钢坯火焰清理机之钢坯输送系统设计[三维SW]【4张CAD图纸和说明书】
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湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题 目： 学 院： 兴湘学院 专 业： 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化 学 号： 2007964224 姓 名： 李 珂 指导教师： 胡 自 化 完成日期： 2011 年 05 月 31 日 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书设计（论文）题目： 钢 坯 火 焰 清 理 机 的 钢 坯 输 送 系 统 学 号： 2007964224 姓名 李 珂 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 胡自化 系主任： 一、主要内容及基本要求： 1、钢坯运送方案确定； 2、滚筒输送机传动方案确定； 3、滚筒输送机动力系统设计； 4、滚筒输送机传动系统设计； 5、完成毕业论文的文稿工作，要求：使用 A4 编辑及打印装订成册； 6、技术图纸：滚筒输送机装配图 1 张（0 号） 、减速器齿轮轴图 1 张（3 号） 、电动机图 1 张（3 号） ； 7、翻译英文技术资料：翻译国外滚筒输送机相关课题的英文资料。要求：3000 单词，复印原稿与翻译(打印)稿同册装订。 二、重点设计的问题：1、 滚筒输送机传动方案设计； 2、 滚筒输送机传动系统设计； 3、 滚筒输送机动力系统设计； 三、进度安排各阶段完成的内容 起止时间1 熟悉课题及基础资料 第一周2 调研及收集资料 第二周3 方案设计与讨论 第三四周4 初步方案可行性讨论 第五八周5 CAD 软件学习 第九周6 CAD 制图 第十周7 撰写说明书 第十一周四、应收集的资料及主要参考文献1彭万喜，胡英强.厂内运输机械.武汉：华中科技大学出版社，2006. 2濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2008. 3吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006,23 .4机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第一分册）.北京：化学工业出版社 5机械手册联合编写组.机械设计手册（上册，第二分册）.北京：化学工业出版社 6机械手册联合编写组.机械设计手册（中册，第一分册）.北京：化学工业出版社 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2007964224 姓名 李 珂 专业 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化 毕业论文（设计）题目： 钢坯火焰清理机钢坯输送系统 评价项目 评 价 内 容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备设计方案的设计能力、设计方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评价评阅人： 2011 年 5 月 日湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）鉴定意见学 号： 2007964224 姓名： 李 珂 专 业： 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化 毕业论文（设计说明书） 36 页 图 表 3 张论文（设计）题目： 钢 坯 火 焰 清 理 机 钢 坯 输 送 系 统 内容提要：本课题主要设计钢坯火焰清理机的钢坯输送部分，滚筒运输机的动力，传动，运转等设计以及计算。能使钢坯稳定的输送，使其进入清理区域。本说明书结合各式滚筒输送机的输送方案，设计出选用锥齿轮驱动式滚筒运输机。并且对该运输机的动力，传动，运转等方面进行了计算。在滚筒运输机的传动方面，选用了三角带、减速器、锥齿轮配合传动，能使传动达到稳定的要求。并且抗干扰能力强。指导教师评语指导教师： 年 月 日答辩简要情况及评语答辩小组： 年 月 日答辩委员会意见答辩委员会主任： 年 月 日共 36 页 第 1 页目 录中文摘要1ABSTRACT1第一章 总体方案设计2第二章 电动机的选择4第三章 三角胶带传送设计5第四章 减速器设计7第五章 联轴器选择20第六章 锥齿轮传动设计21第七章 小锥齿轮设计及轴承座设计24共 36 页 第 2 页第八章 滚筒、滚筒轴及配件的设计25致谢27参考文献28附录一 滚筒运输机机架部分示意图29附录二 英文技术资料及中文翻译3共 36 页 第 1 页摘 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. SummarySummary contents:The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move.Keywords:Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. 