带式运输机传动装置.doc

机械设计课程设计传动方案
设计书

题目： 带式运输机传动装置

3

目录

一、设计计划书 …………………………………………… 1
二、拟定传动方案 …………………………………………… 2
三、电动机的选择 …………………………………………… 5
四、齿轮的设计计算 …………………………………………… 7
五、轴的结构设计 …………………………………………… 21
六、轴承的校核 …………………………………………… 34
七、键校核 …………………………………………… 37
八、第II轴的精确校核 …………………………………………38

3

设计计划书
一、设计 —— 带式输送机传动装置

已知条件：
（1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃
（2） 使用折旧期：8年；
（3） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
（4） 运输带速度允许误差：±5%；
（5） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
已知参数：运输带工作压力F = 1500 N 运输带工作速度v = 1.1 m/s 卷筒直径 = 220 mm

二、 拟定传动方案

a : 二级展开式圆柱齿轮减速器
优点：结构简单，应用广泛，两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑，尺寸紧凑，成本低，用于载荷比较平稳的场合。
缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

b ：二级同轴式圆柱齿轮减速器
优点：结构简单，应用广泛，齿轮减速器长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油润滑。
缺点：齿轮减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。

C ： 圆锥圆柱齿轮减速器
优点：用于输入输出轴相交的场合，也用于两轴垂直相错的传动中。
缺点：制造安装复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用。

d ：单级蜗杆减速器
优点：结构简单，尺寸紧凑
缺点：效率较低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，轴承润滑不太方便。

综上所述，二级展开式圆柱齿轮减速器比较符合方案要求，故选用二级展开式圆柱齿轮减速器。

三、 电动机的选择

设计
设计步骤及内容
结果
电动机的选择
已知： F = 1500 N v = 1.1 m/s D = 220 mm

1、电动机输出功率

η =η12η23η32η42η5
η1：联轴器效率
η2：啮合效率
η3：轴承效率
η4：溜油效率
η5：滚筒效率
η1 = 0.99
η2 = 0.99
η3 = 0.98
η4 = 0.97
η5 = 0.96

根据Pd查电动机手册
选取Y100L1-4型电动机
Pm = 2.2 KW Mn = 2.3
2、总传动比计算及传动比分配

取
各轴的转速、扭矩：

轴
转速（r/min）
扭矩 （N·m)
功率 （KW)
一
1430
14.25
2.13
二
301.69
65.56
2.00
三
95.47
194.88
1.88

选取Y100L1-4型电动机

四 、齿轮的设计计算
设计
设计步骤及内容
结果
高速级齿轮传动

低速级齿轮传动设计

已知条件
i1=4.74 i2=3.16 n1=1430r/min n2=301.69r/min
P=2.2kw
传动方案：二级展开式直齿圆柱齿轮传动
1.选择材料
选用二级展开式直齿齿轮传动，压力角为20°；
根据机械设计表10-1
选择小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS;
精度等级选用7级精度;
试选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=i1Z1 =4.74×21=99.54 取Z2=100
2.制定热处理工艺
小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。
3.按齿面接触强度设计
按式（10—11）进行试算小齿轮分度圆直径，即

(1)确定公式内的各计算数值
①.试选载荷系数KHt＝1.3
②.计算小齿轮传递的转矩
查表知
③.由表10－7选取尺宽系数φd＝1

④.由图10-20查得区域系数ZH = 2.5
⑤.由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数

⑦.计算接触疲劳许用应力
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
、
由式（10-15）计算应力循环次数：

由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1 = 0.90、KHN2= 0.95
取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得

取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径

（2） 调整小齿轮分度圆直径
1） 计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度

②齿宽b

2） 计算实际载荷系数
①由表10-2查得使用系数
②根据v = 2.28m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数
③齿轮的圆周力

查表10-3得齿间载荷分配系数
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.417
由此，得到实际载荷系数

3） 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿轮模数

3、 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 由式（10-7)试算模数，即

1） 确定公式中的各参数值
①试选
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数

③计算

由图10-17查得齿形系数
,
由图10-18查得应力修正系数,
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
,
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数,

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得

因为大齿轮的大于小齿轮,所以取

2) 试算模数

（2）调整齿轮模数
1） 计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v

②齿宽b

③宽高比b/h

2) 计算实际载荷系数
①根据v= 1.560m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06
②由

查表10-3得齿间载荷分配系数
③由表10-4用插值法查得，结合b/h=9.33查图10-13得

则载荷系数为

3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模1.108mm并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径
，算出小齿轮齿数z1=d1/m=20.832/1=20.832，取z1=21

