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ηω（r/min ）
D
v
πηω60000=
V —工作机的移动式提升速度m/s D —卷筒直径mm
72400
5
.160000=??=
πηωr/min
工作机所需的工作功率ωP （KW ）
V F P ?=ω F —工作机的工作拉力或提升重力 KN 2.45.18.2=?=ωP KW
二、 选择电动机
1.确定电动机工作功率：a
ηω
P Pd =
ωP —工作机所需功率kw
a η—电动机至工作机传动装置总功率
2.电动机的额定功率P N : P N >P d
ηa =ηge 2ηbe 4ηcu 2ηω=0.972?0.984?0.992?0.96=0.817
a ηωP Pd =
=817
.02.4kw =5.14kw 3.确定电动机的转速
n N ÷n ω=i a =i 1i 2i 3 i 1i 2i 3—各级合理传动比
二级圆柱斜齿轮传动比i=8~40 n N =（8~40）?72=576~2880
可选同步转速有1000r/min ，1500r/min 可选 选用Y132S —4电机
三、 分配转动比
总转动比i a =n m /n=1440/72（r/min ）=20
该减速器为展开式减速器 查表可知：i 1=5.5 ， i 2=3.64
四、 传动装置的动力和动力参数计算
1． 各轴转速 n Ⅱ=n m /i 1 (r/min) n Ⅲ=n Ⅰ/i 2=n m /(i 1i 2) r/min n m —电动机满载转速 i —电动机到Ⅰ轴的传动比 n Ⅱ=1440/5.5=262r/min n Ⅲ=72r/min
2． 各输入轴功率 P Ⅰ=Pd ·η01=5.5?0.99=5.445kw
P Ⅱ= P Ⅰ·η12=5.445?0.97?0.98=5.176kw P Ⅲ=P Ⅱ·η23=5.176?0.98?0.97=4.92kw P 卷筒轴=P Ⅲ·η34=4.92?0.98?0.99=4.77kw 3． 各轴输出转矩n Pd T 9550
d ==9550?1440
5.5=3
6.48N ·m 4． Ⅰ—Ⅲ轴输入转矩 T Ⅰ=T d ·i 0·η01=36.11N ·m
T Ⅱ=T Ⅰ·i 1·η12=188.79N ·m T Ⅲ=T Ⅱ·i 2·η23=653.26N ·m 卷筒轴输入转矩 T=T Ⅲ·η2·η4=633.79N ·m
运动和动力参数计算结果表
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β=14°，压力角α=20°。齿面精度为8级精度，带式运输机为一般工作机器。n 1=1440r/min ，n 2=262r/min ，i 1=5.5。选小齿轮齿数为Z 1=25，Z 2=25
?i=25?5.5=137.5，取Z 2=137。
2. 按齿面接触疲劳强度设计
d 1t []2
1t 1d 2???
?
???+?≥
H E H H Z Z Z Z T K σμμφβ
ε 试选载荷系数K Ht =1.3 Z H =2.443
计算重合度系数εZ
?
??
?
??=βααcos tan arctan t =20.562° ???
? ??+=βααcos 2cos arctan *111
a t at h Z Z =29.67° ?
??
?
??
+=βααcos 2cos arccos *222a t
t h Z Z =22.53°
π
tan 1d β
φεβZ =
=1.987
()()()[]
π
2tan tan tan tan 221
1
t at t at Z Z αααα
εα'-+'-=
=1.64
()α
β
β
β
εεεεε+
--=
13
4Z =0.663 螺旋系数：985.0cos ==
ββZ
查表取d φ=1 Z e =189.8MPa 1/2
计算接触疲劳应力[]
H σ：查得小齿轮和大齿轮的解除疲劳极限分别为[]
H
σlilim1=600MPa,
[]
H
σlilim2=550MPa 。计算应力循环次数N 1=60n 1jL n =5.046?109
N 2=N 1/n=9.208?108。
查取接触疲劳强度系数：K HN1=0.89，K HN2=0.93。 取失效效率为1%，安全系数S=1
[]H
σ1
=S
K
H HN 1
lim 1
σ=534MPa
[]H
σ2
=S
K
H HN 2
lim 2
σ= 511.5MPa
取[]H σ=[]H
σ2
=511.5MPa
[]
3
2
1112???