共 36 页 第 2 页第一章 总体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：n 5=V/D （D 为滚筒直径） ，初步选取滚筒直径为 D=380mm，滚筒长度 L=4150mm，滚筒间的间距为l=630mm，因为驱动式滚筒运输机共 5m 长，故滚筒共 8 根。故 n 5=51.0 r/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。1.1、初步画出机械传动图， （图 1） 联 轴 器 减 速 器 带 轮 电 动 机 木 料 运 送 方 向锥 齿 轮 滚 筒 架滚 筒 图 11. 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=549，锥齿轮传动比为 i3=1.5。因带轮传动比为 i1=1.882，选用三角胶带传动。1.3、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=0.735/75q 1(2f+ 1d)+q0(1d)L+G(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；1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径D：滚筒直径； ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数 ：机械传动的总功率。共 36 页 第 3 页（1） 、首选滚动轴衬效率 1=0.98（共 34 个） 。 联轴器效率 2=0.99 三角 V 带效率 3=0.9 直齿圆齿轮减速器 4=0.98 锥齿轮 5=0.95（8 个） = 1 2 3 4 5 = 0.980.990.960.980.95=0.28（2） 、查文献4表 1-8 得：f = 0.5； 1 = 0.002； = 0.3。（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=20.994.1587Kg q 0 G1 = 87 Kg（4） 、因滚柱间距为 630mm，钢坯最小宽度为 1850mm，钢坯最大重量为 2400 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为 q1=2400/3=800 Kg （5） 、计算 P=19 kw共 36 页 第 4 页第二章 电动机的选择由于运输机的功率 P =19 kw，可知电动机的功率为 PP。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=n 5(i1 i2 i3) n1=1470 r/min查文献3边 12-1 （JB3074-82）可得：选用 Y180L-4，其额定功率为 P=22kw，额定转速为 n1=1470 r/min最大转矩为 2.2电动机外形安装尺寸如下表，尺 寸 （mm）型号H A B C D E G K b b1 b2 h AA BB HA L1Y132M 180 279 279 121 48 110 42.5 15 355 285 180 430 65 349 20 710 图 2共 36 页 第 5 页三 、三角带传动设计3.1、三角带的选择，设计计算已知：选择的电动机型号 Y180L-4，额定功率 P=22kw，转速 n1=1470 r/min，选择三角带的传动比为 i1=4，一天运转的时间为 1015 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 单位计算功率 pca 由表 8-4 选取 KA 1.3Pca=KAP 28.6 kw选取胶带型号 根据 Pca 和 n1 由图 8-1 选取 C主动轮节圆直径 D1 由表 8-6 和表 8-12 选取 140 mm从动轮节圆直径 D2 D2=iD1 按表 8-12 圆整 560 mm带速 V V=D1n1/（601000）25 10.77 m/s实际传动比 i=D2/（1-）D1（=0.02） 4.08初定中心距 a0 a0（10.95 ）D 2 560532取 550mm初定胶带节线长度 LOPLOP2a0+/2（D1+D2）+（D2D1）/4a0 按表 8-2 选取标准值 Lp 内周长 Lj22792420mm计算中心距 a a=a0+LPLOP/2 620 mm主带轮包角 1 1=180-（D2-D1）/a 60120139.4单根胶带传动功率 P0 由表 8-5 选取 P0 4.11 Kw单根胶带传递功率增量 P0由表 8-7 查 Kb由表 8-8 查 KiP0=Kbn0（1-1/Ki）1.9910-31.120.307KW胶带根数 Z由表 8-9 查得 K由表 8-10 查得 K1Z=Pca/（KKl（Po+Po） ）0.950.865.22 取 6根根单根胶带的初拉力 Fo 由表 8-39 查得 Fo 380 公斤共 36 页 第 6 页计算项目 公式及数据 计算结果 单位有效圆周力 Ft=102 Pca/v 234 公斤作用在轴上的力 F F=2FoZ Sin（ 1/2） 712 公斤由表 8-11 查得 e 20 mm由表 8-11 查得 f 12.5 mm带轮宽 B故 B=（ Z-1）e+2f 125 mm3.2 带轮的几何尺寸的计算：3.2.1 小带轮的几何尺寸计算：（1） 、由 Y180L-4 型电动机可得：电动机轴伸直径 D=48mm，长度 L=110mm，带轮宽：B=（Z-1）+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm（2） 、因为小带轮基准直径为 140mm,故可采用实心式结构轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=1.8*48=86.4mm轮毂外直径：d 1 =1.9d=1.9*48= 91.2mm 带轮外径：d a=dd+2ha=140+2*4.8=149.6mm轮毂宽：=8mm基准线下槽深：h f=14.3mm3.2.2 大带轮的结构的几何尺寸计算因为基准直径为 560mm，所以选用椭圆轮辐式结构。带轮宽：B=（ Z-1）e+2f=(2-1)*25.5+2*16=57.5mm轮毂宽：L=（1.52）d=1.8d=121.5mm轮毂外直径：d 1=1.9d=236.4mm带轮外径：d a=dd+2ha=560+2*4.8=569.6mm轮毂宽：=10mm基准线下槽深：h f=10mm共 36 页 第 7 页第四章 减速器的设计由文献3表 1-12 查得，减速器的传动比为 i2=7，选用单级圆柱齿轮减速器。4.1、齿轮传动设计已知减速器输入轴的功率为 P2=P3=220.96=21.12 kw；小齿轮转速为 n2=n1/ i1=1470/2.74=536r/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2P221-224，所用的表，图也由文献2中查得） 。4.1.1、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 4050HRC；（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=720=1401、 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 T1T1=95.510P2/n2=95.5107.2/765=0.9105 Nmmc)、由表 10-7 选取齿宽系数 d=0.9d)、由表 10-7 查得材料的弹性系数ZE=189.8 Mpae)、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 Hlim1=Hlim2=1100 Mpaf） 、由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60 n1jLn=60536(1530015)=3.1109g)、由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88 KHN2=0.90h)、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： H1=KHN1Hlim1/s=968 Mpa共 36 页 第 8 页 H2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa2） 、计算a) 试算小齿轮的分度圆直径 d1t代入 H 中较小值得： d1t=42.73（mm）b) 计算圆周速度 VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)c) 计算齿宽 bb=d d1t=0.942.73=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=2.252.1365=4.81(mm)b/t=38.457/4.81=8e） 、计算载荷系数 根据 V=1.71m/s 7 级精度，由图 10-8 查得载荷系数 Kv=1.07 直齿轮假设 KAFt/b100N/mm ，由表 10-3 查得 KH =KF =1.1 由表 10-2 查得使用系数 K A=1.5 由表 10-4 查得 K H =1.223 由图 10-13 查得 K F =1.18故载荷系数 K=K AKvK KH =1.51.071.11.223=2.16f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式 10-10a 得：d1d1t K/K t=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、计算模数 m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 2、 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=32KT1YS YF /（ dZ12 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FE1=FE2=600Mpab)、由图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式 10-12 得： F1 = KFN1 fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2 fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.