆柱齿轮减速器及锥齿轮传动。
关键词：
电动机.齿轮.减速器.轴承.滚筒.
Summary
Summarycontents:
Themaincontentsofthisdesignhas:
Spreadtomovethechoice,triangletapethatprojectthattotaldesign,electricmotorspreadmovethedesign,stalkthatdeceleratethejoinshaftwareofdesign,thesubulatewheelgearspreadtomovethedesignandrollertheconveyancethedesignforwaiting.ThisdesignIadoptedthetriangletapetospreadtomove,andthecylinderwheelgeardeceleratethemachineandsubulatewheelgeartospreadtomove.
Keywords:
Electrpmotor.gearwheel.Reducer.Axletree.Platen.
一、总体传动方案设计
驱动式滚筒运输机的原动机选用电动机。
因为滚筒的转速为：
n5=V/πD（D为滚筒直径），初步选取滚筒直径为D=121mm，滚筒长度L=400mm，滚筒间的间距为l=1m，因为驱动式滚筒运输机共10m长，故滚筒共10根，初定木材的最小长度为3m。
故n5=0.8/3.14×0.12=2.123r/s=127.4r/min。
为了使电动机转速减为n5,故驱动装置与电动机之间必有减速器，为使各滚筒同时转动，各滚筒由锥齿轮带动。
电动机与减速器之间由带轮联接，减速器与锥齿轮由联轴器联接。
1、初步画出机械传动图，（图1）
2、初定各级传动比为：
取带轮传动比为i1=1.88，减速器传动比为i2=4，锥齿轮传动比为i3=1.5。
因为减速器传动比i2≤4，选为单级圆柱齿轮减速器（查资料[3]表1-12），因带轮传动比为i1=1.88≤2，选用三角胶带传动。
3、初步计算机械的总功率
由文献[1]式（16-1）得滚筒运输机械的总功率为：
P′=0.735/75η{[q1×（2f+μ1d）+q0×（μ1d）]L+μG}（kw）
式中数据：
q1：
物品分布在1m长度上所受的载荷；
q0′：
滚筒及其轴的重量；f：
物品在滚筒表面的滚动摩擦系数；
μ1：
滚筒轴衬中的滑动系数；d：
滚筒的轴径
D：
滚筒直径；μ：
滚筒表面与物品的滑动磨擦系数η：
机械传动的总功率。
（1）、首选滚动轴衬效率η1=0.98（共34个）。
联轴器效率η2=0.99三角V带效率η3=0.9
直齿圆齿轮减速器η4=0.98锥齿轮η5=0.95（10个）∴η=η1×η2×η3×η4×η5
=0.98×0.99×0.96×0.98×0.95=0.28
（2）、查文献[4]表1-8得：
f=0.6；μ1=0.002；μ=0.4。
（3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：
（取壁厚7.5mm）G0=20.99Kg/m，∴滚筒重量为G1=20.99×0.4=8.4Kg
∴q0′≈G1=8.4Kg
（4）、因滚柱间距为1m，木材最短为3m，木材最大重量为100Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为q1=100/2=50Kg
（5）、计算P′=（0.75×0.8）/（75×0.28）×{[50×（2×0.6+0.002×0.036）+8.4×10×（0.002×0.036/0.121）]×0.4+0.4=6.72kw
二、电动机的选择
由于运输机的功率P′=6.72kw，可知电动机的功率为P>P′。
又根据其工作条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，额定电压为380V，Y型。
根据机械的各级传动比，可得电动机转速为：
n1′=n5（i1×i2×i3）n1′=127.4×（1.88×4×1.5）=1437r/min
查文献[3]边12-1（JB3074-82）可得：
选用Y132M-4，其额定功率为P=7.5kw，额定转速为n1=1440r/min
最大转矩为2.2
电动机外形安装尺寸如下表，
型号
尺寸（mm）
H
A
B
C
D
E
G
K
b
b1
b2
h
AA
BB
HA
L1
Y132M
132
216
178
89
38
80
33
12
280
210
135
315
60
238
18
515
三、三角带传动设计
（一）三角带的选择，设计计算
已知：
选择的电动机型号Y130M-4，额定功率P=7.5kw，转速n1=1440r/min，选择三角带的传动比为i1=1.88，一天运转的时间为10~15小时，工作有轻微振动。
三角带传动计算（表中数据由文献[6]中查取）
计算项目
公式及数据
计算结果
单位
方案1
方案2
计算功率pca
由表8-4选取KA
1.3
Pca=KAP
9.75
kw
选取胶带型号
根据Pca和n1由图8-1选取
B
C
主动轮节圆直径D1
由表8-6和表8-12选取
140
200
mm
从动轮节圆直径D2
D2=iD1按表8-12圆整
250
355
mm
带速V
V=πD1n1/（60×1000）≤25
10.55
16
m/s
实际传动比
i=D2/（1-ε）·D1（ε=0.02）
1.82
