【正文】 125mm， 驗算帶速 π m/s 式中 :dd1— 小帶輪直徑 mm； n1— 小帶輪轉速 r/min， 在此小帶輪轉速n1=nm=1440r/min。 為使 V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 則 減速器傳動比為 總 ? ? 查《機械工程師電子手冊》得高速級傳動比為 ，則： 低速級傳動比 ?? 6 傳動比合理。其傳動方案如圖 21： 圖 21 傳動裝置總體設計圖 ?η 2η 3η 5η 4η 1IIIIIIIVPdPw 4 電動機的選擇 電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機。 2 工作條件：（每年工作 300 天），兩班制，連續(xù)單向運動，帶式運輸機工作平穩(wěn)，有灰塵，空載啟動，使用期五年，小批量生產(chǎn)，運輸帶允許誤差 5%。 基本要求 設計內容盡量滿足以下要求： 能夠實現(xiàn)預定的使用要求預期的工作年限能保證正常運行 。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。首先進行了傳動方案的，選擇齒輪減速器作為傳動裝置然后進行齒輪減速器的設計計算包括（選擇電動機、設計齒輪傳動、軸的結構設計、選擇并驗算滾動軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵連接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式）等內容。 運用 SolidWorks、 AUTOCAD 等軟件實現(xiàn)了二維、三維繪圖，通過該軟件的三維設計功能優(yōu)化設計方案，實現(xiàn)減速器的運動仿真并完成減速器的模擬設計。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。設計成本低、生產(chǎn)效率高、能源與材料消耗少，有利于減輕操作人員的勞動強度；保證零件正?？煽康毓ぷ?，涉及良好的工藝結構等。 3 已知條件：運輸帶工作轉矩 T=600 則：運輸帶曳引力 ( ) 運輸帶速度： v=滾筒直徑： D=500mm 擬定傳動方案 1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 選擇電動機容量： 1 工作機所需功率： ? ? kw 2 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 ? （ 21） 試中η為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即： （ 22） 查《機械工程師電子手冊》可知： V帶的傳動效率 每對軸承的傳動效率 每對嚙合齒輪的傳動效率 聯(lián)軸器的傳動效率 滾筒的傳動效率 （齒輪為 7級精度 ,閉式傳動，圓柱齒輪 )。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1 各軸轉速 減速器高速級軸為Ⅰ，中速軸Ⅱ，低速級軸為Ⅲ，滾筒軸為軸Ⅳ則： Ⅰ ? ? Ⅱ Ⅰ ? ? Ⅲ Ⅱ ? ? Ⅳ Ⅲ 2 按電動機額定功率 Ped 計算各軸輸入功率 Ⅰ kW Ⅱ Ⅰ kW Ⅲ Ⅱ kW Ⅳ Ⅲ kW 則各軸的輸出功率： Ⅰ Ⅰ kW Ⅱ Ⅱ kW Ⅲ Ⅲ kW Ⅳ Ⅳ kW 3 根據(jù)輸入功率計算各軸輸入轉矩： Ⅰ Ⅰ Ⅰ Ⅱ Ⅱ Ⅱ Ⅲ Ⅲ Ⅲ 7 Ⅳ Ⅳ Ⅳ 4 根據(jù)輸出功率計算各軸輸出轉矩： Ⅰ Ⅰ Ⅰ Ⅱ Ⅱ Ⅱ Ⅲ Ⅲ Ⅲ Ⅳ Ⅳ Ⅳ 運動和動力參數(shù)如表 22所示： 表 22運動動力參數(shù)表 參數(shù) 軸名 功率 P（ kW） 轉矩 T（ N 25～ 30m/s＞ v=＞ 5m/s, 則 取 dd1=125mm 合理。＞ 176。 由吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 69 頁表 55選 。 齒輪幾何尺寸計算繪制齒輪零件圖。 2 查吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 72 頁圖5 73 頁圖 521，分別可知如下參數(shù)如表 42所示： 表 42 低速級齒輪基本參數(shù)表 低速 類別 接觸疲勞極限 彎曲疲勞極限 3 小齒輪 MPa MPa 4 大齒輪 MPa MPa 14 由吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 71 頁表 56查得： ， 故 許用接觸應力 MPa； MPa 許用彎曲應力 MPa； MPa 按接觸強度設計計算中心距 ( )√( ) (43) 取 MPa；低速級小輪轉矩 Ⅱ ；取齒寬系數(shù) , 由于原動機為電動機，平穩(wěn)微沖擊支持不對稱布置，故選 8級精度。由吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 57 頁表 51查得標準模數(shù)，取 3 確定中心距： mm 4 計算齒寬： mm，取 mm， mm 5 兩輪的分度圓直徑： mm； mm 6 計算齒輪的圓周速度： Ⅱ m/s Ⅲ m/s 校核彎曲強度 ： Ⅱ ， Ⅲ (44) 由吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 71 頁圖 519查得： ， 代入上式得： 彎曲強度滿足。初定， mm。 18 軸段 7 安裝軸承 ， 根據(jù)軸承內圈寬度 B=19mm，取軸段 ,7 長 ，軸段 3長 ； 軸段 1安裝大帶輪，取 ； 要確定軸段 2 的長度必須先確定箱體上軸承孔的長度 L，考慮孔內零件安裝， ( ) ，為了避免擰緊螺釘時端蓋發(fā)生傾斜，一般取 ( ) ， D 為軸承外徑。 2 各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為 ， ， 齒輪配合處 ， 。由吉林大學出版社出版，朱艷芳主編的《機械設計基礎》 164 頁表 9 171 頁表 93查得： ， ，則 ： 強度 滿足！ 計算危險截面處軸的直徑 √ √ 由 可知： I 軸設計合格。對于球軸承 代入公式得 ： Ⅰ ( ) ( ) (小時 ) 在上述工作條件下，該軸承壽命為 44172 小時 ，滿足五年兩班制要求 。 軸上零件的定位、固定和裝配 經(jīng)過初算，低速級小齒輪設計成單個齒輪不合理，所以 Ⅱ軸 (中間軸 )還是齒輪軸結構，由前面設計好的Ⅰ軸可知 高速 級大 齒輪在箱體右側， 低速級小齒輪位于箱體左側， 相對于軸承不對稱分布， 大 齒輪左側由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵實現(xiàn)周向固定。 軸段 6 安裝軸承 ，取 ；為了保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，應留一定間隙，取兩者間距為 15mm，為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑 ，取軸承端面距箱內壁距離為 5mm，故 25 mm；軸段 4 為低速級小齒輪，故 ；軸段 3 為軸環(huán)，前面高速軸已經(jīng)計算 過這里直接取 ；軸段 2 安裝大齒輪，為了齒輪安裝可靠故取 ； 軸段 1 安裝軸承， 根據(jù)高速軸計算結果 則 。 式中，直齒輪壓力角 ，直齒輪的螺旋角 27 2 計算支承反力 : 根據(jù)平面平行力系平衡方程可求： 在水平面（ H 面）上： ( ) ( ) 在垂直面（ V 面）上： ∑ ， ( ) ( ) 總支承反力： √ √ √ √ 3 計算彎矩： 在水平面 (H 面 )上： 齒輪 3 處： 齒輪 2 處： 在垂直面