二级直齿轮减速器设计书

1、设计链式运输机传动装置题目：某链式运输机采用两班制工作,连续工作不超过3小时,然后停歇1个小时,双向传动,工作中受中等振动,工作年限5年,试设计其传动装置,要求电动机轴线与驱动链轮轴线平行.工作示意图如下：传动装置原始数据：其中工作机输入功率P为4.2kW工作机轴输入转速n为160r/min、确定传动方案根据工作要求,可以拟定几种传动方案,如下列图所示(a)图所示为第一级用带传动,后接两级圆柱齿轮减速器.带传动能缓冲、吸振,过载时起平安保护作用,但结构上宽度和长度尺寸较大,且带传动不宜在恶劣环境下工作.(b)图所示为电机直接与两级圆柱齿轮减速器连接,圆柱齿轮易于加工,但减速器的传动比和结构尺寸

2、较大.综合考虑此题要求,工作环境一般,但工作中受到中等振动,所以选择加一级带传动更好.选择方案(a)设计过程计算结果二、选择电动机传动装置总效率n箱3力：,力4=0.96m0.993m0.972m0.99=0.86771/.4其中,1=0.96为带传动效率州2=0.99为一对滚动轴承传动效率%=0.97为一级圆柱齿轮传动效率2=0.99为刚性联轴器效率电动机所需功率Pd=Pg=4.2/0.8677=4.84kW其中,Pg=4.2kW,为工作机输入功率确定电动机型号：Y132S1-2其肩美参数如下：额定功率5.5kW电动机涵裁转数nm=2920r/min电动机轴伸出直径D=28mm电动机轴伸出长

3、度L=60mm三、运动学和动力学计算1.总传动比及其分配总传动比i=nm/ng=2920/160=18.25i=i1i2i3=2黑2.5黑3.65=18.25其中,*=2,为带传动传动比i2=2.5,为减速器高速级传动比i3=3.65,为减速器低速级传动比2.减速器各轴转速计算根据轴转速的大小依次编号为I、H、田轴m=nm/i1=2920/2=1460r/min刈=86.77%Pd=4.84kW电动机Y132S1-2额定功率5.5kW涡裁转数2920r/min总传动比i=18.25带传动i=2高速级i2=2.5低速级i3=3.65设计过程计算结果nn=rn/i2=1460/2.5=584r/m

4、innm=nn/i3=584/3.65=160r/min33.减速器各轴功率计算Pi=Pdn=4.84父0.96=4.65kWPn=Pin2n3=4.65x0.99x0.97=4.47kW23Pm=Pnnn=4.47x0.99x0.97=4.29kW23减速器各轴功率、转速、转矩列表如下：Ka=1.2Pc=5.81kWA型取Di=100mm选口2=200mmn2=1460r/min轴号功率P(kW转速n(r/min)转矩T(N-m)I4.65146030.42R4.4758473.10m4.29160256.06四、带传动设计1. 确定V带型号和带轮直径工作情况系数Ka：由表11-5确定计算功

5、率PC:PC=KAPd=1.2父4.84=5.81kW(11-19)选带型号：由图11.15小带轮直径：由表11-6口用所=75mm大带轮直径：n1=nm设君=0.01,Dn(11-15)D2=(1f即n2/、100M2920-(1-0.01)x-200mm1460大带轮转速：n1=nmD1nl100M2920n2-(1町-(1-0.01)x-1460r/minD22002.计算带长设计过程计算结果+ccD1+D2100+200“八求Dm：Dm=150mm22十人D2-Di200-100-求:A=50mm22初取中央距：a=500mm带长：,cJ2L=nDm22a+a502(11-2)=兀父1

6、50+2父500+=1476.24mm500基准长度：由图11.4的Ld=1600mm3.求中央距和包角中央距：a=Hrm+7L-nDm)2-8i2441600nx150,1r-224+4V(1600-冗父150)-8父50(11-3)=547mm小轮包角：_.D2D1%=1801M57.3a(11-4)200-100q=180父57.3=169.52>1205474 .求带根数町一,父100日2920_/市速：v-一一15.29m/s60M100060M1000传动比：i=n1/n2=2920/1460=2带根数：由表11-8,P0=1.32kW；由表11-7,ka=0.98；由表11

7、-12,kL=0.99；由表11-10,Ap°=0.39kWPCz=(P0+%)kakL/1122(ll-22)5.81Q0-3.52(1.32+0.39)M0.98M0.995 .求轴上载何Ld=1600mma=547mm%=169.52：v=15.29m/si=2取z=4设计过程计算结果张紧力：由表11-4,q=0.10kg/m,那么PCz2.5-kax2F0=500()"qvVZka5.812.5-0.982F0-97.05N=500-()0.1015.2915.2940.98(11-21)=97.05N轴上载荷:：1Fq=2zF°sin2=2497.05s