共 36 页 第 9 页d)、计算载荷系数 k.k=kakvk kfb=1.51.071.11.18=2.083e)、查取齿形系数与应力校正系数.由表 10-5 查得：齿形系数：Y fa1=2.8Yfa2=2.22应力校正系数：Y sa1=1.55Ysa2=1.77f)计算大小齿轮的 YfaYsa/f 并加以比较Yfa1Ysa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151Yfa2Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019小齿轮数值较大。2).设计计算m 322.0830.910 50.01151/（0.920 2）=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=20.910 5/50.6=3557.3NKaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm设分度圆直径最大可取 dmax，则Ft=2T/dmax KaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即：20.910 51.5/0.9dmaxdmax=100dmax=55mm.根据实装尺寸的原因，取 d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22Z2=uZ1=722=1544几何尺寸的计算1） 计算分度圆直径d1=Z1m=222.5=55mm共 36 页 第 10 页d2=Z2m=1542.5=385mm2） 计算中心距 a。a=(d1+d2)/2=(55+385)/2=220(mm)3） 计算齿轮宽度 b4） b=db1=0.955=49.5mm取（圆整） B 2=49mm B1=55mm5.验算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合适6.结构设计（1） 、大齿轮的结构设计因其中径 d2=385mm200mm 而小于 500mm。故选用辐板式。由文献6P434 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=1.6D=104mm毂长 L=(1.21.5)D=80mmB2=(2.54)m 取 =10mm辐板厚 C=0.3B=15mmD。=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=55mm7. 经校核强度足够4.2、减速器轴的设计4.2.1、齿轮轴的设计已知：轴上输入的功率为 P2=21.12Kw,n2=536r/min.因其与大带轮相联，且带轮作共 36 页 第 11 页用在轴上的里 F=1773.8N.齿轮的切应力 Ft=3273N.设计过程：（1） 、计算轴上的扭矩 TT=95.5105P2/n2=95.510521.12/536=0.9105Nmm (2) 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为 =20Fr=F ttg=3273tg20=1191.3N Ft Fr 因为是直齿圆柱齿轮 =0 Fa=0 Fr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 3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。 3P 2/n2=87(mm)考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为 96mm。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 0.07d 取 h=6，则 d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位，l 7-8=12mmD：根据装配需要取 l2-3=30mm,l4-5=32mm，l 7-8=20mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（c） 、轴上的零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按 d5-6 由文献3表 4-1 查得平键的截面尺寸为 bh=1811（GB1096-79） ，键槽用键槽铣刀加工，长为 68mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结，选用平键为 14988（GB1096-79 ） ，半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（d） 、确定轴上圆角和倒角尺寸由文献2表 15-2，取轴端倒角为 1.545。