二級斜齒輪減速器結構及其計算

1、二級斜齒輪減速器結構及其計算1.1 設計任務設計帶式運輸機的減速傳動裝置；（1）已知條件：運輸帶工作拉力F=5100N，運輸帶工作速度V=1.1m/s，卷筒直徑D=350mm.（2）傳動裝置簡圖，如下： 圖 3-3.1(3)相關情況說明工作條件：一班制連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作有粉塵；使用壽命：十年（大修期三年）；生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度齒輪。動力來源：電力，三相交流（220/380V）；運輸帶速度允許誤差 5%。1.2傳統(tǒng)方法設計設計過程1. 總體傳動方案初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖3-3.1所示。二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率a0.9720.98

2、30.990.980.86；=0.97為齒輪的效率（齒輪為8級精度），=0.98為軸承的效率（磙子軸承），=0.99為彈性聯(lián)軸器的效率，=0.98為剛性聯(lián)軸器 2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： P0Pw/a5.61/0.86=6.5kw卷筒軸工作轉速為n60.02r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i840，電動機轉速的可選范圍為nin（840）60.024802400r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M6的電動機，額定功率為7.5kW，額定電流17.0A，滿載轉

3、速n970 r/min，同步轉速1000r/min。 3.傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為in/n970/60.0216.16（2）傳動裝置傳動比分配ii=16.16為減速器的傳動比。（3）分配減速器各級傳動比 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.334.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉速 軸 nIn=970r/min 軸 nIInI/ i1200 r/min 軸 nIIInII/ i260.06 r/min 卷筒軸 nIV=nIII=60.06（2）各軸輸入功率軸

4、 PIP036.50.996.44 kW 軸 PIIPI126.440.970.986.12 kW軸 PIIIPII126.120.970.985.82 kW 卷筒軸 PIV= PIII2=5.820.980.98=5.59 kW（3）各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 T0=9550P0/ n=63.99 N.m軸 TIT03=63.35 N.m 軸 TIITIi112=292.07 N.m 軸 TIIITIIi212=924.55 N.m卷筒軸 TIV= TIII2=887.94 N.m5.齒輪的設計計算（一）高速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故

5、大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理小齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（?；?，齒面硬度為200HBS， 初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（1）計算小齒輪傳遞的轉矩T163.35Nm（2）確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z125，z2i1 z14.8525121傳動比誤差 iuz2/ z1121/254.84i（4.85-4.84）/4.850.215，允許（3）初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角12（5）載荷系數(shù)K載荷系

6、數(shù)KKA K V K K=11.171.41.372.24（6）齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y查得Y2.58 Y2.16 Y1.599 Y1.81（7）重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.69，重合度系數(shù)為Y0.684（8）螺旋角系數(shù)Y縱向重合度系數(shù)=1.690，Y0.89（9許用彎曲應力 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，7年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt60271.4717300285.47310大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u5.47310/6.3160.86610查圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按

7、GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12) 驗算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則K1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。從而得滿足齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度（1） 載荷系數(shù)，（2） 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （3）許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限,壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù) 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：?。?） 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。（二）

8、低速級齒輪傳動的設計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45鋼。調質后表面淬火，齒面硬度為4050HRC。經查圖，取1200MPa，370Mpa。（2） 齒輪精度按GB/T100951998，選擇級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核持面接觸疲勞強度。（10） 計算小齒輪傳遞的轉矩 kNm（11） 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z33，zi z3.9233129傳動比誤差 iuz/ z129/333,909i0.2

9、85，允許（12） 初選齒寬系數(shù) 按非對稱布置，由表查得0.6（13） 初選螺旋角 初定螺旋角 12（14） 載荷系數(shù)K使用系數(shù)K 工作機輕微沖擊，原動機均勻平穩(wěn)，所以查表得K1.25動載荷系數(shù)K 估計齒輪圓周速度v0.443m/s 查圖得K1.01;齒向載荷分布系數(shù)K 預估齒寬b80mm 查圖得K1.171，初取b/h6，再查圖得K1.14齒間載荷分配系數(shù) 查表得KK1.1載荷系數(shù)KK K K K=1.251.011.11.141.58（15） 齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y當量齒數(shù) zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查圖得Y2.45 Y2.15 Y1

10、.65 Y1.83（16） 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.669（17） 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.34,取為1Y10.669（18） 許用彎曲應力 安全系數(shù)由表查得S1.25工作壽命兩班制，7年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt6043.0917300288.68710大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u8.68710/3.9092.2210查

11、圖得壽命系數(shù), ;實驗齒輪的應力修正系數(shù),查圖取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 比較, 取(10) 計算模數(shù) 按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取 (11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=500mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬,取,齒寬系數(shù)(12) 驗算載荷系數(shù)圓周速度查得按，查得，又因，查圖得，則K1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。從而得 滿足齒根彎曲疲勞強度。3校核齒面接觸疲勞強度（5） 載荷系數(shù)，（6） 確定各系數(shù)材料彈性系數(shù) 查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖得重合度系數(shù) 查圖得螺旋角系數(shù) （7） 許用接觸應力試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限壽命系數(shù) 查圖得，；工作硬化系數(shù) ；安全系數(shù)

12、 查表得；尺寸系數(shù) 查表得，則許用接觸應力為：?。?） 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸疲勞強度的要求。二.具體二級齒輪減速器軸的方案設計（1）高速軸I材料為20CrMnTi,經調質處理，硬度為241286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑（2）軸II材料為45鋼，經調質處理，硬度為217255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取，取安裝小齒輪處軸徑（3）軸III材料為40Cr，經調質處理，硬度為241286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應力。按扭轉強度計算，初步計算軸徑

13、，取由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取最小軸徑軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖28，圖29，圖210所示。圖28圖29圖210第三節(jié) 軸承的選擇及壽命計算（一） 第一對軸承齒輪減速器高速級傳遞的轉矩 具體受力情況見圖31（1）軸I受力分析齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經計算得垂直面內 圖31 水平面內 （3）軸承的校核初選軸承型號為32014輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù) 計算軸承A受的徑向力軸承B受的徑向力計算附加軸向力查表得3000型軸承附加軸向力則 軸承A ，軸承B 計算軸承所受軸向載荷由于，即B軸承放松，A軸承壓緊由此

14、得 計算當量載荷軸承A e=0.43,則 ,軸承B e=0.43,則 軸承壽命計算因，按軸承B計算（二） 第二對軸承齒輪減速器低速級傳遞的轉矩 具體受力情況見圖32（1）軸II受力分析齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經計算得垂直面內 水平面內 （3）軸承的校核初選軸承型號為32928輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)計算軸承A受的徑向力軸承B受的徑向力計算附加軸向力查表得3000型軸承附加軸向力則 軸承A ，軸承B 計算軸承所受軸向載荷由于，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得 計算當量載荷軸承A e=0.36,則 ,軸承B e=0.36,則 軸承壽命計算因，按軸承A計算圖32（三）第三對軸承具體受力情況見圖