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安徽三聯(lián)學院畢業(yè)論文
本科畢業(yè)論文（設計、創(chuàng)作）
題 目： 帶式輸送機傳送裝置設計
學生姓名： 學號：
所在系院： 專業(yè)：
入學時間： 年 月
導師姓名： 職稱/學位：
導師所在單位： 安徽三聯(lián)學院
完成時間： 2015 年 5 月
安徽三聯(lián)學院教務處 制
帶式輸送機傳動裝置設計
摘要：隨著我國科學技術水平的快速提高，帶式輸送機傳動裝置的技術得到了很大的進步，各企業(yè)的經(jīng)濟意識越加強烈，對工程的要求也就越來越高。帶式輸送機又稱膠帶運輸機，它主要包括以下幾個部分：輸送帶(通常稱為膠帶) 、托輥及中間架、滾筒拉緊裝置、制動裝置、清掃裝置和卸料裝置等。
本次設計首先，通過對帶式輸送機傳動裝置結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了傳動裝置的設計方案；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了傳動裝置裝配圖及主要零部件圖。
通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。
關鍵詞：帶式輸送機，減速器，齒輪，軸
Conveyor gear design
Abstract:With the rapid increase in China's scientific and technological level, technical conveyor gear has been great progress, enterprises increasingly strong economic sense of the project's requirements also increasing. Also known as belt conveyor belt conveyor, which includes the following sections: the conveyor belt (commonly referred to as tape), roller and intermediate frame, roll tensioning device, braking device, cleaning device and unloading devices.
The design is first, by performing the transmission of the belt conveyor structure and principle analysis, the analysis presented in this design gearing basis; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components Design and Verification carried out; and finally, through AutoCAD drawing software to draw the gear assembly drawing and major components Fig.
Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.
Keywords: Belt conveyors, Reducers, Gears, Shafts
目 錄
1 緒論 1
1.1 研究背景及意義 1
1.2帶式輸送機概述 1
1.3帶式輸送機傳動裝置的現(xiàn)狀 2
2 總體方案選擇 4
2.1技術參數(shù)選定 4
2.2方案選擇 4
2.3電動機的選擇 5
2.3.1選擇電動機類型 5
2.3.2 電動機容量的選擇 5
2.3.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 5
2.4分配傳動比 6
2.4.1總傳動比 6
2.4.2分配傳動比 6
2.5運動和動力參數(shù)計算 6
2.5.1各軸的轉(zhuǎn)速 6
2.5.2各軸的輸入功率 7
2.5.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 7
2.5.4整理列表 7
3 帶、齒輪傳動的設計與校核 8
3.1V帶傳動的設計 8
3.1.1 V帶的基本參數(shù) 8
3.1.2 帶輪結構的設計 10
3.2高速級齒輪傳動設計 10
3.2.1齒輪的類型 10
3.2.2尺面接觸強度校核 11
3.2.3按齒根彎曲強度計算 12
3.2.4幾何尺寸計算 13
3.2.5驗算齒面接觸強度 15
3.2.6驗算齒面彎曲強度 15
3.3低速級齒輪傳動設計 16
3.3.1齒輪的類型 16
3.3.2尺面接觸強度校核 17
3.3.3按齒根彎曲強度計算 17
3.3.4幾何尺寸計算 19
3.3.5驗算齒面接觸強度 20
3.3.6驗算齒面彎曲強度 21
4 軸及附件的設計與校核 22
4.1軸的設計與校核 22
4.1.1輸入軸 22
4.1.2中間軸 25
4.1.3輸出軸 28
4.2軸承的選擇與校核 31
4.2.1輸入軸的軸承 31
4.2.2中間軸的軸承 31
4.2.3輸出軸的軸承 32
4.3鍵的選擇與校核 33
4.3.1輸入軸的鍵 33
4.3.2中間軸的鍵 34
4.3.3輸出軸的鍵 34
4.4 減速器附件設計及潤滑密封 34
4.4.1 減速器附件設計 34
4.4.2 潤滑與密封 35
4.4.3減速器機體結構尺寸計算 35
總 結 38
參考文獻 39
致 謝 40
40
1 緒論
1.1 研究背景及意義
隨著我國科學技術水平的快速提高，帶式輸送機傳動裝置的技術得到了很大的進步，各企業(yè)的經(jīng)濟意識越加強烈，對工程的要求也就越來越高。但是由于受到大型帶式輸送機關鍵核心技術、性能、卡考使用壽命低、控制系統(tǒng)差距大等問題的影響，目前仍然存在著一些問題。當今高速發(fā)展的信息技術時代下，我國的科技水平同樣得到了質(zhì)的提升。作為輸送物料的主要設備，生產(chǎn)工藝的發(fā)展．矗然要幸高端的技術進行配合，從而實現(xiàn)生產(chǎn)效率的提高、資源能量的節(jié)約，增加我國國際競爭能力，實現(xiàn)利益最大化。
