二级斜齿圆柱齿轮减速器

1传动装置的总体方案设计。11传动装置的运动简图及方案分析。111运动简图112方案分析。合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级、齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。12电动机的选择。121电动机的类型和结构型式。本减速器在常温下连续工作，单向运动载荷变化不大，故选用Y系列三相交流异步电动机380V122确定电动机的功率工作机所需功率PWPV70856KW电动机的工作功率P电动机到卷筒轴的总效率为A1453223查【2】表34得1093（V带轮传动）、2098（滚子轴承）、3097（圆柱齿轮传动7级精度）、4099（联轴器）、5096（滚筒）所以有A0783所以P07152KW123确定电动机的转速滚筒工作转速为NW38217601000根据传动比的推荐值取V带传动比24圆柱齿轮传动比35则总传动比的合理范围为1810，电动机12的转速可选范围为NW68790638217124确定电动机型号综合考虑减轻电动机及其传动装置的重量和节约资金选用Y132M4型电动机型号额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M475KW1440222213计算总传动比和分配各级传动比。131确定总传动比总传动比37680132分配总传动比分别是V带轮、高速机齿轮、低速012012级齿轮的传动比初取112则336412012查【2】表35得4281214计算传动装置的运动参数和动力参数141计算各轴的转速将各轴由高速向低速分别定为轴、轴、轴轴428062R/MIN0轴1070161轴38222滚筒轴382142计算各轴的功率轴P额126696KW轴PP236235KW轴PP235806KW滚筒轴PP45748KW143计算各轴转矩电动机轴49740NM09550额轴149387NM9550轴556405NM9550轴1451490NM9550滚筒轴1436248NM95502传动零部件的设计计算以下计算都是按照电动机额定功率计算得到的数值，计算所得数据是此减速器更为安全21带传动221确定计算功率并选择V带带型查【1】表87得工作情况系数KA12计算功率PCA1275KW9KW由计算功率PCA9KW小带轮转速1440查【1】图811选取A型带212确定带轮的基准直径并验算带速。初选带轮的基准直径由【1】表86、88得DD175MM取80MM验算带速V按【1】式813计算V6029M/S16010005M/SV25M/S故带速合适120故符合要求215计算带的根数Z计算单根V带的额定功率PR由N11440DD180MM查【1】表84A可得P0068KW由N11440350查【1】表84B得016KW0由【1】表85得K0925由【1】表82得KL097由【1】式819得0754KW00计算带的根数Z1136取12根因为Z10所以应选去截面积更大的B型带，以下按B型带重新计算211确定计算功率并选择V带带型由以上验算可知选B型带212确定带轮的基准直径并验算带速。初选带轮的基准直径由【1】表86、88得DD1125MM取125MM验算带速V按【1】式813计算V942M/S16010005M/SV25M/S故带速合适120故符合要求215计算带的根数Z计算单根V带的额定功率PR由N11440DD1125MM查【1】表84A可得P0218KW由N11440350查【1】表84B得045KW0由【1】表85得K0925由【1】表82得KL098由【1】式819得2384KW00计算带的根数Z3775取4根带Z故合适10216确定带的初拉力和压轴力。计算单根V带的初拉力最小值0由【1】表83得Q018KG/M由【1】式827有219321N0500252应满足实际初拉力00对于新装的V带，初拉力应为150151705440N00设计轴压力FP。由【1】图813可得1705440N2012217带轮的结构设计。带型包角V带根数基准直径材料结构大带轮B1525184125MMHT200实心式小带轮B1525184400MMHT200孔板式22齿轮传动221选取精度级，材料及齿数输送机为一般工作机器，速度不高；故选用7精度等级（GB1009588）选择材料由【1】表101选择小齿轮（包括高速级和低速级）的材料为40CR（调质）硬度为280HBS；两个大齿轮（包括高速级和低速级）材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS确定齿数高速级选取小齿轮齿数Z124则Z2Z196齿数比U4121低速级选取小齿轮齿数Z130则Z2Z184齿数比U28221选取螺旋角。高速级低速级齿轮螺旋角都选择14222齿轮强度设计。对于高速级齿轮按齿面接触强度设计。按【1】式1021计算132112确定计算公式内的各计算数值1试选KT16。2由【1】图1030选取区域系数ZH24333由【1】图1026得1078，2086，121644许用接触应力。由【1】式1013计算应力循环次数1500109N160NJ375108211由【1】图1019取解除疲劳寿命系数KHN1090KHN2095由【1】图1021D按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限600MPA550MPA12取失效率为1，安全系数S1，由【1】时1012得540MPA1115225MPA22253125MPA1225小齿轮的传递扭矩由前面的计算知T11494105NMM6由【1】查106得材料的弹性影响系数ZE189812计算1计算小齿轮分度圆直径D1T，有计算式得D1T68166MM2计算圆周速度M/S160100015273计算齿宽B及模数MNT68166MM12756MM11齿高H255MNT6201MM109934计算纵向重合度。