二级直齿轮减速器设计书

..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：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..设计过程计算结果一、确定传动方案根据工作要求，可以拟定几种传动方案，如下图所示。(a)(b)(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，过载时起安全保护作用，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较大。综合考虑本题要求，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8677.099.097.099.096.023423321其中，96.01为带传动效率99.02为一对滚动轴承传动效率97.03为一级圆柱齿轮传动效率99.04为刚性联轴器效率电动机所需功率kWPPgd84.48677.0/2.4/其中，kWPg2.4，为工作机输入功率确定电动机型号：Y132S1-2其有关参数如下：额定功率5.5kW电动机满载转数mn=2920r/min电动机轴伸出直径D=28mm电动机轴伸出长度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gmnni/2920/160=18.2525.183.655.22321iiii其中，21i,为带传动传动比5.22i，为减速器高速级传动比3.653i，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、Ⅱ、Ⅲ轴）nⅠ=min/14602/2920/1rinm%77.86kWPd84.4电动机Y132S1-2额定功率5.5kW满载转数2920r/min总传动比i=18.25带传动21i高速级5.22i低速级3.653i..设计过程计算结果nⅡ=nⅠ/min/5845.2/14602rinⅢ=nⅡ/min/16065.3/5843ri3．减速器各轴功率计算PⅠ=kWPd65.496.084.41PⅡ=PⅠkW47.497.099.065.432PⅢ=PⅡkW29.497.099.047.432减速器各轴功率、转速、转矩列表如下：轴号功率P（kW）转速n(r/min)转矩T(N·m)Ⅰ4.65146030.42Ⅱ4.4758473.10Ⅲ4.29160256.06四、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确定计算功率kWPKPPdACC5.814.842.1:（11-19）选带型号：由图11.15小带轮直径：由表11-6mmD75min1大带轮直径：mnn1设,01.02112)1(nnDD（11-15）200mm146029201000.01-1）（大带轮转速：mnn1min/14602002920100)01.01()1(2112rDnDn2．计算带长KA=1.2kWPc5.81A型mmD1001取mm200D2选min/14602rn..设计过程计算结果求mD：mmDDDm5012002100221求：mmDD502100002212初取中心距：mma500带长：mmaaDLm476.241500505002501222（11-2）基准长度：由图11.4的dL=1600mm3.求中心距和包角中心距：mmDLDLamm547508)1501600(41415016008)(4142222（11-3）小轮包角：1209.52163.575471002001803.57180121aDD（11-4）4．求带根数带速：smnDv/29.15100060292010010006011传动比：21460/2920/21nni带根数：由表11-8，kWP32.10；由表11-7，98.0ak；由表11-12，99.0Lk；由表11-10，kWP39.0052.399.098.0)39.032.1(81.5)(00LackkPPPz(11-22)5．求轴上载荷dL=1600mmmma54752.1691smv/29.152i取z=4..设计过程计算结果..张紧力：由表11-4，q=0.10kg/m,则NqvkkvzPFaac05.9729.1510.0)98.098.05.2(429.1581.5500)5.2(500220(11-21)轴上载荷：NzFFQ15.737252.916sin97.05422sin210(11-23)带轮结构设计：带轮宽度B=(z-1)e+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调质HB1=260大齿轮45调质HB2=2402.初步计算齿宽系数:d由表12-13，取1d接触疲劳极限limH：由图12-17（c）MPaH7201limMPaH5902lim初步计算的许用接触应力:][HMPaHH6487209.09.0][1lim1（12-15）MPaHH5315909.09.0][2lim2dA值：由表12-16，取dA=82（估计)10）初步计算的小轮直径1d：mmuudHdd67.435.215.25311100042.30821TA3232211NF05.970NFQ15.737B=65mm1dMPaH7201limMPaH648][1MPaH531][2mmd611..