计算过程及计算说明一、传动方案的拟定（1）工作条件： a)使用寿命：使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年；b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃； c)动力来源：三相交流电，电压380/220V;d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。

（2）原始数据：运输带工作拉力KN F .56=,运输带工作速度V=1.2m/s （允许带速误差±5%）,滚筒直径mm D 400=。

滚筒效率96.0=j η（包括滚筒与轴承的效率损失）。

方案拟定：采用V 带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、电动机的选择2.1电动机类型的选择按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 型。

2.2选择电动机的容量由式P d=aw Pη和1000Fv P w =得kWFvP adη1000=由电动机至运输带的总效率为 j aηηηηηη••••=43221式中：1η、2η、3η、4η、j η分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率 取1η=0.96，2η=0.98(滚子轴承），3η=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），4η=0.99（齿轮联轴器），则85.096.099.097.098.096.02=⨯⨯⨯⨯=aη所以 kW Fv P a d2.985.010002.165001000=⨯⨯==η 2.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为min /32.574002.1100060100060r D v n =⨯⨯⨯=⨯=ππ由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V 带传动的传动比为'1i =2∽4，一级斜齿轮减速器传动比'2i =3∽6，则总传动比合理范围为6='a i ∽24，故电动机转速的可选范围为6=•'=n i n a d ∽24×57.32=343.92∽1375.68r/min符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min 。

2.4确定电动机的型号根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。

其主要性能：额定功率：11kW,满载转速970r/min 。

三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比： 92.1632.57970===n n i m a （2）分配传动比：i i i a •=0式中，0i 、i 分别为带传动和减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i =3.2（V 带传动0i 取2∽4比较合理） 则减速器的传动比为：29.52.392.160===i i i a 四、计算传动装置的运动参数和动力参数4.1各轴转速Ⅰ轴 13.3032.39700===I i n n m r/min Ⅱ轴 min /30.5729.513.3031r i n n ===∏卷筒轴 m in /30.57r n n ==∏卷4.2各轴输入功率Ⅰ轴P Ⅰ=kW p P d d 83.896.02.9101=⨯=•=•ηηⅡ轴 P Ⅱ=P Ⅰ=•12ηP ⅠkW 39.897.098.083.832=⨯⨯=••ηη 卷筒轴 P 卷=P Ⅱ=•24η P Ⅱ•kW 14.899.098.039.842=⨯⨯=•ηηⅠ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出功率为P Ⅰ′= P Ⅰ×0.98=8.83×0.98=8.65kW Ⅱ轴的输出功率为P Ⅱ′= P Ⅱ×0.98=8.39×0.98=8.22Kw4.3各轴输入转矩电动机输出转矩： m N n P T m d d ⋅=⨯==58.909702.995509550各轴输入转矩Ⅰ轴T Ⅰ=m N i T i T d d ⋅=⨯⨯=••=••26.27896.02.358.9010010ηηⅡ轴mN i T i T T ⋅=⨯⨯⨯=•••=••=I I ∏28.139997.098.029.526.2783212ηηη卷筒轴m N T T T ⋅=⨯⨯=••=•=∏∏58.13579.908.9028.13994224ηηη卷Ⅰ、Ⅱ 轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出转矩m N T T ⋅=⨯=•='I I 69.27298.026.27898.0 Ⅱ轴的输出转矩m N T T ⋅=⨯=•='∏∏29.137198.028.139998.0 运动和动力参数计算结果如下表所示5.1带的传动设计：（1）计算功率P c由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数K A =1.2，故 kW P K P A c 2.13112.1=⨯==(2)选取普通V 带型号根据m in /970,2.13r n kW P m c ==，由《机械设计》图5.14确定选用B 型。

（3）确定带轮基准直径D 1和D 2由《机械设计》表5.6取D 1=140mm ，ε=1%，得mm D i D 52.443)01.01(1402.3)1(102=-⨯⨯=-=ε 由表5.6取mm D 4502=。

大带轮转速 min /76.298450)01.01(140970)1(21r D D n n m =-⨯⨯=-=I ε其误差为1.4%<%5±,故允许。

（4）验算带速vs m n D v m/12.710006097014014.31000601=⨯⨯⨯=⨯=π在5～25m/s 范围内，带速合适。

（5）确定带长和中心距a初步选取中心距826)(4.1210=+=D D a mm ，取mm a 8300=故mma D D D D a L 25.26158304)140450()450140(214.383024)()(22221221=⨯-++⨯+⨯=-+++=π由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm 。

实际中心距[][]mmD D D D L D D L a 85.9238)140450(8)140450(14.328002)450140(14.3280028)(8)(2)(22221221221=-⨯-+⨯-⨯++⨯-⨯=--+-++-=ππ（6）验算小带轮包角α177.1603.5785.9231404501803.57180121=⨯--=⨯--=a D D α>120。

