（精品）二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书

目录（一）电动机的选择31、选择电动机的类型32、确定电动机的转速33、选择电动机3（二）计算传动装置的总传动比并分配传动比41、计算运动装置的总传动比42、分配传动比4（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数41、各轴的转速42、各轴的输入功率53、各轴的输入转矩5（四）传动零件的设计计算61、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数6（2）按齿面接触面强度设计6（3）按齿根弯曲强度设计8（4）几何尺寸计算102、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算101、选定齿轮的精度等级、材料及齿数102、按齿面接触面强度设计113、按齿根弯曲强度设计134、几何尺寸计算14（五）轴的设计161、中间轴的设计16（1）作用在齿轮上的力16（2）确定轴的最小直径16（3）轴的结构设计16（4）中间轴的校核172、高速轴的设计20（1）作用在齿轮上的力20（2确定轴的最小直径20（3）选择联轴器20（4）轴的结构设计213、低速轴的设计22（1）作用在齿轮上的力22（2确定轴的最小直径22（3）选择联轴器22（4轴的结构设22（六）轴承寿命的校核241、中间轴承的校核24（1）轴承所受的轴向力和径向力24（2）求轴承的当量动载荷24（3）验算轴承寿命25七箱体结构及减速器附件设计251、减速器箱体结构表252、箱体附件的设计26（一）电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。1）选择电极的容量工作及输入功率PW295KW从电动机到工作机之间的总效率为分别为1224324式中1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由相关手册取1099，2098，3097，4095，则0992X0984X0972X0950808所以电机所需功率为PD3651KWPW295KW08082、确定电动机的转速由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比840,而工作机的转速MIN/78RW所以电动机转速可选范围MIN/312064MIN/7840RRIWD符合这一范围的同步转速有750R/MIN、1000R/MIN、1500R/MIN、3000R/MIN四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000R/MIN的电动机。3、选择电动机根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y132M16。其性能如下表电动机型号额定功率/KW满载转速NM/（R/MIN）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1649602020电动机的主要安装尺寸型号HABCDEGFGKB12HAABBFAL1Y132M1613221617889388010X833122802101353156023818515（二）计算传动装置的总传动比并分配传动比1、计算运动装置的总传动比总传动比为330812796WMNI式中为工作机输入转速WN2、分配传动比21I考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故214I高速级的传动比为5130841II低速级的传动比为9625112I（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1、各轴的转速轴MIN/9601RN轴IN/27315412RI轴I/896I/23RIN卷筒轴MI/783W2、各轴的输入功率轴3651KW0993614KW1PD轴3614KW0980973435KW23轴3435KW0980973265KW3卷筒轴3265KW0990983168KW卷P123、各轴的输入转矩电动机的输出转矩为DTMNRKWNPMDD3620IN/90515105966轴36320099359571TDN轴3595741510980971418842I23轴141884296509809739990443MN卷筒轴399904099098387987卷T312MNMN将上述结果汇总于下表，以备查用。轴名功率P/KW转矩T/转速N/R/MIN传动比I效率电机轴3651363209601099轴361435957096041510951轴3435141884002312729650951轴32653999040078卷筒轴3168387987007810970（四）传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。20N1ANH025NC1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度2）材料选择。由机械设计第八版表101选择小齿轮材料为40CR调质，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数Z124大齿轮齿数Z2Z124415199624,取Z297，则齿数比I，可满足要求。0429712Z5371544）选取螺旋角，初选螺旋角。（2）按齿面接触面强度设计3211HEADTTZTK确定公式内的各计算值1）试选4T2）计算小齿轮传递的扭矩95500003614/9603595X1046I9501NIPTMN3）由表107选取齿宽系数10D4）由表106查得材料弹性影响系数1898EZ21MPA5）由图1030选区域系数ZH24336）由图1026查得，则1627501A86502A21AA7）由图1021D查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPA；齿轮的接触疲劳强度LIMH极限550MPA。2LIMH8）由式1013计算应力循环次数。60X960X12X8X365X51682X109HJLNN1601682X109/4042416X10829由图1019取接触疲劳寿命系数091；0941HNK2HN10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1，安全系数S1）091X600MPA546MPASH1LIM1094X550MPA517MPAKHN2LI2（2）设计计算1计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值H32112HEADTTZTK32451789430261059439512M2）计算圆周速度314X39512X960/60X1000M1985106NVTSM/S/3计算齿宽B及模数NT10X3951239512TDB1159741COS539COS1ZMTNTM4计算齿宽齿高比225X15973593NTH2510997931B5计算纵向重合度0318X10X24XTAN141903TAN801ZD6计算载荷系数由工作条件，查表102得使用系数100。根据V1985M/S,8级精度，由图108查得AK动载系数115；VK由表103查得12FH由表104利用插值法查得14498K由图1013查得138。故载荷系数F100X115X12X1449820HVAK7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010A得4450033141259TTDM8计算法面模数1799ZMN2COS0COS1（3）按齿根弯曲强度设计321COSFSAADNYZKTM（1）确定计算参数1）计算载荷系数100X115X12X1381904FVAK2由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPA大齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE380MPA。2FE3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数091，095。