8、in169.52=773.15N2(11-23)Fq=773.15N带轮结构设计：带轮宽度B=z-1e+2f=65mm其余略五、圆柱齿轮传动的设计计算一高速级齿轮传动1.选择齿轮材料小齿轮40Cr大齿轮452.初步计算调质调质HB1=260HB2=240由表12-13,取J=1接触疲劳极限仃Hlim:由图12-17(C)B=65mm二hm=720MPa二H1=648MPa=0.9；:Hlim1=0.9720=648MPa(12-15)二H2=531MPa二Hlim1=720MPa二Hlim2=590MPa初步计算的许用接触应力二h：二H2=0.90Hlim2=0.9590=531MPa由表12

9、-16,取人=82估计日=10二d1=61mm初步计算的小轮直径d1：d1-AdT1u1=82330.4210002.51:2=43.67mm15312.5设计过程计算结果初步确aE齿范:b1ddi=1父61=61mm3.齿面接触疲劳强度计算圆周速度v:加1nl冗父61M1460v=4.66m/s60x100060x1000精度等级：由表12-6齿轮齿数Z:MZ1=24,那么Z2W2Z1=2.5x24=60模数m：d161mt='=2.5417乙24初选螺旋角P=10"mn=mtcosP=2.5417cos100=2.5由表12-3,取mn=2.5mm螺旋角P:a-arcco

10、s-arccos-10.4和估计值接近mt2.5417使用系数Ka：由表12.9动载荷系数Kv:由图12.9齿间载荷分配系数Kh«:由表12-10,先求l2T12M30.421000门Ft_一997.38Nd161KaFl=1.5"7.3822.53N/mm<100N/mmb61%=1.88-3.21+cos?乙Z2一_.1,1.1.883.2父+cos10.4-1.702460b=61mmv=4.66m/s选9级精度Z1=24,Z2=60mt=2.5417mmmn=2.5mmP=10.4二Ka=1.5Kv=1.23%=1.70设计过程计算结果bsinP61xsin1

11、0.4'.3c、郊=1.17表12-8mnmn3x3名了二名3+名目=1.70+1.17=2.87表12-8tan%tan20'一小叫=arctan-=arctan=.=20.31表12-8cosPcos10.4cosPb=cosPcosan/cosctt=cos10.4cos207cos20.31°=0.99由止匕得：Kh0fnKFR：w/cos2Pb=1.7/0.992=1.73齿向载荷分布系数KhB：由表12-11_b2b2_3KHp=A+B1+0.6+C10bd1d1612612=1.17+0.16父1+0.6父一2父一2+0.61父10父616161=1.4

12、6载荷系数K:K=KAKvKH0KHp=1.5a.23M1.73父1.46=4.6612-5弹性系数Ze：由表12-12节点区域系数Zh:由图12.16重合度系数Z/由式12-31,因wp=1.25>1,取名p=1,故Z8-d以1-印十一|一：-0.7733%V1.70螺旋角系数Zp:Zp=VcosP=Jcos10.4：1=0.99接触应力最小平安系数SHmin:由表12-14应力循环次数Nl：th=5父300父12=18000h呻=1.17叼=2.870tt=20.31：KHa=1.73KhP=1.46K=4.66Ze=189.8Zh=2.46Z广0.77Zp=0.99SHmin=1.

13、05NL1=60n1th=60x1460x18000=1.58父109_9_8NL2=NL1/i2=1.58x10/2.5=6.32父10接触寿命系数Zn:由图12.18许用接触应力：r1仃Hlim1ZN1720黑0.98o-H1=672MPaSHmin1.05=*2么2=5904.07=601MPaSHmin1.0577ZEU+1aHZeZhZ|2丫bdu12x4.58x30.42x10002.5+1=189.8父2.46父0.770!2661M6122.5=471MPa<82计算结果说明,接触疲劳强度符合要求；否那么,应调整齿轮参数或改变齿轮材料,并再次进行验算.4 .确止传动主要尺

14、寸实际分度圆直径d:d1=mtZ1=2.5417M24=61mmd2=mtZ2=2.5417M60=152.5mm中央距a:a=(d1+d2)/2=(61+152.5)/2=106.75mm尺宽b:b="1=1父61=61mm5 .齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa:7Zi24Zv1_3B_325cospcos10.47Z260Zv2一_3R一3/c,-63cospcos10.4由图12.21得Yf%=2.63,匕2=2.28NL1=1.58"09NL2=6.32父108Zn1=0.98Zn2=1.07仃H1=672MPa仃H2=601MPa符合要求d1=61mmd2=15

