22T挖掘机回转减速器设计说明书

22T挖掘机回转减速器设计说明书江麓机电科技有限公司2011年8月目 录1.设计要求及技术规格32.方案设计43.输入马达参数54.行星齿轮传动强度计算64.1设计计算标准64.2材料选择64.3行星齿轮传动设计计算64.3.1 齿轮材料及其热处理64.3.2 齿轮设计依据74.3.3 齿轮设计参数汇总84.4 齿轮接触疲劳强度校核84.5 齿轮弯曲疲劳强度校核94.6 轮齿静强度校核95.行星轮轴强度校核125.1第一级行星轮轴强度校核125.2第二级行星轮轴强度计算126.轴承寿命分析137.花键强度校核148.螺栓预紧力矩及强度计算178.1内齿圈螺纹联接强度计算178.2其他螺纹联接强度计算189.润滑与密封199.1润滑油参数表199.2润滑脂参数表1910结论201.设计要求及技术规格挖掘机回转减速器是用于挖掘机回转的减速器，其输入为液压马达通过花键输入，输入转矩T为496.5N.M，输入转速为1720转/min，输入功率89.5kw。制动转矩为590N.M，总传动比为17.64，输出齿轮参数：模数12，压力角27，齿数13，齿顶修形系数0.214，精度等级为6级。设计寿命为10年，按一台挖掘机每年工作300天，每天工作16小时进行设计。其中挖掘机回转减速器每年工作时间2000小时，带负载工作时间约占30%，在10年的寿命期内，挖掘机回转减速器带负载工作时间为6000小时。基本方案：采用两级NGW行星齿轮串联传动，由液压马达通过花键输入第一级太阳轮，第一级由行星架输出，第一级行星架与第二级行星传动的中心轮通过花键相连作为第二级的输入，最后通过第二级的行星架与输出齿轮轴通过花键连接。采用第一级，第二级太阳轮浮动，第一级行星架浮动。2.方案设计综合上述设计参数，此回转减速器具有传递扭矩大、传动比较大、径向尺寸受限、立式安装、工作环境恶劣等特点，本减速器设计为两级行星齿轮传动。液压马达通过花键与第一级太阳轮相联，每一级传动之间联接均采用渐开线花键联接，太阳轮与花键为一体式。第一、二级的内齿圈和箱体制成一体。根据设计要求，利用行星传动功率分流的特点来承担更大的载荷，因此均载设计是其结构设计的关键。采用第一、二级太阳轮浮动，第一级行星架浮动的设计。两级行星齿轮传动采用浸油润滑，输出轴与输出齿轮通过花键连接，输出轴上的轴承采用脂润滑。3.输入马达参数此回转驱动装置采用液压马达型号为SBHSM130，具体规格见下表：表-韩国SBP&T SBHSM130型号液压马达参数表型号系列号额定制动转矩（Nm）制动压力(kgf/cm3)流量 (cc/rev)输出转速（r/min）溢流压力（kgf/cm3）输出转矩（Nm）输出功率SBHSM13010B-09559035501301720240496.589.5204.行星齿轮传动强度计算4.1设计计算标准本设计采用了如下标准：1. GB/T 3480-1997，渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法(等效于ISO 6336.1 6336.3, 1996)；2. GB 1357-87，渐开线圆柱齿轮模数；3. GB/T 10095.2-2001，渐开线圆柱齿轮 精度 第1部分：轮齿同侧齿面偏差的定义和允许值；4. GB/T 10095.2-2001，渐开线圆柱齿轮 精度 第2部分：径向综合偏差与径向跳动的定义和允许值；5. GB/T 3478.1-1995，圆柱直齿渐开线花键；6. GB/T 3478.2-1995，圆柱直齿渐开线花键30压力角尺寸表。4.2材料选择 本设计采用的材料如表4.1所示。表4.1 各零件对应的材料牌号零件材料零件材料太阳轮（除输入端）17CrNiMo6行星轮20CrMnMo行星轮轴38CrSi内齿圈42CrMo行星架RZG35CrMo箱体QT450-10摩擦块GCr15输出齿轮20CrMnTi套筒及垫圈65Mn4.3行星齿轮传动设计计算4.3.1 齿轮材料及其热处理根据前述设计参数，采用二级NGW型串联式结构，二级行星轮个数均选=3。第一、二级太阳轮浮动，第一行星转架浮动并与下一级浮动太阳轮用花键联接并传递扭矩。齿轮箱传动采用压力角的直齿轮传动。外齿轮精度等级为7级，内齿轮为7级。各级齿轮材料的热处理工艺及其材料性能如表4.2所示。