传动装置的运动和动力参数计算

一、工作机转速和所需功率计算工作机（卷筒）转速（r/min）Dv60000V—工作机的移动式提升速度m/sD—卷筒直径mm724005.160000r/min工作机所需的工作功率P（KW）VFPF—工作机的工作拉力或提升重力KN2.45.18.2PKW二、选择电动机1.确定电动机工作功率：aPPdP—工作机所需功率kwa—电动机至工作机传动装置总功率2.电动机的额定功率PN:PNPda=ge2be4cu2=0.9720.9840.9920.96=0.817aPPd=817.02.4kw=5.14kw3.确定电动机的转速nNn=ia=i1i2i3i1i2i3—各级合理传动比二级圆柱斜齿轮传动比i=8~40nN=（8~40）72=576~2880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满载时效率满载时功率因数堵转电流/额定电流堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量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nⅡ=nm/i1(r/min)nⅢ=nⅠ/i2=nm/(i1i2)r/minnm—电动机满载转速i—电动机到Ⅰ轴的传动比nⅡ=1440/5.5=262r/minnⅢ=72r/min2．各输入轴功率PⅠ=Pd·01=5.50.99=5.445kwPⅡ=PⅠ·12=5.4450.970.98=5.176kwPⅢ=PⅡ·23=5.1760.980.97=4.92kwP卷筒轴=PⅢ·34=4.920.980.99=4.77kw3．各轴输出转矩nPdT9550d=955014405.5=36.48N·m4．Ⅰ—Ⅲ轴输入转矩TⅠ=Td·i0·01=36.11N·mTⅡ=TⅠ·i1·12=188.79N·mTⅢ=TⅡ·i2·23=653.26N·m卷筒轴输入转矩T=TⅢ·2·4=633.79N·m运动和动力参数计算结果表轴名效率PkW转矩TN·m转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.536.481440Ⅰ轴55.55.44536.4836.11Ⅱ轴5.4455.17636.11188.79Ⅲ轴5.17644.92188.79653.26卷筒轴4.924.77653.26633.79五、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=20°。齿面精度为8级精度，带式运输机为一般工作机器。n1=1440r/min，n2=262r/min，i1=5.5。选小齿轮齿数为Z1=25，Z2=25i=255.5=137.5，取Z2=137。0.980.990.970.982.按齿面接触疲劳强度设计d1t21t1d2HEHHZZZZTK试选载荷系数KHt=1.3ZH=2.443计算重合度系数Zcostanarctant=20.562°cos2cosarctan*111atathZZ=29.67°cos2cosarccos*222atthZZ=22.53°πtan1dZ=1.987π2tantantantan2211tattatZZ=1.64134Z=0.663螺旋系数：985.0cosZ查表取d=1Ze=189.8MPa1/2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lilim1=600MPa,Hlilim2=550MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLn=5.046109N2=N1/n=9.208108。查取接触疲劳强度系数：KHN1=0.89，KHN2=0.93。取失效效率为1%，安全系数S=1H1=SKHHN1lim1=534MPaH2=SKHHN2lim2=511.5MPa取H=H2=511.5MPa321112HEHdHttZZZZTKd=31.99mm11cosdmZ=1.246调整分度圆直径：圆周速度100060d11nVt=2.412m/s齿宽tdd1b=31.99mm计算实际载荷系数KH①KA=1②根据V=2.412，8级精度，KV=1.14③由1112dTFt=2.26103N，bFKtA1=70.6100N·m，查表得HK=1.4④查表HK=1.446，HK=AKVKHKHK=2.227实际载荷系数算得的分度圆直径d1=38.277mm响应模数11cosdmZ=1.486按齿面弯曲疲劳强度设计32121cos2mFSaFadFtntYYZYTK1）确定公式中各参数的数值①试选载荷系数tFK=1.3②计算Ytbcostanarctan=13.140°b2vcos=1.729v75.025.0Y=0.684③螺旋角系数1201Y=0.768④计算FSaFaYY由当量齿数311cosZZv=27.367322cosZZv=149.97，查图可得齿形系数1FaY=2.53，2FaY=2.07,1SaY=1.61,2SaY=1.83。查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为1limF=500MPa，2limF=380MPa，弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.88，2FNK=0.90，取疲劳安全系数S=1.4。SKFFNF1lim11=314.29MPaSKFFNF2lim22=244.29MPa111FSaFaYY=0.013，222FSaFaYY=0.0155。因为大齿轮的FSaFaYY大于小齿轮，所以取FSaFaYY=0.0155⑤试算齿轮模数32121cos2FsaFadFtntYYZYYTKm=1.064mm2）调整齿轮模数①圆周速度cos11Zmdnt=27.41mm100060d11nVt=2.066m/s②齿宽tdd1b=27.41mm③齿高h及宽高比b/hntnanmch**2h=2.394mmb/h=27.41/2.394=11.453）计算实际载荷系数FK①根据V=2.066m/s，8级精度，查VK=1.1②由1112dTFt=2.63103N，bFKtA1=96.126100N/m，查表得FK=1.4③查表得HK=1.446，根据b/h=11.45，得FK=1.4。得载荷系数FK=AKVKFKFK=2.1564）按实际载荷系数算得的齿轮模数3FtFntnKKmm=1.259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=1.5。1d=38.277，nmdZcos11=24.8。取1Z=25，则112ZiZ=137.5，取2Z=137，2Z和1Z互为质数。几何尺寸计算1）计算中心距cos2a21nmzz=125.220mm考虑模数是增大后的，为此将中心距减小为圆整为125mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角amzzn2arccos21=13.59°3）计算小、大齿轮的分度圆直径cos11Zmdnt=38.58mmcos22Zmdnt=211.42mm4）计算齿轮宽度1bdd=38.58mm由于最后齿数和当初假设时一样，圆整中心距后的强度校核和前面的计算过程一样。输入功率（kW）输入转速（r/min）效率总传动比i传动特性第一级第二级nm12/zz精度等级nm12/zz精度等级