?
?
??+?≥
H E H d Ht t Z Z Z Z T K d σμμφβ
ε=31.99mm
1
1cos d m Z β
=
=1.246
调整分度圆直径： 圆周速度1000
60d 1
1?=
n V t π=2.412m/s
齿宽t d d 1b φ==31.99mm
计算实际载荷系数K H ① K A =1
② 根据V=2.412，8级精度，K V =1.14 ③ 由1
1
12d T F t =
=2.26?103N ，
b
F K t A 1
=70.6<100N ·m ，查表得αH K =1.4 ④ 查表βH K =1.446，H K =A K V K αH K βH K =2.227
实际载荷系数算得的分度圆直径 d 1=38.277mm 响应模数1
1cos d m Z β
==1.486
按齿面弯曲疲劳强度设计
[]3
2
121cos 2m F Sa Fa d Ft nt Y Y Z Y T K σφβ
ε?
≥
1） 确定公式中各参数的数值
① 试选载荷系数t F K =1.3 ② 计算εY
()t b αββcos tan arctan ==13.140°
b
βεεα
α2v cos =
=1.729
v
75
.025.0αεε+
=Y =0.684
③ 螺旋角系数?
-
=1201β
εβ
βY =0.768
④ 计算
[]F Sa Fa Y Y σ由当量齿数β311cos Z Z v ==27.367 β
3
2
2cos Z Z v ==149.97，查图可得齿形系数1Fa Y =2.53，2Fa Y =2.07,1Sa Y =1.61,2Sa Y =1.83。查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为1lim F σ=500MPa ，2lim F σ=380MPa ，弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.88，2FN K =0.90，取疲劳安全系数S=1.4。
[]S
K F FN F 1
lim 11
σσ?=
=314.29MPa
[]S
K F FN F 2
lim 22
σσ?=
=244.29MPa
[]111F Sa Fa Y Y σ=0.013，[]
222F Sa Fa Y
Y σ=0.0155。因为大齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ大于小齿轮，所
以取
[]F Sa
Fa Y Y σ=0.0155
⑤ 试算齿轮模数
[]3
2
121cos 2???
?
???≥
F sa Fa d Ft nt Y Y Z Y Y T K m σφβ
εβ=1.064mm 2） 调整齿轮模数 ① 圆周速度
βcos 1
1Z m d nt =
=27.41mm
1000
60d 1
1?=
n V t π=2.066m/s
② 齿宽t d d 1b φ==27.41mm
③ 齿高h 及宽高比b/h
(
)
nt n an m c h *
*2h +==2.394mm
b/h=27.41/2.394=11.45
3） 计算实际载荷系数F K
① 根据V=2.066m/s ，8级精度，查V K =1.1
② 由1
1
12d T F t =
=2.63?103N ，
b
F K t A 1
=96.126<100N/m ，查表得αF K =1.4 ③ 查表得βH K =1.446，根据b/h=11.45，得βF K =1.4。
得载荷系数F K =A K V K α
F K βF K =2.156
4） 按实际载荷系数算得的齿轮模数
3
Ft
F
nt n K K m m ==1.259 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数m n 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m n =1.5。
1d =38.277，n
m d Z β
cos 11=
=24.8。取1Z =25，则112Z i Z ?==137.5，取2Z =137，2Z 和
1Z 互为质数。
几何尺寸计算 1） 计算中心距
()β
cos 2a 21
n
m z z
+=
=125.220mm
考虑模数是增大后的，为此将中心距减小为圆整为125mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
()a
m z z
n
2arccos
21
+=β=13.59°
3） 计算小、大齿轮的分度圆直径
β
cos 1
1Z m d nt =
=38.58mm βcos 22Z m d nt ==211.42mm
4） 计算齿轮宽度
1b d d φ==38.58mm