学士学位论文--齿轮毛坯上料传送装置.doc

本 科 毕 业 论 文

齿轮毛坯上料传送装置设计
The Design of Gear Blank Conveying Device

学院名称： 机械工程学院
专业班级： 机电
学生姓名：
指导教师姓名：
指导教师职称：

2013年 06 月
齿轮毛坯上料传送装置
专业班级： 学生姓名：
指导教师： 职称：

摘要 目前国内的齿轮加工机床基本都是依靠人工来实现机床的上下料，这种上料方式有诸多的不足，若是将上料的过程利用机器来完成可以大大提高生产效率，同时能满足齿轮快速重复定位精度以及连续作业的要求。因此，本文在工厂齿轮上料实际应用的基础上，通过对各种情况的调查，从物料特性、加工环境角度出发，对齿轮毛坯传送机做出整体设计，使其完成上料传送的功能，并对各部分主要零件进行校核，保证运行的稳定与可靠，满足运载能力。最后，使用CAXA绘制总装配图、部分装配图和零件图。该设计可能对齿轮毛坯的自动上料及传送系统的设计生产提供一定的参考。
关键词 齿轮毛坯 上料传送 运载能力

The Design of Gear Blank Conveying Device

Abstract At present, domestic gears’ processing machines are basically rely on workers to perform the materials feeding and conveying, which has many disadvantages. The productivity can be greatly improved if the conveying and feeding processes can be completed by machines. Meanwhile, and precision repositioning and continuous operation can be satisfied. In this work, based on the investigation of many different kinds of situations associated with the practical applications, the gear blank conveying device which can conveniently complete the gear blank conveying fuction is designed with considering the character of the material properties and the processing conditions. All the components and units of the device are checked and corrected to ensure the stability, reliability and the loading ability. Finally, The software of CAXA is used to draw general assembly drawing, part of the assembly drawing and parts drawing. The work may be helpful to the design and manufacture of the gear blank feeding-conveying system or equipment in mechanical engineering.

Keywords gear blank feeding conveying loading ability

目录

摘要 1
Abstract 1
第一章 绪论 4
1.1课题研究背景 4
1.2课题来源 4
1.3课题研究的意义 4
第二章 设计原始数据 6
第三章 齿轮毛坯上料传送装置的总体设计 7
3.1 传送装置工作原理 7
3.2 传送装置设计方案 7
3.2.1 动力部分 7
3.2.2 中间减速部分 7
3.2.3 传动部分 8
3.2.4 改向部分 8
3.2.5 输送部分 9
第四章 传送装置具体部件设计 10
4.1 输送带设计 10
4.1.1.输送带拟选 10
4.1.2 接头方式 10
4.1.3 输送带速度v推荐值 10
4.1.4 传动筒功率 10
4.1.5 张力计算 11
4.1.6 皮带层数验算 11
4.1.7 传动滚筒直径D1 11
4.1.8 输送带长度L 12
4.2 电动机选择 12
4.3 中间减速部分设计 13
4.3.1 滚筒工作转速 13
4.3.2 分配传动比 13
4.3.3 减速器选型 13
4.3.4 运动和动力参数计算 13
4.3.5 三角胶带传动设计 14
4.3.6 三角带轮选择及设计 16
4.4 传动部分设计 18
4.4.1 传动滚筒各部分材料确定 18
4.4.2传动滚筒各部分尺寸条件 18
4.4.3 传动轴、轮毂设计及轴承选择 20
4.5 改向部分设计 23
4.5.1改向滚筒各部分材料确定 23
4.5.2传动滚筒各部分尺寸条件 23
4.5.3 改向筒轴、轮毂设计及轴承选择 23
4.6 筒皮与辐板计算 24
4.6.1 筒皮设计 24
4.6.2 辐板设计 24
4.7 主要联接件强度校核 26
4.7.1 传动筒轴承校核 26
4.7.2 改向筒轴承校核 26
4.7.3 轴孔联接键的强度校核 26
4.7.4 螺钉、螺栓强度校核 27
4.7.5 上托辊间距 28
4.7.6 机架强度校核 28
第五章 总结与展望 30
致谢 31
参考文献 32

