’S3?S2S4?K3S3S5?S4?akl0S6?K4S5S1?S6?a2l0 (3-14)
’ (3-15) F?S1?S2将相应的数据代入式子中，S3为2763N，S4为3039N ；S5为3083N ；S6为3391N， S1为9191N ；所以牵引力F为6428N 。
3.3 主轴功率的计算
pd?FV?10?3 (3-16)
将相应的数据代入式子中，主轴功率pd为6.428KW。
3.4 电动机功率的计算
1P?KdP0η?s (3-17)
将相应的数据代入式子中，电动机功率P为7.12KW。
3.5 带轮转拒的确定
l?πd (3-18) vn??60 (3-19)
lpT?9.55?103 (3-20)
n将相应的数据代入式子中，滚筒的周长l为2.15m ；转速n为24转/每分 ；转矩T为2578N.m。
3.6 本章小结
本设计中功率的计算是理论上功率的计算，由于机器在运转是杂质渗入传动件中产生的附加摩擦力，拉紧装置产生的阻力等，所以在选取电动机的时候选取功率较大的。电动机的选择要遵循两个大的原则，一个是功率必须要够用，这样才能使机器更好的工作，二个是功率不能过大，这样不仅浪费了生产成本，还浪费了电力资源。
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第4章 驱动装置的设计及计算
4.1 驱动装置的设计要求
驱动装置是带式输送机的动力来源，电动机通过联轴器 减速器带传动，滚筒传动 ，依靠滚筒和输送带之间的摩擦力使输送带运动，使用最少数量的设备的简单驱动装置是最好的驱动装置。
带式输送机对系统驱动装置的基本要求： (1)驱动装置应该具有良好的启动性能。
(2)启动过程中具有足够小合理的加速度以减少各承载部件载荷。 (3)多电动机驱动使各电动机负荷均匀。
(4)电动机启动时对电网的冲击小，最好使电动机无载荷启动。
4.2 电机型号的确定
本设计中的电动机应该选用高转矩底转速的电动机，根据机械设计手册应选择Y系列三相异步电动机，此电动机一般用途全封闭自扇式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘和其他杂物侵入电动机内部的特点。B级绝缘，工作环境不超过四十度相对湿度不超过95％，海拔不超过1000米，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床上，泵，风机，运输机，搅拌机，农业机械等。
4.2.1 电动机类型和结构的选择
表4-1 电动机参数 电动机型号 质量 额定功率 满载转速 Y160L-8 145kg 7.2kw 720r/min 4.3 计算传动装置的运动和动力参数 4.3.1 传动装置的总传动比及其分配
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应
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有的总传动比为： i＝nm/nw (4-1)
将相应的数据nw＝24代入式子中，i为30
合理分配各级传动比考虑到减速器制造的成本原因，体积原因所以选择二级圆柱齿轮减速器。展开式齿轮布置i1=6；i2=5。
表4-2各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N·m） 传动比 效率 电动机轴 720 7.5 99 1 1 高速轴I 720 7.4 98 1 0.99 中间轴II 102 7.2 665 6 0.97 低速轴III 24 7 2775 5 0.97 鼓 轮 24 6.8 2692 1 0.97 4.4 传动件设计计算 4.4.1 电机轴齿轮的设计
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数Z1＝20，大齿轮齿数Z2＝120的；选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。
3即 dt≥AdKt 区域系数ZH 尺宽系数φd T1u?1· (4-2)
φd[GH]u1.6 2.433 1 表4-3 系数 查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 (4-3) 查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
N1＝60n1jLh (4-4) N2＝N1/5 (4-5)
将相应的数据代入式子中，应力循环次N1为3.32×10e8；N2为710.48。
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查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98。 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S＝1，
得 [?H]1＝KHN1×600MPa (4-6) [?H]2＝KHN×550MPa (4-7) [?H]＝[?H]1＋[?H]2/2 (4-8)
将相应的数据代入式子中，[?H]1 为570MPa [?H]2 为534MPa [?H]为552MPa。
3dt≥Adv=
T1u?1· (4-9)
φd[GH]uπd1tn1π?74?720==2.6376m/s (4-10)
60?100060?1000计算齿宽b及模数mnt
精度等级：选7级精齿数z 模数m：取z1?31；z2?iz1?6?31?186；m=2.5。
d74螺旋角β mt?1? (4-11)
z131”mn由表查的mn=2.5 β=arccos (4-12)
mt将相应的数据代入式子中，小齿轮分度圆直径dt为74mm；Ad为
41”(和估计值接近)。 85；圆周速度v为2.6376m/s；mt为2.34；β为14021’使用系数KA?1.5；动载系数KV?1.2
2T1 (4-12) d1KAFt1.5?2800? (4-13) b7011?a?[1.88?3.2(?)]cos? (4-14)
z1z2bsin? （4-15) ????m0?r??a??? (4-16)
Ft?a1?arctantanan (4-17) cos?cos?cosan (4-18) cos?b?cosa1- 11 -
(4-19)
cos2?b将相应的数据代入式子中，Ft为2800N； b为70 ；?a为1.95；??KHa?KFa??a〃’30为2.53；?r为4.48；a1为20031； cos?b为0.97；齿间载荷分配系数
KHa为1.8。
bKH??A?B()2?C?10?3b (4-20)
d1K?KAKVKHaKH? (4-21)
ZE?189.8Mpa (4-22)
???＞1?取???1 故
Z????4??a(1???)? (4-23) 3?aZ??cos??cos14021’41” (4-24)
2KT1u?1 (4-25) ?2ubd1将相应的数据代入式子中，齿间载荷分配系数KH?为1.26 ；载荷系
?H?ZEZHZ?Z?数 K为4.27 ；节点区域系数ZH为2.24 ；重合度系数Z?为0.77 ；螺旋角系数Z?为0.98；?H 为528Mpa＜534Mpa。计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。
d1(i?1) (4-26) 2因中心距未作调整，故分度圆直径不会改变，即
2ad1? (4-27)
i?1d2?id1 (4-28) b??d1 (4-29)
z1zv1?cos3? (4-30)z2zv2?cos3?将相应的数据代入式子中，中心距a为529mm；实际分度圆直径d1为 74mm；d2为444mm；齿宽b为74mm；zv1为32；zv2为192。
a?- 12 -