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煤矿用电动滚筒结构设计带图纸文档,煤矿,用电,滚筒,结构设计,图纸,文档
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毕业设计说明书注： 1编号： 毕业设计说明书课 题：煤矿用电动滚筒结构设计学 院： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师单位： 姓 名： 职 称： 题目类型：题目类型： 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发2018 年 10 月 30 日毕业设计说明书注： 2摘摘 要要在煤矿企业由于电动滚筒的结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长、运转平稳、工作可靠、密封性能好、占据空间小、安装维修方便，适合在各种恶劣的环境条件下工作。因此电动滚筒作为一种新型的驱动装置，已经被广泛的应用。它将电动机和减速器共同置于滚筒体内部，从而提高了滚筒传动的效率。在本人设计中使用 NGW 型行星齿轮传动，第一级采用内齿圈固定，行星架输出，第二级采用行星架固定，内齿圈输出。行星齿轮传动中行星轮可以分担负荷，传动结构更为紧凑。为了充分发挥行星齿轮传动的优点，采用了均载机构使各个行星齿轮都能够分担载荷，以补偿不可避免的误差，降低了不均匀系数，提高承载能力。关键字关键字：煤矿；电动滚筒；行星齿轮传动；传动比；载荷； 毕业设计说明书注： 3ABSTRACTBecause of the compact structure, high transmission efficiency, low noise, long service life, smooth operation, reliable operation, good sealing performance, small occupancy space, easy installation and maintenance, the electric drum is suitable for working in various harsh environment. Therefore, as a new type of driving device, electric drum has been widely used. It places the motor and the reducer together in the inner part of the drum, thus improving the efficiency of the drum transmission. In my design, NGW planetary gear transmission is used. The first stage is fixed by inner ring, the output of planetary frame is used, the second stage is fixed by planetary frame, and the output of inner ring is used. In planetary gear transmission, the planetary wheel can share the load, and the transmission structure is more compact. In order to give full play to the advantages of planetary gear transmission, a load-sharing mechanism is adopted to enable each planetary gear to share the load, so as to compensate for the inevitable errors, reduce the non-uniformity coefficient and improve the load-carrying capacity.Keywords: coal mine; electric drum; planetary gear transmission; transmission ratio; load;毕业设计说明书注： 4目目 录录摘摘 要要.2 2ABSTRACTABSTRACT.3 3第一章第一章 绪绪 论论.6 61.1 电动滚筒的简介 .61.2 减速器的发展.71.2.1 齿轮减速器的研究现状 .81.2.2 齿轮减速器的发展趋势 .111.3 电动滚筒的分类.121.4 电动滚筒的结构参数.131.5 电动滚筒的国内外发展状况 .141.5.1 电动滚筒国内发展概况 .151.5.2 电动滚筒国外发展概况 .151.6 研究的方法及技术路线.161.6.1 研究方法 .161.6.2 研究技术路线 .16第二章第二章 矿用电动滚筒总体设计方案的确定矿用电动滚筒总体设计方案的确定.18182.1 方案的确定 .182.2 主要设计参数及要求 .192.3 传动功率的确定 .192.4 电动机功率的计算 .212.5 电动机的确定 .22毕业设计说明书注： 5第三章第三章 电动滚筒的主要零部件的设计计算电动滚筒的主要零部件的设计计算.23233.1 滚筒直径的确定 .233.2 滚筒的受力分析 .233.3 滚筒厚度的计算 .283.4 滚筒强度的验算 .29第四章第四章 电动滚筒行星机构的设计电动滚筒行星机构的设计.31314.1 传动方案的确定 .314.2 传动比计算及分配 .314.3 传动设计计算 .324.3.1 高速级计算： .324.3.2 低速级的设计计算： .414.4 联轴器的设计计算 .484.5 行星轮的设计 .514.6 行星架结构设计 .52第五章第五章 行星机构的受力分析与校核行星机构的受力分析与校核.53535.1 行星传动受力分析.535.1.1 高速级受力分析 .535.1.2 低速级受力分析 .545.2 行星机构的轴的校核.545.2.1 受力分析 .555.2.2 外载荷的计算 .555.2.3 右端力矩的计算 .555.2.4 左端力矩的计算 .57毕业设计说明书注： 6第六章第六章 电动滚筒零部件的材料与密封选择电动滚筒零部件的材料与密封选择.58586.1 齿轮材料的选用 .586.2 轴类的材料选择 .586.3 滚筒体材料.596.4 端盖支座材料的选择.596.5 密封装置 .60第七章第七章 标准件的选用与校核标准件的选用与校核.61617.1 轴承的校核 .617.1.1 高速级行星轮轴承校核 .617.1.2 低速级行星轮轴承校核 .627.1.3 法兰轴承寿命校核 .627.2 连接螺栓的校核 .637.3 键联接的校核 .65总总 结结.6767参考文献参考文献.6868致致 谢谢.7070毕业设计说明书注： 7第一章第一章 绪绪 论论1.1 电动滚筒的简介电动滚筒在国民生产中的作用越来越大，其产品的主要设计方面是传动结构和整体布局的设计。在我国，电动滚筒发展较晚，但是发展很快。目前国内外以将电动滚筒广泛应用与采矿、冶金、煤炭、交通、能源、粮食、烟草、化工、建材、邮电、航空、农林、印刷、商业等各个生产建设领域。电动滚筒是一种将电动机、减速机构置于驱动滚筒内的新型驱动装置，它主要用在固定式和移动式带式输送机上，代替传统的电机、减速机在驱动滚筒之外的开式驱动装置。此外，还广泛地用在辊送输送机上做为主动辊子，用以输送成件物品。进入 80 年代以后，电动滚筒的应用场所更在日新月异地扩展。电动滚筒与传统的开式驱动装置相比，具有结构紧凑、效率高、耗能少，噪音小、寿命长、运转平稳，工作可靠、密封性好，占用场地少、安装和维修方便等优点，适合在各种环境下工作，包括粉尘大，潮湿泥泞的恶劣工作环境下工作，特殊的隔爆电动滚筒，还可以在易燃易爆的环境下工作。所以目前国内外已将电动滚筒广泛地应用于困民经济的各个领域。