傳動裝置總功率數據表格

㈠ 設計帶式運輸機傳動裝置

二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：按已知的工作條件, 選用Y系列全封閉籠型三相非同步電動機2、電睜孝動機功率選擇：根據 Pd = Pw/η Pw = FV/1000ηw 式中: ηηw= η1η22η3η4η5 分別為帶傳動,齒輪傳動的軸承,齒輪傳動,聯軸器,捲筒軸的軸承以及捲筒的效率.取η1=0.96 η2 =0.98 η3 =0.97 η4 =0.97 η5 =0.98 η6 =0.96 （1）傳動裝置的總功率： η總=η1×η22×η3×η4×η5×η6 =0.96× ×0.97×0.97×0.98×0.96=0.8161(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000η總=（2000×1.8÷1000）×0.816=4.41 KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60V÷（πd）悉仔稿=1.8×60÷(3.14×0.45)=76.43 r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~5。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~20。故電動機轉速的戚嫌可選范圍為n』d=I』a×n筒=（6~20）×76.43r/min = 458.58­—1528.6r/minQ1477020800

㈡ 設計帶式運輸機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

僅供參考

一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：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） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：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
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，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，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/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 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

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1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、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=1420/121.5=11.68
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=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N

㈢ 一級減速器設計，其中的電動機選擇，

1）電動機類型和結構的選擇：
因為本傳動的工作狀況是：平穩、清潔、小批量生產。所以選用三相非同步電動機，封閉式結構電壓
380v.Y系列的電動機。
2)
選擇電動機功率：
滾筒所需有效功率：P
w
=FV/1000=3.36kw.
傳動裝置總效率：η=η
齒
2
η
承
4
η
聯
2
η
滾
按表4.2-9取：
齒輪嚙合效率：η
齒
=0.97（齒輪精度8級）
滾動軸承效率：η
承
=0.99
連軸器效率：η
聯
=0.99
滾筒效率：η
滾
=0.96
則傳動效率：η=0.97
2
x0.94
4
x0.99
2
x0.96=0.85.
所需電動機功率：P
r
=P
w
/η=3.95kw查表4.12-1可選Y系列三相非同步電動機Y112M-4額定功率為P
o
=4kw;或是選Y系列三相非同步電動機Y132M-6額定功率P
o
=4kw.
3）確定電動機轉數
滾筒轉速：N
w
=60v/πD=60x1.6/πx0.28=109.13r/min。
現以同步轉速為1500
r/min、1000
r/min。二種方案進行比較、由表4.12-1查得電動機數據，計算出總的傳動比，列下表：
方案號
電動機型號
額定功率/kw
同步轉速/(
r/min)
滿載轉速/(r/min)
總傳動比
1
Y112M-4
4
1500
1440
13.195
2
Y132M-6
4
1000
960
8.797
比較以上方案，選擇方案1，電動機型號為Y112M-4，額定功率為4
kw，同步轉速為1500
r/min，滿載轉速1440r/min。

㈣ 傳動裝置中同一軸上的功率。轉速和轉矩之間有什麼關系各相鄰軸之間的功率。轉矩。轉速關系如何確定

1、傳動裝置中復同一軸上的功率、制轉速和轉矩之間的關系公式為：T=9550P/n， 式中： P—功率，kW； n—電機的額定轉速，r/min；T—轉矩，Nm。
2、各相鄰軸之間的轉矩關系：從動軸轉矩=主動軸轉矩 x 變比 x 傳動效率
一般：三角帶傳動、齒輪傳動、鏈傳動的傳動效率為0.85~0.95，蝸蝸桿的傳動效率較低，自鎖用途的傳動效率只有約0.5

㈤ 傳動裝置的總效率計算

總效率抄η＝運輸機傳送帶效率η襲1×運輸機軸承效率η2×運輸機與減速器間聯軸器效率η3×減速器內3對滾動軸承效率η4×2對圓柱齒輪嚙合傳動效率η5×電動機與減速器間聯軸器效率η6；

傳動系統的組成和布置形式是隨發動機的類型、安裝位置，以及汽車用途的不同而變化的。例如，越野車多採用四輪驅動，則在它的傳動系中就增加了分動器等總成。而對於前置前驅的車輛，它的傳動系中就沒有傳動軸等裝置。

(5)傳動裝置總功率數據表格擴展閱讀

汽車傳動系的基本功能就是將發動機發出的動力傳給驅動車輪。它的首要任務就是與汽車發動機協同工作，以保證汽車能在不同使用條件下正常行駛，並具有良好的動力性和燃油經濟性，為此，汽車傳動系都具備以下的功能：

減速和變速

我們知道，只有當作用在驅動輪上的牽引力足以克服外界對汽車的阻力時，汽車才能起步和正常行駛。由實驗得知，即使汽車在平直得瀝青路面上以低速勻速行駛，也需要克服數值約相當於1.5%汽車總重力得滾動阻力。

減速作用

為解決這些矛盾，必須使傳動系具有減速增距作用（簡稱減速作用），亦即使驅動輪的轉速降低為發動機轉速的若干分之一，相應地驅動輪所得到的扭距則增大到發動機扭距的若干倍。

