1、分类号： 密级： UDC： 学号： 丽水职业技术学院机电信息分院毕 业 设 计带式输送机传动装置设计学生学号： 学生姓名： 王 辉 导师姓名： 叶 翔 班 级 机电 0401 专业名称 机电一体化 论文提交日期 20 年 月 日 论文答辩日期 20 年 月 日 答辩委员会主席 评 阅 人 20 年 月 日丽职院机电信息分院毕业论文(设计)独创性声明本人声明所呈交的毕业论文（设计）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了
2、谢意。学生签名： 日 期： 论 文 使 用 授 权 声 明丽职院机电信息分院有权保留本人所送交毕业论文（设计）的复印件和电子文档，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。本人电子文档的内容和纸质论文的内容相一致。除在保密期内的保密论文外，允许论文被查阅和借阅，可以公布（包括刊登）论文的全部或部分内容。论文的公布（包括刊登）授权丽职院机电信息分院办理。学生签名： 导师签名： 日 期：专业名称：机电一体化 作者：王 辉 指导教师：叶 翔摘 要 本文首先介绍了带式输送机传动装置的应用及研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了电动机、齿轮、轴、滚动轴承、键、联轴器等的相关内容；在技术路线中，论
3、述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。关键词 电动机，齿轮，传动零件，轴，滚动轴承，键，联轴器带式输送机传动装置设计1目 录一、引言 5二、设计任务 6三、传动方案 6四、电动机的选择 64.1 选择电动机的容量 74.2 确定电动机转速 7五、计算总传动比及分配各级的传动比 7六、运动参数及动力参数计算 86.1 各轴转速 86.2 轴功率 86.3 轴转矩 8七、传动零件的设计计算 97.1 普通 V 带传动 .97.2 齿轮 117.3 链传动
4、 13八、轴的设计计算 158.1I 轴的设计计算（减速器小齿轮所在的轴） 158.2 轴结构的设计 158.3 轴结构的设计 17九、滚动轴承的选择及校核计算 189.1 确定 Cr.189.2 计算当量动载荷 Pr .199.3 求当量动载 Pr .19十、键联接的选择及计算 1910.1 键 I（大带轮） .1910.2 小齿轮 19十一、联轴器的选择及计算 1911.1 选择联轴器的类型 2011.2 求计算转矩 Tc 2011.3 选择联轴器的型号 20十二、底图 20十三、润滑 21十四、小结 21十五、致谢 21十六、参考文献 22十七、附录 222一、引言带式输送机是连续运输机
5、的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的连续物料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。在工业、农业、交通等各企业中,连续运输机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的组成部分。其中带输送机是连续运输机中是使用最广泛的,带式输送机运行可靠，输送量大，输送距离长，维护简便，适应于冶金煤炭，机械电力，轻工，建材，粮食等各个部门。带式输送机又称胶带运输机，其主要部件是输送带,亦称为胶带,输送带兼作牵引机构和承载机构。它主要包括一下几个部分：输送带(通常称为胶带) 、托辊及中间架、滚筒拉紧装置、制动装置、清扫装置和卸料
6、装置等。带式输送机分类方法有多种,按运输物料的输送带结构可分成两类,一类是普通型带式输送机,这类带式输送机在输送带运输物料的过程中，上带呈槽形,下带呈平形,输送带有托辊托起,输送带外表几何形状均为平面；另外一类是特种结构的带式输送机,各有各的输送特点。目前带式输送机已广泛应用于国民经经济各个部门,近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中带式输送机又成为重要的组成部分.主要有:钢绳芯带式输送机、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达 30000t/h),适用范围广(可运送矿石,煤炭,岩石和各种粉状物料,特定条件下也可以运人),安全可靠,自动化程度高,设备维护
