哈工大机械设计课程设计
一、传动装置的总体设计
1.1电动机的选择
ι.ι.ι选择电动机类型
根据设计要求和工作条件选用Y 系列三相鼠笼型异步电动机,其结构为全封闭自扇 冷式结构,电压为380 VO
1.1.2选择电动机容量
根据设计数据,工作机的有效功率为
从电动机到丄作机输送带Z 间的总效率为:
η∑ = HintninA
式中,肛、η2> ∏3' η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1 取η1=0.99> η2=0.99> η3=0.97> η4=0.97,则
ηz = η(ηfη 訓 4 = 0.992x0.994x0.972x0.97 = 0.86
所以电动机所需工作功率为
1.1.3确定电动机转速
按表2.1推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比i z = 8~40,而工作机
卷筒轴的转速为
60xlOOOXV 60x1000x1.1 n w = --------- ---- = --------- τ-rχ ---- r /min ≈ 88 r/min
πα πxz4U
所以电动机转速的可选范围为
n d = i^n w = (8~40)x88 ι*∕min = (704~3520) r/min
符合这-范【*1的同步转速有750r∕IlIinX 1000r∕nιin 和1500r∕min 三种。综合考虑电动机 和
传动装置的尺寸、质量、及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速 为1000 r/min 的电动机。
其主要性能如 下表:
电动机型 额定功率 满载转速 启动转矩 最人转矩 号
/Kw
/(r∕nun)
额定转矩 额定转矩
Y132S-6
3
90
2.0
2.0
电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表:
1000
2130Nxl.lm∕s
IOOO =2.343Kw
Pd =
PvV =
n∑
2.343kW
0.86
=2.72kW
Y132S 132 216 140 89 38 80 10x8
33 12 280 210 135 60 18 475
1.2计算传动装置总传动比并分配传动比
总传动比吐为
分配传动比
? = iιxiιι
考虑润滑条件,
为使结构紧凑,各级传动比均在推荐值范围内,取i 1 = 1.4i 11,故
i 1 = J1.4i z = √1.4xl0.91 = 4 iy 12.08
i
" = ^=4.11= 273
1.3计算传动装置各轴的运动及动力参数
1.3.1各轴的转速
I 轴:n 1 = n m = 960 r/min
II ?: n π =^ = !≤2? = 240 r/min
h
4
III 轴:nιιι =严=Un = 88 r/min
1
II
2?73
卷筒轴:n vv = n πι = 88 r/min
1.3.2各轴的输入功率
I 轴: P l = P d η1 = 2.72 kWxO.99 = 2.69 kW
II 轴:Rl = P 1η2η3 = 2.69kWx0.99x0.97 = 2.58kW III 轴:Plll = Pnη2η3 = 2.58 kWxO.99xO.97 = 2.48 kW
卷筒轴:P 卷=P πιη1η2 = 2.48x0.99x0.99 = 2.43 kW
1.3.3各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td 为
T d = 9.55X 106X -= 9.550X 106X Q
^2^W = 2.71xlO 4
N ? mm U
n m
960 r/min
所以:
I 轴: T l = T d η1 = 271OON ? mmxθ.99 = 2.68xlO 4N ? mm
II 轴:T ll = T 1η1η2iι = 268OON ? mnιxθ.99xθ.97x4 = 10.29xl04N ? mm
III 轴:T nl = T πη2η3i∏ = 1029OON ? mmx0.99x0.97x2.73 = 2.698xlO 5N ? mm 卷简
轴:T 卷=T ιπη1η2 — 2698OON ? mmxθ.99xθ.99 = 2.644xlO 5N ? mm 将以上结果汇总到表,如下 960
=10.91
二、传动件设计
2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动设计
2.1.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,采用软齿面,由文献[1] 表8.2得:小齿轮调制处理,齿而硬度为217?25HBW,平均硬度为236HBW:为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能,大齿轮正火处理,齿面硬度为162~217HBW,平均硬度为190HBWO大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW,在30?50HEW之间。选用8级精度。
2.1.2初步计算传动主要尺寸
因为是软齿而闭式传动,故按齿而接触疲劳强度进行设计。由
式中齐参数为:
⑴小齿轮传递的转矩厂。由前面设计可知,I;= 268OON ?Ilin
⑵设计时,因V值未知,KP不能确定,故可初选载荷系数Kt =1.1?1.8,此处初取
K t= 1.4o
(3)由表6.6取齿宽系数5=10。
⑷ 由表8.5査得弹性系数ZE = 189.8 VMPZ O
⑸初选螺旋角B = 由图&14査得节点区域系数ZH =2.45。
(6)齿数比U = i1 = 4 o
⑺ 初选?= 21,则Z2 =UZ1 =84 ,取Z2=85O传动比误差<5%,符合设计要求。
实用标准
COS β = 1.88 — 3.2 (吉 + —)1 X COS12° =
1.66。
(8)
端面重合度
轴面重合度
εβ = 0.318Φd z 1 tan β = 0.318 X 1.1 X 21 × tan 12o = 1.42
由图6.16査得重合度系数N = 0.825由图8.24査得螺旋角系数Z? = 0.99
(9)接触许用应力可由
r η ZNOHIim
[O ]H = — --------
求得,由图6.29(e)、(a)得接触疲劳极限应力OHliml = 570MPr OHIim2 = 390MP Q , SH = 1.0 O
大小齿轮1、2的应力循环次数分别为
N l = 60n 1aL h = 60 × 960 × 1.0 × 3 × 8 × 250 × 5 = 1.728 × IO 9
N I Q
N 2 = ≠= 4.32 × IO 8
1
I
由图6.30査得卷命系数Z NI = 1.0, Z N 2 = 1.1 (允许有局部点蚀):由表6.7,取安全 系数SH=
LOo
r I
Z Nl a H I im
W HI = — ----------
r η
Z N2σH Ij m
LOJH2 = Q --------------
d
H 故取回 H = M H 2 = 429.0MPa 计算
小齿轮1的分度圆直径d 】t ,得 2KJ[ u+ 1
-
Φd U -
εZβ√
1.0 × 570
———=570.0MPa 1.0 1.1 × 390
———=429.0MPa 1.0
∣2 X 1.4 X 26800 4+1
/189.8 X 2.45 X 0.825 X 0.99f J 1.0 4 \ 429 丿
=42.01 mm 2.1.3确定传动尺寸
(1)计算载荷系数K 。
由表6.3查得使用系数K A =I.Oo
齿轮线速度如下式
TrdltIh
60 × IOOO 60000
由图6.7查得动载荷系数KV= 1?13(设轴刚性大): 由图6.12查得齿向载荷分布系数K 卩=1.10: 由表6.4査得齿间载荷分布系数Ka = 1.2,故
π × 42.01 X 960
=2.11 m/s K = KAKVKPKa = 1.0 X 1.13 X 1.10 X 1.2 = 1.49
(2)对Ckt 进行修正。因为K 与Kt 有较大差异,故需对按照Kt 值设计出来的Cht 进行修 文
1?88-3?2
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