链式输送机传动装置设计。
1) 工作条件：某链式运输机单向运转，工作中载荷有轻微振动，输送机效率0.90，工作年限8年，大修期限3年．每年工作250天，两班制工作，工作机允许速度误差±5%；在专门工厂小批量生产。
2)原始数据：
目录。一、 传动方案图3
二、 设计方案分析4
三、 轴的转速，功率计算5
四、 传动零件设计计算5
1、 v带设计计算5
2、 高速级直齿圆柱齿轮设计计算7
3、 低速级直齿圆柱齿轮设计计算11
五、 轴系零件设计计算16
1、 高速轴设计计算16
2、 中间轴设计计算20
3、 输出轴设计计算24
4、 轴承的校核28
5、 键连接强度计算30
参考资料30
一根据工作条件要求需要设计减速箱和减速箱与电动机连接的传动带以下为传动方案图。
图1二设计方案分析。
由于本传动装置传动比不是很大，所以可采用减速器加上链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。
1，选择电动机的类型和结构；
按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压380v
2、电动机所需工作功率：pw=fv/ηw=1.326kw （ηw取0.95）所有传动级总效率；η=22. η3. η4
电机所需的功率为： pd=pw/η=1.597kw
由于载荷平稳所以选用额定功率为2.2千瓦的电动机。
传动比的计算与分配：
卷筒轴的工作转速为 nω=(0.6×60×1000)/(3.14×110)=104.2r/min
总传动比i总=940/104.2=9.02
取减速箱中两级传动比为2，带传动传动比为2.26可以满足要求。
三轴的转速，功率计算。
4. 1、 v带设计计算。
已知：传递功率为1.597kw， 传动比为2.26 工作中载荷有轻微振动，工作年限8年，大修期限3年．每年工作250天，两班制工作。
1，计算功率pca=kap。 由表8-7可知（ka为1.2）p为2.2kw
2，选取v带类型：由图8-11选取a型v带。
3，计算带轮直径dd ：由表8-8可选取小带轮直径为100mm。
验算带速：由公式v=（πdd×n）/(60×1000)算得v=4.992m/s因为5m/s〈v〈30m/s，故带速合适。
大带轮基准直径dd2=i×dd1=226， 取224mm。
4，确定v带的中心距a和基准长度ld
根据式（8-20），初定中心距a＝441mm
由式（8-22）计算带所需的基准长度ld0=1382mm，取1400mm
由公式a=a0+(ld-ld0)/2 可得a为441mm。
小带轮上的包角α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3/α
164度大于90度，故满足要求。
带数z由公式可算出为3条。
5,确定带的初拉力f0
f0）min=500×（【2.5-ka）pca】/kαzv）+qv2
=147.79n
应使带的实际初拉力fo>1.5(fo)min
计算压轴力fp
压轴力的最小值为。
fp)min=2z(f0)minsin()
=1300n
4.2, 高速级直齿圆柱齿轮设计计算。
3.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
1）按图1所示传动方案，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。
3）材料选择、由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs。
4)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=48。
2.按齿面接触强度设计。
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t≥2.32
1) 确定公式内的各计算数值。
1） 试选载荷系数kt=1.3。
2） 计算小齿轮传递的转矩。
t1= 将p1=1.47kw、n1=416带入公式可得t1=33746.4n·mm。
3） 由表10-7选取齿宽系数=1。
4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa。
5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σhmin1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 σhlim2=550mpa。
6） 由式10-13计算应力循环次数。
n1=60n1jlh=3×108
n2=1.5×108
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=1.07; khn2=1.13。
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得。
【σh】1==642mpa
h】2==621.5mpa
2）计算。1）试算小齿轮分度圆直径d1t带入【σh】中较小值。
d1t≥2.32=41.57mm
2) 计算圆周速度u
u==0.905m/s
3）计算齿宽b。
b=φd：·d1t=41.57mm
4）计算齿宽与齿高比。
模数mt==1.732mm
齿高h=2.25mt=3.897
5）计算载荷系数。
根据u=0.905m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv=1.05;
直齿轮，khα=kfα=1;
由表10-2查得使用系数ka=1.25；
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，khβ=1.309
由=10.67，khβ=1.309插图10-13得kfβ=1.33
故k=kvkakhαkhβ=1.72
6)按实际载荷矫正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得。
d1=d1t=45.64mm
m==1.9mm
按齿根弯曲疲劳强度设计。
由式（10-5）得弯曲强度设计公式为。
m1） 确定公式内的各计算数值。
1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa；
2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.9 =0.95;
3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数s=1.3，由式（10-12）得。
346.15mpa
277.69mpa
4） 计算载荷系数k。
k=kakvkfαkfβ=1.93
5)查取齿形系数。
由表（10-5）查得=2.65; =2.302
6)查取应力校正系数。
由表（10-5）查得=1.58; =1.692。
7） 计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
2） 设计计算。
m =1.469
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，由于齿轮模数的大小主要取决于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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数m为1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=45.64，算出小齿轮齿数。
z1==30
则z2取60
4.几何尺寸计算。
1）计算分度圆直径。
d1=z1m=45mm
d2=z2m=90mm
2) 计算中心距a==67.5mm
3) 计算齿轮宽度。
b=φd d1=45mm
取两齿轮宽度皆为45mm
4.3, 低速级直齿圆柱齿轮设计计算。
3.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。
1）按图1所示传动方案，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。
3）材料选择、由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs。
4)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=48。
2.按齿面接触强度设计。
由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t≥2.32
4) 确定公式内的各计算数值。
8） 试选载荷系数kt=1.3。
9） 计算小齿轮传递的转矩。
t1= 将p1=1.39kw、n1=208.4带入公式可得t1=63697n·mm。
10） 由表10-7选取齿宽系数=1。
11） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa。
12） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σhmin1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 σhlim2=550mpa。
13） 由式10-13计算应力循环次数。
n1=60n1jlh=1.7×108
n2=7.5×107
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=1.13; khn2=1.16。
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