一、传动装置的总体设计1.1 电动机的选择1.1.1 选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。
1.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带之间的总效率为：式中，、、、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。
由表9.1取=0.99、=0.99、=0.97、=0.97，则所以电动机所需工作功率为1.1.3 确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y132S-6，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)Y132S-6 3 90 2.0 2.0型号H A B C D E FxGD G K b b1b2AA HA L1 Y132S 132 216 140 89 38 80 10x8 33 12 280 210 135 60 18 4751.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比为分配传动比考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取，故1.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数1.3.1 各轴的转速I轴：II轴：III轴：卷筒轴：1.3.2 各轴的输入功率I轴：II轴：III轴：卷筒轴：1.3.3 各轴的输入转矩电动机的输出转矩T d为所以：I轴：II轴：III轴：卷筒轴：将以上结果汇总到表，如下轴名电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴参数转速n/（r/min）960.0 960.0 240.0 88 88功率P/(kW) 2.72 2.69 2.58 2.48 2.43扭矩T/(N·mm)传动比i 1 4.0 2.73 1效率0.99 0.96 0.96 0.98二、传动件设计2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计2.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献[1]表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。
大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。
选用8级精度。
2.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
由式中各参数为：(1)小齿轮传递的转矩。
由前面设计可知，126800T N mm=⋅(2)设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.4。
(3)由表6.6取齿宽系数。
(4)由表8.5查得弹性系数。
(5)初选螺旋角由图8.14查得节点区域系数。
(6)齿数比。
(7)初选= 21, 则2184Z UZ==，取285Z=。
传动比误差<5%，符合设计要求。
(8)端面重合度。
轴面重合度由图6.16查得重合度系数由图8.24查得螺旋角系数(9)接触许用应力可由求得，由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力，。
大小齿轮1、2的应力循环次数分别为由图6.30查得寿命系数，（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数。
故取计算小齿轮1的分度圆直径，得2.1.3确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。
由表6.3查得使用系数K A=1.0。
齿轮线速度如下式由图6.7查得动载荷系数K V = 1.13(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数；由表6.4查得齿间载荷分布系数，故(2)对进行修正。
因为与有较大差异，故需对按照值设计出来的进行修正，即(3)确定模数按表6.1，取(4)计算传动尺寸。
中心距圆整为,则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是，。
显然值改变后，的计算值变化很小，因此不再修正和a。
故圆整为b=45 mm。
取mm，。
2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1)K、、同前。
(2)齿宽b = 。
(3)齿形系数与应力修正系数。
当量齿数查图6.20得齿形修正系数，。
由图6.21查得应力修正系数，。
(4)查图8.21得重合度系数。
(5)查图8.26得螺旋角系数。
(6)许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力，查得寿命系数。
查得安全系数，故故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1 齿数齿轮1 / 21 齿轮2 / 852 法面模数(mm) / 23 端面模数(mm) 2.0574 法面压力角（度) / 205 端面压力角（度) 20.5666 齿顶高系数/ 17 顶隙系数/ 0.258 标准中心距(mm) a 1099 实际中心距(mm) 10910 螺旋角/11 变位系数齿轮1 0 齿轮2 012 齿顶高(mm) 齿轮1 2 齿轮2 213 齿根高(mm) 齿轮1 2.5 齿轮2 2.514 分度圆直径(mm) 齿轮1 43.189 齿轮2 174.81115 齿顶圆直径(mm) 齿轮1d a= d+2xh a47.189 齿轮2 178.81116 齿根圆直径(mm) 齿轮1d f= d-2xh f38.189 齿轮2 169.8112.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。
大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。
选用8级精度。
2.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。
根据式中各参数为：(1)小齿轮传递的转矩。
(2)设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.3。
(3)由参考文献[1]表8.6取齿宽系数。
(4)由参考文献[1]表8.5查得弹性系数。
(5)由参考文献[1]图8.14查得节点区域系数。
(6)齿数比。
(7)初选=23, 则，取。
传动比误差<5%，符合设计要求。
由图8.5查得重合度系数(8)接触许用应力可由算得，由高速级齿轮设计可知，。
而，故寿命系数（允许有局部点蚀），，由参考文献[1]图6.30查得寿命系数（允许有局部点蚀）；则故取计算小齿轮3的分度圆直径2.2.3 确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。
由参考文献[1]表8.3查得使用系数K A=1.0。
齿轮线速度如下式由参考文献[1]图6.得动载荷系数K V = 1.07；由参考文献[1]图6.12载荷分布系数参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数故(2)因为相差较大，故值计算出的进行修正，即(3)确定模数m(4)计算传动尺寸。
中心距a)计算传动尺寸取。
2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1)K、、m同前。
(2)齿宽b = =70mm。
(3)齿形系数与应力修正系数。
查参考文献[1] 图8.19得查参考文献[1] 图8.20得查参考文献[1] 图8.15得重合度系数。
许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力由前面计算查参考文献[1] 图6.31得寿命系数。
查参考文献[1] 表6.7得安全系数，故故容易看出设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。
2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。
圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1 齿数齿轮1 / 23齿轮2 / 632 模数(mm) / 34 压力角（度) / 206 齿顶高系数/ 17 顶隙系数/ 0.258 标准中心距(mm) a 1299 实际中心距(mm) / 12911 变位系数齿轮3 0齿轮4 012 齿顶高(mm)齿轮3 3齿轮4 313 齿根高(mm)齿轮3 3.75齿轮4 3.7514分度圆直径(mm)齿轮3 69齿轮4 18915齿顶圆直径(mm)齿轮3 75齿轮4 19516齿根圆直径(mm)齿轮3 61.5齿轮4 181.517 重合度（mm） 1.692参考参考文献[2]表16.6，a=129mm，介于100~200mm之间，用插值法得齿轮最小侧隙jbnmin=0.149 由参考文献 [2] 式（16.1）求得Esns =- jbnmin/2cosαn=- 0.149/2cos20°=-0.079mm计算齿轮的分度圆直径d 2=mnz=3ⅹ63=189mm由表16.3查得，径向跳动公差为Fr=0.056mm由表16.7和表15.2查得，切齿径向进刀公差br=1.26IT9=1.26ⅹ0.115mm=0.145mm由式16.2求得，齿厚公差Tsn==mm=0.113mm 故由式16.3求得，齿厚下偏差为E sni =Esns-Tsn=-0.079-0.113mm=-0.192mm由式16.4和16.5得公法线长度上偏差Ebns =Esnscosαn=-0.079cos20°mm=-0.074mm公法线长度下偏差Ebni =Esnicosαn=-0.192cos20°mm=-0.180mm公法线长度查表16.8得WK=3=69.07mm三、减速器装配草图设计3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于输出轴为了具有减震的作用也采用弹性柱销联轴器。
3.1.2 确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采用深沟球轴承。
3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度2.11m/s，低速级齿轮线速度0.85m/s，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑故滚动轴承采用油润滑，并在轴上安装挡油板（避免润滑油对齿轮的冲击）。
考虑减速器工作环境有尘，故采用唇形圈密封。
3.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。
3.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。
结构示例图如下图所示：铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚8 10mm机盖壁厚8 8 mm机座凸缘厚度 1.515 mm机盖凸缘厚度 1.515mm机座底凸缘厚度p 2.525 mm地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目n n=4 /轴承旁连接螺栓直径M12机盖与机座连接螺栓直径M10 连接螺栓的间距l 100~150 120轴承端盖螺栓直径M8窥视孔盖螺栓直径M6 定位销直径8 mm至外壁距离/ 22、18、16 mm 、至凸缘距离/ 20、14 mm轴承旁凸台半径16 mm 凸台高度H 根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离39mm内机壁至轴承座端面距离50mm大齿轮顶圆与内机壁距离>1.212 mm齿轮端面与内机壁距离10 mm 机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承座孔径+(5~5.5)视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)9 mm轴承旁连接螺栓距离s s视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定(1)取中间轴上两齿轮轴向间距。