试设计一带式运输机用的电动滚筒,已知数据如下：传送带的牵引力为2500N，传送带线速度为2m/s，传送带宽度为500mm，滚筒直径500 mm，每天工作16h，工作期限8年。 1.2系统运动学及动力学参数设计计算 1.2.1选择电动机 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 电动机功率选择： η1联轴器的传动效率：0.99 η2每对轴承的传动效率：0.99 η3圆柱直齿轮的传动效率：0.96 η4滚筒与传送带之间的传动效率：0.96 传动装置的总效率： η=η12×η24×η32×η4 =0.992×0.994×0.962×0.96 ≈0.83 电机所需的工作功率： = =6KW 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速：
n滚筒= = =76.43r/mi
n 查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8～60，故电动机转速的可选范围是：
n电=
n滚筒×i=（8～60）×76.43r/mi
n=611.44～4585.8 r/mi
n 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案如下： 表1-1电机型号 方案电动机型号额定功率 KW额定转速 r/mi
n重量 Kg总传动比 1 Y132S1-2 6.5 2900 67 22.31 2 Y132S-4 6.5 845 68 11.08 图1-2电机安装及外形尺寸 表1-2电机外形尺寸 型号A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L Y132M-4 216 140 89 38 80 10 33 132 12 280 275 210 315 200 475 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4。 1.2.2总传动比并分配传动 总传动比= =11.08 分配传动比： i1=（1.3～1.5）i2，经计算i1=（3.79～4.08），取i1=4，计算得i2=2.77 I1为高速级传动比，i2为低速级传动比。 1.2.3各轴功率、转速、转矩计算 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；η01，η12，η23，η34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。 各轴转速： =845 r/mi
n = =211.25r/mi
n = =76.43r/mi
n =129.96 r/mi
n 各轴输入功率：P1=P电η01= 6×0.99＝5.94KW η01＝η1 P2=P1η12= 5.94×0.99×0.96＝5.82KW η12＝η2η3 P3=P2η23= 5.82×0.99×0.96＝5.53KW η23＝η2η3 P4=P3η34= 5.53×0.99×0.99＝5.42KW η34＝η1η2 各轴输入转矩： ＝67.8Nm T1=Tdη01＝67.8×0.99＝67.13Nm T2=T1i1η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21 Nm T3=T2i2η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87 Nm T4=T3η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5Nm 1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。 2.传动件设计计算 2.1高速级大、小齿轮的设计计算 2.1.1选择齿轮材料 载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度230HBS，大齿轮正火处理，硬度190HBS。根据两齿面的硬度，由《机械设计基捶表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力： =380 0.7HBS=541MPa =380 0.7HBS=513MPa =140 0.2HBS=186MPa =140 0.2HBS=178MPa 2.1.2选取设计参数 小齿轮齿数z1=25，则z2=26×4=100；取齿宽系数=1.0 2.1.3按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T1=32.18 Nm 载荷系数查《机械设计基捶表6-9取K=1.2 d1 ≥766 = 766 = 42.0 mm 齿轮的模数为m = ≥ =1.62。查《机械设计基捶表6-1取标准第一系列模数m=2。 d1= mz1 = 26×2 = 52 mm 2.1.4齿轮的几何尺寸计算 d1= mz1 = 2×26 = 52 mm d2= mz2 = 2×104 = 208 mm da1= mz1 2ha*m = 52 4 = 56 mm da2= mz2 2ha*m = 208 4 = 212 mm df1= mz1－2（ha* c*）m = 52－5 = 47 mm df2= mz2－2（ha* c*）m = 208－5 = 203 mm a =（d1 d2）/ 2 = （52 208）/ 2 = 130 mm b =ψdd1=1.0×50 = 52 mm ，取b2=52，b1=52 4 = 56 mm 2.1.5校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.24，YFS2= 3.96． σF1 = = = 60.55 Mpa＜ = 186MPa 合格 σF2 = = = 56.55 Mpa＜ = 178MPa 合格 2.1.6精度设计 查《机械设计基捶表6-8取8级精度． 2.1.7结构设计 主要为大齿轮的结构设计，中间轴孔的厚度：见参考文献［机械设计基础］P117图6-56. 大齿轮D0=da2-(10～14)m
n=212-(10～14)×2=(184～192)mm.取D0=180 mm. D4为轴径，D4=33mm，D3=1.6D4=1.6×33=57.63mm,取D3=60，l=b=齿宽， D2=(0.25～0.35)( D0- D3)= (0.25～0.35)（180-33)=（36.75～51.45），取D2=45mm. r=1mm. 腹板孔厚度：C=(0.2～0.3)b≥8mm,选C=10mm. 润滑方式： = =3.92m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献［机械设计基础］P118. 2.2低速级大、小齿轮的设计计算 2.2.1选择齿轮材料 载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮选用35M
nB调质，硬度260HBS，大齿轮选用SiM
n调质，硬度225HBS。根据两齿面的硬度，由《机械设计基捶表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力： 265HBS=27.1HRC, 225HBS=20HRC =380 HBS = 640 MPa =380 HBS = 605 MPa = 155 0.3 HRC = 163 MPa = 155 0.3 HRC = 161 MPa 2.2.2选取设计参数 小齿轮齿数z1=26，则z2=26×2.77=72.02,取z2=72； 实际传动比为i12=72/26=2.769， 传动比误差Δi= =0.0004％≤ 5％，在允许范围内。 齿宽系数取=1.0 2.2.3按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T1=121.10 Nm 载荷系数查《机械设计基捶表6-9取K=1.2 d1 ≥766 = 766 = 60.01 mm 齿轮的模数为m = ≥ =2.31。查《机械设计基捶表6-1取标准系列模数m=3。 d1= mz1 = 26×3 = 78 mm 2.2.4齿轮的几何尺寸计算 d3= mz3 = 3×26 = 78 mm d4= mz4 = 3×72 = 216 mm da3= mz3 2ha*m = 78 6 = 84 mm da4= mz4 2ha*m = 216 6 = 222 mm df3= mz3－2（ha* c*）m = 78－7.5 = 70.5 mm df4= mz4－2（ha* c*）m = 216－7.5 = 208.5 mm a =（d3 d4）/ 2 = （78 216）/ 2 = 147 mm b =ψdd3=1.0×66 = 78 mm 取b4=78，b3=78 4 = 82 mm 2.2.5校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.30，YFS2= 4． σF1 = = = 68.42 Mpa＜ = 163MPa 合格 σF2 = = = 63.69 Mpa＜ = 178MPa 合格 2.2.6精度设计 查《机械设计基捶表6-8取8级精度． 2.2.7.结构设计 2.2.7.1.中间轴孔的厚度： 大齿轮D0=da4-(10～14)m
n=222-(10～14)×3=(180～192)mm,取D0=190 mm. D4为轴径，D4=52mm，D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85，l=b=齿宽， D2=(0.25～0.35)（D0- D3)= (0.25～0.35)（190-85）=（26.25～36.75）mm，取D2=35.r=1mm. 腹板孔厚度：C=(0.2-0.3)b≥8mm,选C=10mm. 2.2.8.润滑方式 = =2.1m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献［机械设计基础］P118.