1—电动机 2—带传动 3—减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—传送带。
已知条件：运输带工作拉力f=2200n；运输带工作速度v=1.8m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径d=450㎜；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35oc；小批量生产。
应完成的工作。
1、 减速器装配图1张；
2、 零件工作图1—2张（从动轴、齿轮）；
3、 设计说明书1份。
一、传动方案拟定。
1.1 工作条件：
使用年限5年，工作为二班工作制，载荷轻微冲击，环境最高温度35℃。
1.2 原始数据：
运输带工作拉力f=2200n；带速v=1.8m/s；滚筒直径d=450mm。
二、电动机选择。
2. 1、电动机类型的选择。
因为本传动的工作状况是：载荷较平稳，单向旋转。所以选用常用的闭式y系列三相异步电动机。
2.2电动机容量的选择。
2.2.1 工作所需功率：
pw =2200n×1.8m/s/ηw=4.125kw
其中ηw为带的传动效率其选值范围微0.94~0.98 在此取ηw=0.96
2.2.2 电动机的输出功率。
pd=pw/η
齿×η带×η带×η轴承×η连×η滚筒=0.97×0.96×0.96×0.99×0.97×0.96=0.824
pd=4.125/0.824=5kw
2.2.3 确定电机转速。
n筒=60×1000v/πd=60×1000×1.8/(π450)≈76r/min
由于圆柱齿轮一级减速器传动比范围为3~6；v带传动比范围为2~4，故电动机的可选范围为n=（6~24）×76=456~1824则可初定电动机转速为1000r/min
2.3 确定电机型号。
根据以上计算，选定电动机型号为y132m2—6，其主要的性能：额定功率5.5kw，满载转速960r/min,额定转矩2，净重量85kg
三计算机传动比及分配各级的传动比。
3.1 总传动比：
i=n/n筒=960/76=12.63
3.2 分配各级传动比。
取i齿轮=5，i带=i总/i齿轮=12.63/5=2.526
四运动参数及动力数计算。
4. 1 计算个轴转速。
r/min4. 2 计算各轴的功率（kw）
p1=pd=5kw
p2=p1××0.96=4. 8kw
p3=p2×
4.3 计算各轴的扭矩（
t1=9.55×p1/n1=9.55××5/960=49739.58nmm
t2=9.55×p2/n2=9.55××4.8/380=120631.57nmm
t3=9.55×p3/n3=9.55××4.609/76=579157.23 nmm
五传动件的设计计算。
5.1 皮带轮传动的设计计算。
5.1.1选择普通v带截型。
由课本表得：ka=1.2
pc=kap=1.2×5.5=6.6kw
根据pc和n1由课本图得：选用a型v带。
5.1.2 确定带轮基准直径，并验算带速。
由课本图得，推荐的小带轮基准直径为。
75~100mm
则取dd1=120mm>dmin=75
dd2=(n1/n2)dd1=960/380×120=303.15mm
标准化得dd2=300mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×120/300=384r/min
转速误差为：（n2’-n2）/n2’=（384-380）/384
0.0104<0.05(允许)
带速v：v=πdd1n1/（60×1000）
6.0288m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
5.1.3 确定带长和中心矩。
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(120+300)≤a0≤2×(120+300)
所以有：294mm≤a0≤840mm
取 a0=500mm
l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) /4a0
1675.6mm
根据课本表取ld=1600mm
a≈a0+（ld-l0）/2=500+（1600-1675.6）/2
462.2mm
5.1.4验算小带轮包角。
α1=180°-（dd2-dd1）/a×57.3°
=160.17°>120°（适用）
5.1.5确定带的根数。
根据课本表p1=1.4kw
根据课本表△p1=0.11kw
根据课本表kα=0.95
根据课本表kl=0.99
z =pc/[(p1+△p1)kαkl]
取=55.1.6计算轴上压力。
由课本表查得q=0.1kg/m，单根v带的初拉力：
f0=500pc/zv（2.5/kα-1）+qv
=500×6.6/(5×6.0288)×(2.5/0.95-1) +0.1×6.0288n
=182.23n
则作用在轴承的压力fq，
fq=2zf0sinα1/2=2×5×182.23×sin160.17°/2
=1795.08n
5.2 齿轮传动的设计计算。
5.2.1按齿面接触疲劳强度计算。
选择齿轮材料及精度等级。
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240~260hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；根据课本表选7级精度。
齿面粗糙度ra≤1.6~3.2μm
传动比i齿=5
取小齿轮齿数z1=30。则大齿轮齿数：z2=iz1=5×20=150
齿数比：u=i0=5
由课本表取φd=1
转矩t1t1=9.55×10×p2/n2=9.55×10×4.8/380=120631nmm
许用接触应力[σh]
由课本图查得：
z1=710mpaσz2=580mpa
σh1]=0.9×710=639mpa
σh2]=0.9×580=522mpa
由课本表取 ad=85
初步计算小齿轮直径
d1≧ad =
60.15mm
初步齿宽b b==1×60=60mm
5.1.2 校核计算。
圆周速度v=
齿数z和模数m： 取小齿轮齿数z1=30。
则大齿轮齿数：z2=iz1=5×30=150
m=d1/z1=60.15/20=3.0075mm
根据课本表取标准模数：m=2.5mm
z1= d1 /m =60/2.5mm=24
z2=i z1=5×24=120
使用系数k 由表查得ka=1.25
动载系数k 由表查得 k=1.1
齿间载荷分配系数k
z=由此得。
齿面载荷分布系数k k=a+b+c10b
载荷系2数kk==1.25×1.1×1.32×1.30=2.36
弹性系数z由表得 z=189.8
节点区域系数z 由图得z=2.5
接触最小安全系数s 由表得s=1.05
总工作时间5×300×16=24000h
应力循环次数n 由表估计指数m=8.78n=60
n= n/i=1.08/5=0.216
接触寿命系数zn 由课表图查得zn1=1.18
zn2=1.4
许用接触应力[σh] [h1]= 710×1.18/1.05=789mpa
h1]= 580×1.4/1.05=773mpa
演算 h=zezhz
计算结果表明，接触疲劳强度较为合适。齿轮尺寸无需调整。
5.2.3确定传动主要尺寸。
实际分度圆直径d
因模数取标准时，齿数已重新确定，但并未圆整。故分度圆直径不会改变，即：
d1=mz1=2.5×24=60mm
d2=mz2=2.5×120=300mm
中心距a=齿宽：b=φdd1=1×60mm=60mm
b=60mm取b1=65mm b2=60mm
齿根弯曲疲劳强度演算。
重合度系数yy=0.25+=0.686
齿间载荷分配系数kfa=1/ y=1.45
齿向载荷分布系数kfβ b/h=60/(2.25×2.5)=10.6
kfβ=1.25
载荷系数k==1.25×1.1×1.45×1.25=2.49
齿形系数y 由课本表y=2.8
y=2.15
应力修正系数y 由课本表y=1.54
y=1.83
弯曲疲劳极限由课本表600mpa
450mpa
机械设计课程设计
1高速轴设计 材料 选用45号钢调质处理。查课本第230页表14 2取c 100。各轴段直径的确定 根据课本第230页式14 2得 又因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册第9页表1 16取。l1 1.75d1 3 60。因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所...
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