机械二级传动减速器设计书.docx

机械二级传动减速器设计书带式运输机传动装置已知条件1 输送带工作拉力Fj= 6.3kN； 2 输送带工作速度 Vj= 2.9m/s(允许输送带速度误差为 ： 5% ) 3 滚筒直径D450 mm；4 滚筒效率 (包括滚筒与轴承的效率损失)：0.96 5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期8年； 7 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35C； 8 动力来源电力，三相交流，电压380/220V； 9 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 10 制造条件及生产批量 :一般机械厂制造，小批量生产。设计数据： 输送带工作拉力Fj =6.3KN 输送带工作速度Vj=2.9m/s 滚筒直径D=450mm项目设计内容，步骤和说明结果选择传动装置类型（方案）（a） 展开式，如图1，展开式结构比较简单，应用最广；但齿轮相对于轴承非对称布置，受载时轴的弯曲变形会使载荷沿齿宽分布不均，故轴应具备足够大的刚度图1(b)同轴式，如图1-3所示，同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂 图2传动方案定为方案a：二级展开式圆柱斜齿轮减速器选择电动机1原始数据如下： 运输带牵引力F=6300N运输带工作速度V=2.9m/s2电动机型号选择(1)工作机所需的功率Pw：Pw=Fv1000=63002.91000=18.27Kw2)传动装置的总效率： =联轴器2齿轮4轴承输2油由手册表1-7查得联轴器=0.99-0.995（弹性联轴器）并取值为0.99、齿=0.99（一对齿轮，正常油润滑）、轴承=0.98（滚子轴承，润滑正常一对）、油=0.99。故=0.990.9920.9840.980.992=0.868(3)所需电动机的功率Pd：Pd=Pw=18.270.868=21.05Kw 3、确定电动机转速：滚筒转速：n= = 6010002.9/(450) = 123.14r/min按手册表13-2推荐的传动比合理范围，取二级圆柱斜齿轮传动传动比范围i齿 =8-60 。故电动机转速的可选范围为nd = i齿 nw =（8-60） 123.14 = 985.127388.4r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速(r/min) 满载转速 额定转矩 1 Y180M-2 22 3000 2940 2.2 2 Y180L-4 22 1500 1470 2.2 4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为电动机型号：Y180L-4其主要性能：额定功率：22KW，满载转速1470r/min，额定转矩2.2。F=6300NV=2.9m/sPw=18.27kw=0.868pd=21.05kwD=450mmnw=123.14 r/minnd=985.127388.4kw电动机型号：Y180L-4Pd=22kWnm=1470r/min计算总传动比和传动比分配1、总传动比：i = nm/nw = 1470/123.14 =11.9382、分配各级传动比按设计方案的二级展开式减速器传动比范围是：i1 =（1.31.5）i2 i1=4.167i2=2.91i =11.938i1=4.167i2=2.91计算传动装置的运动和动力1、计算各轴转速（r/min）nI=nm=1470r/minnII = nI/i 1= 1470/4.167=352.77r/minnIII = nII/i2 = 352.77/2.91= 121.23r/min2、 计算各轴的功率（kW）电动机轴Pd = 22 KW；高速轴PI= Pd联=220.99=21.78KW中间轴PII = PI轴承齿油=21.780.980.970.99 = 20.50kw 低速轴PIII= PII轴承齿油=20.500.980.970.99 = 19.29kw3、 计算各轴扭矩（Nm）TI =9550PI/nI = 9550 21.78/1470 = 141.50 NmTII=9550PII/nII= 9550 20.50/352.77 =554.96 NmTIII=9550 PIII /nIII =9550 19.29/121.23 =1519.59NmnI=1470r/minII=352.77r/minnIII=121.23r/minPd = 22 kw；P1= 21.78 kwPII= 20.50 kwPIII= 19.29 kwTI=141.50 NmTII=554.96 NmTIII=1519.59Nm传动零件设计(1) 选择齿轮材料及确定许用应力（2）考虑减速器传递功率不变，所以齿轮采用软齿面。据书上P191(表10- 1)小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS， 大齿轮选用45钢调质，齿面硬240HBS(表10-1 )。 （3） 减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（）第一级齿轮传动设计（1）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i1z1=4.1624=99.84，z2取100， （2）选取螺旋角。初选螺旋角 2) .按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选b.由书上图10-30选取区域系数ZH=2.43c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距：T1=9550PI/nI=9550=141.50N.m=141.50103N.mme.由表10-7选取齿宽系数f.由表10-6查得材料的弹性影响系数g.应力循环次数 N1=60n1JLh=601470163008=3.4109 N2= N1/n2=3.4109/2.91=1.17109h.由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHn1=0.95,KHn2=1.0i.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1由图10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa计算a.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =62.08mm试选载荷系数kt=1.3b.计算圆周速度 c.计算齿宽b及模数 d.计算纵向重合度e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=4.72m/s, 7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV=1.06表103知表104知故载荷系数f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 确定计算参数a.