带式输送机课程设计--带式输送机传动装置设计

《机械设计基础》

课程设计说明书

设计题目： 带式输送机传动装置设计 专业班级：过控1201

2014年 6月 10 日

;0

.

目录

一.设计任务···························2

二.电动机选择·························3

三.传动比分配·························3

四.各轴的转速 转矩 功率···············4

五.三角带传动设计·····················5

六.齿轮传动的设计·····················6

七.轴的设计···························10

八. 滚动轴承的选择与计算··············17

九. 平键联接的选用和计算··············19

十.联轴器的选择计算···················19

十一.参考文献·························19

;1

.

一：设计任务

1：传动方案如下图所示。

2.工作装置技术数据

（1）输送带工作拉力: F= 3 kN； （2）输送带工作速度: V= 1.2 m/s； （3）滚筒直径： D=200 mm.

3.条件

（1）机器功用 由输送带传送机器的零、部件；

（2）工作情况 单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；

（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96； （4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时； （5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V； （6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修； （7）生产规模 中型机械厂，小批量生产。

;2

.

二：电动机的选择

根据设计的要求和内容，可选用三相异步电动机的Y系列电动机 1：电动机功率的确定

各个机构的效率选择如下表 机构 效率 符号 V带传动 0.9 齿轮传动滚动轴承联轴器 （俩对） （三对） 0.98 0.98 0.99 卷筒传动 0.96 1 2 3 4 5 =1223345=0.90.9820.9830.990.96=0.82

pd=

pw（pd为工作实际需要的电动机输出功率，pw为工作需要的输入功率）

pw= =

Fv（F为工作机阻力，v位工作机速度，w为工作机效率）

1000w30001.23.75=3.75kw pd==4.57kw

10000.960.822:电动机转速的确定

V带传动比：i0 一级齿轮传动比：i1 二级齿轮传动比：i2 取传动比范围i0：3~6 i1：2~3.5 i2：3~5 总传动比i= i0i1i2=18~105

由v=1.2m/s D=200mm 可知卷筒的转速nw=114.64r/min 所以电动机的转速n=nwi=2063.52~12037.2

由课程设计手册表12-1可知同步转速符合这一范围的只有3000r/min 所以选用电动机型号Y112M-2 满载转速n=2890r/min 额定功率p=4kw

三：传动比的分配

V带传动比：i0 一级齿轮传动比：i1 二级齿轮传动比：i2 由上可知总传动比i=

n=25.20 nwi=7.411 i0初选i0=3.4 则i1i2=

;3

.

可取i2=（1.2~1.4）i1 则得i1=2.3~2.45

取i1=2.4 所以i2=3 总之i0=3.4 i1=2.4 i2=3

四：各轴的转速 转矩 功率

从电动机轴到工作机轴依次为0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低俗轴）4轴（滚筒轴） 1:各个轴的功率 0轴p0=4kw

1轴p1=p01=40.9=3.6kw

2轴p2=p0123=40.90.980.98=3.46kw

233=3.25kw 3轴p3p01223345=3.09kw 4轴p4p0122:各个轴的转速 0轴n0=2890r/min 1轴n1n02890=850r/min i03.4n02890=354r/min i0i13.42.4n02890=118r/min i0i1i23.42.432轴n23轴n34轴n4n3=118r/min 3：各个轴的转矩 0轴T09550p0=13218nm n0p1=40447nm n1p2=93341nm n21轴T195502轴T29550;4

.

