一、确定传动方案二、选择电动机（1）选择电动机机械传动装置一般由原动机、传动装置、工作机和机架四部分组成。

单级圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。

传动装置的布置如图A-1所示图A-11）选择电动机类型和结构形式根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，结构形式为卧式封闭结构2）确定电动机功率工作机所需的功率WP(kW)按下式计算WP=WWWvFη1000式中，smvFWW7.2,2000=N=,带式运输机的效率，代入上式得WP=95.010007.22000⨯⨯=68.5kW电动机所需的功率0P(kW)按下式计算P=ηWP68.5=WP kW式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置的总效率，根据传动特点，由表2-4查得：V 带传动带η=0.96，一对齿轮传动齿轮η=0.97,一对滚动轴承轴承η=0.99，弹性联轴器联轴器η=0.99，因此总效率，即0P =ηWP =904.068.5=28.6kW 确定电动机额定功率m P （kW ），使m P =(1～1.3) 0P =6.28(1～1.3)=6.25～8.17 kW 查表2-1取m P =7.5kW 1）确定电动机转速 工作机卷筒轴的转速W n 为W n =D v w ⨯π6000=3807.2100060⨯⨯⨯π=min /77.135r根据表2-3推荐的各类传动比的取值范围，取V 带传动的传动比带i =2～4，一级齿轮减速器齿轮i =3～5，传动装置的总传动比总i =6～20，故电动机的转速可取范围为m n =总i W n =（6～20）³135.77=62.814～2715.4min r 符合此转速要求的同步转速器有1000min r 、1500min r 两种，考虑综合因素，查表2-1，选择同步转速为1500的Y 系列电动机Y132M4，其满载转速为1440min r 电动机的参数见表A-1.A-1 型号额定功率 /kW满载转速 /1min -∙r 额定转矩 最大转矩Y132M47.5 14402.228.60=P kWm P =7.5kWW n =135.77/minY132M4m n =14400r/min(2）计算传动比装置的总传动比并分配各级传动比（3）计算传动装置的运动参数和动力参数1）传动装置的总传动比为总i=mn/Wn=61.1077.135/1440=2）分配各级传动比为了符合各级传动形式的工作特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理匀称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸由深度合理本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因齿轮带总iii=，为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比齿轮i=4.2，则带传动的传动比为53.22.4/61.10/===齿轮总带iii1）各轴速度Ⅰ轴min17.56953.2/1440/rinnm===I带Ⅱ轴min/52.1352.4/17.569/rinn===II I齿轮滚筒轴=滚筒n52.135=I In kW2）各轴功率I轴03.696.028.6=⨯===II带ηηPPP kWII轴79.599.097.003.61III1=⨯⨯===I I轴承齿轮ηηηPPP kW滚筒轴滚筒轴P滚筒=PηII滚=PIIη轴承η联轴器=5.7930.9930.99=5.68kw3）各轴转矩电动机轴mmnPTM∙N=⨯⨯=⨯=41649144028.61055.91055.966I 轴mmiTiTT∙N=⨯⨯===10115796.053.241649I0I0I带带ηη总i=10.61齿轮i=4.253.2=带in I=569.17r/minn II=135.52/minn滚筒=135.52r/minP I=6.03kwP II=5.79kwP滚筒=5.68kwT0=41649N.mmT I=101157N.mm三、传动零件的设计计算（1）普通V 带Ⅱ轴99.097.02.4101157IIIIIIIIII⨯⨯⨯===轴承齿轮齿轮ηηηiTiTTmm∙N=407992滚筒轴99.099.0407992IIIIIIIIIIIIII⨯⨯===联轴器轴承滚筒ηηηTiTTmm∙N=399873根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见表A-2表A-2参数轴号电动机轴 I轴II轴滚动轴转速)min/(1-∙rn 1440 596.17 135.52 135.52功率/P kW 6.28 6.03 5.79 5.68转矩mmT∙N/ 41649 101157 407992 399873传动比i 2.53 4.2 1效率η 0.98 0.96 0.98本题目高速级采用普通V带传动，应根据已知的减速器参数确定带的型号、根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定带轮的直径、材料、结构尺寸等内容带传动的计算参数见表A-3表A-3项目/P kW 1min/-∙rnm I0i参数 6.28 1440 2.53T II=407992N.mmT滚筒=438647N.mm1）计算功率2）选择V 带类型3）确定V 带基准直径4）验算带速5）确定带的基准长度dL和实际中心距根据工作条件查教材表8-9取2.1=AK54.728.62.1=⨯==PKP Ac kW由min1440∙=rn m、54.7=cP kW，查教材图8-10，选择A型带来计算根据表8-10,8-11，小带轮选用直径1dd=125mm。

取滑动率ε=0.02，2dd=i1dd（1-ε）=309.925mm，查表8-11 取2dd=315mmv =10006011⨯nddπ=600001440125⨯⨯π=9.42m/s 5m/s＜v＜25m/s,带速合适。

求中心距a0()()212127.0ddddddadd+≤≤+得308≤a≤880，根据总体布局，取ao=600 mm()()221210422addddaL dddd-+++=π=()()0064125315315512200622⨯-+++⨯π=2041.22mm根据表8-8，取d L=1800mm。