7、检修容易,爬坡能力大(可达 16),经营费用低,由于缩短运输距离可节省基建投资。目前,带式输送机的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯,合理使用胶带张力,降低物料输送能耗,清理胶带的最佳方法等。我国已于 1978 年完成了钢绳芯带式输送机的定型设计。钢绳芯带式输送机的适用范围：1.适用于环境温度一般为-40C45C；在寒冷地区驱动站应有采暖设施； 2.可做水平运输,倾斜向上(16)和向下运输,也可以转弯运输；运输距离长,单机输送可达 15km； 3.可露天铺设,运输线可设防护罩或设通廊； 4.输送带伸长率为普通带的 1/5；其使用寿命比普通胶带长；成槽性好；运输距离大
8、。带式输送机传动装置设计3二、设计任务设计带式输送机：已知带使用期限 10 年，每天二班制（每班 8 小时） ，每年工作日（300 天） ，大修期 3 年。在中小型机械厂小批量生产。已知输送带工作拉力 F=2.7Kn,输送带速度 v=1.5m/s ,卷筒直径 D=450mm图 1三、传动方案电动机V 带轮圆柱齿轮减速器 链传动联轴器滚筒输送带四、电动机的选择选择电动机类型和结构形式。按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列三相异步电4动机，为卧式封闭结构。4.1 选择电动机的容量工作机所需的功率 Pn 为 Pw= 10VF式中，F w=2500N，V w=1.5m/s， w=0.95，代入上
9、式得： ( w 取 0.95)Pw= KW =3.947KW95.012电动机所需功率 Po 为：P o= W从电动机至滚筒主动轴之间的传动装置的总效率 为：= 带 3 轴承 齿轮 链 联轴器从1中查表得 带 =0.95， 轴承 =0.97， 链 =0.92， 联承器 =0.99 则：=0.950.99 30.970.920.99=0.814P0= .8KW481.97KW选取电动机额定功率 Pm,使 Pm=(1-1.3)P0，从3中查表得 Pm=5.5KW4.2 确定电动机转速工作机卷筒轴的转速 nw 为：nw= r/min= r/min=57.30 r/minDv106450.16按推荐的
10、传动比取合理范围，取 V 带传动的传动比 i 带 =2-4,i 齿 =3-5,I 链 =2-4,I 联承器 =1,传动比合理范围为 i=14144，故电动机转速的可选范围为：nm=in w=(14-144)57.30r/min=802.28251.2r/min。符合这一转速范围的同步转速有 1000r/min、1500 r/min、 3000r/min 三种，由标准查出三种适用的电动机型号。取 i=50nm=in w=(5057.30)r/min=2865r/min查表选 Y13251-2P 额 =5.5kw,转速=2900r/min，电流 11.1A。=85.5%，cos=0.87，T 堵
11、=2.0，I 堵转=7.0，T max=2.2，噪声=83dB，净重=64kg。带式输送机传动装置设计5五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置的总传动比为 i= = =50.61wmn30.5729分配各级传动比因 i=i 带 i 齿 i 链 ，初取 i 带 =4，则齿轮减速嚣的传动比为i 减 = = =12.65带 461.50i 链 取合理范围中的值 i 链 =3。可算出 i 齿 =4.22，i 链 =3。六、运动参数及动力参数计算6.1 各轴转速：轴 n = = r/min = 725r/min带im4290轴 n = = r/min = 171.8r/min齿i.75轴 n = =
12、 r/min = 57.3r/min链i381卷筒轴 n =n =57.3r/min6.2 轴功率：I 轴 P =Po oI=Po 带 =4.80.95KW=4.56KW轴 P =P =P 轴承 齿 =4.560.990.97KW=4.38KW轴 P =P =P 轴承 链 =4.380.990.92=3.99KW卷筒轴 P= P =P 轴承 联轴器 =3.990.990.99KW=3.91KW 6.3 轴转矩：I 轴 T =9550 =9550 Nm=60.07 Nmn7256.4轴 T =9550 =9550 Nm=243.47 NmP8.136轴 T =9550 =9550 Nm=665N