1903031815计算载荷系数K。已知使用系数KA1根据V1527M/S，7级精度齿轮；由【1】图108查得动载系数KV108；由【1】表104查得KH1423；由【1】图1013查得KF1353；由【1】表103查得KHKF14；故载荷系数21526按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由【1】式1010A得75245MM1137计算模数MN3042MM1按齿根弯曲强度设计。有【1】式1017有32K1221确定计算参数。1计算载荷系数。20462根据纵向重合度1903从【1】图1028查得螺旋角影响系数Y0883计算当量齿数2627113105092234查取齿形系数由【1】表105查得YFA12592；YFA221855查取应力校正系数由【1】表105查得YSA11596；YSA217956由【1】图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPA；大齿轮的弯曲疲1劳强度极限380MPA；27由图108取弯曲疲劳寿命系数KFN1091；KFN20968计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14；由【1】式1012325MPA111260571MPA2229计算大、小齿轮的并加以比较0012728711100150518222大齿轮的数值大代入数值计算MN2006MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数MN大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取MN25MM，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径D175245MM来计算应有的齿数。于是有29204取Z129；则Z2Z111611对于低速级齿轮按齿面接触强度设计。按【1】式1021计算132112确定计算公式内的各计算数值1试选KT16。2由【1】图1030选取区域系数ZH24333由【1】图1026得108，2087，121674许用接触应力。由【1】式1013计算应力循环次数3750108N160NJ1339108211由【1】图1019取解除疲劳寿命系数KHN1093KHN2096由【1】图1021D按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限600MPA550MPA12取失效率为1，安全系数S1，由【1】时1012得558MPA111528MPA222543MPA1225小齿轮的传递扭矩由前面的计算知T15564105NMM6由【1】查106得材料的弹性影响系数ZE189812计算1计算小齿轮分度圆直径D1T，有计算式得D1T107159MM2计算圆周速度M/S160100006003计算齿宽B及模数MNT107159MM1347MM11齿高H255MNT7808MM137254计算纵向重合度。2379031815计算载荷系数K。已知使用系数KA1根据V0600M/S，7级精度齿轮；由【1】图108查得动载系数KV103；由【1】表104查得KH1433；由【1】图1013查得KF1363；由【1】表103查得KHKF14；故载荷系数20626按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由【1】式1010A得116614MM1137计算模数MN3772MM1按齿根弯曲强度设计。由【1】式1017有32K1221确定计算参数。1计算载荷系数。20612根据纵向重合度1903从【1】图1028查得螺旋角影响系数Y0883计算当量齿数32840113919532234查取齿形系数由【1】表105查得YFA12483；YFA221965查取应力校正系数由【1】表105查得YSA11638；YSA217826由【1】图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPA；大齿轮的弯曲疲劳1强度极限380MPA；27由图108取弯曲疲劳寿命系数KFN1090；KFN20938计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14；由【1】式1012321429MPA111252429MPA2229计算大、小齿轮的并加以比较0012653311100155025222大齿轮的数值大代入数值计算MN2648MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数MN大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取MN3MM，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径D1116614MM来计算应有的齿数。于是有37716取Z138；则Z2Z110611223几何尺寸的计算对于高速级齿轮计算中心距186799MM取整为187MM122按圆整后的中心距修正螺旋角1424141424122计算大、小齿轮的分度圆直径。74798MM11299193MM22计算齿轮宽度74798MM1圆整后取小齿轮宽度B180MM；大齿轮宽度B275MM对于高低级齿轮计算中心距222613MM取整为223MM122按圆整后的中心距修正螺旋角1439143224122计算大、小齿轮的分度圆直径。