一、设计任务书1）设计题目：设计胶带输送机的传动装置2）工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量10 2 多灰尘稍有波动小批3）技术数据题号滚筒圆周力F(N) 带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZDD-5 1100 320 500二、电动机的选择计算1）、选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机2）、滚筒转动所需要的有效功率Fv/1000= 根据表2-11-1确定各部分的效率:V 带传动效率 η1 = 一对滚动球轴承效率 η2 = 闭式齿轮的传动效率 η3 = 弹性联轴器效率 η4 = 滑动轴承传动效率 η5 = 传动滚筒效率 η6 = 则总的传动总效率：η = η1×η2η2 ×η3×η4×η5×η6 = ×××××× =3)、需要电动机的功率kw p p w r 91.28326.042.2===η 电机的转速 min3.13132.02.26060n =⨯⨯==ππD v w (r/min) 现以同步转速为Y100L2-4型（1500r/min ）及Y132S2-6型（1000r/min ）两种方案比较，传动比96.103.131144001===w n n i31.73.13196002===w n n i ； 由表2-19-1查得电动机数据，方案号电动机型号额定功率(kW) 同步转速(r/min )满载转速(r/min)总传动比1Y100L2-4150014302Y132S-61000960比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选 用方案2 ，选电动机Y132S —6型 ，额定功率 kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。

同时，由表2-19-1和2-19-2查得电动机堵载转矩/额定转矩为，中心高H=132mm ，外伸轴段直径与长度分别为D=38mm ，E=80mm 。

三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比31.70==wn n i ;由表2-11-1得，V 带传动的i12= ，则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12==此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定。

并且允许有（3-5%）的误差。

（二）各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴）p1=p r=n1=960r/min T1=*p1/n1=**1000/960=1轴：（减速器高速轴）P2=p1*η12= *=N2=n1/i12=960/=384r/minT2=*p2/n2=**1000/384=2轴：（减速器低速轴）P3=p2*η23=**=N3=n2/i23=384/=minT3=**1000/=3轴：（即传动滚筒轴）N4=n3/i34=1=minP4=p3*η34=**=T 4=**1000/=将以上计算结果汇总于下表，以供机械零件设计计算时查用。

各轴运动及动力参数四、传动零件的设计计算1.选择V 带的型号因为小轮的转速是960r/min ，班制是2年，载荷变动小，轴序号功率P(k w) 转速n(r/mi n)转矩 传动形式传动比效率η1 960 弹性联轴器2384齿轮传动3带传动4由课本表10-3查得，取Ka=;Pc==*= 查课本表10-5和课本图10-8，可得选用A型号带，d d1min=75mm;由课本表10-5，取标准直径即d d1=100mm2.验算带速V=* d d1 *n1 /60*1000=;满足5m/s <= V<=25-30m/s;3.确定大带轮的标准直径:D d2=n1/n2*d d1*(1)=960/384*100*=245mm;查课本表10-5，取其标准值250mm4.确定中心距a 和带长:V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；初定中心距= d d1 +d d2)=245700 mm取350mm相应的带基准长度:=2* +2 *(d d1 +d d1)+(d d2–d d1)2/4*=1265.57 mm;查表10-2可得，取=1250mm;由放过来求实际的中心距a,a = +(–)/2 =342.5mm（取343mm）5.验算小轮包角,由式*得=符合要求；6.计算带的根数；Z = Pc /( +)*Ka*KL查表10-7可得， =, =查表10-6计算可得，Ka =,查表10-2，KL =代入得，z =（3+**） =;取4根；7.计算作用在轴上的载荷FR 和初拉力 F0FR =2*F0 *z *sin(/2)= 2* *4*sin（2） = 且F0为单根带的初拉力，F0 = 500* Pc/（v*z） *Ka -1 ) +qv2=（查表可得，q =0.10kg/m）验算带的实际传动比，i 实 =d d2/d d2 =250/100 =．减速器内传动零件的设计计算: 选择材料：小齿轮：40Cr 钢 调质处理 齿面硬度 250-280HBS 大齿轮：zg310-57钢 正火处理 齿面硬度162-185HBS 计算应力循环次数N9111011.1)2830010(13846060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 8912103.82.921011.1⨯=⨯==i N N 查图11-14，Z N1= Z N2=（允许一定点蚀） 由式11-15，Z X1=Z X2= ， 取S Hmin = 由图11-13b ，得1lim H σ= 690MPa ；2lim H σ=440MPa ；由11-24式计算许用接触应力[]211min1lim 1/7.710mm N Z Z SX N H H H ==σσ[]222min2lim 2/2.475mm N Z Z S X N H H H ==σσ 因[][]12H H σσ<，故取[][]22/2.475mm N H H ==σσ 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T 1=68044N ·mm初取1.12=t t Z K ε，由表11-5得MPa Z E .9.188= 减速传动， 2.92==i u ;取4.0=a φ由图11-7可得，H Z =； 由式11-17计算中心距a[]mmZ Z Z uKTu a H E H a 120.1475.29.1885.22.924.02680441.1)12.92(2)1(32321=⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥σφε取中心距a=132mm 。