13、mnP3.579卷筒轴 T =9550 =9550 Nm=651.67Nm.1将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名参数电动机轴 I 轴 轴 轴 卷筒轴转速n/rmin-1 2900 725 171.8 57.3 57.3功率 P/KW 5.5 4.56 4.38 3.99 3.91转矩T/Nm 2.0 60.07 243.47 665 651.67传动比 i 4 4.22 3 1效率 0.95 0.96 0.91 0.98七、传动零件的设计计算7.1 普通 V 带传动设计功率：P d 单位：KWPd=KAP =（1.35.5）KW=7.15KW(P2 传递的功率，K A：工况系数，
14、从1中查表 33.1-12)选定带型：根据 Pd 和 n1 由1 中图 33.1-2.2 或图 33.1-4 选取n 1：小带轮转速（r/min）。根据 Pd=7.15KW 和 n1=2900r/min，由1中图 33.1-2 确定为 A 型传动比 i：i= = 若计入滑动率，i= = (通常 =0.01 0.02)21np2112)(pdn2：大带轮转速（r/min） dP1：小带轮的节圆直径（mm ）dP2：大带轮的节圆直径（mm ） : 弹性滑动率通常带轮的节圆直径可视为基准直径。3小带轮的基准直径 dd1(mm)：按1中表 33.1-18.19 选定（为提高 V 带的寿命，宜选取较大的
15、直径） 。并参考1中图33.1-2 取 dd1=80mm大轮基准直径：d d2=idd1(1-)=480( 0.01)mm=316.8mm1带式输送机传动装置设计7由1中表 33.118 取 dd2=315mm4大带轮的实际转速，即 I 轴的实际转速n2= r/min=729.1r/min3158029.121d5带速 V：（m/s）V= 1max106dppv此 处 取普通 V 带 Vmax=2530,窄 V 带 Vmax=3540一般 V 带不得低于 5m/s,为了充分发挥 V 带的转动能力，应使 V20m/sV= ss/15.2/106986初定轴间距 a00.7（d d1+dd2）a
16、02(d d1+dd2) (或是根据结构要求定)取 1.3（d d1+dd2） ，即 1.3（80+315）mm=513.5mm，取圆整数值 a0=500mm。7所需基准长度 Ld0(mm)：Ld0=2a0+ 021214add由1中表 33.1-7-9 选取相近的 Ld 对有效宽度制 V 带，按有效直径计算所需带长度由1中表 33. 1-10 选相近带长。Ld0=2500 m1.648504318022由1中表 33 .1-7 选取基准长度 Ld=1600mm。8实际轴间距 a:(mm)aa 0+ 20daa 0+(Ld-Ld0)/2安装时所需最小轴间距 amin=a-0.015Ld张紧或补
17、偿伸长所需要最大轴间距：a max=a+0.03Ldaa0+ mLd 47621.680520 安装时所需要最小轴间距:amin=a-0.015Ld=(476-0.0151600)mm=452mm张紧或补偿伸长所需最大的轴间距：amax=a0.03L d=(476+0.031600)mm=524mm9小带轮包角 a1:a1=180o oa3.5712如 a1 较小，应该增大 a 或用张紧轮。8a1=180o oo71.53.476803510单根 V 带传递的额定功率 P1:(KW)根据带型、d d1 和 n1 从1中查表 331-17 （a ）(n) 。P1 是 a=180O,载荷平稳时，特
18、定基准长度的单根 V 带基本额定功率。根据 dd1=80mm 和 n1=2900r/min 从1 中表 33.1-17c 查得 A 型带 P1=1.64KW。11传动比 i1 的额定功率增量 p1:(KW)根据带型、n 1 和 i 从1中查表 33 .1-17（a）(n)。考虑传动比的影响，额定功率的增量P 1 由1中表 33. 1-17 查得:P1=0.34kw12V 带的根数 Z：Z= 根根 965.3.0234.61571LadkKa:小带轮包角修正系数, 从1中查表 33. 1-13KL:带长修正系数, 从1中查表 33. 1-15.16由1中表 33. 1-13 查得 Ka=0.92