1.81
初定中心距a0
a0≈（1~0.95）D2
250~237.5取240
355~337.25取340
mm
初定胶带节线长度LOP
LOP≈2a0+П/2（D1+D2）+（D2—D1）²/4a0按表8-2选取标准值Lp内周长Lj
1104.9
1160
1120
1569
1659
1600
mm
计算中心距a
a=a0+LP—LOP/2
268
385
mm
主带轮包角α1
α1=180º-（D2-D1）/a×60º≥120º
155.4º
155.8º
单根胶带传动功率P0
由表8-5选取P0
2.03
4.38
Kw
单根胶带传递功率增量△P0
由表8-7查Kb
由表8-8查Ki
△P0=Kbn0（1-1/Ki）
1.99×10-3
1.12
0.307
5.63×10-3
1.12
0.869
KW
胶带根数Z
由表8-9查得Kα
由表8-10查得K1
Z=Pca/（KαKl（Po+ΔPo））
0.93
0.86
5.22取6根
0.93
0.84
2.38取3根
根
单根胶带的初拉力Fo
由表8-39查得Fo
18
31
公斤
计算项目
公式及数据
计算结果
单位
有效圆周力
Ft=102Pca/v
94.3
66.3
公斤
作用在轴上的力F
F=2FoZSin（α1/2）
210.9
181.6
公斤
带轮宽B
由表8-11查得e
20
26
mm
由表8-11查得f
12.5
17
mm
故B=（Z-1）e+2f
125
86
mm
（二）、带轮的设计
1、带轮的几何尺寸的计算：
（1）小带轮的几何尺寸计算：
a）、由YM132-4型电动机可得：
电动机轴伸直径D=38mm，长度L=80mm，
b）、由文献[6]表8-11查得：
bp=19mm,Hmin=20mm,ha=6mm,e=26mm,f=17mm
Φ0=36°,δ=10mm
c）、因带轮的中径为D1=200mm，故选用实心结构，
凸缘直径d1=76mm（在1.8~2D之间）L=70mm（在1.5~2D之间）
（2）大带轮的结构的几何尺寸计算
a）、大带轮的孔径D=36mm,（计算详见齿轮轴的设计）
b）、因大带轮D2=355mm，选用椭圆轮辐式。
c）、其结构尺寸为：
（由文献[6]P233页）
孔径D=36mm轮缘d1=（1.8~2）D=70mm，
轮毂长度L=（1.5~2）D=70mm
d2=de－2（1+δ）=（D2+2ha）－2（H+δ）=（355+2×6）－2（20+10）=307mm
h1=290mm
h2=0.8h1=25.6mma1=0.4h1=12.8mm
a2=0.8a1=12.8×0.8=10mmf1=0.2h1=6.4mm
f2=0.2h2=5.12mm
（由文献[6]表8-12查得辐板厚度S=24mm）
2、绘制带轮零件工作图
a）、小带轮的工作图见图纸（零件图2）
b）、大带轮的工作图见图3（零件图4）
（结构由文献[6]P233参考）
四、减速器的设计
由文献[3]表1-12查得，减速器的传动比为i2=4，选用单级圆柱齿轮减速器。
（一）、齿轮传动设计
[已知]减速器输入轴的功率为P2=Pη3=7.5×0.96=7.2kw；小齿轮转速为n2=n1/i1=1440/1.88=765r/min。
每天工作15小时，使用年限15年，（每年以300工作日算），有较长的冲击。
转向不变。
设计过程：
（以下过程均参照文献[2]P221-224，所用的表，图也由文献[2]中查得）。
1、选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
（1）按照图1的传动方案图，上述查文献所得选直齿圆柱齿轮传动；
（2）考虑到此减速器的功率太大，大小齿轮的材料均选用45号钢，并经调质及表面淬火，表面硬度为40~50HRC；
（3）选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮变形不大，不需磨削，故初选7精度（GB10095-88）；
（4）选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2=iz1=4×20=80
2、按齿面接触强度设计
由公式（10-9a）进行试算，即：
1）确定公式内的各计算值，
a）、试选载荷系数Kt=1.3。
b）、计算小齿轮传递转矩T1
T1=95.5×10P2/n2=95.5×10×7.2/765=0.9×105N•mm
c）、由表10-7选取齿宽系数Φd=0.9
d）、由表10-7查得材料的弹性系数
ZE=189.8Mpa
e）、由图10-21按齿面硬度中间值45HRC查得大小齿轮的接触强度极限бHlim1=бHlim2=1100Mpa
f）、由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLn=60×765×（15×300×15）=3.1×109
g）、由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数
KHN1=0.88KHN2=0.90
h）、计算接触疲劳许用应力
取失效率为1%安全系数S=1，由公式10-12得：
[б]H1=KHN1•бHlim1/s=968Mpa
[б]H2=KHN2•бHlim2/s=990Mpa
2）、计算
a）试算小齿轮的分度圆直径d1t
代入[б]H中较小值得：
d1t=42.73（mm）
b）计算圆周速度V
