1、2. 電動機的選擇計算項目計算過程計算結果2.1選擇電動機的轉速2.1.1計算滾筒的轉速帶式輸送機的傳動方案示意圖見設計任務書。滾筒的直徑和工作帶的帶速已知滾筒轉速計算如下：83.6 r/min2.2.2選擇電動機的類型及同步轉速因考慮帶式輸送機需要較大的轉矩，而對轉速要求不高，故選擇電動機的步驟如下：選擇電動機的類型因考慮工作條件為空載啟動、單向連續運轉、載荷平穩，所以選擇三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，380，系列，同步轉速確定為1000 r/min。計算傳動裝置的總效率（參考教材第58頁）傳動裝置的結構簡圖如設計任務書圖。總效率的計算如下：0.867其中：帶的傳動的效率；=0.96 一

2、對滾動軸承的效率；=0.99 閉式齒輪傳動效率；=0.97 聯軸器的效率；=0.99滾筒的效率。=0.96滾筒的轉速為：83.6 r/min傳動總效率為：0.867項目計算過程計算結果確定所需電機的功率1. 確定電機的型號滾筒功率Pw=FV/w=3.5 KW電機功率Pe=Pw/=4.04 KW因為滾筒的轉速 = 83.6 r/min。擬選擇同步轉速1000 r/min 系列的電動機，由表2-9.1 選擇系列三相電動機1322 6 型，其額定功率為5.5 ,滿載轉速960 r/min。電機型號為：13226型;額定功率為: 5.5 ;滿載轉速：960 r/min。3. 傳動裝置的運動和動力參數計

3、算項目計算過程計算結果3.1總傳動比的計算 =nm/nw=11.483.2各級傳動比的分配根據表2-2.1和各級傳動間的尺寸協調、結構均勻，滿足，所以帶和減速器分配如下：3 ；3.9 。3.3傳動裝置的運動和動力參數的計算各軸的轉速計算根據總的傳動比及各級傳動比的分配，計算各軸的轉速如下：電機：960 r/min；減速器高速軸：320 r/min；減速器低速軸：83.6 r/min；滾筒的轉速：83.6 r/min。各軸的輸入功率和轉矩表3-1 各軸的輸入功率和轉矩 9550*P/N功率（KW）轉矩(NM)電機5.554.714高速軸5.28157.575低速軸5.07579.048滾筒4.9

4、7567.525總傳動比：=11.48各級傳動比分配：3 3.94 傳動零件設計計算項目計算過程計算結果4.1 減速器以外傳動零件的設計計算電機傳動形式的選擇從傳動的形式和經濟效性考慮，確定由電動機傳動帶，所以帶輪的小帶輪轉速960 r/min。確定帶的截型計算功率根據工況確定工況系數工作班制為2班制工作時間16小時載荷平穩根據表 83(機械設計基礎) 1.1所以6.05 KW又小帶輪的轉速為 960 r/min查圖 8-10 可知帶的帶型為 B 型 確定帶輪的基準直徑與帶速驗算根據所選電機的型號可知，電機中心高為 132 ，又傳動比確定為 3 ，所以小帶輪的直徑取為 140mm 140。 P

5、127（機械設計基礎）根據小帶輪的直徑，確定大帶輪的直徑，滑動率為0.015 2 大帶輪的直徑 1 413.7 mm。按照表13-4 1 把大齒輪的直徑 圓整為 414 。驗算帶速：根據公式：1 7.03 m/s符合設計要求：7.03m/s 確定中心距及選擇合適的帶數目根據公式：2 取為 500 。根據相應的公式，計算 。1907.318 mm P138（機械設計基礎）根據帶的相應標準，確定帶的長度Ld=2000mm 546.35 mm中心距的變動范圍為：?= 560 mm計算小帶輪的包角：151.26 120 能滿足要求單根帶傳遞的功率，可查表 8-2a（機械設計基礎） 。查表可知：P0=2

