資料如下:
1 擬定傳動方案
針對a1資料，由已知條件計算驅動滾筒的轉速nω,即
r/min
一般選用同步轉速為1000r/min或1500r/min 的電動機作為原動機，因此傳動裝置傳動比約為10或15。根據總傳動比數值，初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。
2 選擇電動機
（1）電動機型別和結構型式
p192—按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相非同步電動機。它為臥式封閉結構。
（2）電動機容量
1）滾筒輸出功率pw
2) 總效率
根據初步傳動方案，p86—查表12-8得到各部分效率：v帶傳動1=0.95；滾動軸承2=0.
98；圓柱齒輪傳動3=0.97；彈性聯軸器4 =0.99；滾筒軸滑動軸承5 =0.
94；捲筒效率6=0.96。
於是總效率為：
= 1 2 3 2 4 5 6
=0.95×0.98×0.97×0.98×0.99×0.94×0.96=0.79
3）電動機輸出功率pd
4）電動機額定功率ped
p193—由表19-1選取電動機額定功率ped =2.2kw。
（3）電動機的轉速
為了便於選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選範圍。查《機械設計基礎》p222表11-3查得v帶傳動常用傳動比範圍i1 =2～4,單級圓柱齒輪傳動比範圍i2 =3～6，則電動機轉速可選範圍為nd= nω·i1·i2 =573～2292r/min
由表中資料可知兩個方案均可行，方案1相對**便宜，但方案2的傳動比較小，傳動裝置結構尺寸較小，整體結構更緊湊，**也可下調，因此採用方案2，選定電動機的型號為y112m-6。
4）電動機的技術資料和外形、安裝尺寸
由表19-2，19-3查出y112m-6 型電動機的主要技術資料和外形、安裝尺寸，並列表記錄備用（略）。
3 計算傳動裝置傳動比和分配各級傳動比
1）傳動裝置傳動比
2）分配各級傳動比
取v帶傳動的傳動比i1=2.5，則單級圓柱齒輪減速器傳動比為
所得i2值符合一般圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用範圍。
4.計算傳動裝置的運動和動力引數
1）各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為i軸，低速軸為ⅱ軸，各軸轉速為：
n0=nm=940r/min
ni=n0/i1=940/2.5≈376 r/min
nii=ni/i2=376/3.28≈114.6 r/min
2）各軸輸入功率
按電動機額定功率ped 計算各軸輸入功率，即
p0=ped=2.2kw
pi=p01 2=2.2×0.95×0.98=2.05kw
pii=pi 3 2 =2.05×0.97×0.98=1.95kw
3）各軸轉矩
to=9550×p0/n0=9550×2.2/940=22.35n·m
ti=9550×pi/ni=9550×2.05/376=52.07n·m
tii=9550×pii/nii=9550×1.95/114.6=162.5n·m
4 v帶選擇
1． 選擇v帶的型號
根據任務書說明，每天工作16小時，載荷平穩，空載起動，由《機械設計基礎》p125—表6-4查得工況係數ka =1.1。則帶傳動設計功率pd:
pd=ped·ka =2.2×1.1=2.32kw
根據pd=2.2和n0=940r/min,由《機械設計基礎》p126—圖6-13確定選取a型普通v帶。
2． 確定帶輪直徑dd1，dd2。
考慮到帶速不宜過低，否則帶的根數將要增多，對傳動不利。由《機械設計基礎》圖6-13和表6-3可知，a型v帶推薦小帶輪直徑dd1=112mm。
大帶輪直徑，由公式dd2=idd1（1-ε）(其中ε取0.02)得，
dd2=2.5×112×（1-0.02）=274.4mm，
由查《機械設計基礎》表6-3，取 dd2=280mm。
3． 檢驗帶速v
m/s∈(5,25)，滿足要求。
4． 確定帶的基準長度
根據公式得：0.7（dd1+dd2）即 0.7×（112+280）274計算帶的近似長度l，
=1629.6mm
由表《機械設計基礎》表6-2選取ld=1600mm，kl=0.99
5． 確定實際中心距a
=485.2mm
6． 驗算小帶包角α1
=160.20＞1200
7． 計算v帶的根數z。
由《機械設計基礎》表6-5以及差值計算得單根v帶額定功率=1.18，
由《機械設計基礎》表6-7查得ka=0.95，
由《機械設計基礎》表6-6查得△p1=0.11，則v帶的根數
=1.1
取z=2
8． 帶與帶輪結構引數見《機械設計基礎》p119表6-1和p121圖6-8,計算得到帶輪的寬度:
b=（z-1）e+2f=(2-1)×15+2×10=35mm
5 齒輪傳動設計
1.選擇材料、精度及引數
小齒輪：45鋼，調質，hbs1 =240
大齒輪：45鋼，正火，hbs2 =190
模數：m=2
齒數：z1=24，z2=iz1=3.28×24=79
精度等級：選8級（gb10095-88）
《機械設計基礎》p75—表3-7齒寬係數：
ψd2=0.8,ψd1 =1
齒輪直徑：d1=mz1=48mm，d2=mz2=158mm
壓力角：a=200
齒頂高：ha= ha* m=2mm
齒根高：hf=1.25m≈2.5mm
全齒高：h=(ha+hf)=4.5mm
中心距：a=m(z1+z2)/2=2×(24+79)/2=103mm
大齒輪寬：b2=ψd1·d1=1×48=48mm
小齒輪寬根據《機械設計基礎》p76,為保證全齒寬接觸，通常使小齒輪較大齒輪寬，因此得：b1=54mm
2.計算齒輪上的作用力
設高速軸為ⅰ，低速軸為ⅱ
ti=52.07n·m
tii=162.5n·m
圓周力：ft1=2×1000tⅰ/d1=2×1000×52.07/48=2170n
ft2=2×1000tⅱ/d2=2×1000×162.5/158=2057n
徑向力：fr1=ft1·tanα=2170×tan20o=790n
fr2=ft2·tanα=2057×tan20o=749n
3.齒輪許用應力[σ]h ,[σ]f 及校驗
zh—節點齒合係數,。對於標準直齒輪，an=20,β=0,zh=1.76
ze—彈性係數，。當兩輪皆為鋼製齒輪（μ=0.3，e1=e2=2.10×105n/mm2）時，ze=271；
zε——重合係數，。對於直齒輪，zε=1。
kβ——載荷集中係數，，由《機械設計基礎》選取，kβ =1.08
kv——動載荷係數，由《機械設計基礎》取kv=1.02
計算得 σh=465.00 n·mm-2
——對應於nho的齒面接觸極限應力其值決定於齒輪齒輪材料及熱處理條件。
由《機械設計基礎》得， =2hbs+69=240×2+69=549n·mm-2。
sh——安全係數。對於正火、調質、整體淬火的齒輪，去sh=1.1；
khl——壽命係數。
，式中nho：迴圈基數，查《機械設計基礎》，nho=1.5×107；nh：齒輪的應力迴圈次數，nh=60nt=60×376×60×8=1.08288×107；
取khl =1.06
=529.04 n·mm-2
σh=465.00 n·mm-2≤=529.04 n·mm-2
因此接觸強度足夠。
b—齒寬， =1×48=48；
——許用彎曲應力；
查《機械設計基礎》得=1.8×240=432 n·mm-2， =1.8， =1 （齒輪雙面受載時的影響係數，單面取1，雙面取0.
7～0.8），（壽命係數）迴圈基數取4×106 ,
迴圈次數=60nt=60×376×60×8=1.08288×107 kfl =0.847≈1
yf——齒形係數。查《機械設計基礎》得，yf=3.73
計算得=240 n·mm-2
σf=113.45 n·mm-2
σf≤因此彎曲強度足夠。
4.齒輪結構
根據《機械設計基礎》p87—齒輪直徑：
d1=mz1=48mm，ha=2mm,hf=2.25mm,h=4.25mm;d2=mz2=158mm，
以及齒輪所在軸段直徑：（需要結合後面軸段確定尺寸才能估算此處）
d1=25mm(軸承段)+5mm=30mm, d2=40mm計算得到：
高速軸齒輪初算:2.5m=2.5×2=5mm;
然而d1=48mm,(d1-2×2.25-30)/2=13.5/2=6.7mm;
考慮鍵槽高度2mm左右，則e<5mm,
所以高速齒輪採用齒輪軸形式；
對於大齒輪d2=158<200,可以採用實心輪。
四、驗算軸的轉速誤差：
實際v帶的傳動比：i1=280/112=2.5,齒輪傳動比：i2=158/48=3.29,
輸出軸的實際轉速為：nw=940/(2.5×3.29)=114.3r/min,
於是傳動誤差為：（114.6-114.3）/114.6=0.0026＜0.05，
滿足要求
6 軸的結構設計
1． 軸的材料
選用45鋼
2． 估算軸的直徑
根據《機械設計基礎》p157式(7-2)，查表7-1，
軸的最小直徑，取c=110
計算得=19.4mm
=28.3mm
另外，考慮鍵槽因素，需要放大3%，於是取d1=20mm，d2=30mm
3． 軸的各段軸徑
根據《機械設計課程設計》p31，當軸肩用於軸上零件定位和承受內力時，應具有一定高度，軸肩差一般可取6～10mm。用作滾動軸承內圈定位時，軸肩的直徑應按軸承的安裝尺寸取。如果兩相鄰軸段直徑的變化僅是為了軸上零件裝拆方便或區分加工表面時兩直徑略有差值即可，例如取1～5mm也可以採用相同公稱直徑而不同的公差數值。
按照這些原則，高速軸的軸徑由小到大分別為：φ20mm, φ22mm,φ25mm（安裝軸承）,φ52mm（軸齒輪mz1=48mm+2×2mm齒頂高）, φ25mm（安裝軸承）；
低速軸的軸徑由小到大分別為：φ30mm, φ32mm, φ35mm（軸承）, φ40mm（安裝齒輪）, φ48mm(軸肩定位)，φ35mm（軸承）。
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