驱动式滚筒运输机结构设计-说明书优化版【含10张CAD图纸、文档全套】【GC系列】
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摘 要关于输送机滚筒的设计，适用于小型的矿山开采等。首先对胶带输送机作了简单的概述；之后对滚筒进行了具体的分析。以滚筒作为传送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8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。本次设计主要是考虑成本与实际的结合。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AbstractThe design of conveyor roller is suitable for mined mining. First of all, a brief overview of the belt conveyor is made; after that, the roller is analyzed in detail. The belt conveyor with roller as a conveyor has a very important significance. Because of its compact structure, high transmission efficiency, low noise, long service life, stable operation, good working reliability and sealing, small occupancy space and so on, it can adapt to all kinds of harsh working environments, including damp, muddy and dusty. Therefore, the belt conveyor will be widely used in mining, grain, metallurgy and other production areas at home and abroad. With the continuous expansion of thinking, the continuous improvement of manufacturing technology and the continuous improvement of manufacturing materials, the belt conveyor will develop at an unprecedented speed. ensures the efficient, safe and reliable operation of bulk transport, and will continue to play a more important role in the field of social and economic development. This design is mainly to consider the combination of cost and reality.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目 录第一章 输送机的概述61.1 研究背景61.2滚筒式输送机简介61.3 滚筒71.4 国内外发展现状8第二章 总体传动方案设计92.1 传动方案92.1.1初步画出机械传动图，（图1）92.1.2初定各级传动比为：92.2.3初步计算机械的总功率92.2电动机的选择112.3 三角带传动设计122.3.1三角带的选择，设计计算122.3.2带轮的设计13第三章 减速器的设计143.1齿轮传动设计143.1.1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。143.1.2计算153.2计算载荷系数153.3按齿根弯曲强度计算：163.4几何尺寸的计算173.5结构设计18第四章 重要部件校核244.1减速器中键的校核244.1.1小皮带轮配合用键的强度校核。244.1.2大带轮键的校核244.2大齿轮与轴的配合用键的选择与较核254.3联轴器配合用键的选择与校核254.4减速器中滚动轴承的选择与校核26第五章 其他重要部件的设计285.1减速器中箱体的设计285.2 联轴器的选择295.3锥齿轮传动设计305.4小锥齿轮轴的设计及轴上配件的选择305.5滚筒，滚筒轴及其配件设计315.6滚筒架及滚动轴承座的设计32第六章 总结33致 谢34参考文献35第一章 输送机的概述1.1 研究背景在飞速发展的今天，工业化生产占着重要地位，任何机械产品都是经过一步步加工，一步步改善而成的。随着技术的发展，机械产品的加工也有了突飞猛进的发展，流水线的生产提高了加工效率。由此，输送机也越来越重要了。输送机的产生不仅节省了运输时间，也节约了人力资源，大大提高了运输的效率。本次课程设计研究的是滚筒式输送机。滚筒输送机适用于各类箱、包、托盘等件货的输送，散料、小件物品或不规则的物品需放在托盘上或周转箱内输送。能够输送单件重量很大的物料，或承受较大的冲击载荷，滚筒线之间易于衔接过滤，可用多条滚筒线及其它输送机或专机组成复杂的物流输送系统。1.2滚筒式输送机简介现今我们在工业上所使用到的输送机的种类有非常多种，例如：皮带式输送机，滚轮式输送机和钢索式传输送等。滚筒式输送机多用于生产流水线上，可以由多条滚筒线和其他输送机或设备组成复杂的传输系统。用于各类箱、包、托盘等件货的输送，散料、小件物品或不规则的物品需放在托盘上或周转箱内输送。能够输送单件重量很大的物料，或承受较大的冲击载荷，滚筒线之间易于衔接过滤。滚筒输送机结构简单，可靠性高，使用维护方便，安装精度要求低，并能在温度较高，湿度较大，油污较重等恶劣环境中工作。所以，此滚筒式输送机能够提高产品生产的效率，减少了人力资源，为机械等行业创造了更多的财富。 滚筒式输送机主要由辊子、机架、支架、驱动部份等组成，辊筒，滚筒输送机是依靠转动着的辊子和物品间的摩擦使物品向前移。按其驱动形式可分为无动力滚筒输送机、动力滚筒输送机。在动力滚筒输送机中，驱动辊子的方法目前一般不在采用单独驱动的方式，而是多采用成组驱动，常用电机与减速器组合，再通过链传动、带传动来驱动辊子旋转。1.3 滚筒滚筒为圆柱形的零件，分驱动和从动辊。广泛应用于如圆网印花机、数码打印机，输送设备，造 纸等。包装机械等各类传动输送系统中。