设计热处理车间的链板式运输机传动装置Word文档格式.docx

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P率功机额定求，所平稳，则以电就能满足要载又因荷d电机KW4P?

电机、确定电动机转速及电动机型号3：

计算工作链轮的转速n工作1.3?

10006060?

1000Vmin）r/n?

112.86（工作?

200?

D。

则圆柱齿轮减速器传动比取8~15又一般二级圆锥——min）/~1692.9（r（8~15）n?

902.88n?

d工作1500r/min。

符合这一范围的同步转速有1000、和根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号，1-1：

参数如表传动比价格满速/电动机电机额定功同速i（元）质量型号率/kwr/min12.7649kg918Y112M-44.01500/14408.5114331000/960Y132M-64.075kg电机价格便宜，重量较轻，Y112M-4由上表的参数可知，型号Y132M-6但是会造成传动比较大，减速器结构不是很紧凑；

型号电机传动比合适，结构紧凑。

从工作要求、结构性能和经济性综合Y132M-6的电机。

考虑，选用型号为：

经查有关资料电机主要外形和安装尺寸列于下表3-2

?

0.8158?

总

KW?

4p电机

minr/n?

112.86工作

~?

902.88n电动机）min（r/1692.9电动机型号：

Y132M-6

-4-第页

8.51i?

2.1i?

1

4.05i?

2

3-2（表

四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比可得传动由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,nnd工作装置总传比n960d8.51?

i?

总112.86n工作、分配各级传动比2

（1）i?

i21总其中为锥齿轮传动比，为直齿圆柱齿轮传动比。

ii21根据传动比的合理分配依据，取锥齿轮的传动比2.1?

i1

则圆柱齿轮传动比

（2）4.05?

ii12总

第-5-页

五、传动装置的运动和动力学参数计算

min/960rn?

minr/n?

458.2?

76.4?

=2.4KWPI=2.304KWPII=2.168KW

P

III

mmT=23875N·

Imm=48020.9N·

TIImm=271000N·

TIII

轴系代号示意图1、计算各轴转速

第-6-页

min960r/?

n?

nⅡdⅠn960?

min?

457.1n?

r/?

2.1i1n457.1Ⅲminr/?

112.86nⅤⅣ4.05i22、计算各轴的功率3.553kwp?

p?

dⅠ?

3.517kw0.99?

3.553?

pⅠⅡ联轴器?

3.343kw0.98?

3.517?

ⅡⅢ锥滚子轴承?

3.211kwp?

3.343?

0.98ⅢⅣ直滚子轴承?

3.147kw0.99?

3.117?

0.99p?

ⅣⅤ联轴器球轴承式中：

——电动机的输出功率p电机——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率p、、p、p、ppⅠⅣⅢⅡⅤ3、计算各轴扭矩P3.553dm?

9550?

T9550?

N?

35.160?

TdI

960nm

=100mmdd1?

mN?

T?

34.8081IId=200mmd

d2'

=480r/minn2p3.343ⅢmT69.844N?

Ⅲ

457.1nⅢ

V=5.03m/sp3.211ⅣmN?

95509550?

271.709Ⅳ

112.86nⅣ

≤a210mm≤0p3.147Ⅴm?

9550T?

266.293N600mm

Ⅴ

112.86nⅤ=500

a取0——电动机的输出扭矩式中：

Td

=1400mm

LdTTTTT、、、、——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率ⅣIIⅤIⅢ

a=462mm

第-7-页

各轴运动和动力参数转速T/N.m

P/Kw转矩功率传动轴名min）//n（ri比输出输出输入输入9603.55335.160Ⅰ轴3.51713.48134.80834.450960Ⅱ轴3.3432.13.31069.84469.146457.10Ⅲ轴3.211

271.709268.992112.864.053.179Ⅳ轴3.147

13.116266.293263.630112.86Ⅴ轴六、传动零件的设计计算

（一）高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数）按图所示的传动方案，高速级采用锥齿轮传动。

1级精度。

选10-872）运输机为一般工作机，根据教材P210表m

≤1.6~3.2μ齿面粗糙度Ra）考虑减速器传递功率不大，转速又较高，所以齿轮采用软3。

大齿调质，齿面硬度为260~280HBS齿面传动。

小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度230HBS。

轮选用45，则大齿轮齿数。

）选小齿轮齿数420z?

42z?

122、按齿面接触强度设计由标准直齿锥齿轮的设计公式：

KTZ21E（教材P227式10-26））（d?

2.92?

312?

u（1?

[0.5]）RHR

（1）确定公式内的个计算数值1）试选1.3?

kt110-6选取弹性影响系数2）由教材P201表Mpa189.8Z?

2E?

计算接触疲劳许用应力3）H，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要1%取失效概率为得求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12?

K?

limN?

SN

其中由教材P206式10-13计算应力循环次数910?

=60=60njLN960?

300?

10）2.765?

8?

1?

（2h1

根Z=4

=158.01N

F0

=1256.7N

FQ

=6

i齿=20Z1=120Z2u=6mm

T=50021.8N·

σ=570MpaHlimZ1σ=350MpaHlimZ2910=1.28×

N1810=2.14N×

2K=0.92HN1

第-8-页

式中：

n---齿轮转速；

j---每转一圈同一齿面的啮合次数；

L齿轮的工作寿命。

---h910?

1.3167N=N122图10-19查得接触疲劳的寿命系数：

由教材P207=0.91;

=0.93

KK1HN2HN）查得：

P209由教材图10-21（dσ=560Mpaσ=600MpaHlimZ2HlimZ1?

1lim1HNHMpa?

6000.91?

546H1S?

2HNHlim2Mpa?

560?

0.93?

520.8H2S5）小齿轮的传递转矩查表4-1得4mm?

3.4808?

1034.808T?

N.m16）由教材φ=0.3P224取常用值R）计算（2?

中较小值，由计，代入1）试计算小齿轮分度圆直径dt1H算公式得：

4101.3?

189.82mmmm?

69.016d?

2.92（）?

3t122.1?

0.3）?

520.80.3?

（1?

0.52）计算圆周速度?

nd96069.016?

11tsmv?

3.470m100060?

100060?

3）计算模数mntd69.016t1mm3.451?

m?

nt20z1K）计算载荷系数4KK?

KKK载荷系数?

HHVAs,v?

m3.4701K?

，表10-2，查得使用系数根据教材P193A7级精度；

K中低一图由于为直齿锥齿轮传动，动载系数可按教材P19410-8v1.18?

K）m（v/s数分配系及精级度荷间查得；

齿载vm；

齿间载荷分配系数可按下式计算K可取为及K1?

FH

K=0.98HN2[σ]=524.4MpaH1[σ]=343MpaH2

d=48.97mm1

m=2.5mm=50mm

d1=300mmd2b=45mm=50mm

b1

=2.80YFa1=1.55

YSa1=2.14

YFa2=1.83

YSa2=290Mpa

σFlim1=210Mpa

σFlim2=1.25SF

=232Mpa

σ][1F=168Mpa][σ2F

=77.2MpaσF1=11.6MpaσF2

a=175mm

V=1.2m/s

第-9-页

=1.5KK?

beFHH即,是轴承系数，可由P226表10-9中查得式中=1.25KK?

beHbeH755=1.8K?

K=1.5K=1.5?

1.2?

beFHH故载荷系数1252.21.875?

1.18?

KKKK1?

HVHAP式6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材（10-10a）得：

2.2125Kmmd?

d82.400?

69.016?

33t111.3Kt7）计算模数mnd82.4001mm4.12?

n20z1、按齿根弯曲疲劳强度设计3）即由教材P218式（10-17YYKT4SaFa1?

m3n?

][222?

1）?

0.51（z?

uFR1R）确定计算参数（11）计算载荷系数2.212511K?

KKKK?

1.875?

FAVF2）计算当量齿数z1?

1分度锥角3625.46?

25?

arctan27?

arctan12.1z

d=22mm

=22mmd1=50mmL1

2

=28mm

d2?

2464.5432?

64?

90?

25.46122

Z20122.151Z?

1v?

25.46coscos1

Z42297.701Z?

2v?

cos64.54cos2

）查取齿形系数=93mmL32计算如下：

表由教材P200=35mmd10-53=48mmL3

-10-第页

2223?

2.69?

2.722.715?

得到：

Y1Fa222.7222.151?

Y?

1Fa90?

2.18?

2.201002.185?

2Fa90?

2.2097.701Y2Fa）查取应力校正系数5P200表10-5计算如下：

由教材221.5723?

1.575?

1.571算得：

1Sa22?

Y1.5722.1511Sa90?

1.781001.79?

1.788Y?

算得：

2Sa90?

1.7797.7012Sa图）由教材P20810-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6?

；

大齿轮的弯曲疲劳极限。

MPa380?

MPa480?

2FE1FE取弯曲疲劳强度寿命系数由教材P206图10-187）。

0.89K?

0.84,K?

21FNFN8）计算弯曲疲劳许用应力，由教材取弯曲疲劳安全系数为P205式（10-12）得：

41.S?

K4800.84?

11FNFN?

][?

288MPa?

1F1.4S?

K3800.89?

22FNFNMPa241.57[?

]?

2F1.4SYYFaFa）计算大小齿轮的并加以比较9?

][FYY1.5712.715?

1SaFa10.014810?

288[]1FYY1.7882.185?

2Fa2Sa0.016172?

241.57[]2F大齿轮的数值大

（2）设计计算410?

2.2125?

4mm?

2.828?

m0.014810?

3n22212.10.5）（10.3?

0.3?

20?

m大于齿根弯曲由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，对比结果，nm，可满足弯曲强度，但为了=4mm疲劳强度计算的法面模数，取n同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：

=41mm

d4=20mmL4=30mmd5L=100mmFt=1000.436N=364.1NrF

=182.05NFAY=182.05NFBY=500.2NFAZm

M=9.1N·

C1

-11-第页

d82.4001，取=21，z20.6?

z?

114mn?

21=44.1，取=44，则=2.1zz12442.095u?

实际传动比121（3）几何尺寸的计算1）计算中心距：

）?

zm（z444）?

（21?

21nmm130a?

22取中心距mma?

1302）算大小齿轮的分度圆直径mm84d?

zm?

21?

4?

n11mm17644?

d?

zmn22?

mm71.4）0.5d?

d（1?

R1m1）计算齿轮宽度422112.095u?

mmmz?

29.250.34?

b?

R?

RnR122圆整后取mm?

30?

30mm,BB215）结构设计500mm，故选用腹板因大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于，式结构为宜；

而小齿轮齿顶圆直径小于160mm故选用实心结构为宜。

（二）、低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数所示的传动方案，低速级采用直齿圆柱齿轮传动。

1）按图10-8选7级精度。

2）运输机为一般工作机，根据教材P210表μm

齿面粗糙度R≤1.6~3.2a3）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面传动。

小钢260~280HBS。

大齿轮选用45调质，齿面硬度为齿轮选用40Cr。

调质，齿面硬度230HBS81z?

20z?

4）选小齿轮齿数。

，则大齿轮齿数21、按齿面接触疲劳强度设计2由标准直齿圆柱齿轮的设计公式：

ZKT1u?

2E1）10-9（教材P203式）2.32（?

d3t1?

]u[Hd

（1）确定公式内的个计算数值

mM=25N·

C2mM=26.6N·

CmT=48N·

mMec=99.6N·

e=14.5MPaσ]<

[σb

-1

d=35mm

Ft=1806.7NFr=657.2N

-12-第页

1）试选1.3?

kt1选取弹性影响系数P201表10-62）由教材MpaZ?

189.82E?

计算接触疲劳许用应力3）H1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要取失效概率为10-12得求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式?

SN计算应力循环次数其中由教材P206式10-13910?

（2?

10）?

1.3164N=60njL=60?

