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目 錄
1、 前言 ………………………………………………… 2
2、 摘要 ………………………………………………… 3
3、 總體設(shè)計方案 ……………………………………… 4
4、 電動機的選擇 ……………………………………… 6
5、 三角膠帶傳動設(shè)計 ………………………………… 7
6、 減速器設(shè)計 ………………………………………… 10
7、 聯(lián)軸器的選擇 ……………………………………… 32
8、 錐齒輪傳動設(shè)計 …………………………………… 33
9、 小錐齒輪的設(shè)計及軸承座的設(shè)計 ………………… 35
10、 滾筒、滾筒軸及其配件的設(shè)計 …………………… 36
11、 滾筒架的設(shè)計及軸承座的設(shè)計 …………………… 39
12、 參考文獻 …………………………………………… 41
13、 結(jié)束語 ……………………………………………… 42
前 言
本課題設(shè)計的是某工廠的驅(qū)動式滾筒運輸機。該運輸機要求結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，壽命長，并且能適用于多種場合。
這個設(shè)計基本能滿足上述要求，并從經(jīng)濟性，實用性出發(fā)，盡量與一般工廠的實際情況相吻合。故能夠達(dá)到預(yù)期效果。
當(dāng)然，由于本人的經(jīng)驗和條件有所限制，缺點和不足之處在所難免。敬請各位老師和同仁提出寶貴的意見和建議。謝謝！
摘 要
摘要內(nèi)容：
本次設(shè)計的主要內(nèi)容有：傳動方案的總體設(shè)計、電動機的選擇、三角膠帶傳動設(shè)計、減速器的設(shè)計、聯(lián)軸器的設(shè)計、錐齒輪傳動設(shè)計及滾筒運輸架等的設(shè)計。本次設(shè)計我采用了三角膠帶傳動，圓柱齒輪減速器及錐齒輪傳動。
關(guān)鍵詞：
電動機. 齒輪. 減速器. 軸承. 滾筒.
Summary
Summary 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.
一、 總體傳動方案設(shè)計
驅(qū)動式滾筒運輸機的原動機選用電動機。因為滾筒的轉(zhuǎn)速為：n5=V/πD （D為滾筒直徑），初步選取滾筒直徑為D=121mm，滾筒長度L=400mm，滾筒間的間距為l=1m，因為驅(qū)動式滾筒運輸機共10 m長，故滾筒共10根，初定木材的最小長度為3m 。
故 n5=0.8/3.14×0.12 = 2.123r/s =127.4 r/min 。
為了使電動機轉(zhuǎn)速減為n5 ,故驅(qū)動裝置與電動機之間必有減速器，為使各滾筒同時轉(zhuǎn)動，各滾筒由錐齒輪帶動。電動機與減速器之間由帶輪聯(lián)接，減速器與錐齒輪由聯(lián)軸器聯(lián)接。
1、 初步畫出機械傳動圖， （圖1）
2、 初定各級傳動比為：
取帶輪傳動比為i1=1.88，減速器傳動比為i2=4，錐齒輪傳動比為i3=1.5。因為減速器傳動比i2≤4，選為單級圓柱齒輪減速器（查資料[3]表1-12），因帶輪傳動比為 i1=1.88≤2，選用三角膠帶傳動。
3、初步計算機械的總功率
由文獻[1]式（16-1） 得滾筒運輸機械的總功率為：
P′=0.735/75η{[q1×(2f+μ1d)+q0×(μ1d)]L+μG}(kw)
式中數(shù)據(jù)：
q1：物品分布在1m長度上所受的載荷；
q0′：滾筒及其軸的重量； f：物品在滾筒表面的滾動摩擦系數(shù)；
μ1：滾筒軸襯中的滑動系數(shù)； d：滾筒的軸徑
D：滾筒直徑； μ：滾筒表面與物品的滑動磨擦系數(shù) η：機械傳動的總功率。
（1）、首選滾動軸襯效率η1=0.98（共34個）。
聯(lián)軸器效率η2=0.99 三角V帶效率η3=0.9
直齒圓齒輪減速器η4=0.98 錐齒輪 η5=0.95（10個） ∴η=η1×η2×η3×η4×η5
= 0.98×0.99×0.96×0.98×0.95=0.28
（2）、查文獻[4]表1-8得：
f = 0.6； μ1 = 0.002； μ= 0.4。
（3）、滾筒選用熱軋無縫鋼管，其理論重量為：（取壁厚7.5mm）G0=20.99Kg/m ，∴滾筒重量為G1=20.99×0.4=8.4Kg
∴ q0′≈ G1 = 8.4 Kg
（4）、因滾柱間距為1m，木材最短為3m，木材最大重量為100 Kg，所以每個滾筒的最大所受的載荷為q1=100/2=50 Kg
（5）、計算P′=（0.75×0.8）/（75×0.28）×{[50×（2×0.6+0.002×0.036）+8.4×10×（0.002×0.036/0.121）]×0.4+0.4=6.72 kw
二 、 電動機的選擇
由于運輸機的功率P′=6.72 kw，可知電動機的功率為P>P′。又根據(jù)其工作條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，額定電壓為380V，Y型。
根據(jù)機械的各級傳動比，可得電動機轉(zhuǎn)速為：
n1′=n5(i1 ×i2 ×i3) n1′=127.4×(1.88×4×1.5)=1437 r/min
查文獻[3]邊12-1 （JB3074-82）可得：
選用Y132M-4，其額定功率為P=7.5 kw，額定轉(zhuǎn)速為n1=1440 r/min
最大轉(zhuǎn)矩為2.2
電動機外形安裝尺寸如下表，
型號
尺 寸 （mm）
H
A
B
C
D
E
G
K
b
b1
b2
h
AA
BB
HA
L1
Y132M
132
216
178
89
38
80
33
12
280
210
135
315
60
238
18
515
三 、三角帶傳動設(shè)計
（一） 三角帶的選擇，設(shè)計計算
已知：選擇的電動機型號Y130M-4，額定功率P=7.5 kw，轉(zhuǎn)速n1=1440 r/min，選擇三角帶的傳動比為i1=1.88，一天運轉(zhuǎn)的時間為10~15小時，工作有輕微振動。
三角帶傳動計算（表中數(shù)據(jù)由文獻[6]中查?。?
