TOC\o"1-5"\h\z緒論 1\o"CurrentDocument"第一章 查閱相關資料 2\o"CurrentDocument"第二章 裝置整體方案設計 3\o"CurrentDocument"第三章 傳動方案設計 4第四章分配傳動比 4一、 電動機選擇 4\o"CurrentDocument"二、 確定傳動裝置的總傳動比 4\o"CurrentDocument"第五章 傳動機構結構設計 5\o"CurrentDocument"一、 高速級齒輪傳動的幾何計算 5\o"CurrentDocument"二、 低速級齒輪傳動的幾何計算 14\o"CurrentDocument"三、 齒輪軸的設計計算 25\o"CurrentDocument"四、 齒輪軸上的軸承設計計算 29\o"CurrentDocument"五、 法蘭軸的設計計算 31\o"CurrentDocument"六、 法蘭軸上的軸承設計計算 35\o"CurrentDocument"七、 彈性擋圈的選用 37\o"CurrentDocument"八、 吊環的選用及幾何參數 38\o"CurrentDocument"九、 鍵的選用及幾何參數 39十、螺栓的計算 39\o"CurrentDocument"第六章 滾筒其它結構設計 40\o"CurrentDocument"一、 滾筒設計 40\o"CurrentDocument"二、 端蓋設計 41\o"CurrentDocument"總結 44致謝 45參考文獻 46經過大學四年的時間，我們先后學習了公共文化、設計基礎和零件設計等課程，比較系統地學習了所需的專業知識，已初步掌握本專業的各類專門技能，根據教學目標和教學計劃要求，我們進行了這次畢業設計課程。畢業設計是教學計劃中最后一個綜合性實踐環節，是學生在教師的指導下，獨立從事設計工作的又一次嘗試，其基本目的是培養學生綜合運用所學的基礎理論、專業知識、基本技能研究和處理問題的能力。是我們對所學知識進行系統化、綜合化運用、總結和深化的過程。設計題目選油冷式電動滾筒設計，因為在當今社會中電動滾筒有著非常重要的意義。帶式輸送機是最重要的現代散狀物料輸送設備，它廣泛的應用電力、糧食、冶金、化工、煤炭、礦山、港口、建材等領域。近年來，帶式輸送機因為它所擁有的輸送料類廣泛、輸送能力范圍寬、輸送路線的適應性強以及靈活的裝卸料和可靠性強費用低的特點，已經在某些領域逐漸開始取代汽車、機車運輸。成為散料運輸的主要裝備，在社會經濟結構中扮演越來越重要的角色。特別是電動滾筒驅動的帶式輸送機在糧庫的散料輸送過程中更加有無可比擬的優勢和發展潛力因此我們開拓思維、努力創新并結合自己原有的知識和現有的資料對其進行創新完善。在此過程中檢驗自己的創新能力使其應用的范圍更加廣泛，在國民經濟的各個領域起到更加重要的作用。以電動滾筒作為驅動裝置的帶式輸送機有著極其重要的意義。因其擁有結構緊湊、傳動效率高、噪聲低、使用壽命長、運轉穩定、工作可靠性和密封性好、占據空間小等特點，并能適應在各種惡劣工作環境下工作包括潮濕、泥濘、粉塵多等。因此國內外將帶式輸送機（電動滾筒驅動）廣泛應用于采礦、糧食、冶金等各個生產領域，思維的不斷開闊、制造技術的不斷提高和制造材料的不斷改進，帶式輸送機將以前所未有的速度發展。保障散料輸送工作高效、安全、可靠的運轉，并將在社會和經濟發展領域繼續起到更加重要的意義。這次畢業設計的任務是設計一個滾筒驅動器，包括減速器、零件及滾筒外觀的設計，給定該滾筒驅動器的大致尺寸從而計算滾筒內部具體的尺寸，即電動滾筒受到空間的限制，這是這次設計主要的考查之處。由于我的經驗有限，所以在設計中難免出現錯誤，懇請老師批評改正。油冷式電動滾筒設計第一章 查閱相關資料經過查閱相關資料，滾筒的大致尺寸如下：圖1滾筒外觀尺寸其它原始數據:適用膠帶速度滾筒直徑膠帶運行速度電機功率電機轉速電機型號B=650mmD=500mmv=1.6mmN=5.5KWn=980r/minYG132M2-6B第二章 裝置整體方案設計圖（2）為油冷式電動滾筒裝置圖。圖中1——接線盒；2——支座；3——端蓋；4——滾筒；5、11——法蘭軸；6——電機；7、8——齒輪；9——齒輪軸；10——內齒輪。

