【正文】 護方便等要求。但是要同時滿足所有要求是不可 能的 ,所以 ,應當根據(jù)具體的設計任務統(tǒng)籌兼顧 ,有側(cè)重的滿足工作機的主要要求 。 若是多級傳動 ,應對多級傳動中各傳動機構(gòu)進行合理的布置。而我選擇的是 一級圓柱齒輪減速器 ,所以就不詳述了。 F=850N V=D=280mm 圖 1— 1 傳動方案簡圖 1 2 3 4 5 6 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 5 二、選擇電動機 結(jié) 果 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和條件 ,可以 選用 Y系列三相異步電動機 (380V)。 因為 Y系列電動機具有高效、節(jié)能、噪音小、振動小、運行安全可靠的特點 ,安裝尺寸和功率等級符合國際標準。 電動機的外殼 結(jié)構(gòu)形式可選擇防護式。 電動機容量的選擇 ： (1)傳動裝置的總效率： η 總 =η 帶 179。η 軸承 2179。η 齒輪 179。η 聯(lián)軸器 =179。179。 179。 8179。 = 其中 ,查【 2】 (表 102)機械傳動和摩擦副的效率概略值 ,確定各部分的效率：聯(lián)軸器效率為,滾動軸承傳動效率為 (一對 ),齒輪傳動效率為 。 (2)電機所需的工作功率： Pd=FV/(1000η 總 η 機 ) =850179。1. 60/(1000179。 179。 ) = 其中 ,三相異步電動機 的工作效率可取 。因載荷平穩(wěn) ,電動機額定功率 Pcd略大于 Pd即可 ,由【 2】第十九章表 191所示 Y系列 三相異步電動機 的技術(shù)參數(shù) ,選擇電動機的額定功率Pcd為 kW。 電動機轉(zhuǎn)速 的選擇 ： 滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速： nw=60179。1000V/πD =60179。1000179。1. 6/(π179。2 80) =根據(jù)【 2】 (表 21),取 V帶傳動比 iv=2～ 4,單級圓柱齒輪傳動比范圍 ic=3～ 5,則合理總傳動比 i的范圍為 i=6～ 20,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 :nd=i179。n w=(6～ 20)179。 =～、 1000r/min和 1500r/min。 由于 750 r/min無特殊要求 ,不常用 ,因此僅將 1000r/min、 1500r/min同步轉(zhuǎn)速兩種方案進行比較 Y 系列三相異步電動機 η 總 = Pd= nw= 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 6 由【 2】表 191查出有 二 種適用的電動機型號 ,查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表21中： 方案 電動機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 1 Y100L14 1500 r/min 1430 r/min 2 Y112M6 1000 r/min 940 r/min 表 21 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比 ,比較兩種方案可知：方案 2因電動機轉(zhuǎn)速低 ,傳動裝置尺寸較大 ,價格較高。方案 1適中。故選擇電動機型號Y100L14。 確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型 ,所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速 ,選定電動機型號為 Y100L14。 其主要性能：額定功率： ,滿載轉(zhuǎn)速 1430r/min,額定轉(zhuǎn)矩 。 電動機型號： Y100L14 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 7 三、傳動裝置總傳動比及其分配 結(jié) 果 我們知道 ,合理的分配各級傳動比 ,是傳動裝置總體設計中的一個重要問題 ,它將直接影響傳動裝置的外廓尺寸、重量及潤滑條件。所以分配傳動比要注意以下幾點： (1)各級傳動比一般應在常用的范圍內(nèi) ,不得超過最大值。單級傳動比的常用值和最大值可查【 2】中表 21。 (2)各級傳動零件應做到尺寸協(xié)調(diào) ,結(jié)構(gòu)均勻 ,避免傳動零件之間發(fā)生相互干涉或安裝不便。 (3)應盡量 使傳動裝置獲得較小的外廓尺寸和較小的重量。 計算總傳動比及分配各級的傳動比 總傳動比： i 總 =n 電動 /n 筒 =1430/= 分配各級傳動比 (1) 取 i 帶 =4(V帶 常用 傳動比 iv=2～ 4) (2) ∵ i 總 =i 齒 179。i 帶 ∴ i 齒 =i 總 /i 帶 =。 i 總 = i 帶 =4 i 齒 = 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 8 四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 結(jié) 果 計算各軸轉(zhuǎn)速 (r/min) V帶高速軸 =滿載轉(zhuǎn)速 nm=1430(r/min) 減速器高速軸 n1=nm/i 帶 =1430/4=(r/min) 減速器低速軸 n2=n1/i 齒 =(r/min) 傳動滾筒軸 n3=n2=(r/min) 計算各軸的功率 (KW) 電動機實際輸出功率 Pd= 減速器高速軸 P1=Pd179。η 帶 =179。 7= 減速器低速軸 P2=P1179。η 軸承 2179。η 齒輪 =179。179。 179。 8= 計算各軸轉(zhuǎn)矩 電動機輸出轉(zhuǎn)矩 Td=179。 ?m 減速器高速軸 T1=179。 ?m 減速器低速軸 T2 =179。 ?m n1= (r/min) n2=(r/min) n3=(r/min) P1= P2= Td=?m T1=?m T2=?m 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 9 五、 V 帶傳動設計 結(jié) 果 設計時應注意檢查帶輪尺寸與傳動裝置外廓尺寸的相互關(guān)系。 