計算項目
公式及數(shù)據(jù)
計算結(jié)果
單位
方案1
方案2
計算功率pca
由表8-4選取KA
1.3
Pca=KAP
9.75
kw
選取膠帶型號
根據(jù)Pca和n1由圖8-1選取
B
C
主動輪節(jié)圓直徑D1
由表8-6和表8-12選取
140
200
mm
從動輪節(jié)圓直徑D2
D2=iD1按表8-12圓整
250
355
mm
帶速V
V=πD1n1/（60×1000）≤25
10.55
16
m/s
實際傳動比
i=D2/（1-ε）·D1（ε=0.02）
1.82
1.81
初定中心距a0
a0≈（1~0.95）D2
250~237.5取240
355~337.25取340
mm
初定膠帶節(jié)線長度LOP
LOP≈2a0+П/2（D1+D2）+（D2—D1）2/4a0按表8-2選取標(biāo)準(zhǔn)值Lp內(nèi)周長Lj
1104.9
1160
1120
1569
1659
1600
mm
計算中心距a
a=a0+LP—LOP/2
268
385
mm
主帶輪包角α1
α1=180o-（D2-D1）/a ×60o≥120o
155.4o
155.8o
單根膠帶傳動功率P0
由表8-5選取P0
2.03
4.38
Kw
單根膠帶傳遞功率增量△P0
由表8-7查Kb
由表8-8查Ki
△P0=Kbn0（1-1/Ki）
1.99×10-3
1.12
0.307
5.63×10-3
1.12
0.869
KW
膠帶根數(shù)Z
由表8-9查得Kα
由表8-10查得K1
Z=Pca/（KαKl（Po+ΔPo））
0.93
0.86
5.22取6根
0.93
0.84
2.38取3根
根
單根膠帶的初拉力Fo
由表8-39查得Fo
18
31
公斤
計算項目
公式及數(shù)據(jù)
計算結(jié)果
單位
有效圓周力
Ft=102 Pca/v
94.3
66.3
公斤
作用在軸上的力F
F=2FoZ Sin（α1/2）
210.9
181.6
公斤
帶輪寬B
由表8-11查得e
20
26
mm
由表8-11查得f
12.5
17
mm
故B=（Z-1）e+2f
125
86
mm
（二）、帶輪的設(shè)計
1、 帶輪的幾何尺寸的計算：
（1） 小帶輪的幾何尺寸計算：
a)、由YM132-4型電動機可得：電動機軸伸直徑D=38mm，長度L=80mm，
b)、由文獻[6]表8-11查得：
bp=19mm , Hmin=20mm , ha=6mm , e=26mm , f=17mm
Φ0=36°, δ=10 mm
c)、因帶輪的中徑為D1=200mm，故選用實心結(jié)構(gòu)，
凸緣直徑d1=76mm（在1.8~2D之間） L=70mm（在1.5~2D之間）
（2） 大帶輪的結(jié)構(gòu)的幾何尺寸計算
a)、大帶輪的孔徑D=36mm,（計算詳見齒輪軸的設(shè)計）
b)、因大帶輪D2=355mm，選用橢圓輪輻式。
c)、其結(jié)構(gòu)尺寸為：（由文獻[6]P233頁）
孔徑D=36mm 輪緣d1=（1.8~2）D=70mm，
輪轂長度L=（1.5~2）D=70mm
d2=de－2(1+δ)=(D2+2ha)－2(H+δ)=(355+2×6)－2(20+10)=307mm
h1=290 mm
h2=0.8h1=25.6mm a1=0.4h1=12.8mm
a2=0.8a1=12.8×0.8=10mm f1=0.2h1=6.4mm
f2=0.2h2=5.12mm
(由文獻[6]表8-12查得輻板厚度S=24mm)
2 、 繪制帶輪零件工作圖
a)、小帶輪的工作圖見圖紙 （零件圖2）
b)、大帶輪的工作圖見圖3 （零件圖4）
（結(jié)構(gòu)由文獻[6]P233參考）
四、減速器的設(shè)計
由文獻[3]表1-12查得，減速器的傳動比為i2=4，選用單級圓柱齒輪減速器。
（一）、齒輪傳動設(shè)計
[已知]減速器輸入軸的功率為P2=Pη3=7.5×0.96=7.2 kw；小齒輪轉(zhuǎn)速為n2=n1/ i1=1440/1.88=765 r/min。每天工作15小時，使用年限15年，（每年以300工作日算），有較長的沖擊。轉(zhuǎn)向不變。
設(shè)計過程：（以下過程均參照文獻[2]P221-224，所用的表，圖也由文獻[2]中查得）。
1、 選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。
（1） 按照圖1的傳動方案圖，上述查文獻所得選直齒圓柱齒輪傳動；
（2） 考慮到此減速器的功率太大，大小齒輪的材料均選用45號鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，表面硬度為40~50HRC；
（3） 選取精度等級，因采用表面淬火，齒輪變形不大，不需磨削，故初選7精度（GB10095-88）；
（4） 選小齒輪數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)為Z2= iz1=4×20=80
2、 按齒面接觸強度設(shè)計
由公式（10-9a）進行試算，即：
1)確定公式內(nèi)的各計算值，
a)、試選載荷系數(shù)Kt=1.3。
b)、計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩T1
T1=95.5×10P2/n2=95.5×10×7.2/765=0.9×105 N?mm
c)、由表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=0.9
d)、由表10-7查得材料的彈性系數(shù)
ZE=189.8 Mpa
e)、由圖10-21按齒面硬度中間值45HRC查得大小齒輪的接觸強度極限 бHlim1=бHlim2=1100 Mpa
f）、由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1=60 n1jLn=60×765×(15×300×15)=3.1×109
g)、由圖10-19查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
KHN1=0.88 KHN2=0.90
h)、計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效率為1% 安全系數(shù)S=1，由公式10-12得：
[б]H1=KHN1?бHlim1/s=968 Mpa