92755MM11327735MM22计算齿轮宽度92755MM1圆整后取小齿轮宽度B1100MM；大齿轮宽度B295MM224齿轮的结构设计由有传动顺序把各个齿轮分别编号1、2、3、41234模数M25MM25MM3MM3MM齿数Z2911638106轮毂直径D45MM53MM50MM92MM分度圆直径D074798MM299193MM92755MM327735MM齿顶圆直径DA79795MM304193MM98755MM333735MM厚度B80MM75MM100MM95MM螺旋角141424141424143224143224材料40CR45钢40CR45钢结构实心式腹板式实心式腹板式热处理调质调质调质调质部分数据由【3】表105计算得，结构选择参考【1】1010选取23轴系零部件设计231初步计算轴的最小直径对于轴由【1】式估算轴的最小直径选取45钢，调制处理；据【1】表153取A0112于是有28011MM03轴I第一段为装带轮处的直径，用平键连接，故轴径应增大3D3DMIN28851MM取D30MM对于轴II4341MM03对于轴III59760MM03因为此轴与联轴器相连所以此段的直径由联轴器对应型号的孔径来决定。由【1】表141查得KA15TCAKATIII2177235NM查【2】表922选弹性柱销联轴器HL6，参数如下公称转矩孔径半联轴器长度5130NM60MM142MM232轴的结构设计对于轴确定各段轴的直径位置直径/MM理由带轮处30由传动转矩估算得基本直径左端盖35定位轴肩H（00701）D；取H25MM左轴承处40因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据端盖处34MM；由【2】表916选30308；参数DDT40MM90MM2225MM齿轮处45大于前段轴承处轴环处53轴肩高H（00701）D；取H4MM轴环右侧43轴肩高H（00701）D；取H5MM右轴承处40同一根轴上选取相同的轴承30308确定各段轴的长度位置长度/MM理由带轮处78带轮轮廓宽度为80MM为保证轴端挡圈能压紧带轮，此轴段长度略小于带轮轮廓宽度端盖处50轴承端盖宽20MM，加润滑脂要求，取轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30MM左轴承处17025轴承T2525；轴承与箱体内壁间距8MM；低速级齿轮与箱体内壁间距16MM；低速级齿轮宽度100MM；低速级齿轮与高速级齿轮间距20MM；套筒与轴肩间距4MM以定位齿轮L2525MM8MM16MM100MM20MM4MM齿轮处76齿轮宽80MM；与套筒定位预留4MM轴环处10B14H；取B10MM轴环右端14齿轮与箱体内壁间距16MM；轴承与内壁间距8MM减去轴环宽度10MM右轴承处2525轴承决定对于轴确定各段轴的直径位置直径/MM理由因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工左轴承处45作要求并根据最小直径4341MM；由【2】表916选30309；参数DDT45MM100MM2725MM左齿轮处50大于前段轴承处轴环处58轴肩高H（00701）D；取H4MM右齿轮处53轴肩高H（00701）D；取H5MM右轴承处45同轴上选取同样的轴承30309确定各段轴的长度位置长度/MM理由左轴承处5525轴承T2725；轴承与箱体内壁间距8MM；低速级齿轮与箱体内壁间距16MM；套筒与轴肩间距4MM以定位齿轮左齿轮处96齿轮宽100MM；与套筒定位预留4MM轴环处225两齿轮间距2025MM；右齿轮处71大齿轮宽75MM；与套筒定位预留4MM右轴承处5775轴承T2725；轴承与箱体内壁间距8MM；高速级齿轮与箱体内壁间距185MM；套筒与轴肩间距4MM以定位齿轮对于轴确定各段轴的直径位置直径/MM理由联轴器处60HL6型联轴器，半联轴器孔径60MM又端盖70定位轴肩H（00701）D；取H5MM右轴承处75因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据端盖处70MM；由【2】表916选30315；参数DDT75MM160MM40MM齿轮处80大于前段轴承处轴环处92轴肩高H（00701）D；取H6MM轴环左侧76轴肩高H（00701）D；取H8MM左轴承处75同一根轴上选取相同的轴承30315确定各段轴的长度位置长度/MM理由联轴器处140HL6型联轴器；半联轴器长度为142MM；预留2MM为定位联轴器端盖处50轴承端盖宽20MM，加润滑脂要求，取轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30MM右轴承处1705轴承T40；轴承与箱体内壁间距8MM；低速级齿轮与箱体内壁间距16MM；高速级齿轮宽度80MM；低速级齿轮与高速级齿轮间距225MM；套筒与轴肩间距4MM以定位齿轮L40MM8MM16MM80MM20MM4MM齿轮处91齿轮宽95MM；与套筒定位预留4MM轴环处10B14H；取B10MM轴环左端165齿轮与箱体内壁间距185MM；轴承与内壁间距8MM减去轴环宽度10MM右轴承处40轴承决定233轴的强度校核按弯扭合成应力校核该轴的强度首先根据轴的结构简图画出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由【2】表916查得30309轴承A215MM。因此如上轴图有L1L2L37979MM110MM6975MM2595MM。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C为危险截面。