二级斜齿轮减速器设计.doc

二级斜齿轮减速器结构及其计算
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%。
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ηa
＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；
η=0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η=0.98为轴承的效率（磙子轴承），η=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： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw
卷筒轴工作转速为n＝60.02r/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i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝8～40，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/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Y160M—6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/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i＝n/n＝970/60.02＝16.16
（2） 传动装置传动比分配
i＝i=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=3.33
4.传动装置运动和动力参数的计算
（1）各轴转速
   Ⅰ轴 nI＝n=970r/min
   Ⅱ轴 nII＝nI/ i1＝200 r/min
   Ⅲ轴 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min
卷筒轴 nIV=nIII=60.06
（2）各轴输入功率
   Ⅰ轴 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW
   Ⅱ轴 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW
   Ⅲ轴 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW
卷筒轴 PIV= PIII×η2×=5.82×0.98×0.98=5.59 kW
（3）各轴输入转矩
电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ n=63.99 N.m
  Ⅰ轴  TI＝T0×η3=63.35 N.m
  Ⅱ轴   TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m
Ⅲ轴  TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m
卷筒轴 TIV= TIII×η2×=887.94 N.m
5.齿轮的设计计算
（一）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T1＝63.35N·m
（2） 确定齿数z
因为是硬齿面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121
传动比误差  i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84
Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％5％，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
载荷系数K＝KA K V K K=1×1.17×1.4×1.37＝2.24
（6）齿形系数Y和应力修正系数Y
查得Y＝2.58  Y＝2.16  Y＝1.599  Y＝1.81
（7） 重合度系数Y
端面重合度近似为＝1.69，重合度系数为Y＝0.684
（8）螺旋角系数Y
 纵向重合度系数=1.690，Y＝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＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10/6.316＝0.866×10
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K＝1.6，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）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＝＝1200MPa，＝＝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＝ kN·m
（11）   确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝33，z＝i z＝3.92×33＝129
传动比误差  i＝u＝z/ z＝129/33＝3,909
Δi＝＝0.28％5％，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K   预估齿宽b＝80mm  查图得K＝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K＝K＝1.1
载荷系数K＝K K K K=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58
（15）   齿形系数Y和应力修正系数Y
 当量齿数 z＝z/cos＝19/ cos＝35.26 
z＝z/cos＝120/ cos＝137.84
查图得Y＝2.45   Y＝2.15  Y＝1.65  Y＝1.83
（16）   重合度系数Y
端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12＝1.72
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos12）＝20.41031
＝11.26652
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.669
（17）   螺旋角系数Y
 轴向重合度 ＝＝1.34,取为1
Y＝1－＝0.669
（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N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10
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K＝1.611，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 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241~286HBS，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217~255HBS，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241~286HBS，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
轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。

图2—8

图2—9

图2—10

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3—1
（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3—1

      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
①     计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
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
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
④计算当量载荷
轴承A e=0.43,
则 ,
轴承B e=0.43,
则
⑤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3—2
（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
①计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
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
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
④计算当量载荷
轴承A e=0.36,
则 ,
轴承B e=0.36,
则
⑤轴承寿命计算
因，按轴承A计算

图3—2

（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32938
轻微冲击，查表得冲击载荷系数
①计算轴承A受的径向力
轴承B受的径向力
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
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
④计算当量载荷
轴承A e=0.48,
则 ,
轴承B e=0.48,
则
⑤轴承寿命计算
因，按轴承B计算

图3—3