457.1?

1h3齿轮转速；

n---j---每转一圈同一齿面的啮合次数；

---h810N=Ni?

3.2505243由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：

=0.96

=0.93;

KK1HN2HNP209图10-21（d）查得：

由教材σ=560Mpaσ=600MpaHlimZ2HlimZ1?

558?

600?

H1S?

2lim2HNHMpa537.6?

0.96H2S得5）小齿轮的传递转矩查表4-14mmN10?

.m?

69.844?

69.844T?

N1）由教材P205表10-7取φ=16d

（2）计算?

中较小值，由计试计算小齿轮分度圆直径，代入1）dt1H算公式得：

4189.8?

1.3?

6.9844104.052mm2.32?

56.064mm?

（）?

d3t1537.614.05计算圆周速度2）

nd457.16.064?

21ts?

v?

1.342m1000?

60m计算齿宽3）及模数bnt

=328.6NF=FBYAX=903.35N

=FFBZAZm

=16.1N·

MC1mM=44.26N·

C2mM=47.1N·

CmMec=275.06N·

e=1.36Mpa

σ]<

[σb-1命寿轴承预计48720h

=315.1N

F=FS2S1=315.1NF=FS1A1=315.1N=FFS2A2=1

x1=0y1=1x2=0y2

=750.3N

P1=750.3NP2

Lh=1047500h

第-13-页

mm56.064b?

dtd1d56.064t1mmm?

2.803?

nt20z16.307?

h?

2.25mnt56.064b8.89?

6.307hK

4）计算载荷系数载荷系数KKKKK?

HHVA图，由教材已知使用系数P194级精度s,7,K?

1.342mA10-8查得动载系数的值：

1.06,K?

由教材P197表10?

4查得K?

Hv用差值法计算得：

1.417?

K4056.064?

H?

40?

1.42680得出：

1.4206K?

H由教材10-3查得P195表1.1K?

FH故载荷系数1.6561.42061.1?

1KKK?

KK?

1.06?

HVHA7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P20410-10a）得式（1.656Kmm?

dd?

60.77556.064?

33t131.3Kt）计算模数8mnd60.7753mm?

m3.04?

n20z3、按齿根弯曲疲劳强度设计3YYKT2SaFa2?

m10-5式（P201由教材）即3n2?

][zF3d）确定计算参数1（）计算载荷系数1

预期寿命足够F=903.35NR

F=F=569.1NS2S1F=F=569.1NS1A1F=F=569.1NS2A2

x=11y=01x=12y=02

P=1355N1P=1355N2

L=2488378.6hh轴承合格

第-14-页

已知载荷系数KKKK?

FAVF图，由教材已知使用系数P194级精度s1.342m,7K?

1,v?

A由教材P198图10-13查得。

10-8查得动载系数1.06?

K1.18K?

?

vF1.376?

KKK?

1.1?

FAFV2）查取齿形系数表10-5查取如下：

由教材P2002.80Y?

1Fa8090?

2.20?

2.222.218Y?

2Fa80?

2.22812Fa3）查取应力校正系数由教材P200表10-5计算如下：

，1.55?

YSa18090?

1.78?

1.771.771Y?

2Sa80?

1.77812Sa疲劳强度极限教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲4）由?

。

；

大齿轮的弯曲疲劳极限MPa480?

2FE1FE5）由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数。

0.920.88,K?

2FN1FN计算弯曲疲劳许用应力6））得：

，由教材取弯曲疲劳安全系数为P205式（10-124S.?

K4800.88?

1FN1FNMPa?

301.71[]?

K3800.92?

22FNFNMPa249.71?

[]?

2F1.4SYYFaFa7）计算大小齿轮的并加以比较?

][FYY1.552.80?

1FaFa10.01438?

301.71[]1FYY1.7712.218?

2FaFa20.01573?

249.71][2F大齿轮的数值大

50键C8×

GB/T1096-2003

=27.10Mpaσp

48

键10×

GB/T1096-2003=101.87Mpaσp50

16键×

GB/T10