绞车行星减速装置说明书

设计题目NGW2KH负号机构行星减速装置设计一意义与目的NGW（2KH负号机构）行星传动装置（减速器）与普通轮系传动装置相比较具有重量轻、体积小、传动比大、承载能力大及传动效率高等优点。同时；设计繁锁、结构复杂、加工制造精度高等要求又是其缺点。但随着人们对其传动的深入了解，结构设计的完善，加工手段的不断提高，（2KH负号机构）行星传动装置日益成为矿山机械广泛采用的一类传动装置，在采掘机械上表现尤为突出。本次课程设计，安排学生在完成了本科机自专业所有基础课、专业课学习的基础后进行，训练学生，达到应具有完成此类机械传动装置设计、加工工艺编制的一般水平。在教师的指导下，通过本次课程设计，达到分析、解决问题、动手设计及其他相关能力的锻炼提高，为后续毕业设计打好基础。要求与安排1）学习行星传动运动学原理，掌握2KH机构的传动比计算、受力分析、传动件浮动原理。2）学习、应用、熟悉掌握CAD技能，达到能熟练、灵活运用的程度。3）参考、运用有关书籍、刊物、手册、图册，了解2KH行星传动装置（减速器）的基本结构及技术组成的关键点。4）按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。A齿数的选择传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。B了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。C参考设计手册根据齿轮、轴、轴承的设计要点进行有关设计计算。D按有关制图标准，绘制完成教师指定的行星传动装置（减速器）总图、部件图、零件图，书写、整理完成设计计算说明书。E对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写一个零件加工工艺F行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用A1号图面绘制，主要技术参数（特征）、技术要求应表达清楚，在指导教师讲授、指导下标注、完成总图所需的尺寸、明细及图纸的编号等各类要求。按零件图要求完成零件图纸的绘制，提出技术要求，上述图纸总量不应少于折合A0图纸一张。二设计条件1机器功用减速装置用于绞车卷筒传动2使用寿命预期寿命10年，平均每天工作1216小时三原始数据采用多级（二级行星）传动电机30KW，输入转速N1470RPM前级传动比I562，2KH行星传动装置输出轴转速5660RPM四电动机的选择电机功率30KW，输入转速为1470RPM,查表选用Y200L4型。额定功率为40KW,满载转速1500RPM五传动比及其分配（1）计算总传动比输入转速N1470RPM,取输出转速N60RPM,总传统比为245（2）第一级行星齿轮传动比6251I（3）第二级行星齿轮传动比364（4）选太阳轮作为浮动机构太阳轮位置可沿轴向有一定限度的变动，太阳轮两端有弹性垫片，输入轴和输出轴的靠近太阳轮一端有凸块，凸块和弹性垫片相对应，限制太阳轮的轴向移动范围。齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，7级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度，采用不变位齿轮传动。六传动系统的运动和动力参数输入功率为P30KW输入转速为N11470RPM工作机载荷为轻微冲击，精度等级777减速器的传动效率为0920满负荷设计寿命为45000H、61高速级部分1配齿计算查表73选择行星轮数目（齿轮设计手册）3WN本设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案时，现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮数为6251I和行星齿轮数为。