第三章傳動方案設計圖（3）為傳動裝置減速器的簡圖圖3圖3傳動裝置傳動順序為外嚙合小齒輪一一外嚙合大齒輪一一內嚙合小齒輪一一內齒輪一一滾筒第四章分配傳動比第四章分配傳動比電動機選擇按工作條件和要求，選用三相型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，r型，電機型號YG132M-6B。確定傳動裝置的總傳動比滾筒軸工作轉速為60x1000v

n 兀D

式中V——膠帶運行速度，m/s；D——滾筒直徑，mm。-61.1560x1000x1.6-61.153.14x500由選定電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為nI——man???I—I?I式中，1、/2分別為高速級和低速級的傳動比。故i— —16an61.15由于滾筒內部結構受空間的限制，經過查閱資料，直徑500mm的滾筒內減速器齒輪中心距為130mm，因此綜合考慮取高速級和低速級的傳動比分別為i—3.3,第五章 傳動機構結構設計一 高速級齒輪傳動的幾何計算小齒輪用40C，調質處理，硬度241HB?286HB，平均取為260HB；大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB?286HB，平均取為240HB。計算步驟如下：表1高速級齒輪的校核計算計算項目計算內容計算結果齒面接觸疲勞強度計算1.初步計算轉矩T] PT—9.55x106x—1—9.55x106x蘭5980式中P——電機功率，KWn 高速軸轉速，r/minT—53587Nmm1

齒寬系數wd由《機械設計》表12.13，取wd=L°w=1.°接觸疲勞極限。Hlim由《機械設計》圖12.17cbh1=71°MPbh2=58°MP初步計算的許用接觸應力wh][b1]^°.9。].1=°.9X71°[。庭*OXHlim2=°.9x58°[bh1]=639MP[bh2]=522MPAd值由《機械設計》表12.16，取人廣85A^^=85初步計算小齒輪直徑直徑d1Tu+L11-d(W[b]2‘u3dH,535973.3+11=85x( ? )31.°X5222 3.3=53.99取d=6°mm初步齒寬bb=w 1x6°b=6°mm2.校核計算圓周速度V兀dnv~6°x1°°°_3.14x6°x98°=6°x1°°°v=3.1m/s精度等級由《機械設計》表12.6選8級精度齒數z和模數m初取齒數z1=24z=iz=3.3x24=8°m=d=絲=2.5z1 24取m=2.5，則z1=24，z2=8°m=2.5z=24z2=8°使用系數KA由《機械設計》表12.9Ka=1.5

動載系數Kv由《機械設計》圖12.9K=1.16齒間載荷分配系數kha由《機械設計》表12.10，先求F=曳二至此=1786.6Ntd 601土￡=技x'786.6=44.7n/mmb 60<100N/mm1 1 八e=[1.88-3.2(—+—)]cosPa Z]z2=1.88-3.2x(—+—)x1=1.712480Z_廳廠一叵ik087Ze=』3T3 =。.87.,一 1 1由此得K=一= =1.32HaZ20.872eea=1.71Ze=0.87K=1.32Ha齒向載荷分布系數KHP由《機械設計》表12.11,b、 ?八，K=A+B(-)+C.10-3bHp d1=1.17+0.16x12+0.61x10-3x60Khp=L37載荷系數KK=宵土aKhp=1.5x1.16x1.32x1.37K=3.15彈性系數ZE由《機械設計》表12.12七=189.8伽歹節點區域系數ZH由《機械設計》圖12.16Z‘=2.5接觸最小安全系數SHmin由《機械設計》表12.14SHmin=1-05總工作時間th)=10x300x8th=24000h應力循環次數NLN=60rntL1 1h=60x1x980x24000N=1.4x109L1

