原技数1.1 传动方案1.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

1.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。

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。

第二部分 电动机的选择及传动比分配2.1电动机的选择2.1.1传动装置的总效率5423421ηηηηηη= 按表2-5查得各部分效率为：联轴器传动效率为99.01=η，滚动轴承效率（一对）99.02=η，闭式齿轮传动效率为97.03=η，联轴器效率为99.04=η，传动滚筒效率为96.05=η，代入得η=8504.096.099.097.099.099.024=⨯⨯⨯⨯2.1.2工作机所需的输入功率ηwd P P =，其中1000)(FVkw P W =所以=⨯⨯⨯=10008504.03.1106.13d P 2.45kw 使电动机的额定功率P ed ＝（1～1.3）P d ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 33KW 。

2.1.3确定电动机转速计算滚筒工作转速nin r D n w /14.594203.11000603.1100060=⨯⨯⨯=⨯⨯=ππ：由推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：9~25，则总传动比的范围为，25~9'=i ,故电机的可选转速为：min /1479~53214.59)25~9(''r n i n w d =⨯==2.1.4确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/min ，3000r/min ，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S - 6 ，满载转速 960r/min 。

其主要性能：额定功率：3KW ，满载转速960r/min ，额定转矩2.0。

2.2 计算总传动比及分配各级的传动比2.2.1总传动比：i a =960/59.14=16.23 2.2.2分配各级传动比根据指导书，减速器的传动比i 为i=90.15371.4701==i i a 取两级援助齿轮减速器高速级的传动比718.490.154.14.112=⨯==i i则低速级的传动比为376.371.490.151223===i i i2.3运动参数及动力参数计算2.3.1 电动机轴 KW P P d 45.20==m in /9700r n n m == m N m N T •=•=67.5997006.695500 2.3.2 Ⅰ轴（高速轴）KW P P 81.596.006.6101=⨯==ηm N n P T r i n n •=⨯=====78.17132381.595509550min /323397011101012.3.3 Ⅱ轴（中间轴）m N n P T r i n n KW P P •=⨯======⨯⨯=⨯⨯=9.774.6858.595509550min /4.68718.432358.597.099.081.522212123212ηη2.3.4 Ⅲ轴（低速轴）m n P T r i n n KW P P •=⨯======⨯⨯=⨯⨯=20.254908.2036.595509550min /08.20376.348.6836.597.099.058.533323233223ηη2.3.5 Ⅳ轴（滚筒轴）m N n P T r n n KW P P •=⨯=====⨯⨯=⨯⨯=9.249608.2025.595509550min /08.2025.599.099.036.5444343234ηη各轴运动和动力参数如下表三、V 带设计3.1 确定皮带轮3.1.1 确定计算功率ca P 。

由表8-7查得工作情况系数2..1=A K ;故KW P K P A ca 27.706.62.1=⨯==3.1.2选取v 带带型。

根据ca P 、1n 由图8-11选用A 型。

确定带轮的基本直径1d d 并验算带速v 。

3.1.3初选小带轮的基准直径1d d 。

由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径mm d d 1801=；验算带速v ；按式8-13验算带的速度s m n d v d /14.910006097018014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π；因为5m/s<v<30m/s,故带速合适；计算带轮的基准直径；根据式8-15a ，计算大带轮的基准直径mm id d d d 540180312=⨯==；根据表8-8取540mm.3.2确定v 带的中心距和基准长度d L根据式8-20()()d d a d d a a a a 2102127.0+≤≤+14405040≤≤a 取mma 7000=，初定中心距mm a 7000=。

由式8-22计算带所需的基准长度()()()mm a d d d d a L d d d d 78.25467004180540540180214.370024)(2222122100=⨯-+++⨯=-+++≈π由表8-2选带的基准长度2500mm 。

按式8-23计算实际中心距a 。

mm L L a a d d 720225002546700200≈-+=-+≈；由式8-24 mm mm a L ad 795)250003.0720(03.0max=⨯+=+=mm mm a L a d 683)2500015.0720(015.0min =⨯-=-=得中心距的变化范围为683-795mm 。