6、.09根據表 8-2b（機械設計基礎） 可知：V帶傳功率的增量P0=0.29 KW帶根數可按下式計算：Ka=0.97 KL=0.88 2.98確定帶的根數為 3 根。選擇由電動機傳動V帶確定帶的截型：帶的帶型為 B 型確定小帶輪直徑:140 mm大帶輪直徑:414 mm項目計算過程計算結果 確定帶的初拉力 根據公式： 1 （式中m-V帶每米的重量，可查表33.1-14）1 ，kg/m) 表8-8（機械設計基礎） 234.6NF=2Z*F0*sin(/2)=1363.56N 帶輪的結構和尺寸設計 小帶輪的尺寸，基準直徑為 140 mm 參照表 12-3 以及表 12-5 電機的外型及安裝尺寸可知

7、：Y132M2-6型電機的基本尺寸為：軸伸直徑： 38 mm ;軸伸長度： 80 mm ;中心高： 132 mm ;所以小帶輪的軸孔直徑 38 ，轂長應小于 80 。根據以上參數及表 圖8-12 ，確定小帶輪的結構為輻板輪，輪槽尺寸及輪寬按表 8-7 計算，其中小帶輪的各尺寸如表4-1。 表4-1：小帶輪的基本尺寸Bd=14mm ; ha min=3.5 取ha=7 ; H=15 ; f=12.5e=19 ; min=7.5 ; 算得=29 ; B=(z-1)e+2f=96De=dd+2ha=154 ; =34 大帶輪的尺寸計算方法同小帶輪：大帶輪的基準直徑 276mm 。大帶輪的各尺寸如表4

8、-2。表4-2：大帶輪的基本尺寸Bd=14mm ; ha min=3.5 取ha=7 ; H=15 ; f=12.5e=19 ; min=7.5 ; 算得=29 ; B=(z-1)e+2f=96De=dd+2ha=428 ; =38m=0.17 kg/m小帶輪的基本尺寸：見表4-1、圖4-1。大帶輪的基本尺寸：如表4-2、圖4-2。項目計算過程計算結果4.2 減速器內的零件設計齒輪材料及其熱處理方法的選擇 根據減速器的使用條件及其性能，參照機械設計手冊1和1988機械工業工藝標準 ,確定齒輪的材料為45鋼，調質處理。齒寬系數及應力計算 P189（機械設計基礎）由于減速器是閉式傳動，選軟齒面，直

9、齒圓柱齒輪，取齒寬系數d=0.4根據工況，由所選材料和熱處理確定許用接觸應力，查表求出齒輪的許用應力。根據工況，采用齒面硬度350HBS小齒輪采用45鋼、調質、硬度為260HBS大齒輪采用45鋼、調質、硬度為220HBS由表9-5公式【2】，可確定許用接觸應力為H小齒輪H1=380+0.7HBS=(380+0.7*260)=562MPa大齒輪H2=380+0.7HBS=(380+0.7*220)=534MPa小齒輪所受轉矩T1T1=955*104P/n1=15.7575*104Nmm選擇齒系數，取a=0.4 ， 載荷系數取K=1.35中心距 a=177.76 mm選擇齒數，并確定模數取z1=2

10、4 則z2=iz1=3.9*21=93.6 取z2=94M=2a/(z1+z2)=2*183.93/(24+94)=3.01由表9-1，取模數m=3 mm齒輪幾何計算：小齒輪分度圓直徑及齒頂圓直徑d1=mz1=3*24=72 mmda1=d1+2m=72+2*3=78 mm大齒輪分度圓直徑及齒頂圓直徑d2=mz2=3*94=282 mmda2=d2+2m=282+2*3=288 mm驗算中心距 a=(d1+d2)/2=(72+282)/2=177 mm大齒輪寬度b2=aa=0.4*180=72 mm 小齒輪寬度 由于小齒輪面硬度較高，為補償裝配誤差，避免工作時在大齒輪上造成壓痕，一般b1應比b

