西南大学工程技术学院课程设计(论文)
2.2选择电动机 2.2.1 计算总效率? 2.4 计算传动装置运动和动力参数 计算总传动比和分配各级传动比
总效率?：由机械设计课程设计手册查得：η1（联轴器 1）=0.99，η2（轴承1）=0.99，?3（齿轮1）=0.96， η4（轴承2）=0.99，η5（齿轮2）=0.96；?6（轴承3） =0.99，?7（联轴器2）=0.99 ?=?1?2?3?4?5?6?7=0.99×0.99×0.96×0.99×0.96 ×0.99×0.99=0.876 卷筒的效率?w?0.96 ?=0.876 P?Fv/1000η工作机所需功率kW： =4.08kW ww 电动机功率：额定功率>=工作要求的功率 Pd?Pw?=2.87/0.876=4.66kW 对Y系列电动机，多选用同步转速为1500r/min或 1000r/min。 根据表12-1选取电机型号为Y132S-4：额定功率5.5kW，电机型号：满载转速1440r/min，最大额定转矩2.3，同步转速15001440r/min，4级 转速：电动机可选转速范围：n?(i1i2i3...in)nw nw为工作机鼓轮转速，r/min，nw=60×1000v/?D ?18.84 总传动比:i?nm/nw nm-电动机满载转速 多级传动比: i?i1i2...in 分配各级传动比： Y132S-4 - 5 -
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3 传动零件的设计计算 3.1 第一级齿轮传动设计计算 材料选择和热处理方法
1）各级传动比应尽量在推荐范围内选取； 2）应使传动装置结构紧凑、重量轻； 3）各传动件尺寸协调，避免干涉。 展开式二级圆柱齿轮减速器：i1??1.3~1.5?i2 n1=1440r/min n2=28.16r/min n3=76.34r/min i=i1i2=18.84 取i1=1.4i2 （1）各轴转速 n1?nm n2?n1/i1?nm/i1 n3?n2/i2?nm/?i1i2? P1=4.61kW P2=4.38kW P3=4.17kW （2）各轴功率 P1?Pd?1 P2?P1?2?3 P3?P2?4?5 （3）各轴转矩 T1?9550P1/n1 T2?9550P2/n2?T1i1?2?3 T3?9550P3/n3?T1i1i2?2?32?4 由表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度喂280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数z1=21，大齿轮齿数z2=107.94，取z2=108. 1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 d1t?2.323T1=30.58Nm T2=149.35Nm T3=520.9Nm 选用7级精度 - 6 -
KT1u?1zE2?() ?du??H?（1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt=1.3。 2） 计算小齿轮传递的扭矩。T1=30573.3×10Nmm 3） 选取齿宽系数?d=1 4西南大学工程技术学院课程设计(论文)
4） 由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa，区域系数 ZH=2.5 *0o ?a1?arccos?Z1cos?/?Z1?2ha???arccos?21*cos20/?21?2*1???30.909 ?a1?arccos?Z1cos?/?Z1?2ha*???arccos?108*cos200/?108?2*1???22.690o ????Z1?tan?a1?tan?'??Z2?tan?a2?tan?'??/2? ??21?tan30.909o?tan20o??108?tan22.690o?tan20o??/2??1.715 Z??(4???)/3?(4?1.715)/3?0.873 5） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ?Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限12KHN1=0.90 ?Hlim2=550MPa。 6） 由式10-13计算应力循环次数。 9 N1?60n1jLh=60×1440×1×（2×8×365×8）=4.037×10 KHN2=0.95 N2=4.037×109/5.14=0.785×109 7） 由图取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95. 8） 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 KHN1?lim1=0.9×600MPa=540MPa SK? ??H?2=HN2lim2=1.30×550MPa=715MPa S ??H?1=2．计算 1）试算小齿轮分度圆直径dt1，带入??H?中较小的值。 d1t?3 d1t=38.229mm v=2.85m/s b=38.229mm 2KT1u?1zEzHz?2?() ??H??du22?1.3?30573.3 108?1?2.5?189.8?0.873?=3???=38.229mm 1108?540?2）计算圆周速度v。 v=b=9.331 h ?d1tn160?1000=?37.773?144060?1000m/s=2.88m/s 3）计算齿宽b。 b=?d?d1t=1×38.299mm=38.299mm Kv=1.10 - 7 -
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4）计算载荷系数。 根据v=2.88m/s，7级精度，由图查得动载系数Kv=1.10； 直齿轮，KH?=KF?=1.2； 由表查得使用系数KA=1； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH?=1.417。 由KH?=KF?=1.2 K=1.87 b=9.337，KH?=1.417。查图得KF??1.33； h故动载系数K=KAKvKH?KH?=1×1.10×1.2×1.417=1.87 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1=d1t3d1=43.154mm m=2.055mm K1.636=38.229×3=43.154mm Kt1.37）计算模数m。 m=d1/z1=40.781mm=2.055mm 213. 按齿根弯曲强度设计 由式的弯曲强度的设计公式为 m?32KT1YFaYSa() 2?dz1??F?(1) 确定公式内的各计算数值 1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限?FE2=380MPa； 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.92; 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 ??F?1=303.57MPa K?0.85?500 ??F?1=FN1FE1=MPa=303.57MPa S1.4K?0.88?380 ??F?2=FN2FE2=MPa=249.71MPa S1.44）计算载荷系数K。 K?KAKvKF?KF?=1?1.06?1.2?1.31=1.654 5）查取齿形系数。 YFa1=2.65 YFa2=2.18 ??F?2=238.86MPa K=1.654 - 8 -
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3.2 第二级齿轮传动设计计算
6）查取应力校正系数。 YSa1=1.58 YSa2=1.82 7）计算大、小齿轮的YFaYSa??F?并加以比较。 YFa1YSa1??F?1=2.76?1.56=0.0138 303.57 YFa2YSa22.14?1.83==0.0159 ??F?2238.86 大齿轮的数值大 （2）设计计算 m?32?1.53?2.155?104?0.01640mm=1.253 21?21对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=43.154mm，算出小齿轮齿数 z1= m=1.253mm z1=29 z2=149 d140.781?29 =m1.5大齿轮齿数 z2=5.14?29=149.06，取z2=149。 4.几何尺寸计算 （1） 计算分度圆直径 d1?z1m=29?1.5=43.5mm d2?z2m=149?1.5=223.5mm （2） 计算中心距 a?（3） 计算齿轮宽度 b??dd1=1?43.5mm=43.5mm 取B2=43.5mm,B1=51mm。 圆整中心距后的强度校核 圆整a=135mm d1?d240.5?241.5?=133.5mm 22B2=43.5mm B1=51mm - 9 -