第一节传动装置的总体设计传动装置总体的内容包括确定传动方案、选定电动机型号、合理分配传动比、计算传动装置的运动和动力参数。

1.1 确定传动方案本装置打算采用V带传动和闭式齿轮传动。

V带用在高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸震和过载保护的优点，且该工作环境并不是特别恶劣。

闭式齿轮在低速级，它具有高的传动效率和传动精度，也能承载较大的载荷。

选用第六组数据，其机构运动简图：2——电动机3——一级圆柱齿轮减速器4——联轴器5——运输带6——卷筒已知条件及数据：1传输带工作拉力 kN F 3.2=2传送带工作速度 s m V /6.1=（允许传送带速度误差%5±） 3滚筒直径 mm D 270=4滚筒效率96.0=η（包括滚筒与轴承的效率损失） 5两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳 6使用折旧期8年7工作情况：室内，灰尘较大，环境最高温度35度 8动力来源：电力，三相电流，电压380/220V9检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修 10制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产1.2 电动机类型的选择电动机是通用机械传动中应用极为广泛的原动机，是由专业生产厂家批量生产的系列化定型产品。

其中Y 系列的全封闭式笼型三相异步电动机（JB/T8680.1-1998）是按照国际电工委员会（IEC ）标准设计的，具有效率高、性能好、振动小等优点。

用于空气中不含易燃易爆或腐蚀性气体的场所；使用于电源电压为380V ，无特殊要求的机械上。

（1）工作机所需功率为：kW Fv P w 68.310006.123001000=⨯==其中，w P —输送机所需功率； F —输送机的工作阻力； v —输送带的工作速度。

（2）传动装置的总效率：82.095.099.097.098.096.03543321=⨯⨯⨯⨯=∙∙∙∙=ηηηηηη其中，由《机械设计课程设计指导书》表3-1可知：1η： V 带传动效率 0.96 ；2η：滚动轴承效率 0.98（球轴承）3η：齿轮传动效率 0.97 （7级精度一般齿轮传动）4η：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）5η：卷筒传动效率 0.96（3）电动机的选择： 滚轮的角速度: s rad s m r /85.11135.0/6.1===υω输入转速为：min/22.1132/r n w ==πω机构所需功率为：kW kW F P 68.36.1300.2=⨯==υ 所需电动机功率为：kW kW P P wd 49.482.068.3===η其中，d P 电动机所需功率。

根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y 系列三相异步电动机。

电动机转速选择常用的两种同步转速：1500r/min 和1000r/min ，以便比较。

根据电动机所需功率和同步转速，查《机械设计课程设计》表8-53确定电动机型号为Y132M2-6或Y132S-4。

且Y132M2-6的满载转速为960转；Y132S-4的满载转速为1440转。

传动系统的总传动比为72.122.113/1440/48.82.113/960/21======w m w m n n i n n ii —总传动比（表3-2推荐值：V 带传动比乘以一级圆柱齿轮的传动比）又因为综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500min r 的电动机。

根据表8-53，选择1.3 总传动比和各级传动比的分配带传动的传动比取为31=i则减速器总传动比为：24.4372.121===i i i j1).各轴的转速电动机轴 min 1440r n n m I == 高速轴 min 48031440r i n n ===II I I低速轴 min 22.11324.4480r i n n ≈==I II I I I I卷筒轴 min 22.113r n n w ==I I I 2).各轴的输入功率电动机轴 kw P P d 49.4==I高速轴 kw P P 05.497.098.049.421=⨯⨯==I I I ηη 低速轴 kw P P 93.398.099.005.423=⨯⨯==I I I I I ηη 卷筒轴 kw P P w 81.398.099.093.324=⨯⨯==I I I ηη 3）.各轴的输入转矩高速轴 m N n p T ∙==I I I 96.84/955011 低速轴 m N n p T ⋅==I I I 35.189/955022 卷筒轴 m N n p T ⋅==74.183/955033卷第二节 传动零件设计2.1 V 带设计选择带型电动机额定功率为kw 5.5，转速为min 1440r n w =，带传动传动比为3=i ，两班制工作（即每天工作16小时）。

1）确定计算功率ca P有《机械设计》表8-7查得工作情况系数2.1=A K ，于是：kwP K P d A ca 6.65.52.1=⨯==2）选择V 带类型根据计算功率d ca n P ，，由《机械设计》图8-11查得，应选用A 型V 带。

3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v（1） 初选小带轮的基准直径1d d由《机械设计》表8-6和表8-8，选取小带轮基准直径mm d d 1001=，且mm H d d 16021=<，其中H 为电动机机轴的高度，满足使用要求。