圆角半径为 R1.5。4）按弯扭合成应力校核轴的强度（a） 、首先根据轴的结构图（图 9）做出轴的计算简图（图 10） 。简支梁轴的跨距为L2=L3=80mm，根据轴的见图做出轴的弯曲图，扭距图和计算弯矩图，从轴的结构图和计算玩具图中可以看出截面 c 处的计算弯矩最大，是轴的危险截面，现将计算出的截面 c 处的 MH,MV,M 及 Mca 值列于下表 4。表 4载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 RH1=RH2=1541N RV1=RV2=560.9N弯矩 M MH=123280Nmm MV=44872Nmm总弯矩 M1=M2=123280 2+448722=131192.4Nmm扭矩 T T=T3=3.39105Nmm计算弯矩 Mca Mca1=M1=131192.4 NmmMca2=131192.4 2+（0.63.3910 5） 2=242039 Nmm（a 由文献2p 375 页获得）进行校核时，通常只校核轴上最大计算弯矩的截面（即 c 面）的强度，则由文献2式15-5 及上表中数值可得， （w 由文献2表 15-4 查得） 。 ca=Mca2/W=242039/65 3/32-187(65-7)2/265=10.3 MPa.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-1=60mpa。因此-1 ca ， 合适。共 36 页 第 15 页图 54.3 小皮带轮配合用键的强度校核。（1） 、因为电动机的轴径为 38mm，查文献3表 4-1（GB1096-79 ）可得：键的尺寸为 108， （取 N9/JS9 配合） 。轴深度 t 为 50+0.2。毂中、深 t1 为 3.30+0.2，键长取 70mm的 A 型平键。（2） 、校核键的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献2表 6-1 查得许用挤压应力为P=100120Mpa，取其平均值， P=110 Mpa，键的工作长度 l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm。由文献2式 6-1 可得：p=2T10/bld T 为电动机的转矩又T=95.507.5/1440=47.75NMp=247.7510/41038=10.47Mpa P故键的强度适合4.3.1 大带轮键的校核（1） 、大带轮键的选择因为大带轮轴径为 36mm，大带轮的毂宽为 70mm，查文献3表 4-1（GB1096-79）可得键的尺寸为 10870，键为轴的配合为 N9.5 毂的配合为 JS9，轴深 t 为 5.00+0.2，毂共 36 页 第 16 页深 t1 为 3.3+0.20。（2） 、校核键的强度键、轴与毂均是由钢制成。由文献2表 6-1 查得许用挤压应力为：P=100120MPa。取平均值得 P=110MPa 。键的工作长度为：l=L-b=70-10=60mm。键与轮毂的接触高度为k=0.5h=4mm。键上所受的转矩为T=P39550/ （14401.88）=95507.50.961.88/1440=89.77 NM由文献2式 6-1 可得p=2T10/kld=289.7710/46036=20.78MPaP故大带轮上配合键的强度合适。4.3.2 大齿轮与轴的配合用键的选择与较核（1） 、大齿轮配合用键的选择因大齿轮与轴搭配和处的轴径为 6.5mm，大齿轮轮毂长为 80mm，由此查文献3表 4-1（GB1096-79）查得键的尺寸为 181170，其与轴的配合为 N9，与毂的配合为 JS9轴深 t 为 7.0+0.20，毂深 t1 为 4.4+0.20（2） 、键联结强度的校核由上述已查得P=110MPa键的工作长度为：l=L-b=70-18=52mm，键与轮毂的接触高度为：k=0.5h=0.511=5.5mm，键上所受的转矩即为大齿轮的转矩 T3T=T3=3.3910*Nmm=339Nm由文献2式 6-1 可得：p=2T10/5.55265=36.47 MpaP故大齿轮上键的强度合适。4.3.3.联轴器配合用键的选择与校核（1）.联轴器用键的选择共 36 页 第 17 页因与联轴器配合的轴径为 45mm，与联轴器配合的轴的长度为 78mm。因此，数据有文献3表 4-1（GB1096-79）查得键的尺寸：14970与其轴的配合为 N9，与毂的配合为 JS9。轴深 t=5.5+0.20，毂深 t1=3.8+0.20 （2）.