3轴T39550p3=263029nm n3p4=250081nm n44轴T49550五：三角带传动设计（注：无标识的表和式均为课本上）

1：确定功率

由[课]表13-8得工作情况系数kA=1.2 得pca=kAp0=1. 24=4.8kw 2:选取窄v带类型

根据pca n0由[课]表13-15确定选用spz型 3：确定带轮基准直径

根据[课]表13-4和13-9取主动轮基准直径d1=80mm 从动轮基准直径

d2id13.480=272mm 由表13-9取d2=280mm =12m/s

601000601000带速在5~25m/s范围内，合适

4：确定v带的基准长度和传动中心距 带速v=

d1n0802890根据0.7（d1+d2）(d2d1)2由式13-2计算得带长L=2a0+(d1d2)=1647.2mm

24a01O由表取L0=1800mm

L0L1O再由式13-16计算实际中心矩aa0=616.4mm

25:验算主动轮上的包角1 由式13-1得1=1806：计算v带的根数z 由式13-15得z=

pca

(p0p0)kkLd2d157.3161.4120主动轮上的包角合适 a由n0=2890r/min d1=80mm i=3.4 查表得p0=2.27kw

;5

.

查表13-6得p0=0.45kw

由1=161.4查表13-7得k=0.95 查表13-2得kL=1.01 则z=

4.8=1.8 取z=2根

(2.270.45)0.951.017：计算预紧力F0 由式13-17得F0=500故F0=500pca2.5(1)qv2 查表13-1得q=0.06kg/m zvk4.82.5(1)0.06122=171.64N 21.20.958：计算作用在轴上的压轴力FQ

FQ2zF0sin2=22171.64sin161.4=677.77N 2六：齿轮传动的设计

Mpa

根据式子直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速

器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮 一：高速传动的俩齿轮

1：选择材料及确定许用应力

小齿轮选择材料为40Cr(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS

由表11-1可知小齿轮Hlim1=700Mpa FE1=600Mpa 大齿轮Hlim2=600Mpa FE2=450Mpa 由表11-5取SH=1.1 SF=1.25

[H1]=

Hlim1SH=636 Mpa

[H2]=

Hlim2SH=545 Mpa

[F1]=

FE1SF=480 Mpa

;6

.

[F2]=

FE2SF=360 Mpa

2:按齿面接触强度计算

根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数d=1 根据表 11-4取ZE=189.8 d12kT1u1ZEZH() 高速齿轮传动比u=2.4 小齿轮上的转矩du[H2]T1=93341Nm

所以d187.9mm

取小齿轮齿数Z1= 24 则大齿轮齿数Z2=2.42457 实际传动比i==2.375 模数m=

d1=2.7 z15724齿宽b=d1d=163.8=63.8mm 所以取b2=65 b1=70

按表4-1取m=3 则实际分度圆直径d1=Z1m=72mm 分度圆直径d2=Z2m=171mm 齿高h1=2.25m=6.75

d2d1=225 23：验算轮齿弯曲强度

中心矩a=

由图11-5得 YFa1=1.58 YFa2=2.37 由图11-6得 Ysa1=1.58 Ysa2=1.74 由式子F12kTY1Fa1Ysa1bm2z121.32.761.5893341=78.04[F1]=480 Mpa 265324F2F1YFa2Ysa2YFa1Ysa178.042.371.7473.8[F2]360 Mpa

2.761.58所以安全

4：齿轮圆周速度

d1n13.1472850=3.20m/s v601000601000齿对照表可知用8级精度是适宜的 5：齿轮的结构设计

;7

.

轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。

小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮 二：低速传动的俩齿轮

1：选择材料及确定许用应力

小齿轮选择材料为40Cr(调质) 硬度为280HBS 大齿轮选择材料为45刚（调质） 硬度为240HBS

由表11-1可知小齿轮Hlim1=700Mpa FE1=600Mpa 大齿轮Hlim2=600Mpa FE2=450Mpa 由表11-5取SH=1.1 SF=1.25

[H1]=

Hlim1SH=636 Mpa

[H2]=

Hlim2SH=545 Mpa

[F1]=

FE1SF=480 Mpa

[F2]=

FE2SF=360 Mpa

2:按齿面接触强度计算

根据表11-3取载荷系数K=1.3 根据表11-6取齿宽系数d=1 根据表 11-4取ZE=189.8 Mpa 根据式子d12kT1u1ZEZH() 低速齿轮传动比u=3 小齿轮上的转矩du[H2]T1=263029Nm 所以d187.9mm

取小齿轮齿数Z1=16 则大齿轮齿数Z2=163 =48 实际传动比i= 模数m=

d1=5.5 z148=3 16;8

.

