2）、电动机输出功率PdPd
传动装置的总效率
式中，12…为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由参
考书【1】表3-1查得：
V带传动效率10.95，滚动轴承传动效率为20.98，齿轮传动效率为
0.96。
贝y
45=0.7513
故Pd也总491kW
总、
3、电动机额定功率Pm
由【1】表17-7选取电动机额定功率Pm5.5kW
4、电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。
由任务
书中推荐减速装置（包括V带、一级减速器和链传动）传动比范围
i（2~4）（3~6）（2~4）12~96，贝卩
电动机转速可选范围为可见同步转速为1500r/min的电动机符合。
由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132S--4。
主要性能如下表:
传动装置
5、计算
1）、
nm
nw
电机
额
满载
堵
最
型号
疋
转速
转
大
功
转
转
率
矩
矩
Y132
5.5
1440r
2.
2.
S--4
KW
/min
2
2
的总传
分
配传动
传动比
总
动比|总
型30.33
47.48
2）、分配传动比
取V带传动的传动比i12.5，链传动的传动比为i32.5,
则齿轮的传动比
i2电d4.85
i1i32.52.5
三、计算传动装置的运动和动力参数
1各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：
1轴、H轴，链轮
轴为皿轴、卷筒轴
各轴的转速为（r/min）
高速轴I的转速
低速轴H的转速
链轮轴皿的转速
ni
n2
nm1440
ii2.5
576
ni
576
4.85
118.76
卷筒轴的转速
n4=n3=47.5
2.各轴输入功率为（kW）
高速轴I的输入功率
P1Pm14.910.954.6645
低速轴H的输入功率
P2P234.66450.980.974.434
链轮轴皿的输入功率
F3F2244.4340.980.934.04
卷筒轴的输入功率
F4F3254.040.980.993.92
3.各轴输入转矩（nm
1）、轴I的转矩为
〒9550P95504.6645
T1177.34
n1576
2）、轴H的转矩为
9550P295504.434
T22356.56
n2118.76
3）、轴皿的转矩为
〒9550P,95504.04“c“
T33812.25
n347.5
n3n2/2.5118.76/2.547.5
4）、卷筒轴的转矩为
T4
9550P4
n4
95503.92
47.5
788.13
将各数据汇总如下
表1传动参数的数据表
四、传动
计算
轴
I
轴
II
轴
皿
卷
筒
轴
件的设计
1、设计带参数
功
4.66
4.4
4.0
3.9
传动的主要
已知带
率
45
34
4
2
传动的工
作条件：
P/
两班制工
作，连续
kW
单向运转，
稍有波
转
77.
356
812
788
动，所需传
递的额
矩
34
.56
.25
.13
定功率
T/
p=4.91kw
小带轮
（N
转速
•m）
转
576
118
47.
47.
速
.76
5
5
n（r
/
min
）
n11440r/m大带轮转速n2576r/m，传动比i12.5。
设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、
基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经选择了V
带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）
1）、计算功率Papa=KAP1.34.91kw6.383kw
2）、选择V带型根据pa、ni由图8-10《机械设计》p157选择B型带（d1=125
—140mm
3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v
（1）、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157
表8-8，取小带轮基准直径ddi125mm
（2）、验算带速v
因为5m/s<9.42m/s<30m/s,带轮符合推荐范围
（3）、计算大带轮的基准直径根据式8-15
dd2idd12.5125mm312.5mm，
初定dd2=315mm
（4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld
a、根据式8-20《机械设计》p152
0.7（dd1dd?
）a02（dd1dd?
）
0.7（125315）a2（125315）
308a880
初定中心距a°=500mm
b、由式8-22计算带所需的基准长度
=2X500+nX0.5X（125+315）+（315-125）（315-125）/4X500
=1597mm
由表8-2先带的基准长度id=1600mm
c.计算实际中心距
a=a°+（ld-lo）/2=500+（1600-1597）/2=501.5mm
中心距满足变化范围:
262.5—750mm
（5）.验算小带轮包角
i=180°-（dd2-ddi）/ax57.3
=180°-（315-125）/501.5x57.3
=166°>90°包角满足条件
（6）.计算带的根数
单根V带所能传达的功率
根据n1=1440r/min和dd1=125mm表8-4a
用插值法求得p°=2.2kw
单根v带的传递功率的增量△P0
已知B型v带，小带轮转速n1=1440r/min
转动比i=9二ddJdd2=2.5
n2
查表8-4b得△p0=0.46kw
计算v带的根数
查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.92
pr=（p°+Ap0）xkxkL=（2.2+0.46）x0.96x0.92=2.35KW
Z=竺=6.383/2.35=2.72故取3根.
