二级斜齿轮减速器结构及其计算

1、年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二5100N,运输带工作速度V二1. lm/s,卷 筒直径D二350mm（2）传动装置简图，如下：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na% =“3 =0. 972X0. 9

2、83X0. 99X0. 98=0. 86； n 1=0. 97为齿轮的效率（齿轮为8级精度）,n 2 =0.98为轴承的效率（硃子轴承），n3=o. 99为弹性联轴器的效率，7；二098为刚性联轴器2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：Po=P</ n a=5. 61/0. 86=6. 5kw 卷筒轴工作转速为n = 6002r/mim经查表按推荐的传动比合理范圉，二级 圆柱斜齿轮减速器传动比i； =840,则总传动比合理范围为辽=840,电动II机转速的可选范围为nd=iaXn= （840） X60. 02=4802400r/min。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传

3、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,满载转速n« = 970 r/min,同步转速 1000r/mino3. 传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比山选定的电动机满载转速n战和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比 为 ifl =n,n/n=970/60. 02 = 16. 16（2）传动装置传动比分配i = i。二16. 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iF4. 85, i:=i/it=3. 334. 传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速I轴m =

4、 二970r/min1【轴Hu = Hi/ ii= 200 r, minIII轴nm = nii/ i：=60 06 r/min卷筒轴niV=nni=60. 06（2）各轴输入功率I 轴 Pi=P°X r3=6. 5X0. 99 = 6.44 kW1【轴Pn=P】X nxx g=6. 44X0.97X0. 98 = 6. 12 kWIII轴Phi = PiiX n：x n：=6. 12X0. 97X0. 98 = 5. 82 kW卷筒轴 Pxv= PmX Q2X=5. 82X0. 98X0. 98=5. 59 kW（3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩T。二9550XP。/ n =63.

5、 99 N. mI 轴 Tx=ToX q ,=63. 35 N.mI【轴 Tii=TiXi】X n.x n 3=292. 07 N.mIII 轴 Tni=TnXi,X n.x n ,=924. 55 N.m卷筒轴 Tn二 TniX q:X/；=887. 94 N.m5. 齿轮的设计计算（-）高速级齿轮传动的设计计算1 .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,2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硕齿面齿轮传动，具

6、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Ti = 63. 35Nm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z】 = 25, z2=ix z】=4. 85X25 = 121传动比误差 i=u=z：!/ Zi=121/25 = 4. 84 i= （4. 85-4.84） /4. 85 = 0. 21%兰5%,允许（3）初选齿宽系数0孑按非对称布置，由表查得右=1（4）初选螺旋角初定螺旋角0 =12°（5）载荷系数K载荷系数 K=Ka Kv Kfa K” =1X1. 17X1.4X1.37 = 2.24（6）齿形系数Y壷和应力修正

7、系数Y%查得 Y 冋=2.58 Y 毗=2. 16 Y 宜=1.599Y 购= 1.81（7）重合度系数Y端面重合度近似为気=1.69,重合度系数为Y=0.684（8）螺旋角系数丫戶纵向重合度系数计1.690, Y20.89（9许用弯曲应力安全系数由表查得S，= 1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数Nl=60nkts =60X271. 47X1X7X300X2X8 = 5. 473 X108大齿轮应力循环次数 N2=Nl/u=5. 473X108/6. 316 = 0. 866X108查图得寿命系数= °-89 ,= °-92 :实验齿轮的应力

8、修正系数贺=20,查图取尺寸系数紅=1许用弯曲应力<7环=%,曲=712如=13Mpa5=0.005346= 0.006086比较光取 咒（10）计算模数十罟竺506叱0.6宓侮s访=4.21承观按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取弘二5mm (11)初算主要尺寸初算中心距介二叫(可+习”(2沁0)二跖9.76咖巴取&二355mm "昨严+列)山肿心十120)= 11.79836° 修正螺旋角2a2x355分度圆直径= fi / cos fi = 5x19/ cos 11.79836° = 97.050z»wd2 =叫z J co

9、s 6 二 5x120/ cos 11.79836° = 612.95022 齿.ry b = 0.6 x97.050 = 58.23wsw 取二 60血型 b2 = 54mm馆 54妬=丄=0.556齿宽系数久97050(12)验算载荷系数瓷叶局厲丿®050個1如.刑沁圆周速度 60x100060x1000查得疋y =1.03按峦二心咒，b =,查得S八门，乂|人代厲=bg.25淤)二 54/(2.25x5) = 4.8 ,查图得©=113,耳二13,住=陀=1.1则 K=l. 6,又 Y庐=0.930, Y二0.688,= 0.717, = 1.65 从而得】