本文的研究意義在于控制帶式輸送機的傳動裝置在運動狀態(tài)下的動態(tài)應力的峰值，預防發(fā)生斷帶事故，同時也可以降低輸送裝置的運行安全系數(shù)，有效延長機器的使用壽命，節(jié)約資金投入。隨著帶式輸送機的可控傳動技術的發(fā)展，可控傳動裝置在大型膠帶運輸機中已得到廣泛應用，該傳動裝置以優(yōu)越的性能、較小的體積、較高的傳遞功率逐步成為傳動領域的主角。研究帶式輸送機的可控傳動技術，可以為輸送機領域的不斷發(fā)展和進步提供一定的參考與借鑒。
1.2帶式輸送機概述
帶式輸送機是連續(xù)運輸機的一種，連續(xù)運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一，其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的連續(xù)物料流，靠連續(xù)物料流的整體運動來完成物流從裝載點到卸載點的輸送。在工業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通等各企業(yè)中，連續(xù)運輸機是生產(chǎn)過程中組成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線不可缺少的組成部分。其中帶輸送機是連續(xù)運輸機中是使用最廣泛的，帶式輸送機運行可靠，輸送量大，輸送距離長，維護簡便，適應于冶金煤炭，機械電力，輕工，建材，糧食等各個部門。
帶式輸送機又稱膠帶運輸機，其主要部件是輸送帶，亦稱為膠帶，輸送帶兼作牽引機構和承載機構。它主要包括一下幾個部分：輸送帶(通常稱為膠帶) 、托輥及中間架、滾筒拉緊裝置、制動裝置、清掃裝置和卸料裝置等。
帶式輸送機分類方法有多種，按運輸物料的輸送帶結構可分成兩類，一類是普通型帶式輸送機，這類帶式輸送機在輸送帶運輸物料的過程中，上帶呈槽形，下帶呈平形，輸送帶有托輥托起，輸送帶外表幾何形狀均為平面；另外一類是特種結構的帶式輸送機，各有各的輸送特點。
目前帶式輸送機已廣泛應用于國民經(jīng)經(jīng)濟各個部門，近年來在露天礦和地下礦的聯(lián)合運輸系統(tǒng)中帶式輸送機又成為重要的組成部分.主要有:鋼繩芯帶式輸送機、鋼繩牽引膠帶輸送機和排棄場的連續(xù)輸送設施等。
這些輸送機的特點是輸送能力大(可達30000t/h)，適用范圍廣(可運送礦石，煤炭，巖石和各種粉狀物料，特定條件下也可以運人)，安全可靠，自動化程度高，設備維護檢修容易，爬坡能力大(可達16°)，經(jīng)營費用低，由于縮短運輸距離可節(jié)省基建投資。
目前，帶式輸送機的發(fā)展趨勢是：大運輸能力、大帶寬、大傾角、增加單機長度和水平轉(zhuǎn)彎，合理使用膠帶張力，降低物料輸送能耗，清理膠帶的最佳方法等。我國已于1978年完成了鋼繩芯帶式輸送機的定型設計。鋼繩芯帶式輸送機的適用范圍：
（1）適用于環(huán)境溫度一般為-40°C—45°C；在寒冷地區(qū)驅(qū)動站應有采暖設施；
（2）可做水平運輸，傾斜向上(16°)和向下運輸，也可以轉(zhuǎn)彎運輸；運輸距離長，單機輸送可達15km；
（3）可露天鋪設，運輸線可設防護罩或設通廊；
（4）輸送帶伸長率為普通帶的1/5；其使用壽命比普通膠帶長；成槽性好；運輸距離。
1.3帶式輸送機傳動裝置的現(xiàn)狀
輸送機的輸送帶分為普通和特殊兩種結構。普通結構的輸送帶一般配備在固定式輸送機以及可伸縮式的輸送機上。特殊結構的輸送帶有以下幾種：
擋邊輸送帶、旅客輸送帶、無輸送帶覆蓋膠、鋼繩牽引輸送帶、花紋輸送帶、防撕裂輸送帶等。帶式輸送機是一種常見的機械設備，其傳動方式多為V 帶傳動+ 齒輪傳動，運行高效、連續(xù)、穩(wěn)定。帶式輸送機主要是散狀物料連續(xù)運輸設備。
目前，法國現(xiàn)有的帶式輸送機的單機長度可以達到15km，輸送帶速度為8． 4m/s，單滾筒的驅(qū)動功率可以達到1050kW/h，其年運量也可以達到4 億噸左右。在澳大利亞，很多超大規(guī)模的工廠以及大型的采礦企業(yè)都在使用輸送機，多個傳送帶串聯(lián)起來共同工作，可以傳送上百公里?，F(xiàn)在國內(nèi)所使用的帶式輸送機正在向長距離、高運量、高效率的方向發(fā)展。雖然我國的帶式輸送機的分析與研制都是通過剛性理論來研究的，也有一定的高級安全系統(tǒng)( 一般取n = 10 左右) 以及規(guī)范方法，但是輸送帶不能只依靠簡單的方法來解釋，因為輸送帶是具有一定粘性特質(zhì)的。長距離式的帶式輸送機的輸送帶安裝有一個具有驅(qū)動功能的起、制動力的動態(tài)響應的復雜裝置，其工作過程也是十分繁瑣。所以如何有效地延長帶式輸送機的使用壽命，并同時可以確保其運行的可靠性，是帶式輸送機目前面臨的最主要問題。傳動裝置的關鍵性技術主要可以影響輸送機的技術性能，同時也會影響到企業(yè)的經(jīng)濟效益。目前，國際上的企業(yè)一般都是通過采用可控傳動技術來解決輸送機的傳動問題。
2 總體方案選擇
2.1技術參數(shù)選定
（1）本次設計選定的技術參數(shù)如下：
滾筒直徑D(mm)
輸送帶帶速
V(m/s)
輸送帶從動軸的扭矩
T(N.m)
壽命(年)
400
0.5
700
9
（2）工作條件要求
1）工作有輕微震動，傳動不逆轉(zhuǎn)；
2）兩班制工作，工作年限為9年；
3）輸送帶的誤差為±5％
4）傳動簡圖如下：
2.2方案選擇
該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部為Y系列三相交流異步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。
1-電動機；2-帶傳動；3-圓柱斜齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-滾筒；6-輸送帶
圖2-1 傳動簡圖
2.3電動機的選擇
2.3.1選擇電動機類型