计算载荷系数, b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88c.计算当量齿数 d.查取齿形系数e.计算大、小齿轮的并加以比较由图1018取弯曲疲劳系数s=1.4 Kfn1=0.85, Kfn2=0.88.小齿轮的数值大取mn=2可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1=62.85mmZ1=30,则z2=(4).几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为160mm按圆整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度 所以取（二）第二级齿轮传动设计第一级的比为（1）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=2.9124=69.84，z2取70 （2）1)选取螺旋角。初选螺旋角 2) .按齿面接触疲劳强度设计 确定公式内各计算数值a.试选b.由书上图10-30选取区域系数ZH=2.43c.由图10-26查得则d.小齿轮传递转距T2=9550P2/n2=9550=554.96N.me.由表10-7选取齿宽系数f.由图10-6查得材料的弹性影响系数g.应力循环次数 N=60n2JlK=60352.77163008=8.128108h.由图10-19查得接触疲劳寿命系数c=0.93, KHn2=1.03i.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 由图10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa计算a.试算小齿轮分度圆直径dt1，代入中较小的值 =99.58mm试选载荷系数kt=1.3b.计算圆周速度c.计算齿宽b及模数d.计算纵向重合度e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=1.84m/s, 7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV=1.06表103知表104知故载荷系数f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 g.计算模数 确定计算参数a.计算载荷系数, b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88c.计算当量齿数 d.查取齿形系数表105e.计算大、小齿轮的并加以比较由图1018取弯曲疲劳系数s=1.4 kfn1=0.85, kfn2=0.88.小齿轮的数值大取mn=2.5可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1=100.81mm取Z1=39,则z2=,取z2=114(4).几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为197mm按圆整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度 所以取B2=100mm,B1=105mmz1=24z2=100，ZH=2.43a=1.65T1=141.50N.mN=3.4109N2=1.17109KHn1=0.95, KHn2=1.0Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPad1t=62.08mmv=4.78m/sb=62.08mmh=5.65mmb/h=10.99KV=1.06d1=62.85mmmn=2.54mmY=0.88s=1.4 kfn1=0.85,kfn2=0.88mn=2d1=62.85mmz1=30z2=125a=160mmz1=24,z2=70ZH=2.43a1=0.77a2=0.88a=1.65T2=554.96N.m N=8.128108c=0.93, KHn2=1.03S=1Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPakt=1.3KV=1.06,s=1.4 kfn1=0.85kfn2=0.88mn=2.5d1=100.81mmz1=39z2=114a=197mmb=100mmB2=100mm,B1=105mm装配结构草图绘制各轴强度校核（1）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，当轴的支撑为定时，无法强度计算轴径要初步估算的方法即纯扭距并降低许用扭转切应力，先按课本式（15-2）初步计算轴的最小直径，确定d计算公式为：1，3轴为外伸轴，初步轴的最小直径应取较小的A值，2轴为非外伸轴，初步轴的最小直径应取较大的A值，查表15-3取 考虑到1轴要于电动机连接初步计算必须与电动机，联轴器相配，所以初步定d1=45mm,d2=48mm,d3=56mm（2）轴的的结构设计1轴的初步设计如下图1轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II=45mm装配方案是：联轴器、轴承端盖、轴肩、左端轴承，依次从轴的左端向右安装，右端只安装轴承和轴承座，由于小齿轮齿顶圆直径较小直接做成齿轮轴即可。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（46）mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（23）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。由于dI-II=45mm并且与联轴器相连，高速轴应用凸缘联轴器连接,因此查凸缘联轴器GYH6,L=84mm，所以轴LI-II=84mm,并且应采用轴肩定位，由手册知h=(0.07-0.l)d,知dII-III=50mm,且由减速箱结构知LII-III=84mm,并且用圆锥滚子轴承30210，所以采用轴肩定位，dIV-V=58mm,由箱体结构知LIV-V=125mm,轴段V-VI是齿轮，由于齿根圆较小，做成齿轮轴，右端轴承采用轴肩定位，所以dVI-VII=58mm,LVI-VII=18mm,dVII-VIII=50mm,LVII-VIII=22mm2轴的初步设计如下图： 3轴的初步设计如下图：装配方案：左端从左到右依次安装滚动轴承、套筒、斜齿轮和右端从右到左依次端盖、滚动轴承。