二级斜齿轮减速器结构及其计算演示教学.doc

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1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。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%。1.2传统方法设计设计过程1.总体传动方案

2、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a0.9720.9830.990.980.86；=0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），=0.98为轴承的效率（磙子轴承），=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：P0Pw/a5.61/0.86=6.5kw卷筒轴工作转速为n60.02r/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i840，则总传动比合理范围为i840，电动机转速的可选范围为nin（840）60.024802400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价

3、格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n970r/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in/n970/60.0216.16（2）传动装置传动比分配ii=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=3.334.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速轴nIn=970r/min轴nIInI/i1200r/min轴nIIInII/

4、i260.06r/min卷筒轴nIV=nIII=60.06（2）各轴输入功率轴PIP036.50.996.44kW轴PIIPI126.440.970.986.12kW轴PIIIPII126.120.970.985.82kW卷筒轴PIV=PIII2=5.820.980.98=5.59kW（3）各轴输入转矩电动机轴输出转矩T0=9550P0/n=63.99N.m轴TIT03=63.35N.m轴TIITIi112=292.07N.m轴TIIITIIi212=924.55N.m卷筒轴TIV=TIII2=887.94N.m5.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器

5、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，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T163.35Nm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z125，z2i1z14.8525121传动比误差iuz2/z1121/254.84i（4.85-4.84）/4.850.215，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

6、荷系数K载荷系数KKAKVKK=11.171.41.372.24（6）齿形系数Y和应力修正系数Y查得Y2.58Y2.16Y1.599Y1.81（7）重合度系数Y端面重合度近似为1.69，重合度系数为Y0.684（8）螺旋角系数Y纵向重合度系数=1.690，Y0.89（9许用弯曲应力安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610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/T135

7、7-1987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K1.6，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齿轮材料，热处理及精度考

8、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4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2）齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。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kNm（11）确定齿数z因为是硬齿面，故取z33，ziz3.9233129传动比误差iuz/z129/333,909i0.285，允许（12）初选齿宽系数按非对称布置，由表查得0.6（13

9、）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K1.25动载荷系数K估计齿轮圆周速度v0.443m/s查图得K1.01;齿向载荷分布系数K预估齿宽b80mm查图得K1.171，初取b/h6，再查图得K1.14齿间载荷分配系数查表得KK1.1载荷系数KKKKK=1.251.011.11.141.58（15）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数zz/cos19/cos35.26zz/cos120/cos137.84查图得Y2.45Y2.15Y1.65Y1.83（16）重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/33

10、1/129）】cos121.72arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75cos/0.669（17）螺旋角系数Y轴向重合度1.34,取为1Y10.669（18）许用弯曲应力安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6043.0917300288.68710大齿轮应力循环次数N2N1/u8.68710/3.9092.2210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

11、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K1.611，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20CrMnT

12、i,经调质处理，硬度为241286HBS，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217255HBS，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241286HBS，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28，图29，图210所示。图28图29图210第三节

13、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31（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31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计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力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轴承压紧由此得计算当量载荷轴承Ae=0.43,则,轴承Be=0.43,则轴承寿命计算因，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32（1）轴II受力分析齿轮的圆周力齿轮的径向力

14、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计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力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轴承压紧由此得计算当量载荷轴承Ae=0.36,则,轴承Be=0.36,则轴承寿命计算因，按轴承A计算图32（三）第三对轴承具体受力情况见图33（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计算轴承A受的径向力轴承B受的径向力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轴承压紧由此得计算当量载荷轴承Ae=0.48,则,轴承Be=0.48,则轴承寿命计算因，按轴承B计算图33-