我国于 1961 年 5 月研制出第一台电动滚筒，比我国的带式输送机的开发和研制约晚十年，比世界上第一台电动滚筒的诞生要迟 30 余年，但是从 70 年代中期起，特别是进人 80 年代，些行业引进了世界一流的 JOKI 和 W.A.T 公司电动滚筒，使电动滚筒在国内得到了迅猛发展。进入 90 年代，通过引进技毕业设计说明书注： 8术的消化、吸收和行业厂的独立研制，我国的电动滚筒，无论在品种规格，还是在性能指标上，都已赶上或超过世界先进水平。电动滚筒行业组是“中国重型机械工业协会带式输送机专业委员会”的成员，行业组始建于 1978 年，现已发展成具有十一家成员厂，代表我国电滚筒生产水平的行业组织。该组织每年定期进行活动，内容有：技术交流、汇总信息、引进技术、制定标准等。行业组在电动滚筒生产技术赶超世界先进水平的过程中，发挥了积极作用，使小组成员厂成为我国电动滚筒生产的骨干。我国电动滚筒的行业厂日前能生产的电动滚椅的品种门类齐全、应有尽有。1.2 减速器的发展减速器的发展齿轮有着悠久的发展过程历史，同时也伴随着人类进化文明的发展，早在约公元前 1950 年的时候，在历史记载上就早已出现了如何使用齿轮的详细记录。此外，在早期的南北朝时期就有了祖冲之这位伟人利用行星齿轮的原理发明创造了差动驱动式指南车，由此可见，我们中华民族在如何合理利用行星齿轮传动中十分有先见之明。虽然在人类的历史上使用齿轮机构来做机械传动的时期非常早，但是对于齿轮齿形的深入研究是直到 18 世纪后才开始的，这个时候其方法采用的是利用铣刀铣削齿轮，此种加工方法效率十分低。然而通过人们在研究行星齿轮这一课题上，首先取得至关重要的进步是德国在 1713 年研究出首个行星齿轮传动装置的专利，在此之后，人们便将其用在大多数汽车的零件差速器上，第二次大战之后，它又被广泛应用在速度高且功率大的军舰以及飞机发动机上。我国在大约 20 世纪 50 年代左右便已经渐渐地将关于行星齿轮传动毕业设计说明书注： 9的系统研究以及齿轮的调制工作，自此以来便愈发在齿轮研究上取得更大的成就以及研究成果。自从改革开放发展以来，由于我国日益发展的科学方法与愈发完善的技术，并且积极从其他工业发达的国家逐渐地引进更多先进技术和优良的机械设备，正是由于我国拥有着大批机械科研人才，也是通过他们的艰苦不懈的奋斗、坚持科研、兢兢业业的工作才令我国的行星传动技术取得了巨大的飞跃，立足于世界先进水平。1.2.1 齿轮减速器的研究现状齿轮是使用量大面广的传动元件。目前世器上齿轮最大传递功率已达 6500kW，最大线速度达 210ms(在实验室中达 300m/s)；齿轮最大重量达 200t，最大直径达 (组合式)，最大模数 m 达 50mm。我m6 .25国自行设计的高速齿轮(增)减速器的功率已达 44000kW，齿轮圆周速度达 150ms 以上。 由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。20 世纪末的 20 多年，世界齿轮技术有了很大的发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声、高可靠度。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到 20 世纪 80 年代时在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 IS01328 一 1975 的 6 级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的 4 倍，为软齿而齿轮的 5 一 6 倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的 1/3左右。功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双分及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速器，其核心技术是均载。毕业设计说明书注： 10模块化设计技术对通用和标准减速器旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖面需求的同时，尽可能减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件生产形成批量，降低成本，取得规模效益。其他技术的发展还表现在理论研究(如强度计算、修形技术、现代设计方法的应用，新齿形、新结构的应用等)更完善、更接近实际；普遍采用各种优质合金钢锻件；材料和热处理质量控制水平的提高；结构设计更合理；加工精度普遍提高到 ISO 的 4 一 6 级；轴承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检测手段的提高等方面。这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提.高，产品越来越完美。如非常粗略地估计一下，输出 IOONm 转矩的齿轮装置，如果在 1950 年时重 10kg，到 80 年代就可做到仅约 lkg。20 世纪 70 年代至 90 年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制、技术引进(技术攻关)到独立设计制造 3 个阶段。现在我国的设计制造能力基本上可满足国内生产需要，设计制造的最高参数:最大功率44MW,最高线速度 168m/s，最高转速 67000r/min。我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在 20世纪 80 年代末至 90 年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴”、 “选用”等一系列有意义的工作。在 20 世纪 70-80 年代一直认为是国内重载齿轮两大难题的“水泥磨减速器”和“轧钢机械减速器”，可以说已完全解决。20 世纪 80 年代至 90 年代初，我国相继制订了一批减速器标准，如 ZBJ19004 一 88圆柱齿轮减速器 、ZBJ19026 一 90运输机械用减速器和 YB/T050 一 93冶金设备用 YNK 齿轮减速器等几个硬齿面减速器标准，我国有自己知识产权的标准，如 YB/T079 - 95三环减毕业设计说明书注： 11速器 。按这些标准生产的许多产品的主要技术指标均可达到或接近国外同类产品的水平，其中 YNK 减速器较完整地吸取了德国 FLENDER公司同类产品的特点，并结合国情作了许多改进与创新。（1） 渐开线行星齿轮效率的研究行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有3种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的2K2H 和3K 型行星齿轮的效率十分方便。（2） 渐开线行星齿轮均载分析的研究现状行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。毕业设计说明书注： 121.2.2 齿轮减速器的发展趋势随着我国市场经济的推进， “九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制，改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是 2l 世纪企业竞争的焦点。在 2l世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度、加工效率太为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。CNC 机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面(5060HRC)、高精度(45 级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。毕业设计说明书注： 13中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。 