附录
附录 A 综述报告
附录 B 英文译文，原文
附录 C 图纸
第一章 绪论
在现代生产发展过程中，工业技术水平不断提高，生产自动化方面取得巨大成就。同时，这也对提高劳动生产率和促进社会发展起到重大推动作用，可以加速社会生产力、改善企业技术面貌和工人劳动条件，这是我国工业化的必然趋势。
自动化的基本内容包括三个方面：用于成批生产及单件小批量生产的单台机床自动化（包括数控机床）以及程序控制机床自动化，建立大批大量及成批生产的自动生产线，建立大量生产的综合自动化车间和工厂。
国外发展自动化的基本方法：研究设计由标准件组成的自动线，以增加自动线的产量（成批生产）；集中精力将劳动量最大的工序及产品实现自动化生产；辅助设备（自动上料、运输机构等）由专业部门设计及生产。为完成这些工作，已经设立专业部门，分工进行。
就我国目前的成产技术和具体条件看，机械制造方面的自动化重点应放在单机自动化发展上，以普遍提高生产的机械化和自动化水平；并在总结已有经验的基础上，在有条件的工厂中建立一些自动线，为今后进一步发展自动化创造技术 前提。
1.1 课题研究背景
齿轮是重要的基础传动元件， 齿轮传动因具有传动功率大、 效率高和传动比准确等一系列优点而广泛应用于工业生产中。随着机床以及汽车行业的发展， 对于齿轮的需求更是有增无减。目前国内的齿轮加工机床基本都是依靠人工来实现机床的上下料， 这种人工上下料不仅劳动强度大，而且效率低，工作环境也差。相对于人工上下料而言，机械自动化上下料装置具有动作快速、重复定位精度高以及可以长时间连续作业等优点，因此对于我国齿轮加工行业而言，发展机械自动化上下料系统具有很迫切的需求。
1.2 课题来源
本课题来源于齿轮加工企业项目“齿轮加工检测系统开发”，是实际工程项目，本设计主要完成其中毛坯上料的硬件部分设计。
1.3 课题研究的意义
随着工业自动化程度的提高，工厂许多重体力劳动必将由机器代替，这一方面可以减轻工人的劳动强度，另一方面还可以大大提高生产效率。在齿轮的自动化生产中，齿轮的传送及上下料占据大部分时间，使得成本大大上升。为了降低成本、降低工人劳动强度，必须设计一套自动上料系统来实现这一功能。
本课题的研究意义就在于实现齿轮的自动上料检测，最终使整个生产过程实现自动化，并探索采用自动化人技术提高齿轮生产效率、降低工人劳动强度的新途径。

第二章 设计原始数据

工厂车间环境干燥，有轻微粉尘，温度常温以上2-3°C。
物料特性：
齿轮毛坯 :50Mn2
密度:7.86g/cm3
直径：200mm
壁厚：25mm
单个齿轮重约为：m=6.17kg
输送能力：6-7t/h

第三章 齿轮毛坯上料传送装置的总体设计
3.1 传送装置工作原理
毛坯上料传送装置，以电动机为驱动装置，中间通过减速器带动滚筒运转，通过改变电动机的转速转向，我们就可以控制物料向我们需要的方位传送。这种传送方式与传统认为方式相比具有位置精度高、传送效率高和连续作业等优点，是未来发展的趋势。传送过程中，应保证齿轮驱动所需功率在电机承载范围内。
3.2 传送装置设计方案
通过计算毛坯的大小、质量以及传送装置的运载能力，我们选择合适的传动滚筒和改向滚筒，进而计算出所需的电动机型号，然后有电机带动滚筒运动，完成工作。整个装置主要有动力部分、中间减速部分、传动部分、改向部分、输送部分组成。

图3.1 传送装置示意图

3.2.1 动力部分
动力部分主要指电动机的选型，带式输送机是一种匀速运行设备，不需要变速驱动。考虑到技术要求以及价格，三相交流异步电动机是理想选择，通常使用四电极或六电极型。电动机的参数、输送机、电源以及电力控制必须相互匹配。
3.2.2 中间减速部分
此部分主要包括三角带轮传动和减速器，带轮直接与电机和减速器相联接，减速器另一端通过联轴器与传动滚筒联接。之所以需要减速部分是因为传动滚筒的转速比电动机的转速低很多，减速部分减速比按照输入转速经减速装置转化后得到的需要带速来选定。其中，减速器和它的零件应当具备足够的机械强度，要具有能传递高扭矩的安全系数；要满足每小时启动要求；使用寿命能够维持输送机满载运行的使用年限。
3.2.3 传动部分
主要指传动滚筒，包括筒壳、辐板、轮毂、滚筒轴和支撑滚筒的轴承以及轴承座等。如果需要增加摩擦系数，还应在筒壳表面覆盖一层橡胶。滚筒直径有国际规定，应按照标准来设计，其他部件如辐板、轮毂等应满足应力要求，滚筒轴应满足弯矩、扭矩强度要求，轴承应满足寿命要求。