[б]H2=KHN2?бHlim2/s=990 Mpa
2）、計算
a) 試算小齒輪的分度圓直徑d1t
代入[б]H中較小值得：d1t=42.73（mm）
b) 計算圓周速度V
V=Пd1tn/60×1000=31.4×42.37×76.5/60×1000=1.71(m/s)
c) 計算齒寬b
b=Φd ?d1t=0.9×42.73=38.457(mm)
d）、計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)：mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm)
齒高：h=2.25mt=2.25×2.1365=4.81(mm)
b/t=38.457/4.81=8
e）、計算載荷系數(shù)
① 根據(jù)V=1.71m/s 7級精度，由圖10-8查得載荷系數(shù)Kv=1.07
② 直齒輪假設(shè)KAFt/b≥100N/mm，由表10-3查得 KHα=KFα=1.1
③ 由表10-2查得使用系數(shù) KA=1.5
④ 由表10-4查得 KHβ=1.223
⑤ 由圖10-13查得 KFβ=1.18
故載荷系數(shù) K=KAKvKαKHβ=1.5×1.07×1.1×1.223=2.16
f)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有式10-10a得：
d1≥d1t √K/Kt=42.73 3√2.16/1.3=50.6mm
g)、計算模數(shù)m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm
3、 按齒根彎曲強度計算：
由式10-15得彎曲強度的設(shè)計公式為：
m=3√2KT1YSαYFα/（ΦdZ12[σ]F）
1）、確定公式的各數(shù)據(jù)值
a)、由圖10-20d查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限
бFE1=бFE2=600Mpa
b)、由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
KFN1=0.88 KFN2=0.90
C)、計算彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 由式10-12得：
[б] F1 = KFN1×бfe1/s=0.88×600/1.4=377.14mpa.
[б] F2= KFN2×бfe2/s=0.9×600/1.4=385.71mpa.
d)、計算載荷系數(shù)k.
k=ka×kv×kаkfb=1.5×1.07×1.1×1.18=2.083
e)、查取齒形系數(shù)與應(yīng)力校正系數(shù).
由表10-5查得：
齒形系數(shù)：Yfa1=2.8
Yfa2=2.22
應(yīng)力校正系數(shù)：Ysa1=1.55
Ysa2=1.77
f)計算大小齒輪的Yfa×Ysa/[б]f并加以比較
Yfa1×Ysa1/ [б]f1=2.8×1.55/377.14=0.01151
Yfa2×Ysa2/ [б]f2=2.22×1.77/385.71=0.01019
小齒輪數(shù)值較大。
2).設(shè)計計算
m≥3√[2×2.083×0.9×105×0.01151/（0.9×202）]=2.29mm.
對比計算結(jié)果，由齒面按接觸疲勞強度計算的模數(shù)略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.29mm。并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=50.6mm。驗算：
Ft′=2T1/d1=2×0.9×105/50.6=3557.3N
Ka×Ft′/b=1.5×35773/0.9×50.6=117.2>100N/mm
設(shè)分度圓直徑最大可取dmax，則
Ft″=2T/dmax Ka×Ft″/b=100
∴ 2Ka×t1/b×dmax=100
即：2×0.9×105×1.5/0.9×dmax×dmax=100
∴dmax=55mm.
根據(jù)實裝尺寸的原因，取d1=55mm.
∴Z1=d1/m=55/2.5=22
Z2=u×Z1=4×22=88
4．幾何尺寸的計算
1） 計算分度圓直徑
d1=Z1×m=22×2.5=55mm
d2=Z2×m=88×2.5=220mm
2） 計算中心距a。
a=(d1+d2)/2=(55+220)/2=137.5(mm)
3） 計算齒輪寬度b
4） b=фd×b1=0.9×55=49.5mm
取（圓整） B2=49mm B1=55mm
5.驗算
Ft=2T1/d1=2×0.9×10*8/55=3272N
Ka×Ft/b=3273×1.5/49=100.16≥100N/mm。合適
6.結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）、大齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計
因其中徑d2=220mm>200mm而小于500mm。
故選用輻板式。
由文獻[6]P434查得（表8-149）其結(jié)構(gòu)尺寸：
因大齒輪孔徑D=65mm.（詳見后文齒輪軸設(shè)計）。
∴ D1=1.6?D=104mm
轂長L=(1.2～1.5)D=80mm>B2
δ=(2.5～4)?m 取δ=10mm
輻板厚C=0.3B=15mm
D。=0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取為D。=150(mm)
孔徑d。=0.25(D2-D1)=22.2 取d。=22mm
(2).小齒輪的設(shè)計
因其中徑d1=55mm, 故選用齒輪軸式。
其結(jié)構(gòu)尺寸為：
中徑d1=55mm 頂徑da1=60mm 寬度B1=55mm
7. 經(jīng)校核強度足夠
8. 繪制齒輪的工作圖
小齒輪的工作圖見圖紙 （零件圖15）
大齒輪的工作圖見圖紙 （零件圖16）
（二）減速器軸的設(shè)計
1、 齒輪軸的設(shè)計
已知：軸上輸入的功率為P2=7.2Kw,n2=765r/min.因其與大帶輪相聯(lián)，且?guī)л喿饔迷谳S上的里F=1773.8N.齒輪的切應(yīng)力Ft=3273N.