1FNK2FN4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14325MPASFENF415091257857KFEF3822A5根据纵向重合度1903，从图1028查得螺旋角影响系数088Y6计算当量齿数2627214COS2331ZV10618497332ZV7）查取齿形系数由表105利用插值法算得2592，21751FAY2FA8）查取应力校正系数由表105利用插值法算得1596，17951SA2SA9）计算大小齿轮的并加以比较。FAY0012733259611FSA0015148572912FSAY大齿轮的数值大。（2）设计计算MYZKTMFSAADN323210154610COS941COS1198由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取15，已可满足N弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径445来计1D算应有的齿数。于是287855514COSCS1NMDZ取29，则4042X291171Z12Z（4）几何尺寸计算（1）计算中心距112852MMZAN14COS2579COS21将中心距圆整为113。M（2）按圆整后的中心距修正螺旋角141751132579ARCS2ARCS1ZN因值改变不多，故参数等不必修正。HZK,（3）计算打、小齿轮的分度圆直径44890“15174COS29NMZDM181109“2N（4）计算齿轮宽度1X44890448901DBM圆整后取45；502BM12、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数1选用8级精度2）材料选择。由机械设计第八版表101选择小齿轮材料为40CR调质，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数Z124大齿轮齿数Z2Z12429657116,取Z272，则齿数比，I32471Z可满足要求。5329654）选取螺旋角，初选螺旋角。142、按齿面接触面强度设计32112HEADTTZTK（1）确定公式内的各计算值1）试选4T2）计算小齿轮传递的扭矩95500003435/231273595X104261059NPTMN3）由表107选取齿宽系数10D4）由表106查得材料弹性影响系数1898EZ21MPA5）由图1030选区域系数ZH24336）由图1026查得，则16057501A8502A21AA7）由图1021D查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPA；齿轮的接触疲劳强度LIMH极限550MPA。2LIMH8）由式1013计算应力循环次数。60X23127X1X2X8X365X54052X108HJLNN1604052X109/31351X10829由图1019取接触疲劳寿命系数094；0961HNK2HN10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1，安全系数S1）094X600MPA564MPASH1LIM1096X550MPA528MPAKHN2LI2（2）设计计算1计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值H32112EADTTZTK325819436014863136M2）计算圆周速度314X63136X23127/60X1000M0764106NVTSM/S/3计算齿宽B及模数NT10X6313663136TDB12553241COS36COS1ZMTNTM4计算齿宽齿高比225X25535744NTH251099274136B5计算纵向重合度0318X10X24XTAN141903TAN801ZD6计算载荷系数由工作条件，查表102得使用系数100。根据V0764M/S,8级精度，由图108查得AK动载系数106；VK由表103查得12FH由表104利用插值法查得1458K由图1013查得14。故载荷系数F100X106X12X14581855HVAK7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010A得6934533141856TTDM8计算法面模数2804ZMN2COS9COS13、按齿根弯曲强度设计321COSFSAADNYZKTM（1）确定计算参数1）计算载荷系数100X106X12X141781FVAK2由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPA大齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE380MPA。2FE3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数093，097。1FNK2FN4）计算完全疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14332143MPASFENF4150931A263286KFEF87225根据纵向重合度1903，从图1028查得螺旋角影响系数088Y6计算当量齿数2627214COS2331ZV788177332ZV7）查取齿形系数由表105利用插值法算得2592，22221FAY2FA8）查取应力校正系数由表105利用插值法算得1596，17691SA2SA9）计算大小齿轮的并加以比较。FAY00124514325961FSA001493872FSAY大齿轮的数值大。（2）设计计算MYZKTMFSAADN323210149346051COS7COS1891由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取2，已可满足弯N曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径69345来计1D算应有的齿数。于是33642214COS3569COS1NMDZ取34，则3X341021Z12Z4、几何尺寸计算（1）计算中心距140163MMZAN14COS203COS21将中心距圆整为141。M（2）按圆整后的中心距修正螺旋RCS2ARCS1ZN因值改变不多，故参数等不必修正。HZK,（3）计算打、小齿轮的分度圆直径705“11485COS23NMZDM2115“20N（4）计算齿轮宽度1X7057051DB圆整后取71；762BM齿轮的主要参数高速级低速级齿数Z2911734102中心距A112852140163法面模数NM152端面模数T15792553螺旋角141751151814法面压力角N2020端面压力角T203511204027齿宽B50457671齿根高系数标准值ANH11齿顶高系数ATHNCOS0969009810齿顶系数标准值025025当量齿数VZ262721061842627278817分度圆直径D44891811097052115齿顶高AH152齿根高F187525齿全高337545齿顶圆直径AD47891841097452155齿根圆直径F41141773596552065（五）轴的设计1、中间轴的设计（1）作用在齿轮上的力高速级齿轮上的力NFDTTATRT407“514TAN761598N6COS2CS435962212低速级齿轮上的力NFDTTATRT5610“485TAN3402N91COSCS402121（2）确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C135取35MNPCD09342715332MIMIND（3）轴的结构设计轴的装配方案如下1）查手册取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307其尺寸DXDXT35X80X2275。故。轴承用套MMMLMDVIDAIVII75235。筒定位。2）取。齿轮用轴肩定位，轴肩高度H007013。轴环宽度DVII40IDB14H6左端齿轮宽度B176,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴IIIII段的尺寸应略短于齿轮宽度故取74，同样由B245取43。