通过计算机模拟，取定a0=500mm
根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度Ld’为：
Ld’≈2a0+π（d1+d2）/2+（d1-d2）2/4a0
=2x500+3.14x（425+140）/2+（425-140）2/（4x500）=1982.1mm
根据Ld’查《机械设计基础》表8-6选取与之接近的V带基准长度Ld，选取
Ld=1800mm
根据Ld计算实际中心距为a≈a0+（Ld-Ld’）/2
=500+（1800-1928.1）/2=435.95mm
圆整至a=450mm
为便于安装和调整中心距，需留出一定的中心距调整余量。
中心距的变动范围为：
amin=a-0.015Ld=450-0.015x2000=420mm
amax=a+0.03Ld=450+0.03x2000=510mm
5）验算小带轮的包角α1
α1≈180°-（d2-d1）x57.5°/a
=180°-（425-140）x57.5°/435.95=142.54°>120°
6）确定带的根数Z
根据包角α1≈140.39°，带长Ld=1800mm，以及传动比为i1=3.0，小带轮转速n1=720r/min；分别查《机械设计基础》表8-3，表8-6，表8-7得到：
包角系数Ka=0.91；长度系数KL=0.95；
单根V带的基本额定功率P0=1.64kw；△P0=0.22kw；计算带的根数：
Z=Pd/（P0+△P0）KaKL=5.364/[（2.08+0.3）x0.91x0.95]
=2.61因此取Z=3
7）确定带的初拉力F0
初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素，保证传动正常工作单饿单根V带合适的初拉力为：
查《机械设计基础》表8-1得，B截型V带的单位长度质量为q=0.17kg/m,则：
F0=500Pd（2.5/Ka–1）/Zv+qv2
=500x5.364x（2.5/0.91-1）/（3x5.278）+0.17x5.2782=300.69N
8）计算带作用在轴上的力Q
压轴力Q=2ZF0sin（α1/2）=2x3x300.69xsin（142.54/2）=1708.59N
9）选定带轮结构
由带轮基准直径d1=140mm；d2=420mm>300mm，以及电动机轴直径为D=42.018mm为依据，确定小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构。
名称
代号及计算公式
小带轮
大带轮
轮宽
B=（z-1）e+2f
63±3
外径
da=dd+2ha
140
425
注：
B型带e=19±0.4；f=12.5±1；ha=3.5.
Pd=5.364kw
选定B系列V带
初取d1=140mm
选定d1=140mm
d2=425mm
i带=3.036
符合要求
a0=500mm
Ld’≈1982.1mm
Ld=1800mm
a≈450mm
amin=420mm
amax=510mm
α1≈142.5°
满足要求
带的根数Z=3
带的初拉力
F0=300.69N
压轴力
Q=1708.59N
小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构
2、齿轮传动的设计与计算
计算及说明
结果
1）选择齿轮材料和确定许用应力
①齿轮材料
查《机械设计课程设计手册》第二章材料的参数，于表2-7优质碳素结构钢中，选择45号钢材料，再参考《机械设计基础》表9-4齿轮常用材料及许用应力，为使大小齿轮的寿命相近，选择：
小齿轮选用45钢，调质，HBS1=240；
大齿轮选用45钢，正火，HBS2=200；
HBS1-HBS2=240-200=40合适
②许用应力
根据大小齿轮的HBS,查《机械设计基础》表9-4得：
小齿轮
许用接触应力[σh1]=380+0.7HBS1=380+0.7x240=548MPa
许用弯曲应力[σF1]=140+0.2HBS1=140+0.2x240=160MPa
大齿轮
许用接触应力[σh2]=380+0.7HBS2=380+0.7x200=520MPa
许用弯曲应力[σF2]=140+0.2HBS2=140+0.2x200=180MPa
2）设计齿轮参数
对于HBS<350的闭式软齿面齿轮传动，可以先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。
1在本例中，钢制齿轮的弹性模量E=2.06x105MPa；压力角α=20°；
工作系数K=1.3~1.6，因为齿轮对称布置，所以取K=1.3；
对于闭式软齿面传动，齿轮对称靠近轴承，齿宽系数ψd=0.8~1.4，选择ψd=0.95。
按照设计公式可得：
