华南农业大学机械设计课程设计（带式输送机传动装置）班级：11农业机械化及其自动化1班设计者：古陆倚指导老师：夏红梅日期：2013年12月30目录设计任务书 (2)第一部分传动装置总体设计 (3)第二部分V带设计 (7)第三部分各齿轮的设计计算 (9)第四部分轴的设计及轴上轴承和键的校核 (13)第五部分润滑及密封 (28)第六部分箱体和齿轮的具体尺寸 (29)设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计数据：设计要求：1）输送机运转方向不变，工作轻载且载荷稳定；2）输送带鼓轮的传动效率取为；3）工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个小时。

设计内容：1）装配图一张；2）零件图三张；3）设计说明书一份。

指导老师：日期：第一部分 传动装置总体设计一·方案传动分析传动方案（方案一）简图如下图所示：电动机→带传动→两级圆柱齿轮减速器→联轴器→运输机该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V 带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

1.电动机选择1）根据工作要求及工作条件选用Y 系列三相交流异步电动机，封闭式结构。

2）工作机所需功率：1000FV=ωP 电动机所需工作效率：ηωP P d =传动装置的总效率：5423421ηηηηηη••••=按表2-3（课设）确定：V 带传动效率1η=，滚动轴承传动效率（一对）2η=，闭式齿轮传动效率3η=，联轴器传动比4η=，传动滚筒效率5η=0。

97 代入数据得η=833.096.099.097.099.096.024=⨯⨯⨯⨯3）确定电动机转速： 滚筒轴工作机转速 min 66.2830014.345.0100060D 100006rn =⨯⨯⨯=⨯=πυω ∴在上2）步中1000FV=ωP kw 6.3100045.08000=⨯=∴ηωP P d =kw 32.4833.06.3==因载荷平衡，电动机额定功率ed P 略大于d P 即可，由表16-1（见课设）可知取5.5=d P 。

通常，V 带传动的传动比常用范围为4~2'1=i ；二级圆柱齿轮减速器为40~8'2=i ，则总传动比的范围为 160~16'=i ，故电动机转速的可选范围为min 4580~45866.28)160~16(*''rn i n d =⨯==ω符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000 min r 。

如果没有特殊要求一般不选用750、3000min r 这两种转速的电动机，现以同步转速1000、1500min r 两种方案进行比较，由表16-1（见课设）查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1.比较两方案可见，方案1虽然总传动比大，但是电动机质量价格较低，鉴于此输送机提升的物料种类，决定选用方案1。

电动机Y132S-4型技术数据：额定功率（kw ） 满载转速（min r ） 1440 额定转矩（m N ⋅） 最大转矩（m N ⋅） Y132电动机的外型尺寸（mm ）： A ：216 B ：178 C ：89 D ：38018.0002.0++ E ：80 F ：10 G ：33H ：132 K ：12 AB ：280 AC ：270 AD ：210 HD ：315 BB ：200 L ：4752.计算传动装置的总传动比及初步分配各级传动比 总传动比：24.5066.281440m a===wn n i分配传动装置各级传动比，取V 带传动比301=i ，则减速器的传动比i 为：74.16324.50i 01===i i a取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比841.474.164.14.1i 12=⨯==i则低速级的传动比458.3841.474.16i 1223===i i 3.计算传动装置的运动和动力参数的选择计算0轴（电机轴）：输入功率：kw P P d 36.40== 转速：min 14400r n n m == 输入转矩：m N n p T ⋅=⨯=9.28955000 输出功率：kw P P 32.499.036.499.00'0=⨯=⨯= 输出转矩：m N T T ⋅=⨯=⨯=6.2899.09.2899.00'1轴（高速轴）：输入功率：kw n P 19.497.032.4P 101=⨯=⨯= 转速：min 4803144001r i n n ===输入转矩：m N n p T ⋅=⨯=⨯=8348019.495509550111 输出功率：kw P P 15.499.01'1=⨯=输出转矩：m N T T ⋅=⨯=8299.01'12轴（中间轴）输入功率：kw P P 02.497.099.019.43212=⨯⨯=⋅⋅=ηη 转速：min 2.991212r i n n ==输入转矩：m N n p T ⋅=⨯=3879550222 输出功率：kw P P 98.399.02'2=⨯= 输出转矩：m N T T ⋅=⨯=38399.02'2 3轴（低速轴）：输入功率：kw P P 86.397.099.002.43223=⨯⨯=⋅⋅=ηη 转速：min 7.28223r i n n ==输入转矩：m N n p T ⋅=⨯=12849550333 输出功率：kw P P 82.399.03'3=⨯= 输出转矩：m N T T ⋅=⨯=127199.03'3 4轴（滚筒轴）：输入功率：kw P P 78.34234=⋅⋅=ηη转速：min 7.28134r n n ==输入转矩：m N n p T ⋅=⨯=12579550444 输出功率：kw P P 74.399.04'4=⨯= 输出转矩：m N T T ⋅=⨯=124499.04'4 计算结果汇总下表2所示：第二部分 带设计外传动带选为 普通V 带传动 1、确定计算功率：ca P由表13-8（见课设）查得工作情况系数 2.1K A =所以KW 6.65.52.1P ca =⨯==A K P 2、选择V 带型号 根据Pc=与minr 01440=n 由图13-15得此坐标点位于A 型区，所以选用A型V 带。

