目录1、前言 (2)2、摘要 (3)3、总体设计方案 (4)4、电动机的选择 (6)5、三角胶带传动设计 (7)6、减速器设计 (10)7、联轴器的选择 (32)8、锥齿轮传动设计 (33)9、小锥齿轮的设计及轴承座的设计 (35)10、滚筒、滚筒轴及其配件的设计 (36)11、滚筒架的设计及轴承座的设计 (39)12、参考文献 (41)13、结束语 (42)前言本课题设计的是某工厂的驱动式滚筒运输机。
该运输机要求结构紧凑，效率高，寿命长，并且能适用于多种场合。
这个设计基本能满足上述要求，并从经济性，实用性出发，尽量与一般工厂的实际情况相吻合。
故能够达到预期效果。
当然，由于本人的经验和条件有所限制，缺点和不足之处在所难免。
敬请各位老师和同仁提出宝贵的意见和建议。
谢谢！摘要摘要内容：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.SummarySummary 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、总体传动方案设计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/πD （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10 m 长，故滚筒共10根，初定木材的最小长度为3m 。
故n5=0.8/3.14³0.12 = 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。
1、初步画出机械传动图，（图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i2≤4，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=1.88≤2，选用三角胶带传动。
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′=0.735/75η{[q1³(2f+μ1d)+q0³(μ1d)]L+μG}(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；μ1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径D：滚筒直径；μ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数η：机械传动的总功率。
（1）、首选滚动轴衬效率η1=0.98（共34个）。
联轴器效率η2=0.99 三角V带效率η3=0.9 直齿圆齿轮减速器η4=0.98 锥齿轮η5=0.95（10个）∴η=η1³η2³η3³η4³η5= 0.98³0.99³0.96³0.98³0.95=0.28（2）、查文献[4]表1-8得：f = 0.6；μ1= 0.002；μ= 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=20.99³0.4=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′=（0.75³0.8）/（75³0.28）³{[50³（2³0.6+0.002³0.036）+8.4³10³（0.002³0.036/0.121）]³0.4+0.4=6.72 kw二、电动机的选择由于运输机的功率P′=6.72kw，可知电动机的功率为P>P′。
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′=127.4³(1.88³4³1.5)=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，三、三角带传动设计（一）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10~15小时，工作有轻微振动。
三角带传动计算（表中数据由文献[6]中查取）（二）、带轮的设计1、带轮的几何尺寸的计算：（1）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：b p=19mm , H min=20mm , h a=6mm , e=26mm , f=17mmΦ0=36°, δ=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1.8~2D之间）L=70mm（在1.5~2D之间）（2）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[6]P233页）孔径D=36mm 轮缘d1=（1.8~2）D=70mm，轮毂长度L=（1.5~2）D=70mmd2=d e－2(1+δ)=(D2+2h a)－2(H+δ)=(355+2×6)－2(20+10)=307mm h1=290 mmh2=0.8h1=25.6mm a1=0.4h1=12.8mma2=0.8a1=12.8×0.8=10mm f1=0.2h1=6.4mmf2=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[6]P233参考）四、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。
（一）、齿轮传动设计[已知]减速器输入轴的功率为P2=Pη3=7.5³0.96=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[2]P221-224，所用的表，图也由文献[2]中查得）。
1、选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
（1）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；（2）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，并经调质及表面淬火，表面硬度为40~50HRC；（3）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）；（4）选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2= iz1=4³20=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K t=1.3。
b)、计算小齿轮传递转矩T1T1=95.5³10P2/n2=95.5³10³7.2/765=0.9³105 N•mmc)、由表10-7选取齿宽系数Φd=0.9d)、由表10-7查得材料的弹性系数Z E=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бH lim1=бH lim2=1100 Mpaf）、由式10-13计算应力循环次数N1=60 n1j L n=60×765×(15×300×15)=3.1×109g)、由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数K HN1=0.88 K HN2=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：[б]H1=K HN1•бH lim1/s=968 Mpa[б]H2=K HN2•бH lim2/s=990 Mpa2）、计算a)试算小齿轮的分度圆直径d1t代入[б]H中较小值得：d1t=42.73（mm）b)计算圆周速度VV=Пd1t n/60×1000=31.4×42.37×76.5/60×1000=1.71(m/s)c)计算齿宽bb=Φd•d1t=0.9×42.73=38.457(mm)d）、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=2.25m t=2.25×2.1365=4.81(mm)b/t=38.457/4.81=8e）、计算载荷系数①根据V=1.71m/s 7级精度，由图10-8查得载荷系数Kv=1.07②直齿轮假设K A F t/b≥100N/mm，由表10-3查得K Hα=K Fα=1.1③由表10-2查得使用系数 K A=1.5④由表10-4查得K Hβ=1.223⑤由图10-13查得K Fβ=1.18故载荷系数 K=K A K v KαK Hβ=1.5³1.07³1.1³1.223=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：d1≥d1t √K/K t=42.73 3√2.16/1.3=50.6mmg)、计算模数m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm3、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=3√2KT1Y SαY Fα/（Φd Z12[ζ]F）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бFE1=бFE2=600Mpab)、由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数K FN1=0.88 K FN2=0.90C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式10-12得：[б] F1 = K FN1³бfe1/s=0.88³600/1.4=377.14mpa.[б] F2= K FN2³бfe2/s=0.9³600/1.4=385.71mpa.d)、计算载荷系数k.k=k a³k v³kаk fb=1.5³1.07³1.1³1.18=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：Y fa1=2.8Y fa2=2.22应力校正系数：Y sa1=1.55Y sa2=1.77f)计算大小齿轮的Y fa³Y sa/[б]f并加以比较Y fa1³Y sa1/ [б]f1=2.8³1.55/377.14=0.01151Y fa2³Y sa2/ [б]f2=2.22³1.77/385.71=0.01019小齿轮数值较大。