Nl=Nl/i=1.4X109/3.3Nl=0.424x109接觸壽命系數ZN由《機械設計》圖12.18Zn=0.97Zn=1.1許用接觸應力[。h]g]/h31=710x0.97H1 S 1.05Hming]=°Hmm2氣2=58^1H2 S 1.05Hmingh]=688.7MPg]=607MPH2 a驗算。=ZZZ\2KT1.^!Heh叫bd2 uec八…/2x3.15x535973.3+1=189.8x2.5x0.87J \60x60x60 3.3mh=589MP<@H]計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3.確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑Hd=mz.=2.5x24=60mmd=mz=2.5x80=200mmd=60mmd=200mm2中心距〃_d+d_60+200a=122= 2a=130mm齒寬bb=中-d=1x60=60mm為了便于裝配和調整，根據d1和中汗求出齒寬b后，將小齒輪寬度再加大5?10mm取b=65mm1齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數Y8wc*0.75cCL0.75Y=0.25+——=0.25+p71aY=0.678齒間載荷分布系數KFa由《機械設計》表12.10K=—=-^FY0.67￡K=1.49Fa

齒向載荷分布系數K鄧b/h=65/(2.25x2.5)=10.7由《機械設計》圖12.14K鄧=1.45載荷系數Kk=Kf七=1.5x1.16x1.49x1.45K=3.76齒形系數KFa由《機械設計》圖12.21七1=2.65丫「2=2.23應力修正系數rSa由《機械設計》圖12.22七1=1.57七2=1.77彎曲疲勞極限。Flim由《機械設計》圖12.23cbf]=600MPbf].2=450MP彎曲最小安全系數SFmin由《機械設計》表12.14SFmin=1'25應力循環次數NLN=60rntL] 1h=60x1x980x24000Nl=Nl/i=1.4x109/3.3Nl=1.4x109N=0.424x109L2彎曲壽命系數rN由《機械設計》圖12.24Yn1=0.87Yn2=1.07尺寸系數rX由《機械設計》圖12.25Y=1.0許用彎曲應力[。F]"]=—Flim1二1JF1 SFmin_600x0.87x1= 1.25[b]=—Flim2七2JF2 SFmin_450x1.07x1=1.25[bF1]=417.6MP[bf2]=385.2MP

驗算Q=2^YYYF1 bdmFa1Sal￡_2X3.76X53597—60x60x2.5b=bYFa2Ya2F2 F1YFa1YSa12.23X1.77=125.2x 2.65X1.57bf1=125.2MP<[。f1]bf2=118.4MP<[°F2]傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核齒輪圖形及其幾何參數如下:圖4外嚙合小齒輪表2外嚙合小齒輪的基本尺寸齒輪項目名稱幾何參數齒形角aa=20。齒頂高系數h*ah*=1頂隙系數c*c*=0.25齒根圓半徑系數p*fp*=0.38f分度圓螺旋角Pp=0

齒寬bb=65mm齒頂高hah=h*m=1x2.5=2.5mm齒頂圓直徑dad=(z+2)m=(24+2)x2.5=65mm齒根高hf氣=(h*+c*)m=(1+0.25)x2.5=3.125mm齒高hh=h+hf=2.5+3.125=5.625mm基圓直徑dbdb=dcos9=dcos20°=56.382mm精度等級(GB10095-88)9-8-8HK齒圈徑向跳動公差FrF=0.071mm（查《互換性與技術測量》表11-8得）公法線長度變動公差FwF-0.056mm（查《互換性與技術測量》表11-7得）齒形公差fff-0.014mm（查《互換性與技術測量》表11-11得）基節極限偏差fpbf=±0.018mm（查《互換性與技術測量》表11-13pb得）齒向公差f%=0.025mm（查《互換性與技術測量》表11-14得）公法線長度wW=19.29-0.205，其計算過程如下：-0.283W=m[1.476(2k-1)+0.014xz]=2.5[1.476(2x3)+0.014x24]=19.29查《互換性與技術測量》表11-12得f=±0.02mmptE=-10f=-10x20=-200rm