齿宽b=d1d=187.9=87.9mm 所以取b2=90 b1=95

按表4-1取m=6 则实际分度圆直径d1=Z1m=96mm 分度圆直径d2=Z2m=288mm 齿高h2=2.25m=13.50

d2d1=192 23：验算轮齿弯曲强度

中心矩a=

由图11-5得 YFa1=3.16 YFa2=2.37 由图11-6得 Ysa1=1.52 Ysa2=1.68 由式子F12kTY1Fa1Ysa1bm2z121.33.161.52263029=114[F1]=480 Mpa

906216F2F1YFa2Ysa2YFa1Ysa11142.371.6894.5[F2]360 Mpa

3.161.52所以安全

4：齿轮圆周速度

d1n13.1496118=0.59m/s v601000601000对照表可知用9级精度是适宜的 5：齿轮的结构设计

齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及经济等因素有关。

小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮 6：相关数据 齿轮 高速传动 大齿轮 57 3 65 齿数/n 模数 齿宽mm 分度圆直径mm 171 小齿轮 低塑传动 大齿轮 小齿轮 24 48 16

70 6 90 95 72 288 96 七：轴的设计

;9

.

（一）：高速轴的设计 转速（r/min） 高速轴功率（kw） 转矩T（N,M） 850 3.6 40447

1：轴的材料与齿轮1的材料相同为40 cr调质

2：按切应力估算轴径

由表14-2查的C（是由轴的材料和承载情况确定的常熟）=106 由式14-2得轴伸出段直径d1 d1C3=20mm

3：轴的结构设计

（1）各轴段径向尺寸的确定

如上草图所示，从轴段d12=d1=20mm开始，逐段选取相邻轴段的直径 。d23起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（2~3）c范围内经验选取（取c=2mm），故d23=d1+2h20+32=26mm，d34与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取d34=50mm，选定轴承代号为6208，

p13.6106317.172mm 取d1n1850d45即为小齿轮部分，将d45作为分度圆直径，即d45=72mm. d56=d23=26mm d67=d34=50mm （2）轴向尺寸的确定

小齿轮齿宽b1=70mm，则取L45=72mm，L12与带轮相配合，因从动轮基准直径为280mm，所以取L12=282mm，考虑按装方便盖至带轮距离取L23=45mm，L34;10

.

与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度最小为57mm，所以可取L34=60mm L56=

L23=45mm L67=L34=60mm 轴段编号 1~2 2~3 3~4 4~5 5~6 6~7 长度 20 26 50 72 26 50 直径 282 45 60 42 45 60 配合说明 与V带轮键连接配合 定位轴肩 与滚动轴承配合，套筒定位 与小齿轮键连接配合 定位轴环 与滚动轴承配合 4：轴的强度校核 （1）计算齿轮受力 转矩T1=40447nm 齿轮切向力Ft=

2T1=4044.7n d12径向力Fr=Fttan=4044.7tan20=1472.1n

Ft=4349.1n cos(2)画轴的受力简图

轴向力F=

;11

.

（1）计算支承反力

轴的支撑跨距L2+L3=124.5+52.5=177MM 则L1=357mm 在水平面上F1H=F2H=

Ft4044.7=2022.35N 22在垂直面上M2=0 F1V=故F2V=Fr—F1V=1255.6n 总支承反力

FrL31472.152.5==216.5n L2L3124.552.5222F1=F12F2022.35216.5=2030N H1VF2=F22HF222022.3521255.62=2370N V(2)画弯矩图

M1H=M2H=F1HL2=2022.35124.5=251782.5MM

;12

.

M1V=F1VL2=216.5124.5=26954.25MM M2V=F2VL2=156332.2MM 故M1M12HM12V=283400N.M

22M2M2HM2V=367420N.M

载荷 支反 力F C截面 弯矩M 总弯 矩 扭矩

水平面H 垂直面V F1H=F2H=Ft4044.7=2022.35N 22 F1V=216.5N F2V=1255.6N M1H=251782.5MM M=306720N.M T=40447N.M M1V=26954.25MM 5:按弯矩合成力校核轴的强度

根据式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取=0.6，轴的计算应力

ca=M2TW2=30672020.6404470.14532=107Mpa

已选用轴的材料40Cr调质处理，查表14-1得1=350 Mpa ca<1故安全 6：计算危险呢截面的轴直径

M2T0.11213d()=26mm d56 故安全

（二）中速轴设计

(1) 中速轴上的功率 转矩 和转速 转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（N,M） ;13

.

354 3.46 93341 （2）作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径d2=171mm 则

Ft=

2T1=1091.8n d12Fr=Fttan=1091.8tan20=397.4n

Ft=1161.5n cos（3）初步确定轴的最小直径

F=

选取轴的材料为45刚，调质处理。据表取A0=112 于是的dminA03p3.461123=23.52 n354（4）轴的结构设计

各轴径向尺寸和轴向尺寸的确定

考虑到主要承受径向力，轴也可能承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在 高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8~16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴，并选用单列圆锥子轴承，参照工作要求并根据d67= d34=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列深沟轴承6208，其尺

寸为d D B=40 80 180，故L67= L34=18+20=38

俩端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由书上查的6208型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4mm。

取安装大齿轮的轴段4—5的直径d45=46mm，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位，取d56=d23=52mm，又由于考虑到与高低速轴的配合，取L56=

;14

.

L23=65mm

轴段编号 1~2 2~3 3~4 4~5 5~6 6~7

长度 36 65 45 63 65 45 直径 40 52 38 46 52 38 配合说明 定位轴环 与深沟球轴承6208配合，套筒配合 与大齿轮键联接配合 定位轴环 与深沟球轴承6208配合 （三）低速轴的设计

(1) 中速轴上的功率 转矩 和转速 转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（N,M） 118 3.25 263029 （2）作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径d2=288mm 则

Ft=

2T1=1826.5n d12Fr=Fttan=1091.8tan20=664.7n

Ft=1943n cos（3）初步确定轴的最小直径

F=

选取轴的材料为45刚，调质处理。据表取A0=112 于是的dminA03p3.251123=33.6mm n118（4）轴的结构设计

;15

.

各轴径向尺寸和轴向尺寸的确定

1为了满足半联轴器的轴向定位，1~2轴段左端需制出一轴肩，故2~3段的直径

d23=68mm。半联轴器与轴的配合 的孔长度L=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半脸轴器上而不压在轴的端面上，故1~2段的长度应比L短一些，现取L12=105mm。

2初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d12=63mm，由3轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥字轴承6215，其尺寸dDB=7513025 故d67=d34=75mm 而L67=25mm L34=25+20=45mm

左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表查的6215型轴承的定位高度h=8mm，因此取d56=83mm

3取安装齿轮出的轴段4~5的直径d45=81mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮宽的，故取L45=63mm

4轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承的结构设计而定）。根据轴承盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L23=60mm

轴段编号 1~2 2~3 3~4 4~5 5~6 长度 105 49 45 63 10 直径 63 68 75 81 83 配合说明 与联轴器键连接配合 与端盖配合，做联轴器的轴向定位 与深沟球轴承6215配合，套筒配合 与大齿轮键联接配合 轴环 ;16

.

6~7 25 75 与深沟球轴承6215配合 八：滚动轴承的选择与计算

一：高速轴的选择和计算 （1）先求出当量动载荷P

因该向心轴承受Ft和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据

FaF值查取，而a是轴承的径向额定静载荷，假如轴C0rC0rFa=0.28，则e=0.22，所C0r承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取受轴向载荷Ft=4349.1n 径向载荷Fa=1472.1n 因

Ft>e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=XFa+YFt=8873N Fa即轴承在Ft=4349.1n和Fa=1472.1n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为8873n作用下的使用寿命。

（2）计算所需的径向基本额定动载荷值 由式16-3CrfpP60nLhN 由工作要求得工作寿命Lh=835016=44800h 6f110查表16-9和16-8得上式中fp=1.1 f1=1 所以Cr=23800n （3）选择轴承型号

由上可知选择的轴承型号为6208型，其Cr=29500>23800n, C0r=18000n 故6208轴承的

Ft=0.0241，与原值接近，所以使用。 C0r二：中速轴的选择和计算 （1）先求出当量动载荷P

因该向心轴承受Ft和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据

FaF值查取，而a是轴承的径向额定静载荷，假如轴C0rC0rFa=0.28，则e=0.22，所C0r承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取

;17

.

受轴向载荷Ft=1943n 径向载荷Fa=397.4n 因

Ft>e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=XFa+YFt=4089.114N Fa即轴承在Ft=1943n和Fa=397.4n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为4089.114n作用下的使用寿命。

（2）计算所需的径向基本额定动载荷值 由式16-3CrfpP60nLhN 由工作要求得工作寿命Lh=835016=44800h 6f110查表16-9和16-8得上式中fp=1.1 f1=1 所以Cr=22900 （3）选择轴承型号

由上可知选择的轴承型号为6208型，其Cr=29500>22900n, C0r=18000n 故6208轴承的

Ft=0.064，与原值接近，所以使用。 C0r三：低速轴的选择和计算 （1）先求出当量动载荷P

因该向心轴承受Ft和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的径向系数X 轴向系数Y要根据

FaF值查取，而a是轴承的径向额定静载荷，假如轴C0rC0rFa=0.28，则e=0.22，所C0r承型号还未选出，所以用试算法。据表16-11，先取受轴向载荷Ft=1943n 径向载荷Fa=664.7n 因

Ft>e,由表16-11查的X=0.56 Y=1.99 由式16-4得P=XFa+YFt=4063.9N Fa即轴承在Ft=1943n和Fa=664.7n的使用寿命，相当于在纯径向载荷为4063.9n作用下的使用寿命。

（2）计算所需的径向基本额定动载荷值

fpP60nLhN 由工作要求得工作寿命Lh=835016=44800h 由式16-3Crf1106查表16-9和16-8得上式中fp=1.1 f1=1 所以Cr=56700

;18

.

（3）选择轴承型号

由上可知选择的轴承型号为6208型，其Cr=66000>56700n, C0r=49500n 故6208轴承的

Ft=0.039，与原值接近，所以使用。 C0r九：平键联接的选用和计算

1中间轴与齿轮的键联接运用及计算 由前面的设计已知本处的轴径d=46 由表10-9选择键14  950

键的接触长度L=d-b=46-14=36,接触度h1=h/2=9/2=4.5mm 由表10-10查出静键联接的挤压作用用力p=120Mpa

p1=（2T）/(dLh1)=25mpa<p 所以键联接强度足够 2低速轴与齿轮的键连接选用与计算 由前面的设计已知本处的轴径d=83 由表10-9选择键22  14120

键的接触长度L=d-b=83-22=61,接触度h1=h/2=14/2=7mm 由表10-10查出静键联接的挤压作用用力p=120Mpa

p1=（2T）/(dLh1)=15mpa<p 所以键联接强度足够

十.联轴器的选择计算

由于低速级的转矩较大，故选用弹性柱销联轴器， 由表17-1，工作机为输送带是工作情况系数Ka=1.5

计算转矩Tca= KaT3=394.5N.M 由设计手册选取弹性套柱销联轴器LT7。它的公称转矩为500n。m 须用转速为3800r/min 允许的轴孔直径为40~48 以上数据均符合以上设计，故合用。

十一.参考文献

1《机械设计基础》 2《机械课程设计手册》（第三版）

;19