19、由1中表 33 .1-15 查得 KL=0.9913单根 V 带的预紧力 F0：（N ）20)15.2(mvzpkFda带每米长的重量(从1中查表 33.114)（kg/m）vm：由1中表 33.114 查表得 m=0.10kg/m N1.4)15.2(0.15.247)9.050 14作用在轴上的力 Fr：（N）NazFr9.47271.5sin121015带轮的结构和尺寸小带轮的结构和尺寸采用灰铸铁。固 ，故用 HT200smV/30/5.12B=（z-1）e+2f=(4-1)2.7+29=32.7+18=26.17.2 齿轮一般用途的减速器，常采用软齿面钢制齿轮。带式输送机传动装置设计9
20、择齿轮材料并确定许用应力。根据4中表 6-9，小齿轮采用 45 钢调质，齿面硬度为 220250HBS， 大齿轮采用 45 钢正火，硬度为 170200HBS；由4中图 6-30 查得 Hlim1=570MPa， Hlim2=460MPa;由4中图 6-31 查得 Flim1=460MPa, Flim2=360MPa; 4中表 6-10 取 SHmin=1,SFmin=1.则由4中式（6-24 ） ，式（6-25 ）得 H1= Hlim1/SHmin=570/1MPa=570Mpa H2= Hlim2/SHmin=460/1MPa=460Mpa. F1= Flim1/SFmin=460/1MP
21、a=460Mpa F2= Flim2/SFmin=360/1MPa=360MPa 按齿面接触疲劳强度设计计算。由于是软齿面闭式齿轮传动，齿轮的主要参数应按齿面接触强度确定。d1 31267iKTdH传递转矩 T1 :T1=9.55106 =（9.5510 6 ）Nmm=60066Nmm 。1nP725.4载荷系数 K：因载荷平稳，齿轮相对于轴承对称布置，由4 中表 6-6 取 K=1.2 。齿宽系数 d：由4中表 6-7 取 d=1 。 许用接触应力 H： H= H2=460MPa 。传动比 i：i=4.22 。将以上参数代入4中式（6-21 ） 。mmiKTddH46.57 2.4160.4
22、7132321 确定齿轮参数及主要尺寸。1）齿数 取 Z1=30，则 Z2=iZ1=4.2230=126.6，取 127。 实际传动比 i=Z 2/Z1=127/30=4.23，传动比误差： i=(i -i)/i=(4.23-4.22)/4.22=0.24%,工程上i 允许在5%以内，所以合适。2）模数 m=d1/Z1=（57.46/30）mm=1.92mm，取标准值 m=2mm。（注：小齿轮齿数 Z1，软齿面闭式齿轮传动在满足弯曲强度的条件下，为提高传动的平稳行，一般取 Z1=2040，速度较高时取较大值）3）中心距 标准中心距 a= （Z 1+Z2）= （30+127）mm=157mm m
23、4) 其他主要尺寸。分度圆直径：d 1=mZ1=(230)mm=60mmd2=mZ2=(2127)mm=254mm齿顶圆直径：d a1=d1+2m=60+22=64mmda2=d2+2m=254+22=258mm齿宽：b= dd1=(160)mm=60mm，取 b2=60mm，b 1=b2+（510）=6570mm ，取b1=67mm.。4验算齿根弯曲疲劳强度。10 F= FSYbmdKT12复合齿形系数 YS：由 X=0 （标准齿轮）及 Z1、 Z2 查4中图 6-23 得YFS1=4.12，Y FS2=3.96 则： F1= YFS112bdT= MPa49.82.4602. 1F F2=
24、 F1 MPa=79.29MPa1.631FSY弯曲强度足够。5确定齿轮传动精度齿轮圆周速度 v=由4中表 64 确定第公差组为 8 级精度。第、 公差组也可定为 8 级。齿厚偏差选 HK。6轮结构设计小齿轮 da1=64mm,尺寸较小。采用齿轮轴。大齿轮 da2=258mm,采用腹板式齿轮。工作图7.3 链传动：小链轮的直径：（轴处的直径）按扭转强度估算最小直径。按1中式（8-2 ） ，由1中表 8-11 查得C=126-103，取 C=115，可得dC考虑此轴头有一键槽，将轴径增大 5%，即 d=（33.851.05）mm=35.54mm,取d=35mm1链轮齿数小链轮齿数：Z1=292i
25、=2923=23，取 23大链齿轮数：Z2=i Z1=323=69，取 69带式输送机传动装置设计112实际传动比 i:i= = =33链轮转速小链轮转速：n 1=171.8r/min大链轮转速：n 2= = =57.3r/min4设计功率 Pd：Pd= KWKMZA6.31.84式中，K A=1, 1中表 33.2-4；K z=1.23, 1中表 33.2-5;Km=1, 1中表 33.2-6。5链条节距 P:由设计功率 Pd=3.6KW 和小链轮转速 n1=171.8r/min在1中图 33.2-3 上选得节距 P 为 12A 即 19.05mm。6检验小链轮孔径，由1中表 33.2-7，