齿数选择满足以下条件7AZ3WN传动比条件得1/IZAB795481625BZ对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的传动比与给定的传动比稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为5647I1ABZ/其传动比误差048I1I62547根据同心条件（各齿轮模数相同）条件可求得行星齿轮ZC的齿数为取整ZC30312/ABCZ2材料选择及热处理方式1选择齿轮的材料，确定许用应力太阳轮与行星轮选用20CRMNTI渗碳淬火，齿面硬度5862HRC许用接触应力由式HHNZSMINLI接触疲劳极限查表选取MINMPA130LI接触寿命系数应力循环次数N由式N60NJNZHLN160NJ60X1470X1X10X350X12HL97查图65得11N接触强度最小安全系数1MINHS则21/30/H许用弯曲应力由式FXNFYSMINL弯曲疲劳极限应力查图67LIMMPA485LI弯曲寿命系数查表得1NY弯曲强度尺寸系数查表得1X弯曲强度最小安全系查表得2FS则21LIM1/54/485/MNXNF2内齿轮选用氮化，表面硬度973HVCRMOAL383AC齿轮按接触强度初算计算齿数比UZC/ZA30/17176接触强度使用的综合系数61,21K取输入转矩MNNPT95124703959501联轴器查表17216，设载荷不均匀系数115，在一对AC传动中，小轮C（太阳轮）传递转矩MNKNTCWA74/153921IN/654701RIA齿宽系数A750A小轮大端分度圆由式1D计算3212HEDZUKT齿宽系数按齿轮相对轴承为非对称布置载荷系数KVA使用系数查表得125A动载荷系数查表得12VK齿向载荷分布系数由推荐值取11210齿间载荷分布系数由推荐值取11载荷系数18151251KKVA弹性系数查表得EZ289MNZE节点影响系数查表得H52H重合度系数由推荐值08509270故的值为1D517MM321138589761750928齿轮模数M取M5M043/1AZD未变位时中心距A51730/21752ACZM查图预选啮合角，74AC9B因01379CABZJ取25C中心距变动系数Y1COS21AAZ758011实际中心距AM123YA取4AC齿轮传动的主要尺寸（1）实际中心距变动系数Y15723AY（2）实际啮合角AC1426COSRAAC（3）总变位系数X17302614012692TANTANCACZXIVIIVIN（4）分配变位系数，查图21（B）知合适，可分变位系数如下X，5860AX830CX齿高变动系数Y109Y5初定太阳轮A的主要尺寸分度圆直径MZD85齿顶圆直径YXHAA29917MM齿根圆直径CDAAF78359取整64MMMBAA756380（6）行星轮C的主要尺寸MZDC15MYXHCAA2165141MMDCACFM314BAC72055BC齿轮传动的主要尺寸MZCB51239051MAY192COSRBCINVAIZXBCCB0TAN21048152Y7630CBX6内齿圈B的主要尺寸MZD395M152078412501202BXKKYHABA8739MAB2DF451（7）轮齿抗弯强度校核1）齿根应力计算公式YBMTSFNF02由于行星轮C受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可得载荷系数815K重合度系数01Y齿形系数972F应力修正系数查表52S代入上述各值KYBMTSFNF11162MPA586481297202425MPA齿根弯曲强度满足要求1F5BC齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于BC齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算。62低速级部分1配齿计算查表73选择行星轮数目（齿轮设计手册）3WN本设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案时，现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮数为3642I和行星齿轮数为。齿数选择满足以下条件5AZ3WN传动比条件得取851/2IZAB84251364BZ对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的传动比与给定的传动比稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为44I1ABZ/其传动比误差09满足要求I2I364根据同心条件（各齿轮模数相同）条件可求得行星齿轮ZC的齿数为取整ZC30529/ABCZ本设计采用不等角度变位齿轮啮合，提高了齿轮的承载能力，配齿方案时，齿数选择满足以下四个条3642I3WN25AZ30C85BZ件传动比条件1/BAHBI同心条件（各齿轮模数相同）COSSBAZZ装配条件（N为整数）NNWBA/邻接条件ACCDSI2预选啮合角，217AC17BC因0CAZJ取2C2材料选择及热