通常采用无缝钢管制成，也有视不同工艺需要采用诸如铝合金6061T5，304L/316L不锈钢，2205双相不锈钢，铸钢件，实心锻打合金钢芯为材料的。滚筒的生产主要有辊体初车、初校静平衡、轴头过盈装配焊接、精车和精校动平衡等工序组成。若对行为公差如圆度、圆柱度和直线度等要求在0.2mm以下的，则在精车后需要上外圆磨床或轧辊磨床磨削加工。对表面硬度有要求的，则需要增加热处理工序。 滚筒成型后，出于防锈防腐、耐磨和支撑的需要，还需要表面处理或包覆如喷漆、镀锌、TEFLON喷涂、包橡胶、镀铬、陶瓷喷涂和氧化等工序。 按尺寸来分类，有大型的如造纸机械用辊筒（长度可以达到10米以上，直径在1500mm以上），有小型的如自动流水线上皮带输送上用的平托辊（一般在1米长以内） 度以内，直径也在159mm。 按作用来分，有要保证传递精度的如数码激光打印机上的辊筒，有起压滤作用的如造纸机械上的压光辊，有对尺寸精度要求不高的支撑用托辊，有热交换要求的辊筒，也有起重型压滤作用的辊筒等，不一一列举。滚筒直径选择：25mm、32mm、38mm、42mm、50mm、57mm、60mm、76mm、80mm、89mm。 滚筒材质选择：碳钢镀锌、碳钢镀铬、碳钢包胶、铝合金、不锈钢、ABS等。辊筒类型选择：无动力辊筒、单链辊筒、双链辊筒、“O”带辊筒、锥形辊筒、槽型辊筒。辊筒固定方式：弹簧压入式、内牙轴式、全扁榫式、通轴销孔式。滚筒制动失灵原因主要有： 1 气压大小是否异常，如气泵是否异常，气管是否漏气或堵塞。 2 刹车制动块是否损伤。 3 滚筒两侧的制动盘是否缺损。 4 操作制动开关系统是否有故障，使制动命令传递不畅。 5 动力传递系统是否及时切断动力。22 6 对于带式摩擦制动，应检查摩擦带是否松动或摩擦因数下降，应进行调节或更换。1.4 国内外发展现状2017年李丁围绕皮带运输机的制造存在误差、安装存在误差、落料点位置不合适、皮带磨损、滚筒粘有异物、运行中出现振动等常见的跑偏问题进行分析,并针对这些原因,提出了相应的皮带跑偏的调整方法与解决措施,希望能给广大同行提供一些参考与借鉴。2017年耿建庭研究了滚筒在胶带运输机中起着传递转矩的主要作用。其筒体与轴的同轴度决定了其动平衡是否在允许范围内,是滚筒及轴承使用寿命的主要因素。筒体的卷制与焊接两道工序决定了筒体强度能否达到设计要求的前提条件。文章以准1000mm改向滚筒的筒体卷制与焊接为例,分析筒体在卷制与直缝焊接的工艺控制。2016年巩尊国依靠壮劳力在泥泞的秧田里、依靠肩挑来完成秧苗的搬运工作,具有艰苦的工作条件,较大的劳动强度,占用较多的人员,较低的作业效率。为了填补目前水稻插秧机的秧苗运输全程机械化的空白,本课题就着重研发了一种秧苗运输装置,设计一款秧苗运输车,一方面实现将地头的秧苗输送到运输机上,另一方面,及时给插秧机补给秧苗,免得插秧机来回跑,提高了插秧的效率,减轻了农民的劳动强度。本文研究主要内容如下:首先,考虑机器的密封性,确保机器在田间运输时的转向灵活性、可通过性、稳定性以及不轮陷性,需要对秧苗运输机的轮距、轴距和底盘最小离地间隙进行研究,并且确定整机结构形式;设计整机的传动系统,并且根据传动系统确定动力匹配,使其既要满足秧苗田间输送要求,又要降低整机重量和制造成本;设计出秧苗运输机的关键部件,确保机器的可靠性和实用性;研究秧苗输送的方式,确保减轻秧苗从地头输送到运秧车过程中的损伤,避免断苗的现象出现,提高秧苗的成活率。其次,对所设计的秧苗运输机进行三维建模,把所建的模型进行简化后导入动态仿真软件ADAMS中,并在ADAMS中进行柔化、约束、加载和仿真运动,通过图形来表达出仿真结果。选取在仿真开始时的三个位置相邻的带块进行分析,研究输送带运动过程中的位置、速度以及带内力。最后,完成水稻秧苗运输机的试制工作,并在田间道路上行驶以及水田内作业试验,对样机进行检测与考核;在实验室内完成输送梯的动态性能试验,来验证对模型简化后动态分析的合理性。第二章 总体传动方案设计2.1 传动方案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/D （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=0.8/3.140.12 = 2.123r/s =127.4 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。2.1.1初步画出机械传动图，（图1）图2-1传动图2.1.2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i24，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=1.882，选用三角胶带传动。2.2.3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=0.735/75q1(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。（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（10个）=12345=0.980.990.960.980.95=0.28（2）、查文献4表1-8得：f = 0.6；1 = 0.002；= 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=20.990.4=8.4Kg q0 G1 = 8.4 Kg（4）、因滚柱间距为1m，木材最短为3m，木材最大重量为100 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为q1=100/2=50 Kg（5）、计算P=（0.750.8）/（750.28）50（20.6+0.0020.036）+8.410（0.0020.036/0.121）0.4+0.4=6.72 kw2.2电动机的选择由于运输机的功率P=6.72 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=n5(i1 i2 i3) n1=127.4(1.8841.5)=1437 r/min查文献3边12-1 （JB3074-82）可得：选用Y132M-4，其额定功率为P=7.5 kw，额定转速为n1=1440 r/min最大转矩为2.2电动机外形安装尺寸如下表，表2-1型号尺 寸 （mm）HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y132M13221617889388033122802101353156023818515图2-2 电机图2.3 三角带传动设计2.3.1三角带的选择，设计计算已知：选择的电动机型号Y130M-4，额定功率P=7.5 kw，转速n1=1440 r/min，选择三角带的传动比为i1=1.88，一天运转的时间为1015小时，工作有轻微振动。