二级斜齿轮减速器结构及其计算

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地减速传动装置；（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）.传动装置地总效率n aa = 2 3 3 3 = 0.97 2X 0.983x 0.99 x 0.98 = 0.86 ;n =0.97为齿轮地效率（齿轮为8级精度），n - =0.98为轴承地效率（磙子轴 承），=0.99为弹性联轴器地效率,3=0.98为刚性联轴器2. 电动机地选择电动机所需工作功率为：Po = Pw/ n a= 5.61/0.86=6.5kw卷筒轴工作转速为n= 60.02r/min,经查表按推荐地传动比合理范围,二级圆 柱斜齿轮减速器传动比i 一 = 840,则总传动比合理范围为i丄=840,电动机|I转速地可选范围为 n_ = i丄x n=(840)x 60.02 = 4802400r/min.综合考虑 电动机和传动装置地尺寸、重量、价格和带传动、减速器地传动比，选定型号为Y160M 6地电动机，额定功率为7.5kW,额定电流17.0A,满载转速门日=970 r/min, 同步转速1000r/mi n.3. 传动装置地总传动比和传动比分配(1) 总传动比由选定地电动机满载转速nm：和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 i a = nm/n = 970/60.02 = 16.16(2) 传动装置传动比分配i = i a =16.16为减速器地传动比.(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，查地i 1=4.85,i 2=i/i 1=3.334. 传动装置运动和动力参数地计算(1)各轴转速I轴ni = n m=970r/minU轴nii = ni/ i 1 = 200 r/mi n川轴niii = nii/ i 2 = 60.06 r/min卷筒轴n iv=niii =60.06(2) 各轴输入功率I 轴 P i = F0 x n 3 = 6.5 x 0.99 = 6.44 kWU 轴F ii = Pi x n 1X n 2= 6.44 x 0.97 x 0.98 = 6.12 kW川车由P iii = Pi x n 1 x n 2= 6.12 x 0.97 x 0.98 = 5.82 kW卷筒轴 P iv= Pm x n 2 x 3 =5.82 x 0.98 x 0.98=5.59 kW(3) 各轴输入转矩电动机轴输出转矩 To=9550x Pq/ n m=63.99 N.mI 轴T i = Tqx n 3=63.35 N.mU 轴 Tii = Ti x i 1x n 1x n 2=292.07 N.m川轴T iii = Tii x i 2x n 1x n 2=924.55 N.m卷筒轴 Tiv= Tin x n 2x 3=887.94 N.m5. 齿轮地设计计算(一)高速级齿轮传动地设计计算1 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器地功率及现场安装地限制，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 初步设计齿轮传动地主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强地齿面抗点蚀能力，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) 计算小齿轮传递地转矩63.35 N m(2) 确定齿数z因为是硬齿面,故取 乙=25,z 2= i i z 1= 4.85 X 25= 121传动比误差 i = u = Z2/ z 1 = 121/25 = 4.84 i =( 4.85-4.84 ) /4.85 = 0.215%,允许(3) 初选齿宽系数d按非对称布置,由表查得 = 1(4) 初选螺旋角初定螺旋角1= 12：(5) 载荷系数K载荷系数 K= Ka Kv Kf- Kf =1X 1.17 X 1.4 X 1.37 = 2.24(6) 齿形系数丫：和应力修正系数丫丄查得 丫匸=2.58丫比=2.16 丫丄=1.599 丫丄=1.81(7) 重合度系数丫端面重合度近似为：.+ = 1.69,重合度系数为丫. = 0.684(8) 螺旋角系数丫纵向重合度系数；-：=1.690,丫 = 0.89(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 N1= 60nkt : = 60X 271.47 X 1 X 7X 300X 2X 8 = 5.473 X 10.大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 5.473 X 10/6.316 = 0.866 X 10:查图得寿命系数；实验齿轮地应力修正系数-,查图取尺寸系数二许用弯曲应力Y pv ?