传动装置的运动和动力参数计算

1、工作机转速和所需功率计算工作机(卷筒)转速(r/min)60000/V一工作机的移动式提升速度m/sD一卷筒直径mm=72r/min600001.5州切=二400工作机所需的工作功率Pw(KW)P=FVF工作机的工作拉力或提升重力KNP.=2.81.5=4.2KW:、选择电动机P-:1 .确定电动机工作功率：Pd=aP0一工作机所需功率kw11a电动机至工作机传动装置总功率2 .电动机的额定功率Pn：PNPda=ge2be4cu2.=0.9720.9840.9920.96=0.817PdP.4.2kwa0.817=5.14kw3 .确定电动机的转速nN-n.=ia=i1i2i31而3各级合理传

2、动比二级圆柱斜齿轮传动比i=840nN=(840)父72=5762880可选同步转速有1000r/min,1500r/min可选选用Y132S-4电机型号额定功率满载时电流满载时转速时效率时功率因数堵转电流/额定电流堵转转矩/额定转矩取大转矩/额定转矩Y132S-45.5kw11.6A1140r/min87%0.857.02.22.368kg三、分配转动比总转动比ia=nm/n=1440/72（r/min）=20该减速器为展开式减速器查表可知：i1=5.5,i2=3.64四、传动装置的动力和动力参数计算1.各轴转速nn=nn/ii(r/min)nm=ni/i2=nm/(iii2)r/minnm

3、电动机满载转速i电动机到I轴的传动比nn=1440/5.5=262r/minnm=72r/min2,各输入轴功率Pi=Pd-01=5.5M0.99=5.445kwPn=PI-n12=5.445X0.97X0.98=5.176kwPrn=Pn-23=5.176M0.98M0.97=4.92kwP卷筒轴=P皿-34=4.92父0.98k0.99=4.77kw3.各轴输出转矩TdPd5.59550=9550父=36.48N-m14404.i一出轴输入转矩TT卷筒轴输入转矩TI=Td-i0-n01=36.11N-mn=Ti-i1-12=188.79N-mrn=Tn-i2-23=653.26N-mT=T

4、-2-4=633.79N-m轴名效率PkW转矩TNm转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴5.536.4814400.99I轴55.55.44536.4836.110.97n轴5.4455.17636.11188.79098出轴5.17644.92188.79653.260.98卷筒轴4.924.77653.26633.79运动和动力参数计算结果表五、高速级齿轮传动设计1.小齿轮材料为40Cr（齿面硬度180HBS）,大齿轮材料为45#（齿面硬度240HBS）,两者均调质。初选螺旋角?=14,压力角口=20。齿面精度为8级精度，带式运输机为一般工作机器。n=1440r/min,

5、n2=262r/min,i=5.5。选小齿轮齿数为Zi=25,Z2=25i=25,5.5=137.5,取Z2=137。2.按齿面接触疲劳强度设计2KHtT11(ZHZEZ/P)iF】一试选载荷系数Kdt=1.3Zh=2.443计算重合度系数=arctantan口、1=20.562、cosPJ1ati=arctanZ1cos:t*r=29.67乙2hacos:arccosZ2cos:tr*n、Z2+2hacosPdZtan=1.987花螺旋系数：Z=22.534ati-tan=；+Z2tan二at2-tan二t1=1.641-=0.663cos=0.985查表取d=i一_1/2Ze=189.8M

6、Pa计算接触疲劳应力h：查得小齿轮和大齿轮的解除疲劳极限分别为&H】iiiimi=600MPa,bHlim2=550MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLn=5.046父109N2=Ni/n=9.208108。查取接触疲劳弓II度系数：Khni=0.89,Khn2=0.93o取失效效率为1%,安全系数S=1KHN1；-Hlim1LH1=S=534MPaKHN2、Hlim2、-h2=511.5MPaS取h=4h2=511.5MPadit=31.99mm上j2KHtTiN+1ZhZeZ/p*dd1cos:m=1.246Zi调整分度圆直径:圆周速度V：d1tn1601000=2.412m/s齿宽

7、b=dd1t=31.99mm计算实际载荷系数KhKa=1根据V=2.412,8级精度，Kv=1.14l2T13KAFt1=1.4 由Ft1=2.26M103N,=70.6%：v=2=1.729cosb一0.75Y=0.25=0.684/)P螺旋角系数Yg=1SB=0.768120YuYcZ,Zc计算_；!_由当量齿数ZV1=1-=27.367Zv2=一二=149.97,tF1Vcos3:Vcos3!：查图可得齿形系数YFa1=2.53,YFa2=2.07,YSa1=1.61,YSa2=1.83。查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为crFlim1=500MPa,crFlim2=380MPa

8、,弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.88,Kfn2=0.90,取疲劳安全系数S=14KFNiFlim1-S=314.29MPa!F21KFN2XFlim2S=244.29MPaYFa1YSalYFa2YSa2W=0.013,耳!=0.0155。因为大齿轮的Y*一以取=0.0155试算齿轮模数2KFtT1YY;COS2-YFaYsa1nM5一3；7dZ12J=1.064mm2）调整齿轮模数圆周速度,小乙d1=27.41mmCOS:二d1tn1601000=2.066m/s齿宽b=ad=27.41mm齿高h及宽高比b/h*h=2hanCnm1t=2.394mmb/h=27.41/2.394=11.45

9、3）计算实际载荷系数Kf根据V=2.066m/s,8级精度，查KV=1.12T13KaF由Ft=一=2.63X10N,=96.126100N/m,查表得Kc=1.4d1b查表得KHp=1.446,根据b/h=11.45,得KF=1.4。得载荷系数KF=KAKVKf.Kf.=2.1564)按实际载荷系数算得的齿轮模数3)J=1.259KFt对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中选取mn=1.5d=38.277,ddcos:=24.8。取Zi=25,则Z2=i1Z=137.5,取Z2=137,Z2和几何尺寸计算1)计算中心距2)Z1z2mla=：=125.220mm2cos:考虑模数是增大后的，为此将中心距减小为圆整为按圆整后的中心距修正螺旋角125mmZ1z2mloa=arccos=13.592a3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1m