二级斜齿轮减速器结构及其计算

1、二级斜齿轮减速器结构及其计算1.1 设计任务设计带式运输机的减速传动装置；（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下： 图 3-3.1(3)相关情况说明工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；使用寿命：十年（大修期三年）；生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。动力来源：电力，三相交流（220/380V）；运输带速度允许误差 5%。1.2传统方法设计设计过程1. 总体传动方案初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a0.9720.98

2、30.990.980.86；=0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），=0.98为轴承的效率（磙子轴承），=0.99为弹性联轴器的效率，=0.98为刚性联轴器 2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P0Pw/a5.61/0.86=6.5kw卷筒轴工作转速为n60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i840，电动机转速的可选范围为nin（840）60.024802400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转

3、速n970 r/min，同步转速1000r/min。 3.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n970/60.0216.16（2）传动装置传动比分配ii=16.16为减速器的传动比。（3）分配减速器各级传动比 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.334.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 轴 nIn=970r/min 轴 nIInI/ i1200 r/min 轴 nIIInII/ i260.06 r/min 卷筒轴 nIV=nIII=60.06（2）各轴输入功率轴

4、 PIP036.50.996.44 kW 轴 PIIPI126.440.970.986.12 kW轴 PIIIPII126.120.970.985.82 kW 卷筒轴 PIV= PIII2=5.820.980.98=5.59 kW（3）各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 T0=9550P0/ n=63.99 N.m轴 TIT03=63.35 N.m 轴 TIITIi112=292.07 N.m 轴 TIIITIIi212=924.55 N.m卷筒轴 TIV= TIII2=887.94 N.m5.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故

5、大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），齿面硬度为200HBS， 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩T163.35Nm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z125，z2i1 z14.8525121传动比误差 iuz2/ z1121/254.84i（4.85-4.84）/4.850.215，允许（3）初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数K载荷系

6、数KKA K V K K=11.171.41.372.24（6）齿形系数Y和应力修正系数Y查得Y2.58 Y2.16 Y1.599 Y1.81（7）重合度系数Y端面重合度近似为1.69，重合度系数为Y0.684（8）螺旋角系数Y纵向重合度系数=1.690，Y0.89（9许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按

7、GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（1） 载荷系数，（2） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3）许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限,寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（4） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）

8、低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（10） 计算小齿轮传递的转矩 kNm（11） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z33，zi z3.9233129传动比误差 iuz/ z129/333,909i0.2

9、85，允许（12） 初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（13） 初选螺旋角 初定螺旋角 12（14） 载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.443m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b80mm 查图得K1.171，初取b/h6，再查图得K1.14齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.141.58（15） 齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查图得Y2.45 Y2.15 Y1

10、.65 Y1.83（16） 重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.669（17） 螺旋角系数Y轴向重合度 1.34,取为1Y10.669（18） 许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6043.0917300288.68710大齿轮应力循环次数N2N1/u8.68710/3.9092.2210查

11、图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=500mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。从而得 满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（5） 载荷系数，（6） 确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （7） 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数

12、 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（8） 校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径（3）轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径

13、，取由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取最小轴径轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图28，图29，图210所示。图28图29图210第三节 轴承的选择及寿命计算（一） 第一对轴承齿轮减速器高速级传递的转矩 具体受力情况见图31（1）轴I受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 图31 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为32014轻微冲击，查表得冲击载荷系数 计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此

14、得 计算当量载荷轴承A e=0.43,则 ,轴承B e=0.43,则 轴承寿命计算因，按轴承B计算（二） 第二对轴承齿轮减速器低速级传递的转矩 具体受力情况见图32（1）轴II受力分析齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 水平面内 （3）轴承的校核初选轴承型号为32928轻微冲击，查表得冲击载荷系数计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A ，轴承B 计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 计算当量载荷轴承A e=0.36,则 ,轴承B e=0.36,则 轴承寿命计算因，按轴承A计算图32（三）第三对轴承具体受力情况见图