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1、11.传动方案的拟定减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作的机械的需要。减速器按照传动形式不同可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式。本次课程设计拟定展开式减速器，根据工作机的转速要求选择二级齿轮传动。同轴式减速器横向尺寸较小，但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，沿齿宽载荷分布不均匀。展开式结构简单，高速级齿轮布置在远离输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形和在载荷作用下产生的弯曲变形可部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均的现象，一般适用于载荷比
2、较均匀的场合。传动方案简图如下：二级展开式圆柱齿轮减速器22.电动机的选择2.1 计算负载功率效率、电机功率记工作机实际需要的输入功率 Pw，工作机实际需要的电 动机输入功率为 Pd，则：其中为总的效率，w 为工作机的效率,由指导书 P4表 1-5,卷筒效率为 0.96。则：w1800 2.54.687510001000 0.96wFvPKW由指导书 P4 表 1-5，有弹性元件的挠性联轴器效率为 0.99，球轴承效率为 0.99（一对） ；很好跑合的 7 级精度齿轮 传动（油润滑）效率为 0.98。总的效率为：1 1232 =0.99 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.9
3、9=0.9133联轴器轴轴承高齿轴轴承低齿轴轴承联轴器则工作机所需的电动机输出功率为：KWPPd1323. 59133. 06875. 4w工作机转速n（r/min）: 6000600002.5n91.82r / min520v D2.2 选择电机型号电动机一般是选择 Y 系列三相异步电动机，标准电动机的容量由额定功率表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作机工作要求的功率，容量过低工作机不能正常工作，容量过Pd=5.1323KWn=91.82r/min3大则增加了成本，造成浪费。电机同步转速多选用同步转速1500r/min 或 1000r/min，同一功率的电机通常有几种转速可供选择，按
4、照工作机转速要求和合理的传动比范围，采用电机轴直接和联轴器相连，推算电机转速的可选范围：，nniii)5533(n 3 2 1 d计算得在 826.38 r/min2295.5r/min 之间，因此可选用 dn1500 r/min 的电动机。根据同步转速，查指导书 P173 表 12-1，由 Pd=5.1323KW ，选择额定功率为 5.5KW 的电动机，进一步确定电机的额定（满 载）转速、型号。 电机型号：Y132S-4安装形式：B3 由指导书 P174 表 12-3，所选电机输出轴轴径 D=38mm 所选电机主要技术参数如下：由指导书 P176 表 12-6，所选三相异步电动机的参考比价为
5、 3.09。2.3 确定电机的结构尺寸由指导书 P174 表 12-3，电机主要结构尺寸如下： 机座号级数DEFGMNPS130S43880103326 5230j 630014.5T凸缘 孔数ACADHEL电动机型号额定功率/KW满载转速/ r/min额定转矩 质量/KgY132S-45.514402.368电机型号： Y132S-44442752103154753.传动系统的运动和动力参数计算3.1 传动比的分配普通圆柱齿轮传动单级传动比常取 35总传动比68.1582.911440i21i innm高速级传动比7 . 4i5 . 13 . 1i1低速级传动比3 . 3i12ii3.2 各
6、轴运动和动力参数的计算 电机轴：转速：=1440 r/minmn功率： Pd=5.5KW转矩：d5. 5T9550955036. 47571440dmPNmNmn高速轴： 转速： n1=1440r/min功率： P1= Pd 1 1=5.5 0.99 0.99=5.3906联轴器轴轴承转矩：1 1 15. 3906T9550955035. 74981440PNmNmn中间轴：转速n2= = r/min =306.3830r/min11 in 7 . 4 1440功率： P2= P1 *=5.3906*0.99*0.98KW=5.2299KW高齿轴轴承2i15. 685转矩：2 2 25. 22
7、99T95509550163. 0167306. 3830PNmNmn低速轴：转速：n3= = r/min =92.84r/min12iinm 3.3*7.41440功率：P3= P2 * =5.2299*0.99*0.98KW=5.0741KW低齿轴轴承3转矩：3 3 35. 0741T95509550521. 929592. 84PNmNmn工作机轴：转速： n4= n3=92.84r/min功率：43联轴器25. 07410. 995. 0233*PPKW转矩： =521.9295N m4T3T各轴的运动和动力参数如下表所示：轴 号转速 n/(r/min)功率 P/Kw转矩 T/(N.m
