第二組第三個資料：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始資料：滾筒圓周力f=1.35kn；帶速v=1.2m/s；
滾筒直徑d=300mm。 運動簡圖
2、電動機的選擇
1、電動機型別和結構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用 y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
0.96×0.99×0.98×0.99×0.96
0.885
(2)電機所需的工作功率：
pd=fv/1000η總
=1350×1.2/1000×0.885
=1.83kw
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
nw=60×1000v/πd
=60×1000×1.2/π×300
=76.4r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比範圍，取v帶傳動比iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比範圍ic=3~5，則合理總傳動比i的範圍為i=6~20，故電動機轉速的可選範圍為:
nd=i×nw=（6~20）×76.4r/min=458.4~1528r/min
符合這一範圍的同步轉速有750 r/min和1500r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案電動機型號額定功率同步轉速電動機滿載轉速（r/min） 質量（kg）
1 y132s-8 2.2 750 71063
2 y112m-6 2.2 1000 94045
3 y100l1-4 2.2 1500 143034
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、**和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1 因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，**較高。3 轉速太快，尺寸小。
方案2適中。故選擇電動機型號y112m-6。
4、確定電動機型號根據以上選用的電動機型別，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為y112m-6。
其主要效能：額定功率：2.2kw，滿載轉速940r/min，額定轉矩2.0。
3、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=940/76.4=12.3
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
i齒=i總/i帶=12.3/3=4.1
四、運動引數及動力引數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
ni=nm/i帶=940/3=313.33(r/min)
nii=ni/i齒=313.33/4.1=76.42(r/min)
滾筒nw=nii=313.33/4.1=76.42(r/min)
2、 計算各軸的功率（kw）
pi=pd×η帶=1.83×0.96=1.76kw
pii=pi×η軸承×η齒輪=1.76×0.99×0.98=1.70kw
3、 計算各軸轉矩
td=9.55pd/nm=9550×1.83/940=18.59n.m
ti=9.55p2入/n1 =9550x1.76/313.33=53.64n.m
tii =9.55p2入/n2=9550x1.70/76.42=212.44n.m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
(1)選擇普通v帶截型
由課本p218表13-8得：ka=1.2 p=1.83kw
pc=kap=1.2×1.83=2.196kw
據pc=2.196kw和n1=313.33r/min
由課本p214圖13-3得：選用a型v帶
(2)確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本p214表13-3，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.3 mm
由課本p214表13-3，取dd2=280mm
帶速v：v=πdd1n1/60×1000=π×95×940/60×1000
=4.67m/s
帶速合適。
(3)確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
2×500+3.14(95+280)/2+(280-95)2/（4×500）
1588.94mm
根據課本p212圖（13-2）選取相近的ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(ld-ld0)/2=500+(1600-1588.94)/2
505.53mm≈506mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/506
=1590>1200（適用）
（5）確定帶的根數
單根v帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖13-3得 p1=1.4kw
i≠1時單根v帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表13-5得 △p1=0.17kw
查[1]表13-7，得kα=0.95；查[1]表13-2得 kl=0.99
z= pc/[(p1+△p1)kαkl]
=2.196/[(1.4+0.17) ×0.95×0.99]
=1.48 (取2根)
(6)計算軸上壓力
由課本表13-1查得q=0.1kg/m，由單根v帶的初拉力：
f0=500pc/zv[（2.5/kα）-1]+qv2=500x2.196/[2x4.
67(2.5/0.95)-1]+0.
10x4.67x2 =47.49kn則作用在軸承的壓力fq
fq=2zf0sin(α1/2)=2×2×47.49sin(159o/2)
148.2n
則選用2根a-1600gb v帶，中心距a=506mm，帶輪直徑dd1=95，dd2=280mm，軸上壓力fq=148.2n。
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常齒輪採用軟齒面。
查閱表11-1，選用**便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260hbs；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215hbs；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kt1(u+1)/φdu[σh]2)1/3
確定有關引數如下：傳動比i齒=4.1取小齒輪齒數z1=20。
則大齒輪齒數：z2=iz1= 4.1×20=82取z2=82
由課本表得取φd=1.1
(3)轉矩t1t1=9.55×106×p1/n1=9.55×106×1.76/313.33=56861n.mm
(4)載荷係數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σh]
[σh]= σhlim zn/shmin 由課本圖11-1查得：
σhlim1=620mpa σhlim2=400mpa
接觸疲勞壽命係數zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式n=60njtn 計算
n1=60×313.33×10×300×16=0.90x109
n2=n/i=0.90x109 /4.1=2.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 zn1=1 zn2=1.04
按一般可靠度要求選取安全係數shmin=1.0
[σh]1=σhlim1zn1/shmin=620x1/1=620 mpa
[σh]2=σhlim2zn2/shmin=400x1.04/1=416mpa
故得：d1≥ (6712×kt1(u+1)/φdu[σh]2)1/3=49.04mm
模數：m=d1/z1=49.04/20=2.45mm
取課本標準模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度σ bb=2kt1yfs/bmd1
確定有關引數和係數
分度圓直徑：d1=mz1=2.5×20mm=50mm
d2=mz2=2.5×82mm=205mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數yfs 由課本得：yfs1=4.35,yfs2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本p166：[σbb]= σbblim yn/sfmin
由課本圖11-1得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=480mpa σbblim2 =340mpa
由課本圖11-1得彎曲疲勞壽命係數yn：yn1=1 yn2=1
彎曲疲勞的最小安全係數sfmin ：按一般可靠性要求，取sfmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
調查方案擬定書
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