E=-16f=-16x20=-320日mE=Ecosa-0.72Fsina=-200cos20°-0.72x71sin20°=-205口mE=Ecosa+0.72Fsina=-205pm式中fpt——齒距極限偏差E^——齒厚上偏差E 齒厚下偏差siEg——公法線平均長度上偏差E 公法線平均長度下偏差跨齒數kk=z/9+0.5=24/9+0.5就3圖5外嚙合大齒輪齒輪項目名稱表圖5外嚙合大齒輪齒輪項目名稱表3外嚙合大齒輪基本尺寸幾何參數齒形角aa=20。齒頂高系數h*ah*—1頂隙系數c*c*—0.25齒根圓半徑系數p*fp*—0.38f分度圓螺旋角PP—0齒寬bb=60mm齒頂高hah=h*m=1x2.5—2.5mm齒頂圓直徑dad=(z+2)m=(80+2)x2.5—205mm齒根高hf氣—(h*+c*)m—(1+0.25)x2.5—3.125mm齒高hh—h+hf—2.5+3.125—5.625mm基圓直徑dbdb—dcos9—200cos20°—187.94mm精度等級(GB10095-88)9-8-8HK齒圈徑向跳動公差FrF=0.08mm（查《互換性與技術測量》表11-8得）公法線長度變動公差FwF=0.071mm（查《互換性與技術測量》表11-7得）齒形公差fff=0.018mm（查《互換性與技術測量》表11-11得）基節極限偏差fpbf—±0.020mm（查《互換性與技術測量》表11-13得pb）齒向公差%F&-0.025mm（查《互換性與技術測量》表11-14得）公法線長度WW—59.93-0.227，其計算過程如下：-0.311W—m[1.476(2k-1)+0.014xz]=2.5[1.476(2x9-1)+0.014x80]—59.93查《互換性與技術測量》表11-12得f—±0.022mmpt

E=-10f=-10x22=-220pmE=-16f=-16x22=-352pmE=Ecosa—0.72Fsina=-220cos20°-0.72x80sin20°=-227pmE=Ecosa+0.72Fsina=-352cos20°+0.72x80sin20°=—311pm式中fpt 齒距極限偏差E^——齒厚上偏差E 齒厚下偏差si￡心——公法線平均長度上偏差E^——公法線平均長度下偏差跨齒數kk=z/9+0.5=80/9+0.5=9二 低速級齒輪傳動的幾何計算小齒輪用40C，調質處理，硬度241HB?286HB，平均取為260HB；大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB?286HB,平均取為240HB。計算步驟如下：表4低速級齒輪傳動的校核計算計算項目計算內容計算結果齒面接觸疲勞強度計算1.初步計算轉速n2n980n=t= 2q3.3n2=297r/min

轉矩T2T=T.i?門2 11=53597x3.3x0.97式中門 傳動效率T=171564N-mm齒寬系數wd由《機械設計》表12.13，取w=1.1dw=1.1d接觸疲勞極限。Hlim由《機械設計》圖12.17。bHT1=710MPbh2=580MP初步計算的許用接觸應力W疽[b口牝0.9。=0.9x710[b]幻0.9。=0.9x580[bh1]=639MP[bh2]=522MP氣值由《機械設計》表12.16，取氣=85Ad=85初步計算小齒輪直徑直徑d1d1>Ad=85=65.(T u-1)：-?lw[b]2uJ'dH ,'1715644.8-1)3?(85x52224.8J3取d=68mm1初步齒寬bb=w 1.1x68=74.8mmb=75mm2.校核計算圓周速度V兀dnV—60x1000_3.14x68x297—60x1000v=1.1m/s精度等級由《機械設計》表12.6選8級精度齒數z和模數m初取齒數z1=17z=iz.=4.8x17=82m=d=竺=4z1 17m=4z1=17

取m=4，則，z=17；z=82Z2=82使用系數KA由《機械設計》表12.9匕=1.5動載系數Kv由《機械設計》圖12.9K=1.15齒間載荷分配系數kha由《機械設計》表12.10，先求F=奚=2*171564二5046Ntd 681KF=15X5046=100.92m/sb 75>100m/s1 1 八e=[1.88-3.2(———)]cosPa Z]z2」1 1\=[1.88-3.2---]cos0k1/82/=1.03Ze=J3"J3 =°.995由《機械設計》表12.10￡a=1.03Ze=0.995K=1.2ha齒向載荷分布系數KH由《機械設計》表12.11,b、 ?八，K =A+B(一)+C?10-3bHP d1=1.17+0.16x1.12+0.61x10-3x75K=1.36HP載荷系數KK=KaK任HaKhp=1.5X1.15x1.2X1.36K=2.82彈性系數ZE由《機械設計》表12.12=189.8^MF節點區域系數ZH由《機械設計》圖12.16Zh=2.5接觸最小安全系數SHmin由《機械設計》表12.14Smin=1.05

