带式传送机减速器的高级齿轮传动设计.docx

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带式传送机减速器的高级齿轮传动设计

摘要

齿轮传动是使用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。

因此，它在各种机械设备和仪器仪表。

带式传送机减速器的高级齿轮传动设计的优点

1.承载能力高，尺寸紧凑。

2.传动效率高，一对润滑加工良好的圆柱齿轮传动，效率可达99%。

3.使用寿命长，可靠性高。

4.理论上可以保持瞬时传动比恒定。

5.适用范围广，传递功率和圆周速度范围很大。

关键词：

键轴啮合直齿圆柱齿轮减速器

Abstract

Gearistheapplicationofawiderangeofimportantandspecialformofamechanicaltransmission,whichcanbeusedtothearbitraryaxisinthespacebetweenthemovementandpowertransmission,geardeviceisgraduallytothesmall,high-speed,lownoise,highreliabilityHardenedandtechnicaldirectionoftransmissiongearissmoothandreliable,hightransmissionefficiency（generallyabove94%canbeachieved,thehighertheaccuracyofcylindricalgearcanbeachieved99%）,awiderangeofpowertransmission（gearcanbeInstrumentMicropowertransmissiontolarge-scalepowerplanttensofthousandsofkilowattsofpowertransmission）widespeedrange（thecircumferentialspeedgearfrom0.1m/sto200m/sorhigher,speedcanbeanr/minto20000r/minorhigher）,compactstructure,theadvantagesofeasymaintenance.Therefore,inthemachineryandequipmentandinstrumentation.

KEYWORD：

KeyShaftSmeshSpurGearReducer

第1章传动方案拟定

1.1工作条件：

使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

1.2原始数据：

滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。

第2章电动机选择

2.1电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2.2电动机功率选择：

1．传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

2．电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1000×2/1000×0.8412

=2.4KW

2.3确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×50

=76.43r/min

按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n

n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min 。

2.4确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

质量63kg。

第3章计算总传动比及分配各级的传动比

3.1总传动比：

i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57

3.2分配各级传动比

据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095

第4章齿轮传动失效形式和设计准则

齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又多种多样，较为常见的是下面叙述的五种失效形式。

齿轮的其它部分（如齿圈、轮辐、轮毂等），除了对齿轮的质量大小需加严格限制外，通常只需按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度均较富裕，实践中也极少失效。

4.1轮齿折断

轮齿折断有多种形式，在正常情况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。

 此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿受到严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。

在斜齿圆柱齿轮传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线（参看图例），轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。

若制造或安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿圆柱齿轮，也会发生局部折断。

 为了提高齿轮的抗折断能力，可采取下列措施：

1）用增加齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支承的刚性，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。

4.2齿面磨损

 在齿轮传动中，齿面随着工作条件的不同会出现不同的磨损形式。

例如当啮合齿面间落入磨料性物质（如砂粒、铁屑等）时，齿面即被逐渐磨损而至报废。

这种磨损称为磨粒磨损。

它是开式齿轮传动的主要形式之一。

改用闭式齿轮传动是避免齿面磨粒磨损最有效的方法。

4.3齿面点蚀 

点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。

在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的齿面失效形式多为点蚀。

所谓点蚀就是齿面材料变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。

齿面上最初出现的点蚀仅为针尖大小的麻点，如工作条件未加改善，麻点就会逐渐扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损伤。

 齿轮在啮合过程中，齿面间的相对滑动起着形成润滑油膜的作用，而且相对滑动速度愈高，愈易在齿面间形成油膜，润滑也就愈好。

当轮齿在靠近节线处啮合时，由于相对滑动速度低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点蚀也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。

从相对意义上说，也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差（即接触疲劳强度最低）。

 提高齿轮材料的硬度，可以增强齿轮抗点蚀的能力。

在啮合的轮齿间加注润滑油可以减小摩擦，减缓点蚀，延长齿轮的工作寿命。

并且在合理的限度内，润滑油的粘度越高，上述效果也愈好。

因为当齿面上出现疲劳裂纹后，润滑油就会侵入裂纹，而且粘度愈低的油，愈易侵入裂纹。

润滑油侵入裂纹后，在轮齿啮合时，就有可能在裂纹内受到挤胀，从而加快裂纹的扩展，这是不利之处。

所以对速度不高的齿轮传动，以用粘度高一点的油来润滑为宜；对速度较高的齿轮传动（如圆周速度v>12m/s），要用喷油润滑（同时还起散热的作用），此时只宜用粘度低的油。

开式齿轮传动，由于齿面磨损较快，很少出现点蚀。

4.4齿面胶合 

对于高速重载的齿轮传动（如航空发动机减速器的主传动齿轮），齿面间的压力大，瞬间温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会发生粘在一起的现象，由于此时两齿面又在作相对滑动，相粘结的部位即被撕破，于是在齿面上沿相对滑动的方向形成伤痕，称为胶合。