图3.2 传动滚筒装配图

3.2.4 改向部分
主要指改向滚筒，主要部件和传动滚筒一样，不同的是滚筒轴没有伸出部分来联接驱动，改向滚筒也有国际标准，设计时应在保证安全的情况下，考虑其经济性原则。

图3.3 改向滚筒装配图

3.2.5 输送部分
主要指输送带，它是输送机的关键部分，是牵引构件和承载构件，应有较高的抗拉强度。根据输送的物料特性，选择合适性能的输送带，包括刚度、抗冲击性、覆盖层厚度、安全系数等。

第四章 传送装置具体部件设计
4.1 输送带设计
4.1.1.输送带拟选
齿轮密度＞1.6t/m3
由机械手册查的：胶布层数i=3
覆盖层厚度（上层+下层）mm：6.0+1.5
带宽B（GB523-74）mm：300（满足带宽大于物料横向尺寸50-100mm）
每米长质量kg/m：4.05
4.1.2 接头方式
选用“胶接法”

图4.1 传送带接头方式

阶梯长度S：由阶梯层数3、宽度B=300得，S=200mm。
接头长度计算公式：
l =（i-1）S+Bcotθ 4.1
θ一般取45°，得l=700mm。
4.1.3 输送带速度v推荐值
条件：有磨损中小物料，输送带宽度300mm
取v=1.5m/s。
4.1.4 传动筒功率
传动筒功率计算公式：
N0 =（kkLhv+kzLhQ）Kf 4.2
输送能力
Q=3.6 4.3
式中 M——单个货物质量 kg，
V——输送带速度 m/s，
l0——货物间距 m（取5）
输送能力计算，得Q=3.6=6.66t/h
式中主要参数确定：
① 托辊阻力系数w
工作环境：正常温度、少量尘埃，取w=0.025
② 空载运行功率系数kk
由B=300mm、w=0.025得，kk =0.005
③ 水平满载运行功率系数kz
由w=0.025得，kz =6.8×10-5
④ 其他因素功率系数Kf
传送带水平，输送带水平投影Lh取10m，得，Kf =4
故计算N0=0.318 Kw
4.1.5 张力计算
张力计算公式：
T =k 4.4
式中 k——光面滚筒、环境干燥，取2030。
经计算，T=430.36N
4.1.6 皮带层数验算
棉帆布芯皮带，计算公式
i ≥ 4.5
式中 S——橡胶输送带安全系数，由3层布芯、胶接头，得，S=8
σ——输送带每层单位宽度扯断强度，N/cm·层，普通棉芯，取560
经计算i=0.2
4.1.7 传动滚筒直径D1
滚筒直径计算公式
≥125 4.6
经计算D1≥125×3=375，取D1=400mm
4.1.8 输送带长度L
长度计算公式
L=2a+π/2(D1+D2)+2l 4.7
式中 a——传动筒、改向筒中心距，a=9640mm
D1——传动筒直径
D2——转动筒直径，一般取0.8 D1
z——接头数
l——接头长
经计算L=21.81m
4.2 电动机选择
电动机所需工作功率计算
Pd = 4.8
式中 Pw——滚筒实际功率
η——传动装置总效率
Pw可以由张力求出
Pw = 4.9
式中张力F=T=430.36N，求得滚筒功率为0.65 KN
传动装置总效率：
η =η1η23η3η4η5 4.10
=0.859
式中 η1——V带传动效率
η2——滚动轴承效率（一对）
η3——齿轮传动效率
η4——联轴器效率
η5——滚筒效率
计算，得，Pd=0.76 Kw
电动机型号：Y90S-4，额定功率1.1 Kw，满载转速nm=1400r/min

4.3 中间减速部分设计
4.3.1 滚筒工作转速
滚筒轴工作转速nw = == 71.62r/min
4.3.2 分配传动比
总传动比ia ==19.55
V带传动比：2-4
二级齿轮减速器传动比：7≤i≤40
二级减速器选14，则带传动的传动比选1.396
4.3.3 减速器选型
选ZL25-3-I A型减速器
转速1000r/min时，高速轴许用功率4.75 Kw
4.3.4 运动和动力参数计算
①0轴（电动机轴）
P0 = Pd = 0.76 Kw
n0 = nm = 1400r/min
T0 = 9550 = 9550N·m = 5.18N·m
②1轴（减速器高速轴）
P1 = P0η1 = 0.76×0.96Kw = 0.73Kw
n1 = n0/i01 = 1400/1.396r/min = 1002.86r/min
T1 = 9550 = 9550N·m = 6.95N·m
③2轴（减速器低速轴）
P2 = P1η22η32 = 0.73×0.992×0.972Kw = 0.673Kw
n2 = n1/9 = 1002.86/14 r/min = 71.63r/min
T2 = 9550 = 9550N·m = 89.72N·m
许用尖峰载荷Tmax = 3.1×9550×（P额/n额）×i×η = 3.1×9550×（4.75/1000）×14×0.95 = 1870N·m，许用值足够大。
④3轴（传动滚筒轴）
P3 = P2η2η4 = 0.673×0.99×0.99 Kw = 0.66Kw
n3 = n2 = 71.63r/min
T3=9550=9550N·m=88N·m
4.3.5 三角胶带传动设计
⑴计算功率
Pc =KAP0 4.11
=1.1×1.2×0.76Kw
=1Kw
式中 KA——工作情况系数，载荷变动小、运转时间10-16小时，取1.2，反复气动，修正系数1.1
⑵三角胶带选型
Pc=1Kw，n0=1400r/min，由“三角胶带选型图”，选用O型带，棉布芯
⑶小带轮直径d1
由“三角胶带轮最小直径”，得，d1 ≥ 71mm
d1应取标准值，考虑到皮带寿命，d1尽量取大，d1=160mm
⑷大带轮直径d2
d2 =i01d1 4.12
=1.396×160mm
=223.4mm
取标准值d2=224
则i传=1.4，i总=19.6
⑸三角带带速V带
V带=d1n0/（60×1000）=×160×1400/（60×1000）=11.73m/s
⑹拟取中心距a1，
0.7（d1+d2）<a1，<2（d1+d2）
268.8<a1，<768，取a1，=300
⑺胶带节线长Lp和内周长Li
Lp, ≈ 2a1，+(d1+d2)+(d2-d1)2/（4a1，） 4.13
＝2×300+（160+224）+（224-160）2/(4×300)
＝1206.6mm
取标准值Lp = 1275mm，Li = 1250mm
⑻实际中心距a1
a1 ≈ a1，+（Lp- Lp,）/2 4.14
＝300+(1275-1206.6)/2
＝334.2mm
取a1=335mm
⑼小带轮包角α1
α1 ≈180°-60°（d2-d1）/ a1 4.15
＝180°-60°（224-160）/335
＝168.5°>120°(满足条件)
⑽单根胶带的许用功率P0
带速11.73m/s位于11-12m/s之间
O型胶带1.21< P0<1.27,取P0=1.23Kw
⑾许用功率增量△P0
△P0 = Kbn0(1-) 4.16
=0.39×10-3×1400(1-)
=0.5Kw
式中 Kb——弯曲影响系数，O型带，取0.39×10-3
Ki——传动比系数，带轮传动比在1.20-1.49之间，取1.08
⑿胶带根数Z
Z = Pc/( P0+△P0)KαKβKL 4.17
=1/(1.23+0.5)×0.97×0.75×1.11
=0.72
式中 Kα——包角系数，由α1=168.5°，取0.97
Kβ——材质系数，布和棉线绳，取0.75
KL——长度系数，取1.11
计算，取Z=3
⒀单根胶带张力F0
F0 = 500Pc（-1）/ZV带+qV带2 4.18
=500×1(-1)/3·11.73+0.06×11.732
=30.67N
对于新带F0=1.5×30.67N=46N
⒁作用在轴的力Q
Q =2ZF0 4.19
=2×3×46×sin84.25°N
=274.6N
式中 q——胶带每米长质量，0.06Kg/m
4.3.6 三角带轮选择及设计
⑴V带=11.73m/s<25m/s，材料选择HT200（灰铸铁）
⑵大带轮主要参数
d1=224mm
轴孔直径取25mm，则带轮选用四孔板型式且腹板厚S1=10mm

图4.2 孔板三角带轮

图4.3 三角带与带轮安装示意

其他尺寸参照机械手册标准：
δ取8mm
B=（Z-1）e+2f 4.20
=（3-1）×12+2×8
=40mm
de=d+2ha 4.21
=224+5
=229mm
d,=(1.8-2)d0 4.22
=45-50mm，取45mm
S1=34.15mm≥1.5S=15mm
S2=6.32mm≥0.5S=5mm
⑶小带轮主要参数
d1=160mm
轴孔直径取24mm，采用腹板式结构且腹板厚9mm
de=d+2ha=160+5mm=165mm，d,取45mm，其余尺寸和大带轮相同。
4.4 传动部分设计
4.4.1 传动滚筒各部分材料确定
①对于轴：传动轴、改向轴都选用45#调质处理。硬度HB=229-269，许用应力fb=40-60N/mm2
②对于筒皮：Q235-A钢，屈服强度σs=235N/mm2 ，许用应力[σ]=56N/mm2
③对于辐板：Q235-A热轧制钢板，屈服强度σs=235N/mm2，许用应力[σ]=56N/mm2
④对于轮毂：外径小于220mm，采用Q235圆钢车制，屈服强度σs=235N/mm2
4.4.2传动滚筒各部分尺寸条件
轴承座中心距A=B0+g+(50-200)
B0-辐板间距，设计时为300mm
g-轴承座宽度，50-90mm
考虑筒宽为400mm，A=400-590mm
作用在轴上的扭矩即为减速器低速轴输出转矩，由T2=89.72N/m，故扭矩M取90N/m。

图4.4 传动滚筒轴受力示意

①轮毂处应力
fb≥= 4.23
式中 Kb——弯曲工作系数，轻载启动、不均匀运行，取1.5
Kt——扭转工作系数，取1.0
Mb——弯曲应力，Mb=Pa=×0.15=32.27N·m， P为一个辐板对轴的压力，a为辐板到轴承中心距离，实际为120-130mm之间，这里取150mm 。
公式变形d3≥
=
=7.435×10-6m,轮毂为焊接结构，fb ≤ 70N/mm2
计算，得，d ≥ 19.5mm (条件一)
②轴承处应力
fb ≥ 4.24
式中 Mb1——轴承处危险截面弯矩，L0-轴承座中心到靠近轴承的阶梯轴距离，实际为30-40mm之间，这里取50mm
Mb1 = PL0 = ×0.05 = 10.8N·m
公式变形d3 =
=
=8.52×10-6m,d ≥ 20.4mm （条件二）
③轴伸处轴扭转应力
fb ≥ 4.25
其中fb ≤ 30N/mm2,取20N/mm2
d3 ≥ ==2.292×10-5m,d≥28.4mm (条件三)
④轴伸处轴的挤压应力
单键[σjy]≥ 4.26
其中[σjy]≤120N/mm2，取80N/mm2
式中 d——轴伸直径，取40mm
h——键高，根据轴径，选键高为7mm
l——键工作长度
计算l≥==14.1mm
A型键，总长L = l+10 = 24.1mm,选标准值32mm (条件四)
⑤滚筒直径检验
滚筒直径极限值Dmin = cd = 4.08×80 = 326.4mm
c-输送带芯层材质挠曲系数，棉芯，取80
d-芯层厚度，1.36（每层厚）×3=4.08
D1>Dmin,满足条件
4.4.3 传动轴、轮毂设计及轴承选择
滚筒采用全焊类型，机构参数：带宽B=300mm,筒径D=400mm,筒宽B0=400mm,许用合张力[T]=800N,需用扭转[M]=180N·m。