帶輪結(jié)構(gòu)形式主要由帶輪直徑大小決定。帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的破壞。因此 ,帶傳動的設計準則為：在保證不打滑的條件下 ,使帶具有一定的疲勞強度和壽命。 確定設計功率 根據(jù)傳遞的功率 Pc、載荷性質(zhì)、原動機種類和工作情況等確定設計功率 ： P=KA179。 Pc 其中 P為設計功率 ,KA工作情況系數(shù) ,Pc為所需傳遞的額定功率。由【 1】中 (表 97)可知KA=,Pc=Pd= KW， P=179。 KW= KW 選擇帶型 查【 2】中 (表 185)得：選用 A型 普通 V帶 確定帶輪基準直徑 國標中規(guī)定了普通 V帶帶輪的最小基準直徑和帶輪的直徑系列 (見【 1】中表 93)。其他條件不變時 ,帶輪基準直徑越小 ,帶傳動越緊湊 ,但帶內(nèi)的彎曲應力也越大 ,使帶輪的疲勞強度減弱 ,傳動效率下降。因此 ,選擇小帶輪基準直徑時 ,應使得 dd1dmin,并取標準直徑。 取 dd1=100mm dmin=75mm 一般情況下 ,可以忽略滑動率的影響 ,通過【 1】中 （ P122表達式 921） 計算出大帶基準直徑dd2 ， dd2=nm/n1179。dd 1 =1430/179。 100=400mm。 驗算帶速 由【 1】課本 P122表達式 922得 帶速 V： V=πdd 1nm/60179。1000=π179。 100179。14 30/60179。1000=7. 49m/s 在 5～ 25m/s范圍內(nèi) ,帶速合適。 確定帶長和中心距 初定中心距 ： (dd1+dd2)a0=500mm2(dd1dd2) 帶長 ： Ld=2a0+π(dd 1+dd2)/2+(dd2dd1) 2/4a0 =2179。500+( 100+400)/2+(400100)179。( 400100)/(4179。 500)=1830mm P= KW 選用 A型普通 V帶 dd1=100mm dd2=400mm V= 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 10 根據(jù)【 1】 中 (表 92)選取相近的 Ld=1800mm 確定中心距 a≈a 0+(LdLd0)/2=500+(18001830)/2=485mm 考慮安裝、調(diào)整、和補償緊張的需要 ,中心距應有一定的變化范圍：amin=,amax=a+。所以中心距的變化范圍是 458mma539mm。 驗算小帶輪包角 α 1=180176。 176。 179。(dd 2dd1)/a =180176。 176。 179。( 400100)/485 =176。 120176。 (適用 ) 確定帶的根數(shù) (1)計算 單根 V帶傳遞的額定功率 .據(jù) dd1=100和 n1=1430,查 【 1】中 (表 94)得 ： P0=。 (2)根據(jù) nm=1430 r/min,傳動比 i帶 =4,Ld=1800mm和 α 1=176。 ,查【 1】中 P119(表 95)和 P120(表 96)得 △ P0= KW,Kα= 2,KL=。 計算【 P0】 =(P0+△ P0)179。Kα179。 KL= KW。 (3)計算帶的根數(shù) Z= P/【 P0】 = 所以 ,V帶取 2根。 確定單根帶的初拉力 由【 1】 中 P112(表 91)查得 A型帶的單位長度質(zhì)量 q=,由 【 1】中公 式 (930)計算單根 V帶的初拉力： F0=500P( Kα )/(Kα179。 z179。 v)+qV2 F0=500179。 179。 (179。7. 49179。 2)+179。 179。 = 計算軸上壓力 作用在軸承的壓力 FQ FQ=2179。Z179。F 0179。sin(α 1/2)=2179。 2179。 (176。 /2)=。 Ld=1800mm a=485mm α 1=176。 P0= 【 P0】 = KW P= Z=2 F0= FQ= 景德鎮(zhèn)陶瓷學院 機械設計基礎課程設計 11 六、 齒輪傳動設計 結(jié) 果 齒輪傳動失效形式 (1)齒輪折斷 (2)齒面點蝕 (3)齒面磨損 (4)齒面膠合 (5)塑性變形 設計準則 在設計齒輪傳動時 ,應按照可能出現(xiàn)的主要失效形式 ,。懸著相應的強度計算方法 ,確定齒輪主要參數(shù)和尺寸 ,然后再 進行其他方面的強度校核 ,以保證在規(guī)定的試用期間內(nèi)不發(fā)生任何形式的失效。 選擇齒輪材料與熱處理 所設計齒輪傳動屬于閉式傳動 ,而且?guī)捷斔蜋C的工作載荷比較平穩(wěn) ,對減速器的外廓尺寸沒有限制 ,為了便于加工 ,采用軟齒面齒輪傳動。小齒輪選用 45鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,齒面平均硬度為 240HBS；大齒輪選用 45 鋼 ,正火調(diào)質(zhì)處理 ,齒面平均硬度為 190HBS。 參數(shù)選擇 確定有關(guān)參數(shù)如下： (1).傳動比 i 齒輪 = ,由于采用軟齒面閉式傳動 ,故齒數(shù)取 ,Z1=20,所以： Z 2 = i 齒輪 179。 Z1=179。 20=， 取 Z 2 =66。 (2).查資料【 1】 (P147表 112),取電動機載荷系數(shù) K=。 (3).由于是單級齒輪傳動 ,且兩支承相對齒輪為對稱布置 ,兩輪均為軟齒面 ,查資料【 1】 (P151表 115),取齒寬系數(shù) d? =。 確定許用應力 小齒輪的齒面平均硬度為 ：查【 1】 (P145 表 111),通過線性插值來計算 , [σH] 1=[513+(240217)/(255217)179。 (545513)] MPa =532MPa [σ F] 1=[301+(240217)/(255217)179。 (315301)] MPa =309MPa 大齒輪的齒面平均硬度為 190HBS,查參考資料：【 1】 (P145表 111),通過線性插值來計算 , [σH] 2=491Mpa [σF] 2=291 MPa 計算小齒輪的轉(zhuǎn)距 ： T1=44344N?mm