由轴3最小直径知dVI-VII=56mm，且轮毂的长度应是（1.5-2.0）d，所以此段轴 LVI-VII=89mm,并且此段轴采用轴肩定位，所以 dV-VI=60mm,由于减速箱结构知LV-VI=80mm,并且装轴承型号为30212，为了减小应力集中，且由减速箱结构，所以取dIV-V=70mm,LIV-V=90mm，为了使齿轮定位可靠取dIII-IV=80mmLIII-IV=10mm,由于此段轴装齿轮，并采用轴肩定位，所以轴长应略短于轮毂长2-3mm, 因此dII-III=70mm,LII-III=100-2=98mm,轴段I-II装轴承30212，所以直径同 dV-VI=50mm=dI-II,由减速箱结构知LI-II=37mm3轴的弯扭合成强度计算由3轴两端直径d=56mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为30212（轴承的校核将在后面进行）。1轴的弯扭合成强度计算由1轴两端直径d=45mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为30210（轴承的校核将在后面进行）。 求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮1上的作用力：圆周力Ft1 =2T1d1=2141.5010362=4564.5N径向力Fr1 =Ft1,tanncos=4564.5tan200cos140=1712.2N轴向力Fa1 =Ft1,tan=4564.5tan140=1138.6N轴的扭矩T=T1=141500 Nmm齿轮中心处轴截面：水平弯矩MH=L2L1+L2Fr1L1+Fa1r1=108775.3Nmm竖直弯矩Mv=L2L1+L2Ft1L1=195884.6Nmm合成弯矩M=MH2+MV2=224059.9 Nmm当量弯矩D=M2+0.75T2=255381.14 Nmm弯距图和扭距图如下： 1轴的受力分析及弯距、扭距图(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力所以 查表15-1得 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件在2截面，直径最小d=45mm，也容易被破坏。抗弯截面系数 截面上的扭转切应力S=1.5故可知其安全2） 2）截面3左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.158319511mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2583=39022mm3截面上的弯曲应力b=MW=62470019511MPa=32MPa截面上的扭转切应力T=T3WT=54496039022=14MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa,-1=155MPa.在危险截面右侧由于轴肩而形成的理论应力集中系数及r按附表3-2查取，=2.0，=1.31又由附表3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82,q=0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4）为k=1+q(-1)=1+0.82（2.0-1）=1.82k=1+q(-1)=1+0.85（1.31-1）=1.26由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为K=k+1-1=1.820.67+10.92-1=2.80 K=k+1-1=1.260.82+10.92-1=1.62又由3-1及3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按（15-6）（15-8）得S=-1Ka+m=2752.8032+0.10=3.07S=-1Ka+m=1551.62142+0.05142=13Sca=SSS2+S2=3.07133.072+132=3S=1.5故可知其安全 齿轮3上的作用力：圆周力Ft3 =Ft2 =11099.2N径向力Fr3 =Fr2 =4163.45N轴向力Fa3 =Fa2 =4039.8N轴的扭矩T=T3=1494920 Nmm齿轮中心处轴截面：水平弯矩MH=L2L1+L2Fr3L1-Fa3r3=-397066.9Nmm竖直弯矩Mv=L2L1+L2Ft1L1=524598.96Nmm合成弯矩M=MH2+MV2=657925.67 Nmm当量弯矩D=M2+0.75T2=1452224.3 Nmm弯距图和扭距图如下：(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力所以 查表15-1得 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件在截面7，直径最小，d=56mm，也容易被破坏。抗弯截面系数 截面上的扭转切应力=42.6MPaSW19511mm3WT=39022mm3b=32MPaT=14MPak=1.82k=1.26K=2.80K=1.62S=3.07S=13Sca=3SFt3 =11099.2NFr3 =4163.45NFa3 =4039.8NT=1494.92 N.mMH=-397.07N.mMV=524.60N.mM=657.925N.mD=1452.2N.mWZ=34.310-6=19.2MPa=21.79MPaca=23.23MPaMPaS1 故Fa2=S2=436.2N Fa1= S2+Fa=1574.8N轴承1 Fa1FR1=0.430.42即P1= 0.4FR1+1.4Fa1=3670.96N轴承2 Fa2FR2=0.357S1 故Fa2=S2=2974.3N Fa1= S2+Fa=8276.3N轴承1 Fa1FR1=1.160.4查机械手册得P1=0.47121.441.58276.3=15263N轴承2 Fa2FR2=0.33S1 故Fa2=S2=2624.4N Fa1= S2+Fa=7926.4N轴承1 Fa1FR1=1.10.4查机械手册得P1=0.47121.441.77926.4=16323N轴承2 Fa2FR2=0.29S1 故Fa2=S2=2572.7N Fa1= S2+Fa=5769.3N轴承1 Fa3FR1=1.10.4查机械手册得P1=0.45188.451.55769.3=10701N轴承2 Fa3FR2=0.330.4查机械手册得P2=FR2=7718N计算寿命额定寿命Lh=163008=3.84104h显然25.21043.84104所以设计的轴承满足要求的。D=90mmB=20mmd=50mmC =73.2 kNFt1 =4564.5NFr1 =1712.2NFa1 =1138.6NFv1=1425NFh1=3377.3NFv2=287.2NFh2=1187.2NFR1=3665.6NFR2=1221.4NS1=1309.1NS2=436.2NFa2 =436.2N Fa1= 1574.8NFa1FR1=0.43P1=3670.96NFa1FR2=0.357P2=1221.4NLN=24.38Lh=3.8104hLNLhD=85mmB=19mmd=45mmC =67.8 kNVmax=5600 r / minFt1 =4564.5NFr1 =1712.2NFa1 =1138.6NFt2=11099.2NFr2=4163.45NFa2=4039.8NFNV1=7120.47NFN