图4.5 传动轴主要

图4.6 传动轴轮毂
⑴d的大小与减速器低速轴直径大小一致，取d = 40mm(满足条件三)
⑵l的大小与轴伸处扭转和挤压应力有关，参考减速器低速轴轴伸距为70mm，取l = 60mm（满足条件四的键长要求）
⑶d1为与轴承座相联的轴，轴承座选用SN209，则d1 =45mm（满足条件二）
⑷l2大小根据轴承中心距确定，轴承实际中心距为A=580mm（满足辐板设计要求），轴承座宽度为B1 =85mm，l2 =580-85mm=495mm
⑸d2根据条件一,并圆整，取d2=55mm
小端轮毂主要尺寸如下：
l22 = 1.2d2 = 1.2×55mm = 66mm,圆整后l22 = 65mm
d22≥(1.55-1.6)d2且d22≥d2+60，圆整后d22 = 115mm
d20 = d22+10 = 125mm
轮毂底圈高l20/l21在轴的设计计算时确定。
⑹l6长度考虑轮毂与轴两侧的间隙，取间隙为20mm，即l22+20=85mm
⑺d3 = d2+1 = 56mm,d4 = d2+2 = 57mm
⑻大端轮毂主要尺寸如下：
l22, = 1.2d4 = 1.2×57 = 68.4mm,圆整后l22, = 70mm
d22,≥(1.55-1.6)d4且d22,≥d4+60,圆整后d22, = 120mm
d20, = d22,+10 = 130mm
⑼l5长度考虑到轮毂与轴的单侧间隙，取间隙为10mm,即l22,+10 = 80mm
⑽l4 = Bw+l20+l21+t2+15 = 300+15+20+9+15mm = 359mm
l20为小端轮毂底圈高15mm，l21为大端轮毂底圈高20mm
⑾13 = -2 = -2mm = 125.5mm
A为轴承座中心距，B2为轴承座中轴承宽，l10 = Bw+l20+l21+t2 = 300+15+20+9 = 344mm
⑿l15 = -2 = -2mm = 50mm
⒀d5 = d2+12=67mm,d6 = d1+7=52mm
⒁轴总长L1 =700mm
⒂键长l7 = 32mm，则l8 = 14mm
实际加工中，对两轮毂外侧的斜轴尺寸没有特殊要求，保证l2、l4中心线在同一位置即可。

4.5 改向部分设计
4.5.1改向滚筒各部分材料确定
根据要求，与传动滚筒材料相同。
4.5.2传动滚筒各部分尺寸条件
⑴轮毂处轴应力
fb ≥ 4.27
计算d3 ≥
=
=9.87×10-6m,fb取50N/mm2,d≥21.45mm (条件五)
⑵轴承处应力
fb ≥ 4.28
计算d3 ≥
=
=2.19×10-6m,d≥13mm （条件六）
P、L0选取与传动筒同一规格
4.5.3 改向筒轴、轮毂设计及轴承选择
各主要参数与传动筒相同，没有轴伸及键槽，轮毂l22 = 1.0d2

图4.7 改向轴

⑴轴承座选用SN206，d1 = 30mm(满足条件六)
⑵轴承实际中心距A=547mm（满足辐板设计要求），轴承座宽B1 = 77mm，l2 = 547-77mm = 470mm
⑶d2尺寸根据条件五，并圆整，得d2=40mm
小端轮毂主要尺寸如下：
l22 = 1.2d2 = 1.0×40mm = 40mm
d22≥(1.55-1.6)d2且d22≥d2+60，圆整后d22 = 100mm
d20 = d22+10 = 110mm
轮毂底圈高l20/l21在轴的设计计算时确定。
⑷ l6长度考虑轮毂与轴两侧的间隙，取间隙为20mm，即l22+20 = 60mm
⑸ d3 = d2+1 = 41mm, d4 = d2+2 = 42mm
⑹大端轮毂主要尺寸如下：
l22, = 1.0d4 = 1.0×42 = 42mm,圆整后l22, = 45mm
d22,≥(1.55-1.6)d4且d22,≥d4+60,圆整后d22, = 105mm
d20, = d22,+10 = 115mm
⑺ l5长度考虑到轮毂与轴的单侧间隙，取间隙为10mm,即l22,+10 = 55mm
⑻ l4 = Bw+l20+l21+t2+15=300+10+15+9+15mm = 349mm
l20为小端轮毂底圈高10mm，l21为大端轮毂底圈高15mm
⑼13 = -2 = -2mm = 112.5mm
A为轴承座中心距，B2为轴承座中轴承宽，l10 = Bw+l20+l21+t2 = 300+10+15+9 = 334mm
考虑两端安放轴承，尺寸增加，即13=120mm
⑽l15尺寸考虑轴承座及轴承宽度，取l15=55mm
⑾ d5 = d2+12 = 52mm, d6 = d1+5 = 35mm
⑿轴总长L1 = 580mm
实际加工中，保证l2、l4中心线在同一位置。