表4.2 各级齿轮材料热处理工艺及力学性能级数 材料材料牌号热处理工艺硬度( HRC)接触疲劳极限应力( MPa)弯曲疲劳极限应力( MPa)材料弯曲疲劳极限基本值( MPa)第一级太阳轮17CrNiMo6渗碳淬火大于56HRC1500420800行星轮20CrMnTi渗碳淬火大于56HRC1500420800内齿轮42CrMo渗氮大于55HRC1250420800第二级太阳轮17CrNiMo6渗碳淬火大于56HRC1500420800行星轮20CrMnTi渗碳淬火大于56HRC1500420800内齿轮42CrMo渗氮大于55HRC12504208004.3.2 齿轮设计依据根据总传动比，对各级传动比进行初步分配并配出齿数；根据齿面接触强度初选小齿轮的分度圆直径，根据齿根弯曲强度初算齿轮模数；根据初选的齿数和模数计算中心距，并对太阳轮与行星轮、行星轮与内齿圈之间中心距不相等时进行变位。所涉及到的公式如下：1. 按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径 (4-1)式中：小齿轮分度圆直径，mm；算式系数；一对啮合副中小齿轮名义转矩，Nm；使用场合系数；计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数；综合系数；小齿轮齿宽系数； 试验齿轮的接触疲劳极限，MPa，取=1500MPa;齿数比， .2. 按齿根弯曲强度初算齿轮模数 (4-2)式中：小齿轮法向模数;算式系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数；综合系数；小齿轮齿形系数； 小齿轮齿数；试验齿轮弯曲疲劳极限(MPa)，=420MPa.4.3.3 齿轮设计参数汇总各级齿轮传动参数如表4.3所示。表4.3 各级齿轮传动参数汇总齿轮齿数z模数(mm)传动比齿宽系数中心距(mm)轮齿宽度(mm)变位系数分度圆直径(mm)全齿高(mm)齿顶高(mm)齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)第一级太阳轮2044.20.29485350.160808.964.689.271.28行星轮22250.101888.9574.3696.7278.806内齿轮64360.3622568.8522.405251.191268.892第二级太阳轮2044.20.6585350.160808.964.689.271.28行星轮22250.101888.9574.3696.7278.806内齿轮64360.3622568.8522.405251.191268.892注：各级行星传动的行星轮个数均为3。总传动比： 误差：4.4 齿轮接触疲劳强度校核设计中应用的接触疲劳强度校核公式如下。齿面疲劳强度接触应力计算公式： (4-3)许应接触应力计算公式： (4-4)安全系数计算公式： (4-5) 计算结果如表4.4所示。表4.4 各级齿轮传动接触疲劳强度校核结果齿轮实际齿面接触应力(MPa)许用齿面接触应力(MPa)安全系数第一级太阳轮行星轮1330.910600.996行星轮内齿圈102210601.297第二级太阳轮行星轮1567.410830.864行星轮内齿圈1186.371116.061.174.5 齿轮弯曲疲劳强度校核设计中应用的弯曲疲劳强度校核公式如下：轮齿弯曲疲劳应力计算公式： (4-6)许应弯曲应力计算公式： (4-7)安全系数计算公式： (4-8)计算结果如表4.5所示。表4.5 各级齿轮传动弯曲疲劳强度校核结果齿轮实际弯曲疲劳应力(MPa)许用弯曲应力(MPa)安全系数第一级太阳轮行星轮325.234403.751.986行星轮内齿圈307.9414.6752.16第二级太阳轮行星轮451.26414.6751.47行星轮内齿圈412.554371.6954.6 轮齿静强度校核当齿轮工作可能出现短时间、少次数的超过额定工况下的载荷时，齿轮传动应进行静强度校核。4.6.1 载荷的确定应取载荷最大载荷来确定计算切向力。计算切向力按下式计算： (4-9)式中：计算切向力，N；齿轮传递的最大转矩，Nm；齿轮分度圆直径mm。在本设计中，根据发达制动转矩，马达输出花键输出的最大转矩为590Nm。2. 齿面接触静强度计算公式齿面接触静强度必须保证: (4-10)当大小齿轮材料的不同时,应取小者进行核算。式中：静强度最大齿面应力，；静强度许用齿面应力，。静强度最大的齿面应力 (4-11)齿面静强度许用的齿面应力 (4-12)式中各符号意义同前。