随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。总之，当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。1.3 电动滚筒的分类电动滚筒的分类目前能生产的品种按电机冷却方式分：1、油冷式电动滚筒：冷却油液不直接与电机定、转子接触。TDY75型等即属这种电动滚筒。2、油浸式电动滚筒：冷却油液直接与电机定、转子接触。引进的JOKI 和 W.A.T 滚筒等，均为这种电动滚筒。3、风冷式电动滚筒：滚筒内吸入冷风，排出热风而冷却电机。4、自冷式电动滚筒：不采取任何冷却方式，电机自然冷却。目前能生产的品种，按减速装置分：毕业设计说明书注： 141、二级或三级减速的圆柱齿轮传动的电动滚筒：功率一般在 0.1-45KW2、行星圆柱齿轮传动的电动滚筒：功率范围一般在 003-75KW3、行星摆线针轮传动的电动滚筒：功率最大可达 55K4、变速传动轴破传动的电动滚筋：功率范围在 003-30KW5、将减速机构嚣于滚筋内的减速滚筒：减速滚筒与电动机外联(与其它动力外联也可)，构成一种新型的驱动滚筒，功率可达 160KW 或更大，这种减速滚筒具有传统的开式驱动如电动滚筒的双重优点。目前能生产的电动滚筒，按用途要求分： 1、通滚筒：适用于普通工作环境，包括潮湿、泥泞的工作环境。2、适用于易、易暴环境工作，可分为电机隔爆型和滚筒隔爆型两种不同形式的隔爆电动滚筒。3、逆止式电动滚筒：滚筒只可想要求的一个方向旋转。4、双速、二速和无级变速的电动滚筒：双速及三速采用变极电机，无级变速采用特殊的电机或减速装置达到。5、电磁制动电动滚筒。6、链轮滚筒：有单链轮和双链轮之分。7、其他特殊用途的电动滚筒：有过热保护滚筒、不锈耐蚀滚筒、锥形滚筒。1.4 电动滚筒的结构参数电动滚筒的结构参数电动滚筒行业厂可生产的电动滚筒，基本参数范围为：1、功率(KW)：003,006,0.09,012，0.18，025，0.37，0.55，075，1.1，l.5，2.2，3.0, 4.0，5.5，7.5，11，15，18.5,22,30,37，45,55，75,90,1毕业设计说明书注： 1510,16O 或更大2、带速(ms)：005,008，010,013，016,020,0。25,032，040,050,060,080,100，125，160,200,250，315，40 或更高。3、筒长(mm)：200,250,300,350，2350，2400(每 50mm 为一档)由这些基本参数组合，电动滚筒行业厂可生产出数千种规格以上的各式电动滚筒，已远远超出世界任何一个工厂甚至于任何一个国家可以生产的规格范围。行业厂生产的电动滚筒在性能指标上已经赶上世界先进水平。有的品种规格甚至超过当前世界水平，例如：可以制造噪音低于 60dB(A)的电动滚筒；电机绝缘等级在 B 级，F 级，H 级甚至湿热带使用的电动滚筒；电动滚筒的无故障工作时间可达 20000 小时以上，密封等级为IP44，IP55 的电动滚筒，这些性能完全可与国外一流产品相媲美。所以我国从舶年代起小量出口，发展到今天已开始批量出口。我国的电动滚筒，将要以规格品种齐全、性能良好和价格上的优势，改变了世界电动滚筒市场的格局。1.5 电动滚筒的国内外发展状况电动滚筒的国内外发展状况随着现代工业的发展，电动滚筒作为主动辊子已经广泛的应用于各种生产线中，电动滚筒的优点也不断的凸现出来。由于电动滚筒具有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长、运转平稳、工作可靠、密封性好、占用空间小、安装维修方便等优点，并且适合各种恶劣的环境条件下工作。毕业设计说明书注： 16电动滚筒的设计制造技术也在不断的提高，制造的材料也在不断的改善，高新技术不断的引入，电动滚筒的应用范围必将越来越广泛，电动滚筒在国民经济中的作用将更大。1.5.1 电动滚筒国内发展概况国内发展概况：我国最早使用电动滚筒式在 20 世纪 40 年代。当时的北京石景山发电厂煤仓进口的配煤移动式带式输送机，就随机引进了电动滚筒。到 20 年代，电动滚筒被陆续的从国外引进，使用效果良好，其优越的性能也逐渐被认识。从 20 世纪 50 年代，我国开始自主研制开发电动滚筒。1959 年当时的天津市皮带机厂开始收集电动滚筒的有关资料，1961 年试制出我国第一台油冷式电动滚筒，1964 年 5 月完成了 YD64 型油冷式电动滚筒的系列设计，总的规格数为 153 种，能够满足当时我国带式输送机的基本要求。随着我国的输送机行业的发展，对电动滚筒的要求越来越高。到了20 世纪后期，国外的电动滚筒制造技术的引进，促进了我国电动滚筒的蓬勃发展，1989 年，着手制定了统一的标准 JB/T7330-94 电动滚筒标准。1.5.2 电动滚筒国外发展概况国外发展概况：20 世纪 30 年代末，德国首先研制成功了自然风冷式电动滚筒。从这个时候起，使用的电动机为定子旋转的集流环式异步电动机。稍后，油冷式电动滚筒陆续研制成功并投入使用，随着电动机技术的发展，不断地提高着电动滚筒的技术。世界上除我国之外已有的比较知名的生产电动滚筒的厂家有数十家。在这些公司中，有的公司的年生产量可以高达四万台不同规格、大小的电动滚筒。在西欧、北美多为油浸式齿轮传动的电动滚筒，而自然风冷毕业设计说明书注： 17和油冷式电动滚筒较少。自然风冷式电动滚筒一般用在食品工业及生产线上。所有各大洲主要生产电动滚筒的厂家包括我国在内，目前各种电动滚筒的总年产量在 4050 万台。1.6 研究的方法及技术路线研究的方法及技术路线1.6.1 研究方法（1）通过查阅相关资料，掌握电动滚筒的主要参数。（2）充分考虑已有电动滚筒的优缺点来确定电动滚筒的总体设计方案，对现有装置的不足进行分析。（3）对设计的电动滚筒进行修改和优化，最终设计出能满足要求的电动滚筒。1.6.2 研究技术路线（1）根据题目和原始数据查看相关资料，了解当今国内外电动滚筒的发展现状及发展前景，撰写文献综述和开题报告。（2）根据产品功能和技术要求提出多种设计方案，对各种方案进行综合评价，从中选择较好的方案，再对所选择的方案做进一步的修改或优化，最终确定总体设计方案。（3）具体设计电动滚筒的驱动装置、工作装置等。 （4）对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算，如齿轮、轴、轴承等，保证设计的合理性和可行性。 ；（5）绘制零件图、装配图，完成要求的图纸量；（6）整理各项设计资料，撰写论文。毕业设计说明书注： 18毕业设计说明书注： 19第二章第二章 矿用电动滚筒总体设计方案的确定矿用电动滚筒总体设计方案的确定2.1 方案的确定方案的确定电动滚筒的类型很多,按结构的不同可分为：外装式，内装式;按电动滚筒的传动部分的不同，又可分为：定轴式的,摆线式的,行星式的,其中,行星式的又有不同的种类,可分为单级,双级,多级,还分为 2K-H、3K、K-H-V 等等很多种。由于渐开线行星齿轮动与普通定轴传动相比较具有承载能力大,体积小,效率传高,重量轻,传动比大,噪声小,可靠性高,寿命长便于维修.等优点.通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴,这些从动轴的角速度的关系在工作时刻变化。研究指出，统一制造精度下行星传动比定轴线固定起来,载荷一般沿齿宽分布的较好。但设计行传动时,正确地选择结构布置的意义远比设计普通定轴传动的大.结构式布置选择不当时，不但可能丧失在轮外廓尺寸和重量方面的优点甚至可能得到不利于使用的传动。所以，在设计中选择了行星式传动方案。在行星式传动机构中，按齿轮啮合方式分还可细分为 NGW 形,NW 形,WW 形,NN 形。常用的二级传动方案有：NGW 型、NW 型、WW 型三种。NGW 型： 由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高，然而传动比小，但能多级串联成传动比较大的轮系。所以，成为动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动。NW 型： 由一对内啮合和一对外啮合齿轮组成。由于把行星轮作成双联齿轮，使其为双排外啮合而没有公用齿轮，与 相比，传动范围大、效率相仿、结构复杂、工艺性差。