15、2.5mma=106.75mmb=61mmYFa1=2.63YFa2=2.28设计过程计算结果应力修正系数Ra：由图12.22Ys研=1.58,q=175重合度系数y岂11C/v=1.88-3.2(+')cosPZV1ZV2110=1.883.2十)xcos10.4=1.7025630.750.75丫冗=0.25+=0.25+=0.69(12-35)*&av1.70螺旋角系数丫卡呻=1.17之1,取呻=1Ypmin=10.25郎=10.25父1=0.75(12-36)110.4丫8=1名B-=1-1X-0=0.91>YRmin(12-35)L1201201齿间载荷分配系数

16、Kf4前面已求的Kf0(=Kh0(=1.73齿向载荷分布系数KfP：由图12.14,b/h=61/(2.25m2.5)=10.84,KFp=1.4载荷系数K:K=KAKVKFaKFP=1.5M1.23><1.73M1.4=4.47弯曲疲劳极限仃Flim：由图12.23(c)#仃F1ml=600MPa,仃Flim2=450MPa考虑此题齿轮为双向运转,可将其弯曲疲劳极限乘以系数0.85,结果变为：oF1ml=510MPa,oF1m2=382.5MPa弯曲最小平安系数Sfmin：由表12.14得弯曲寿命系数Yn：由图12.24得Ysa1=1.58%=1.75丫广0.69Yp=0.91K

17、Fct=1.73KFp=1.4K=4.47QrFiim1=510MPa仃F1m2=382.5MPaSFmin=1.25Yni=0.9,Yn2=0.95尺寸系数Yx：由图12.25得：Yx=1.0许用弯曲应力aF：叫mNM510x0.9x1.0仃=Flim1N1X=367.2MPa(12-19)SFmin1.25r1仃Fmin2YN2Yx382.5P95M1.0_cF2=290.7MPaSFmin1.25验算弯曲强度：仃F1YFa1YSa1YYpbdmn2x4.47x41.62x10000八=父2.63m1.58;<0.69x0.9161m61M2.5=104.36MPa仃二%YFa2YS

18、a2=104.36父2.28,75=100.21MPaYFa1YSa12.63X1.58(二)低速级齿轮传动1 .选择齿轮材料小齿轮40MnB调质HB1=280大齿轮ZG35Si调质HB2=2602 .初步计算齿宽系数中d:由表12-13,取匕=1接触疲劳极限仃Hlim：由图12-17(c)Jlim1=730MPa仃Hlim2=620MPa初步计算的许用接触应力Qh：仃h1=0.90Hlim1=0.9父730=657MPa(12-15)仃H2=0.90Hlim2=0.9父620=558MPaAd值：由表12-16,取Ad=82(估计P=10：)Yni=0.9YN2=0.95Yx=1.0仃F1=

19、367.2MPa仃f2=290.7MPa仃fi=104.36<OfioF2=100.21<qF2符合要求匕=1仃Hlim1=730MPaHlim2=620MPa产H1=657MPa仃H2=558MPaAd=82di初步计算的小轮直径di：T2d3一：-dLh2u»1u82373,1010003.651V155823.65=54.84mm初步确定齿范：b_dd=169=69mm3.齿面接触疲劳强度计算圆周速度v:二d1n2二69584v=601000601000=2.11m/s精度等级：由表12-6齿轮齿数Z:MZ1=34,那么Z2=i2Z=3.65x34=124.1模数m

20、：mt=d1乙692.029434初选螺旋角一：=10.mn=mtcos.=2.0294cos10=1.9986由表12-3,取mn=2mma=arccosm-=arccos-=9.8和估计值接近mt2.0294使用系数Ka：由表12.9动载荷系数Kv:由图12.9齿间载荷分配系数Kh:由表12-10,先求d1=69mmv=2.11m/s选9级精度Z1=34,Z2=125mt=2.0294mmmn=2mm9.8Ka=1.5Kv=1.16273.1010002118.84N69KAFt1.52118.8469=46.06N/mm：100N/mm11-；a=1.88-3.2(：)cos-ZiZ21

21、1=1.88-3.2()cos9.8=1.7334125bsin:69sin9.8d=二1.8/mn(表12-8);二;：,：=1.731.87=3.6(表12-8)叫=arctantan.：sntan20=arctan20.27cos9.8(表12-8):=1.731.87；=3.6：t=20.27cos:b=cos:cos.in/cos.it=cos9.8cos20/cos20.27=0.99Kh：.=1.77由止匕得：KH：=KF：./cos2'-b-1.73/0.992=1.77齿向载荷分布系数KhP：由表12-11_b2b23Kh：=AB10.6()()C10bd1d6926

