二级减速器设计说明书

1一、设计要求设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，空载起动，使用年限８年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±５％。卷筒直径D=280mm,运输带的有效拉力F=1800N,运输带速度0.7/vms。二、传动装置总体设计1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：2.1选择电动机1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。2.选择电动机的容量2电动机所需的功率为：WdaPPKW1000WFVPKW所以1000daFVPKW由电动机到运输带的传动总功率为1a1—带传动效率：0.96—每对轴承的传动效率：0.99—圆柱齿轮的传动效率：0.96—联轴器的传动效率：0.99—卷筒的传动效率：0.96则：4210.960.990.960.990.960.81a所以18000.71.56100010000.81daFVpKW3.确定电动机转速卷筒的工作转速为6010006010000.747.7280VnDr/min取V带传动的传动比2i带；二级圆柱齿轮减速器传动比840i减速器，所以总传动比合理范围为16160i总，故电动机转速的可选范围是：47.7nni卷筒总电机r/min符合这一范围的同步转速有3000、1000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW同步转速r/min额定转速r/min31Y90L-22.2300028402Y100L2-42.2150014203Y112M-62.210009404Y132S-82.2750710综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第三方案比较适合。因此选定电动机型号为Y90L-6，其主要参数如下；2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：94019.147.7nin电机总总分配传动比：取2i带，则1219.19.552ii，12ii，取13.8i，经计算22.5i注：i带为带传动比，1i为高速级传动比，2i为低速级传动比。2.3计算传动装置的运动和动力参数4将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；01，，，—依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1各轴转速：19404702mnni带r/min121470123.683.8nnir/min232123.6849.472.5nnir/min4n=3n=49.47r/min2.各轴输入功率：1011.560.961.498dPPKW0121121.4980.960.991.423PPKW121232231.4230.990.961.353PPKW2343341.3530.960.991.286PPKW3433.各轴输入转矩：1.569550955015.84940ddwPTNmn115.8420.9630.43dTTiNm带2130.433.80.980.97109.92TTiNm1322109.922.50.980.97261.22TTiNm43261.220.980.99253.44TTNm1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99。运动和动力参数结果如下表：5轴名功率PKW转钜TN.m转速r/min输入输出输入输出电动机轴1.5615.849401轴1.491.4730.4329.434702轴1.421.39109.92107.72123.683轴1.351.32261.22255.7849.474轴1.281.25253.44248.3749.47三、设V计带和带轮1.确定V带型号查机械设计基础课本表8-8得：1.3AK，则1.31.562.028cAdpKPKW，又940mnr/min,确定选取A型普通V带，取1125D，21DiD带，取，标准化得2250D2.验算带速：111259406.15225601000601000DnVm/s故带速合适3.确定带的基准长度：120120.7(2()DDaDD解得0262.5750a取2011.2a（D+D）=1.2(125+250)=45022112()2()1497.7324ooDDLaDDamm,由表8-2选取1430dLmm4.确定实际中心距a14301497450416.522doLLaamm按式8-24中心距变化范围为398462mm5.验算小带轮包角121118057.357.3180(250125)163120416.5DDa6.计算V带的根数Z：6由表8-4查得01.37PKW，由表8-6查得0.95K，由表8-2查得0.96LK由表8-5查得00.17PKW，则V带的根数2.0281.45()(1.370.17)0.950.96CooLPZPPKK因此取Z=27.计算作用在带轮轴上的载荷zF由表8-3查得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力2202.52.52.028500(1)500(1)0.16.152138.250.9526.152CPFqvNKzv故作用在轴上载荷101632sin22138.25sin546.9322zFzFN四、齿轮设计4.1高速齿轮设计4.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.齿轮类型选用直齿圆柱齿轮传动2.齿轮精度等级带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）3.材料由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45钢调质硬度240HBS4.试选择小齿轮齿数241z大齿轮齿数2113.82491.2ziZ7取291z齿数比113.8ui4.1.2按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值①试选载荷系数HtK=1.6②小齿轮转矩6641111.4989.55109.55103.0410470PTNmmn③由表10-5查得材料弹性影响系数218.189MPazE④齿宽系数：由表10—7知齿宽系数1d⑤由文献[2]中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮接触疲劳强度极限MPaH5501lim。⑥计算应力循环次数911606094012830082.210hNnjL98211/2.210/91/245.5310NNu⑦由图10-23取接触疲劳寿命系数10.91HNK20.95HNK⑧计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由式10-14得1lim110.91600546HNHHKMPaS2lim220.95550522.5HNHHKMPaS取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2522.5HH8⑨由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z111arccoscos/(z2h)arccos24cos20/(2421)29.84aaz222arccoscos/(z2h)arccos91cos20/(9121)23.149aaz1122(tantan)z(tantan)/224(tan29.841tan20)91(tan23.149tan20)/21.721az441.7210.87233Z0.750.750.250.250.6861.721Y⒉计算①试算小齿轮分度圆直径td1由公式（10-11）24323191121.63.04102.5189.80.87224911522.52437.62321·lttHEdHdmmKTZZuuαφσε②计算圆周速度vv=1237.6239401.8/601000601000tdnmsπ③计算齿宽bb=1137.62337.623dtmmdφ④计算齿宽与齿高比hb齿高h=*2210.251.4943.361anthcmmm齿高比b/h=11.19⑤计算载荷系数9已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.8m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数VK=1.11；由表10—4查的HK的计算公式和直齿轮的相同。用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时：HK=1.42FK=1.35HK=FK=1.4:HK=AKVKHKHK=11.111.41.422.186由式（10-12），可得按实际载荷系数算得分度圆直径33112.18637.62341.4751.6HtHtKddK11/41.475/241.739mdz4.1.3按齿根弯曲疲劳强度计算（1）查取齿型系数由表10－17查得1FaY=2.592；2FaY=2.161（2）查取应力校正系数由表10－18查得1saY=1.596；2saY=1.811(4)由图10-24c得lim1lim2500,380FFMPaMPa（5）由图10-22得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FNFNKK取玩去疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得1lim110.85500303.571.4FNFFKMPas2lim220.88380238.861.4FNFFKMPas1112.5921.5960.0136303.57FasaFYY102222.1611.8110.0164238.86FasaFYY因为大齿轮大于小齿轮的FasaFYY，所以取2220.0164FasaFasaFFYYYY计算模数413322221.63.04100.6860.01641.307124FtFasandFKTYYYmz计算速度v。111.3072431.368tdmz1131.3689401.49/601000601000dnvms计算实际载荷系数FK。根据1.49/vms，7级精度，由图10-8得动载系数1.05vK由431112/22.210/31.3681.3410tFTdN，31/11.3410/31.36842.72/AtKFbNmm，查表10-3得齿间载荷分配系数1.1FK。由表10-4查得1.309HK，查图10-13得1.15FK则载荷系数为11.051.11.151.328FAVFFKKKKK由式（10-13）计算齿轮模数3311.4041.3071.3411.3FnFKmmmmK1