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

1、2203 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/KgY100L2 4,3.014302.22.338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 86），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

2、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= 3 2 0.99 * 0.993 * 0.952 * 0.99 * 0.98 =0.8总联 轴承12341齿 联 轴承 4h总=0.84112） 电动机的输出功率Pw=2.1889k KWPw=kA*FV=2.1889KW1000h轴承 4Pd2.60228KWPdPw/h总 ，h总=0.84110Pd2.1889/1.84110=

3、2.60228KW2 电动机转速的选择由 v=1.1m/s求卷筒转速nwnw=95.496 r/minV =pdn w60 * 1000=1.1nw=95.496r/minnd（i1 i2in）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 132 知圆柱齿轮传动比范围为 35。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 1212查出电动机型号为 Y100L24,其额定功率为 3kW，满载转速 143

4、0r/min。基本符合题目所需的要求。电机Y100L24三 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/nwnw95.496nm=1430r/mini14.9742 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以 i1（1.31.5）i2。因为 i14.974，取 i15，估测选取 i1=4.8 i2=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 I n1= nm =1430r/min 中间轴 II n2

5、= n1 =297.92r/min传动比 15i1=4.8i2=3.2各轴速度i0i1低速轴 IIIn3= n2 =93.1r/min卷筒 n4=93.1r/min。各轴功率i2n0=1430r/min n1=1430r/min n2=297.92r/min n3=93.1r/min n4=93.1r/min电动机额定功率 P0=Pd*h01 =3Kw （n01=1）高速 IP1=P0*n12=P0*n联n轴承= 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw（n12 =n联n轴承 =0.99*0.99=0.98）各轴功率P0=3Kw中间轴 IIP2=P1h23 =P1*n 齿*n 轴承=2.9

6、403*0.95*0.99=2.7653 Kw （n23= n齿n轴承 =0.95*0.99=0.94）P1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw低 速 轴 IIIP3=P2*n34=P2* n齿n轴承=2.7653*0.95*0.99=2.600 KwP4=2.523 Kw（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=2.523 Kw（n45= n联n轴承 =0.98*0.99=0.96）各轴转矩 电动机 转 轴 T0=2.2 N m高速 IT1= 9550* P1 = 9550

7、* 2.9403 =19.634 Nn11430中间轴 IIT2=9550* P2n=19550 * 2.7645297 .930=88.615 N低速轴 IIIT3=9550* P339550 * 2.5748 =264.118 N93.1卷筒T4=9550* P49550* 2.4980n4=256.239 N其中T = 9550Pdnd（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（N 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2.9403KW19.643Nm载 荷

8、系数1.31 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 z120，大齿轮齿数 z296 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（1021）试算，即dt2.32*K t T u + 1 Z E2u H各轴转矩T1=19.634 N m T =88.615 N m2T3=264.118 N m T4=256.239 N轴297.922.793292.6

9、282.42042.219.65488.6177264.1175256.23953.20.980.940.967 级精度；z120 z2963 确定公式内的各计算数值1）（1）试选 Kt1.3（2）由1表 107 选取尺宽系数 d1（3）由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（4）由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1 600MPa； 大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa；（5）由1式 1013 计算应力循环次数 N160n1jLh60 1430 1（ 2 8 365 8）4 10e9N2N1/4.88.35 10e8此式中 j

10、 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 1019 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 H10.90 600MPa540MPa H20.98 550MPa522.5MPaKt1.3 d1N14 10e9 N28.35KHN10.90 KHN20.95S1 H1540MPa H2522.5MPa2） 计算Kt T1 duu + 1 ZE H 1.3 19.6543103 4.8 + 1 189.8 4.8 522.5 （1）试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 2.32*= 2.32*（2）计算圆周速度=37.043d1t =37.043v =2.7739b=37.043mmv= d1t n2 601000 37.043 =2.7739