總工作時間rh七=10X300X8[=24000h應力循環次數NLN=60rntL] 1h=60x1x297x24000*=林/i=1.4X109/3.3Nl1=4.3x108Nl2=0.9x107接觸壽命系數ZN由《機械設計》圖12.18Zn=1.1Z^2=1.31許用接觸應力［。］Hg]=氣響Zn1=712X11h1 S 1.05Hming]=°h施Zn2=58°XL31H2 S 1.05Hmingh]=743.8MP[。]=723.6MPH2驗算。=ZZZj2^.UHeh8Vbd2 u早 1=189.9x2.5x0.99』2X用x171564.公V75X682 4.8bh=699MP<g]H2計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3.確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑dd=mz=4x17=68mmd=mz=4x82=328mmd=68mmd=328mm中心距a_d-d_328-68a=221= 2a=130mm齒寬bb=vd=1.1x68=75mm為了便于裝配和調整，根據d1和中汗求出齒寬b后，將小齒輪寬度再加大5?10mm取b=80mm齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數Y8wc*0.75cCL0.75Y=0.25+——=0.25+103aY=0.988

齒間載荷分布系數KFa由《機械設計》表12.10K=1.2Fa齒向載荷分布系數KFPb/h=75/(2.25x4)=8.3由《機械設計》圖12.14K鄧=1.28載荷系數Kk=Kf七=1.5x1.15x1.2x1.28K=2.65齒形系數KFa由《機械設計》圖12.21Y^1=2.95Y^2=2.26應力修正系數KSa由《機械設計》圖12.221=1.522=1.78彎曲疲勞極限。Flim由《機械設計》圖12.23cbf]=600MPbf].2=450MP彎曲最小安全系數SFmin由《機械設計》表12.14SFmin=1-25應力循環次數NLN=60rntL] 1h=60x1x980x24000Nl=Nl/i=1.4x109/3.3*=1.4x109N=0.424x109L2彎曲壽命系數rN由《機械設計》圖12.24Yn1=0.95Y2=0.99尺寸系數YX由《機械設計》圖12.25Y^=1.0許用彎曲應力[。F][b]=—Flim1七1JF1 SFmin600x0.95x1=1.25[b ]=—Flim2丫N2'F2 SFmin[bf1]=456MP

_450x0.99x1=1.25[qf2]=356.4MP驗算q =2^YYYF1 bdmFa1Sa1￡2x2.65x171564……八cc= x2.95x1.52x0.9875x68x4Q=QOa2二2F2 F1YFa1YSa1[第2.23x1.77=196x 2.65x1.57qf1=196MP<[qf1]qf2=104MP<[qf2]傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核齒輪圖形及其幾何參數如下：鍛造小齒輪結構適用于內嚙合小齒輪，適用于d<200mm的齒輪。當X<2.5mt時，齒輪與軸做成一體；當X>2.5mt時，齒輪與軸分開制造。若內嚙合小齒輪與軸分開制造，則齒輪軸直徑選為40mm，鍵槽尺寸t1=3.8mm，齒輪分度圓直徑為d1=mz=4x17=58mm，齒根圓直徑為一一一―一一一一一一 d(d\d=(z一2h*-2c*)m=(17一2x1-2x0.25)x2.5=58mm。如圖(6)所示X=—^-^+11，式中"軸的直徑，故X=y式中"軸的直徑，故X=y-=5.2mm<2.5m=10，所以齒輪與軸做成一體。58I*叫圖6185圖7齒輪軸表5185圖7齒輪軸齒輪項目名稱幾何參數齒形角aa=20。齒頂高系數h?ah*=1頂隙系數c?c*=0.25齒根圓半徑系數p*fp*=0.38f分度圓螺旋角Pp=0齒寬bb=80mm齒頂高hah=h*m=1x4=4mm齒頂圓直徑dad=(z+2)m=(17+2)x4=76mm齒根高hfh=(h*+c*)m=(1+0.25)x4=5mmf a齒高hh=h+h=4+5=9mm基圓直徑dbd=dcos0=68cos20°=63.899mm精度等級(G810095-88)9-8-8HK齒圈徑向跳動公差FrF=0.08mm（查《互換性與技術測量》表11-8得）

