【正文】 、傳動比等因素，選定電機型號為：Y100L24的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。；；；；缺點：，成本較高；。 第二章 傳動裝置總體設計方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，后置外傳動為開式圓柱齒輪傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。第三章 電動機的選擇 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y132M837507102Y132S6310009603Y100L243150014304Y100L2330002880電機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HLHDABKDEFG100380245160140122860824（1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw==（2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv= 取開式圓柱齒輪傳動比：ic=3 減速器傳動比為i1=iaivic=第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)功率：P0=Pd=轉(zhuǎn)速：n0=nm=1430rpm扭矩：T0=106P0n0=106=?mmⅠ的參數(shù)功率：P1=P0η1η4==轉(zhuǎn)速：n1=n0iv==572rpm扭矩：T1=106P1n1=106=?mmⅡ的參數(shù)功率：P2=P1η2η3==轉(zhuǎn)速：n2=n1i1==扭矩：T2=106P2n2=106=?mm功率：Pw=P2ηwη1η22η4==轉(zhuǎn)速：nw=n2ic==扭矩：Tw=106Pwnw==?mm 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(N?mm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸1430Ⅰ軸572Ⅱ軸3工作機軸第五章 普通V帶設計計算 設計普通V帶傳動的已知條件包括：所需傳遞的額定功率Pd=；小帶輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min；大帶輪轉(zhuǎn)速n2和帶傳動傳動比i=；設計的內(nèi)容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向。 2）驗算帶速v。（4）確定V帶的中心距a和基準長Ld度 根據(jù)式，初定中心距a0=200mm。（5）驗算小帶輪的包角αaα1≈180176。188=148176。 根據(jù)n1=1430r/min，i=，查表得△P0=。大帶輪基準直徑180mm帶長790mm帶的根數(shù)4初拉力帶速壓軸力（1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設計小帶輪的軸孔直徑d=28mm因為小帶輪dd1=75300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。（1）由式（107）試算齒輪模數(shù)，即mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF1）確定公式中的各參數(shù)值。 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=4mm hf=mhan*+*=5mm h=ha+hf=m2han*+*=9mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=88mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=252mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d12hf=mz12han*2*=70mm df2=d22hf=mz22han*2*=234mm 注：han*=，*=參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn44法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*法面頂隙系數(shù)c*齒數(shù)z2061齒頂高ha44齒根高hf55分度圓直徑d80244齒頂圓直徑da88252齒根圓直徑df70234齒寬B7065中心距a162162第七章 減速器齒輪傳動設計計算、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1i=23=73。=軸向重合度為：εβ=φdz1tanβ=123tan13176。23=，取mn=。12 （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1mncosβ=d2=z2mncosβ= （4）計算齒寬 b=φdd1= 取B1=65mm B2=60mm齒根彎曲疲勞強度條件為σF=2KTbmnd1YFaYSaYεYβcos2β≤σF1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=60齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3β=176。4139。d≥A03Pn=112=由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+=查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=20（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=25mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大15mm，選取d3=30mm，選取軸承型號為角接觸軸承7206AC d4：軸肩段，選擇d4=35mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=54mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=65mm。176。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關在水平面內(nèi)軸承A處水平支承力：RAH=Fr1LbFa1d12Lb+Lc=553+= 195N軸承B處水平支承力：RBH=Fr1RAH=553195=358N在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=1484+= 742N軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=1484+= 742N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1952+7422=軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=3582+7422=截面A在水平面上彎矩：MAH=0N?mm截面B在水平面上彎矩：MBH=0N?mm截面C左側(cè)在水平面上彎矩：MCH左=RBHLbFa1d12=358=11816N?mm截面C右側(cè)在水平面上彎矩：MCH右=RAHLc=195=11798N?mm截面D在水平面上的彎矩：MDH=0N?mm截面A在垂直面上彎矩：MAV=0N?mm截面B在垂直面上彎矩：MBV=0N?mm截面C在垂直面上彎矩