毕业设计说明书注： 20WW 型： 有双排两对外啮合齿轮组成。突出的特点就是能通过调整四个齿轮的齿数，轻而易举地得到很大的传动比。但效率很低且随传动比的增加减小.经过一系列的综合比较，最后选择的方案是：内装式 NGW 型二级行星圆柱齿轮传动的电动滚筒2.2 主要设计参数及要求主要设计参数及要求设计目标：滚筒直径 630mm；滚筒宽度 950mm；卷筒圆周速度 1.25m/s；电动机功率 7.5kW。2.3 传动功率的确定传动功率的确定电动滚筒上的轴功率取决于其所需要的圆周力和输送带速。则有： （KW） （2-1）1000UAF vP 式中 圆周力，N；UF 带速，m/s；v由于=，则：UFHNnsFFFF= （KW） （2-2）AP()1000HNnsFFFF v 式中 、分别为空载运行功率、物料水平输送功率、物料垂直1P2P3P提升功率；为特种阻力所消耗的功率。4PsF为了简化再令毕业设计说明书注： 21= （KW）41000vPF23.6367mG vQC Lf则： =+ AP1P2P3P4P（2-3） = +13.6367mG vQC Lf367QH23.6367mG vQC Lf = （KW）(3.6)367367mCfLQHG vQ式中 L输送机长，m； H物料垂直提升高度，m； Q输送量，t/h； f托辊阻力系数； 输送机旋转零部件的质量，kg/m；mG 修正系数；1C修正系数；2C综合修正系数。C 经过分析，上述公式由于设计时对于其各参数取值的不同带来一定的偏差，为了消除这些不足，结合一些实际的应用再进行修正，得出以下计算公式。修正如下系数 f，根据实践经验取 f=0.0367综合修正系数，这里取=1+40/L.CC输送机旋转零部件质量，这里取=10（）mGmGB3100毕业设计说明书注： 22代入得 = AP0.36(40L)(B30040+LQ0.00273QH1000010000v）（）（KW）式中 B输送带宽度，m。将已知数据代入上式L=100m，B=1000mm，v=1.6m/s，Q=400t/h，H=5m0.36 (40 100)(10003001640+1004000.00273 400 51000010000AP）.（） 5.6448+5.6+5.46 16.7048 （kw）2.4 电动机功率的计算电动机功率的计算输送机功率的表达式为 （kw） MAP =P /（2-4）式中 电机功率，kw；MP输送机所需要的轴功率，kw；AP总机械效率。由于电动滚筒比一般传动机构至少要少两个连轴器，因此考虑总效率时只需要考虑电动滚筒的机械效率和滚筒的表面效率。12采用光面滚筒，取=0.92，=0.95，得=0.8712所以=19.20 （kw）MP16.70480.87毕业设计说明书注： 232.5 电动机的确定电动机的确定电动机的特点是型号多、结构复杂，功率范围变化大，Y 系列电动机是全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，是最新设计的基本系列，符合IEC 标准的有关规定。具有高效、节能，启动转矩大，噪声低，振动小，可靠性高，使用维修方便的特点。此处选择电动机型号为：Y200L-6 型，转速为 970/min，功率为37kw。毕业设计说明书注： 24第三章第三章 电动滚筒的主要零部件的设计计算电动滚筒的主要零部件的设计计算3.1 滚筒直径的确定滚筒直径的确定一般来说滚筒直径是根据胶带形式、胶带强度、胶带紧边和松边张力以及滚筒类型来确定。当时电动滚筒进行选型和计算时，确定了功率、带速和带宽之后，其所需电动滚筒最小直径 D，其所需要的直径 D 按下式计算： D= ec （mm） （3-1）式中 e输送带芯层厚度或者钢绳直径，mm，此处取 e=3.0； c系数，此处选择钢芯绳，取 c=145。D=435mm直径 D 不包括橡胶或者其他材料制造的保护层。输送机经常使用输送带允许最大拉力的 60%100%，所以选择 D=630mm。3.2 滚筒的受力分析滚筒的受力分析滚筒体视作简支梁，两端支撑的端盖在水平面内及垂直面内均为铰支。作用在筒体上的载荷有输送带对滚筒的张力 F、圆周驱动力 Fu，如下图所示。以及输送带横向位移产生的轴向力，该力与前两项力相比数值较小，故忽略不计，电动滚筒筒受力分析如图：毕业设计说明书注： 25图 3-1滚筒上紧边张力，N；1F滚筒上松边张力，N；2FF滚筒上平均输送带张力，N；F= 0122FFK（3-2）式中 K0允许过载系数，通常取 K0=1.05圆周驱动力，N。uF因为=uF1F2F=1F2Fe则有： =（） 1FuF1ee（3-3）式中 输送带与滚筒间的摩擦系数，按潮湿空气运行取=0.2毕业设计说明书注： 26 滚筒的圆包角，取=200。由此得2.0e则、的近似计算为：1F2F=2 （N） 1FuF（3-4）= （N） 2FuF（3-5）从而得到平均张力的计算式：F=1.575 （N） 1202FFKuF（3-6）如图，滚筒所受的扭矩为：3M = (NM) 3M2uDF500DPv（3-7） 式中 D滚筒直径，m； 圆周驱动力，N；uF P功率，Kw； 带速，m/s。v在图中，滚筒所受的弯矩为 M，设输送带平均张力 F 沿滚筒长度 L 均匀的分布在滚筒上，则滚筒单位长度上受的力 q=F/l.因此，毕业设计说明书注： 27 2max0.12582 4qlF lMFlA（3-8）式中：l为滚筒长度，m。根据第四强度理论，合成弯矩 22334hMMM（3-9）或者合成应力写成：h 223h（3-10）式中： 弯矩作用下的正应力，；2N mm 扭矩作用下的剪切应力，；2N mm 许用应力。按第四强度理论，取 。 1.5s2N mm通常电动滚筒体均为 Q235A 钢制造，其235M，其许用应力saP156.7M。 aP而 MW2N mm（3-11） 332nMMWW2N mm（3-12）毕业设计说明书注： 28式中： W抗弯矩模量，对于内径为 d，外经为 D 的电动滚筒，其抗弯矩模量按圆柱理论选取： 20.196316WRt RR t3mm因此 25.093MMWR t2N mm（3-13） 3322.547nMMWR t2N mm（3-14）式中 R筒体的平均半径，mm； t筒体的厚度，mm； 其他符号意义同前。根据中长壳的理论验算壳体和允许临界载荷及：cc 21153(1)cEtR2N mm（3-15） 20.90415( / )scK El t2N mm（3-16）式中 E钢的弹性模量，取 E206000M；aP 泊松比，对于 Q235 钢，0.3； l筒体长度，mm；毕业设计说明书注： 29 系数，。sK0.750.85sKZ 其他符号意义同前。3.3 滚筒厚度的计算滚筒厚度的计算电动滚筒的轴一般不旋转，只起支撑和承受反力矩的作用，其失效机制与首先破坏部分与输送机的传动滚筒不同，电动滚筒的破坏主要是磨损破坏，有的 筒体磨穿也 还在使用。根据以上情况，电动滚筒多采用薄筒皮结构，必要时，筒体表面再加所需要的各种覆盖包覆层，减少直接磨损，提高筒体的使用寿命。所以下面推荐的筒体厚度计算，是根据多年的国内外实践经验，尽量采用了薄形筒体的经验计算公式。由于受力分析中得出 22222(0.03880.1875)uFlDW（3-17）即 22222(0.1963 )(0.03880.1875)uFtlD整理后滚筒厚度计算式为： mm 2225094.240.03880.1875PtlDvR（3-18）式中 P功率，kW； v带速，m/s； l筒长，mm； D滚筒直径，mm；毕业设计说明书注： 30 许用应力，。 2N mm这里取，对于 Q235 钢，235。 4ss2N mm所以，58.75 2N mm通常电动滚筒筒体均用 Q235 钢板或钢管制造，则有 mm 22286.710.03880.1875PtlDvR有 4.042222286.710.0388 10000.1875 6301.6 315t 实际取 t6mm3.4 滚筒强度的验算滚筒强度的验算因为 功率 P22kW，带速 v1.6m/s，筒长 l1000mm，直径D630mm，筒体厚度 t6mm。