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：3）技术数据二、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=2.42 根据表2-11-1确定各部分的效率:V带传动效率η 1 =0.95一对滚动球轴承效率 η2 =0.99 闭式齿轮的传动效率 η3 =0.97 弹性联轴器效率 η4 =0.99 滑动轴承传动效率 η5 =0.97 传动滚筒效率 η 6 =0.96 则总的传动总效率：η = η1×η2η2 ×η3×η4×η5×η6= 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96 = 0.83263)、需要电动机的功率 2.91KW电机的转速 131.3r/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 i 31.73.13196002===w n n i ； 由表2-19-1查得电动机数据，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3.0 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2.2，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i 12= 2.5，则齿轮传动的传动比为： i 23=i/i 12=7.31/2.5=2.92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）p 1=p r =2.88kwn1=960r/min T1=9.55*p1/n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：（减速器高速轴）P2=p1*η12= 2.88*0.95=2.736kwN2=n1/i12=960/2.5=384r/minT2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm2轴：（减速器低速轴）P3=p2*η23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN3=n2/i23=384/4.02=95.5r/minT3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm3轴：（即传动滚筒轴）N4=n3/i34=95.5/1=95.5r/minP4=p3*η34=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm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，由课本表10-3查得，取Ka=1.2;Pc=Ka.P1 =1.2*2.88=3.514kw 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=3.14* d d1 *n1 /60*1000=5.024;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*(1-0.02)=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=(0.7-2.0)( d d1 +d d2)=245700 mm取350mm相应的带基准长度:=2* +3.14/2 *(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， =1.0kw, =0.13kw查表10-6计算可得，Ka =0.926,查表10-2，KL = 0.93代入得，z =3.456/（(0.1 3+1.0)*0.926*0.93）=3.55;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* 148.68 *4*sin （154.94/2） =1161.1N且F0为单根带的初拉力，F0 = 500* Pc/（v*z） *(2.5/Ka -1 ) +qv2 =148.68N（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 =2.5．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N查图11-14，Z N1=1.0 Z N2=1.08（允许一定点蚀）由式11-15，Z X1=Z X2=1.0 ， 取S Hmin =1.0 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 =2.5； 由式11-17计算中心距a取中心距a=132mm 。

估算模数m n =(0.007 0.02)a=0.924—2.64mm,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: 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 =1.25 由图11-2(a)，按8级精度和s m vz /0.46100/4337.1100/1=⨯=， 得K v =1.04。

齿宽mm a b a 52.81324.0=⨯==φ。

由图11-3(a)，按b/d 1=0.78,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得K β=1.07。

由表11-4，得K α=1.1 载荷系数35.11.170.104.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A齿顶圆直径由图11-6可得，78.0=εZ 由式11-16,计算齿面接触应力 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 =2.50，Y 2Fa =2.20 由图11-11得Y 1Sa =1.65，Y 2Sa =1.80。

由图11-12得Y β=0.703。

由图11-16（b ），得MPa F 2901lim =σ，MPa F 1522lim =σ 由图11-17，得Y 1N =1.0，Y 2N =1.0由式11-18，m n =2mm<5mm,故Y 1X =Y 2X =1.0。

取Y ST =2.0，S m in F =1.4 由式5-31计算许用弯曲应力[]MPa Y Y SYX N F ST F F 2170.10.14.1215222min2lim 2=⨯⨯⨯==σσ， 由式11-21计算齿根弯曲应力:（5） 齿轮主要几何参数 z 1=34, z 2=98, u=2.92, 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 mm d f1=63mm, d f2=191 mm, a=132mm齿宽b 2 = b 1 =52.8mm, 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 1.mm n P A d 26.42384627.2140330=⨯=≥,受键槽影响加 ，轴径加大５％, ,取ｄ＝45ｍｍ。

因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5 ⨯665.38 =998.87 N ·mTc=KT=1250N ·m>T C =998.87 N ·m 满足要求取轴伸长d=822． 选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85）名义转矩T=9550×np =262.7Nm 计算转矩为 T C =KT=1.5×262.7=394.05N ·m从表2.5-1可查得，HL3满足T N > T c[n]=5000r/min>n=95.5r/min;由表查得，L=82mm;ａ. 垂直面支反力 六、轴的强度校核1.低速轴校核：作用在齿轮上的圆周力N d T F t 53.6532243== 径向力 N t F F t r 965.8020an 653.532tan =︒⨯=⋅=α 轴向力 N F F t 0tan a ==βb. 水平面支反力0=∑B M 得，0=∑Z ，N R F R Az r Bz 95.486=-= C 点 ，垂直面内弯矩图C 点右 m N L R M Bz Cz ⋅==29.66'2C 点左, m N L R M Az Cz ⋅==29.661a. 合成弯矩图C 点右,m N M M CZ Cy C ⋅=M +=80.68’2 C 点左,m N M M M Cz CyC ⋅=+=80.682 （３）作转矩T 图 （４） 作当量弯矩图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取α=0.6C 点左边C 点右边D 点（５） 校核轴的强度按当量转矩计算轴的直径：（轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得）由以上分析可见，C 点弯矩值最大，而D 点轴径最小，所以该轴危险断面是C 点和D 点所在剖面。