Pr
（7）、计算单根V带的初拉力和最小值
F0min=500*（2.5k）pc+qVV=190.0N
ZVk
对于新安装的V带，初拉力为:
1.5F°min=285N
对于运转后的V带，初拉力为:
1.3F0min=247N
（8）.计算带传动的压轴力Fp
Fp=2ZFosin（J2）=754N
（9）.带轮的设计结构
A.带轮的材料为:
HT200
B.V带轮的结构形式为：
腹板式.
C.结构图（略）
2、齿轮传动设计
1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数
（1）、按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
⑵、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009—
88）。
⑶、材料选择。
由表10-1选择小齿轮材料40C（调质），硬度280-320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250-290HBS二者硬度差为40HBS左
⑷、选小齿轮齿数召24,齿轮传动比为i2=4.85，则大齿轮齿数
z24.8524116.4,，取z2116。
2）、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定p=15
由设计计算公式进行计算，即
3）、确定公式内的各计算数值
（1）、试选载荷系数Q「3
（2）、选取区域系数Zh=2.425
（3）
、由图10-26查得10.76,
（4）、计算小齿轮传递的转矩。
（5）、由表【2】10-7选取齿宽系数d1。
1
⑹、由表10-6差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa至
⑺、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限
尬m1=650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2580MPa。
4）、计算应力循环次数。
（1）、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.93,Khn21.01。
（2）、计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%安全系数S=1,则
5）、计算
（1）、试算小齿轮分度圆直径代人【殆]中较小的值。
d1t>=45.4mm
（2）、计算圆周速度
6）、计算齿宽。
7）、计算齿宽与齿高之比。
模数mt如毎41.89mm
z124
齿高h2.25mt2.251.894.2525mm
齿高比b虽土10.68
h4.2525
计算纵向重合度
=0.318©dz^an[3=2.05
8）、计算载荷系数。
根据v1.37m/s,7级精度，由【2】图10-8查得动载系数Kv1.04;
斜齿轮，KHa=KFa=1.2。
由【2】表10-2查得使用系数Ka1。
由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，
KhB1.314。
由b10.5,Khb1.422查【2】图10-13得Kf1.32，故载荷系数
h
9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
10）、计算模数m
11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。
12）、确定公式内的各计算值：
（1）、由【2】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限餐1550MPa，大
齿轮的弯曲疲劳极限OFE2390MPa。
⑵、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.91,Kfn20.95。
13）、计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则
14）、计算载荷系数K。
15）、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数丫0.85
16）、查取齿形系数。
由【2】表10-5查得YFa12.65;YFa22.177。
17）、查取应力校正系数。
由【2】表10-5查得Ysa11.58;Ysa21.793。
18）、计算大、小齿轮的迤并加以比较。
大齿轮的数值大。
18）、设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径
（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.48mm并就近圆整为标准值为m=2mp按接触强度算得的分度圆直径di49.06mm，算出小齿轮齿数
Z24.8524116.4，取z2116
（1）、计算中心距
取a1=145mm
（2）、确定螺旋角
（3）、计算大小齿轮分度圆直径：
d1=Z^50mm
cos15.1d2二Z2mno240mm
cos15.1o
（4）、确定齿宽
取B255mm，B150mm
3、链传动设计
1）、选择链轮齿数
取小链轮齿数Z1=30,大链轮的齿数为Z2=iZ2=2.530=75
2）、根据链的布置形式，分别由1个单排链构成。
3）、确定计算功率
由文献【2】表9-6查得Ka1.0，由文献【2】图9-13查得Kz0.82，
单排链
则单排链的计算功率为PcaKAKzP21.00.824.434KW3.636KW
4）、选择链条型号和节距
根据Pca3.636KW及n2118.76rmin，由文献【2】图9-11选择10A。
由文献【2】表9-1，链条节距为P15.875mm
5）、计算链条数和中心距
初选中心距a0（30~50）P（30~50）15.875mm476.25~793.75mm
取a0700mm
相应的
链
长
节数
为
a0Z1Z2/Z2Z1、2P
LP02（）
c700
2-
3030
140.7取链条节数Lp
140
p22a。
15.875
2
6）、计算链速v,确定润滑方式
由v0.97%和链号10A由文献【2】图9-14可知采用滴油润滑。
7）、计算压轴力Fp
有效圆周力为Fe1000P1000英36“3748N
V0.97
链轮水平布置时的压轴力系数Kfp1.15，则压轴力为
五、联轴器的设计
联轴器的计算转矩TeaKaT3，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故
取ka1.3，贝卩TeaKaT31.38122501055925N.mm
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL10型弹性
柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m半联轴器的孔径d=65mm半联轴器长
度L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm
六、轴的设计计算与校核
选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为[-i]60MPa为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
高速级齿轮上的作用力为
1、高速轴的设计与校核
ABCl）EFG
（1）、初步确定轴的最小直径。
按公式dm.A。
'岸初步计算轴的最小直径。
轴的材料为45钢，调质处理c
根据【2】表15-3，取A01110。
贝y
又因为高速轴I有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。
故轴应相应地增大10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径
dmin120（10.1）24.3mm，取为25mm
（2）、轴上各段直径的初步确定。
A段:
d仁25由最小直径算出。
B段：
d2=32,根据毡圈油封标准。
C段：
d3=35,与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径35mm
D段：
d4=40,设计非定位轴肩高度h=2.5mm高速轴内径40.