3. 齿根弯曲静强度核算公式齿弯曲静强度应保证： (4-13)式中：静强度最大齿根弯曲应力，； 静强度许用齿根弯曲应力，；静强度最大齿根弯曲应力 (4-14)静强度许用齿根弯曲应力 (4-15)式中各符号意义同前。计算结果如表4.6所示。表4.6 各级齿轮传动静强度校核结果级数啮合对齿面接触静强度(MPa)齿根弯曲静强度(MPa)最大齿面接触应力许用齿面接触应力最大齿根弯曲应力许用齿根弯曲应力第一级a-c9681116171.92458.3c-b732.041116158435.4第二级a-c13881045353.85435.4c-b10461174.8321.3458.855.行星轮轴强度校核5.1第一级行星轮轴强度校核由于行星轮轴（悬臂）即受到剪切作用，又受到弯曲作用，故须分别校核其剪切强度和弯曲强度。已知行星轮轴的材料为38CrSi，所受的横向力F=4758.125N，d=25mm，则行星轮轴所受的剪切应力为MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力Mpa，故此行星轮轴剪切强度满足。其弯曲受力简图如下： 危险截面出现在轴肩处，轴肩处所受弯矩大小为，。故满足要求。5.2第二级行星轮轴强度计算由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为38CrSi，所受的横向力F=19115N，d=40mm，则行星轮轴所受的剪切应力为MPa根据3查得行星轮轴的许用剪切应力MPa故此行星轮轴强度满足。6.轴承寿命分析 轴承寿命计算公式如下： （6-1）式中：轴承寿命，（小时）； 基本额定动载荷（N）； 当量动载荷（N）；对接触角时， （6-2）对接触角时， （6-3）X、Y值可查3表39.3-3；寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=10/3；轴承转速（r/min）。对于行星轮处的轴承，将行星轮轴作为轴承内圈，行星轮孔作为轴承外圈，滚动体为滚针。 （6-4）式中：为太阳轮的转矩，为太阳轮分度圆直径，为行星轮的个数，为载荷不均匀系数，取为1.15。对于输出端的轴承，承受一定的轴向载荷，故 （6-5）式中：以及可根据受力情况计算得出。根据上述方法，计算结果如下表所示。名称轴承型号径向载荷（N）轴向载荷（N）XY当量动载荷（N）基本额定动载荷（N）寿命（小时）折算寿命(年)圆柱滚子（第一级）NUP2305E-TVP29516.250109516.25680002001633.36滚针（第二级）INA-NRB 5x23.8G2191150101911569883912015.2输出调心滚子轴承22320C219045101.3219045613000720012注：回转减速器在10年寿命期内带负载工作时间为6000小时。7.花键强度校核设计采用的花键类型为圆柱直齿渐开线花键，30平齿根，标准压力角。受载时齿上有径向力，能起自动定心作用，强度高，寿命长，加工容易。花键的挤压强度较核公式如下：式中：转矩，; 各齿载荷不均匀系数，取=0.75；齿数；齿的工作长度，mm;平均直径；分度圆直径；齿的工作高度，mm，h=m；许用压强，Mpa，查表取=120 Mpa。各级传动比分别为：=4.2，=4.2.输入轴所传递的转矩：，各级输出轴所传递的转矩为：=2478Nm，=10407.6Nm，=10407.6Nm.表7-1 花键强度较核结果mzD(mm)挤压强度P(MPa)实际长度L(mm)是否满足强度花键12.5164033.931是花键24208068.815是花键34218483.6947是花键44239269.876是各渐开线花键副参数表如下：表7-2 第一级输入端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数16模数m2.5压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记 表7-3 第一级输出端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数20模数m4压力角公差等级与配合类别7HGB/T10095-2001标记表7-4 第一级输出端花键副 外花键参数表项目代号数值齿数20模数m4压力角公差等级与配合类别6h6H