8、)电机轴14405.536.4757 轴14405.390635.7498 轴306.38305.2299163.0167 轴92.845.0741521.9295 工作机轴92.845.0233521.92954.传动零件的设计计算本次设计未采用带传动，因此传动零件的设计为箱体内齿轮 传动的设计计算。4.1 高速级齿轮的设计计算 已知输入功率 P15.3906KW，小齿轮转速 n1=1440r/min， 齿数比 u=4.7，由电动机驱动，工作年限 8 年（设每年工作 3006个工作日） ，两班制（16h） ，带式输送机工作平稳，转向不变。 4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）
9、 、按图所示传动方案，选用 斜齿圆柱齿轮，压力角为 取 20 ，螺旋角 取 14 （2） 、带式输送机为一般工作机 器，参考课本 P205 表 10-6，选择 7 级精度（3） 、材料选择，由表 10-1，选 择小齿轮材料为 45 钢（调质） ，平 均取齿面硬度为 240HBS，大齿轮材 料为 HT350，平均取齿面硬度为 200HBS。（4） 、初选小齿轮齿数z125，则大齿轮齿数 z2=uz1=4.725=117.5，圆整，取 z21184.1.2. 按齿面接触疲劳强度计算（1）由式（10-1）试算小齿轮的分度圆直径，即：213121HEH t t dHZ Z ZK Tudu 1)确定公式
10、中各参数值 试选载荷系数 KHt=1.3 由教材 P203，图 10-20，查取区域系数 ZH=2.433 由教材 P206 页表 10-7，圆柱齿轮的齿宽系数d1 计算小齿轮传递的转矩：1 15. 3906T9550955035. 74981440mPNmNmn由表 10-5，查得材料的弹性影响系数12162EZM Pa计算接触疲劳强度用重合度系数 Zt=arct an(t an/ cos)arct an(t an 20 / cos14 )20. 562ooo n斜齿轮7 级精度小齿轮 240HBS 大齿轮 200HBSz125 z2118KHt=1.3 ZH=2.433d1T1=35749
11、.8N/mm12162EZM Pa7* 111arccoscos/ (2cos)arccos25cos 20. 562 / (252cos14 )29. 6748atanooozzh* 222arccoscos/ (2cos)arccos118cos 20. 562 / (1182cos14 )22. 9061atanooozzh 11220000= z(t ant an)z(t ant an) / 2 25 * (t an 29. 6748t an 20. 5602 )118*(t an 22. 9061t an 20. 562 ) / 2 1. 6653attatt1t an/125t a
12、n14 /1. 9841dz 441. 66531. 9841(1)(11. 9841)331. 6653=0. 6524z计算螺旋角系数0coscos140. 985z接触疲劳许用应力H由教材 P221，图 10-25d，查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用极限分别为：l i m1550HM Pal i m2340HM Pa 计算应力循环次数9 1198 21606014401(283008)3. 317810/3. 317810 / 4. 77. 07510hNnj LNNu由教材 P208 图 10-23，查得接触疲劳寿命系数：10. 92H NK20. 98H NK取失效概率为 1%，安全
13、系数 S=1 1. 6653 1. 9841 0. 6524z 0. 985z81l i m1 10. 925505061H NH HKM PaM Pas2l i m2 20. 98340333. 21H NH HKM PaM Pas取最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力333. 2HM Pa2）试算小齿轮分度圆直径： 2131232121. 335749. 8118 / 2512. 4331620. 65240. 985 1118 / 25333. 240. 2416HEH t t dHZ Z Z ZK Tudum m（2）调整小齿轮的分度圆直径1）计算实际载荷系数前的准备圆周速度 v114
14、0. 241614403. 034/601000601000td nms齿宽 b 1140. 241640. 2416dtbdm m2）计算实际载荷系数Hk由 P192，表 10-2 查得使用系数1Ak根据，7 级精度，由教材 P194 表 10-8 得， 3. 034/ms动载系数 1. 13vk齿轮的圆周力1 1 12235749. 81776. 7640. 2416t tTFNd333. 2HM P 3. 034/ms 40. 2416bm m 1. 13vk9，查教材11776. 76144. 15/ m m P2,所以按轴承 1 的受力大小验算363662101050500 6060
15、 83.0453431.3475572260hhCLnPL 即轴承的寿命合格。7.2.2 轴承润滑方式的选择由于55 92.845106.2160000dn故轴承选用脂润滑。6.3 中间轴轴承的选择计算6.3.1 轴承的受力分析及寿命计算选用角接触球轴承 7307AC，其基本额定动载荷 基本额定静载荷 。1.求两轴承受到的径向载荷32.8CkN024.8CkN37由前面所得结果：2222 1111216.40042484.45372766.2502rVHFFFN2222 222907.1775386.9198986.244rVHFFFN2.求两轴承的计算轴向力和1aF2aF对于 7007AC 轴承，轴承派生轴向力，e=0.68。r0.68dFF1r10.680.68 2766.25021881.0501dFF