，取，与互为质数
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2） 计算中心距

（3） 计算齿轮宽度

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即

取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即

6主要设计结论
齿数、，模数，压力角，中心距齿宽，。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

已知：
小齿轮转速n3 =95.47r/min，齿数比u=3.16，p=2.2kw
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
（2）带式运输机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。
（3）材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。
（4）选小齿轮齿数z1 =25，大齿轮齿数

2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值
①试选。
②计算小齿轮传递的转矩。
查轴转速、扭矩列表得
③由表10-7选取齿宽系数。
④由图10-20查得区域系数ZH =2.5。

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 Mpa1/2
⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。

⑦计算接触疲劳许用应力。
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。
由式（10-15）计算应力循环次数：

由图10-23查取接触疲劳寿命系数
。
取失效概率为、安全系数，由式（10-14）得

取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则

2）试算小齿轮分度圆直径

（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度。

②齿宽。

2）计算实际载荷系数。
①由表10-2查得使用系数。
②根据v=0.364m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数
③齿轮的圆周力。

查表10-3得齿间载荷分配系数。
④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。
由此，得到实际载荷系数

3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿轮模数

3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 由式（10-7）试算模数，即

1) 确定公式中的各参数值
①试选。
②由式（10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数。
③计算。
由图10-17查得齿形系数、。
由图10-18查得应力修正系数、。
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。
取弯曲疲劳安全系数，由式（10-14）得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取

2）试算模数

（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度。

②齿宽。

③宽高比。

2）计算实际载荷系数。
①根据，7级精度，由图10-8查得动载系数。
②由，，
查表10-3得齿间载荷分配系数。
③由表10-4用插值法查得，结合，
查图10-13，得。
则载荷系数为
3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.114mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。
取，则大齿轮齿数，与互为质数。
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4. 几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

（3） 计算齿轮宽度

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽，即
取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即。

5. 主要设计结论
齿数、，模数，压力角，中心距，齿宽，。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

二级展开式直齿圆柱齿轮传动

取Z1=21
Z2=100

KHt＝1.3

φd＝1
ZH = 2.5
ZE=189.8MPa

KHβ=1.417

Kv=1.06

m=1.25mm

z1=21

、

小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

直齿圆柱齿轮传动，压力角取为

z1 =25

ZH =2.5
ZE =189.8 Mpa1/2

1.717

=0.0148

2.02

m = 2

五、 轴的结构设计
设计
设计步骤及内容
结果
轴一

轴二设计

轴三设计

已知电动机P = 2.2kW，转速n = 1430r/min，z1=21，mt = 1.25mm

1.求输出轴上的功率、转速和转矩
查转速和转矩表知

2. 求作用在齿轮上的力

而

3. 初步确定轴的最小直径
先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得

查表14-1，取，则
联轴器的计算转矩
查表得选用GY1型凸缘联轴器，公称转矩为，半联轴器的孔径dI=14mm，故取dI-II=14mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=27mm。

4. 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案
现选用图15-22a所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=15mm
半联轴器与轴配合的毂孔长度=27mm，为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=25mm。

2) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6303，其尺寸为，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=17mm，
lⅧ-VII=14mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=20mm。
3） 取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=20mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽32mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取
lⅣ-Ⅴ=30mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=20mm查表15-2，得R=1.0mm，则轴环处的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。
4) 轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=16.5mm，故取lⅡ-Ⅲ=36.5mm。
5) 取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则

lⅠ-Ⅱ=25mm dI-II=14mm
lⅡ-Ⅲ=36.5mm dⅡ-Ⅲ=15mm
lIII-IV=29.5mm dⅢ-Ⅳ= 17mm
lⅣ-Ⅴ=30mm d=20mm
lV-VI=8mm dV-VI=25mm
lVI-VII=63.5mm dVI-VII=20mm
lⅧ-VII=14mm dⅧ-VIII=17mm，
(3) 轴上零件的周向定位
齿轮直接在轴上加工，半联轴器与轴的周向定采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为5mmx5mmx20mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位有过度配

合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。
5. 求轴上的载荷

由

得,

由

得,

查表知

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
对第三截面进行校核
d=17mm

17.40Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。
对第四截面进行校核
d=20mm
W2=0.1d3=800mm3
39.50Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。

已知 z1=100，z2=25,mt1 = 1.25mm mt2=2mm
1. 求输出轴上的功率、转速和转矩
查表知

2.求作用在齿轮上的力

而

3.初步确定轴的最小直径
先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得

4.轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为，故dI-II=dV-VI=35mm。
2)取左侧安装齿轮处的轴段II-III的直径d=40mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽26.25mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取
lⅣ-Ⅴ=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右侧安装齿轮处的轴段IV-V的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽56mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取
lⅣ-Ⅴ=54mm，齿轮的左端采用轴肩定位

3）lⅠ-Ⅱ=36.125mm dI-II=35mm
lⅡ-Ⅲ=24mm dⅡ-Ⅲ=40mm
lIII-IV=8mm dⅢ-Ⅳ= 45mm
lⅣ-Ⅴ=54mm d=40mm
lV-VI=29.875mm dV-VI=35mm
4）轴上零件的周向定位
齿轮1与轴的周向定位采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分为20，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位有过度配

合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮2直接加工在轴上。
5）确定轴上圆角和倒角尺寸
查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。

5求轴上的载荷

由

得 ,

得

查表知

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
对第二截面进行校核
d=40mm

11.32Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。
对第四截面进行校核
d=40mm
W2=0.1d3=6400mm3
16.70Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。

已知电动机P = 2.2kW，z1=79，mt =2mm

1.求输出轴上的功率、转速和转矩
查转速和转矩表知

2.求作用在齿轮上的力

而

3. 初步确定轴的最小直径
先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取，于是得

查表14-1，取，则
联轴器的计算转矩
查表得选用GY5型凸缘联轴器，公称转矩为，半联轴器的孔径d=32mm，故取d=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。

4. 轴的结构设计
（2） 拟定轴上零件的装配方案
现选用图15-22a所示的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=34mm
半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm，为保证轴段挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=58mm。

3) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=35mm，
lⅧ-VII=21mm。
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=40mm。
4） 取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽50mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取
lⅣ-Ⅴ=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。
4) 轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联

轴器右端面间的距离l=10mm，故取lⅡ-Ⅲ=30mm。
5) 取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则

lⅠ-Ⅱ=50mm dI-II=32mm
lⅡ-Ⅲ=30mm dⅡ-Ⅲ=34mm
lIII-IV=32.875mm dⅢ-Ⅳ= 35mm
lⅣ-Ⅴ=48mm d=40mm
lV-VI=8mm dV-VI=45mm
lVI-VII=42.175mm dVI-VII=40mm
lⅧ-VII=21mm dⅧ-VIII=35mm，
(4) 轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分别为40和50mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为半联轴器与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx50mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位有过度配

合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（5） 确定轴上圆角和倒角尺寸
查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。

5. 求轴上的载荷

由

得,

由

得,

查表知

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
对第四截面进行校核
d=40mm

22.30Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。
对第五截面进行校核
d=35mm
W2=0.1d3=4287.5mm3
27.27Mpa
轴材料选40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。

GY1型凸缘联轴器
dI=14mm

单列深沟球轴承
单列深沟球轴承6303

平键截面bXh=12X8

齿轮毂孔与轴的配合为

倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2

六、 轴承的校核
设计
设计内容及步骤
结果
轴一上的轴承校核

轴二上的轴承校核

轴三上轴承的校核

已知
轴承型号：单列深沟球轴承6303
将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。

查手册得Cr=13.50kn
载荷P为：

转速n为：

轴承合格

已知

轴承型号：单列深沟球轴承6307
将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。

查手册得Cr=33.20kn
载荷P为：

转速n为：

轴承合格

已知
轴承型号：单列深沟球轴承6307
将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。

查手册得Cr=33.20kn
载荷P为：

转速n为：

轴承合格

七、键校核
设计
设计内容及步骤
结果
轴一

轴二

轴三
半联轴器与轴的连接，选用平键为5mmx5mmx20mm
键合格

平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长别为20

键合格

平键截面bXh=12X8长40mm

平键为10mmx8mmx50mm

键合格

八、 第II轴的精确校核
设计
设计内容及步骤
结果

截面Ⅳ左侧：抗弯截面系数

抗扭界面系数

截面左侧弯矩

截面上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为40CrNi，调质处理。由表15-1查得
σB=900Mpa,σ-1=430Mpa,τ-1=260Mpa
截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数

由图3-1查得轴的敏感系数为

故有效应力集中系数为

由图3-2查得尺寸系数εσ=0.76
由图3-3查得扭转尺寸系数ετ=0.86
轴按磨削加工，由图3-4得表面质量系数为
βσ=βτ=0.90
轴表面未经强化处理，βq=1,综合系数为

碳钢的特性系数
ψσ=0.1ψτ=0.05
计算安全系数

故可知其安全

截面Ⅳ右侧：抗弯截面系数

抗扭界面系数

截面左侧弯矩

截面上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为40CrNi，调质处理。
查表3-8得

碳钢的特性系数
ψσ=0.1ψτ=0.05
计算安全系数

故可知其安全

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