GB/T10095-2001标记表7-5 第二级输出端花键副 外花键参数表项目代号数值齿数21模数m4压力角公差等级与配合类别5h6h GB/T3478.1-1995标记 表7-6 第二级输出端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数21模数m4压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记 表7-7 输出轴输出端花键副 外花键参数表项目代号数值齿数23模数m4压力角公差等级与配合类别5k6h GB/T3478.1-1995标记 表7-8 输出轴输出端花键副内花键参数表项目代号数值齿数23模数m4压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记 8.螺栓预紧力矩及强度计算采用普通螺栓时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T，假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中今后作用在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转对，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的连线相垂直。根据作用在箱体上的力矩平衡及联接强度的重要条件，应有 （8-1）式中可靠性系数，取=1.2 联接摩擦副的摩擦因数，查2表5-1-52得=0.15转矩作用半径 螺栓个数8.1内齿圈螺纹联接强度计算由设计要求可知Nm，r=0.153m，z=12，摩擦因数第一级内齿圈所受的切向力在内齿圈产生的转矩代入得同理得，第二级内齿圈所受转矩所以内齿圈所受转矩和为 由于螺纹贯穿整个内齿圈，将马达与主箱体连接，且在同一螺纹内所受拉力大小不变，故可将内齿圈两端转矩平分，即两结合面处转矩螺纹拉应力为此接合面选用M16的外六角螺栓联接，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力的拉伸作用而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩的扭转而产生扭转切应力，使螺栓处于拉伸扭转的复合应力状态下。因此，进行仅受预力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力扭转切应力的作用。则螺栓预紧力状态下的计算应力为螺栓的许用拉应力为式中n安全系数，因此，螺钉强度满足。此时可以算得螺栓的拧紧力矩为8.2其他螺纹联接强度计算分析其他螺纹可知，M10螺纹处均不受扭矩作用，故只需将其适当拧紧即可。9.润滑与密封考虑该减速器的工作形式，所有齿轮都须润滑，故采取全浸油式润滑。为防止减速箱内润滑油泄漏和外界杂质，灰尘等侵入，各接合表面须安装密封装置，在各接合面上涂一层密封胶，并用螺钉（螺栓）拧紧，以保证减速器的密封性。齿轮油选用Shell Spirex 80W/90润滑油，油封下轴承采用Mobil SHC 460润滑脂润滑。9.1润滑油参数表表9.1 Shell spirex 80W/90润滑油技术参数外观C&B密度15CKg/L0.89闪点ASTM D 92C205粘度ASTM D 445(cST40C)mm2/s135粘度ASTM D 445(cST100C)mm2/s14.6粘度指标ASTM D 2270103倾点C ASTM D 97C-30颜色ASTMD15003.59.2润滑脂参数表表9.2Mobilth SHC 460型润滑脂参数NLGI级数1.5DIN 51825KPHC 1-2N-40增稠剂类型复合锂基外观颜色红色针入度(工作温度25ASTM D217)305滴点， ，ASTM D2265255基础油粘度ASTM D445(cST40)460Timken OK负荷值，ASTM D2509，磅，lb50四球焊接负荷，ASTM D 2596，Kg250C失重， wt %水冲失，ASTM D 1264，793防锈试验，ASTM D 61380防腐蚀保护，ASTM D 1743，额定通过C美国钢铁公司流动性指标，-18510结论根据上述计算结果，所设计的回转减速器各运动参数满足设计要求，各零部件均满足现行设计准则的强度要求。