传动时齿面瞬时温度愈高、相对滑动速度愈大的地方，愈易发生胶合。

 有些低速重载的重型齿轮传动，由于齿面间的油膜遭到破坏，也会产生胶合失效。

此时，齿面的瞬时温度并无明显增高，故称为冷胶合。

 加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油（如硫化油），在润滑油中加入极压添加剂等，均可防止或减轻齿面的胶合。

4.5齿面塑性变形

塑性变形属于轮齿永久变形一大类的失效形式，它是由于在过大的应力作用下，轮齿材料处于屈服状态而产生的齿面或齿体塑性流动所形成的。

塑性变形一般发生在硬度低的齿轮上；但在重载作用下，硬度高的齿轮上也会出现。

 塑性变形又分为滚压塑变和锤击塑变。

滚压塑变是由于啮合轮齿的相互滚压和滑动而引起的材料塑性流动所形成的。

由于材料的塑性流动方向和齿面上所受的摩擦力方向一致，所以在主动轮的轮齿上沿相对滑动速度为零的节线处被碾出沟槽,而在从动轮的轮齿上则在节线处被挤出脊棱。

这种现象称为滚压塑变形。

锤击塑变则是伴有过大的冲击而产生的塑性变形，它的特征是在齿面上出现浅的沟槽，且沟槽的取向和啮合轮齿的接触线相一致。

 提高轮齿齿面硬度，采用高粘度的或加有极压添加剂 的润滑油均有助于减缓或防止轮齿产生.

第5章运动参数及动力参数计算

5.1计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min，n

=nI/i带=960/2.095=458.2（r/min）

n

=n

/i齿轮=458.2/6=76.4（r/min）

5.2计算各轴的功率（KW）

P

=P工作=2.4KW，P

=P

×η带=2.4×0.96=2.304KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96

=2.168KW

5.3计算各轴扭矩（N·mm）

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.4/960

=23875N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.304/458.2

=48020.9N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.168/76.4

=271000N·mm

第6章传动零件和齿轮的设计计算

6.1皮带轮传动的设计计算

1．选择普通V带截型

kA=1.2，PC=KAP=1.2×3=3.9KW

选用A型V带

2．确定带轮基准直径，并验算带速

推荐的小带轮基准直径为：

75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm

取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200

=480r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2=458.2-480/458.2

=-0.048<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

3．确定带长和中心矩

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+200）≤a0≤2×（100+200）

所以有：

210mm≤a0≤600mm

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+200）+（200-100）2/4×500

=1476mm

取Ld=1400mm

得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2

=500-38

=462mm

4．验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

=167.60>1200（适用）

5．确定带的根数

P1=0.95KW

△P1=0.11KW

Kα=0.96

KL=0.96

得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=3.9/（0.95+0.11）×0.96×0.96

=3.99

6．计算轴上压力

查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/4×5.03×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032]N

=158.01N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2

=1256.7N

6.2齿轮传动的设计计算

1．选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

2．按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3，由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120，实际传动比I0=120/2=60，传动比误差：

i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：

u=i0=6，取φd=0.9

3．转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2

=50021.8N·mm

4．载荷系数k

由课本P128表6-7取k=1

5．许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH

查得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×458.2×1×（16×365×8）

=1.28×109

NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108

查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×50021.8×（6+1）/0.9×6×3432]1/3mm

=48.97mm

模数：

m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm

取标准模数：

m=2.5mm

6．校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm，d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×50mm=45mm，取b=45mmb1=50mm

7．齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83

8．许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

查得：

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1×50021.8/45×2.52×20）×2.80×1.55Mpa

=77.2Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1×50021.8/45×2.52×120）×2.14×1.83Mpa

=11.6Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

9．计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm

10．计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000

=1.2m/s

第7章轴的设计计算

7.1按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS，查表，取c=115，d≥115（2.304/458.2）1/3mm=19.7mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×（1+5%）mm=20.69

∴选d=22mm

7.2轴的结构设计

1．轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

2．确定轴各段直径和长度

工段：

d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度和右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm，因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm。

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

3．按弯矩复合强度计算

（1）求分度圆直径：

已知d1=50mm

（2）求转矩：

已知T2=50021.8N·mm

（3）求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

（4）求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N

（5）因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mma

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m

G.校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

第8章滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

8.1计算输入轴承

1．已知nⅡ=458.2r/min，两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N，初先两轴承为角接触球轴承7206AC型，根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力，FS=0.63FR，FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

2．∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

3．求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

4．计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取fP=1.5

根据课本P262（11-6）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

5．轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

8.2计算输出轴承

1．已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=FAZ=903.35N，试选7207AC型角接触球轴承，根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

2．计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

3．求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本P263表（11-8）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

4．计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

5．计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：

ft=1

根据课本P264（11-10c）式得

Lh=16670/n（ftC