22、922=1.170.1610.6()2()20.6110696969=1.47Kh：=1.47K=4.53载荷系数K:K=KaKvKhKhB=1.51.161.771.47=4.53(12-5)ZE=189.8Zh=2.46弹性系数Ze：由表12-12节点区域系数Zh:由图12.16重合度系数Z£由式12-31,因Ep=1.87>1,取sp=1,Z.-0.76+)=-=0.761.73螺旋角系数Zp：Zp=q'cosP=Jcos9.8<?=0.99接触应力最小平安系数SHmin:由表12-14应力循环次数Njth=5x300x12=18000hNL1=60n1th

23、=60x1460x18000=1.58父109NL2=NL1/i2=1.58x109/2.5=6.32x108接触寿命系数Zn:由图12.18许用接触应力：rn仃Hlim1ZN1730M0.980hi=650MPaShmin1.11仃Hlim2Zn2620父1.07onQ|/|Do仃H2=603MPaSHmin1.1.'2KT2u+1仃H-ZeZhZ&J2丫bd1ucic12M4.53父73.10父10003.65+1=189.8父2.46父0.76mJ2669M6923.65=569MPa<%2计算结果说明,接触疲劳强度符合要求；否那么,应调整齿轮参数或改变齿轮材料,并

24、再次进行验算.4 .确止传动主要尺寸实际分度圆直径d:d1=mtZ1=2.0294M34=69mmd2=mtZ2=2.0294M125=254mm中央距a:a=(d1+d2)/2=(69+254)/2=161.5mm尺宽b:b=中dd=1父69=69mm5 .齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数YFa:Zp=0.99SHmin=1.1NL1=1.58父109Nl2=6.32m108Zni=0.98Zn2=1.07仃H1=650MPa仃H2=603MPa符合要求d1=69mmd2=254mma=161.5b=69Z134Zw3B3cc.36coslcos9.8ZZ2125131Zv23-jT3I3Ico

25、s户cos9.8由图12.21得31=2.61,%2=2.15应力修正系数Ra：由图12.22乂%=1.63,鼻=1.78重合度系数Y111n/v=1.88-3.2(一+)cosPZv1Zv21 1.=1.883.2x(十)xcos9.8=1.7436131075075,一一、Y=0.25+075=0.25+075=0.68(12-35)鼻1.74螺旋角系数Yp:sp=1.8721,取邓=1Y0min=10.25郎=10.25M1=0.75(12-36)99.8=cl、YB-1-SB11父0.92>Y%n(12-35)120120齿间载荷分配系数Kfu：前面已求的KFa=KHa=1.77

26、齿向载荷分布系数KfP：由图12.14,b/h=69/(2.25M2)=15.33,KFp=1.45载荷系数K:K=KAKvKFaKFp=1.5父1.23M1.77父1.45=4.74弯曲疲劳极限仃Flim：由图12.23(c)#仃Flim1=600MPa,仃Flim2=450MPa考虑此题齿轮为双向运转,可将其弯曲疲劳极限乘以系数0.85,结果变为：Yf31=2.61YFa2=2.15YSa1=1.63YSa2=1.78Sa2%=1.74Y0.68Yp=0.92KfLIKFp=1.45K=4.740rmi=510MPa,oFlim2=382.5MPa二Fiim1=510MPa二Flim2=3

27、82.5MPa弯曲最小平安系数Sfmin：由表12.14得Sfmin=1.25弯曲寿命系数Yn：由图12.24得Yni-0.9,Yn2-0.95尺寸系数Yx：由图12.25得：Yx=1.0Yx=1.0许用弯曲应力二f：Flim1Yn1Yx二F1SFmin5100.91.0367.2MPa1.25(12-19)匕1L367.2MPa匕2L290.7MPaFlim2YN2YX二F2.Sfmin1.25382.50.951.0290.7MPa验算弯曲强度:(12-33)加二蓝广24.5373.1010002.611.630.680.9269692=185.12MPa；=F1=185.12MPa:二二

28、f1；=F2=166.53MPa二二F2_YFa2YSa2F2=；一F1YFa1YSa12.151.78=185.12166.53MPa2.611.63六、轴的初步设计选取轴的材料及热处理:45钢,调质处理按许用应力估算轴的最小直径:(16-2)dmin-C31,P由表16-2,取C=112I轴：dimin之112黑31460=16.48mm取dimin=20mm高速轴I为输入轴,最小直径处跟V带轮轴孔直径.轴上有键槽,有一个键槽,力口3%,得di*6.97mm由于带轮II轴：dnmin-11234.4722.07mm584取dnmin=30mmID轴：dmmin之112x314.29=33.

