计算内容计算结果一、设计题目：设计胶带传输机的传动装置二、设计要求：胶带传输机连续单向运转，载荷平稳，空载启动，输送带速度允许误差±5%。
使用期限为8年，工作环境清洁，小批量生产，两班制工作。
输送带工作拉力F＝2000N，滚筒(ZDL-7)直径D＝300mm，输送带速度V＝2m/s。
L=400m，环境温度25°C。
三、设计简图：1.设计任务书1.1设计题目：计胶带传输机的传动装置1.2工作条件：传动如上图，电机通过皮带传动带动单级齿轮减速器，经连轴器驱动滚筒回转，载荷平稳，输送带速度允许误差±5%。
使用期限为8年，工作环境清洁，小批量生产，两班制工作。
F＝2000N D＝300mm V＝2m/sL=400m1.3技术数据：输送带工作拉力F ＝2000N ，滚筒(ZDL-7)直径D ＝300mm ，输送带速度V ＝2m/s 。
L=400m 。
2.传动装置总体设计 2.1电动机的选择 2.1.1选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380伏，Y 系列电动机。
2.1.2选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率kwFV p w 410000.220001000=⨯== （2）传动总效率根据P 5确定各部分的效率:弹性联轴器效率 η1=0.99 一对滚动轴承效率 η2=0.99闭式齿轮的传动效率 η3=0.97（暂定8级） 开式滚子链传动效率 η4=0.92 一对滑动轴承的效 η5=0.97 传动滚筒的效率 η6=0.96P W =4kwη=0.8063P r =4.96kwkw P 5.50=8063.096.097.090.097.099.099.026543221=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=ηηηηηηη （3）所需的电动机的功率 w p p w r k 96.48063.04===η Pr=4.96kw查P103表 2.9-1可选的Y 系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定kw P 5.50=，或选Y132S-4型，额定kw P 5.50=，满足r P P >0 2.1.3确定电动机转速 传动滚筒转速min /4.1273.026060w r D v n =⨯⨯==ππ现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案比较，查得电动机数据:方案1号: 电动机型号Y132S-4额定功率5.5kW)同步转速1500r/min 满载转速1440r/min 电动机质量68kg 总传动比11.31方案2号: 电动机型号Y132M2-6额定功率5.5kW)同步转速1000r/min 满载转速960r/min 电动机质量84kg 总传动比7.54比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。
为使传动装置结构紧凑，选用方案2。
电动机型号为N w =127.4 r/mini=7.5423i =2.5 I 12=3.016 T 0=49.34N.MY132M2-6。
由表2.9-2查得其主要性能数据,电动机轴伸直径D=38mm,电动机轴伸长度E=80mm,电动机中心高H=132mm,堵转转矩/额定转矩T=2.0。
2.2分配传动比（1） 总传动比 54.7127.49600===w n n i 查表P 582.2-1得 取链传动比23i =2.5 则齿轮传动的传动比为016.35.254.72312===i i i 2.3传动装置的运动和动力参数计算 2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电动机的主动轴 kw p p r 40== m in /9600r n =m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=34.4996010455.955.930001轴： 即减速器的高速轴kw p p 91.499.096.40101=⨯=⋅=ηmin /960011r i n n ==m N n p T ⋅=⨯⨯=⨯=84.489601091.455.955.93111T 1=48.84N.MT 2=141.61N.MT 3=322.53N.M2轴：即减速器的低速轴kw p p 72.497.099.091.41212=⨯⨯==⋅ηmin /30.183016.39601212r i n n === m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=141.61318.301072.455.955.932223轴：即传动滚筒轴kw p p 30.492.099.072.42323=⨯⨯==⋅η min /32.2712.5318.302323r i n n ===m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯=53.223127.321030.455.955.933333.传动零件的设计计算3.1减速器以外的传动零件设计计算 1）设计链传动,确定链轮齿数 传动比： 02.330.318960n n 21===i 由传动比取小链轮齿数1Z =29-2i=22.96 因链轮齿数最好为奇数，取为23；大链轮齿数46.692302.312=⨯==iZ Z ，所以取 2Z =69实际传动比： 3236912===Z Z i 2）确定链条节距Z 2=69 i=3P 0=3.84kwa 0=635mmL P =128节由式 pz A K K PK P ≥0，查表得，工况系数=A K 1 小链轮齿数系数： 23.1)1923()19(08.108.11===Z K z取单排链，取p K =1.0 ：84.30.123.172.40.10=⨯⨯=P kW30.3182=n r/min ，查图：选链号No10A ，节距p=15.875mm3)计算链长初选： 0a =40p=40⨯15.875=635mm 链长：节07.127)22369(63515.87522369402)2(2222120120=-+++⨯=-+++=ππz z a p z z p a L p取 p L =128节 4)验算链速： 937,1100060875.1530.3182310006021=⨯⨯⨯=⨯=p n z vV ＜15 m/s 适合 5）选择润滑方式：按v=1.937m/s,链号10A ，查图选用滴油润滑。
