二级斜齿轮减速器结构及其计算

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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

2、示. 二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）.传动装置地总效率n a a = 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 = 8〜40,则总传动比合理范围为i丄=8〜40,电动机 |

3、> I 转速地可选范围为 n_ = i丄x n=(8〜40)x 60.02 = 480〜2400r/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

4、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=3.33 4. 传动装置运动和动力参数地计算 (1)各轴转速 I轴 n i = n m=970r/min U轴 n ii = ni/ i 1 = 200 r/mi n 川轴 n iii = 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 kW U 轴 F ii = Pi x n 1X n 2=

5、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.m I 轴 T i = Tqx n 3=63.35 N.m U 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

6、 卷筒轴 Tiv= Tin x n 2x 3=887.94 N.m 5. 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

7、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 = 0.21 5%,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)

8、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

9、力 Y p v ? 上』=0.006086 上』=0.005346 比较'・ , 取飞 (10) 计算模数 舛 > 3严尊『耳々 打為 co/0 = 处14学 2006086x0696x() 仔 M^zi 6. ! 0,6x19 =A2\mm 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

10、 /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

11、『0 F工丄仆1.4M J D ［幷° 00创戏K U&8「19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

12、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40〜50HRC经查图, 取 crffid 二加債 12OOMPa0Fli 1 P 血=370Mpa. (2) 齿轮精度 按GB/T10095- 1998

13、,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 = 3,909 3.909-3 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

14、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/

15、cos 丨 J = 35.26 z；] = z]/cos 120/ 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 ■- )] cos X( 1/33 + 1/129) ]X cos12 = 1.72 :=arctg (tg ‘■!/cos - )= arctg (tg20 R/cos12「) 匚一⑴‘…亠 11.26652： /cos 、7 ,则重合度系数为 Y： = 0.25+0.75 cos :'/ 1 二 =【1.88

16、 — 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 = 8.687 X 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 <.-,、' -",查图取尺寸系数二■ %二鱼绚 丄二刃4 64函加 许用弯

17、曲应力 “ "-L' (17) ；实验齿轮地应力修正系数 % = %?號二 562 4咖 立邑=0.007422 鱼鱼=0.006996 比较'• , 1 -  取飞 * (10) 计算模数 淨野斶加“存覽嘗We422x。皿叫站2。 =5 73栅《 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取二:：•"二 (11) 初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=500mm 0 二 arc⑼哑旦二 1359049° 修正螺旋角 L： 分度圆直径 心二勰/界忆$0二796 296朋峭 齿宽B二如1 = 122,22mm取知= 130枷，妇二124枷, b7 札二亍=

18、 061 齿宽系数 (12) 验算载荷系数:: v 二加网二 0.459^/s 圆周速度 「'..Ji 查得---- 按二…J 1 一」口，查得■''■■■>■■, 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

19、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 = Z^Z^Z \ = 931.^5Mpa < '■ J 匚’ “，满足齿面接触疲劳强度地要 求• 二.具体二级齿轮减速器轴地方案设计 d通 > 庄 ^ = 105x3 n （1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理,

20、硬度为241~286HBS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 4146 dj血 >A^i— =105x?|— =153,15朋幡 （2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS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241~286HBS查得对称循环弯曲许 用应力「1- 「八-

21、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 2—8,图2—9,图2—10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

22、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 46x]Qg ~d7~ ~9705~ = 30088x = 300837/ tan 20' cos 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

23、 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 ②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 ③ 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 ④ 计算当量载荷 F边-9947 =0朋洽 X& 二 04 ❻二 L4 轴承 A e=0.43, 则

24、. , ^ = 0.625X^ = 04^=14 轴承 B e=0.43,二 则 -' . . ⑤ 轴承寿命」计算 iin1 厂 z Lt = —(-^y = 1566h 因二—匚，按轴承B计算" - 第二对轴承 9.55^3 = 8.3kN.m 齿轮减速器低速级传递地转矩 具体受力情况见图3—2 （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

25、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 ① 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 ■ ■ ② 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 ③ 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 ④ 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

26、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3—2 ⑤ 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3—3 （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

27、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 .... '■' ⑤轴承寿命'计算 轴III垂直面內受力 轴III轴承受力晴况 图3—3 ② 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 - ③ 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?/ ④ 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 Etui f\kin