2-2三角带传动计算表（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KA1.3Pca=KAP9.75kw选取胶带型号根据Pca和n1由图8-1选取BC主动轮节圆直径D1由表8-6和表8-12选取140200mm从动轮节圆直径D2D2=iD1按表8-12圆整250355mm带速VV=D1n1/（601000）2510.5516m/s实际传动比i=D2/（1-）D1（=0.02）1.821.81初定中心距a0a0（10.95）D2250237.5取240355337.25取340mm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Lj1104.911601120156916591600mm计算中心距aa=a0+LPLOP/2268385mm主带轮包角11=180-（D2-D1）/a 60120155.4155.8单根胶带传动功率P0由表8-5选取P02.034.38Kw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）1.9910-31.120.3075.6310-31.120.869KW胶带根数Z由表8-9查得K由表8-10查得K1Z=Pca/（KKl（Po+Po）0.930.865.22取6根0.930.842.38取3根根单根胶带的初拉力Fo由表8-39查得Fo1831公斤计算项目公式及数据计算结果单位有效圆周力Ft=102 Pca/v94.366.3公斤作用在轴上的力FF=2FoZ Sin（1/2）210.9181.6公斤带轮宽B由表8-11查得e2026mm由表8-11查得f12.517mm故B=（Z-1）e+2f12586mm2.3.2带轮的设计1带轮的几何尺寸和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=19mmHmin=20mmha=6me=26mmf=17mm0=36=10 mmc)、因带轮的中径为D1=200mm，故选用实心结构，凸缘直径d1=76mm（在1.82D之间 L=70mm（在1.52D之间）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6P233页）孔径D=36mm 轮缘d1=（1.82）D=70mm，轮毂长度L=（1.52）D=70mm，d2=de2(1+)=(D2+2ha)2(H+)=(355+26)2(20+10)=307mm，h1=290 mm，h2=0.8h1=25.6mm a1=0.4h1=12.8mm，a2=0.8a1=12.80.8=10mm，f1=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6P233参考）第三章 减速器的设计由文献3表1-12查得，减速器的传动比为i2=4，选用单级圆柱齿轮减速器。3.1齿轮传动设计减速器输入轴的功率为P2=P3=7.50.96=7.2 kw；小齿轮转速为n2=n1/ i1=1440/1.88=765 r/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）。3.1.1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。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；1.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，并经调表面淬火，表面硬度为4050HRC；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）；选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2= iz1=420=802.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=60765(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 H2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa3.1.2计算试算小齿轮的分度圆直径d1t，代入H中较小值得：d1t=42.73（mm）计算圆周速度VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)计算齿宽bb=d d1t=0.942.73=38.457(mm)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=83.2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 KA=1.5由表10-4查得 KH=1.223由图10-13查得 KF=1.18故载荷系数 K=KAKvKKH=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/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、计算模数m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm3.3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=32KT1YSYF/（dZ12F）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 = KFN1fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.d)、计算载荷系数k.k=kakvkkfb=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：Yfa1=2.8Yfa2=2.22应力校正系数：Ysa1=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。