設(shè)計過程：
（1）、計算軸上的扭矩T
T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×7.2/765=0.9×105Nmm
(2) 求作用在齒輪軸上的力
∵Ft=3273N.取齒輪壓力角為α=20˙
∴Fr=Fttgα=3273tg20°=1191.3N Ft Fr
因為是直齒圓柱齒輪β=0
∴Fa=0 Fr
圓周力Ft.徑向力Fr的方向如右圖4。
（3）初步確定軸的最小直徑 圖4
由參考文獻 [2]式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻[2]表15-3，取A。=126。于是有：
dmin=A。3√P2/n2=1263√7.5/765=27(mm)
考慮到齒輪軸的裝配需要，取該齒輪軸的最小尺寸為36mm。顯然輸入軸的最小直徑是安裝的大帶輪的。
（4）、小齒輪的中徑d1=55mm < 2dmin.故該齒輪做成齒輪軸。
（5）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑及長度，畫出其結(jié)構(gòu)草圖如下
（a）為了滿足大帶輪的軸向定值，F(xiàn)8軸段左端需有一臺階，故取7-8段的直徑為d6-7=43mm，右端用軸端檔板定位。按軸端直徑取檔圈直徑D=45mm。大帶輪與軸配合的轂孔長度為70mm，為了保證檔圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故7-8段的長度應(yīng)比轂孔長度略短一些。取l7-8=68mm。
（b）初步選擇滾動軸承。
因軸承只受徑向力，故選用圓柱滾子軸承。參照工作要求并據(jù)d6-7=43mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取42209圓柱滾子軸承， 其尺寸為d×D×B=45×85×19,故d1-2=d4-5=52mm.
（c）因為小齒輪中徑d1=55mm，底徑df=48.75mm。為了保證齒輪的加工。在2-3段與4-5段靠近齒形部分下挖一部分，而在另一端留足滾動軸承的軸肩。故在2-3段與4-5段中下挖部分的直徑，取為d′=48mm。軸肩部分取為d″=52mm，下挖部分長度取l′=30mm，臺階部分取l″=12mm。
（d）為了滿足裝配要求取L6-7=30mm。
至此，已初步確定軸上各段直徑和長度。
（6）、軸上的周向定位
帶輪的周向定位采用平鍵聯(lián)結(jié)。按d7-8由文獻[3]查得平鍵截面b×h=10×8（GB1096-79），鍵槽用鍵槽銑刀加工。長為56mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長由文獻[3]表4-1GB1096-79查得）。其與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證，此處選軸的尺寸公差為m6。
（7）、確定軸上圓角和倒角尺寸。
由文獻[2]表15-2查得，取軸上所有倒角（軸端）為1.5×45°；各軸肩處圓角半徑為R1.5.
（8）、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度。
（a）、求軸上載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)簡圖（圖5），作出軸的計算簡圖（圖6）。在確定軸承的支點位置后、，此軸即可作為簡支梁，其支承跨距為l2=l3=79mm。帶輪重心點到支承點距離l1=73.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭距圖和計算彎矩圖（6）。
從軸的結(jié)構(gòu)上看，截面c處的計算轉(zhuǎn)矩大，是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面c處的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3（參看圖6）
載 荷
水平面
垂直面
支反力R
Rh1=811.35N,Rh2=4235.45N
Rv1=Rv2=595.65N
彎矩M
MH1=64096.65Nmm，MH2=334600.5Nmm
MV1=MV2=47056.35Nmm
總彎矩
M1=√64096.652+47056.352=79515.3Nmm
M2=√334600.52+47056.352=337893.2Nmm
扭距T
T=0.9×105
計算彎矩Mca
Mca1=M1=79515.3Nmm
Mca2=√337893.22+（0.6×0.9×105）2=342181Nmm
表3
（表中α=0.6由文獻[2]P375頁獲得）。
（b）、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度。
進行校核時，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面c）的強度，則由文獻[2]式15-5及上表中的數(shù)據(jù)可得
δca=Mca2/W=342181/0.1×55×55×55=20.56Mpa
（式中W 由文獻[2]表15-4查得）
前面已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[2]表15-1查得[δ-1]=60mpa。因此δca<[δ-1],故安全。
（9）畫出齒輪軸的工作圖，見圖7
圖7
2．大齒輪軸的設(shè)計
已知：大齒輪軸上的輸出功率
Pa=P2η12×η4=7.2×0.98×0.98×0.98=6.78kw轉(zhuǎn)速n3=n2/I=765/4=191.25r/min;大齒輪中徑為d2=220mm;齒輪上的圓周力Ft2。
設(shè)計過程：
（1）、確定轉(zhuǎn)矩T3,Ft2
轉(zhuǎn)矩T3=95.5×105×6.78/191.25=3.39×105Nmm.