11、2寬些取b1=b2+5=72+5=77 mm確定齒輪精度等級，齒輪圓周速度 v=d1n1/60000=*72*320/60000=1.21 m/s根據工況和圓周速度，由表9-3，選用8級精度。輪齒彎曲強度由表9-7可得F1=140+ 0.2HBS=140+0.2*260=192 MPaF2=140+0.2HBS=140+0.2*220=184 MPa查齒形系數YF小齒輪z1=24 由表9-6可得，YF1=2.67大齒輪z2=94 由表9-6可得，YF2=2.07749-19式中 F1=2K1T1YF1/bz1m2=49.87 MPaF2=F1YF2/YF1=38.80 MPaF1F1 F2F2

12、 滿足設計要求項目計算過程計算結果4-3軸的設計計算（1）減速器高速軸的設計選取軸的材料因為該軸無特殊要求且精度要求較，所以選取45#鋼，調質處理。估算最小軸徑按扭轉強度式估算最小軸徑 C=118107 d2730 mm由于V帶輪配合段直徑處有一鍵槽，應增大3%按軸的標準調整到 2831 mm 高速軸的受力分析及強度校驗 P64根據帶輪的大小，初選軸承為 6008 型，則高速軸基本尺寸如圖4-3所示：按照以上的軸的結構，畫出軸的計算簡化式：圓周力Ft=2T/d=2*157575/72=4377.1 N徑向力Fr=Ft*tan=4377.1*tan20=1593.1N支承反力F=2Z*F0*si

13、n(/2)=1363.56 NF*(a+b+c)-FRBH*(b+c)- Ft*b=0FRBH=209.85 NF+FRCH-FRBH-Ft=0FRCH=3223.39 N由齒輪徑向力和帶壓軸力引起的垂直面彎矩圖MV=Fr*b=1593.1*56=44606.8 Nmm由齒輪圓周力引起的水平面彎矩圖MH1=F*a=115902.6 NmmMH2=FRBH*a+(F-FRBH)*b=180510.36 N/mm軸的扭矩圖T=15.7575*104 Nmm合成彎矩圖 M1= MH1=115902.6 NmmM2=185940.2 Nmm當量彎矩圖 Me=208596.5 Nmm確定危險截面，根據當

14、量彎矩圖，彎矩的危險截面位于圖中彎矩最大處。根據當量彎矩，計算軸最大處直徑d由于軸的材料為45鋼，調質處理，查表12-1可得，b=700MPa。根據表12-3可得，=110 MPa =65 MPa=/=0.6=31.78 mm根據高速軸的結構簡圖可知，該齒輪軸中齒輪的齒根圓直徑為 65 mm ，滿足要求。項目計算過程計算結果低速軸的受力分析及強度校驗估算最小軸徑按扭轉強度式估算最小軸徑 42 d 46低速軸的受力分析及強度校驗根據低速軸的轉速和功率，初選軸承為 6012 型，則低速軸基本尺寸如圖4-3所示：按照以上的軸的結構，畫出軸的計算簡化式：圓周力Ft=2T/d=24127 N徑向力Fr2

15、= Fr=1593.1 N由齒輪徑向力和帶壓軸力引起的垂直面彎矩圖MV=Fr*b=95586 Nmm由齒輪圓周力引起的水平面彎矩圖MH=Ft*b=1447620 Nmm軸的扭矩圖T=579048 Nmm合成彎矩圖M=1450772.3 Nmm當量彎矩圖 軸取45鋼，調質，故取0.6Me1=T=579048 Nmm Me2=1491793.3 Nmm確定危險截面，根據當量彎矩圖，彎矩的危險截面位于圖中彎矩最大處。根據當量彎矩，計算軸最大處直徑d查表得 =65=61.2d1=44.7d2根據高速軸的結構簡圖可知，該齒輪軸中齒輪的齒根圓直徑為 274.5 mm ，滿足要求。4-4 滾動軸承的選擇 由于載荷平穩，無軸向力 選用深溝球軸承4-5 鍵的選擇與校核 軸無特殊要求鍵選為A型圓頭普通平鍵查表 4-1 可知：鍵的基本尺寸為：高速軸d=30mm 取8*7*45低速軸d1=48mm 取14*9*56 d2=64mm 取18*11*50按擠壓強度校核鍵的強度p1=2