26、dkmax=80 33.85,可以采用。7初定中心距 a0p。因结构是未限定，暂取 a0p35p8链上节数 LpLp=2a0p+ +21zopaC=235+ + =117.53,取 118 节69350.式中，C= 6.329链条长度 LL= mP5.10.9810理论中心距 aa=p（2L p- Z2- Z1）ka=19.05(2118-69-23)0.24459mm=670.96mm式中，k a=0.2445911实际中心距 aa=a-a=(670.96-0.004670.96)mm=668.3mm12链速 V12V= smpnz /3.1/1065.9872310613有效圆周力 FF=
27、 NvP2414作用于轴上的拉力 QFQF1.20K AF1.2013369.2N4043N15计算链轮几何尺寸并绘制链轮工作图。16润滑方式的选定根据滚子链节距 p19.05mm 和链条速度 v1.3m/s,由1 中图 336 选用滴油润滑，如选用油浴或飞溅润滑则更为有利。17链条标记根据设计计算结果，采用单排 12A 滚子链，节距为 19.05mm,节数为 118 节，其标记为：12A118 GB/T12431997。八、轴的设计计算8.1I 轴的设计计算（减速器小齿轮所在的轴）P=4.56kw，转速 n=725r/min,齿轮的齿宽 =67mm,齿数 Z=30，模数 mn=2mm,直齿。
28、解：1 .按转距初步估算轴径选择轴的材料为 45 钢,经调质处理，由1中表 38. 1-1 查得材料力学性能数据为： b=650MPa, s=360MPa, -1=270MPa， -1=1.55MPa,E=2.15105MPa根据1中表 38 .3-1 公式初步计算轴径，由于材料为 45 钢，由1中表 38. 3-2 选取A=115,则得：dmin=A mnP2.1756.4133 考虑装大皮带轮加键,需将其轴径增加 4%5%，故取直径为 22mm8.2 轴结构的设计1定轴各段的直径。根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始。轴段（1）为轴的最小直径，已取定 d1=22mm，轴段
29、（2）考虑大带轮的定位取 d2=24mm 轴段（3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取 d3d2 并且与轴承内径标准系列相符合，所以 d3=27.3mm(轴承型号为 60027)，轴段（4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取 d4=30mm，轴段（5）为轴环，老率齿轮定位和固定取 d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段（ 7）取与轴段（3）同样的直径取 d7=27.3mm.2定轴各段的长度。为保证齿轮的固定可靠。轴段（4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度 2mm，取带式输送机传动装置设计13L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱
30、体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距为 23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为 2mm 所以轴段（5） （6）长度 L5+L6=25mm 根据轴承的宽度=23mm,取轴段（3）长度 L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段（3）L3=（2+23+2+23）=50 ，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取 L2=（22+46）=68mm 根据大带轮轴孔长度 82，取 L1=80mm。因此，定出轴的跨距 L=（11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。3扭转和弯曲组合进行强度较核绘制轴的受力图求水平平面