V=Пd1tn/60×1000=31.4×42.37×76.5/60×1000=1.71（m/s）
c）计算齿宽b
b=Φd•d1t=0.9×42.73=38.457（mm）
d）、计算齿宽与齿高之比b/h
模数：
mt=d1t/z1=42.73/20=2.1365（mm）
齿高：
h=2.25mt=2.25×2.1365=4.81（mm）
b/t=38.457/4.81=8
e）、计算载荷系数
1根据V=1.71m/s7级精度，由图10-8查得载荷系数Kv=1.07
2直齿轮假设KAFt/b≥100N/mm，由表10-3查得KHα=KFα=1.1
3由表10-2查得使用系数KA=1.5
4由表10-4查得KHβ=1.223
5由图10-13查得KFβ=1.18
故载荷系数K=KAKvKαKHβ=1.5×1.07×1.1×1.223=2.16
f）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式10-10a得：
d1≥d1t√K/Kt=42.733√2.16/1.3=50.6mm
g）、计算模数mm=d1/Z1=50.6/20=2.53mm
3、按齿根弯曲强度计算：
由式10-15得弯曲强度的设计公式为：
m=3√2KT1YSαYFα/（ΦdZ12[σ]F）
1）、确定公式的各数据值
a）、由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限
бFE1=бFE2=600Mpa
b）、由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数
KFN1=0.88KFN2=0.90
C）、计算弯曲疲劳安全系数S=1.4由式10-12得：
[б]F1=KFN1×бfe1/s=0.88×600/1.4=377.14mpa.
[б]F2=KFN2×бfe2/s=0.9×600/1.4=385.71mpa.
d）、计算载荷系数k.
k=ka×kv×kаkfb=1.5×1.07×1.1×1.18=2.083
e）、查取齿形系数与应力校正系数.
由表10-5查得：
齿形系数：
Yfa1=2.8
Yfa2=2.22
应力校正系数：
Ysa1=1.55
Ysa2=1.77
f）计算大小齿轮的Yfa×Ysa/[б]f并加以比较
Yfa1×Ysa1/[б]f1=2.8×1.55/377.14=0.01151
Yfa2×Ysa2/[б]f2=2.22×1.77/385.71=0.01019
小齿轮数值较大。
2）.设计计算
m≥3√[2×2.083×0.9×105×0.01151/（0.9×202）]=2.29mm.
对比计算结果，由齿面按接触疲劳强度计算的模数略大于由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疲劳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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29mm。
并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.6mm。
验算：
Ft′=2T1/d1=2×0.9×105/50.6=3557.3N
Ka×Ft′/b=1.5×35773/0.9×50.6=117.2>100N/mm
设分度圆直径最大可取dmax，则
Ft″=2T/dmaxKa×Ft″/b=100
∴2Ka×t1/b×dmax=100
即：
2×0.9×105×1.5/0.9×dmax×dmax=100
∴dmax=55mm.
根据实装尺寸的原因，取d1=55mm.
∴Z1=d1/m=55/2.5=22
Z2=u×Z1=4×22=88
4．几何尺寸的计算
1）计算分度圆直径
d1=Z1×m=22×2.5=55mm
d2=Z2×m=88×2.5=220mm
2）计算中心距a。
a=（d1+d2）/2=（55+220）/2=137.5（mm）
3）计算齿轮宽度b
4）b=фd×b1=0.9×55=49.5mm
取（圆整）B2=49mmB1=55mm
5.验算
Ft=2T1/d1=2×0.9×10*8/55=3272N
Ka×Ft/b=3273×1.5/49=100.16≥100N/mm。
合适
6.结构设计
（1）、大齿轮的结构设计
因其中径d2=220mm>200mm而小于500mm。
故选用辐板式。
由文献[6]P434查得（表8-149）其结构尺寸：
因大齿轮孔径D=65mm.（详见后文齿轮轴设计）。
∴D1=1.6•D=104mm
毂长L=（1.2～1.5）D=80mm>B2
δ=（2.5～4）•m取δ=10mm
辐板厚C=0.3B=15mm
D。
=0.5（D1+D2）=0.5（104+213.15-20）=149取为D。
=150（mm）
孔径d。
=0.25（D2-D1）=22.2取d。
=22mm
（2）.小齿轮的设计
因其中径d1=55mm,故选用齿轮轴式。
其结构尺寸为：
中径d1=55mm顶径da1=60mm宽度B1=55mm
7.经校核强度足够
8.绘制齿轮的工作图
小齿轮的工作图见图纸（零件图15）
大齿轮的工作图见图纸（零件图16）
（二）减速器轴的设计
1、齿轮轴的设计
已知：
轴上输入的功率为P2=7.2Kw,n2=765r/min.因其与大带轮相联，且带轮作用在轴上的里F=1773.8N.齿轮的切应力Ft=3273N.
