【JX270】驱动式滚筒运输机设计[KT]【2A0】
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【JX270】驱动式滚筒运输机设计[KT]【2A0】,jx270,驱动,滚筒,运输机,设计,kt,a0
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邵 阳 学 院 毕业设计开题报告 课 题 名 称： 驱动式滚筒运输机 学 生 姓 名： 欧 阳 英 学 号： 003101033 系、专业、班级： 机械系机制专业 2000 机制班 指 导 老 师： 陈 志 刚 2003 年 5 月 12 日 一、 课题的来源、目的意义（包括应用前景）、国内外现状及水平 驱动式滚筒运输机设计这个课题来源于某木材加工厂。其主要目的是为了让我能更好的把这三年来所学的理论知识与生产实际相结合。现在还有很多的木材加工厂运输木材 的方式是最原始的即人工搬运，这种方式效率低，而且易发生生产事故。他们之所以用这种最原始的搬运方式其原因一是：经济有限；二是生产的场地太小。所以我就想设计一种生产成本低，占地面积小，应用场合广的运输机。这是我要做这个课题的原因。现今我国的工业在飞速的发展，这种驱动式滚筒运输机的应用应该是越来越广的。当然，就现在而论，这种运输机的水平还不是很高。故，像我们这种机械行业的就有责任让它更完善。 二、 实验研究的主要内容、或工程技术方案和准备采取的措施 驱动式滚筒运输机设计的主要内容是：（ 1）、电动机的选择；（ 2）、带传动的设计及带的选择；（ 3）、减速器的设计；（ 4）、联轴器、键的选择与校核；（ 5）、一些配用部件的选择。 其主要的技术任务也就是怎样把电动机的输出速度转变为运输机的速度。要解决这个问题我的设计方案是其间增加几个减速机构，像带轮、减速器、锥齿轮等。我把带轮设定为从电动机出来的第一个减速机构，是因为我想利用带轮来起到一个保护电动机的作用。锥齿轮直接通过轴与滚筒相连接。而减速器当然也就是安置在带轮与锥齿轮之间。 三 现有 基础和具备的条件 现有的基础并不是很好，其一是一些参考书，其二是我以前所学的机 械设计知识，当然还有老师这个资料库。参考书如下： （ 1）、机械零件设计手册； （ 2）、机械无级变速器。 四、总的工作任务、进度安排以及预期的结果 总的工作任务是：说明书的编写，总装图的绘制，几个主要零件图的绘制。总设计时间 9 周：方案设计 6 周，编写技术文件 1 周，（其中说明书的编写 3 周，图纸的绘画 2 周，还有 1 周时间用来检查、修改）， 1 周时间用来检查、校对，还剩 1 周时间用来准备答辩。我希望能提前完成任务，并且把错误降低到最低点，最后是这个设计能使用于生产中去。 五、指导老师审查意见 指导老师（签 名） 年 月 日 六、教研室审查意见 教研室主任（签名） 年 月 日 七、系（部）审查意见 系主任（签名） 年 月 日 八、备注 毕业设计评阅意见表 专业 机制 班级 2000 机制 姓名 欧阳英 成绩 题目 驱 动 式 滚 筒 运 输 机 指导老师评语 成绩 签字 年 月 日 评阅人评语 成绩 签字 年 月 日 答辩委员会评语 成绩 签字 年 月 日 目 录 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 2 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！ 欧阳英 05/20/2003 3 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 . of to of to to to to to 4 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：（ 初步选取滚筒直径为 D=121筒长度 L=400筒间的间距为 l=1m，因为驱动式滚筒运输机共 10 滚筒共 10 根，初定木材的最小长度为 3m 。 故 s =127.4 r/ 为了使电动机转速减为 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） 滚筒架图 1锥齿轮滚筒减速器联轴器带轮电动机木 料 运 送 方 向2、 初定各级传动比为： 取带轮传动比为 速器传动比为 ，锥齿轮传动比为为减速器传动比 4，选为单级圆柱齿轮减速器（查资料 5 3表 1因带轮传动比为 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 得滚筒运输机械的总功率为： P =5 2f+ 1d)+ 1d)L+ G(式中数据： 品分布在 1 ： 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。 （ 1）、首选滚动轴衬效率 1= 34个）。 