公法線長度變動公差FwF=0.056mm（查《互換性與技術測量》表11-7得）齒形公差ffff=0.020mm（查《互換性與技術測量》表11-11得）基節極限偏差fpbfb=±0.022mm（查《互換性與技術測量》表11-13得）齒向公差FgFg=0.025mm（查《互換性與技術測量》表11-14得）公法線長度WW=59.93-0.227，其計算過程如下：-0.311W=m[1.476(2fc-1)+0.014xz]=4[1.476(2x1.4-1)+0.014x17]=11.58mm查《互換性與技術測量》表11-12得f=±0.025mmptE=-10f=-10x25=-250^mE=-16f=-16x25=-400^mE=Ecosa—0.72Fsina=-250cos20°-0.72x80sin20°=-255pmE=Ecosa+0.72Fsina=-352cos20°+0.72x80sin20°=-378pm式中f^——齒距極限偏差

E—ss一齒厚上偏差E—si一齒厚下偏差E一ws一公法線平均長度上偏差E一wi-一公法線平均長度下偏差跨齒數kk=z/9+0.5=17/9+0.5=2表6內齒輪幾何參數齒輪項目名稱幾何參數齒形角aa=20。齒頂高系數加ah*=1頂隙系數c*c*=0.25齒根圓半徑系數p*fp*=0.38f分度圓螺旋角PP=0齒寬bb=75mm齒頂高hah=h*m=1x4=4mm齒頂圓直徑dad=(z+2)m=(82+2)x4=336mm齒根高hfh=(h*+c*)m=(1+0.25)x4=5mm齒高hh=h+h=4+5=9mm基圓直徑dbdb=dcos9=68cos20°=308.219mm精度等級(GB10095-88)9-8-8HK齒圈徑向跳動公差FrF=0.100mm（查《互換性與技術測量》表11-8得）公法線長度變動公差FwF=0.071mm（查《互換性與技術測量》表11-7得）齒形公差ffff=0.022mm（查《互換性與技術測量》表11-11得）基節極限偏差fpbf=±0.025mm（查《互換性與技術測量》表11-13得pb

)齒向公差FgFg=0.025mm（查《互換性與技術測量》表11-14得）公法線長度WW=116.77+0.396，其計算過程如下：+0.289W=m[1.476(2k-1)+0.014xz]=4[1.476(2x1.4-1)+0.014x17]=11.58mm查《互換性與技術測量》表11-12得f=±0.028mmE=-10f=-10x28=-280pmE=-16f=-16x28=-448pmE=-Ecosa—0.72Fsina=448cos20°-0.72x100sin20°=+396pmE=-Ecosa+0.72Fsina=280cos20°+0.72x100sin20°=+288pm式中f 齒距極限偏差E^——齒厚上偏差E 齒厚下偏差siEws——公法線平均長度上偏差E 公法線平均長度下偏差跨齒數kk=z/9+0.5=82/9+0.5=1003770434圖8內齒輪齒輪軸的設計計算'.85圖9齒輪軸軸的材料為40C，軸速為七=297r/min。設計過程如下:表7齒輪軸的計算計算項目計算內容計算結果計算齒輪受力估算軸徑由《機械設計》表16.2得C=102，故d>102』-=102』矣=26.7mm3n 3297d>26.7mm外嚙合大齒輪圓周力廠 2T 2x171564F=——2= t2 d 200F2=1715.64N徑向力F2=F2tana=1715.64tan20°F=624.5Nr2法向力廠 F 1715.64F= t2—= n2cosa cos20°F2=1826N內嚙合小齒輪圓周力廠 2T2x17156413 d 68F3=5046N徑向力F3=F3tana=5046tan20°F=1837Nr3法向力F=F3=5046n3cosa cos20°F3=5370N

畫齒輪軸受力圖計算支撐反力水平面反力廣Fx49-Fx142.5七'="98.52_1837x49-624.5x142.5一 98.5Fr2=F1'+F2-F3=10.4+624.5-1837Fr1=10.4NFr2=-1202N垂直面反力F—氣x142.5-F,x49R='2 98.5_1715.64x142.5-5046x49= 98.5F-=F-F-F"=1715.64-5046+28.2R2 12 13 R1Fr1"=-28.2NFr2"=-3302.2N水平面受力圖Fr3hr2Fil'Fr2'垂直面受力圖Ft2F：.：2TFt31畫軸彎矩圖

