二级行星齿轮课程设计说明书资料

1、目录 1. 课程设计任务书2 2. 电动机选择3 3. 传动比及其分配3 4. 前减速器设计3 5. 行星齿轮减速器齿轮设计7 6. 行星齿轮传动轴及键的设计12 7. 轴承寿命计算21 8. 齿轮加工工艺23 9. 箱体结构尺寸23 10. 附录 125 11. 参考文献28 29 12. 感想 课程设计说明书 1课程设计任务书 设计题目：NGW （2K-H负号机构）行星减速装置设计 一设计要求与安排 1、学习行星传动运动学原理，掌握 2K-H机构的传动比计算、受力分析、传动 件浮动原理。 2、参考有关书籍、刊物、手册、图册了解2K-H行星传动装置（减速器）的基本 结构及技术组成的关键点。

2、3、按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。 1）、齿数的选择：传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。 2）、了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。 3）、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。 4）、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。 4、对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写该零件加工工艺 5、 行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用 A0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

3、及图纸的编号等各类要求。 按零件图要求完成零图纸的绘制， 提 出技术要求，上述图纸总量不应少于：A0+ A01/2。 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 原始数据 1 电机功率：150kw 2. 输入转速：n=960r.p.m 输出转速：4345r.p.m 3 前减速器传动比i=5.62 4. 2K-H行星传动输出转速 43 45r.p.m 2.电动机的选择 电机功率150kw，输入转速为960r.p.m查表选用Y200L 4型。额定功率 为 150kw,满载转速 1000r.p.m. 3.传动比及其分配 (1) 计算总传动比

4、输入转速 n=960r.p.m,输出转速=43-45r.p.m,前减速器传动比=3.8, 行星减速器输入转速 m =252.1r.p.m ,取 m =252r.p.m (2) 行星齿轮传动比 252 43 = 5.86 252 45 = 5.67 3 试取传动比5.8，则输出转速n =44.5r/min (3) 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，6级精度；内啮合最终加工 为插齿，7级精度，采用变位齿轮传动。 4.前减速

5、器设计 min，传动 前减速器用齿轮传动，功率P =150kW，输入转速为 设计项目及说明 比为 D =72mmi =3.8，输出转速为 n252.2r/min . 课程设计说明书 1 ）选择齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火 34 许用接触应力亠 Hlim Zn SH lim 接触疲劳极限二Hlim 查图6 4 接触强度寿命系数Zn应用循环次数N由式6 7 N, =60口 jLh =60 960 1 (10 15 365) 查图6 5得 接触强度最小安全系数SHlim I-_hJ - 700 1/1 L-hJ -550 1.05/1 许用弯曲应力J 由式6

6、12,匕尸丄“问 YnYx SF lim 弯曲疲劳强度极限-Flim 查图6 7,双向应力乘0.7 弯曲强度寿命系数Yn 查图6 弯曲强度尺寸系数Yx 查图6 弯曲强度最小安全系数 FJ -378 1 1/1.4 lFJ -294 1 1/1.4 2）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 参考表6.7、表6.8选取 /S , V1 SF min 0.022 n 小轮分度圆直径di，由式6-5得 d 仝ZeZhzJzkguZi) 1h 丿申d U 齿宽系数d查表6.9,按齿轮相对轴承为对称布置 小轮齿数z,在推荐值2040中选 Z2 9乙=3.8 22 =123.64 圆整取 齿数

7、比 u,u, =z2/z, =124/22 传动比误差：u/u =(5.64 -5.62)/5.62 =0.0036 :： 0.05 小轮转矩 T,T, =9.55 106P/.,=9.55 106 30/1470 初定螺旋角:0 载荷系数K K=KaKvK-K Ka 使用系数查表6.3 Kv 动载系数由推荐值1.051.4 K.齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2 K1齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2 载荷系数 K K=KaKvK：.K2=1 1.2 1.1 1.1 材料弹性系数Ze查表6.4 节点区域系数ZH查图6 3 重合度系数Z ；由推荐值0.850.92 螺旋角系数Z，“cos

8、 ： = cos120 、3 白89.8汇2.45x0.99 1 I 577 2 匚兰1竺1948垒竺口 0.8 5.64 齿轮法面模数 mnmn 二 d1 co( 22* cos20.35)_tan 20.35 + 2二3.75 22 3.75 2 124 (tan(arccos3.75 27cos 沁5)- tan 20.35 ) 3.75 汉 124 + 3.75 汉 2 重合度系数丫 =0.25 - 0.75/ ；- 螺旋角系数丫由推荐值0.850.92 故 F1 =2 1.45 194898 2.53 1.831/ 66 80 3.75 5=2 1.45 194898 2.185 1

9、.78/ 72 465 3.75.5 4）齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 d2 d2 二 mnZ2/cos 3.75 124/cos12.13 根圆直径df 顶圆直径da df1 “ -2hf =82.5-2 1.25 3.75 df2 =d2-2hf =475-2 1.25 3.75 da12ha =82.5 2 2.5 da2 2 2ha =475 2 25 5. 行星齿轮减速器传动齿轮设计 设计项目及说明 1）选择齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选 太阳轮20CrMnTi渗碳淬火回火 行星轮20CrMnTi渗碳淬火回火 内齿圈45 表面淬火 许用接触应力 =丄Hlim ZN SH