合适 （7）确定V 带根数Z传动比 20.313.303970===I n n i m 由《机械设计》表5.3查得kW P 70.20= ,由表5.4查得kW P 29.00=∆由表5.7查得952.0=αK ,由表5.2查得05.1=L K V 带根数42.405.1952.0)29.070.2(2.13)(00=⨯⨯+=∆+=L c K K P P P Z α取Z=5根。

（8）求作用在带轮轴上的压力F Q由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m 单根V 带的张紧力N qv K Zv P F C 81.31012.717.0)1952.05.2(12.752.13500)15.2(500220=⨯+-⨯⨯⨯=+-=α作用在带轮轴上的压力为N ZF F Q 99.3104274.161sin 81.310522sin 210=⨯⨯⨯==α 5.2齿轮传动的设计计算选定齿轮材料及精度等级及齿数（a ）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。

（b ）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合， 小齿轮45SiMn 表面淬火，HRC45～55 大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50 (c)确定许用应力（Mpa ）--由《机械设计》图6.14、图6.15得)50(11701lim ==HRC Mpa H δ )45(11302lim ==HRC Mpa H δ )50(3651lim ==HRC Mpa F δ)45(3492lim ==HRC Mpa F δ(d)由《机械设计》表6.5取1.1min =H S 5.1min =F S使用寿命 811082.5250165113.3036060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==I h jL n N781210877.629.510638.3⨯=⨯==iN N由《机械设计》图 6.16曲线15.11=N Z 0.12=N Z ,由图 6.17得121==N N Y Y ,0.2=ST YMpa S Z H N H HP 18.12231.115.11170min 11lim 1=⨯==σσ Mpa S ZH N H HP 27.1027min 22lim 2==σσMpa S Y Y F N ST F FP 67.4865.110.2365min 11lim 1=⨯⨯==σσMpa S Y Y F N ST F FP 33.4655.110.2349min22lim 2=⨯⨯==σσ（e ）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动） 工作转矩mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=II278186)13.30383.8(1055.9)(1055.9661mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=∏∏∏33.1398)3.5739.8(1055.9)(1055.966 确定载荷系数：由《机械设计》表6.235.1=A K ;由7级齿轮精度取1.1=V K ；由硬齿面取2.1=βK ，1.1=αK 则96.1==βαK K K K K V A取10=β则985.0cos =β 99.0cos ==ββZ查《机械设计》图6.12，得5.2=H Z ;查表6.3得8.189=E Z ,84.0=εZ ，由表6.8得9.0=d ψ29.5==i μmm KT Z Z Z Z d dHP E H 25.5929.5)129.5(9.027818696.12)27.102799.084.08.1895.2()1(2)(32312min1=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+••≥μμψδβε （f ）确定中心距a mm i d a 3.186)29.51(225.59)1(21=+⨯=+≥因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mm（g ）选定模数n m 、齿数21z z 、和螺旋角β )(cos 221z z m a n+=β一般30~171=z ，10=β，初选281=z ，则)148(12.1482829.5212==⨯==z iz z 取则 13.214828985.01902cos 221=+⨯⨯=+=z z a m n β 由《机械设计》表6.7，取标准模数5.2=n m则 72.149cos 221==+nm a z z β取 15021=+z z由于1212,iz z z z i ==，所以)1(121i z z z +=+8.2329.511501211=+=++=i z z z 取241=z ，则126241502=-=z 齿数比 25.52412612===z z i与i=5.29比，误差为0.8%，可用 则 32.919021505.2cos 2)(cos1211=⨯⨯=+=--a z z m n β（h ）计算齿轮分度圆直径小齿轮 ： mm z m d n 8.60987.0245.2cos 11=⨯==β 大齿轮： mm z m d n 1.319987.01265.2cos 22=⨯==β （i ）齿轮宽度按强度计算要求，取9.0=d ψ，则齿轮工作宽度mm d b d 3.538.609.01=⨯==ψ 圆整为大齿轮的宽度mm b 752= 则小齿轮宽度mm b 805751=+= （j ）接触疲劳强度的校核MpaMpa d b KT Z Z Z Z HP E H H 18.122302.83125.5125.58.608027818698.1299.084.08.1895.2)1(21221111=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+•=σμμσβεMpaMpa d b KT Z Z Z Z HP E H H 27.10270.46725.5125.51.31975139833098.1299.084.08.1895.2)1(222222=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+•=∏∏σμμσβε 故满足强度要求 (k)齿轮的圆周速度s m n d v m/09.31000609708.6014.31000601=⨯⨯⨯=⨯=π由手册查得，选8级制造精度最合宜。