31、内的支反力及弯距。轴传递的转矩 T1=P955104/n=4.56955104/725=60Nmm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Zmn/cos=260/30 0.002/cos0=2000N齿轮的径向力 Fr=tan n/cos=2000tan20/cos0N=2000 0.364/1N=728N 齿轮的轴向力 Fa=Fttan=2000 tan0=0N求支反力齿轮对称布置，瘦只受 1 个外力。所以 FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截面 C 处的弯矩：M HC=FHAL/2=10000.132/2=66Nm求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由 M A=
32、0 得：FVBl-Fr2l/2=0FVB132-Fr2132/2=0FVB=（72861/132）N=364NFVA=Fr2-FVB=（728-364）N=364N求截面 C 左侧的弯矩：MVC1=FVAl/2=3640.132/2Nm=24.02 Nm求截面 C 右侧的弯矩：MVC2=FVBl/2=3640.132/2Nm=24.02 Nm4求合成弯矩：求截面 C 左侧的合成弯矩：MC1= = Nm=70.24 Nm122VH220.46求截面 C 右侧的合成弯矩：MC2= = Nm=70.24 Nm22V25计算转矩：T=9550P/n=（95504.56/725）Nm=60.07 Nm6
33、求当量弯矩：因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 0.6。危险截面 C 处的当量弯矩为：Mec= = Nm=78.95Nm22）（ TMC207.64.70）（ 7计算危险截面处的轴径：d = mm=21mm31.0/bec 351./95.814图 2因截面 C 处有一键槽，故将直径增加 5%，即 d=（211.05）mm=22mm，结构设计草图中，此处直径为 22mm，故强度足够。因此以原结构设计的直径为准。轴的设计计算（减速器小齿轮所在的轴）P=4.38kw，转速 n=171.8r/min,齿轮的齿宽 =60mm,齿数 Z=127，模数 mn=2mm 的直齿。解：1 .按转距初补估
34、算轴径选择轴的材料为 45 钢经调治处理，由表 38 1-1 查得材料力学性能数据为： b=650mpa, s=360mpa, -1=270mpa， -1=1.55mpa,E=2.15105mpa根据表 38 3-1 公式初步计算轴径，由于材料为 45 钢，由表 38 3-2 选取 A=115 得dmin=A3(p/n)1/2=1153(4.56/725)1/2mm=33.8mm考虑装大皮带加键需要将其轴径增加 4%5%，故取直径为 35mm8.3 轴结构的设计1确定轴各段的直径。根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从小径开始。轴段（1）为轴的最小直径，已取定 d1=22mm，轴段（2）考
35、虑大带轮的定位取 d2=24mm 轴段（3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取 d3d2 并且与轴承内径标准系列相符合，所以 d3=27.3mm(轴承型号为60027)，轴段（4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取 d4=30mm，轴段（5）为轴环，老率齿轮定位和固定取 d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取 d6=30mm，轴段（7）取与轴段（3）同样的直径取 d7=27.3mm.2定轴各段的长度。为保证齿轮的固定可靠。轴段（4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度 2mm，取L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距