齒輪上的圓周力Ft2=2t3/d2=2×3.39×105/220=3082N Ft2 Fr2
因齒形角為α=20°
∴Fr2=Ft2×tgα=3082×tg20°=1121.8N圖8
圓周力Ft2,徑向力Fr2的方向如右
（2）、初步確定軸的最小直徑 圖8
先按文獻[2]式15-2初步估算軸的最小直徑，選取材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。據(jù)表15-3取A。=112，于是有：
dmin=A。3√P3/n3=112?3√6.78/191.25=36.8mm
軸的最小直徑處為聯(lián)軸器的直徑。為了使軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，選取聯(lián)軸器孔徑為45mm，故取dmin=45mm。
（3）、軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計
（a）擬定軸上零件的裝配方案，畫出其結(jié)構(gòu)草圖，如圖9
（b）、根據(jù)軸向定位的要確定軸的各段直徑和長度。
A：為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2段左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=52m；右端用檔圈定位。按軸端直徑取檔圈直徑D=55mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=80mm，為保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比l1略短。現(xiàn)取l1-2=78mm。
B：初步選擇滾動軸承，因軸只受軸徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作需求并根據(jù)d2-3=52mm.選用深溝球軸承6111。其尺寸為d×D×B=55×90×18；故d3-4=d8-9=55mm.l3-4=l8-9=18mm.滾動軸承的一端用軸肩定位，由文獻[3]表6-1。查得軸承的定位軸肩高度h=3.5mm.因此取d4-5=d7-8=62mm。
C：取安裝齒輪處的軸段5-6段的直徑d5-6=65mm。齒輪左端用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d取h=6，則d6-7=77mm,另一端用軸承端蓋定位，l7-8=12mm
D：根據(jù)裝配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm，l7-8=20mm。
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
（c）、軸上的零件的周向定位
齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d5-6由文獻[3]表4-1查得平鍵的截面尺寸為b×h=18×11（GB1096-79），鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為68mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)結(jié)，選用平鍵為14×9×88（GB1096-79），半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證。此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（d）、確定軸上圓角和倒角尺寸
由文獻[2]表15-2，取軸端倒角為1.5×45°。圓角半徑為R1.5。
4）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
（a）、首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖9）做出軸的計算簡圖（圖10）。簡支梁軸的跨距為L2=L3=80mm，根據(jù)軸的見圖做出軸的彎曲圖，扭距圖和計算彎矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖和計算玩具圖中可以看出截面c處的計算彎矩最大，是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的MH,MV,M及Mca值列于下表4。
表4
載荷
水平面H
垂直面V
支反力
RH1=RH2=1541N
RV1=RV2=560.9N
彎矩M
MH=123280Nmm
MV=44872Nmm
總彎矩
M1=M2=√1232802+448722=131192.4Nmm
扭矩T
T=T3=3.39×105Nmm
計算彎矩Mca
Mca1=M1=131192.4 Nmm
Mca2=√131192.42+（0.6×3.39×105）2=242039 Nmm
（a由文獻[2]p375頁獲得）
進行校核時，通常只校核軸上最大計算彎矩的截面（即c面）的強度，則由文獻[2]式15-5及上表中數(shù)值可得，（w由文獻[2]表15-4查得）。
σca=Mca2/W=242039/[П×653/32-18×7(65-7)2/2×65]=10.3 MPa.
前面已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻[2]表15-1查得
[σ-1]=60mpa。因此[σ-1]> σca ， 合適。
5）、繪制大齒輪軸工作圖 （見零件圖4）
大齒輪軸計算簡圖 （見圖10）
圖10
（三）、減速器中鍵的校核
1、 小皮帶輪配合用鍵的強度校核。
（1）、因為電動機的軸徑為φ38mm，查文獻[3]表4-1（GB1096-79）可得：鍵的尺寸為10×8，（取N9/JS9配合）。軸深度t為50+0.2。轂中、深t1為3.30+0.2，鍵長取70mm的A型平鍵。
（2）、校核鍵的強度
鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由文獻[2]表6-1查得許用擠壓應(yīng)力為[δ]P=100~120Mpa，取其平均值，[δ]P=110 Mpa，鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm，鍵與輪轂的接觸高度K=0.5h=0.5×8=4mm。
由文獻[2]式6-1可得：
δp=2T×103/bld T為電動機的轉(zhuǎn)矩
又∵T=95.50×7.5/1440=47.75N·M
∴δp=2×47.75×103/4×10×38
=10.47Mpa＜[δ]P′
故鍵的強度適合
2、 大帶輪鍵的校核
（1）、大帶輪鍵的選擇
因為大帶輪軸徑為36mm，大帶輪的轂寬為70mm，查文獻[3]表4-1（GB1096-79）可得鍵的尺寸為10×8×70，鍵為軸的配合為N9.5轂的配合為JS9，軸深t為5.00+0.2，轂深t1為3.3+0.20。
（2）、校核鍵的強度
鍵、軸與轂均是由鋼制成。由文獻[2]表6-1查得許用擠壓應(yīng)力為：
[δ]P=100~120MPa。取平均值得[δ]P=110MPa。
鍵的工作長度為：
l=L-b=70-10=60mm。
鍵與輪轂的接觸高度為
k=0.5h=4mm。
鍵上所受的轉(zhuǎn)矩為
T=Pη3×9550/（1440÷1.88）=9550×7.5×0.96×1.88/1440
=89.77 N·M
由文獻[2]式6-1可得
δp=2T×103/kld=2×89.77×103/4×60×36
=20.78MPa＜[δ]P
故大帶輪上配合鍵的強度合適。
3、 大齒輪與軸的配合用鍵的選擇與較核
（1）、大齒輪配合用鍵的選擇
因大齒輪與軸搭配和處的軸徑為6.5mm，大齒輪輪轂長為80mm，由此查文獻[3]表4-1（GB1096-79）查得鍵的尺寸為18×11×70，其與軸的配合為N9，與轂的配合為JS9軸深t為7.0+0.20，轂深t1為4.4+0.20
（2）、鍵聯(lián)結(jié)強度的校核
由上述已查得[δ]P=110MPa
鍵的工作長度為：
l=L-b=70-18=52mm，
鍵與輪轂的接觸高度為：
k=0.5h=0.5×11=5.5mm，
鍵上所受的轉(zhuǎn)矩即為大齒輪的轉(zhuǎn)矩T3
∴T=T3=3.39×10*N·mm=339N·m
由文獻[2]式6-1可得：δp=2T×103/5.5×52×65
=36.47 Mpa＜[δ]P
故大齒輪上鍵的強度合適。
4.聯(lián)軸器配合用鍵的選擇與校核
（1）.聯(lián)軸器用鍵的選擇
因與聯(lián)軸器配合的軸徑為45mm，與聯(lián)軸器配合的軸的長度為78mm。因此，數(shù)據(jù)有文獻[3]表4-1（GB1096-79）查得鍵的尺寸：14×9×70
與其軸的配合為N9，與轂的配合為JS9。軸深t=5.5+0.20，轂深t1=3.8+0.20
（2）.鍵的強度校核
由上述查得[δ]P=110 Mpa
鍵的工作長度為
l=L-b=70-14=56mm
鍵與輪轂的接觸高度為
k=0.5h=0.5×9=4.5mm
鍵所受的轉(zhuǎn)矩即為聯(lián)軸器輸入的轉(zhuǎn)矩，亦為T3
T=T3=339 N·M
由文件[2]式6-1可得：δP=2T×103/kld=2×339×103/（4.5×56×45）=59.79 Mpa < [δ]P
故聯(lián)軸器上鍵的強度適合。
（四）減速器中滾動軸承的選擇與校核
1、齒輪軸上滾動軸承的選擇與校核
已知：軸上齒輪所受的圓周力Ft=3273N，徑向力Fr=1191.3N，齒輪轉(zhuǎn)速n2=765r/min，軸承預(yù)期計算壽命Lh′=1500h（約3.5年，每年工作300天，每天工作15小時），作用在帶輪上的作用力F=1779.68N
（1）、滾動軸承的選擇
由表3計算可得：
Rv1=Rv2=595.65N
RH1=811.35N RH2=4235.45N
∴ R1=1006.5N R2=4277N
因軸的軸向力為0，考慮到R2較大，故初選用圓柱滾子軸承。
（2）、初步計算當(dāng)量動載荷，據(jù)文獻[2]式13-9得：
P=R=R2=4227N
（3）、據(jù)文獻[2]式13-6求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值
C=Pξ√60nl′h/106=42773√60×765×1500/106=37766.5N
≈37.8KN
（4）、由文獻[5]初步選擇C=38.5KN的42209軸承
（5）、由文獻[2]式13-5驗算422209軸承的壽命
Lh=106/60n?（C/P）ξ=106/（60×765）?（38500/4277）3=15891h>15000h
即高于預(yù)期計算壽命
故選用42209圓柱滾子軸承合適（GB 283-64）
結(jié)構(gòu)尺寸為：45×85×19
2、 大齒輪軸上滾動軸承的選擇及校核
已知：軸上齒輪上的圓周力Ft=3082N、徑向力Fr=1121.8N、軸的轉(zhuǎn)速為n3=191.25r/min軸的預(yù)期壽命為Lh′=18000（4年，每年300天，每天15小時）
（1）、滾動軸承的選擇
由表4計算可得：RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9N
∴R1=R2=√15412+560.92=1640N
（2）、確定當(dāng)量載荷P
因軸承只受徑向力作用，故A=0
由文獻[2]式13-9得：P=R
∴ P=R=R1=R2=1640N
（3）、由文獻[2]式13-6求出軸承應(yīng)有的基本額定動載荷
C=Pξ√60nl′h/106=16403√60×191.25×1800/106=9694.4N
≈9.7KN
（4）、根據(jù)上計算C值，由文獻[3]表6-1（GB276-89）查得選用Cor=22.10KN的6111型深溝球軸承，
（5）、驗算6111滾動軸承的壽命，由文獻[2]式13-5得：
Lh=106/60n?（C/P）ξ=106/（60×191.25）?（22100/1640）3=213251.7h>18000h