㈥ 設計帶式運輸機傳動裝置

目 錄一、 傳動方案擬定-------------------------二、 電動機的選擇-------------------------三、 各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比---四、 運動參數及動力參數計算----------------五、 V帶傳動設計---------------------------六、 齒輪傳動設計-------------------------七、 軸的設計-----------------------------八、 滾動軸承的選擇及校核計算-------------九、 鍵的校核計算--------------------- 十、 聯軸器的選擇--------------------------十一、 潤滑與密封 ---------------------------十二、 減速器附件的選擇及簡要說明----------------十三、 箱體主要結構尺寸的計算--------------------十四 參考文獻一、傳動方案擬定第四個數據：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5年，每年按300天計算，兩班制工作，單向運轉，載荷平穩。2、 原始數據：滾筒圓周力F＝2.5KN；帶速V＝1.5m/s；滾筒直徑D＝300mm。 運動簡圖 二、電動機的選擇1、電動機類型和結構型式的選擇：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＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)電機所需的工作功率：Pd＝FV/1000η總＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)選用電動機查JB/T9616 1999選用Y132M2-6三相非同步電動機，主要參數如下表1-2： 型 號額定功率KW轉速r/min電流A效率%功率因數堵轉電流額定電流堵轉扭矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比1、總傳動比：工作機的轉速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini總＝n電動/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各級傳動比（1） 取i帶＝2.5（2） ∵i總＝i齒×i 帶∴i齒＝i總/i帶＝10.05/2.5＝4.02 四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）n電＝960(r/min) nI＝n電/i帶＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齒＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 計算各軸的功率（KW） P電＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η帶＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η軸承×η齒輪＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η軸承×η聯軸器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 計算各軸轉矩T電＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m將上述數據列表如下： 軸名參數 電動機I軸II軸滾筒軸轉速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91轉矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92傳動比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V帶傳動設計1、 選擇普通V帶截型由課本[1]表15-8得：kA＝1.2 P電＝4.37KWPC＝KAP電＝1.2×4.37＝5.24KW據PC＝5.24KW和n電＝960r/min由[1]圖15-8得：選用A型V帶2、 確定小帶輪基準直徑由課本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 確定大帶輪基準直徑 dd2＝i帶＝2.5×112＝280 mm4、驗算帶速帶速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范圍內，帶速合適5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、確定帶的基準長L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根據課本[1]表15-2選取相近的Ld＝1800mm7、確定實際中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、驗算小帶輪包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（適用）9、確定帶的根數單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、計算軸上壓力由課本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，單根V帶的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN則作用在軸承的壓力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、計算帶輪的寬度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齒輪傳動設計（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。選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度229-286HBW；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為169-217HBW；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該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①載荷系數K 查課本[1]表13-8 K＝1.2 ②轉矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲勞許用應力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齒面硬度中間值查[1]圖13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N＝60njtn 計算N1＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齒＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]課本圖13-34中曲線1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求選取安全系數SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④計算小齒輪分度圓直徑d1由[1]課本表13-9 按齒輪相對軸承對稱布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]課本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2將上述參數代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤計算圓周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8級精度合適（3）確定主要參數①齒數 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齒＝24×4.02≈96.48＝97②模數 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合標准模數第一系列③分度圓直徑d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齒寬 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度①齒形因數Yfs 查［1］課本圖13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②許用彎曲應力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由課本[1]圖13-31 按齒面硬度中間值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由課本[1]圖13-33 得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取彎曲疲勞安全系數SF＝1 計算得彎曲疲勞許用應力為[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核計算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(5)齒輪的幾何尺寸計算 齒頂圓直徑dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齒全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齒根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齒頂高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齒根圓直徑dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齒輪的結構設計小齒輪採用齒輪軸結構，大齒輪採用鍛造毛坯的腹板式結構。大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d＝60mm輪轂直徑D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm輪轂長度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm輪緣厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm輪緣內徑D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直徑D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直徑d0＝15-25mm 取d0＝20mm齒輪倒角取C2七、軸的設計 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 則d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要選聯軸器的轉矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工況系數K＝1.5) 查[2]附錄6 選用連軸器型號為YLD10考慮聯軸器孔徑系列標准 故取d＝45mm 3、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。 1）聯軸器的選擇 聯軸器的型號為YLD10聯軸器：45×112 （2）確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置。在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠軸環和擋油環實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠擋油環和端軸承蓋實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位。 （3）確定各段軸的直徑將估算軸d＝45mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2＝50mm，齒輪和右端軸承從右側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3＝55mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4＝60mm。齒輪左端用軸環固定,右端用擋油環定位,軸環直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足左側軸承的安裝要求，d5＝68mm,根據選定軸承型號確定.左端軸承型號與左端軸承相同,取d6＝55mm. (4)選擇軸承型號由[2]附表5-1初選深溝球軸承,代號為6211,軸承寬度B＝21。 (5）確定軸各段直徑和長度由草繪圖得Ⅰ段：d1＝45mm 長度L1＝110mmII段:d2＝50mm 長度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 長度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 長度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 長度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 長度L6=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L＝133mm4、按彎矩復合強度校核（1）齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 徑向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）繪制軸受力簡圖（如圖a）（4）計算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）繪制彎矩圖由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩（如圖b）為MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在豎直面上彎矩（如圖c）為：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)繪制合彎矩圖（如圖d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核軸的強度轉矩產生的扭剪可認為按脈動循環變化，取α＝0.6，截面C處的當量彎矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危險截面C所需的直徑de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm結論：該軸強度足夠。