联轴器效率 2= 三角 V 带效率 3= 直齿圆齿轮减速器 4= 锥齿轮 5=10 个） = 1 2 3 4 5 = 2）、查文献 4表 1： f = 1 = = （ 3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：（取壁厚 0=m ，滚筒重量为 g （ 4）、因滚柱间距为 1m，木材 最短为 3m，木材最大重量为 100 以每个滚筒的最大所受的载荷为 00/2=50 6 （ 5）、计算 P =（ （ 75 50（ 2 +10（ 、 电动机的选择 由于运输机的功率 P =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： n5(i 2 i 3) =1437 r/查文献 3边 12 （ 得： 选用 额定功率为 P=7.5 定转速为 440 r/大转矩为 动机外形安装尺寸如下表， 型号 尺 寸 （ H A B C D E G K b b1 b2 h B 1 32 216 178 89 38 80 33 12 280 210 135 315 60 238 18 515 图 2 7 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 定功率 P=7.5 速 440 r/择三角带的传动比为 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 方案 1 方案 2 计算功率 表 8取 取胶带型号 根据 图 8取 B C 主动轮节圆直径 表 8表 8取 140 200 动轮节圆直径 2=表 8整 250 355 速 V V= 60 1000） 25 6 m/s 实际传动比 i= 1 = 初定中心距 a0 （ 15040 35540 定胶带节线长度2 /2（ 2） +（ /4表 8取标准值周长 160 1120 1569 1659 1600 算中心距 a a=P 268 385 带轮包角 1 1=180-（ 60120 单根胶带传动功率 表 8取 w 8 单根胶带传递功率 增量 表 8 表 8 1i） 1010W 胶带根数 Z 由表 8得 由表 8得 = l（ 6 根 3 根 根 单根胶带的初拉力 表 8得 8 31 公斤 计算项目 公式及数据 计算结果 单位 有效圆周力 02 v 斤 作用在轴上的力 F F=2 1/2） 斤 带轮宽 B 由表 8得 e 20 26 表 8得 f 7 B=（ e+2f 125 86 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 电动机可得：电动机轴伸直径 D=38度 L=80 b)、由文献 6表 8得： 9 0 e=26 f=17 0=36 , =10 mm c)、因带轮的中径为 00选用实心结构， 凸缘直径 6 D 之间） L=70 D 之间） （ 2） 大带轮的结构的几何尺寸计算 9 a)、大带轮的孔径 D=36计算详见齿轮轴的设计） b)、因大带轮 55用椭圆轮辐式。 c)、其结构尺寸为：（由文献 6） 孔径 D=36 轮缘 ） D=70 轮毂长度 L=（ ） D=70mm d2=2(1+ )=( 2(H+ )=(355+26) 2(20+10)=307mm 90 mm 0 由文献 6表 8得辐板厚度 S=242 、 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考） 技术要求、铸件技术要求按 ；、材料 ；、未注圆角 ，倒角均为 ；图3 10 四、减速器的设计 由文献 3表 1得，减速器的传动比为 ，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 3=.2 齿轮转速为 n2=440/65 r/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 4050 （ 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（ （ 4） 选小齿轮数 0，大齿轮齿数为 20=80 2、 按齿面接触强度设计 由公式（ 10行试算，即： 1)确定公式内的各计算值， a)、试选载荷系数 11 b)、计算小齿轮传递转矩 1=10P2/10 65=105 Nmm c)、由表 10取齿宽系数 d=0.9 d)、由表 10得材料的弹性系数 pa e)、由图 105得大小齿轮的接触强度极限 100 f）、由式 10算应力循环次数 0 0765(1530015)=09 g)、由图 10得接触疲劳强度寿命系数 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： s=968 s=990 ）、计算 a) 试算小齿轮的分度圆直径 入 H 中较小值得： b) 计算圆周速度 V V= 01000=01000=m/s) c) 计算齿宽 b b= d 12 d）、计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： 20=齿高： h=b/t= e）、计算载荷系数 根据 V=s 7 级精度，由图 10得载荷系数 直齿轮假设 b 100N/表 10得 由表 10得使用系数 由表 10得 由图 10得 载荷系数 K=f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式 10： K/g)、计算模数 m m=1=0= 3、 按齿根弯曲强度计算： 由式 10弯曲强度的设计公式为： m=32（ F） 1）、确定公式的各数据值 a)、由图 10得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 00b)、由图 10 13 C)、计算弯曲疲劳安全系数 S= 由式 10： s=00/ s=00/d)、 计算载荷系数 k. k=kak vk e)、 查取齿形系数与应力校正系数 . 