電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
2.3.2 電動機容量的選擇
1）運輸機所需要的功率為：
其中：T=700N.m，V=0. 5m/s，D=400mm得
2）電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，滾子軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
3）電動機所需功率為：
因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設計手冊》表19-1選取電動機額定功率為2.2kw。
2.3.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式二級減速器推薦的傳動比為：
V帶的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y112M-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率2.2。
2.4分配傳動比
2.4.1總傳動比
滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為：
2.4.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；
則減速器的傳動比為：；
考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取
則：；；
2.5運動和動力參數(shù)計算
2.5.1各軸的轉(zhuǎn)速
1軸 ；
2軸 ；
3軸
滾筒軸
2.5.2各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
2.5.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
2.5.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
電機軸
2.121
21.55
940
1軸
2.036
62.06
313.33
3
2軸
1.956
244.44
76.42
4.1
3軸
1.878
751.04
23.88
3.2
3 帶、齒輪傳動的設計與校核
3.1V帶傳動的設計
3.1.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設計基礎》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設計基礎》圖13-15選用A型V帶，
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設計基礎》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設計基礎》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
3
1600
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
459
3
140.43
610.4
3.1.2 帶輪結構的設計
1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
2）帶輪的結構形式：
V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結構帶輪。
3.2高速級齒輪傳動設計
3.2.1齒輪的類型
1）依照設計要求，本設計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。
3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設計基礎》表11-5，取，。
查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。
（2）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù)
（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.0，由式10-12得
4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
大齒輪齒數(shù)：
3.2.2尺面接觸強度校核
（1）
1）取載荷
2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取
3）， ，
（2）計算模數(shù)
，查表取
（3）,取整b=55mm
（4）計算齒輪圓周速度
3.2.3按齒根彎曲強度計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1）法向模數(shù)
2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-13得
4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5）齒形系數(shù)
查《機械設計基礎》圖11-8得：，
查《機械設計基礎》圖11-9得：，
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6）法向模數(shù)
對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是由
，取26
則取107
3.2.4幾何尺寸計算
（1）中心距
圓整為138mm。
（2）確定螺旋角：
（3）確定齒輪的分度圓直徑：
（4）齒輪寬度：
圓整為55mm
圓整后取；。
（5）重合度確定
，查表得
所以
=
（6）齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
138mm
3.2.5驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
3.2.6驗算齒面彎曲強度
校核安全
3.3低速級齒輪傳動設計
3.3.1齒輪的類型
1）依照設計要求，本設計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。
3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設計基礎》表11-5，取，。
查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。
（2）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù)
（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.0，由式10-12得
4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
大齒輪齒數(shù)：取64
3.3.2尺面接觸強度校核
（1）
（1）取載荷
（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取
（3）， ，
（2）計算模數(shù)
，查表取
（3）,取整b=85mm
（4）計算齒輪圓周速度
3.3.3按齒根彎曲強度計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1）法向模數(shù)
2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得
4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5）齒形系數(shù)
查《機械設計基礎》圖11-8得：，
查《機械設計基礎》圖11-9得：，
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6）法向模數(shù)
對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是由
，取28
則取90
3.3.4幾何尺寸計算
（1）中心距
圓整為183mm。
（2）確定螺旋角：
（3）確定齒輪的分度圓直徑：
（4）齒輪寬度：
圓整為85 mm
圓整后取；。
（5）重合度確定
，查表得
所以
=
（6）齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
183mm
3.3.5驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
3.3.6驗算齒面彎曲強度
校核安全
4 軸及附件的設計與校核
4.1軸的設計與校核
4.1.1輸入軸
（1）尺寸與結構設計計算
1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1
，，
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得：
該處槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故??；。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，故，，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。
(c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=55mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。
4）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。
（2）強度校核計算
1）求作用在軸上的力
已知高速級齒輪的分度圓直徑為=52 ，根據(jù)《機械設計》（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則
2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=16mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)
，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
4）鍵的選擇
采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
4.1.2中間軸
1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P2=1.956Kw，n2=76。42n/min，T2=244.44N.m
2） 求作用在齒輪上的力
（1）求作用在低速級小齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
（2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計-表15-3，取，于是得：
該軸有兩處鍵槽，軸徑應增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故
4）軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù) ，選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207型，其尺寸為，得：
軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：，
軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位
齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為40mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.