6）作用在轴上的力d 1=116.585mm d 1=348.789mmMPaH 5701lim =σMPaH 5102lim =σ有效圆周力： N v P F e 2437379.172.410001000=⨯==作用在轴上的力：N F F e Q 292424372.12.1=⨯=≈ 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径： mm z p d 585.11623180sin875.15180sin 0101===mm d 789.34869180sin875.1502== 3.2 减速器以内的传动零件设计计算 设计齿轮传动 1） 材料的选择：小齿轮选用45#钢，调质处理，齿面硬度217—255HBS ，大齿轮选用45#钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS 。
计算应力循环次数9111021.2)283008(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 89121033.7016.31021.2⨯=⨯==i N N查图11-14，Z N1=1.0 Z N2=1.01（允许一定点蚀） 由式11-15，Z X1=Z X2=1.0 ，a=140mmm=2.5mmz 1=28 z 2=84取S Hmin =1.0由图11-13b ，得MPa H 5701lim =σ,MPa H 5102lim =σ 计算许用接触应力[]MPa Z Z S X N H H H 0.5700.11.00.157011min1lim 1=⨯⨯==σσ[]MPa Z Z S X N H H H 1.5150.101.10.151022min2lim 2=⨯⨯==σσ因[][]12H H σσ<，故取[][]22/1.515m N H H ==σσ 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩m N T ⋅=488401初取3.12=t t Z K ε，取4.0=a φ，由表11-5得MPa Z E 8.189= 由图11-7得，5.2=H Z ，减速传动，016.3==i u ; 由式（5-39）计算中心距a[]mm1071.5158.1895.2016.34.02488401.1)1016.3(2)1(32321=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥HE H a t Z Z Z Z u KT u a σφβε由于, 130mm<a<160mm 取中心距a=140mm 。
a=140mm估算模数m=(0.007～0.02) a=0.982.8mm,取标准模数m=2.5mm 。
d 1=70mm d 2=210mm小齿轮齿数：89.27)1016.3(521402)1(m a 21=+⨯⨯=+=。
u z 取28 大齿轮齿数： z 2=uz 1=12.8424016.3=⨯ 取 84 取z 1=28，z 2=84实际传动比3288412===z z i 实 传动比误差%5%53.0%100016.3|3016.3|%100<=⨯-=⨯-=∆理实理i i i i ， 在允许范围内。
齿轮分度圆直径mm z m d n 70285.211=⨯==mm z m d n 210845.222=⨯==圆周速度s m n d v /517.31069607010604311=⨯⨯⨯=⨯=ππ由表11-6,取齿轮精度为8级. (3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷轻微冲击,由表11-3,取K A =1.0 由图11-2（a ），按8级精度和s m vz /98.0100/28517.3100/1=⨯=， 得K v =1.10。
齿宽mm a b a 561404.0=⨯==φ。
由图11-3(a)，按b/d 1=56/70=0.8,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为对称布置得 ，K β=1.06 由表11-4，得K α=1.1载荷系数29.11.106.11.10.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A 由图11-4，得784.01=αε，924.02=αε， 所以708.1924.0784.021=+=+=αααεεε 由图11-6得，87.0=εZ 计算齿面接触应力[]MPa MPa uu bd KT Z Z Z H E H H 1.5158.322016.31016.370564884029.1287.08.1895.2122211=<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σσε故在安全范围内。
（4）校核齿根弯曲疲劳强度 按Z 1=28，Z 2=84,由图11-10得，Y 1Fa =2.59，Y 2Fa =2.23 由图11-11得，61.11=sa Y ，.7812sa =Y 由图11-12得，68.0=εY由图11-16（b ），得21lim /210mm N F =σ，22lim /205mm N F =σ 由图11-17，得Y 1N =1.0，Y 2N =1.0d=32mmT=48.84m ⋅N由图11-18得,Y 1X =Y 2X =1.0 取Y ST =2.0，S m in F =1.4 计算齿根许用弯曲应力[]MPa Y Y S Y X N F STF F 3000.10.14.1221011min1lim 1=⨯⨯⨯==σσ[]MPa 9.2920.10.14.1220522min2lim 2=⨯⨯⨯==X N F ST F F Y Y SYσσ[]MPaMPa Y Y Y m bd KT F sa Fa nF 30046.3668.061.159.25.270564884029.122111111=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσε 故安全。