键的强度校核由上述查得P=110 Mpa键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm键与轮毂的接触高度为k=0.5h=0.59=4.5mm键所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为 T3T=T3=339 NM由文件2式 6-1 可得：P=2T10/kld=233910/（4.55645）=59.79 Mpa 15000h即高于预期计算寿命故选用 42209 圆柱滚子轴承合适（GB283-64）结构尺寸为：4585191、 大齿轮轴上滚动轴承的选择及校核已知：轴上齿轮上的圆周力 Ft=3082N、径向力 Fr=1121.8N、轴的转速为n3=191.25r/min 轴的预期寿命为 Lh=18000（4 年，每年 300 天，每天 15 小时）（1） 、滚动轴承的选择由表 4 计算可得：RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9NR1=R2= =1640N2.956014（2） 、确定当量载荷 P因轴承只受径向力作用，故 A=0由文献2式 13-9 得：P=R P=R=R1=R2=1640N（3） 、由文献2式 13-6 求出轴承应有的基本额定动载荷C=P =16403 =9694.4N610/hnl 610/85.21909.7KN（4） 、根据上计算 C 值，由文献3表 6-1（GB276-89 ）查得选用 Cor=22.10KN 的 6111型深沟球轴承，（5） 、验算 6111 滚动轴承的寿命，由文献2式 13-5 得：Lh=106/60n（C/P） =106/（60191.25）（22100/1640） 3=213251.7h18000h故此轴承合适。 其结构尺寸为 5590184.4、减速器中箱体的设计4.4.1 减速器箱体用铸造而成，由文献3表 11-1 与表 11-2 查得箱体结构尺寸如下表 5名 称 符号 减速器（单级圆柱齿轮）尺寸关系箱座壁厚 8箱盖壁厚 1 8箱盖凸缘厚度 b 12箱座凸缘厚度 b1 12箱座底凸缘厚度 b2 20地脚螺钉直径 df M20地脚螺钉数目 n 4共 36 页 第 19 页轴承旁联结螺栓直径 d1 M16盖与座联结螺栓直径 d2 M12定位销直径 d 8df、d1、d2、至外箱壁距离 C1 df：26 d1：22 d2：18df、d2 至凸缘边缘距离 C2 df：24 d2：16轴承旁凸台半径 R1 16凸台高度 h 见装配图齿轮顶圆与内箱壁距离 1 10齿轮端面与内箱壁距离 2 8箱盖箱座肋板厚度 m m=7联结螺栓 d2 间距 L 100检查孔盖螺栓直径 d4 M64.4.2、通气器的结构形式和尺寸由文献3表 11-4 中选用通气帽，其结构尺寸见文献3表 11-4 中间表，4.4.3 减速器轴承端盖的结构尺寸。（1） 、2209 轴承端盖结构尺寸由文献3表 11-5 嵌入式轴承盖 （结构图 12）（2） 、6111 轴承端盖结构尺寸由文献3表 11-5 嵌入式轴承盖 （结构图如图 13）4.4.4 皮带轮挡圈见装配图4.4.5 减速器进油口、油标、放油口见装配图4.5 减速器装配图（见总装配图，此略）共 36 页 第 20 页第五章 联轴器的选择5.1 设计要求：联轴器传递功率 P40=P31=6.780.98=6.5kw，传递转速 n4=n3=n3=191.25r/min5.2 轴器的选择因为联轴器的转速为 n4=191.25250r/min，无剧烈冲击处，联轴器两端的转速相等，故初步选用十字块联轴器。5.3 联轴器的校核5.3.1 载荷计算公称转矩： T=9550P/n=95506.5/191.25=324.6Nm由文献2表 14-1 查得工作情况系数 KA=1.5。由文献2式 14-3 得计算转矩： Tca=KAT=1.5324.6=486.9 Nm5.3.2 型号选择从文献5表 4-34 中查得 d=45 的十字滑块联轴器的许用转矩为 800 Nm，许用最大转速为 250r/min，故合适。其轴孔长度总长 200mm，半联轴器长度为 80mm。共 36 页 第 21 页第六章 锥齿轮传动设计设计要求：小锥齿轮转速 n4=191.25r/min 传动比 i=1.5，每个锥齿轮输入功率P4=P402/10=6.50.99/10=0.644kw，轴交角为 90，使用期限为 5 年（每年工作月300 天，每日工作 15 小时） 。小齿轮简支，大齿轮悬壁，材料均为 45 钢，表面淬火，HRC=4550。精度等级为 8-7-7 级。