36、为 23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为 2mm 所以轴段（5） （6）长度 L5+L6=25mm 根据轴承的宽度带式输送机传动装置设计15=23mm,取轴段（3）长度 L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段（3）L3=（2+23+2+23）=50 ，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取 L2=（22+46）=68mm 根据大带轮轴孔长度 82，取 L1=80mm。因此，定出轴的跨距 L=（11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。3扭转和弯曲组合进行强度较核.绘制轴的受力图.求水平平面内的支
37、反力及弯距。轴传递的转矩 T2=P955104/n=4.56955104/725=243nmm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Zmn/cos=2 60/300.002/cos0=1913N齿轮的径向力 Fr=tanan/cos=2000tan20/cos0N=2000 0.364/1N=696N 齿轮的轴向力 Fa=Fttan =2000tan0=0N求支反力齿轮对称布置，瘦只受 1 个外力。所以 FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截面 C 处的弯矩：M HC=FHAL/2=10000.132/2=66Nm求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由 M A=0
38、得FVBl-Fr2l/2=0FVB132-Fr2132/2=0FVB=（72861/132）N=348NFVA=Fr2-FVB=（728-364）N=348N求截面 C 左侧的弯矩：MVC1=FVAl/2=3640.132/2Nm=22.97 Nm求截面 C 右侧的弯矩：MVC2=FVBl/2=3640.132/2Nm=22.97 Nm4求合成弯矩：求截面 C 左侧的合成弯矩：MC1= = Nm=67.06 Nm122VH220.46求截面 C 右侧的合成弯矩：MC2= = Nm=67.06 Nm22V25计算转矩：T=9550P/n=（95504.56/725）Nm=243.47 Nm6求当
39、量弯矩：因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数 0.6。危险截面 C 处的当量弯矩为：Mec= = Nm=160.74Nm22）（ TMC207.64.70）（ 7计算危险截面处的轴径：d = mm=30.08mm31.0/bec 351./95.816图 3因截面 C 处有一键槽，故将直径增加 5%，即 d=（30.081.05）mm=31.58mm，结构设计草图中，此处直径为 32mm，故强度足够。因此以原结构设计的直径为准。九、滚动轴承的选择及校核计算轴承 I 轴承 64046404 深沟球轴承。该轴的转速 725r/min9.1 确定 Cr。查有关手册得 6406 轴承的 Cr=4
40、7.5 Cor=24.5kw9.2 计算当量动载荷 Pr确定 e 值根据表 8-12P=FVV=23.14rn=23.1430725=2.3m/sP=FV4.56kw=F2. 3m/sF=983N=Fr判别值 e 取 0.3Fa/Cor=Fa/24500=0.3 Fa=735N判别比值 Fa/Fr=735/1983=0.37e根据公式。且由表 8-12 查得系数 X=0.56。Y=1.15带式输送机传动装置设计179.3 求当量动载 PrPr=XFr+Yfa=(0.561983+1.15735)N=1955.73N计算轴承寿命由表 8-13 按温度小于 100 度可以知道在=1 查表 8-14
41、 按载荷有轻微冲击查表 fp=1.2 寿命系数 =3 由表 8-8 可得到轴承寿命Lh=106/60n(ftCr/fp pr) =10 6/6725(147.5/1.21.956)3=49052.0h该轴的使命为 49052.0II 轴的轴承与 I 轴的轴承的计算方法相同II 轴的轴承寿命经计算为 45072.0h十、键联接的选择及计算10.1 键 I（大带轮）由 22 轴径表得 bh=66 L=1470 取 L=30mm p=100mpap=4000T/hld p= p L=L-d=30-6=24mm=(400060.07)/(62422)=75.85mpa=p10.2 小齿轮由 30 的齿