ILMMVIL3）齿轮端面距机体内壁的距离28取210，滚动轴承与内壁应有一段距离S4M4）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面BXH12X8键长L63，IDMM键槽距轴肩距离为5，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合M为，同样按选用平键BXHXL12X8X36，键槽距轴肩距离为3。67NHVIDM齿轮与轴配合为。67NH5）确定圆角和倒角查表127取轴端倒角为C16，轴环两侧倒圆角R4，其余倒圆角R2MM（4）中间轴的校核为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用左旋，大齿轮用右旋。低速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。根据轴的结构，做出轴的计算简图水平方向22NFFTTH157615983402375653643752116226N4020553N159876N226226N16451N1212HTTH铅垂方向将各力移到轴心，产生附加弯矩21AM、3880057061DFAMN241002422则N15159024380653753764563712121RAARVF1260N6005N1519N（1260N）3145N12VRVB截面的弯矩MNMNFMVVHH411510678605322C截面的弯矩VVHH42231475扭矩MNT50419由弯矩、扭矩图可知B截面为危险截面。按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面。（危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取A06。B截面的总弯矩MPAMAVHB5212106轴的计算应力2504PAWTBCA325241109MPA前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。，故安全。PA6011C2、高速轴的设计（1）作用在齿轮上的力NFDTTATRT407“514TAN761598N6COS2CS435962212（2确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C135MNPCD7196041332MI该段轴上有一键槽，将计算值加大3，应为1832INDM（3）选择联轴器根据传动装置的工作条件拟用HL型弹性柱销联轴器。计算转矩为MNKTC7598351式中T联轴器所传递的名义转矩NPM8360490K工情况系数，查有关教科书得工作机为带式运输机时K12515该处取K15由手册HL型联轴器中HL1型联轴器就能满足传动转矩的要求（TN160NMTC）。但其轴孔直径范围为D1222MM,满足不了电动机周径（D38）的要求，最后选择HL3型联轴器（TN630NM,N5000R/MINN）其轴孔直径D3042MM,可满足电动机的轴径要求。半联轴器长度L112MM,半联轴器与轴配合的孔毂长度。最后确定减速器高速轴轴伸处的ML841直径D30IN（4）轴的结构设计轴的装配方案如下1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，III轴段右端需制出一轴肩，故IIMDI30III段的直径左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径MDI3D40。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，III段的长度应比L1短一些，现取。MLI822）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据，MDI3由手册查取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307其，故MTDD752835LMDVIVII75235。3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内4壁的距离。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联12轴器的距离为30MM所以MLI44）轴承用轴肩定位，取轴肩高度为3，则至此已经初步确定了轴的各段直径MMDVI41和长度。5）齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面BXH8X7键长IML70，键槽距轴肩距离为5M6确定圆角和倒角查表127取轴端倒角为C16，定位轴承的轴肩倒圆角R2，其余倒圆角R1M3、低速轴的设计（1）作用在齿轮上的力NFNDTTATRT5610“485TAN3402N91COS0CS71492211（2确定轴的最小直径因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C112MNPCD93872651332MI（3）选择联轴器取K13由389MIND联轴器的计算转矩MNKTC57093813按照计算转矩小于联轴器公称转矩，由389查表选取LH3型联轴器，其公称转矩为630MIND。半联轴器孔径D140,轴孔长度L184N（4轴的结构设计轴的装配方案如下1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，VIIVIII轴段左端需制出一轴肩，MDVI401故VIVII段的直径左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D50。I6M为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，VIIVIII段的长度应比L1短一些，现取。MLVI822）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，参照工作要求并根据，由手册查取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310其DVI46，故MTD259150MLDVIVII25950。3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离，齿轮端面到内43壁的距离。为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联2轴器的距离为30MM所以MLVI44）取。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度H007015。轴环宽度DI56IDB14H10左端用套筒定位，齿轮宽度B271,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴IIIII段的尺寸应略短于齿轮宽度故取69，至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。ILM5）联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按查得平键截面BXH12X8键长L70VIDM,键槽距轴肩距离为5M6）确定圆角和倒角查表127取轴端倒角为C16，轴环左侧倒圆角R5，轴环右侧倒圆角R4，定位轴承的轴肩倒圆角R4，其余倒圆角R2M（六）轴承寿命的校核1、中间轴承的校核选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。（1）轴承所受的轴向力和径向力1）求出轴承所受的径向力21RF，25895NFHVR221603549R2225432求出轴承所受的轴向力21AF，派生轴向力，由轴承代号30307查表得Y19，E035YFRD2因此NRD54681951YFRD3242外加轴向载荷110156N40744N69412N,因，所以轴承1AAE12DAEF1被压紧，轴承2被放松。于是NNFDAE5178396945812（2）求轴承的当量