（2） 验算带速vsm n d v md 54.7100060144010014.31000601=⨯⨯⨯=⨯=π因为s m v s m 255<<，所以带速是合适的。

（3） 计算大带轮的基准直径2d dmmd i d d I d 300100322=⨯==4）确定V 带中心距a 和基准长度d L（1） 由式)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+得：8002800≤≤a ，选mm a 6000=（2） 计算相应的带长0d Lmma d d d d a L d d d d d 7.18444)()(2202122100=-+++=π（3） 计算实际的中心距a 以及变动范围mmL L a a d d 68020=-+=5）验算小带轮包角1αoood d oad d 901633.57)(180121>≈--=α6）计算带的根数z（1） 计算单根V 带的额定功率r P由mm d d 1001=和min 1440r n m =，查阅《机械设计》表8-4a 得kw P 32.10=，根据min 1440r n m =，3=I i 和A 型带，查《机械设计》表8-4b 得kw P 17.00=∆，查《机械设计》表8-5得96.0=αK ，查表8-2得03.1=L K ，于是Lr K K P P P α)(00∆+=（2） 计算V 带的根数z549.4280.2896.10≈===rca P P z即：取5根。

7）确定V 带的初拉力由《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量m kg q 10.0=，所以有N qv zvK P K F ca11.146)5.2(500)(2min 0=+-=αα应使新安装带的实际初拉力N F F 2.219)(5.1min 00==。

8）计算压轴力p F压轴力的最小值为NzF F p 21702sin2)(10min ==α9）带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，单根带宽为17mm 取带轮宽为100mm 。

2.2 齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。

3）材料选择。

由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45号钢（调质），硬度为230HBS ，大齿轮为45钢（正火），硬度为200HBS ，二者材料硬度差为30HBS 。

要求齿面粗糙度m R a μ3.62.3-≤ 4）选小齿轮齿数271=z ，则大齿轮齿数11512==I I z i z（2） 初步设计齿轮主要尺寸1）设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2）按齿面接触疲劳强度设计，即2311)][(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥ 1>确定公式内的各计算数值 Ⅰ.试选载荷系数3.1=t K 。

Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩 mN n P T ⋅=⨯⨯=⨯=I I96.84125.30363.8105.95105.955251Ⅲ.由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1=Φd。

Ⅳ.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPa Z E =。

Ⅴ.由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3002lim =σ。

Ⅵ.计算应力循环次数9110106.1)830016(14806060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h II jL n N81210608.2⨯==I Ii N NⅦ.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=HN K 。

Ⅷ.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1MPa MPa SK HN H 5406009.0][1lim 11=⨯==σσMPaMPa SK HN H 28530095.0][2lim22=⨯==σσ2>.计算Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][Hσ中较小的值。

mm Z u u KT d H E d t 283.42)][(132.22311=+⋅Φ≥σ Ⅱ.计算圆周速度v 。

s m n d v IIt 062.11000601=⨯=πⅢ.计算齿宽b 。

mm d b t d 283.421=⨯Φ=Ⅳ.计算齿宽与齿高之比hb模数 mm z d m t t 566.127283.4211===齿高 mm m h t 524.325.2==999.11=hbⅤ.计算载荷系数根据s m v 062.1=，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数10.1=V K ；直齿轮，1==ααF H K K ；由《机械设计》表10-2查得使用系数1=A K ；由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，318.1=βH K ； 由999.11=hb ，318.1=βH K 查《机械设计》图10-13得30.1=βF K故载荷系数 450.1==βαH H V A K K K K KⅥ.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K d d tt t 845.4331==Ⅶ.计算模数 mm z d m t 624.127845.431===(3).按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 3211)][(2F SaFa d Y Y z KT m σΦ≥1>.确定公式内的各计算数值Ⅰ.由《机械设计》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 6001=σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa FE 3202=σ；Ⅱ.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数90.01=FN K ，92.02=FN K ； Ⅲ.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有 MPa S K FE FN F 714.385][111==σσMPa SK FE FN F 286.210][222==σσⅣ.计算载荷系数K ；430.130.1110.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K Ⅴ.查取齿形系数；由《机械设计》表10-5查得57.21=Fa Y ；14.22=Fa Y Ⅵ.查取应力校正系数；由《机械设计》表10-5查得60.11=Sa Y ；.12=Sa YⅦ.计算大、小齿轮的][F Sa Fa Y Y σ并加以比较；01066.0][111=F Sa Fa Y Y σ018023.0][222=F Sa Fa Y Y σ大齿轮的数值较大。