估算模数m n =—,取标准模数m n =2mm 。

小齿轮齿数：()()33.6712.9221322121=+⨯⨯=+=u m a z n大齿轮齿数:z 2=uz 1=98.322.9233.67=⨯;取z 1=34，z 2=98; 实际传动比 2.88349812实===z z i 传动比误差%5%1.37%1002.922.882.92%100理实理<=⨯-=⨯-=∆i i i i ，齿轮分度圆直径:mm z m d n 6811==mm z m d n 19622==圆周速度s m n d v /1.371063846810604311=⨯⨯⨯=⨯=ππ由表11-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取K A = 由图11-2(a)，按8级精度和s m vz /0.46100/4337.1100/1=⨯=， 得K v =。

齿宽mm a b a 52.81324.0=⨯==φ。

由图11-3(a)，按b/d 1=,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得K β=。

由表11-4，得K α= 载荷系数35.11.170.104.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A齿顶圆直径0.882980.0090.884340.02621=⨯==⨯=a a εε1.76621=+=a a a εεε由图11-6可得，78.0=εZmm m h d d n a a 862*11=+= mm m h d d n a a 1922*22=+=由式11-16,计算齿面接触应力[]a 2.475/441.12.9212.926852.86804454.1278.09.18850.21222211MP mm N u u bd KT Z Z Z H E H H =<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σσε故安全。

（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按Z 1=34，Z 2=98, 由图11-10得Y 1Fa =，Y 2Fa =由图11-11得Y 1Sa =，Y 2Sa =。

由图11-12得Y β=。

由图11-16（b ），得MPa F 2901lim =σ，MPa F 1522lim =σ由图11-17，得Y 1N =，Y 2N =由式11-18，m n =2mm<5mm,故Y 1X =Y 2X =。

取Y ST =，S m in F =由式5-31计算许用弯曲应力[]MPa Y Y S Y X N F ST F F 4140.10.14.1229011min 1lim 1=⨯⨯⨯==σσ []MPa Y Y SY X N F ST F F 2170.10.14.1215222min 2lim 2=⨯⨯⨯==σσ， 由式11-21计算齿根弯曲应力:[]故安全。

4144.638703.056.150.228652.86804454.122111111MPaMPa Y Y Y m bd KT F sa Fa n F =<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσε安全。

21724.81221112MPa MPa Y Y Y m bd KT sa Fa F <==εσ（5） 齿轮主要几何参数 z 1=34, z 2=98, u=, m n =2 mm, β0=0,d 1=68 mm, d 2=196 mm,h a1 = h a2 =2mm,d a1=72mm, d a2=200 mmd f1=63mm, d f2=191 mm, a=132mm齿宽b 2 = b 1 =, b 1=b 2+(5～10)=60mm五、轴的设计计算（一） 高速轴的设计，联轴器的选择1． 初步估定减速器高速轴外伸段轴径由表2-11-2，mm n P A d 02.25384736.213033=⨯=≥,受键槽影响加 大%5取ｄ＝28mm（二） 低速轴的设计计算ａ. 垂直面支反力0=∑B M 0)(221=++-L F L L R t Ay N L F R t Ay 639.31512==1.mm n P A d 26.42384627.2140330=⨯=≥,受键槽影响加 ，轴径加大５％, ,取ｄ＝45ｍｍ。