E段：
d5=50,高速轴齿轮分度圆直径50.
F段：
d6=40,设计定位轴肩高度h=2.5mm
G段：
d7=35,与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合。
（3）、轴上各段所对应的长度。
A段长度为L150mm；
B段长度为L258mm；
C段长度为L317mm；
D段长度为L48mm；
E段长度为L555mm；
F段长度为L68mm；
G段长度为L717mm。
（4）、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。
（5）按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图
1作水平面内的弯矩图。
支点反力为
1-1截面处和2-2截面处的弯矩
2作垂直平面内的弯矩图，支点反力
1-1截面左侧弯矩为
1-1截面右侧弯矩为
2-2截面处的弯矩为
3作合成弯矩图
1-1截面2-2截面
4作转矩图
T=77.34N.mm
5求当量弯矩
因减速器单向运转，修正系数为0.6
6确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩MeiMe2，并且轴上还有键槽，故
1-1可能为危险截面。
但由于d4d3也应该对截面2-2校核
1-1截面
2-2截面
由表15-1得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足
够的强度，并有一定裕量。
2、低速轴的设计
1）、初步确定轴的最小直径。
按公式dm.Ao3P初步计算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质
\n
处理。
根据表15-3，取A02110。
则
又因为低速轴I有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。
故轴应相应地增大10%-15%现将轴增大10%则增大后的最小轴径为
dmin236（10.1）39.6mm，圆整为40mm
低速轴的轮廓图如上所示。
2）、轴上各段直径的初步确定。
A段：
d仁40mm与弹性柱销联轴器配合
B段：
d2=43mm设定轴肩高h=1.5mm
C段：
d3=45,与轴承配合。
D段：
d4=50mm设定非轴肩高度为2.5mm
E段：
d5=55mm设定轴肩高为2.5mm
F段：
d6=45mm与轴承配合。
3）、轴上各段所对应的长度。
A段长度为Li68mm;
B段长度为L261mm；
C段长度为L330mm;
D段长度为L448mm;
E段长度为L510mm；
F段长度为L617mm;
4）、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。
5）按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图
1作水平面内的弯矩图。
支点反力为
1-1截面处和2-2截面处的弯矩
2作垂直平面内的弯矩图，支点反力
1-1截面左侧弯矩为
2-2截面处的弯矩为
3作合成弯矩图
1-1截面
2-2截面
4作转矩图
T=87420N.mm
5求当量弯矩
因减速器单向运转，修正系数为0.6
6确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩MeiMe2，并且轴上还有键槽，故
1-1可能为危险截面。
但由于d4d3也应该对截面2-2校核
1-1截面
2-2截面
由表15-1得许用弯曲应力160MPa，满足e1条件，故设计的轴有足
够的强度，并有一定裕量。
七、轴承的选择及计算
1、高速轴轴承的选择及计算
1）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型C=31.5kN
2）、计算轴承的径向载荷
A处轴承径向力Fr1■Fnh12Fnv12、225于209023073N
C处轴承径向力Fr2\Fnh22—Fnv22「1329^208923159N
所以在C处轴承易受破坏。
3）、轴承的校验
（1）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故PfpFr2,查【2】
表13-6得载荷系数fp1.2。
⑵轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命
Lh16300838400h轴承应有的基本额定动载荷值CP6°"切,其中3，则
\106
⑶、验算30207轴承的寿命
综上所得30207轴承符合设计要求。
2、低速轴的轴承选取及计算
1）、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，C=31.5kN。
2）、计算轴承的径向载荷
3）、轴承的当量载荷，因圆锥滚子轴承受径向载荷，故PfpFr,查表【2】
13-6得载荷系数fp1.2。
、假设轴承的使用寿命为十年，即预计使用计算寿命Lh16300838400h轴承应有的基本额定动载荷值CP60"削，其中3，则
\106
4）、验算30209轴承的寿命
综上所得30209轴承符合设计要求。
八、键连接的选择及校核
1、高速轴的键连接
1）、高速轴键的选取
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键,bxhxL=8X7X42。
键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表
6-2p=100〜120MPa
2）、强度校核
故满足设计要求。
2、低速轴键的选取
1）、连接大齿轮的键：
查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸
（GB/T1096-2003）选取A型键，bxhx
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