计算及说明 结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。

2、原始数据输送带轴所需扭矩 τ=950Nm输送带工作速度 ν=0.8m/s输送带滚筒直径 d =350mm减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。

3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V 。

二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）带式输送机由电动机驱动。

电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。

传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。

三、电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V 。

1、电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率KW FvP w 17.210008.035.09501000=⨯==设：η1—联轴器效率=0.97；η2—闭式圆柱齿轮传动效率=0.99η3—V 带传动效率=0.96η4—对轴承效率=0.99η5—输送机滚筒效率=0.96由电动机至运输带的传动总效率为8588.096.099.096.099.097.03534321=⨯⨯⨯⨯==ηηηηηη工作机所需电动机总功率KW P w53.28588.017.2P r ===η由表所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm ≥Pr 条件的电动机额定功率Pm 应取为3KW计算及说明 结果2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速min /68.4335014.38.0100060100060r d vn w =⨯⨯⨯=⨯=π额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即min /3000r 、min /1500r 、min /1000r 、min /750r 。

（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。

电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结构尺寸偏大，成本也会变高。

若选用低转速的电动机则相反。

一般来说，如无特殊要求，通常选用同步转速为min /1500r 或min /1000r 的电动机。

选用同步转速为 min /1000r 的电动机，对应于额定功率Pm 为3KW 的电动机型号应为Y132S-6型。

有关技术算据及相应算得的总传动比为：电动机型号：Y132S-6额定功率：3KW同步转速：1000r/min满载转速：960r/min总传动比：21.978电动机中心高H=132mm ，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=38mm 和E=80mm 。

四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比978.2168.43960===w mn n i由传动系统方案，分配各级传动比978.21522.598.321=⨯=⨯=齿带i i i五、传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：①Ⅰ轴（电动机轴）：m in /9601r n n m ==KW P P r 53.21==m N n P T •=⨯==17.2596053.295509550111计算及说明 结果②Ⅱ轴（减速器高速轴）min /21.24198.3960112r i n n ===KW P P 43.296.053.21212=⨯=⨯=ηm N n P T •=⨯==21.9621.24143.295509550222③Ⅲ轴（减速器低速轴）min /68.43522.521.241223r i nn ===KW P P 38.299.099.043.22323=⨯⨯=⨯=ηm N n P T •=⨯==35.52068.4338.295509550333④Ⅳ轴（输送机滚筒轴）m in /68.4334r n n ==KW P P 29.297.099.038.23434=⨯⨯=⨯=ηm N n P T •=⨯==68.50068.4329.295509550444计算及说明 结果希望结构紧凑，由表8-4并参考表8-2a ，取1d d =140mm ，选取01.0=ε，则大轮的基准直径mm d n n d d d 6.551)01.01(14021.241960)1(1212=-⨯⨯=-=ε由表8-4取2d d =560mm 。

此时从动轮实际转速min /6.237min /56099.01409602r r n =⨯⨯=转速误差 %,5%5.121.24121.2416.237<=-合适④验算带速,/25/0.7/10006014096010006011s m s m s m d n v d <=⨯⨯⨯=⨯=ππ合适⑤初定中心距0a因 mm mm d d a d d 1400)560140(2)(221max =+⨯=+=mm mm h d d a d d 5.3815.103)560140(213)(2121min =⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯++⨯=++=先根据结构要求，取0a =600mm 。

⑥初算带的基准长度L 021221004)()(22a d d d d a L d d d d -+++=πmm ⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯-++⨯+⨯=6004)140560()140560(260022πmm 5.2372=由表8-1，选取带的基准长度Ld=2500mm 。

⑦实际中心距中心距a 可调整，则mm mm L L a a d 66425.23722500600200=⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+=-+≈计算及说明 结果⑧小带轮包角12013.57180⨯--=a d d d d α003.57664140560180⨯--=001208.143>=，能满足要求。