设计计算m322.0830.91050.01151/（0.9202）=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=20.9105/50.6=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/dmaxKaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即：20.91051.5/0.9dmaxdmax=100dmax=55mm.根据实装尺寸的原因，取d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22Z2=uZ1=422=883.4几何尺寸的计算计算分度圆直径d1=Z1m=222.5=55mmd2=Z2m=882.5=220mm计算中心距a。a=(d1+d2)/2=(55+220)/2=137.5(mm)计算齿轮宽度bb=db1=0.955=49.5mm取（圆整） B2=49mm B1=55mm验算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合适3.5结构设计（1）、大齿轮的结构设计因其中径d2=220mm200mm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=55mm经校核强度足够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）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）算轴上的扭矩TT=95.5105P2/n2=95.51057.2/765=0.9105Nmm（2） 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为=20Fr=Fttg=3273tg20=1191.3N因为是直齿圆柱齿轮=0Fa=0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。3P2/n2=12637.5/765=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dDB=458519,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bh=108（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1.545；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（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ca=Mca2/W=342181/0.1555555=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-1=60mpa。因此ca0.07d取h=6，则d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位，l7-8=12mmD：根据装配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm，l7-8=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。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=242039/653/32-187(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。5）、绘制大齿轮轴工作图大齿轮轴计算简图图5，弯矩图第四章 重要部件校核4.1减速器中键的校核4.1.1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=10.47MpaP故键的强度适合4.1.2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。4.2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联轴器配合用键的选择与校核（1）.联轴器用键的选择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：4585194.4.2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=1541+560.9=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13-9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=P60nlh/106=1640360191.251800/106=9694.4N9.7KN（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559018第五章 其他重要部件的设计5.1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11-1与表11-2查得箱体结构尺寸如下名 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18箱盖凸缘厚度b12箱座凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联结螺栓直径d2M12定位销直径d8df、d1、d2、至外箱壁距离C1df：26 d1：22 d2：18df、d2至凸缘边缘距离C2df：24 d2：16轴承旁凸台半径R116凸台高度h见装配图齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离28箱盖箱座肋板厚度mm=7联结螺栓d2间距L100检查孔盖螺栓直径d4M6表5-1箱体参数2、起重吊耳的设计由文献3表11-3画出吊钩结构图如下：（吊耳略）图5-1吊耳设计图3、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，a.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 （2）、6111轴承端盖结构尺寸由文献3表11-5嵌入式轴承盖b.