4.6 筒皮与辐板计算

图4.8 筒皮受力示意

4.6.1 筒皮设计
筒皮危险点：中心点和靠近轮辐处，由经验资料，只要保证靠近轮辐处的筒皮强度就足够了。
DX型系列滚筒筒皮经验计算法：
σ = 0.056 ≤ [σ]=13Kg/mm2 4.29
式中 T——滚筒受合张力，T=430.36×2÷9.8Kg=87.83Kg
D——滚筒直径，D=400mm
Bw——两轮辐中心距，Bw取300mm
t1——筒皮厚mm
计算t12 ≥ 0.056×
=
=0.5mmn,t1≥0.7mm
依照筒皮大众化厚度，取t1=7mm
4.6.2 辐板设计
参考DX手册关于辐板强度的计算，预设辐板宽度为t2=9mm
①弯曲应力σ1（Kg/mm2）
σ1 = 4.30
=1.75×
=0.19Kg/mm2
式中 C1、C2——系数，根据r/R = 0.4,得，C1 = 0.18,C2 = 1.75（r辐板内径，取50mm;R滚筒半径，取200mm）
I——轮毂处周惯性矩，I ===1.25×105mm4,轮毂内径取两轴中较细的那个尺寸，即40mm
A——轴承座轴承中心距,按较大值计算，取580mm
Bw——辐板中心距，为300mm
②辐板压应力σ2
σ2 = 4.31
=
=0.012Kg/mm2
式中r为辐板外径，取193mm
③辐板在轮毂处剪应力τ
τ = 4.32
=
=0.73Kg/mm2，M换算成Kg·m单位
靠近轮辐处辐板应力σ = 4.33
=
=1.28Kg/mm2
σ<[σ]=13Kg/mm2，满足要求
4.7 主要联接件强度校核
4.7.1 传动筒轴承校核
轴承选用6209，轴工作转速n = 71.63r/min,工作温度t < 100°C,预期寿命, = 50000h。由 = 得
P = fTCr 4.34
由机械设计手册查深沟球轴承标准（GB/T 276-1994）得Cr = 20.5KN
由手册查的温度系数fT = 1，而球轴承ε = 3
将以上数据代入上式得P = 3422N
P为轴承可承受的最大载荷，滚筒上全部零件重约为1500N,能满足要求。
4.7.2 改向筒轴承校核
轴承选用6206，轴工作转速n = r/min = 89.53r/min，工作温度t < 100°C,预期寿命, = 50000h。由 = 得
P = fTCr
Cr、fT、ε不变，将数据代入公式得P=3177N
改向滚筒上全部零件重约为1260N，能够满足要求。
4.7.3 轴孔联接键的强度校核
⑴电动机与大带轮联接键，A型8×7×28
键工作长度l = 28-8mm = 20mm，键和轴为碳素钢，许用应力为100MPa，大带轮为铸铁，许用应力为50MPa,计算挤压应力
σp = 4.35
=Mpa
=6.2MPa<50MPa
⑵减速器高速轴与小带轮联接键，A型8×7×28
键工作长度l = 28-8mm = 20mm，键和轴为碳素钢，小带轮为铸铁，许用应力为50MPa，计算挤压应力
σp = = MPa = 7.9MPa < 50MPa
⑶减速器低速轴与联轴器键联接，A型12×8×40
键工作长度l = 40-12mm = 28mm，材料全为碳素钢，许用应力为100MPa，计算挤压应力
σp = = MPa = 40MPa < 100MPa
4.7.4 螺钉、螺栓强度校核
⑴电动机机架螺钉
电动机传递翻转力矩为5.18N·m
受力最大螺钉所受拉力为
Fmax = 4.36
=N
=47.5N
预紧力F0取90N，M10螺钉d1 = 8.5mm
强度校核：
σca = 4.37
=
=3.15MPa
螺钉采用松联接，性能等级选用4.6级，许用安全系数取1.5，计算
[σ] = = MPa = 160MPa > σca
⑵传动筒机架螺钉
滚筒轴所受翻转力矩为89.72N·m
受力最大螺钉所受拉力为Fmax = = N = 886.1N
根据径向载荷求预紧力，FR = 430.36N，接合面数m = 1,联接螺钉数z = 8，取可靠系数Kf = 1.2，接合面间摩擦因数f = 0.12，由不滑移条件得到
F0 = 4.38
=N
=538N
强度校核：
σca = = = 32.6MPa < [σ]
⑶改向筒机架螺钉
改向筒所受翻转力矩略小于传动滚筒，取88N·m
受力最大螺钉所受拉力为Fmax = = N = 820.8N
强度校核：
σca = = = 31.1MPa<[σ]
4.7.5 上