设计过程：
（1）、计算轴上的扭矩T
T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×7.2/765=0.9×105Nmm
（2）求作用在齿轮轴上的力
∵Ft=3273N.取齿轮压力角为α=20˙
∴Fr=Fttgα=3273tg20°=1191.3NFtFr
因为是直齿圆柱齿轮β=0
∴Fa=0Fr
圆周力Ft.径向力Fr的方向如右图4。
（3）初步确定轴的最小直径图4
由参考文献[2]式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45#钢，调质处理。
由文献[2]表15-3，取A。
=126。
于是有：
dmin=A。
3√P2/n2=1263√7.5/765=27（mm）
考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为36mm。
显然输入轴的最小直径是安装的大带轮的。
（4）、小齿轮的中径d1=55mm<2dmin.故该齿轮做成齿轮轴。
（5）、轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度，画出其结构草图如下
（a）为了满足大带轮的轴向定值，F8轴段左端需有一台阶，故取7-8段的直径为d6-7=43mm，右端用轴端档板定位。
按轴端直径取档圈直径D=45mm。
大带轮与轴配合的毂孔长度为70mm，为了保证档圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比毂孔长度略短一些。
取l7-8=68mm。
（b）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承。
参照工作要求并据d6-7=43mm，由轴承产品目录中选取42209圆柱滚子轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×19,故d1-2=d4-5=52mm.
（c）因为小齿轮中径d1=55mm，底径df=48.75mm。
为了保证齿轮的加工。
在2-3段与4-5段靠近齿形部分下挖一部分，而在另一端留足滚动轴承的轴肩。
故在2-3段与4-5段中下挖部分的直径，取为d′=48mm。
轴肩部分取为d″=52mm，下挖部分长度取l′=30mm，台阶部分取l″=12mm。
（d）为了满足装配要求取L6-7=30mm。
至此，已初步确定轴上各段直径和长度。
（6）、轴上的周向定位
带轮的周向定位采用平键联结。
按d7-8由文献[3]查得平键截面b×h=10×8（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工。
长为56mm（标准键长由文献[3]表4-1GB1096-79查得）。
其与轴的配合为H7/r6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证，此处选轴的尺寸公差为m6。
（7）、确定轴上圆角和倒角尺寸。
由文献[2]表15-2查得，取轴上所有倒角（轴端）为1.5×45°；各轴肩处圆角半径为R1.5.
（8）、按弯扭合成应力校核轴的强度。
（a）、求轴上载荷
首先根据轴的结构简图（图5），作出轴的计算简图（图6）。
在确定轴承的支点位置后、，此轴即可作为简支梁，其支承跨距为l2=l3=79mm。
带轮重心点到支承点距离l1=73.5mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭距图和计算弯矩图（6）。
从轴的结构上看，截面c处的计算转矩大，是轴的危险截面。
现将计算出的截面c处的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3（参看图6）
载荷
水平面
垂直面
支反力R
Rh1=811.35N,Rh2=4235.45N
Rv1=Rv2=595.65N
弯矩M
MH1=64096.65Nmm，MH2=334600.5Nmm
MV1=MV2=47056.35Nmm
总弯矩
M1=√64096.652+47056.352=79515.3Nmm
M2=√334600.52+47056.352=337893.2Nmm
扭距T
T=0.9×105
计算弯矩Mca
Mca1=M1=79515.3Nmm
Mca2=√337893.22+（0.6×0.9×105）2=342181Nmm
表3
（表中α=0.6由文献[2]P375页获得）。
（b）、按弯矩合成应力校核轴的强度。
进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面c）的强度，则由文献[2]式15-5及上表中的数据可得
δca=Mca2/W=342181/0.1×55×55×55=20.56Mpa
（式中W由文献[2]表15-4查得）
前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献[2]表15-1查得[δ-1]=60mpa。
因此δca<[δ-1],故安全。
（9）画出齿轮轴的工作图，见图7
图7
2．大齿轮轴的设计
已知：
大齿轮轴上的输出功率
Pa=P2η12×η4=7.2×0.98×0.98×0.98=6.78kw转速n3=n2/I=765/4=191.25r/min;大齿轮中径为d2=220mm;齿轮上的圆周力Ft2。
设计过程：
（1）、确定转矩T3,Ft2
转矩T3=95.5×105×6.78
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