减速器进油口、油标、放油口见装配图5.2 联轴器的选择设计要求：联轴器传递功率P40=P31=6.780.98=6.5kw，传递转速n4=n3=n3=191.25r/min5.2.1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。5.2.2联轴器的校核（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 Nm（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。5.3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。设计过程：小齿轮的转矩T4=95500.644/191.25=32.16 Nm=3.28Kgm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8-219查得结构尺寸图14、15的技术要求为：1、材料45#钢，表面淬火HRC4550；倒角为245，圆角为R35.4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。锥齿轴的设计a.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，一个联轴器用轴肩位、另一个用螺钉定位。b.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。c.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64mmd.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。e.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）。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）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。5.5滚筒，滚筒轴及其配件设计5.5.1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=400mm1.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=121mm，厚度为7.5mm，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=64mm，厚度为12mm，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）。其宽度为D2=110mm理论重量为6.91 Kg/m，厚度为7mm，经加工成外径为106mm、内孔为60mm的圆环钢板。2.滚筒结构设计参照文献1图16-3，选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）。5.5.2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30mm，考虑到装配原因，取其最小直径为36mm，显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36mm，长为37mm，故装大锥齿轮处的轴段长为35mm，轴端用挡圈定位。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36mm取型号为36208，尺寸为40808（文献3表6-3，GB292-83），采用内外圈定位（文献3表6-3，GB276-89），校核同前，此略。3.滚筒轴配合处孔径长为44mm，总长为434mm。一端轴肩定位一端与圆锥滚子轴承用套筒定位。4.大锥齿轮用键由文献3表4-1（GB1096-79）查得尺寸为：10825，轴t=5.00+0.2，毂t1=3.30+0.2，配合与轴N9（公差为0-0.036）毂JS9（公差为0.018），校核从略。5.画出轴的工作图，图176.滚筒配合处键由文献3表4-1（GB1096-79）查得尺寸为12832，轴t=5.00+0.2，毂t1=3.30+0.2，轴键槽公差0-0.043，毂为0.025图17的技术要求：倒角均为1.545，倒圆角均为R1；材料为45#5.6滚筒架及滚动轴承座的设计1.滚筒架的设计滚筒架用于支撑滚筒，保证滚筒的高度及稳定性。因滚筒架长度为10m，太长，故将整个滚筒架分成5段，每段2m。各段间用焊接。滚筒架横梁上每隔1m焊接一根1m高的角钢，并在两梁之间用一根横梁焊接成一体。材料的选择;因滚筒总长度为434mm，故取两梁间宽度为460mm。由文献4表2-58（YB166-58）选用横梁及脚架材料为热轧等边角钢，其型号分别为：6#：bdr=6086.5；5#：bdr=5065.5两脚之间的连接梁材料也为热轧等边角钢，型号为4#：4055滚筒架结构2.轴承座的设计由文献5表4-312及轴承盖图与表4-313及轴承底座图，根据滚筒轴上轴承的尺寸均为408018，设计出其轴承盖与底座如下：图19 倒角均为145第六章 总结本设计简要介绍了辊子输送机的作用，在对辊子输送机特点和形式了解之后，对辊子输送机总体方案进行设计。总体方案确定后是各个零部件的设计，重点对辊子输送机的主要参数、链传动牵引力理论计算、辊子间距、辊子直径、支撑架、脚、轴承等零件进行设计，选择合适的动力源和合适的传动系统及速度控制系统，为合理地设计辊子输送机提供了依据。输送机的产生不仅节省了运输时间，也节约了人力资源，大大提高了运输的效率。本设计以滚筒式输送机为例，对相关的机械机构进行设计 ，涉及工业工程涉及、机械制造等相关的知识，考察了学生对相关知识的运用。通过这次的毕业设计，也能让学生学到更多的知识，帮助他们在步入社会以后更多的适应工作岗位的要求。参考文献1易云文. 连续运输机皮带故障产生机理及对策D.武汉科技大学,2011.2牛显. 长治矿区大采高综采工作面矿压显现特征与控制技术研究D.太原理工大学,2012.3李强. EBZ132CD新型一运驱动滚筒的设计及有限元分析D.大连理工大学,2012.4张红英. 红外传感器在皮带运输机安全警示系统中的研究应用D.昆明理工大学,2002.5苏成斌. 输煤程控系统的设计D.大庆石油学院,2003.6刘文平. 基于模糊控制的带式输送机纠偏装置的设计与研
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