水平面彎矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖+M+M2Xz合成彎矩圖畫軸轉矩圖軸受轉矩T=T2T=171564N-mm轉矩圖許用應力值用插入法由《機械設計》表16.3查得：卜0b〕=102.5MP；卜J=60MP應力校正系數[a] 60a=_1^-= [叩102.5a=0.59許用應力畫當量彎矩圖當量轉矩當量彎矩aT=aT=0.59X171564，見轉矩圖aT=101223N-mm在軸齒輪中間截面處M'=^M2+(aT)2=J1721942+1012232M=199742N-mm當量彎矩圖校核軸徑齒根圓直徑d=d—2G*+c*)m=68—2(1+0.25)x4d.=58mm軸徑1M_-J199742—寸0.1[a]30.1X60■ -1bd=32.2mm<58mm

齒輪軸上軸承的設計計算根據軸徑，分別選用內徑45mm和40mm的深溝球軸承。其尺寸和主要參數如下:表8軸承參數軸承代號基本尺寸/mm基本額定載荷/KN極限轉速dDbCrC0r脂/r/min620945851931.520.57000620840801829.518.08000圖圖10軸承示意圖表9軸承計算壽命計算X、Y值F ，一—=0<e由《機械設計》表18.7得Frx1=X2=1匕=Y=0沖擊載荷系數fd考慮中等沖擊，由《機械設計》表18.8得fd=1.5當量動載荷P=f(XF+YF)d 1r1 1。1=1.5X1X10.4P=f(XF+YF)d 2r2 2a2=1.5X1X1202P=15.6N1P=1803N軸承壽命因P>p，只計算軸承2的壽命

, 16670('Cf、P2J(29500)3L10h=245843h>24000hL一10h n2_16670297[1803)靜載荷計算X0、Y0由《機械設計》表18.12X0=0.6Y=0.5當量靜載荷P廣x0%']p°廣Fr1P0r2=X0「夫2'P0r2=F2 ’P0r2=FR2=1，取大者則P=F'=10.4N0r1 R1>取大者則202N七=10.4NP02=1202N安全系數S0正常使用球軸承，由《機械設計》表18.14S0=1.3計算額定靜載荷C02=S0P02=1.3x1202(匕疽Pr1，只計算軸承2)C'=1562.6N0r軸承C0>C02許用轉速驗算載荷系數￡=-^5^=0.0005C31500r1由《機械設計》圖18.19P1803—= =0.06C29500r2由《機械設計》圖18.19fi2=i載荷分布系數f f=0，由《機械設計》圖18.20Fr；f f=0，由《機械設計》圖18.20F'R2f2i=1.5f22=1.5許用轉速%=ffN0=1x1.5x7000N；=10500r/min

N2=八f22N0=1x1.5x8000N2=12000,/min均大于工作轉速297r/min結論：所選軸承滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求，且各項指標潛力都很大。法蘭軸的設計計算圖11右法蘭軸

為了便于計算分析，可以把整個滾筒的法蘭周電機軸簡化為如圖（12）圖12表10法蘭軸的計算計算項目計算內容計算結果計算滾筒受力滾筒所受皮帶的拉力計算杏己卬〃N5.5KW牽引力F=一= =3437.5Nv 1.6m/s式中N 電機功率；v放帶運行速度摩擦條件F=七°呻一'n式中七一一輸送帶在分離點張力R——驅動滾筒與輸送帶間的摩擦系數a——驅動滾筒的圍包角n 摩擦力備用系數其數值為均為已知心 Fn3437.5x1.2則S= = Lepa—1 e0.3兀一1S=Sl+F=2635.8+3437.5式中七一一輸送帶在相遇點張力滾筒所受拉力T=2S=2x6073.3Sl=2635.8NS=6073.3NT=12146N為了便于計算，2七中包括滾筒的重力等其它力軸受力的平移簡化圖計算支撐反力水平面反力T - _ …T…_-x856.5-FR1x277.5軸受力的平移簡化圖計算支撐反力水平面反力T - _ …T…_-x856.5-FR1x277.5-F2x165+-x143.5Fyi~ 10006073.3x856.5-10.2x277.5-1202x165+6073.3x143.5— 1000T T-x143.5-Fr；x722.5-F2x835+-x856.5.5Fy2— 10006073.3x143.5-10.2x722.5-1202x835+6073.3x856.51000垂直面反力FF”x277.5+F”x165Z1_f1000R228.2x277.5+3302.2x1651000F_F「x722.5+Fr；x835z2_f1000R228.2x722.5+3302.2x8351000水平面受力圖F.=5872.2NF2=5062.2Nf；_552.7NF2_2777.7NFh1iFa垂直面受力圖垂直面受力圖畫彎矩圖水平面彎矩圖垂直面彎矩圖842632-\6日694878 7況425.7TTH704++M2Xz合成彎矩圖846356,4801446.6828599畫軸轉矩圖軸受轉矩T=T1T=53597N-mm