mm
②对于闭式软齿面齿轮传动，在满足弯曲强度的条件下，应去较多的齿数Z1和较小的模数，这样可以增大重合数，提高传动的平稳度，还可以节省制造费用，一般Z1=20~40。
在本例中选取：
小齿轮的齿数Z1=40；
大齿轮齿数Z2=i2*Z2=3.66x40=146.4；
为使齿轮磨损均匀，应使两轮齿数互为质数，因此Z2=145
验算传动比△i%=|Z2/Z1–i2|/i2=|145/40-3.66|/3.66=0.096%满足条件
③主要尺寸计算
齿轮模数m=d1/Z1=76.32/40=1.908取标准值m=2
中心距a2=m（Z1+Z2）/2=2x（40+145）/2=185m
大齿轮齿宽b1=ψd*m*Z1=0.95x2x40=76mm,圆整取b2=75mm
为了便装配，齿宽一般取小齿轮比大齿轮宽5~10mm，考虑到数据的圆整，因此：
小齿轮齿宽b1=b2+5=75+5=80mm
3）验算齿根弯曲疲劳强度
由之前的数据得：
小齿轮许用弯曲屈服应力[σF1]=160MPa；
大齿轮许用弯曲屈服应力[σF2]=180MPa；载荷系数K=1.3；
又由Z1=40；Z2=145查《机械设计基础》表9-8得到正常齿制标准外齿合齿轮的齿形系数为：
YF1=2.40；YF2=2.18应用公式得：
σF1=2KT1YF/b2Z1m2=2x1.3x170710x2.40/（75x40x22）
=88.77MPa<[σF1]=160MPa
σF2=σF1*YF2/YF1=88.77x2.18/2.40=80.63MPa<[σF2]=180MPa
齿根弯曲疲劳强度足够。
4）齿轮的精度等级
根据V=πdn/（60x1000）=3.14x80x240/（60x1000）=1.005m/s
参考《机械设计基础》表9-5各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，及表9-6直齿圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系，HBS<350，选择齿轮精度为等级9。
5）将齿轮的主要尺寸和几何参数汇总成下表：
名称
代号及公式
小齿轮
大齿轮
齿数
Z
40
145
分度圆直径
d=mz
80
290
齿顶高
ha=ha*m
2
齿根高
hf=（ha*+c*）m
2.5
全齿高
h=（2ha*+c*）m
4.5
齿顶圆直径
da=（z+2ha*）m
84
294
齿根圆直径
df=（z-2ha*-2c*）m
75
285
基圆直径
db=dcosα
75
136
齿距
p=πm
6.28
齿厚
s=p/2
3.14
齿槽宽
e=p/2
3.14
中心距
a=（d1+d2）/2
185
传动比
i=z2/z1
3.625
注：
对正常齿ha*=1.0；c*=0.25；压力角α=20°.
6）齿轮的结构设计
因为小齿轮的齿顶圆直径da1=84mm<160mm，因此暂定采用实心式结构。
因为大齿轮的齿顶圆直径da2=294mm<500mm，为减轻重量，节约材料和便于搬运和装拆，采用腹板式结构。
HBS1=240
HBS2=200
[σh1]=548MPa
[σF1]=160MPa
[σh2]=520MPa
[σF2]=180MPa
K=1.3
ψd=0.95
d1
76.32mm
Z1=40
Z2=145
m=2
a2=185mm
b2=75mm
b1=80mm
σF1<[σF1]
σF2<[σF2]
齿根弯曲疲劳强度足够
齿轮精度为等级9
四、校检实际转速
各级传动零件的参数确定后，应计算执行装置的实际转速，并验算实际转速与设计要求的转速偏差是构在许用范围。
本例带式输送机起传动滚筒轴的实际转速为
nw’=nd/i带xi齿=720/（3.04x3.63）=65.2r/min
实际转速与设计要求的转速偏差
△n%=|nw-nw’|/nwx100%=|65.2-65.57|/65.57x100%=0.23%<5%
因此该传动装置可用。
五、轴的计算
主动轴的计算和设计
计算及说明
结果
1）选择轴的材料
从经济性以及对之前的小齿轮所选的材料考虑，参考《机械设计课程设计手册》第二章材料的参数，选择45号刚为高速轴材料，调质处理，HBS=220，查《机械设计基础》表13-1得到许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
并由之前的计算结果有：
P1=4.29kw;n1=240r/min;T1=170710N·mm;
2）按转矩估算轴的最小直径
查《机械设计基础》表13-2轴常用材料的许用切应力[τ]T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。
对于45钢有A∝[103,126].