29、52mm1160启两个键槽,力口7%,得d036.98mm取dmmin=50mm七、初选联轴器和轴承1.联轴器选择减速器输出轴与工作机输入轴采用弹性柱销联轴器,具型号为：HL3主要参数尺寸如下：公称转矩：400Nm许用转速：8000r/min2.轴承选择I轴选择深沟球轴承6207II轴选择深沟球轴承6208田轴选择深沟球轴承6210八、齿轮结构尺寸小齿轮采用齿轮轴结构大齿轮采用锻造结构,其结构尺寸如下：d1.6d=1.638-60.8mm轮毂直径1一d为齿轮轴孔直径轮毂长度L=1.21.5d之b,取L=b=61mm腹板厚度C=0.3b=0.3X61=18.3mm其余尺寸可参考有关资料.九、轴按

30、许用弯曲应力计算以I轴为例(b)(C)(d)(e)(f)(g)(h)(i)设计过程计算结果轴的材料选用45#钢,调质处理650Mpa,仃s=360MPa作出轴的初步结构设计：如图a所示I .确定釉上各力的作用点及支点跨距由于选用的是深沟球轴承,其负荷中央在轴向宽度的中点位置,齿轮作用力按尺宽中点考虑,由装配草图可得出：II =69.5mm,L2=80mm,L3=65.5mm2 .齿轮作用力计算Ft1=2T2/d2=2m73.10m1000/69=2119NFr1=Ft1tanan/cosP=2119父tan20'/cos9.8O=782.67NFa1=Ft1tanP=2119父tan9

31、.8：=366NFt2=2T"d1=230.42x1000/61=997.38NF2=Ft2tanUn/cosP=997.38Mtan20=/cos10.4°=369.08NFa2=Ft2tanP=997.38黑tan10.4o=183.05Na212回出轴的受力图：如图b所示3 .支座反力、弯矩及转矩计算水平向：水平而受力及弯矩图如图cd所不RDH=782.67父69.5+366.01父35+183.0576.25-369.08149.5/215=120.87NRch=78267M145.5-366.01父35-183.05父76.25-369.05父65.5/215=2

32、9273N垂直面：垂直面受力及弯矩图如图ef所不997.38149.5+211969.5RDV=1378.51N215c997.38父65.5十2119M145.5RCV-1737.87N215合成弯矩：如图g所示转矩：T=73.10N-m,如图h4.许用应力许用应力值：由于装置要求正反转,所以转矩为对Ft1=2119NFr1=782.67NFa1=366.01NFt2=997.38NFr2=369.08NFa2=183.05NRdh=120.87NRch=292.73NRdv=1378.51NRCV=1737.87N设计过程计算结果称循环的,查表16-3取.=60MPa应力校正系数：1=15

33、 .回当量弯矩图当量弯矩：在小齿轮中间截面A处Ma=Jm：十k2=Jl24.692+1父73.102=144.54Nm在右端大齿轮所在轴头处Mb=,M；+aT2=J'90.642十1m73.102=116.45Nm6 .校核轴径小齿轮齿根圆直径：.*、,一一,一dfA=d-2ha+c0=692m1+0.25父2=64.5mmd：-JA-J-28.89mm<dfA6.1 1仃b,0.1父60i1Mb'116443dB=3=；/=26.87mm<30mm、0.1仃,b0.1父60十、轴承寿命计算以II轴轴承6207为例6207的主要性能参数如下：可查阅相关手册得到根本额

34、止动载何：Cr=25.5kN根本额定静载荷：C°r=15.2kN极限转速：N0=8500r/min脂润滑N0=11000r/min油润滑轴承面对面安装,由于前面已求出支座反力,那么轴承受力为：FrC=Jr2H+RCv=V292.732+1737.872=1762.35NFrD=JrDh+RDv=.120.872+1737.872=1742.06NFaC=0FaD=237.74NMA=144.54NmMB=116.45Nm轴径满足要求Cr=25.5kNC0r=15.2kNN0=8500r/minN0=11000r/min设计过程计算结果由于FaD/C0r=237.74/(15.21000)=0.016N由表18-7得：e=0.20FaD/FrD=234.74/1742.06=0.13；e;X1=1,Y=0当量动载荷P为：(由表18-8,取fp=1.3)pFC=fpFrC=1.3M1762.35=229