圆周驱动力 N2210001000137501.6uPFv紧边张力 2 1375027500N12uFF松边张力 13750N2uFF平均张力 F1.5751.575 1375021656.25NuF扭矩 13750 3154331.25Nm32uDMF310滚筒弯矩 0.125 21656.25 12707.03Nmmax0.1252 4F lMFlA正应力 3222707.03 105.0935.09323.1583156hMRt2N mm毕业设计说明书注： 31剪切应力 3224331.25 10002.5472.54718.5303156MR t2N mm根据第四强度理论，合成应力为： 2222323.15818.53039.577h2N mm45 号钢许用应力为 156.7aMP则有， 156.7haMP验算强度合格毕业设计说明书注： 32第四章第四章 电动滚筒行星机构的设计电动滚筒行星机构的设计4.1 传动方案的确定传动方案的确定传动部分设计采用的方案为：第一级为 NGW 型渐开线齿轮传动，第二级为 NGW 型定轴齿轮传动。4.2 传动比计算及分配传动比计算及分配(1) 计算传动比 i10.63 97019.9986060 1.6Dniv因为行星轮数目=3 时，传动比范围只有=2.113.7，故选用sCBAXiNGW 型两级行星齿轮传动。(2) 动比的分配：分配原则：各级传动等强度，获得最小的外型尺寸。在 NGW 型两级行星齿轮传动中，用角标 1 表示高速级的参数，用角标2 表示低速级的参数。取高速级与低速级外啮合齿轮材料硬度相同，则=，行星轮Hlim1Hlim2数目=3，齿面工作硬化系数=；低速级内齿轮分度圆直径sCw1Zw2Z与高速级内齿轮分度圆直径之比为 B，并取，取载B1dB2dB2B1dB1.2d荷布均匀系数= ，取齿宽系数=1.2。C1KC2Kd2d1因为动载系数，接触强度计算的齿向载荷分布系数及接触强度VKHK毕业设计说明书注： 33计算的寿命系数的三项比值的乘积为 1.82.0，故取NZV1H 1N2V2H 2N1K KZKKZ=1.9。V1H 1N2V2H 2N1K KZKKZ所以 A= =1.21.9=2.282s1d2C1V1H 1N2W2Hlim22s2d1C2V2H 2N1W1Hlim1CK K KZZCK KKZ Z由公式 Z= = =3.943AB32.28 1.2由电动滚筒设计与选用手册图 6-9 可查得 =4.81i= =19.99/4.8=4.162i1ii4.3 传动设计计算传动设计计算4.3.1 高速级计算：(1) 配齿计算： 由于=4.8 距可能达到的传动比极限值比较远，所以可以不检验1i邻接条件。由公式 =C BAXAsiZC（4-1）进行配齿计算：并满足：整数，无公约数，且整数。AsZCBCZZsCC毕业设计说明书注： 34则：BAXAAssiZ4.8 Z38CCC = AZ3 38234.8=383-23=91BsAZCCZ=(91-23)=34A1(Z )2CBZZ12(2) 变位方法此处选择高变位，主要目的在于避免根切，使齿轮副的滑动系数和抗弯强度大致相等。因为=4.84，所以太阳轮选择正变位，行星轮和内齿轮选择负BAXi变位，取=0.3，=0.3。AxCxBx(3) 触强度初算 AC 传动的中心距 a 和模数 m：输入转矩：Nm1229550216.6970T 因为传动中有一个或者两个基本构件浮动作为均载机构，且齿轮精度低于 6 级，所以取载荷不均匀系数：=1.15CKCHKCFK则有太阳轮传递扭矩为：=83.03 Nm11216.601.153ACsTTKCA考虑电动滚筒加工和使用的实际条件，取 K=2.4。齿速比：u= =34/23=1.48。CAZZ太阳轮和行星轮的材料用 40Cr 钢表面淬火，齿面硬度毕业设计说明书注： 35HRC5055（太阳轮）和 HRC4550(行星轮)，取=1100 limH2Nmm因齿面硬度 HB350，则取齿宽系数=0.3。a按接触强度初算中心距 a 公式为 a= mm 32lim484(1)AaHKTuu（4-2）计算中心距：a= =86.24(mm)322.4 83.3484(1.48 1)0.3 11001.48模数 m= =3.026（mm）22 86.242334ACaZZ取 m =3mm。(4) 计算 AC 传动的实际中心距和啮合角：AC则实际中心距= =1.5（23+34）=85.5（mm）ACa1()2ACmZZ因直齿轮是高变位：则=（85.5-85.5）/3=011ACACaaYm =1coscosACACcos20所以 =AC20(5)计算 CB 传动的中心距和啮合角BC 实际的中心距为：毕业设计说明书注： 36=1.5（91-34）=85.511()2CBBCmZZ同理可得啮合角 。120CB(6)几何尺寸的计算：按高变位齿轮传动的几何计算 A、C、B 三个齿轮的几何尺寸。1 、分度圆直径：=323=691Ad1Am Z=334=1021Cd1Cm Z=391=2731Bd1Bm Z2 、齿顶高：=（）=（10.3）3=3.9（mm）1aAh*ahAx1m=()=（10.3）3=2.1（mm）1aCh*ahCx1m=()1aBh*ah*ahBx1m式中 =0.14*ah27.55(1)BBxZ27.55(1 0.3)91 所以 =1-0.14+0.33=3.841aBh3 、齿根高：=（）=2.85（mm）1aBh*ah*CAx1m=（）=4.65（mm）1fCh*ah*CCx1m=（）=2.85（mm）1fBh*ah*CBx1m4 、齿高：毕业设计说明书注： 37=3.9+2.85=6.75mm1Ah11fAaAhh=2.1+4.65=6.75mm1Ch11fCaChh=3.48+2.85=6.33mm1Bh11fBaBhh5 、齿顶圆直径：=69+23.9=76.8mm1aAd112AaAdh=102+22.1=106.2mm1aCd112CaCdh=273+23.48=279.96mm1aBd112BaBdh6 、齿根圆直径：=6922.85=63.3mm1fAd112AfAdh=10224.65=92.75mm1fCd112CfCdh=27322.85=267.3mm1fBd112BfBdh(7)验算 AC 传动的接触强度和弯曲强度：强度计算所用的公式同定轴线齿轮传动的不同在于：确定和VK所用的圆VZ周速度用相对于行星架的圆周速度。 m/s 1 111(1)1000 60AXd niV（4-3） m/s13.14 69 970(1)4.82.771000 60XV毕业设计说明书注： 38由此得出动载系数：=10.093/1000=10.0932.7723/100=1.059VK1vZ速度系数：查表得=0.96。VZVZ1 、确定其他系数：名 称计算公式结果使用系数AK1a0.3d1aAad0.37F0.37H0.37b1.05载荷分布系数FK1 (1)bF1.0425载荷分布系数HK1 (1)bH1.04251a11coscosAaAdarcd32.42a11coscosCaCdarcd25.5毕业设计说明书注： 39总重合度 (r)1a12a21 ZtantanZtantan21.6载荷分配系数HK0.645r1.032载荷分配系数FK0.645r1.032节点区域系数HZ0.00833（8） HZ（=4.88=2.46）HZ20.712.53弹性系数EZ E=206000N/1E(1-r)22mm189.9重合度系数Z430.894螺旋角系数Zcos1当量循环次数eN75 10寿命系数NZ1最小安全系数limHS1润滑系数LZ0.93齿面硬化系数WZ1毕业设计说明书注： 40尺寸系数XZ1粗糙度系数RZ1.02 、AC 传动接触强度验算：计算接触应力：H11tHAVHFHEF uK K KKZ Z Z Zd buA22000 83.31.48 11 1.059 1.0425 1.0322.53 189.9 0.894 1690.3 85.5 1.48t =692.06N/2mm计算许用接触应力：limlimHNHLVRWXHZZ Z Z Z ZSA以及强度条件： HH则： limlimHHHNLVRWXSZ Z Z Z Z ZA22lim692.061775.2/1100/1 0.93 0.96 1 1 1HN mmN mm 计算结果，接触强度通过。