按公式
考虑到轴的相应截面处开有键槽，应将直径加大3%，：
d1≥（1+3%）x32.94=33.93mm
轴端直径查标准取标准得：
d1=34mm
3）轴的结构设计
根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。
考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。
轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。
轴的结构草图设计图如图5-1所示，
轴的结构设计主要有三项内容：
①各轴段径向尺寸的确定；②各轴段轴向长度的确定；③其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。
①各轴段径向尺寸的确定
如草图所示，从轴段
=34㎜开始，逐段选取相邻轴段的直径。
起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2，故
=
+2h≥34+2×2=38mm,取
=38mm，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。
与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取
=42mm，初选定轴承代号为6207。
d4即为小齿轮部分，取d4=50mm
将
作为轴环定位，取
=55mm。
d6=d3=42mm;
②轴向尺寸的确定
从L1段开始，L1段与V带的大轮配合，由之前的计算的大带轮的轮缘宽为B=63±3mm，考虑大带轮的轴向固定要求，L1应略小于大带轮的宽度2~3mm，取L1=60mm。
L2段，该段上要安装密封部件，为方便在不拆下带轮的情况下打开箱盖，大带轮内侧端面至轴承盖连接螺钉头顶面的距离一般为△3=15~20mm，本例取△3=15mm，轴承内端面距离箱体内壁的距离一般为△4=10~15mm，本例取△4=10mm，分别查询轴承盖厚度，螺钉头厚度，轴承厚度，按L2≈L+垫片厚度+轴承盖厚度+螺钉头厚度+△3-△4-轴承厚度，再取圆整值。
估算箱体轴承孔长度部分L=55mm，调整垫片厚度为2mm，则估算可得
L2≈55+2+9.6+5.2+15-10-17=59.8mm圆整为L2=60mm
L3安装轴承段，取L3=40mm
L4因采用齿轮轴结构，L4即为小齿轮的齿宽L4=85mm
L5因采用轴环定位，取L5=8mm
根据对称性，有L6=44mm
两轴承中心距L=156mm
③其他尺寸
大带轮与轴的周向固定采用A型普通平键，查《机械设计课程设计手册》第53页关于键连接，由d1=34mm，L1=60mm选GB/T1096键A8x7x50
4）按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算
①齿轮的受力计算
由T1=170.71N·m=170710N·mm
圆周力Ft=2T1/d1=2x170710/80=4267.75N
径向力Fr=Fttanα=4267.75xtan20°=1553.33N
因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。
根据之前的计算该轴还将受到V带大轮所带来的压力Fq=Q=1708.59N。
根据之前的计算，得到大带轮和相近轴承的中心距为
L’=L1/2+L2+B（轴承宽）/2=60/2+60+17/2=98.5mm
②求水平面支反力和弯矩
支反力：
FB1=[FQ（L’+L）+FrL/2]/L=[1151.79x（98.5+137）+1174.08x137/2]/137
=2566.94N
FA1=Fq+Fr-FB1=1151.79+1174.08–2566.94=-241.07N
弯矩：
Mc1=FA1L/2=241.07x137/2=16513.30N·mm
MB1=FqL’=1151.79x98.5=113451.32N·mm
③求竖直面支反力和弯矩
支反力：
FA2=FB2=Ft/2=3225.75/2=1612.875N
弯矩：
Mc2=FA2L/2=1612.875x137/2=110481.94N·mm
④合成弯矩：
MB合=MB1=113451.32N·mm
⑤由之前的计算得到该轴的扭矩为T1=129030N·mm
⑥计算当量弯矩
由于扭矩不变，应力校正系数α≈0.3，根据当量
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