3.3 验算小带轮上的包角()()00000121908.1385003.571805401803.57180≥≈--=--≈a d d d d α。

3.4 计算带的根数z计算单个v 带的额定功率r P 。

由m in /970n 18011r mm d d ==和，查表8-4a 得KW P 30.20=。

根据KW P A i r n 12.0b 483m in,/97001=∆-==得型带，查表和 查表8-5得89.0=αK ，表8-2得09.1=L K ，于是()KW K K P P P L r 35.209.189.012.030.2)(0=⨯⨯+=••∆+=α计算v 带的根数z09.335.227.7===r ca P P z ，圆整为4。

3.5 计算单根v 带初拉力的最小值()min 0F由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以()()()Nqv zvK P K F ca 3.25914.91.014.9489.027.789.05.27005.270022min 0=⨯+⨯⨯⨯-=+-=αα 应使带的初拉力min 00)(F F >3.6计算压轴力p F压轴力的最小值为N F z F p 194128.138sin 3.259422sin )(2)(1min 0min=⨯⨯⨯==οα第四部分 齿轮的设计4.1高速级齿轮传动的设计计算4.1.1选择齿轮材料及精度等级由于速度不高，故选取7级精度的齿轮，小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

选取高速级中的小齿轮齿数为23，则大齿轮的齿数为33.10871.423=⨯，圆整为108。

4.1.2按齿面接触强度设计由（10-9a ）：[]3211132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±•⨯≥H E d t Z u u KT d σφ 4.1.2.1试选载荷系数3.1=t K 4.1.2.2计算小齿轮转矩m N n P T •⨯=⨯⨯=⨯=55115110718.132381.5105.95105.954.1.2.3由表10-7选取齿宽系数1=d φ4.1.2.4由表10-6查的材料的弹性影响系数218.189MPa Z E = 4.1.2.5 由图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 6001=σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 5502=σ4.1.2.6 由10-13计算应力循环次数81110216.9)1030082(13236060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N ；88210047.2376.310912.6⨯=⨯=N4.1.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=HN K 。

4.1.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得[][]MPaSK MPaSK HN H HN H 5.52255095.05406009.02lim 221lim 11=⨯===⨯==σσσσ4.1.3计算试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中的较小的值[]mm Z u u T K d H E d t t 64.765.5228.189718.4718.51107184.13.132.2132.23253211=⎪⎭⎫ ⎝⎛•⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±•⨯≥σφ4.1.3.1计算圆周速度vs m n d v t /28.110006032364.7614.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π4.1.3.2计算齿宽bmm d d b t 64.7664.7611=⨯=•=φ4.1.3.3计算齿宽与齿高之比hb模数：mm z d m t t 33.32364.7611===；齿高：mm m h t 493.733.325.225.2=⨯==；228.10493.764.76==h b 4.1.3.4计算载荷系数根据s m v /55.13=，7级精度，由图10-8查得动载系数2.1=v K ；直齿轮，1==ααF H K K ；由表10-2查得使用系数1=A K ；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，421.1=βH K ；由48.11310421.1,228.10=-==ββF H K K hb得查图;故载荷系数705.1421.112.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K4.1.3.5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a 得mm K K d d t t 89.833.1705.164.763311=⨯== 4.1.3.6计算模数mm z d m 33.32364.7611===， 4.1.4 按齿根弯曲强度设计4.1.4.1由式(10—17)m ≥[]321·2FSaFa d Y Y z KTY σφβ4.1.4.2确定计算参数由图10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度是;5001MPa FE =δ大齿轮的弯曲强度极限是a 3802MP FE =δ;4.1.4.3计算弯曲疲劳许应力由图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.02==FN FNA K K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得[F σ]1=a FE FN MP S K 57.3034.150085.011=⨯=σ[F σ]2=a FF FN MP S K 86.2384.138088.022=⨯=σ4.1.4.4计算载荷系数K ＝K K KK=1×1.2×1×1.35＝1.62d ） 查取齿型系数由表10－5查得226.2;65.221==Fa Fa Y Y e ）查取应力校正系数由表10－5查得Y 58.11=Ss ；Y =2Sa 1.798 f ）计算大、小齿轮的[]FSaFa Y Y σ并加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=57.30358.165.2⨯=0.01379 []222F Sa Fa Y Y σ=86.238764.12262.2⨯=0.01644 大齿轮的数值大。