3 、AC 传动弯曲强度的验算：齿根应力为：tFAVFFFSnFK K KKY Y Y Ybm毕业设计说明书注： 41式中： 齿形系数，查图取=2.32，=2.74；FY1FY2FY应力修正系数，取=1.72，=1.52；SY1SY2SY弯曲强度计算的重合度系数，Y=0.25=0.250.75/1.6=0.719Y0.75弯曲强度计算的螺旋角系数，取=1。YY2000 83.31 1.059 1.0425 1.032 2.74 1.72 0.719 169 0.3 85.5 3F =120.52/N mm考虑到行星轮轮齿受力可能出现补均匀性，齿根最大应力=120.51.5=180.8 N/max1.5FF2mm由强度条件： maxFPFlimmaxminSTFFPFFYS则 =180.81.4/2=126.5 N/maxminlimFFFSTSY2mm40Cr 钢调质表面淬火，=350 N/limF2mm弯曲强度验算合格。(8)验算 CB 传动的接触强度和弯曲强度：1 、根据 AC 传动的来确定 CB 传动的接触应力：HHCB 因为 CB 传动为内啮合，=91/34=2.68BCZuZ毕业设计说明书注： 42所以=692.060.627/1.294=422.9 N/2.68 11.48 1/2.681.48HCBH2mm2 、核算内齿轮材料的接触疲劳极限limH由于 HPHCB=473.6 N/limmin422.91 0.93 0.96 1 1 1HCBHHNLVRWXSZ Z Z Z Z Z 2mm因为 45 号调质钢=570N/N/，则内齿轮用limH2mm2mm号钢调质，调质硬度，接触强度符合要求。 、弯曲强度的验算：只对内齿轮进行验算，齿根应力大小和传动的为啮合一样，即120.5 N/，=180.8 N/F2mmmaxF2mm由强度条件：maxFPF=126.6 N/maxlimlimFFFSTSY2mm45 号调质钢=220 N/126.6 N/limF2mm2mm所以 CB 传动的内齿轮弯曲强度也符合要求。4.3.2 低速级的设计计算：由高速级计算得到=4.16，低速级改为行星架固定，内齿轮输出。2i则 4.16，=5.16XABi1BXAXABii (1) 配齿计算：毕业设计说明书注： 43=32AASSZ5.16 ZCCBAXi则 =19AZ所以 =323-19=77BSAZC CZ =29CBA1ZZZ2 （-）符合 NGW 型配齿要求。(2) 变位方法采用高变位，由于4，取=0.3，=0.3，=0.3。BAXiAxCxBx(3) 按接触强度验算 AC 传动中心距和模数 m：=5=987.7Nmm211TT i取载荷不均匀系数，则在一对 AC 轮传动中，太阳轮传动CK1.15转矩为：=987.71.15/3=378.6 Nmm2A2CSTTKC 取综合系数 K=2.4 齿数比 u= =29/19=1.53CAZZ取=1100 N/limH2mm取齿宽系数=0.35a所以 =137.06mm322.4 378.6484(1.53 1)0.35 11001.53a毕业设计说明书注： 44模数 m=5.722 137.061929ACamzz取 m=6。（3）计算 AC 传动的实际中心距和啮合角：AC实际中心距：=144mm2AC26a()(1929)22ACmzz同理可得 =20AC(4) 计算 CB 传动中心距和啮合角 CB2CB26a()(7729)22BCmzz=20CB(5) 几何尺寸的计算：1 、分度圆直径mm226 19114AAdm zmmC22C6 29174dm zmmB22B6 77308dm z2 、齿顶高*2A2()(1 0.3) 67.8aAahhxm*C2A2()(1 0.3) 64.2aahhxm *B2aB2(h)(1 0.170.3) 66.78aahhxm由第一级算得=0.17。*ah3 、齿根高毕业设计说明书注： 45=5.7*22()(1 0.250.3) 6fAaAhhcxm=9.3*C2A2()(1 0.250.3) 6fahhcxm=5.7*B2B2()(1 0.250.3) 6fahhcxm4 、齿高=7.85.7=13.5222AaAfAhhh=4.29.3=13.5C2C2C2afhhh=6.785.7=12.48B2B2B2afhhh5 、齿顶圆直径=11427.8=129.6mm 2222aAAaAddh=17424.2=182.4mmC2C2C22aaddh=30826.78=294.44mmB2B2B22aaddh6 、齿根圆直径=11425.7=102.6mm2222fAAfAddh=17429.5=155.0mmC2C2C22ffddh=30825.7=319.4mmB2B2B22ffddh（6）验算 AC 传动的接触强度和弯曲强度：按定轴齿轮传动的强度系数计算公式计算1 、确定公式中的系数：毕业设计说明书注： 46取使用系数 1AK =0.916m/s2119701(1)3.14 114(1)4.84.161000 601000 60Axd niv查表取得 =0.95 VZ动载系数 =1.02VK名 称计算公式结果使用系数AK1a0.35d2aAad0.442F0.85H0.65b1.07载荷分布系数FK1 (1)bF1.05载荷分布系数HK1 (1)bH1.061a11coscosAaAdarcd34.25毕业设计说明书注： 472a11coscosCaCdarcd26.31总重合度 (r)1a12a21 ZtantanZtantan21.56载荷分配系数HK0.645r1.0062载荷分配系数FK0.645r1.0062节点区域系数HZ0.00833（8） HZ（=4.88=2.46）HZ20.712.53弹性系数EZ E=206000N/1E(1-r)22mm189.9重合度系数Z430.902螺旋角系数Zcos1当量循环次数eN75 10寿命系数NZ1最小安全系数limHS1毕业设计说明书注： 48润滑系数LZ0.93齿面硬化系数WZ1尺寸系数XZ1粗糙度系数RZ1.022 、AC 传动的接触强度的验算：=H22000 378.62.531 1.02 1.05 1.00622.53 189.9 0.902 11140.35 144 1.53 =622.0 N/2mm=697.7 N/minHHLVRWXNSZ Z Z Z Z Z62211 0.92 0.95 1.02 1 1 2mm用 40Cr 钢调质后表面淬火，AC 传动接触强度通过。3 、AC 传动弯曲强度的验算：齿根应力tFAVFFFaSanFK K KKY Y Y Ybm =2000 378.61 1.02 1.06 1.0062 2.95 1.69 0.731 1114 0.35 6 =87.08 N/2mm毕业设计说明书注： 49考虑齿轮受力不均匀，齿根最大应力取maxF= 1.5=130.6 N/maxFF2mm由强度条件 =91.4 N/maxlim2lim350/FFFSTSN mmY130.6 1.422mm故 AC 传动的弯曲强度验算通过。（7）验算低速级 CB 传动的接触强度和弯曲强度：1 、根据 AC 传动来确定 CB 传动的接触应力：HHCB因为 CB 传动为内啮合，u=77/29=2.655所以 =379.5 N/11.294HCBHuu2.655 12.655622.01.2942mm2 、核算内齿轮材料接触疲劳极限limH由，有HHCBlimminHCBHHLVRWXNSZ Z Z Z Z Z =379.511 0.92 0.95 1.02 1 1 =425.7 N/2mm因为 45 号钢调质=570 N/limH2mm所以内齿轮接触强度符合要求。3 、弯曲强度的验算：只对内齿轮进行验算，其弯曲应力和 AC 传动一样。即 毕业设计说明书注： 50=87.08 N/F2mm=130.6 N/maxF2mm45 号钢调质后弯曲疲劳极限=220 N/130.6 N/limF2mm2mm所以 CB 传动内齿轮的弯曲强度也符合要求。内齿轮的壁厚=37=21mm4.4 联轴器的设计计算联轴器的设计计算在行星齿轮传动中，广泛的使用齿轮联轴器来保证浮动机构中浮动件在受力不均匀的时候产生位移，以使各行星轮之间的载荷分布均匀。为此高速级采用单联齿轮联轴器。低速级采用双联齿轮联轴器，由于太阳轮尺寸较大，采用了一端为内齿一端为外齿的双联齿轮联轴器。计算步骤：1 、初算联轴器轮齿直径 d、齿宽 b、模数 m。 