42、径查表得 bh=87 L=18-90,取 L=60 p=120mpap=400T/hld=400060.07/75230=22.01mpa=p L=L-b=60-8=52十一、联轴器的选择及计算初选轴径 mnpAd3.47.59133mi 因为联轴器加键 mdd50,.)0( 取由 d=50mm,n=57.3r/min,p=3.99kw,T=665Nm 查表得11.1 选择联轴器的类型由于此输送机的功率不大，振动轻微，考虑的结构简单安装方便，选择套筒联轴器。11.2 求计算转矩 Tc根据动力机为电动机。工作机为输送机，查表 419 取工作情况系数 KA=1.5，由式418 得18NmnpkTA
43、c 5.973.59.195095011.3 选择联轴器的型号根据 TC 、 d 和 n 查表（机械设计手册）十二、底图图 4 十三、润滑齿轮润滑油选用 LAN22，油浴。链条：润滑脂选用钠基润滑（GB/T492 1989） 、ZN3密封，用迷宫式密封装置。十四、小结通过本次毕业设计，成功完成带式输送机传动装置的设计。带式输送机传动装置设计19设计时碰到的主要困难是，传动方案的选定；方案选择的主要依据是性能与经济成本之间的权衡。设计出所有可能的传动方案。再考虑使用场合等因素确定方案。选择电动机，在满足使用要求的前提下选用经济成本低的方案，选定电动机，但功率要略大于题目要求，因为在实际使用过程中
44、可能有瞬时的冲击载荷、过载等情况。从相关手册中查各级传动的传动比的合理范围，进而得到此装置的总传动比。传动比太小不能有效发挥其性能；传动比太大就会因材料性能达不到要求、结构不合理产生危险。从相关手册上查得计算公式、系数，分别计算出带、齿轮、链传动的参数。注意带传动的滑动率要计算在内。齿轮计算有硬齿面和软齿面两类。链传动的优点是平均传动比恒稳定。本次课程设计对轴进行了强度较核。但轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会破坏机器的工作性能。因此，在设计重要轴时，必须检验轴的变形量，即进行轴的刚度较核。键、轴承、螺栓、螺母、垫圈尽量选用标准件以
45、降低生产成本、保持市场竞争力。两根转动轴在设计时，结构上应注意零件装拆的方便。设计时要安排齿轮的轴段应留有锥度轴段来引导齿轮安装，且此轴段要比轴上齿轮的齿宽要小，以便于定位环安装定位、固定齿轮。轴上的键槽在轴上零件的宽度范围内，否则会影响其后零件的装配，带来不必要的麻烦。本次毕业设计的重要内容之一就是资料、手册的整理、查找。手上若没有什么手册、资料，凭空在那儿设计，那设计出来的东西什么都不是。相关的手册、资料是亿万从业人员的经验总结，自己不可能全部从生产中直接总结获得。注意借鉴前人的成果。十五、致谢经过三个月的毕业设计忙碌之后，设计最终完成，心里有一种说不出的轻松，设计过程中遇到许多的问题，在
46、众多师友的帮助下予以解决。首先要感谢叶翔老师对我的指导和督促，叶翔老师给我指出了正确的设计方向，使我加深了对知识的理解,同时也避免了在设计过程中少走弯路，叶翔老师的督促使我一直把毕业设计放在心里，保证按质按量的完成；要感谢宿舍同学，是大家营造了良好的学习环境，在做设计的过程中互帮互助。还要感谢那些把借阅证让我借书的同学，使得我查阅资料非常方便；还要感谢李财军同学在我最需要电脑的时候给我提供电脑，使我能够按时完成毕业设计。大学生活至此划上了圆满的句号，在丽水职业技术学院这块土地上有众多莘莘学子辛勤的耕耘，在这块土地上我健康快乐的成长，我永远不会忘记可亲的同学，可敬的老师，我永远记得这片土地。20
47、十六、参考文献1机械设计手册机械工业出版社，2002 年 8 月第 2 版；2机械工程师手册机械工业出版社，2002 年 11 月第 2 版；3机械设计课程设计机械工业出版社，王旭、王积森主编， 2004 年 6 月第 1 版；4机械设计基础机械工业出版社，隋明阳主编，2004 年 8 月第 1 版；5机械设计（第七版） 高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编， 2001 年 7 月第 7 版；6简明机械设计手册同济大学出版社，洪钟德主编， 2002 年 5 月第 1 版；7减速器选用手册化学工业出版社，周明衡主编，2002 年 6 月第 1 版；8机械制图（第四版） 高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高