6.1、设计过程：小齿轮的转矩 T4=95500.644/191.25=32.16 Nm=3.28Kgm设计计算过程见下表 6计算项目 计算公式及数据 说明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工作况数 Ka Ka=1 由表 8-119 查接触强度的齿间载荷分布系数 KH KH=2.1 由表 8-208 查试验齿轮的接触疲劳极限 HlimHlim1=Hlim2=104Kg/mm 由图 8-38 查齿数比 u u=n3/n4=1.5初定小齿轮分度圆直径d1 d1=72mm 由图 8-93 查齿数 z 取 z1=18，z2=uz1=27 z1 由图 8-78 查确定大端模数 m m=d1/z1=72/18=4 取 m=4mm复算小齿轮分度圆直径d1 d1=mz1=418=72mm1=arctg（z1/z2）=33.69 1=33.69分锥角 2=90-1=56.31 2=56.31锥距 R R=d1/2sin1=64.9mm R=64.9mm宽度 b取齿宽系数R=0.3，b=RR=19.47mm，b=20mm共 36 页 第 22 页齿宽系数 R R=b/R=20/64.9=0.3 R=0.3齿形制 按 JB110-60 齿形制 =20，ha*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上圆周力 Fx Fx=2000T3/d1=91.11Kg Fx=91.11Kg分度圆圆周速度 V V=d1n3/19100=0.72动载系数 Kv Kv=1.1（8 级精度） 由表 8-207 查齿数比系数 Zu Zu=1.09 由图 8-95 查按接触强度的齿宽影响系数 Z=1.15 由图 8-96 查节点区域系数 ZH ZH=2.5 由图 8-97 查弹性系数 ZE ZE=60.6 由表 8-206 查接触应力 H H=12.6 取直齿 Z =1当量循环次数 Ne Ne1=2.58108Ne1=1.72108 见表 8-123接触强度的寿命系数 ZN ZN1=ZN2 见第 388 页润滑剂系数 Z1 选择润滑油粘度 r50=266cst 由表 8-417 查ZL=1.2 由图 8-40 查速度系数 ZV ZV=0.9 由图 8-41 查光洁度系数 ZR ZR=0.88 由图 8-42 查工作硬化系数 ZW ZW=1 由表 8-206 查齿轮的接触疲劳极限HLIM HLIM=98.8接触强度的最小安全系数 SHLIN SHLIN=1 由表 8-121 查接触强度的安全系数 SH=1.36 SHmin 接触疲劳强度校核计算公式及数据计算项目小齿轮 大齿轮分锥角 1 1=33.69 2=56.31齿顶高 ha ha=4mm ha=4mm齿高 h h=8.8mm h=8.8mm齿根高 hf hf=4.8mm hf=4.8共 36 页 第 23 页分度圆直径 d d=72mm d=108mm齿顶圆直径 da da=78.66mm da=114mm锥距 R R=65mm R=65mm齿根角 f f=4.23 f=4.23根锥角 f f=29.46 f=52.08顶锥角 f=27.92 f=60.54外锥高 AK AK=51.78 AK=32.67分度圆弧齿厚 S S=6.28mm S=6.28mm共 36 页 第 24 页第七章 小锥齿轮轴的设计及轴上配件的选择本次设计的滚筒架长 10m。滚筒有 10 个，故小锥齿轮也需要 10 个。因由六中设计可得小锥齿轮设计成锥齿轮轴式，考虑到装配原因，故要分成 10 段，段与段之间再通过联轴器联结，并且每段长 1m。7.1 锥齿轴的设计7.1.1 轴上的装配方案：因轴上装有固定杆（与轴承联结） ，装有两个联轴器，一个联轴器用轴肩定位、另一个用螺钉定位。1、 计算轴的最小轴径由前面计算轴径最小直径的方法，求得锥齿轴的最小直径为 30mm，考虑到锥齿轮处轴径为 42mm，故取联轴器的轴径为 36mm。2、 选用联轴器由前面的选择计算方法与校核，选用十字滑块联轴器，其轴径为 36mm，孔径长为160mm，最大转速为 250r/min，最大转矩为 500Nm，半联轴长为 64mm3、 固定杆用轴承选择因轴承同时受轴向力与径向力，由前面的计算方法选用角接触球轴承，其尺寸为：408018，型号为 36208（由文献3表 6-6，GB292-83） ，采用外圈定位，即固定杆与轴承配合处采用圆槽，槽宽为 18mm，槽深为 3.5mm，内径为 80mm。4、 螺钉的选择因用于紧固半联轴器，所受的力不太大，故选用 M8 的紧钉螺钉（由文献3表 3-18，GB73-85） 。5、 根据上述配件的结构及装配要求，画出锥齿轮轴的工作图， （图 16）6、 轴上联轴器周向定位用键。由文献3表 4-1（GB1096-79） ，并据联轴器轴径 36mm 有：键的尺寸为：108，长为 50mm 轴 t=5.0+0.20，毂t1=3.3+0.20，与轴配合为 100+0.2，毂为 100+0.2，其校核方法见四-（三）7、 与孔径为 45mm 联结的那一段小齿轮轴，最右端装联轴器的轴径为 45 最后一根右边轴承右端不要。共 36 页 第 25 页第八章 滚筒，滚筒轴及其配件设计8.1 滚筒的设计由前面已选定的数据有：滚筒直径 D=121mm；滚筒的长度 L=400mm8.1.1 选择滚筒的材料。由文献4表 2-75（YB231-70）查得：滚筒的材料选用热轧无缝钢管。其外径 D=380mm，厚度为 20mm，理论重量为20.99Kg/m。滚筒内与轴配合的钢管材料选用热轧无缝钢管。其外径 D1=360mm，厚度为 20mm，理论重量为 15.24 Kg/m。联结钢板材料选择热轧扁钢（由文献4表 2-55（YB704-83） ） 。
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