220002CAMNTK K Kd bK（4-4）式中： T传递扭矩，;N m 载荷不均匀系数，取=2；CKCK 使用系数，=1；AKAK轮齿载荷分布系数，取=2；MKMK寿命系数，取=0.4，=2.8；NKNKWK许用剪切应力，。 2N/mm毕业设计说明书注： 51所以 =94066.67 22000 987.7 2 1 22210 0.4d b 3mm取 b=25，则可得233762.67dmm61.3dmm取模数 m=3mm。为了便于加工齿数，取 Z=24则有节圆直径 d=mZ=72。2 、校核齿侧挤压应力，以确定 d、b 和 Z。内齿套直齿： 2000AMcZWTK KdbhK（4-5）式中 h轮齿接触径向高度，用齿高代替。h=3 (0.8+1.0)=5.4mm()afm hh=6.049=142000 987.7 1 272 24 25 5.4 2.8c 2N/mm c2N/mm外齿轴齿轮因制成鼓型：取歪斜角=，=0.00827 30tan则 =781.25244tanbbre=16.425612000 987.71902.872 25 5.4 781.25c2N/mm2N/mm轮齿挤压力通过，则确定 d=72mm,b=25mm,Z=24.3 、齿轮联轴器的其他几何尺寸：项目代号计算公式单位外齿轮内齿套毕业设计说明书注： 52模数mmm33齿数Z2424节圆直径dD=mZmm7272齿型角2020齿顶高ah*ah mmm32.4齿根高fh外齿轴*()ahc m内齿套*ah mmm3.753齿高h+ahfhmm6.755.4齿顶圆直径admm7867.6齿根圆直径fdmm64.578齿宽bmm2525齿宽系数dB/d0.340.34鼓型齿鼓型量Abe/2mm0.1鼓型齿弧半径2r28bAmm781联轴器长度LtanEmm100联轴器总长度0LL+b+3mm128内齿套壁厚3mmm9毕业设计说明书注： 534.5 行星轮的设计行星轮的设计一般用在行星轮较大时的采用的是如图 6-3 所示，其结构紧凑、简单又便于安装的行星轮结构，弹性挡圈装在轴承内侧，因而增大轴承间距，减小了行星轮倾斜，当载荷较小时用滚珠轴承，载荷较大时用滚柱轴承，两轴承端宽度 L 可略大于齿宽 b。图 4-1 行星轮结构图4.6 行星架结构设计行星架结构设计行星架是行星传动中的主要部分，既要传动扭矩又要起支撑作用，所以对行星架的制造精度和结构要求很高，行星轮之间载荷分配不均对行星架影响最大，所以要对基本构件采取浮动的均载机构外还应：1、尽可能的采用滑动轴承的行星轮结构，这样可使作为滑动轴承的金属或非金属衬套由于它本身的弹性和间隙配合，使行星轮也成为一种弹性件的均载机构。2、在较大的滚筒上内齿轮可用弹性圆柱销固定到滚筒上，也有较好的缓冲减缓作用，这样可以对制造和装配基本构件时，产生的毕业设计说明书注： 54不可避免的误差进行适当的补偿，从而降低对基本构件制造技术要求，达到既节约又可使传动性能平稳和可靠的目的。图 4-2 行星架结构第五章第五章 行星机构的受力分析与校核行星机构的受力分析与校核5.1 行星传动受力分析行星传动受力分析5.1.1 高速级受力分析表 5-1 高速级传动受力分析结果太阳轮 A行星轮 C行星架 H内齿圈 B各构件的转矩 Nm83.03122.74-329.58圆周力 N2406.672406.674813.342406.67径向力 N875.96875.96875.96作用在齿=2406.61xAR=4813.31x CR=4813.31xHR=2406.61xBR毕业设计说明书注： 55轮或轴上力 N7=875.961yAR4=01y CR4=01yHR7=875.961yBR5.1.2 低速级受力分析表 5-2 低速级传动受力分析表太阳轮 A行星轮 C行星架 H内齿圈 B各构件的转矩 Nm378.6577.9-1534.3圆周力 N6642.16642.113284.26642.1径向力 N2417.52417.502417.5作用在齿轮或轴上力 N=6642.1xAR1=2471.1yAR5=13284.1x CR2=01y CR=13284.1xHR4=01yHR=6642.1xBR1=2417.1yBR55.2 行星机构的轴的校核行星机构的轴的校核在设计计算电动滚筒的左右法兰轴时，一般在同一机座号电机下，以带宽最宽、带速最低时来计算法兰轴断面尺寸，从而提高法兰轴的通用化程度。将左右法兰轴与电机联接成一个组件，按简支梁进行受力分析和计算。毕业设计说明书注： 565.2.1 受力分析图 4-3 法兰轴受力分析5.2.2 外载荷的计算122121()()22xBxBxHxHxAxAAxRRFLRcbRbLRcbRbRAa 11636.8 N122121()()22xBxBxHxHxAxABxRRFLRdRcdLRdRcdRAa 5688.4293.5N12120()222yByByAyAAyRRLGGLLR bRbcRAa2458.512120()222yByByAyAByRRLGGLLRcdRdRAa5.2.3 右端力矩的计算（1） 、垂直方向弯矩614.6 NM2458.5 0.25AOxAxMRa毕业设计说明书注： 57 NM2458.5 0.1245.92BOyAyLMR图 4-4 法兰轴弯矩计算(2)、水平方向弯矩11636.80.252909.2 NMAOxAxMRa11636.80.11163.7 NM2BOxBxLMR（3） 、合成弯矩 NM222910.2AOAOyAOxMMM= NMBOM221189.4BOyBOxMM（4） 、法兰轴断面直径 d 的计算按脉冲循环应力用弯扭合成强度计算轴径公式 03121.68Md（4-6）式中 计算弯矩， ；0M22003()AMMM毕业设计说明书注： 58 校正系数，取。 100.6所以有 mm32910.121.6879.0660Ad mm31189.421.6858.6760Bd 实取 =90mmAd=80mmBd5.2.4 左端力矩的计算(1)、垂直方向弯矩 Nm2458.5 0.25614.6OyByMRa(2)、水平方向弯矩 Nm5688.4 0.251422.1OxBxMRc (3)、合成弯矩 Nm2201549.2OxOyMMM(4)、法兰轴断面直径 d 的计算 mm31549.221.6864.0860d 实取 d=90mm毕业设计说明书注： 59第六章第六章 电动滚筒零部件的材料与密封选择电动滚筒零部件的材料与密封选择6.1 齿轮材料的选用齿轮材料的选用 齿轮是电动滚筒中的重要零件，它担负着传递动力、改变运动速度及方向的重要任务，因此对齿轮材料提出如下要求： (1) 具有高的接触疲劳极限； (2) 具有高的抗弯强度； (3) 具有高的耐磨性； (4) 具有足够的冲击韧性。 同时还应考虑材料的加工工艺性、经济性，以及材料的来源等因素。正确的选用齿轮材料和进行合理的热处理，是满足齿轮设计要求、延长齿轮使用寿命及节约制造成本的主要途径。 主动轮选用 40Cr 粗车后调质处理，制齿后齿面高频淬火。被动轮采用 45 号钢粗车后调质，但第一级被动齿轮制齿后，齿面高频淬火。由于太阳轮和行星轮的载荷循环次数最多，宜选用承载力较高的合金钢，经表面淬火、渗碳淬火或渗氮处理，以增加表面硬度。 电动滚筒齿轮常用的高频表面淬火具有变形小、氧化少、效率高等特点。齿面渗碳淬火是国外滚筒厂常用的齿轮热处理方式，国内也越来越多地用在重负荷的电动滚筒齿轮热处理上，这样轮齿表面硬度高，淬透层均匀，耐磨性好，心部韧性好，强度高，使齿轮具有较高的抗弯曲疲劳强度，但是容易产生淬火变形。往往热处理前要留磨量，热处理后还需经过磨齿加工。6.2 轴类的材料选择轴类的材料选择 在电动滚筒中，根据结构情况，轴可以分为实心轴和空心轴两类。毕业设计说明书注： 60左、右法兰轴常用的材料是优质中碳钢，其中尤以 45 号钢最常用。对于某些承受负荷较小的电动滚筒，也可使用 2D 号或 35 号钢。作为电动滚筒焊接左轴用的轴管，一般用 10、15 或 20 号无缝钢管，特殊重负荷时采用 16Mn 无缝钢管。6.3 滚筒体材料滚筒体材料电动滚筒的滚筒体材料有钢板焊接和无缝钢管的两种。基本不用铸铁滚筒体。一般情况，电动滚筒直径等于或大于 320mm 时，都采用钢板焊接的滚筒体，我的设计中滚筒直径为何 800所以采用的是钢板焊接形式。国外有些生产厂家，电动滚筒直径于或大于 630rmn 时，才使用钢板焊接的滚筒体，而滚筒直径小于 630mm 时，用无缝钢管制造。