上=0.006086 上=0.005346比较,取飞(10)计算模数舛 3严尊耳 打為 co/0 =处14学 2006086x0696x() 仔Mzi 6.!0,6x19=A2mm按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取飞(11) 初算主要尺寸初算中心距-,取a=355mm右阻Or%) 亠 5x(19 + 120) 八,_ p = arccos= arcco?= 11.73830修正螺旋角-_二分度圆直径-.d2=/ cos /5=5 x 120/ cos 11 798361 =612.950齿宽&二啊i =(16x97050= 58一23柳,取当二60w朋，毎=54用朋,- = 0,556齿宽系数，二-(12) 验算载荷系数匸同旳 x97.050x271 47 . _ .v = 1. s圆周速度 查得-按二二I：”查得、1 ,又因制肛折(225%) = 54/(225絢=48,查图得: - 一，i _ ,.则 K= 1.6,又 Y： =0.930,Y=0.688，二.从而得】：比?并生0 F工丄仆1.4M J D 幷 00创戏K U&819孔K CM 15。佩和 抵 胃V O.556 X 193=4.46mm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=1.25 =103 =1-17 怠二紜=1=KAKrKAK9 = L25xl.03xl.17xl.l = 1.657 螺旋角系数/Z# =低亦二 Jm订 179聲6二 Q989(2)确定各系数材料弹性系数?查表得一：jm：节点区域系数：m查图得三-重合度系数：查图得；：-1：1(3)许用接触应力试验齿轮地齿面接触疲劳极限,寿命系数f 查图得-；工作硬化系数L I；安全系数 三查表得心匸二：；尺寸系数：二查表得：二-1,则许用接触应力 为：校核齿面接触强度要求.(二)低速级齿轮传动地设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器地功率及现场安装地限制，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 crffid 二加債 12OOMPa0Fli 1 P 血=370Mpa.(2) 齿轮精度按GB/T10095- 1998,选择6级,齿根喷丸强化.2 初步设计齿轮传动地主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强地齿面抗点蚀能力，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) 计算小齿轮传递地转矩 订=二 11 kN -m(11) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 33,z - = i _1 z - = 3.92 X 33= 129传动比误差i = u = z_l z129/33 = 3,9093.909-3 92 i =3 92= 0.28 %兰5%,允许(12) 初选齿宽系数-丄按非对称布置，由表查得：2= 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二工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K = 1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v= 0.443m/s查图得K = 1.01;齿向载荷分布系数预估齿宽b= 80mm 查图得K-三=1.171,初取b/h = 6,再查图得K- = 1.14齿间载荷分配系数 查表得Kh = Ki = 1.1载荷系数 K=心K K_ kL=1.25 X 1.01 X 1.1 X 1.14 = 1.58(15) 齿形系数 Y:和应力修正系数丫；当量齿数 z i = z I /cos ,；-= 19/ cos 丨 J = 35.26z； = z/cos120/ cos= 137.84查图得 丫呂=2.45丫匚=2.15 丫=1.65 丫二=1.83(16)重合度系数丫1 1= +端面重合度近似为I=【1.88-3.2 X( 一 - ) cosX( 1/33 + 1/129) X cos12 = 1.72:=arctg (tg !/cos - )= arctg (tg20 R/cos12)匚一亠 11.26652：/cos 、7 ,则重合度系数为Y： = 0.25+0.75 cos :/ 1 二=【1.88 3.2=20.41031:因为0.669螺旋角系数丫轴向重合度二亠匸二1.34,取为1丫 = = 0.669(18)许用弯曲应力安全系数由表查得S?二1.25 工作寿命两班制,7年，每年工作300天 小齿轮应力循环次数N仁 60nkt ? = 60X 43.09 X 1X 7X 300X 2X 8 = 8.687X 10大齿轮应力循环次数 N2= N1/u = 8.687 X 10 /3.909 = 2.22 X 10一 查图得寿命系数 ,又因引注折(22琬)二9185,查图得则 K= 1.611,又 丫1 =0.887,Y ： =0.667,一 八-一 .从而得咛 口叫满足齿根弯曲疲劳强度.3 校核齿面接触疲劳强度(5) 载荷系数一，V, l,K=K曲色陶=1643(6) 确定各系数 材料弹性系数3查表得七 :了: 节点区域系数：三查图得汀 重合度系数-查图得-螺旋角系数-：-（7）许用接触应力试验齿轮地齿面接触疲劳极限L_ 寿命系数查图得，；工作硬化系数1 ；安全系数 三查表得心匸二：；尺寸系数：二查表得：二-1,则许用接触应力 为：知二金葺虽= 112昨%厂鱼孕虽=222&Mpa取-.-（8）校核齿面接触强度KFt + 1= ZZZ = 931.5Mpa 庄 = 105x3n（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 kJ工：.按扭转强度计算，初步计算轴径，取丄 = 56.5 幡朋27147由于轴端开键槽,会削弱轴地强度,故需增大轴径5%7%取最小轴径 d血=6临4146dj血 Ai =105x?| =153,15朋幡（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 kJ.按扭转强度计算，初步计算轴径，取1二42 98,取安装小齿轮处轴径d血二156测（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1-八-按扭转强度计算,初步计算轴径,取二d通2应= 105x31 = 162.31由于轴端开键槽，会削弱轴地强度，故需增大轴径5%7%取最小轴径=172轴I,轴II,轴III地布置方案与具体尺寸分别如图 28,图29,图210所轴承地选择及寿命计算第三节第一对轴承27U7齿轮减速器咼速级传递地转矩具体受力情况见图3 1(1) 轴I受力分析齿轮地圆周力齿轮地径向力齿轮地轴向力27 _2xl 46xQgd7 9705= 30088x= 300837/tan 20cos 11 79836= 1118727屯二 二 Fh tan 0=30088 x tan 11.79836 = 628刃(2)计算轴上地支反力经计算得垂直面内二一：-1-：；，轴I垂直面内受力轴I水平面内受力冈一帀冈轴I轴承受力情况图3 1水平面内 = 7453 = 22635(3) 轴承地校核初选轴承型号为32014 轻微冲击,查表得冲击载荷系数 /? = L2计算轴承A受地径向力一虻-轴承B受地径向力尺却计算附加轴向力= 25971查表得3000型轴承附加轴向力 匚J -1则轴承A -1 ,轴承B工. 丄-丄 计算轴承所受轴向载荷由于,即B轴承放松,A轴承压紧由此得冷 计算当量载荷F边-9947=0朋洽 X& 二 04 二 L4轴承 A e=0.43,则., = 0.625X = 04=14 轴承 B e=0.43,二则-. 轴承寿命计算iin1 厂zLt = (-y = 1566h因二匚，按轴承B计算-第二对轴承9.553 =8.3kN.m齿轮减速器低速级传递地转矩具体受力情况见图32（1）轴II受力分析_ 27_ 2x89x10 203.704，竺色二 32721M齿轮地圆周力42.98= 8733227齿轮地径向力:-齿轮地轴向力八一.（2）计算轴上地支反力经计算得垂直面内 I水平面内 尬必 764MF迦= 91760（3）轴承地校核初选轴承型号为32928轻微冲击,查表得冲击载荷系数 /? = L2 计算轴承A受地径向力-,J-17 -心“ a 皿轴承B受地径向力亠 1 计算附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力匚则轴承 A ,轴承 B 匚二 二二 计算轴承所受轴向载荷由于 F必卩点+F迦F辺,即b轴承放松,a轴承压紧由此得冷 计算当量载荷絆= 祖N4,刼7轴承A e=0.36,-则卩竝=W皿卩血十丫他珂圍)=1495 wy, = 0.56k = 0.4J = 17轴承B e=0.36,二则门，(Ey =1166 力因？匚，按轴承A计算 :r .7轴口水平而內受力轴H垂直面內受力轴II轴承受力情况图32 轴承寿命计算齿轮地圆周力- 203.704齿轮地径向力（三）第三对轴承 具体受力情况见图33（1）轴III受力分析齿轮地轴向力八一 -：（2）计算轴上地支反力经计算得垂直面内 ；i :水平面内 = 33551 = 5383 W（3）轴承地校核初选轴承型号为32938轻微冲击,查表得冲击载荷系数 /? - L2轴承B受地径向力八亠轴承B e=0.48,二则.轴承寿命计算轴III垂直面內受力轴III轴承受力晴况图33 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匚丄一 八亠丄-.I- 计算轴承所受轴向载荷由于丄5 一丄，即B轴承放松,A轴承压紧由此得 = 30804 = 51929?/ 计算当量载荷 = 0.827X = 04 = 13轴承 A e=0.48,则価二皿鈕卩迪+丫鈕卩迦）二65926M,尊= 214泡 X辺二 0,4,% = 轴III水平面内受力二卑Etuifkin