10、匸£第土二匕J匚灼硕86 X 0.668x0.93。xcoJ 15。 憾刃 %V 0.556X193=446滋炖滋.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3S =1.03, 0=1.17, 331.1,K 二 KAKYKaK 二 1.25x1.03x1.17 xl.l = 1.657(2) 确定各系数材料弹性系数Zg查表得 = 18?.8j节点区域系数Zm查图得2厂=2.46重合度系数7查图得7=°® 螺旋角系数乙 5 = Jcos? = Jcos 11.79836° = 0.989(3) 许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限

11、二叽2 =乃00峰。，寿命系数 查图得2川二034, Z辺二0駅；工作硬化系数 二1；安全系数尙 查表得尙=1°乙尺寸系数2工查表得Zx = 1,则许用接触应力 为：%二 吨窖z =血哼0.丫夕卫二1342加畑S1.05% = 叽加怎=50e98xlxl =収如广Sjy.1.05取 o母=o环=1342.86 姻?a（4）校核齿面接触强度空 + a = Z品韶工$、Tj = 1249.892102 cyff 呻】女，满足齿面接触疲劳强度的要求C（二）低速级齿轮传动的设计计算1.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

12、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 <7 ffliml =<J= 1200MPa, Flint 1 = Flin2 =370Mpd。（2）齿轮精度按GB/T10095-1998,选择6级,齿根喷丸强化。2 -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妤=為二9.0光 跟皿（11）确定齿数z因为是硬齿面，故取 zi = 33, Z2=i2i zi=3. 92X33=129传动比误差i=u=z2/ zi = 129/33 =

13、3, 9093.909-3.92 i= 3-92=0.28%兰5%,允许（12）初选齿宽系数“按非对称布置，曲表查得0=0.6（13）初选螺旋角初定螺旋角0 = 12"（14）载荷系数K使用系数Ka工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得Kx =1. 25动载荷系数3估计齿轮圆周速度V = 0443m/s查图得K* = l. 01;齿向载荷分布系数K妙预估齿宽b = 80mm 查图得K邱=1.171,初取b/h = 6,再查图得K阴=1.14齿间载荷分配系数 查表得K血=K=1. 1载荷系数 K=Ka K* KFa K妙二 1.25X1. 01X1. 1X1. 14 = 1.58(

14、15) 齿形系数Y壷和应力修正系数Y统当量齿数 z"i =zi/cos" 0 =19/ cos312" =35. 26 z"2=z2/cos 0 = 120/ cos'1丫 =137. 84查图得 丫他=2.45 Y他=2. 15Y他=1.65 Y购=1.83(16) 重合度系数Y1 1十端面重合度近似为凡=1.88-3. 2X (习 乃)】cos"= 1.88-3.2X (1/33 + 1/129) Xcosl2"=1.72=arctg (tg%/cos©) =arctg (tg20° /cosl2

15、76; ) =20.41031°爲二"亦或g0cos %) = .26652-因为v = sa /cos A ,则重合度系数为Y? =0. 25+0. 75 cos炖/ % =0. 669(17) 螺旋角系数丫戶轴向重合度%二険in厲欢& =0护i增炉兀=1.34,取为1 丫戶=1 门20"二。.669(18) 许用弯曲应力安全系数由表查得S，= 1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 Nl = 60nkt=60X43. 09X1X7X300X2X8 = 8. 687 X107大齿轮应力循环次数 N2=Nl/u=8. 687X10

16、7 /3. 909 = 2. 22X107查图得寿命系数=0-92,F场=0.9了 ；实验齿轮的应力修正系数电厂=20,查图取尺寸系数忍=1许用弯曲应力 *°先=筈环常 =562.4咖比较光=0.007422 J 理“ -0.006996 ,%取%(10) 计算模数陛 >3仟冬 丫以 V 曲 § =寸2xL58x9.0挈竺xQ Q07422x0.669".9xcos2 12。 丫宓0V 0.6x33=5.73?按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取弘二(11)初算主要尺寸初算中心距介二叫(可+习"(2 cos 0)二496.86陶牟 取&a

17、mp;二500mmj8 = arccos 1+z = 1359049°修正螺旋角加分度圆直径&二叫习/ cos 0二203.704W2W2d2 =叫乙'cos 0 = 796.296咖齿宽b =札d= 122.22胸牟 取外二130咖?2, b2 = 124型牟 =- = 0.61齿宽系数 久(12) 验算载荷系数疋v =-里严1 = 0.459/s圆周速度 60x1000查得瓦=1-01按您二0Q, "124朋加，查得=1183,乂|护M 二切(2一2%”)二 9.1笳，查图得心W, =1-25,疋恐二0=1.1则 K=l. 611, 乂 Y20. 887

18、, Y二0.667, % =1彷，取为 1，© ="09。从而 得hjrr Y Yj cos3 j3 = 5.678加炖 <mnZ1 叫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=1-25,爲二 1.01, 二 1.183,心二忌二 1.1,匕心H 643(6) 确定各系数材料弹性系数Zg查表得=节点区域系数Zm查图得Z克= 2.45重合度系数乙查图得7=0%螺旋角系数乙= JCOS=0-9859(7)许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限ml二叽2 = 1200峰Q寿命系数 查图得Z如二0腿，2皿二18；工作硬化系数 二1；安全系数5,查表得5,

19、 = 1°乙尺寸系数2工查表得2工=1,则许用接触应力 为：% =归孕旦=1120如% 二 b型0礬勺=222.86Mpa取o母=g环=1120翅加(8)校核齿面接触强度%=眷皿J瓦=沖g"叭,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0】二巧0拠加。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 = 105%王&42.3=105x3= 5&.5mm271.47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 必血=60型购

20、(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0】二应购。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 = 155取安装小齿轮处轴径尬遜二1咒咖15(3)轴III材料为40Cr,经调质处理，硬度为24广286HBS,查得对称循环弯曲 许用应力ki=350o按扭转强度讣算，初步计算轴径，取 = 105 = 105%nf ° = 162.31mm K囚11 山于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%"7%,取最小轴径 必血=172咖轴I,轴II,轴III的布置方案与具体尺寸分别如图28,图29,图2 10所示。图28图2-9-<7i专

21、-图 210第三节轴承的选择及寿命计算（一） 第一对轴承讥溼亠竺竺竺十&加 齿轮减速器高速级传递的转矩Z27147具体受力情况见图3-1（1）轴I受力分析齿轮的圆周力21右 97©体=Fr =-5= 30088x一竺竺一 = 11187 齿轮的径向力 21 i co$£cosll.79836-齿轮的轴向力尸敢=% tan = 30088xtanll.79836° = 6285M（2）计算轴上的支反力轴I垂言面内受力轴2K平圓内受力轴轴承受力情况图31水平面内尺曲/二7453N,理二22635N（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

22、系数办二1° 计算轴承A受的径向力尺池二初席十為/ = 11284"轴承B受的径向力禺刃二少尹瓦7 = 25971姑 计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力兀=FJQY） 则轴承A月34/=兀川（2托）=7052JAT,轴承B月购=禺跑'（2托）二16232A7 计算轴承所受轴向载荷由于陥+也他,即B轴承放松，A轴承压紧 山此得爲如二99巧皿氏良二16232肿 计算当量载荷F労47=Q 烫冷 X血=04，N = 1.4轴承A e二0.43,刀如112洌血则 Pat = f?（X十= 221 TIN,p=0.625X/ = 0.4,r5/ = 1.4轴承Be二

23、0.43,张则P葢=$ *（X現F阖+丫誌逊）=3 97 3 6N 轴承寿命舐计算i n | oyLh =（一=156 刃因PPbi ,按轴承B计算 60®丿報（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3-29.55x41.04x0.9842.98= .9kN.m（1）轴II受力分析齿轮的圆周力臨吨令=喘曲耳=Fy =舛空些= 32721"齿轮的径向力3+3 COS0齿轮的轴向力監二验二九曲"21125"（2）计算轴上的支反力经计算得垂直面内 陥二-18601阿码册二-2933帖水平面内 FpjAQ - 25764 NtF趣= 9176

24、077（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办二12 计算轴承A受的径向力尺说二$山十=3771N轴承B受的径向力陰卫二逊 十Fybs =91753" 计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力尽二耳«汕） 则轴承A月s"二鸟a沁2托）=门654忆轴承B月跑二马曲（2托）二刘974" 计算轴承所受轴向载荷由于F犷九+F逊尺迅,即B轴承放松，A轴承压紧 山此得 = 65214 = 50974 计算当量载荷严= 2.1洌心=04%十 轴承 A e=0. 36, %则 Pah =（X鈕出仙十 YasFqa） - 149514M,2? = 0.56>