故此軸承合適。 其結(jié)構(gòu)尺寸為55×90×18
（五）、減速器中箱體的設(shè)計
1、減速器箱體用鑄造而成，由文獻[3]表11-1與表11-2查得箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表5
名 稱
符號
減速器（單級圓柱齒輪）尺寸關(guān)系
箱座壁厚
δ
8
箱蓋壁厚
δ1
8
箱蓋凸緣厚度
b
12
箱座凸緣厚度
b1
12
箱座底凸緣厚度
b2
20
地腳螺釘直徑
df
M20
地腳螺釘數(shù)目
n
4
軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑
d1
M16
蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑
d2
M12
定位銷直徑
d
8
df、d1、d2、至外箱壁距離
C1
df：26 d1：22 d2：18
df、d2至凸緣邊緣距離
C2
df：24 d2：16
軸承旁凸臺半徑
R1
16
凸臺高度
h
見裝配圖
齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
Δ1
10
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
Δ2
8
箱蓋箱座肋板厚度
m
m=7
聯(lián)結(jié)螺栓d2間距
L
100
檢查孔蓋螺栓直徑
d4
M6
2、起重吊耳的設(shè)計
由文獻[3]表11-3畫出吊鉤結(jié)構(gòu)圖如下：（吊耳略）
圖 11
3、通氣器的結(jié)構(gòu)形式和尺寸
由文獻[3]表11-4中選用通氣帽，其結(jié)構(gòu)尺寸見文獻[3]表11-4中間表，
3、 減速器軸承端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸。
（1）、2209軸承端蓋結(jié)構(gòu)尺寸由文獻[3]表11-5嵌入式軸承蓋 （結(jié)構(gòu)圖12）
（2）、6111軸承端蓋結(jié)構(gòu)尺寸由文獻[3]表11-5嵌入式軸承蓋 （結(jié)構(gòu)圖如圖13）
4、 皮帶輪擋圈見裝配圖
5、 減速器進油口、油標(biāo)、放油口見裝配圖
（六）減速器裝配圖
見總裝配圖，此略
五、聯(lián)軸器的選擇
設(shè)計要求：
聯(lián)軸器傳遞功率P40=P3η12=6.78×0.982=6.5kw，傳遞轉(zhuǎn)速n4=n3=n3=191.25r/min
1、 軸器的選擇
因為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)速為n4=191.25＜250r/min，無劇烈沖擊處，聯(lián)軸器兩端的轉(zhuǎn)速相等，故初步選用十字塊聯(lián)軸器。
2、 聯(lián)軸器的校核
（1）、載荷計算
公稱轉(zhuǎn)矩： T=9550×P/n=9550×6.5/191.25=324.6N·m
由文獻[2]表14-1查得工作情況系數(shù)KA=1.5。由文獻[2]式14-3得計算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT=1.5×324.6=486.9 N·m
（2）、型號選擇
從文獻[5]表4-34中查得d=45的十字滑塊聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為 800 N·m，許用最大轉(zhuǎn)速為250r/min，故合適。
其軸孔長度總長200mm，半聯(lián)軸器長度為80mm。
六、錐齒輪傳動設(shè)計
設(shè)計要求：
小錐齒輪轉(zhuǎn)速n4=191.25r/min傳動比i=1.5，每個錐齒輪輸入功率P4=P40η2/10=6.5×0.99/10=0.644kw，軸交角為90°，使用期限為5年（每年工作月300天，每日工作15小時）。小齒輪簡支，大齒輪懸壁，材料均為45鋼，表面淬火，HRC=45~50。精度等級為8-7-7級。
1、設(shè)計過程：
小齒輪的轉(zhuǎn)矩T4=9550×0.644/191.25=32.16 N·m=3.28Kg·m
設(shè)計計算過程見下表6
計算項目
計算公式及數(shù)據(jù)
說明
按 接 觸 強 度 初 定 主 要 尺 寸
工作況數(shù)Ka
Ka=1
由表8-119查
接觸強度的齒間載荷分布系數(shù)KHβ
KHβ=2.1
由表8-208查
試驗齒輪的接觸疲勞極限σHlim
σHlim1=σHlim2=104Kg/mm2
由圖8-38查
齒數(shù)比u
u=n3/n4=1.5
初定小齒輪分度圓直徑d1
d1=72mm
由圖8-93查
齒數(shù)z
取z1=18，z2=uz1=27
z1由圖8-78查
確定大端模數(shù)m
m=d1/z1=72/18=4
取m=4mm
復(fù)算小齒輪分度圓直徑d1
d1=mz1=4×18=72mm
分錐角δ
δ1=arctg（z1/z2）=33.69°
δ1=33.69°
δ2=90°-δ1=56.31°
δ2=56.31°
錐距R
R=d1/2sinθ1=64.9mm
R=64.9mm
寬度b
取齒寬系數(shù)φR=0.3，b=ΦRR=19.47mm，
b=20mm
齒寬系數(shù)φR
ΦR=b/R=20/64.9=0.3
ΦR=0.3
齒形制
按JB110-60齒形制
α=20°，ha*=1，c*=0.2
接 觸 疲 勞 強 度 校 核 計 算
分度圓上圓周力Fx
Fx=2000T3/d1=91.11Kg
Fx=91.11Kg
分度圓圓周速度V
V=d1n3/19100=0.72
動載系數(shù)Kv
Kv=1.1（8級精度）
由表8-207查
齒數(shù)比系數(shù)Zu
Zu=1.09
由圖8-95查
按接觸強度的齒寬影響系數(shù)
Zφ=1.15
由圖8-96查
