分析传动方案的选择依1

1分析传动方案的选择依据A：在变速过程中采用齿轮变速，可使得传递效率高，在一级圆柱齿轮传动的效率可达99%。B：结构紧凑，在同样的使用条件下，齿轮传动所需要的空间一般较小。C：工作可靠，寿命长设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠寿命可长达十几年。D：传动比稳定传动比稳定是对传动性能的基本要求。E：传动装置简单有利于加工，选用的零件都是简单的曲面有利于加工精度可以很好保证，站的空间较小。2电动机的选择与其他原动机比较，电动机结构简单，工作可靠，控制方便，维护容易，一般机械大多采用电动机驱动，电动机已系列化。电动机分为直流和交流。直流电动机具有良好的起动性能和调速性能。主要应用于对起动和调速性能要求较高的生产机械中，直流电动机，结构较复杂,价格较高,可靠性较差。交流电动机有笼式和绕线式,绕线式启动力矩大,能满载启动,但质量大,价格高。交流电动机有分同步和异步两种,同步电机的转子，定子一般都是用漆包线绕制的，之所以叫同步，就是转子的速度跟定子的磁场频率是一致的.一般发电机多数是同步的；异步电动机按照定子相数的不同分为单项异步电动机、两相异步电动机和三相异步电动机。三相异步电动机结构简单，运行可靠，成本低廉等优点，广泛应用于工农业生产中。异步比较同步电机，简单，成本低，体积小，价格低，维护少等，所以用处广！由工作条件可知道,电动机是工作在没有特殊气体,周围不存在易燃,易爆的环境，并且启动是载荷较小，即没有环境的要求，可以选同Y系列笼式三相异步电动机。电动机的容量电动机的容量有额定功率表示，容量（功率）小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，活使电机长时间过载工作，过热而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，主要起电动机的负载不超过额定值，电动机变不会发热。所需电动机的功率为wdPP式中dP工作机要求的电动机输出的功率，kwwP工作机所需要输入功率kw电动机至工作机之间传动装置的总效率工作机所需要功率wP应由机器工作阻力和运动参数计算得1000wwFuP9550PTn9550式中F工作机阻力u工作机的线速度T工作机的阻力距wn工作机的转速w工作机的效率总效率为12341联轴器的传动效率2齿轮的传动效率3滚筒的传动效率4轴承的传动效率1=0.992=0.983=0.964=0.98则2212340.990.980.96(0.98)0.89453.94.35990.8945dPwdPP即3.94.35990.8945dP可得电动机的功率为4.36千瓦型号额定额定转速效率功率堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动重量功率电流因数额定转矩额定电流额定转矩1级2级速度kWAr/min%COSФ倍倍倍dB(A)mm/skg同步转速1500r/min4级Y132S-45.511.6144085.50.842.272.370781.868同步转速1000r/min6级Y132M2-65.512.696085.30.826.52.266711.885同步转速750r/min8级Y160M2-85.513.3720850.726264691.8115综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量等其它因数，选定电动机的型号Y132M2-6（1000r/min）。所选电动机的重要性能和外观尺寸高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41分配传动比传动装置的总传动比9605.33333180mwnin因总传动比12iiii联轴器齿轮齿轮，初取i联轴器=1，则齿轮减速器的传动比为3.513.5联轴器减iii计算一轴的输入功率：kwnppd639.499.0852.05.501二轴的输入功率：kwpnnpnpp455.498.0124210212各轴的转速：96019601连innmmin/1813.596012rinn齿滚筒32nn各轴的转矩电动机输出转矩mNnpTmdd7.549605.595509550轴1的输入转矩1=53.08mdTTiN联轴器轴连轴2的输入转矩mNTTT69.27598.03.5i10112传动零件的设计在带式运输机的传动装置中，传动零件有齿轮、联轴器、轴承。齿轮的设计在运输机是一般机械，即齿轮的精度选用7级精度。材料选用小齿轮的齿数118z则大齿轮的齿数295.4z约等于96选螺旋014（通常取8到20度）一按齿面接触强度计算即213121tHEdaHKTZZudutK载荷系数d齿宽系数d=1a重合度u传动比HZ区域系数EZ弹性影响系数H1）试选tK=1.32）选择小齿轮的材料45cr（调质），硬度300HBS，大齿轮材料45钢（正火），硬度250HBS,二者的硬度差为50HBS。3）选取区域系数HZ=2.4434）查得10.74320.812则121.555a5）齿宽系数112.2019/1.10dAVKvmsK6）弹性影响系数EZ=18812mpa7）按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限lim1680HMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2620HMPa。8）计算应力循环次数91160609601(2830010)27648000002.710hNnjL8122764800000521660377.45.2105.3NNu9）选取接触疲劳寿命系数10.89HNK；20.94HNK10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1S，得1lim112lim220.89680605.20.94620582.8HNHHNHKMPaSKMPaS11）许用接触应力12605.2582.859422HHHMPa12）A试计算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得3121.3547006.32.44318843.805611.5555.3594tdmmB计算圆周速度1143.80569602.2019/601000601000tdnvmsC计算齿宽b及模数ntm111143.8043.80cos43.80cos143.0356182.252.253.03566.830143.80/6.4126.8301dttntntbdmmdmmmzhmmmmmbh13)计算纵向重合度010.318tan0.318118tan141.427dz14）计算载荷系数K已知使用系数1AK,根据2.2019/vms，7级精度，查得动载系数1.10VK，查得HK的值与直齿轮的相同，即1.426HK；查得1.32FK查得1.2HFKK。故动载系数11.101.21.4261.882AVHHKKKKK15）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径2233111.88243.8048.73421.3tTKddabmmK16）计算模数nm011cos48.73cos142.626818ndmmmz二按齿根弯曲强度设计213212cosFaSandaFYYKTYmz1）确定计算参数A计算载荷系数11.101.201.321.7424AVFFKKKKKB根据纵向重合度1.427，查得螺旋角影响系数0.885YC计算当量齿数11330213301819.704coscos1496105.089coscos14vvzzzzD查取齿形系数12.835FaY；22.178FaYE查取应力校正系数11.545SaY；21.802SaYF查得小齿轮的弯曲疲劳极限1535FEMPa；大齿轮的弯曲疲劳极限2490FEMPaG查取弯曲疲劳寿命系数10.85FNK；20.93FNKH计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得1112220.85535324.821.40.93490325.51.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaSL计算大、小齿轮的FaSaFYY并加以比较1112222.8351.5450.0134324.842.1781.8020.0120325.5FaSaFFaSaFYYYY小齿轮的数值大。2)设计计算23221.7424547000.885cos0.01341.616521181.555nmmm比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm