课程设计---带式运输机二级展开式圆柱齿轮减速器Word文档格式.docx
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220
3原始数据
注:
运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。
二
动力机选择 因为动力来源:
电
力,三相交流电,
9
电动机型号
额定功率/KW
满载转速
r/min
堵转 额定 最大转矩 转矩 转矩
额定 质量转矩 /Kg
Y100L2
4,
3.0 1430 2.2 2.3 38
电压380/220V;
所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。
1.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA
(见[1]表8
6),查得KA=1.3
设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…nn
本设计中的
h联——联轴器的传动效率(2个),h轴——轴承的传动效率(4
对),
h齿——齿轮的传动效率(2对),本次设计中有8级传动
效率 其中h联
=0.99(两对联轴器的效率取相等)
h轴承123=0.99(123为减速器的3对轴承) h轴承4=0.98(4为
卷筒的一对轴承)
h齿=0.95(两对齿轮的效率取相等)
h =ηη3 η2η’η
0.99*0.993*0.952*0.99*0.98=0.8
总 联轴承123
41
齿联轴承4
h总=0.8411
2)电动机的输出功率 Pw=2.1889kKW
Pw=kA*
FV =2.1889KW
1000h轴承4
Pd=2.60228KW
Pd=Pw/h总,h总=0.84110
Pd=2.1889/1.84110=2.60228KW
2.电动机转速的选择
由v=1.1m/s 求卷筒转速nw
nw=95.496r/min
V= pdnw
60*1000
=1.1 →nw=95.496r/min
nd=(i1’²
i2’…in’)nw
有该传动方案知,在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2,其他传动比都等于1。
由[1]表13
2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。
所以 nd=(i1*i2)nw=[32,52]*nw
所以nd的范围是(859.88,2388.75)r/min,初选为同步转速为1430r/min的电动机
3.电动机型号的确定
由表12
1[2]查出电动机型号为Y100L2
4,其额定功率为3kW,满载转速1430r/min。
基本符合题目所需的要求。
电机Y100L2
4
三计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i总=nm/nw nw=95.496 nm=1430r/min i=14.974
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是展开式布置,所以i1=(1.3
1.5)i2。
因为i=14.974,取i=15,估测选取i1=4.8i2=3.2速度偏差为0.5%,所以可行。
3各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度 n0=1430r/min
高速In1=nm=1430r/min中间轴IIn2=n1=297.92r/min
传动比15
i1=4.8 i2=3.2
各轴速度
i0 i1
低速轴III n3=n2=93.1r/min 卷筒n4=93.1r/min。
各轴功率
i2
n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min
电动机额定功率P0=Pd*h01=3Kw(n01=1)
高速I P1=P0*n12=P0*n联n轴承
=3*0.99*0.99=2.9403Kw
(n12=
n联n轴承=0.99*0.99=0.98)
各轴功率
P0=3Kw
中间轴II P2=P1h23=P1*n齿*n轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653Kw(n23=n齿n轴承=0.95*0.99=0.94)
P1=2.9403
P2=2.7653KwP3=2.600Kw
低速轴III P3=P2*n34=P2*n齿n轴承
=2.7653*0.95*0.99=2.600Kw
P4=2.523Kw
(n34=
n齿n轴承=0.95*0.99=0.94)
卷筒 P4=P3*n45=P3*n联n轴承=2.600*0.98*0.99=2.523Kw
(n45=n联n轴承=0.98*0.99=0.96)
各轴转矩电动机转轴T0=2.2N·
m
高速I
T1=9550*P1=9550*2.9403=19.634N·
n1
1430
中间轴II T2=
9550*P2
n
=
1
9550*2.7645
297.930
=88.615N·
低速轴III T3=
9550*P3
3
9550*2.5748=264.118N·
93.1
卷筒
T4=
9550*P4 9550*2.4980
n4
=256.239N·
其中
T=9550
P
d
nd
(n*m)
项目
电动机
高速轴I 中间轴II 低速轴III
转速
(r/min)功率(kW)转矩
(N²
m)传动比效率
四传动件设计计算(齿轮)
A高速齿轮的计算
输入功率 小齿轮转
速
1430r/min
齿
比
4.8
数 小齿轮转矩
2.9403KW
19.643N²
m
载荷
系数
1.3
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
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。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=96的;
2.按齿面接触强度设计
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。
按式(10—21)试算,即
dt≥2.32*
KtTu+1æ
ZE
ö
2
φ
ꞏ
u
ç
[σ ]÷
è
H
ø
各轴转矩
T1=19.634N·
mT=88.615Nm
2 ·
T3=264.118N·
mT4=256.239N·
轴
297.92
2.79329
2.628
2.4204
2.2
19.654
88.6177
264.1175
256.2395
3.2
0.98
0.94
0.96
7级精度;
z1=20z2=96
3.确定公式内
的各计算数值
1)
(1)试选Kt=1.3
(2)由[1]表10-7选取尺宽系数φd=1
(3)由[1]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(4)由[1]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1=600MPa;
大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(5)由[1]式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60³
1430³
1³
(2³
8³
365³
8)=4³
10e9
N2=N1/4.8=8.35³
10e8
此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。
Ln为齿轮的工作寿命,单位小时
(6)由[1]图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;
KHN2
=0.95
(7)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得[σH]1=0.90³
600MPa=540MPa
[σH]2=0.98³
550MPa=522.5MPa
Kt=1.3
φd=1
N1=4³
10e9N2=8.35³
KHN1=0.90KHN2=0.95
S=1
[σH]1=540MPa[σH]2=522.5MPa
2)计算
KtT1
φd u
u+1æ
÷
ZE
[σH]ø
1.3´
19.6543´
1034.8+1æ
189.8ö
4.8ç
522.5÷
(1)试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥2.32*
=2.32*
(2)计算圆周速度
=37.043
d1t=37.043
v=2.7739
b=37.043mm
v=πd1tn260´
1000
π´
37.043=2.7739