節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH
ZH=2.5
由圖8-97查
彈性系數(shù)ZE
ZE=60.6
由表8-206查
接觸應(yīng)力σH
σH=12.6
取直齒Zξ=1
當(dāng)量循環(huán)次數(shù)Ne
Ne1=2.58×108
Ne1=1.72×108
見表8-123
接觸強度的壽命系數(shù)ZN
ZN1=ZN2
見第388頁
潤滑劑系數(shù)Z1
選擇潤滑油粘度r′50=266cst
由表8-417查
ZL=1.2
由圖8-40查
速度系數(shù)ZV
ZV=0.9
由圖8-41查
光潔度系數(shù)ZR
ZR=0.88
由圖8-42查
工作硬化系數(shù)ZW
ZW=1
由表8-206查
齒輪的接觸疲勞極限σHLIM
σHLIM=98.8
接觸強度的最小安全系數(shù)SHLIN
SHLIN=1
由表8-121查
接觸強度的安全系數(shù)
SH=1.36 >SHmin
接觸疲勞強度校核
計算項目
計算公式及數(shù)據(jù)
小齒輪
大齒輪
分錐角δ1
δ1=33.69°
δ2=56.31°
齒頂高h(yuǎn)a
ha=4mm
ha=4mm
齒高h(yuǎn)
h=8.8mm
h=8.8mm
齒根高h(yuǎn)f
hf=4.8mm
hf=4.8
分度圓直徑d
d=72mm
d=108mm
齒頂圓直徑da
da=78.66mm
da=114mm
錐距R
R=65mm
R=65mm
齒根角φf
Φf=4.23°
Φf=4.23°
根錐角δf
δf=29.46°
δf=52.08°
頂錐角δα
δf=27.92°
δf=60.54°
外錐高AK
AK=51.78°
AK=32.67°
分度圓弧齒厚S
S=6.28mm
S=6.28mm
3、 繪制大小錐齒輪工作圖
大錐齒輪工作圖見圖14
小錐齒輪工作圖見圖15
考照文獻[6]表8-219查得結(jié)構(gòu)尺寸
圖14、15的技術(shù)要求為：1、材料45#鋼，表面淬火HRC45～50；
2、倒角為2×45°，圓角為R3
七、小錐齒輪軸的設(shè)計及軸上
配件的選擇
本次設(shè)計的滾筒架長10m。滾筒有10個，故小錐齒輪也需要10個。因由六中設(shè)計可得小錐齒輪設(shè)計成錐齒輪軸式，考慮到裝配原因，故要分成10段，段與段之間再通過聯(lián)軸器聯(lián)結(jié)，并且每段長1m。
（一） 錐齒軸的設(shè)計
1、 軸上的裝配方案：
因軸上裝有固定桿（與軸承聯(lián)結(jié)），裝有兩個聯(lián)軸器，一個聯(lián)軸器用軸肩定位、另一個用螺釘定位。
2、 計算軸的最小軸徑
由前面計算軸徑最小直徑的方法，求得錐齒軸的最小直徑為30mm，考慮到錐齒輪處軸徑為42mm，故取聯(lián)軸器的軸徑為36mm。
3、 選用聯(lián)軸器
由前面的選擇計算方法與校核，選用十字滑塊聯(lián)軸器，其軸徑為36mm，孔徑長為160mm，最大轉(zhuǎn)速為250r/min，最大轉(zhuǎn)矩為500N·m，半聯(lián)軸長為64mm
4、 固定桿用軸承選擇
因軸承同時受軸向力與徑向力，由前面的計算方法選用角接觸球軸承，其尺寸為：40×80×18，型號為36208（由文獻[3]表6-6，GB292-83），采用外圈定位，即固定桿與軸承配合處采用圓槽，槽寬為18mm，槽深為3.5mm，內(nèi)徑為80mm。
5、 螺釘?shù)倪x擇
因用于緊固半聯(lián)軸器，所受的力不太大，故選用M8的緊釘螺釘（由文獻[3]表3-18，GB73-85）。
6、 根據(jù)上述配件的結(jié)構(gòu)及裝配要求，畫出錐齒輪軸的工作圖，（圖16）
7、 軸上聯(lián)軸器周向定位用鍵。由文獻[3]表4-1（GB1096-79），
并據(jù)聯(lián)軸器軸徑36mm有：鍵的尺寸為：10×8，長為50mm軸t=5.0+0.20，轂t1=3.3+0.20，與軸配合為100+0.2，轂為100+0.2，其校核方法見四-（三）
8、 與孔徑為45mm聯(lián)結(jié)的那一段小齒輪軸，最右端裝聯(lián)軸器的軸徑為φ45最后一根右邊軸承右端不要。
八、滾筒，滾筒軸及其配件設(shè)計
（一） 滾筒的設(shè)計
由前面已選定的數(shù)據(jù)有：滾筒直徑D=121mm；滾筒的長度L=400mm
1、 選擇滾筒的材料。由文獻[4]表2-75（YB231-70）查得：
滾筒的材料選用熱軋無縫鋼管。其外徑D′=121mm，厚度為7.5mm，理論重量為20.99Kg/m。
滾筒內(nèi)與軸配合的鋼管材料選用熱軋無縫鋼管。其外徑D1=64mm，厚度為12mm，理論重量為15.24 Kg/m。
聯(lián)結(jié)鋼板材料選擇熱軋扁鋼（由文獻[4]表2-55（YB704-83））。其寬度為D2=110mm理論重量為6.91 Kg/m，厚度為7mm，經(jīng)加工成外徑為106mm、內(nèi)孔為60mm的圓環(huán)鋼板。
2、 滾筒結(jié)構(gòu)設(shè)計
參照文獻[1]圖16-3，選用滾筒表面較平整的結(jié)構(gòu)。（即鋼管外表面不經(jīng)加工，根據(jù)裝配要求繪出滾筒的工作圖，見零件圖41）。
（二） 滾筒軸的設(shè)計
1、 計算軸的最小直徑
由四-（二）的計算方法，算得軸的最小直徑為30mm，考慮到裝配原因，取其最小直徑為36mm，顯然這是用來裝配大錐齒輪。
2、 確定軸上零件的裝配方案
①、 大錐齒輪孔徑為36mm，長為37mm，故裝大錐齒輪處的軸段長為35mm，軸端用擋圈定位。
②、 選用軸承
靠近錐輪端面由于要承受軸向力和徑向力。選用接觸球軸承。根據(jù)φ36mm取型號為36208，尺寸為40×80×8（文獻[3]表6-3，GB292-83），采用內(nèi)外圈定位（文獻[3]表6-3，GB276-89），校核同前，此略。
3、滾筒軸配合處孔徑長為44mm，總長為434mm。一端軸肩定位一端與圓錐滾子軸承用套筒定位。
4、大錐齒輪用鍵由文獻[3]表4-1（GB1096-79）查得尺寸為：10×8×25，