⑨单根V 带所能传递的功率根据m in /9601r n =和mm d d 1401=查表8-2a ，用插值法求得Po=2.10KW 。

⑩单根V 带传递功率的增量0P ∆已知B 型V 带，小带轮转速m in /9601r n =，传动比41405601221====d d d d n n i查表8-2b 得：0P ∆=0.29KW 。

⑪计算V 带的根数LcK K P P P z α)(00∆+≥由表8-5查得K α=0.90；由表8-6查得K L =1.03，故62.103.190.0)29.010.2(6.3=⨯⨯+=z取z=2根。

所采用的V 带为B-2500×2.⑫作用在带轮轴上的力由式（8-17）求单根V 带的张紧力N qv K zv P F c 20)15.2(500+-=α查表8-8得 ,/17.0m Kg q =故N N F 9.2360.717.0)19.05.2(0.726.350020=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+-⨯⨯⨯=计算及说明 结果所以作用在轴上的力为N zF F 7.90028.143sin 9.236222sin 2010∑=⨯⨯⨯==α2、齿轮的设计㈠ 齿面接触强度计算① 确定作用在小齿轮上的转矩T 1mm N m N T •⨯=•=311021.9621.96② 选择齿轮材料、确定许用接触应力H σ【】 根据工作要求，采用齿面硬度≤350HBS 。

小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS ；大齿轮选用45钢，正火，硬度为220HBS 。

由书P184表9-5的公式可确定许用接触应力H σ【】：小齿轮H 1σ【】=380+0.7HBS=(380+0.7×260)MPa=562MPa大齿轮H σ2【】=380+0.7HBS=(380+0.7×220)MPa=534MPa③ 选择齿宽系数a ψ：查书P185得a 0.4ψ=。

④ 确定载荷系数K ：查书P183得K=1.4⑤ 计算中心距a[]321)1(48H a i KT i a σψ+=mm 3235344.0522.51021.964.1)1522.5(48⨯⨯⨯⨯+⨯=mm 2.187=⑥ 选择齿数并确定模数 取15428522.5,28121≈⨯===iz z z 则mm mm z z a m 06.2154282.1872221=+⨯=+=取标准模数（表9-1），mm m 5.2=⑦ 齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径mm mm mz d 70285.211=⨯==计算及说明 结果mm mm m d d a 75)5.2270(211=⨯+=+=大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径mm mm mz d 3851545.222=⨯==mm mm m d d a 390)5.22385(222=⨯+=+=中心距mm mm d d a 5.227238570221=+=+=大齿轮宽度mm a b a 915.2274.02=⨯=•=ψ小齿轮宽度 因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般1b 比2b 宽些，取mm b b 96521=+=⑧ 确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度s m s m n d v /88.0/6000021.2417014.36000011=⨯⨯==π根据工作要求及圆周速度，由书P172表9-3选用8级精度。

㈡ 轮齿弯曲强度验算① 确定许用弯曲应力 根据表9-7查得1[]F σ=140+0.2HBS=(140+0.2×260)MPa=192MPa2[]F σ=140+0.2HBS=(140+0.2×220)MPa=184MPa② 查齿形系数F Y ，比较/[]F F Y σ小齿轮281=z ,由P187表9-6查得F Y =2.56；大齿轮1542=z ，由P187表9-6查得F Y =2.18。

[]013.019256.211==F F Yσ[]012.018418.222==F F Yσ计算及说明因为11[]F F Y σ>22[]F F Y σ,所以应验算小齿轮。

③ 验算弯曲应力 计算时应以齿宽2b 代入，则MPa m bz Y KT F F 23211115.2289156.21021.964.122⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σMPa MPa 1923.43<=，安全。

七、减速器轴的设计1、减速器高速轴的设计（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1得：毛坯直径≤100mm ，硬度≤241HBS,抗拉强度600B σ=MPa,屈服强度355s σ=MPa,弯曲疲劳极限1275σ-=MPa（2）初算轴的最小直径min d ，并进行初步结构设计：由书P261表12-2查得C=118~107。