现将计算出的截面C、D处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面垂直面支反力FNH19309988NFNH26406689NFNV13839412NFNH2731668N弯矩MH1742472341NMMMH2446866558NMMMV1306193107NMMMV2164987626NMMMV391723006NMMMV451033843NMM总弯矩M1748116492NMMM2760582733NMMM3456182891NMMM4449771246NMM扭矩T5564105进行校核时通常只校核承受最大弯矩的截面（即危险截面C）的强度。根据【1】式155及以上表中的数据，以及周单向旋转，扭转切应力，取06，轴的计算应力20459MPACAM21T2W已选定材料为45钢，调制处理，由【1】表151查得60MPA。1因为，故安全。1精校核轴的疲劳强度截面C左侧抗弯截面系数W01D391125MM3抗扭截面系数WT02D318225MM3截面C的左侧的弯矩为M26735195NMM1151251截面C上的扭矩为T5564105截面上的弯曲应力29339MPA截面上的扭转切应力30529MPATT轴材料为45钢，调制处理。由【1】表151查得640MPA，275MPA，155MPA11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按【1】附表32查取。因004，111经插值法可查得20132又由【1】附图31可得轴的材料的敏性系数为082085故有效应力集中系数按【1】式（附表34）为1821112711由【1】附图32的尺寸系数075；由【1】附图33的扭转尺寸系数07轴按磨削加工，由【1】附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即1，则按【1】式312及式312A得综合系数为2511119011由【1】31及32得碳钢的特性系数0102，取0100501，取005于是，计算安全系数SCA值，按【1】式156158得3734152130331522故知安全。截面C右侧抗弯矩截面系数W按【1】表154计算W01D312500MM3抗扭截面系数W02D325000MM3弯矩M及弯曲应力为26735195NMM115125121388MPA截面C上的扭矩为T5564105截面上的扭转切应力为22256MPA过盈配合处的，由【1】附表38用插值法求出，并取，有08348278轴按磨削加工，由【1】附图34得表面质量系数为092故综合系数为3571128711所以轴在C截面右侧的安全系数为36021481612891522故该轴在C截面右侧的强度也是足够的。综上，该轴的强度是符合要求的。234轴系零部件的选择轴轴轴轴承303083030930315联轴器HL6建带轮处BHL10863齿轮处BHL14963高速级齿轮处BHL161085低速级齿轮处BHL161056齿轮处BHL221480联轴器处BHL1811110245参数总汇表轴号总长4235MM3025MM518MM最大直径53MM58MM92MM最小直径30MM45MM60MM材料45钢45钢45钢热处理调质调质调质轴承303083030930315连接带轮、齿轮两个齿轮齿轮、滚筒联轴器HL6带轮处高速级齿轮处齿轮处键BHL10863齿轮处BHL14963BHL161085低速级齿轮处BHL161056BHL221480联轴器处BHL181111024综合判断带轮、齿轮、轴的合理性241计算高速级齿轮与低速级轴的距离低速级齿轮中心距为223MM；高速级大齿轮分度圆直径的一半为149597MM；相距为73403；低速级轴的此段的半径为35MM；即高速级大齿轮与低速级轴的距离为38403，由此可见高速级大齿轮与低速级轴不会发生干涉，合理。242带轮与箱体的比例问题最大齿轮的分度圆直径为327735MM与大带轮的直径400MM相差不大，切减速下器箱体高度比最大齿轮的的半径更大，所以安装时大带轮不会与地面发生干涉，合理。243两个大齿轮的比例问题两个大齿轮的分度圆直径分别为327735MM、299193MM。相差不大，能够同时吃到润滑油，合理。综合以上三点此装置的传动零部件总体设计是合理的。3减速器装配的设计31箱体主要结构尺寸的确定311铸造箱体的结构型式及主要尺寸减速器的箱体采用铸造（HT200）制造成，采用部分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用配合。67ISH在机体上加肋，为轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。因其在传动件速度为12M/S，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池低面的距离H为40MM，为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度连接表面应精创。名称符号公式结果箱体壁厚00253810箱盖壁厚1（08085）810地脚螺栓直径24地脚螺栓数目N【2】表4176轴承旁的连接螺栓107518箱座箱盖连接螺栓2050612定位销的直径D（0708）29轴承盖螺钉3040510150160轴承盖的外径DD5553220312箱体内壁位置的确定如装配图俯视图，内空宽度为齿轮与箱壁的间距的两倍加上两个大齿轮的宽度，加上两个齿轮的间距B16MM100MM20MM80MM16MMM232MM内空长度为L815MM箱盖的内控高度为216MM123050MM35箱座的内空高度22油高吃油深度油高油量油量71498106MM按吃油两个齿计算2H2225MT135MMH2215MM32减速器附件的确定视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一