处理方式1选择齿轮的材料，确定许用应力太阳轮与行星轮选用20CRMNTI渗碳淬火，齿面硬度5862HRC许用接触应力由式HHNZSMINLI接触疲劳极限查表选取MINMPA130LI接触寿命系数应力循环次数N由式N60NJNZHL太阳轮转速N11470/I11470/5622615N160NJ60X2615X1X10X350X12HL81056查图65得1051NZ接触强度最小安全系数1MINHS则21/365/03NH许用弯曲应力由式FXNFYSMINL弯曲疲劳极限应力查图67LIMMPA485LI弯曲寿命系数查表得1NY弯曲强度尺寸系数查表得1X弯曲强度最小安全系查表得14FS则21LIM1/436/485/MNXNF2内齿轮选用氮化，表面硬度973HVCRMOAL383AC齿轮按接触强度初算计算齿数比UZC/ZA30/2512接触强度使用的综合系数61,21K取输入转矩MNNPT8925261039509501行星联轴器齿宽系数A7A小轮大端分度圆由式1D计算3212HEDZUKT齿宽系数按齿轮相对轴承为非对称布置载荷系数KVA使用系数查表得125A动载荷系数查表得12VK齿向载荷分布系数由推荐值取11210齿间载荷分布系数由推荐值取11载荷系数18151251KKVA弹性系数查表得EZ289MNZE节点影响系数查表得H52H重合度系数由推荐值08509270故的值为1D95MM32113858921750982齿轮模数M取M5M8325/9/1AZDM（9）未变位时中心距AMZCA5137210中心距变动系数Y1COS21AAZY可以采用不变位，由于齿轮配对不需要，即可实现良好的啮合。0Y11实际中心距MA5137取4AC齿轮传动的主要尺寸（1）实际中心距变动系数Y05137AMY（2）实际啮合角AC20COSRAAC（3）总变位系数X2530202TANTANCACZXIVIIVIN（4）分配变位系数，查图21（B）知合适，可分变位系数如下X，0AXC齿高变动系数Y即可说明现阶段无需变位就可以满足啮合条件，0Y状况良好，实行变位系数自动优化方式进行优化。6太阳轮A的主要尺寸MZDA125YXHAM135XCHDAAF2MDBA6719501推荐取适当可以按实际情况取值。72M（7）行星轮C的主要尺寸MZDC1503MYXHCAA2160DCACF537适当可以按实际情况取值，反复校核确MBAC80210定取值。5BC齿轮传动的主要尺寸ZACB51372085，不需要变位5137MY20COSARBCINVAIZXBCCB20TANYX0CB6内齿圈B的主要尺寸MZD4258YXHBABA415齿根圆直径4375MMFDMBA728轮齿抗弯强度校核（1）齿根应力计算公式YBTSFNF02由于行星轮C受对称循环的弯曲应力，其承受能力较低，应按该齿轮计算，根据相关资料可得载荷系数815K重合度系数0Y齿形系数62F应力修正系数查表591S代入上述各值KYBMTSFNF123098MPA52781969803468MPA齿根弯曲强度满足要求1F5BC齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于BC齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算9BC齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于BC齿轮时内啮合传动，承载能力高于外啮合传动，故不再进行验算。10轴的设计A高速轴选用20CRMNTI钢，渗碳淬火处理，查手册得D200MM时，硬度217255HBS,1100N/MM2,850N/MM2BSB作用在太阳轮上图示1的圆周向力FT和径向力FR的大小FT2T1/D12192950/854540NFRFTTANA/COS4540TAN/COS1758N20C确定轴的最小直径选取轴的材料为合金钢20CRMNTI，渗碳淬火处理初估轴的最小直径，取A110计算得MNPAD301470331MIN轴段1取L1105MM,D155MM。用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合。轴段2取L260MM，D265。主要是用于放置毛毡圈和放油垫，起到防尘防油的目的，更好的实现密封效果。轴段3取L325MM，D360。主要是添加一个轴用弹性挡圈，给轴承起到一个很好的定位，是减速器内部结构更加紧密。轴段4、5、6主要是放置轴承。参数如图。轴段7取L710MM，D786MM。主要起轴向定位的作用。