计算实际中心距2L-Ld+=aa=22041.22-1800006+=479.39mm调节范围amin=a-0.015d=479.39-0.015³1800=452.39mmamax=a+0.03d=479.39+0.03³1800=533.39mmP C=7.54kwA带型d d1=125mmd d2=315mmν=9.42m/sa0=600mmL d=1800mma=479.39mma min=452.39mma max=533.39mm6）验算小带轮包角7）确定V 带根数8）计算初拉力9）计算对轴的压力3.5718012⨯--=add ddα=3.5739.479125315180⨯--=157°＞120°，包角合适。

根据dd1=125mm,n1=112000r/min及n1=1440r/min时的0P分别为1.661kW和1.931kW查教材表8-5：单根V带的额定功率0P=1.91kW（插值法计算，)12001440()1200144066.193.1(66.1)1440(0-⨯--+=P=1.91kW)查教材表8-6：用插值法求得增量功率△0P=0.168kW查教材表8-7:用插值法求得包角系数αK=0.94查教材表8-8：用插值法求得带修正系数LK=1.01Z≥LcKKPPPα)(∆+则Z≥01.194.0)168.091.1(7.54⨯+=3.8，因大于3，应取Z=4根F=5002)15.2(QvKvZPc+-α查表得q = 0.11㎏/m,则F=500242.911.0)149.05.2(442.954.7⨯+-⨯=175.5NFR=2ZFsin21α=2³4³175.8³sin2571=1382.8N;=1578Z=4根F0=175.5NF R=1382.8N（2）圆柱齿轮的设计1）选择齿轮材料及确定许用应力已知齿轮传动的参数见下表A-5齿轮相对轴承为对称布置，单向运动、输送机的工作状况应为轻微冲击表A-5项目 PⅠ/kW nⅠ/r/min iⅠⅡ参数 6.03 569.17 4.2由于该减速器无特殊要求，为制造方便，选择价格便宜、货源充足的优质碳素钢，采用软齿面查教材图10-21图10-22得小齿轮42SiMn调质，217~286HBS大齿轮45钢正火，169~217HBS接触疲劳极限应力小齿轮σHIim1=720MPa大齿轮σHIim2=460MPa弯曲疲劳极限应力小齿轮σFIim1=530MPa大齿轮σFIim2=360MPa安全系数S Hmin=1，S Fmin=1许用接触应力小齿轮[σH1]=720MPa大齿轮[σH2]=460MPa许用弯曲应力小齿轮[σF1]=530MPa大齿轮[σF2]=360MPa小齿轮42SiMn调质大齿轮45钢正火2）按齿面接触强度设计计算3）确定齿轮的参数及设计主要尺寸查教材表10-8 K=1.2;Φd=1；u=i=4.2[σH]=[σH2]=460MPaT1=9.55³610P/n1=101157N•mm查表（10-9） ZE=189.8查图10-21 σHlim1=700MPa , σHlim2=540MPa查表10-11 SHmin=1由式（10-25） [σH1]=700MPa ,[σH2]=540MPa .[σH]使用较小的[σH2]=540MPa按公式（10-24）计算小齿轮直径：d≥ 2.32³uuHZEdKT1)][(123±⨯⨯σφ=.241.24)460671(1997501.132.223+⨯⨯⨯⨯=62.97mm①确定齿数对于软齿面闭式传动，取1z=30,2z=i1z=4.2³30=126,i'12zz=4.2，△i=iii'-=0在±5%范围内，合适。

②确定模数m=11zd=3097.62=2.099mm,查表10-1取m=2.5③确定中心距初算中心距a0=mmmmmzz95123126302)(21=⨯+=+）（取a=195mmz1=30z2=126m=2.5mma0=195mm4）验算齿根的弯曲疲劳强度④计算主要几何尺寸分度圆尺寸d1=mz1=2.5³30mm=75mmd2=mz2=2.5³126mm=315mm齿顶圆尺寸da1=m³(z1+2)=80mmda2=m³(z2+2)=320mm齿宽 b=ψdd1=1³75mm=75mm取大齿轮齿宽b2=75mm,小齿轮齿宽b1=80mm查教材10-12得：复合齿系数YF1=2.52 , YS1=1.625 , YF2= 2.16 ,YS2=1.81查图10-22得σFlim 1=550MPa , σFlim 2=410MPa查表10-11取SFmin=1由式（10-26）计算得[σF1]=550MPa ,[σF2]=410MPa按式（10-26）验算齿根弯曲疲劳强度σF1=11121YSYFmbdKT=625.152.22.575751011761.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯=70.71≤[σF1]σF2=22112YSYFmbdKT=51.6781.116.22.575751011761.22=⨯⨯⨯⨯⨯⨯≤[σF2]d1=75mmd2=315mmd a1=80mmd a2=320mmσF1≤[σF1]σF2≤[σF2]5）验算齿轮的圆周速度6）齿轮结构设计四、低速轴的结构设计（1）轴的结构设计经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。