由表 10得： 齿形系数： 力校正系数： f)计算大小齿轮的 小齿轮数值较大。 2)m 3 2 105 202） =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 就近圆整为标准值 m=接触强度算得的分度 14 圆直径 算： =2T1/0 5/ab=5773/00N/设分度圆直径最大可取 =2T/ t /b=100 2Kat1/b00 即： 20 5.900 5根据实装尺寸的原因，取 5 Z1=d1/m=55/2 Z2=u22=88 4几何尺寸的计算 1） 计算分度圆直径 1m=2252m=88202） 计算中心距 a。 a=(d1+2=(55+220)/2=137.5(3） 计算齿轮宽度 b 4） b= d5=取（圆整） 9 515 T1/0*8/55=3 272N t/b=32739= 100N/适 （ 1）、大齿轮的结构设计 因其中径 2000小于 500 故选用辐板式。 由文献 6 8结构尺寸： 因大齿轮孔径 D=65详见后文齿轮轴设计）。 =104长 L=(=802 =(4)m 取 =10板厚 C=5。 =1+04+149 取为 D。 =150(孔径 d。 =2 d。 =222)因其中径 5故选用齿轮轴式。 其结构尺寸为： 中径 5 顶径 0 宽度 5. 经校核强度足够 8. 绘制齿轮的工作图 16 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 65r/带轮作用在轴上的里 F=t=3273N. 设计过程： （ 1）、计算轴上的扭矩 T T=0 5P2/0 565=0 5(2) 求作用在齿轮轴上的力 20 3273= 因为是直齿圆柱齿轮 =0 周力 r 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取轴的材料为 45#钢，调质处理。由文献 2表 15 A。 =126。于是有： 。 3 P2/263 65=27(考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为 36然输 17 入轴的最小直径是安装的大带轮的。 （ 4）、小齿轮的中径 5 h=6，则 7一端用轴承端盖定位， 2：根据装配 需要取 0mm,20 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 文献 3表 4得平键的截面尺寸为 b h=18 11（ 键槽用键槽铣刀加工，长为 68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/样，半联轴器与轴的联结， 23 选用平键为 14 9 88（ 半联轴器与轴的配合为 H7/借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为 （ d）、确定轴上圆角和倒角尺寸 由文献 2表 15轴端倒角为 45。圆角半径为 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 3=80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 V,列于下表 4。 表 4 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 541N 矩 M 23280V=44872弯矩 2= 1232802+448722=矩 T T=105算弯矩 1= 105） 2=242039 a 由文献 2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上表中数值可得，（ w 由文献 2表 15得）。 24 =242039/65 3/32(65 65=前面已选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，由文献 2表 15 60此 合适。 5）、绘制大齿轮轴工作图 （见零件图 4） 大齿轮轴计算简图 （见图 10） 图 10 （ 三）、减速器中键的校核 1、 小皮带轮配合用键的强度校核。 （ 1）、因为电动机的轴径为 38文献 3表 4得：键的尺寸为 10 8，（取 合）。轴深度 t 为 50+中、深 长取 70 A 型平键。 （ 2）、校核键的强度 25 键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献 2表 6得许用挤压应力为 P=100120其平均值， P=110 的工作长度l=00与轮毂的接触高度 K=8=4 由文献 2式 6得： p=2T 10/ T 为电动机的转矩 又 T=440=M p=2 10/4 10 38 = P 故键的强度适合 2、 大带轮键的校核 （ 1）、大带轮键的选择 因为大带轮轴径为 36带轮的毂宽为 70文献 3表 4得键的尺寸为 10 8 70，键为轴的配合为 的配合为 深 t 为 深 （ 2） 、校核键的强度 键、轴与毂均是由钢制成。由文献 2表 6得许用挤压应力为： P=100120平均值得 P=110 键的工作长度为： l=00 键与轮毂的接触高度为 k= 键上所受的转矩为 26 T= 9550/（ 1440 =9550 440 = M 由文献 2式 6得 p=2T 10/ 10/4 60 36 = P 故大带轮上配合键的强度合适。 3、 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 齿轮轮毂长为 80此查文献 3表 4得键的尺寸为 18 11 70，其与轴的配合为 毂的配合为 深 t 为 深 2）、键联结强度的校核 由上述已查得 P=110的工作长度为： l=02 键与轮毂的接触高度为： k=11= 键上所受的转矩即为大齿轮的转矩 T=10*N 39N m 由文献 2式 6得： p=2T 10/52 65 = P 故大齿轮上键的强度合适。 27 （ 1） 因与联轴器配合的轴径为 45联轴器配合的轴的长度为 78此，数据有文献 3表 4查得键的尺寸： 14 9 70 与 其轴的配合为 毂的配合为 轴深 t=深 （ 2） 由上述查得 P=110 的工作长度为 l=06与轮毂的接触高度为 k=9=所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为 =39 NM 由文件 2式 6得： P=2T 10/ 339 10/（ 56 45） =5000h 即高于预期计算寿命 故选用 42209 圆柱滚子轴承合适（ 83 结构尺寸为： 45 85 19 2、 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 082N、径向力 的转速为 的预期寿命为 =18000（ 4 年，每年 300 天，每天 15 小时） （ 1）、滚动轴承的选择 29 由表 4 计算可得： 541N 2= 1541+1640N （ 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： P=R P=R=2=1640N （ 3）、由文献 2式 13出轴承应有的基本额定动载荷 C= 60h/106=16403 60 1800/106= 4）、根据上计算 C 值，由文献 3表 6得选用 6111 型深沟球轴承， （ 5）、验算 6111 滚动轴承的寿命，由文献 2式 13： 06/60n （ C/P ） =106/ （ 60 （ 22100/1640 ）3=8000h 故此轴承合适。 其结构尺寸为 55 90 18 （五）、减速器中箱体的设计 1、减速器箱体用铸造而成，由文献 3表 11表 11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 30 箱盖凸缘厚度 b 12 箱座凸缘厚度 2 箱座底凸缘厚度 0 地脚螺钉直径 20 地脚螺钉数 目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 16 盖与座联结螺栓直径 12 定位销直径 d 8 至外箱壁距离 C1 26 22 18 凸缘边缘距离 C2 24 16 轴承旁凸台半径 6 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 距 L 100 检查孔盖螺栓直径 6 2、起重吊耳的设计 由文献 3表 11出吊钩结构图如下：（吊耳略） 31 见装配图图 11 3、通气器的结构形式和尺寸 由文献 3表 11结构尺寸见文献 3表 11间表， 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入式轴承盖 （结构图如图 13） 图 1 3图 1 2 32 4、 皮带轮挡圈见装配图 5、 减速器进油口、油标、放油口见装配图 （六）减速器装配图 见总装配图，此略 五、联轴器的选择 设计要求： 联轴器传递功率 3 1=递转速n4=n3=、 轴器的选择 因为联轴器的转速为 250r/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。 2、 联轴器的校核 （ 1）、载荷计算 公称转矩： T=9550 P/n=9550 m 由文献 2表 14A=文献 2式 14 m （ 2）、型号选择 从文献 5表 4查得 d=45 的十字滑块联轴器的许用转矩为 800 N m，许用最大转速为 250r/合适。 33 其轴孔长度总长 200联轴器长度为 80 六、锥齿轮传动设计 设计要求： 小锥齿轮转速 动比 i=个锥齿轮输入功率 40 2/10=0=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， 550。精度等级为 8 1、设计过程： 小齿轮的转矩 550 m=m 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 a=1 由表 8接触强度的齿间载荷分布系数 表 8试验齿轮的接 触疲劳极限 04Kg/由图 8齿数比 u u=n3/初定小齿轮分度圆直径d1 2图 8齿数 z 取 8， z2=7 确定大端模数 m m=d1/2/18=4 取 m=4算小齿轮分度圆直径d1 d1= 18=72分锥角 1=z1/ 1= 2=90 = 2= 锥距 R R=度 b 取齿宽系数 R=b= b=2034 齿宽系数 R R=b/R=20/ R=形制 按 形制 =20， 1， c*= 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算 分度圆上圆周力 x=2000T3/x=度圆圆周速度 V V=9100=动载系数 v=8级精度） 由表 8齿数比系数 u=图 8按接触强度的齿宽影响系数 图 8节点区域系数 H=图 8弹性系数 E=表 8接触应力 H H=直齿 1 当量循环次数 108 108 见表 8触强度的寿命系数 第 388 页 润滑剂系数 择润滑油粘度 r 50=266表 8图 8速度系数 V=图 8光洁度系数 R=图 8工作硬化系数 W=1 由表 8齿轮的接触疲劳极限 接触强度的最小安全系数 由表 8接触强度的安全系数 触疲劳强度校核 计算项目 计算公式及数据 小齿轮 大齿轮 分锥角 1 1= 2= 齿顶高 ha mm 高 h h=h=根高 hf 度圆直径 d d=72mm d=108顶圆直径 da 14距 R R=65=65根角 f f= f= 根锥角 f f= f= 顶锥角 f= f= 外锥高 K= 分度圆弧齿厚 S S=、 绘制大 小锥齿轮工作图 大锥齿轮工作图见图 14 小锥齿轮工作图见图 15 考照文献 6表 8得结构尺寸 35 图 14、 15 的技术要求为： 1、材料 45#钢，表面淬火 50； 2、倒角为 2 45，圆角为 1 4图 1 5七、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。 （一） 锥齿轴的设计 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。 2、 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 30虑到锥齿轮处轴径为 42取联轴器的轴径为 36 3、 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 36 36径长为 160大转速为 250r/大转矩为500Nm ，半联轴长为 64、 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： 40 80 18，型号为 36208（由文献 3表 6采用外圈定位，即固定杆与轴承配合处采用圆槽，槽宽为 18深为 径为 80 5、 螺钉的选择 因用于紧固半联轴器，所受的力不太大，故选用 文献 3表 3 6、 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） 7、 轴上联轴器周向定位用键。由文献 3表 4 并据联轴器轴径 36：键的尺寸为： 10 8，长为 50t=毂 轴配合为 100+为 100+校核方法见四 -（三） 8、 与孔径为 45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。 八、滚筒，滚筒轴及其配件设计 （一） 滚筒的设计 由前面已选定的数据有：滚筒直径 D=121筒的长度 L=40037 1、 选择滚筒的材料。由文献 4表 2得： 滚筒的材料选用热轧无缝钢管。其外径 D =121度为 论重量为 m。 滚筒内与轴配合的钢管材料选用热轧无缝钢管。其外径 4度为 12论重量为 g/m。 联结钢板材料选择热轧扁钢（由文献 4表 2。其宽度为 10论重量为 g/m，厚度为 7加工成外径为 106孔为 60圆环钢板。 2、 滚筒结构设计 参照文献 1图 16用滚筒表面较平整的结构。（即钢管外表面不经加工，根据装配要求绘出滚筒的工作图，见零件图 41）。 （二） 滚筒轴的设计 1、 计算轴的最小直径 由四 -（二）的计算方法，算得轴的最小直径为 30虑到装配原因，取其最小直径为 36然这是用来装配大锥齿轮。 2、 确定轴上零件的装配方案 、 大锥齿轮孔径为 36为 37装大锥齿轮处的轴段长为 35端用挡圈定位。 、 选用轴承 靠近锥轮端面由于要承受轴向力和径向力。选用接触球轴承。根据 36型号为 36208，尺寸为 40 80 8（文献 3表6采用内外圈定位（文
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