轴段8取L888MM，D862MM。此段的作用在于过渡二级行星之间的动力传递等轴段9此段为齿轮轴，即齿轮和轴一体，也称之为连轴齿轮。主要用于和行星齿轮啮合，传递动力，扭矩等。L964D100MMD联轴器选型联轴器的计算转矩TCAKAT1，根据工作情况选取KA15，则TCAKAT1157676001151400NMM。根据工作要求选用GY凸缘联轴器GB/T58432003，型号为GY97，额定转矩6300NM，许用转速3600R/MIN。考虑轴的强度问题，与减速器输入轴联接的联轴器孔径取75MM，采用A型普通平键联接，平键的尺寸为BHL2816125。为保证轴端压紧联轴器，轴段1长度L1比联轴器配合段毂孔长度L101短23MM，取L197MM。参考国家标准（GBT28222005标准尺寸）取轴段1的直径D875MM。与电机轴联接的联轴器孔径取75MM。D轴的强度校核根据轴的计算作出轴的弯距图、扭矩图和当量弯矩图，如下页图求支反力水平面RH16479NRH211019N垂直面RV12509N，RV24267N弯矩MH和MVB点水平面MH667380NMM垂直面MV258426NMM合成弯矩MNMVHB57162584673022扭矩T192950NMM当量弯矩MCACA87249019560571222C轴承2出得弯矩最大，轴的直径为70MM，材料的许用应力，校核强度21/98MNB21233B/98/1427018490MNMNDMWBCACACA该轴满足强度要求。受力分析图箱体结构尺寸1箱体壁厚2040MM，箱盖壁厚1530MM2箱座上部凸缘高度12MM，箱盖凸缘厚度12MM，箱座底凸缘厚12MM2地脚螺钉直径M203箱盖与箱座螺栓连接M84轴承端盖螺钉直径M65外箱壁至轴承内壁距离1020MM6内齿圈齿根与箱壁距离20MM7箱座肋板厚10MM8通气孔选择M12X1259油标选择杆式油标M1010密封件选用毛毡密封减速器润滑正确的润滑可以防止磨损、防止生锈和减少发热，如经常检查机器的润滑状况，就可以在机器发生故障之前发现一些问题。比如，水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的油表示有空气；黑色的油脂意味着可能已经开始氧化或出现污染。润滑周期因使用条件的差异而有所不同。始终要使用推荐的润滑油来进行润滑，并且在规定的时间间隔内进行检查和更换，否则，就无法给机器以保障，因而导致过度磨损以及非正常停机检修。润滑油的更换在最初开始运转的三百小时左右，应更换润滑油。由于在此时间内，齿轮及轴承完成了跑合，随之产生了少量的磨损。初始换油后，相隔1500小时或者6个月内必须更换一次。当更换新润滑油时，清洗掉齿轮箱体底部附着的沉淀物后再加入新油。注意事项1不要充满，如果充满整个减速箱，将会造成过热和零件损坏；2不要太少，减速箱的润滑油位太低将会造成过热和零件故障，要周期性检查减速箱是否有泄露；3不要欠加油，遗漏或延长润滑周期都会造成过度磨损和零件过早。出现故障；4必须使用规定牌号的润滑油脂；参考文献1煤炭科学研究总院太原分院掘进机公司EBJ120TP型掘进机图册太原，200572中国矿业大学机械制图教材编写组画法几何及机械制图徐州中国矿业大学出版社,200283刘仁家机械设计常用元器件手册北京机械工业出版社,199434刘鸿文简明材料力学北京高等教育出版社，200445唐锡宽，金德闻机械动力学北京高等教育出版社，19866蔡春源机电液设计手册（上）北京机械工业出版社，沈阳东北大学出版社，199717成大先机械设计手册北京化学工业出版社，200418王洪欣，李木，刘秉忠机械设计工程学（）徐州中国矿业大学出版社，200119唐大放，冯晓宁，杨现卿机械设计工程学（）徐州中国矿业大学出版社，2001910黄日恒悬臂式掘进机徐州中国矿业大学出版社，199611张照煌全断面岩石掘进机及其刀具破岩理论北京中国铁道出版社，200312MT/T8582000煤的截割阻抗的测试方法北京中国标准出版社，200013MT2381991悬臂式掘进机通用技术条件北京中国标准出版社，199114朱孝录齿轮传动设计手册北京|化学工业出版社，200515美JE希格利，LD米切尔全永昕等译机械工程设计下册北京高等教育出版社，199816王晓东等轴系部件设计北京机械工业出版社，198917梁正强机械零件设计计算实例北京中国铁道出版社，198918王春行主编液压伺服控制系统北京机械工业出版社，198919朱真才，韩振铎采掘机械与液压传动徐州中国矿业大学出版社，200520曹建业等国外掘进机太原机械工业出版社，198921程志