设计过程计算结果初步确定齿宽：mmdbd6161113.齿面接触疲劳强度计算圆周速度v:smndv/66.410006014606110006011精度等级：由表12-6齿轮齿数Z：取60245.2,241221ZiZZ则模数m：5417.2246111Zdmt初选螺旋角105.210cos5417.2costnmm由表12-3，取mmmn5.2螺旋角：4.105417.25.2arccosarccostnmm（和估计值接近）使用系数AK:由表12.9动载荷系数vK：由图12.9齿间载荷分配系数HK：由表12-10，先求70.14.10cos)]601241(2.388.1[cos)]11(2.388.1[/100/53.226138.9975.138.99761100042.30222111zzmmNmmNbFKNdTFatAtmmb61smv/66.4选9级精度60,2421ZZmmmt5417.2mmmn5.24.105.1AK23.1vK70.1a..设计过程计算结果17.134.10sin61sinnmb（表12-8）87.217.170.1（表12-8）31.204.10cos20tanarctancostanarctannt（表12-8）99.031.20cos/20cos4.10coscos/coscoscostnb由此得：73.199.0/7.1cos/22bFHKK齿向载荷分布系数HK：由表12-1146.1611061.0)6161(])6161(6.01[16.017.110)]()(6.01[32232121bCdbdbBAKH载荷系数K：66.446.173.123.15.1HHvAKKKKK(12-5)弹性系数:EZ由表12-12节点区域系数:HZ由图12.16重合度系数Z：由式12-31，因1,125.1取，故77.070.111)1(34Z螺旋角系数:Z99.04.10coscosZ接触应力最小安全系数minHS：由表12-14应力循环次数LN：hth1800012300517.187.231.20t73.1HK46.1HKK=4.668.189EZ46.2HZ77.0Z99.0Z05.1minHS..9111058.11800014606060hLtnN892121032.65.2/1058.1/iNNLL接触寿命系数NZ:由图12.18许用接触应力：MPaSZHNHH67205.198.0720][min11lim1MPaSZHNHH60105.107.1590][min22lim2][4715.215.26161100042.3058.4277.046.28.1891222211HHEHMPauubdKTZZZ计算结果表明，接触疲劳强度符合要求；否则，应调整齿轮参数或改变齿轮材料，并再次进行验算。4．确定传动主要尺寸实际分度圆直径mmZmddt61245417.2:11mmZmdt5.152605417.222中心距mmddaa75.1062/)5.15261(2/)(:21尺宽mmdbbd61611:15．齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数:FaY634.10cos60cos254.10cos24cos33223311ZZZZvv由图12.21得28.2,63.221FaFaYY911058.1LN821032.6LN98.01NZ07.12NZMPaH672][1MPaH601][2符合要求mmbmmammdmmd6175.1065.152612128.263.221FaFaYY..设计过程计算结果应力修正系数:SaY由图12.2258.11SaY，75.12SaY重合度系数Y：70.14.10cos)631251(2.388.1cos)]11(2.388.1[21vVavZZ69.070.175.025.075.025.0avY（12-35）螺旋角系数1,117.1:取Y75.0125.0125.01minY(12-36)min91.01204.10111201YY(12-35)齿间载荷分配系数FK:前面已求的73.1HFKK齿向载荷分布系数FK:由图12.14，4.1,84.10)5.225.2/(61/FKhb载荷系数K：47.44.173.123.15.1FFvAKKKKK弯曲疲劳极限limF：由图12.23(c)得MPaMPaFF450,6002lim1lim考虑本题齿轮为双向运转，可将其弯曲疲劳极限乘以系数0.85，结果变为：MPaMPaFF5.382,5102lim1lim弯曲最小安全系数minFS：由表12.14得弯曲寿命系数NY：由图12.24得58.11SaY75.12SaY69.0Y91.0Y73.1FK4.1FK47.4KMPaMPaFF5.3825102lim1lim25.1minFS....95.0,9.021NNYY尺寸系数XY：由图12.25