已知条件：1．运输带工作拉力：F = 2300 kN ； 2．运输带工作速度：v = 1.95 m/s ； 3．卷筒直径： D = 360 mm ； 4．使用寿命： 8年；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

传动结构分配：η齿=0.97 η带=0.95 η滚=0.99 η联=0.99 η工作机=0.96 （1）工作机所需功率：P w =KW FV 1000=10002300*95.1=4.485KW 电动机所需功率：P d =工联齿滚带总η*η*η*η*ηη23ww P P ==5.223kw所以选Y132S1-2，P=5.5KW n m =2900 r/min（2）工作机转速 n w =46.103360*14.395.1*1000*60v 1000*60==D πr/min （3）总的传动比16.2845.1032900n n i w m ===（5）取i 带=2 i 高=1.5*i 低因为i=i 带*i 高*i 低所以i 低=3.22 i 高=4.35（6）计算各轴的转速m in/r 2900n n m 0==min /r 1450i n n 01==带（7）计算各轴功率KW P P 5.5d 0==KW 225.595.0*5.5η*01===带P P KW P P 018.5ηη*12==齿联 4.818KW η*η*23==齿联P P （8）计算各轴的扭矩mm N T /344131= mm N T /1437552=mmN T /4444743=一、V 带设计1.确定计算功率P ca 查表得K A =1.1 KW P K P A ca 05.65.5*1.1*===2.根据P ca 、n ，可知，选用A 型皮带3.（1）取小带轮的基准直径mm 100d 1d = （2）验算带速v5m/s<15.18<30m/s 合适（3）计算大带轮的基准直径mm 200100*2d *i d 12d d ===带4.确定V 带的中心距a 和基准长度L d （1）初定中心距a=300mmKW K K P P L a 07.2**ΔP 00r =+=）（(2)计算V 带的根数Z7.计算单根V 带的初拉力F 0主要设计结论选用A 型普通V 带3根，取基准长度1100mm ，带轮基准直径d d1=100mm ，d d2=200mm ，单根带初拉力133N二、齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮、压力角取200，螺旋角β=140，Φd =1，选用7级精度 （2）材料选择小齿轮：45号钢，调质处理，280HBS 大齿轮：45号钢，正火处理 200HBS（3）选小齿轮齿数Z 1=20，大齿轮齿数Z 2=uZ 1=4.4.35*20=87 2.按齿面接触疲劳强度设计（1）计算小齿轮分度圆直径，即32d t 1)][***(*1*Φ**2H E H t ht Z Z Z Z u u T K d σβε+≥①确定公式中的各参数值试选载荷系数K ht =1.3 查表区域系数Z H =2.433 计算接触疲劳强度用重合度系数εZ0562.20)cos tan (arctan ==βααnt 408.31)cos **2cos *(arccos *111=+=βααan tat h Z Z 671.23)cos **2cos *cos(arc *222=+=βααan tat h Z Z 625.12)tan (tan *tan tan *2211=-+-=π）（t at t at a Z Z ααααε587.1tan **1b =Φ=πβεZ d719.0)1(*3-4a=+-=aZ εεεεββε 螺旋角系数Z β985.0cos ==ββZ齿宽系数为1②计算小齿轮分度圆直径 试选htK =1.3 查表得材料的弹性影响系数E Z =189.891110*3408.3)8*300*8*2(*1*1450*6060===h jL n N991210*768.035.410*3408.3u ===N N查图得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa,σHlim2=380MPa 取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90，K HN2=0.95，取失效概率为1%，安全系数S=1a 4951550*90.0*][111H MP S K HLIM HN ===σσa 4.3531380*93.0*][222MP S K HLIM HN H ===σσ取较小值，即361MPa ][H =σ，根据32d t 1)][***(*1*Φ**2H E H t ht Z Z Z Z u u T K d σβε+≥506.454.353985.0*719.0*8.189*433.2*35.4135.4*134413*3.1*2d 32t 1=+≥）（（2）调整小齿轮分度圆直径 ①计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v s m n d t /455.31000*601450*506.45*1000*60**v 11===ππ齿宽b506.45*1=Φ=t d d b ②计算实际载荷系数K H使用系数K A =1 根据v=3.455m/s ，7级精度，查得动载系数K v =1.20 齿轮的圆周力15122111==t t d T F ，mm N mm N bFK t A /100/23.33*1<= 所以K Ha =1.2 用插值法查得K HB =1.418则载荷系数382.2418.1*1*4.1*20.1***===βαH A H V H K K K K K 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 685.55*311==HTHt K K d d 相应的齿轮模数701.2cos *d m 11n ==Z β3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）算齿轮模数，即 32121)][*(**cos *****2F saFa d FT nt Y Y Z Y Y T K m σββεΦ≥ ①确定公式中的各参数值试选载荷系数K FT =1.3试算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε140.13)cos *(tan arctan ==t b αββ 714.1cos b2aav ==βεε687.075.025.0av=+=εεY可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数βY815.0120*1=-=βεββY计算][*saa F F Y Y σ 由当量齿数89.21cos 211==βZ Z V 23.95cos 222==βZ Z v ，查图得齿形系数Y Fa1=2.68，Y Fa2=2.20查图得应力修正系数Y sa1=1.52，Y sa2=1.8查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限MPa F 3801lim =σ a 3302lim MP F =σ 弯曲疲劳寿命系数92.01v =F K 95.02v =F K 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 MPa SK F Fv 71.291*][1lim 11F ==σσ93.223*][2lim 22==SK F Fv F σσ0163.071.24952.1*68.2][*1sa1a1==F F Y Y σ0177.093.22380.1*20.2][*2sa2a2==F F Y Y σ所以取][*saa F F Y Y σ=0.0177试算模数32121)][*(**cos *****2F saFa d FT nt Y Y Z Y Y T K m σββεΦ≥=1.278 （2）调整齿轮模数①计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 mm 34.26cos *11==βz m d nt s m /00.21000*601450*34.26*14.31000*60n *d *v 11===π齿宽mm d d 34.26*b 1=Φ= 齿高h 及宽高比8755.2m *c h 2h nt *n *an =+=）（16.9=hb②计算实际载荷系数K F根据v=2.00m/s ，7级精度，查得K v =1.05 由261334.2634413*2d 2111t ===T F mm N FK t A /10020.99b1<= 查得齿间载荷分配系数K Fa =1.4查表得K HB =1.410，结合宽高比查得，K FB =1.33 则载荷系数为955.1***a ==FB F V A F K K K K K 所以464.1*3==FtFnt n K K m m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。

从满足弯曲疲劳强度强度出发，从标准近取m n =2，为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=55.685来计算小齿轮齿数即mm Z 015.27214cos *685.55m cos *d 0n 11===β，取2745.117*u 12==Z Z 取118 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距m m 53.14914cos *22*)11827(cos 2*a 21=+=+=βm Z Z ）（ 考虑模数从1.464增加到2，将中心距圆整为149mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 306.132*)(arccos 21=+=am Z Z nβ（3）计算小、大齿轮的分度圆直径 m m 489.55cos *d 11==βnm Z m m 510.242cos *d 22==βnm Z （4）计算齿轮宽度 m m 63.47d *b 1d =Φ=所以b 2=45mm ，b 1=50mm 同理可算得第二组齿轮第一组高速级齿轮：Z 1=27，Z 2=118，m=1.5，ɑ=200，β=13.306，a=149mm ，b 1=60mm ，b 2=55mm第二组低速级齿轮：Z 1=34，Z 2=111，m=2.5，ɑ=200，β=12.976，a=186mm ，b 1=95mm ，b 2=90mm小齿轮用45号钢调质处理，大齿轮用45号钢正火处理第一组齿轮拟用轴齿轮和腹板式齿轮，第二组拟用实心齿轮和腹板式齿轮三、箱体结构设计根据老师经验建议及指导书指导壁厚δ=δ1=8mmmm箱体凸缘厚度：箱座b=1.5δ=12mm,箱盖b1=1.5δ=12mm,箱底座b2=2.5δ=20mm 加强肋厚：箱座m=0.85δ=6.8mm箱盖m1=0.85δ1=6.8mm 地脚螺栓直径df=16mm地脚螺栓数目n=6轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=12mm箱盖、箱座连接螺栓直径d2=8mm轴承盖螺钉直径和数目：d3，n根据后续轴承外径待定d f 、d1、d2至箱外壁距离和至凸缘边缘距离结合标准，因地制宜轴承旁凸台高度和半径：R1=C2=24mm ，h待定轴承座宽度l 2=δ+C1+C2+8=42mm △1>1.2δ=9.6mm ，取13mm △2=10mm>δ △3=4mm△4=10~15mm 取15mm △5>10mm △6=40mm三、求轴和齿轮的受力N d T F t620489.55344132===0506.20)306.13cos /20arctan(tan )cos tan arctan(===βααnt N F F t t r 231tan ==α N F F t 146tan ==βα（3）求低速级齿轮上的力N d T F t 164823.871437552===048.20)976.12cos /20arctan(tan )cos tan arctan(===βααnt N F F t t r 616tan ==α N F F t 379tan ==βα二、轴的结构设计初步确定轴的最小直径按扭转强度条件初估轴的最小直径，所以增大因为考虑键槽的影响，10%~%3)(3nPA d ≥ mmd mm d mm d 167.43075.34943.18321=== 输出轴结构设计输出轴最小直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故轴最小直径须与联轴器的孔径相适应。