轉矩圖轉矩圖53597N*o當量彎矩 :,當量彎矩 :,圖 時6946*邛,皿 戲⑵2r1r11inr1r1316224皿口IIIIIIIIIII許用應力許用應力值用插入法由《機械設計》表16.3查得：[q0b〕=102.5MP；[qib]=60MP應力校正系數[b] 60a=—i^-= La0bJ102.5a=0.59畫當量彎矩圖當量轉矩aT=0.59x53597，見轉矩圖aT=31622N-mm當量彎矩在軸兩端軸承中間截面處M'=』M2+(aT)2=J8463562+316222M=846946N-mm校核軸徑軸徑校核軸徑軸徑d=52mm<70mm，M，__：846946

_3 __]-30.1x601 -1b法蘭軸上的軸承設計軸承結構尺寸見圖(10)表11軸承參數軸承代號基本尺寸/mm基本額定載荷/KN極限轉速

dDbCrC0r脂/r/min6315751603711276.84000表12軸承計算壽命計算x、Y值F ，一—=0<e由《機械設計》表18.7得Frx1=X2=1匕=Y=0沖擊載荷系數fd考慮中等沖擊，由《機械設計》表18.8得fd=1.5當量動載荷P=f(XF+YF)1 d 1r1 1。1=1.5x1x5872.2由于兩個軸承對稱布置，為了便于分析近似認為P注pP=8808.3N1P尸8808.3N軸承壽命L廣皓2_16670=980'八C-P2^'112000)3"8808.3)、^=34969h>24000h靜載荷計算X0、Y0由《機械設計》表18.12X0=0.6Y=0.5當量靜載荷P°r1=X0Fr1P0r1=FR 1Pr1=FR1'=5>取大者則872.2NP0o=5872.2N安全系數S0正常使用球軸承，由《機械設計》表18.14S0=1.3計算額定靜載荷C02=S0P02=1.3x5872.2C=7634N0r軸承C0>C02許用轉速驗算

載荷系數P8808.3八八”，= =0.079C112000r1由《機械設計》圖18.19f=0.99i載荷分布系數F f=0，由《機械設計》圖18.20Fr；f2i=1.5許用轉速%=ffN0=0.99x1.5x4000N=5940r/min大于工作轉速980r/min結論：所選軸承滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求，且各項指標潛力都很大。彈性擋圈的選用擋圈幾何參數如下：圖14孔用彈性擋圈A型表13孔用擋圈參數孔徑/mmD/mmS/mmb/mmd1/mm8590.52.56.838085.52.56.53

圖15軸用彈性擋圈A型表14軸用擋圈參數軸徑/mmd/mmS/mmb/mmd1/mm7065.52.56.323吊環的選用及幾何參數d4圖16吊環螺釘A型表15吊環參數d/mmD1/mmd2/mmd4/mml/mmb/mm204041.4723519鍵的選用及幾何參數圖17鍵圖17鍵（一） 外嚙合大齒輪所選用的鍵bLp-I=1x8(40-12)x40x120=268800>bLp-I（二） 外嚙合小齒輪所選用的鍵=1x7(30-8)x28x120=129360>53597N?mm41h(l-1h(l-b)d「b一4 lp」=1x12(60-20)x70x120=108000>53597Nmm4表16鍵的參數d/mmb/mmh/mmt/mmt1/mmL/mm>38?441285.03.3>22?110選用L=40>22?30874.03.3>18?90選用L=30>65?7520127.54.9>56?220選用L=60十螺母的計算當用受拉螺栓聯接時，需要的螺栓預緊力：F= __.目（尸+rH 卜r）S1 2 6式中kf——考慮摩擦傳力的可靠系數，七二1.1?1.5七一一接合面摩擦系數，當接合面干燥時，七=0.10?0.16；當接合面有油時，

=0.06?0