圆整后取
2.2.8四个齿轮的参数列表如表2—1 表2—1
齿轮 模数 齿 压力 螺旋 分度圆直 齿顶圆直 齿底圆
数角 角 径
径
直径
Z
高速级小 2 27 20° 15.3° 56
60
51
齿轮
高速级大 2 108 20° 15.3° 224
228
219
齿轮
低速级小 2.5 33 20° 12.7° 84.58 89.58 78.33
图2—2 （二）低速级齿轮传动
2.2.5选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮 材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数 2.2.6齿轮强度设计
取 查[2]表9—39得 选择Y132M—4型电动机
电动机技术数据如下： 额定功率： 满载转速: 额定转矩： 最大转矩：
运输带转速
1.3计算总传动比和分配各级传动比
1.3.1确定总传动比 电动机满载速率，工作机所需转速 总传动比为各级传动比的连乘积，即 1.3.2分配各级传动比 总传动比 初选带轮的传动比，减速器传动比 取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.3倍，所以求的高速级传 动比=4，低速级齿轮传动比=3.1
87 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差 得30315型轴承的定位轴肩高度，因此取。
89 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则 轴环处直径，齿轮处直径见段理由。
77 取安装齿轮处的轴段直径。
75 见段理由。
2.各轴段长度的确定如表2—3
位置
长度 （mm）
表2—2 理由
105 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴 的端面上，故段长度应比略短些，取。
1.选取螺旋角 初选螺旋角β=12° 2.按齿面接触强度设计 按[1]式（10—21）试算，即 （1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由[1]表10—7选取齿宽系数 4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数。 5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限； 大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）由式[1]10—13计算应力循环次数 7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数， 8）计算接触疲劳许用应力 9） 由[1]图选取区域系数 10）由端面重合度近似公式算得 11）许用接触应力
50 轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半 联轴器右端面间距离,故取。
40 为联轴器长度，故
97
12 轴环处轴肩高度，轴环宽度，取
88 已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠 地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取
68 取齿轮距箱体内壁距离为，第II轴上大齿轮距 第III轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确 定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动 轴承宽度。第II轴上大齿轮轮毂长。 则
—10图8—14确定。 大带轮结构简图如图2—1
图2—1
2.2齿轮传动
（一）高速级齿轮传动 2.2.1选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材 料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数
576
6.25
103.62
144
6.06
401.90
46.5
5.88
127.61
2.传动零部件的设计计算 2.1带传动
2.1.1确定计算功率并选择V带的带型 1.确定计算工率 由[1]表8—7查的工作情况系数，故 2.选择V带的带型 根据，由[1]图8—11选用A型。
2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速 1.初选小带轮的基准直径。由[1]表8—6和表8—8，取小带轮的基 。 2.验算带速。按[1]式（8—13）验算带的速度 因为，故带速合适。 3.计算大带轮的基准直径。由[1]式（8—15a）,计算大带轮的基准 直径 根据[1]表8—8，圆整为。 2.1.3确定V带的中心距和基准长度 1.根据[1]式（8—20） 初定中心距为。 2.由[1]式（8—22）计算所需基准长度 由[1]表8—2选带轮基准长度。 3.按[1]式（8—23）计算实际中心距。 中心距的变化范围为。 2.1.4验算带轮包角
2.1.5计算带的根数 1.计算单根V带的额定功率 由和，查[1]表8—4a得 根据，和A型带查[1]表8—4b得 查的[1]表8—5得，表8—2得，于是
2.计算V带的根数Z 取6根
2.1.6确定带的初拉力和压轴力 由表[1]表8—3得A型带单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力
压轴力最小值 2.1.7带轮的结构设计 1.带轮材料的确定 大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式 小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[1]表8
1.传动装置的总体方案设计
1.1 传动装置的运动简图及方案分析
1.1.1 运动简图
表1—1 原始数据
学号
03
题号
输送带工作拉力
6.5
输送带工作速度 ()
0.85
滚筒直径
350
1.1.2 方案分析 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能 减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可 以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低 了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应 用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。
1.4计算传动装置的运动参数和动力参数
1.4.1计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I,II,III轴。
1.4.2计算各轴的输入功率
1.4.3计算各轴的输入转矩
传动装置参数见表1—2
轴号 I II III
表1—2 传动装置的运动参数和动力参数
转速（r/min） 输入功率(kW) 输入转矩(N·m)
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引 起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动 机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
1.2电动机的选择
1.2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭 式。
7）计算模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由[1]式（10—17） （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数 3）计算当量齿数
4）查齿形系数 由[1]表10—5查得； 5）查取应力校正系数 由[1]表10—5查得； 6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲 疲劳极限 7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12) 得 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。 （2）设计计算 由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取 以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得 的分度圆直径计算齿数。 取，则 取整 2.2.7几何尺寸计算 1.计算中心距 将中心距圆整为173mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角 因β值改变不大故参数不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 4.计算齿轮宽度
齿轮
低速级大 2.5 齿轮
102 20°
12.7°
261.42
266.42
255.17
齿轮 旋向 齿宽 B
高速级小 右
61
齿
轮
高速级大 左
56
齿
轮
低速级小 左
90
齿
轮
低速级大 右
85
齿
轮
轮毂 L
61
65
90
92
材质 热处 理
40Cr 调质
结构形 式
实体式
续表2—1 硬度
280HBS
45钢 调质 腹板式 240HBS
（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数
已知使用系数，根据，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数；由表10 —4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10— 10a）得
器，其公称转矩为.半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
2.3.2第III轴的结构设计 1.各段轴直径的确定如表2—2
位置 直径
理由
（mm）
60 由前面算得半联轴器的孔径
70 为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一 个轴肩， ，故取。
75 根据选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥 滚子轴承30315其尺寸为。 故。
2.2.3几何尺寸计算 1.计算中心距 将中心距圆整为140mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角
因β值改变不大故参数不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径
4.计算齿轮宽度 圆整后取 2.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮） 因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构 为宜。其他有关尺寸按[1]图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构 简图2—2
疲劳极限 7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)
得 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。 （2）设计计算 由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模