3.确定大小带轮基准直径da 1da 2（1）、由表13-9（见机设）d a 1应不小于75，现取d a 1=125mm ，由式13-9（机设）得d a 2d i 1a 0⋅==查表13-9（机设） 取mm d a 3752= 4、验算带速 由式5-7（机设） s m d n V a ⋅-≈⨯⋅⋅=111142.9100060π5、传动比 i 312==dd a a i（5）、从动轮转速min r 112480⋅-≈=inn6.确定中心距a 和带长L d（1）、按式（5-23机设）初选中心距750)(5.1210=+=d d a mm符合()()d d a d d a a a a 2102127.0+≤≤+（2）、按式(13-2机设)求带的计算基础准长度0Lmm d d d d a L2306a 4)-()(2202122100=+++=π查表132(机设)取带的基准长度Ld=2500mm (3)、按式(13-16机设)计算实际中心距:a mm a L L d8472a 0=-+≈7.验算小带轮包角1α 由式(13-1机设)︒≥︒=︒⨯--︒≈1201633.57180121ad d α符合8.确定V 带根数Z（1）查表13-3得 1.92kw P 0=(2)已知传动比，由表（13-5机设）查得0P ∆= (3)由表查得（13-7机设）查得包角系数96.0≈k α(4)由表(13-2机设)查得长度系数09.1K L = (5)计算V 带根数Z ，由式（13-15机设） 02.3)(0=∆+≥KK P P PLcaZ α取Z=4根9．计算单根V 带初拉力0F ，由式（13-17）机设。

q 由表13-1机设查得N q VZ v K P F aca 149)15.2(50020=+-⨯= 10．计算对轴的压力Q F ，由式（13-17机设）得N F FQ 11792sin Z 210=≈α 11．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径mm d 1251a =采用实心式结构。

大带轮基准直径mm d 3752a =，采用轮辐式结构。

第三部分 齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，小齿轮采用20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC ，MPa 15001Hlim =σ，MPa 850FE1=σ。

大齿轮采用20Cr 渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC ，MPa 15002Hlim =σ，MPa 850FE2=σ，由表11-5，取0.1S H =，25.1S F =。

8.189Z E =，5.2Z H =[][]Mpa MPa s Hm 1500115001Hli 2H 1H ====σσσ[][]MPa 476Mpa 25.18507.0S F1FE 2F 1F =⨯===σσσ按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。

取载荷系数K=，齿宽系数8.0d =φ，小齿轮上的转矩mm N mm N n P T ·1034.8·48019.41055.91055.946161⨯=⨯⨯=⨯⨯= 初选螺旋角。

15=β齿数取27Z 1=，则13128841.4Z 2≈⨯=，取131Z 2=，实际的传动比为851.427131i == 齿形系数 3015cos 273v1=︒=Z 14515cos 1313v1=︒=Z 查图11-8得17.2,6.221Fa ==Fa Y Y ，由图11-9得83.1Y ,61.121sa ==sa Y 因[]0088.047661.167.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ >[]0083.047683.12.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ故应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数[]mm mm Y Y Z KT m F Sa Fa 63.115cos 47661.167.2278.01034.81.12cos 232243211121d 1n =︒⨯⨯⨯⨯⨯=≥βσφ 由表4-1取mm m 75.1n = 中心距 ()()mm mm Z n 14315cos 21312775.1cos 2Z m a 21=︒+⨯=+=β 取mm 145a = 确定螺旋角 ()()︒=⨯+⨯=+=5.171452311271.75arccos 2a arccos21Z Z m n β齿轮分度圆直径 mm z m d n 505.17cos /2775.1cos /11=︒⨯==β mm z m d n 2405.17cos /13175.1cos /22=︒⨯==β 齿宽 mm mm d d 40508.0b 1=⨯==φ 取mm b 402= mm b 451=验算齿面接触强度将各参数代入式（11-8）得[]MPaMPa MPa H 1500689841.4841.550401034.81.125.17cos 5.28.189u 1u ·bd KT 2Z Z Z 124211H E H =<=⨯⨯⨯⨯⨯︒⨯⨯=±=σσβ所以安全齿轮的圆周速度sm s mn d 256.110006048036100060v 11=⨯⨯⨯=⨯=ππ 对照表11-2，选7级精度是合宜的。