5）求軸上的載荷
對于單列圓錐滾子軸承30207，，
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
6）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表，查得，因此，安全。
4.1.3輸出軸
（1）尺寸與結構設計計算
1）低速軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3
，，
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。
4）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
（2）強度校核計算
1）求作用在軸上的力
已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則
2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，軸的支撐跨距為
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力，取，軸的計算應力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
4）鍵的選擇
（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
4.2軸承的選擇與校核
4.2.1輸入軸的軸承
（1）按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
（2）初步選擇圓錐滾子軸承30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
（3）徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
4.2.2中間軸的軸承
（1）選擇的圓錐滾子軸承30206，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得，，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設計-表13-6查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承2的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預定壽命
，合適。
4.2.3輸出軸的軸承
（1）選擇的圓錐滾子軸承30212，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預定壽命
，合適。
4.3鍵的選擇與校核
4.3.1輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
大帶輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
4.3.2中間軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為
聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
4.3.3輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
4.4 減速器附件設計及潤滑密封
4.4.1 減速器附件設計
（1） 視孔蓋
選用A=120mm的視孔蓋。
（2）通氣器
選用通氣器（經(jīng)兩次過濾）M20×1.5
（3） 油面指示器
根據(jù)指導書表9-14，選用2型油標尺M20
（4）油塞
根據(jù)指導書9-16，選用M16×1.5型油塞和墊片
（5）起吊裝置
根據(jù)指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm
（6）定位銷
根據(jù)指導書表14-3，選用銷GB117-86 16×45
（7）起蓋螺釘
選用螺釘M10×20
4.4.2 潤滑與密封
（1）齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于高速級大齒輪浸油深度不小于10mm，取為油深h=57mm。根據(jù)指導書表16-1，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN22。
（2）滾動軸承的潤滑
由于軸承的=38400<160000
=8181.9<160000
=4370<160000
故選用脂潤滑。
（3） 密封方法的選取
由于凸緣式軸承端蓋易于調(diào)整軸向游隙，軸II及軸IV的軸承兩端采用凸緣式端蓋，而嵌入式端蓋易于安裝和加工，軸III選用外圈無擋邊滾子軸承，故選用嵌入式端蓋。由于采用脂潤滑，軸端采用間隙密封。
4.4.3減速器機體結構尺寸計算
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
，取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
，
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結
畢業(yè)設計是大學學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的學習機會，通過這次對帶式輸送機機傳動裝置理論知識和實際設計的相結合，鍛煉了我的綜合運用所學專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，并且意志品質(zhì)力，抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。
這是我們都希望看到的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在，提高是有限的但卻是全面的，正是這一次畢業(yè)設計讓我積累了許多實際經(jīng)驗，使我的頭腦更好的被知識武裝起來，也必然讓我在未來的工作學習中表現(xiàn)出更高的應變能力，更強的溝通力和理解力。
順利如期的完成本此畢業(yè)設計給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，但同時也發(fā)現(xiàn)了自己的許多不足與欠缺，留下了些許遺憾，不過不足與遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行，今后我更會關注新科技新設備新工藝的出現(xiàn)，并爭取盡快的掌握這些先進知識，更好的為祖國的四化服務。
參考文獻
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[2] 呂慧瑛，機械設計基礎 . 冶金工業(yè)出版社
[3] 濮良貴，紀名剛.機械設計(第七版).高等教育出版社，2001.6
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[5] 冷興聚，王春華，王琦 主編 機械設計基礎[M]沈陽 東北大學出版社2002
致 謝
大學生活即將結束，在這短短的四年里，讓我結識了許許多多熱心的朋友、工作嚴謹教學相幫的教師。畢業(yè)設計的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導老師的精心指導，在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感謝。
首先，向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意。在自己緊張的工作中，仍然盡量抽出時間對我們進行指導，時刻關心我們的進展狀況，督促我們抓緊學習。老師給予的幫助貫穿于設計的全過程，從借閱參考資料到現(xiàn)場的實際操作，他都給予了指導，不僅使我學會書本中的知識，更學會了學習操作方法。也懂得了如何把握設計重點，如何合理安排時間和論文的編寫，同時在畢業(yè)設計過程中，她和我們在一起共同解決了設計中出現(xiàn)的各種問題。
其次，要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們，以及同學們以誠摯的謝意，在整個設計過程中，他們也給我很多幫助和無私的關懷，更重要的是為我們提供不少技術方面的資料，在此感謝他們，沒有這些資料就不是一個完整的論文。
另外，也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝。
總之，本次的設計是老師和同學共同完成的結果，在設計的一個月里，我們合作的非常愉快，教會了大我許多道理，是我人生的一筆財富，我再次向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝！