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 =得由电动机至运输带的总效率为式中：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），则所以 kW Fv P a d 2.985.010002.165001000=⨯⨯==η 2.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为由指导书表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='ai ∽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：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：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：各轴输入转矩 Ⅰ轴T Ⅰ=m N i T i T d d ⋅=⨯⨯=∙∙=∙∙26.27896.02.358.9010010ηηⅡ轴 卷筒轴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 Ⅱ轴的输出转矩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 (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 由表5.6取mm D 4502=。

大带轮转速其误差为1.4%<%5±,故允许。

（4）验算带速v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 由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm 。

实际中心距（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 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 带的张紧力作用在带轮轴上的压力为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 (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 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 Y（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 μ（f ）确定中心距a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 +=+ 取241=z ，则齿数比 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，则齿轮工作宽度圆整为大齿轮的宽度则小齿轮宽度 （j ）接触疲劳强度的校核故满足强度要求 (k)齿轮的圆周速度由手册查得，选8级制造精度最合宜。

（f ）归纳如下螺旋角32.9=β中心距 a=190mm模 数 mm m n 5.2=齿数及传动比 25.5,126,2421===i z z 分度圆直径 mm d mm d 1.319,8.6021==齿 宽 mm b mm b 75,8021==5.3轴的设计计算两轴上的功率P 、转数n 和转矩由前面的计算已知：P Ⅰ=8.83kW n Ⅰ=303.13r/min T Ⅰ=278.26N ·m P Ⅱ=8.39kW n Ⅱ=57.30r/min T Ⅱ=1399.28N ·m(a) 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径mm d 8.601= 作用在小齿轮周向力I t F ： 小齿轮的径向力I r F ：小齿轮的轴向力I a F ：带轮给轴I 的载荷F Q : 带轮给轴I 的转矩T I T I =278.26N.m已知大齿轮的分度圆直径mm d 1.3192= 大齿轮的周向力： 大齿轮径向力： 大齿轮的轴向力：作用在联轴器端的转矩T ：(b)初步确定轴的最小直径5.3.1 Ⅰ轴的设计及校核（i ）选取的轴的材料为45钢，调质处理由《机械设计》表11.3选C=112 （ii ）确定轴各段直径和长度①从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取mm d 371=，又带轮的宽B=(1.5～2)d 1,即B=2d 1=74mm,则第一段长度mm L 901=②左起第二段直径取mm d 402=根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L 2=50mm.③左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7009C 型轴承，其尺寸为167545⨯⨯=⨯⨯B D d ，那么该段的直径d 3=45mm,长度为L3=40mm.④左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d 4=51mm,长度取L4=10mm⑤左起第五段，因为齿轮分度圆直径为60.8mm<1.8倍轴的直径，故做成齿轮轴段，齿轮宽度为80mm ，则此段的直径为d 5=65.8mm,长度为L5=80mm⑥左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 d 4=51mm,长度取L 6=10mm⑦左起第七段，为滚动轴承安装出处，取轴径d 7=45mm,长度为L 7=40mm 综上:轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm(iii)轴上零件的周向定位V 带与轴的周向定位采用平键联接，由轴右起第一段直径d1=37mm ，查手册得平键截面810⨯=⨯h b ，键槽采用键槽铣刀加工，长度系列为L=80mm ，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合67n H ，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证，此处选择的轴的直径尺寸公差为m6. (iv)确定轴上圆角和倒角尺寸由《机械设计》表11.2查得，取轴右端倒角为452.1⨯，轴右起1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm ，3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm ， 5、6段圆角半径为2.0mm ，6、7段圆角半径为2.0mm ，轴左端倒角为452.1⨯ (v)轴上支反力①绘制轴受力简图（如图所示）因两轴承对称布置，由手册查得30209型圆锥滚子轴承 所以 mm L L 7021== L=255mmmm N D F M a a .04.4942228.652.15022=⨯==（D 为齿轮处轴直径） ②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示）轴承支反力：水平面支反力: 垂直面内支反力：Q r V V F F R R -=+21 …… …… ① 以轴承1作用点求矩：0)(2121=++∙+∙-L F L L R L F M Q V r a …………②将数据代入①②得根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为按计算结果分别作出水平上的弯矩图M H 和垂直面上的弯矩图M V ,然后计算总弯矩并作出M 图 根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca 所以mmN M ca .73.507946)2782606.0(48.479724222=⨯+= (其中α=0.6) 已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面） 则（其中由《机械设计》表11.4查得[]Mpa 601=-σ） 故，安全5.3.2 II 轴的设计计算及校核（i ）选取轴的材料为45钢，调质处理 由《机械设计》表11.3查得C=112 （ii ）确定轴各段直径和长度 ①联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩T K T A ca =,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取5.1=A K ,则按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m ，半联轴器I 的孔径mm d 60=I ，故取轴的右端第一段的直径为mm d 601=；半联轴器长度L=142mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=142mm②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径mm d 642=，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为30mm ，故取该段长为L2=50mm③右起第三段，该段有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7014C 型轴承，其尺寸为2011070⨯⨯=⨯⨯B D d ,那么该段直径为d3=70mm,长度为L3=30mm④右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取 d4=77mm ，L4=10mm ⑤右起第五段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的 分度圆为319.1mm ，为了便于齿轮的装拆与齿轮的配合，则d5=86mm ，齿轮宽为 75mm ，为了保证定位的可靠性，取轴的长度为73mm 。