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ηa

3＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86； a12233η=0.97为齿轮地效率（齿轮为8级精度）,η=0.98为轴承地效率（磙子轴

=0.98为刚性联轴器 承）,η=0.99为弹性联轴器地效率,32.电动机地选择

电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw

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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＝8～40,则总传动比合理范围为i＝8～40,电动机转速地可选范围为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n＝970 r/min,同步转速1000r/min.

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n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ia＝nm/n＝970/60.02＝16.16 （2） 传动装置传动比分配

i＝ia=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i1=4.85,i2=i/i1=3.33 4.传动装置运动和动力参数地计算 （1）各轴转速

Ⅰ轴 nI＝nm=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

=5.82×0.98×0.98=5.59 kW 卷筒轴 PIV= PIII×η2×3（3）各轴输入转矩

电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ nm=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

=887.94 N.m 卷筒轴 TIV= TIII×η2×35.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,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.

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（1） 计算小齿轮传递地转矩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d

按非对称布置,由表查得d＝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 KF KF=1×1.17×1.4×1.37＝2.24 （6）齿形系数Y查得Y

和应力修正系数Y

＝2.16 Y

＝1.599 Y

＝1.81

＝2.58 Y

（7） 重合度系数Y 端面重合度近似为（8）螺旋角系数Y

纵向重合度系数=1.690,Y＝0. （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

,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

,

;实验齿轮地应力修正系数

＝1.69,重合度系数为Y＝0.684

比较,

取 (10) 计算模数

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按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11) 初算主要尺寸

初算中心距修正螺旋角 分度圆直径

齿宽

齿宽系数

(12) 验算载荷系数圆周速度查得按又因查图得

,

,

,

,查得

, ,

,取

,取a=355mm

,

,

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 材料弹性系数节点区域系数重合度系数

查表得 查图得 查图得

,

,

,

螺旋角系数 （3）许用接触应力

4 / 13

试验齿轮地齿面接触疲劳极限寿命系数安全系数为：

查图得 查表得

,；尺寸系数

,

；工作硬化系数 查表得

；

,则许用接触应力

取

（4） 校核齿面接触强度

,满足齿面接触疲劳强度地要求.

（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,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（11） 确定齿数z

＝

kN·m

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

＝0.6

（12） 初选齿宽系数 按非对称布置,由表查得（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;

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齿向载荷分布系数K取b/h＝6,再查图得K

预估齿宽b＝80mm 查图得K＝1.14

＝K

＝1.1

＝1.171,初

齿间载荷分配系数 查表得K载荷系数K＝K K K（15） 齿形系数Y 当量齿数 z＝z/cos

z＝z/cos

查图得Y

＝2.45 Y

K

=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

和应力修正系数Y ＝19/ cos＝120/ cos＝2.15 Y

＝35.26 ＝137.84 ＝1.65 Y

＝1.83

（16） 重合度系数Y 端面重合度近似为＝arctg（tg

＝【1.88-3.2×（

）】cos

＝【1.88－3.2

×（1/33＋1/129）】×cos12＝1.72

/cos

）＝arctg（tg20/cos12）＝20.41031

＝11.26652

因为＝0.669

/cos

,则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝

（17） 螺旋角系数Y 轴向重合度

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

,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

,

;实验齿轮地应力修正系数

＝

＝1.34,取为1

比较,

6 / 13

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

初算中心距修正螺旋角 分度圆直径

齿宽

齿宽系数 (12) 验算载荷系数 圆周速度查得按又因查图得

,,

,查得

, ,

,

,取

,

,取a=500mm

,

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 材料弹性系数节点区域系数重合度系数

查表得 查图得 查图得

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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寿命系数安全系数为：

查图得 查表得

,

；工作硬化系数 查表得

；

；尺寸系数,则许用接触应力

取

（8） 校核齿面接触强度

,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

（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,会削弱轴地强度,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,会削弱轴地强度,故需增大轴径5%~7%,取最小轴径

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所示.

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图2—8

图2—9

图2—10

第三节 轴承地选择及寿命计算

（一） 第一对轴承 齿轮减速器高速级传递地转矩 具体受力情况见图3—1 （1）轴I受力分析

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齿轮地圆周力 齿轮地径向力

齿轮地轴向力

（2）计算轴上地支反力 经计算得垂直面内

图3—1

水平面内 （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① 计算轴承A受地径向力轴承B受地径向力

②计算附加轴向力

查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A

③计算轴承所受轴向载荷 由于

由此得

④计算当量载荷 轴承A e=0.43,

10 / 13

,轴承B

,即B轴承放松,A轴承压紧

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地转矩 具体受力情况见图3—2 （1）轴II受力分析 齿轮地圆周力 齿轮地径向力

齿轮地轴向力

（2）计算轴上地支反力 经计算得垂直面内 水平面内 （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①计算轴承A受地径向力轴承B受地径向力②计算附加轴向力

查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A

③计算轴承所受轴向载荷 由于

由此得

④计算当量载荷 轴承A e=0.36,

,轴承B

,即B轴承放松,A轴承压紧

11 / 13

则

轴承B e=0.36,则 ⑤轴承寿命因

计算

,

,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 齿轮地圆周力 齿轮地径向力

齿轮地轴向力

（2）计算轴上地支反力 经计算得垂直面内 水平面内 （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①计算轴承A受地径向力

轴承B受地径向力

12 / 13

②计算附加轴向力

查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A

③计算轴承所受轴向载荷 由于

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轴承寿命因

计算 ,按轴承B计算

,

,轴承B

,即B轴承放松,A轴承压紧

图3—3

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