制造滚筒体常用的钢板，一般选用具有一定强度、韧性和良好的焊接性能的 Q235 或 15 号钢。有特殊要求时，选用 16Mn 钢板。电动滚筒使用的环境温度为 20-40C，因此要求滚筒体具有良好的低温力学性能。因为我设计的是筒体为 800 的电动滚筒，所以选用 15 号钢钢板。6.4 端盖支座材料的选择端盖支座材料的选择电动滚筒端盖采用铸铁 HT200 材料；支座采用球墨铸铁 QT450-10 材料；左右法兰轴采用 45 号钢；透盖采用铸铁 HT150 材料加工或非加工铸件的尺寸偏差，工程机械取级精度。毕业设计说明书注： 616.56.5 密封装置密封装置 密封可分为两大类：即结合面的静密封和旋转轴的动密封。所用的密封材料均为非金属。由于电动滚筒的滚筒体与端盖的结合面比普通管道法兰结合面受力情况复杂，故不经常使用耐油石棉橡胶垫密封。此种材料无论经济性、方便性，还是密封性，均不如液态密封胶。电动滚筒常用密封件主要是旋转轴唇形密封圈(即骨架式橡胶油封)，旋转轴唇形密封圈(骨架式橡胶油封)电动滚筒使用这种密封圈主要是用来防止油的番漏和灰尘的进入。通过计算和实测，电动滚筒内部工作压力小于 O06MPs，所以普通电动滚筒每个旋转轴的密封处只需用一只无副唇的 B 型有骨架唇形密封圈。唇形密封圈的材质一般为耐油橡胶，量高工作温度为 100t，最高工作压力为 0.05MPa。当选用合成橡胶时，最高工作量度为 150C，最高工作压力可达0.1MPs。我的油冷式的电动滚筒设计中，密封部位和使用的密封材料：(1) 结合面的静密封：筒体和端盖透盖：液态密封胶；电动机外壳与端盖：O 形橡胶密封圈(2) 旋转轴的动密封：滚筒端盖与轴及齿轮轴与箱盖：油封；电动机轴与端盖：毛毡密封油冷式电动滚筒电动机端盖与壳体的结合面常用 O 形橡胶密封圈来密封 图为 O 形橡胶密封圈外形图：毕业设计说明书注： 62图 61O 形橡胶密封圈第七章第七章 标准件的选用与校核标准件的选用与校核7.1 轴承的校核轴承的校核7.1.1 高速级行星轮轴承校核轴承安装在行星轮中由轴的直径和轴承可承受的载荷大小，初定行星轮中的轴承,选用圆柱滚子轴承选用 N409 型，行星轮中的轴承选用N208E 型，其参数为： d=40mm, D=80mm ,B18mm，,51.5rCKN。053CKN行星轮只受到圆周力，径向力相互抵消（N） 。4813.34tPF由KN，行星轮的转速 n=656r/min，053C 0.412176Nf代入公式中得： 1.8hnCffP530000.4121762.561.8 4813.34（7-1）毕业设计说明书注： 63由经验公式： =11614.2 h 103500hhLf（7-2）经校核轴承满足要求可以使用。7.1.2 低速级行星轮轴承校核初定低高速级行星架的轴承选用圆柱滚子轴承 N214E 型，其基本参数为：d=70mm；D=125mm；B=24mm；。112rCKN0135CKN行星轮只受到圆周力，径向力相互抵消掉了所以：（N） 。13284.2tPF由，行星轮的转速 n=132.4r/min，0135000CN0.6328Nf代入公式得：=，1.8hnCffP1350000.63283.571.8 13284.2由经验公式：=34856 h103500hhLf经校核轴承满足要求可以使用。7.1.3 法兰轴承寿命校核滚筒体的直径，由经验选用深沟球 6218 号轴承，其参630Dmm数为：d=90mm；D=160mm；B=30mm；;。95.8rCKN071.5CKN当量动载荷： taPXFYF（7-3）在设计的电动滚筒中，采用的是直齿轮传动，X=1，所以： 毕业设计说明书注： 64= tPF2222FG（7-4）其中：F输送带的平均张力；G电动滚筒的绕轴旋转的部分；代入数据得： P=10963.75 N。2221656344022由，行星轮的转速 n=970/i=48.6r/min，95800rC 查表得：，0.87Nf代入公式中： =1.8hnCffP958000.8703.81.8 10963.75由经验公式得：=29260 h3500hhLf经校核轴承满足要求可以使用。7.2 连接螺栓的校核连接螺栓的校核作用在连接接合面的载荷为转矩，所以要求联接应预紧，受转距后，被联接件不得有相对滑动，为防止螺栓松动，常用弹性垫圈增强摩擦力，特殊情况下，用弹性垫圈再在螺纹相结合面上涂研氧性黏合剂.电动滚筒使用費 4.86.8 级普通螺栓联接，选取 783-86M1680 的六角头螺栓，材料为 Q235，机械性能等级 4.8，其中布氏硬度 HB 最小 124 最大242，抗拉强度工称值 400 最小 420，屈服点工称之为 320 最小为bs340，伸长率为 14%，螺纹公差 6g，表面处理为氧化或镀锌钝化。s（1）强度校核：毕业设计说明书注： 65预紧力： 30nK MPfrz（7-5）其中：可靠性系数，取 1.3；nK连接接合面的转距；3M结合面间的摩擦系数，因为接合面间有石棉橡胶垫或密封胶，取f=0.2；f联接螺栓所在圆的半径；r螺栓数量。z代入数据到公式（71）中得：=5393.3 N 0P34331.25 101.3290 18 0.2按铰制孔螺栓联接，螺栓所受的切向力： 3829.7MRNrz（7-6）螺栓公称面积： = 01.3slPA01.3sPn（7-7）式中：螺栓的许用拉应力 N/2； l螺栓的屈服强度；按不控制预紧力计算，一般 n 取 4；s代入公式（72）中，得：毕业设计说明书注： 66=sA1.3 5393.3 470.1320根据经验取值： mm120sA 螺栓的直径为：1.118sdAt =1.1181201 =13.24 mm实际取 d=16 mm 220013(0.5)120dlPRP（7-8） 2215393.33(829.70.5 5393.3)120 =67.89 N/2mm 232080/4lN mm强度合格,符合要求.7.3 键联接的校核键联接的校核键联接是应用最广的联接，靠侧面传递转矩，对中良好拆装方便。电动滚筒中经常使用平键联接，键为标准值，所以键的校核主要是按传递的转矩确定键的长度，然后验算键联接的强度。电动滚筒支承轴与支座的键联接是在齿轮箱出轴这端轴上用键与支座联接，这轴通常称右法兰轴。根据法兰轴的尺寸，查表初步选择 32125GB1096-79 型的键，材料为 45 号钢。左右法兰轴是对称的，所以只计算右法兰轴。键校核如下：毕业设计说明书注： 67 234/()MpN mmdh Lb（7-10）其中， 转矩;3M d 轴的直径 ；h 键高；L 键的总长 ；b 键宽；键连接许用比压 p许用剪切应力； 代入公式得，=87.18=100 p4 4331.25 1000120 18 (12532)2/N mm p2/N mm=49.04=90 )(43bLdbM4 4331.25120 32 (12532) N/mm2所以键合格，符合要求。毕业设计说明书注： 68总总 结结毕业设计接近尾声，回想在设计中，遇到了很多的问题，通过做设计的经历，让我体会到了设计是一项严谨而又艰苦的工作，因此我才能够体会到那种认真细致的设计给我带来的成就感和一点喜悦。我想，虽然我的设计不太成熟，但是我真的从设计中找到了一种感觉，一种对待知识的渴望和驾御知识的感觉。在解决各种问题的时候，我从中学到了很多，这是在学习中无法体会到的。从我接到毕业设计起，自己心里面都在打鼓，现在是验证自己在大学期间学习内容的时候。从设计最初的构思到论文的逐步成型，从零件图的绘制到零件的三维模型的建立，让自己在制作过程中将学习到的内容更加的深入的了解。也让自己明白了自己的不足之处。在论文的书写过程中，从零部件的材料选择，到零件的尺寸设计，到零件的最终确定，自己都是进行逐一的分析，这段时间内也是长时间泡在图书馆，不断地去查找相关的资料，不断的学习，吸收新的知识，对论文的修改也是一次一次的进行。很多时候，遇到自己不懂不明白的地方，往往都在一瞬间想放弃的时候，还是被自己一次次的说服，想着不能就这么就放弃，这样，让自己一步步的坚持下来了。看着自己完成的论文，图纸，犹如自己的荣誉一般，很开心自己在这段时间的付出是有成绩的。在这段时间内，我
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