10、 lim 接触疲劳极限-Hlim 查图6-4 接触强度寿命系数Zn 应用循环次数N由式6- 7 查图6 5得 接触强度最小安全系数SH lim 许用弯曲应力-F丨 由式612,二 limYNYx Sf lim 弯曲疲劳强度极限二Flim 查图6 7, 双向应力乘0.7 弯曲强度寿命系数Yn 查图6 8 弯曲强度尺寸系数Yx 查图6 9 弯曲强度最小安全系数 SF min 啤1 1-870 1 1/1.4 则 kFJ -730 1 1/1.4 Lf3 丄 740 1 1/1.4 1)太阳轮-行星轮 齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 v i0.013 0.022 参考表6.7、表

11、6.8选取 太阳轮分度圆直径d1，由式6 5得 ZeZhZ 22KT1 u1 .1-J dU di -3 取圆周速度 =4m/s , 齿宽系数d查表6.9,按齿轮相对轴承为非对称布置 太阳轮齿数Zi在推荐值2040中选 Zi .H il3 Il3 珂乙Z3)/乙圆整取 齿数比 u15 = z2 /乙=27/21 太阳轮转矩 T, T, =9.55 106P/n, =9.55 106 30/262 载荷系数KKKaKvK 一 K-： KA 使用系数查表6.3 Kv 动载系数由推荐值1.051.4 K：.齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2 K齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2 载荷系数 KK

12、=KaKvK一K=1.35 1.023 1.15 1.3 材料弹性系数ZE查表6.4 节点区域系数ZH 查图6 3 重合度系数Z ；由推荐值0.850.92 故d1 - 89.8沢2.2沢0.9 Y它 2汉2.420935100.17 讥 1358.丿0.351.17 齿轮模数 mm 二 4 / 乙=55/ 23 二 2.4mm 按表6.6圆整 太阳轮分度圆直径d14 =mz =4.5汉23 圆周速度 vv = 4/60000= ： 42 1420/60000 标准中心距 a a 二 m(Z1 Z2)/2 =4.5 23 27 /2 齿宽b 2；4=0.35 103.5 = 36.225mm

13、行星轮齿宽b2b2二b 太阳轮齿宽b1bb 510 2）太阳轮一行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算 有式6 10 f = 2KT*FaYsaY山 T 轴所受的扭矩，NUmm ； W 轴的抗扭截面模量， mm ; d1 = 55mm h =82mm d2 =60mm 12 = 30mm d3 = 65mm 13 =30mm d4 =60mm 14 = 35mm d5 = 65mm 15 =30mm d6 =70mm 16 =15mm d7 = 75mm 17 = 103mm 45 钢 fcj = 30 40 2 tt = 32.86N / mm T =109770 NLmm 轴的强度满足 要求 n

14、 轴的转速，r / min ； P 轴所传递的功率，Kw; t 1 轴的许用扭转切应力，N / mm2，见表8.6; A 取决于轴材料的许用扭转切应力 Lt 1的系数，其值 可查表8.6. T6 P630 T9.55 10 ：3 =9.55 10 ：3 Wt0.2d n0.2 55 262 T =32.86N/mm2 乞 11 - 40N / mm2 5) 精确校核轴的疲劳强度 (1)选择危险截面 在第一段轴与第二段轴之间有应力集中源，第一段轴上有键, 其应力较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。 (2) 计算危险截面上工作应力 轴主要承受扭矩，其 扭矩 T =1097700

15、NLmm 轴上有双键，其抗弯截面系数： 3232 W 二d _bt(d-t) _ -5516 4.3 (55 -4.3) -32d3255 抗扭 截面系数： 3232 W = 13118.4mm3 州=29452.2mm3 2 i = 37.3 N / mm J =0 =18.65N /mm W 二d bt(d -t) _ : 5516 4.3 (55 -4.3) -16 d1655 截面上的扭剪应力：二T/Wt =1097700/29452.2 扭切应力： /2 碳钢材料特性系数：二= 0.1 , =0.5 _ (4)确定综合影响系数 K-,K 轴肩圆角处有效应力集中系数 ， k ，根据 r

16、/d =1.6/55 =0.029，由表 8.9插值计算得 k；=1.86，k =1.30 配合处综合影响系数K_，K .，根据d，二b，配合H 7 / r6， 由表 8.11 插值计算得 K；- = 3.4, K =0.4 0.6K； 2.44 键槽处有效应力集中系数k.-，k，根据二b，由表8.10插值计 算得 k厂 1.80，k =1.61 尺寸系数 ._，根据d，由表8-12查得，二= 0.81,；. =0.75。 表面状况系数根据 6，表面加工方法查图8-2得 =0.84 轴肩处的综合影响系数K_，K为： k；_1.80 0.81 0.84 = 2.73 2.44 0.75 0.84

17、 -3.87 键槽处综合影响系数K-，K为: Kc k； 1.80 0.81 0.84 = 2.64 1.61 0.75 0.84 = 2.56 同一截面上有两个以上应力集中源，取其中较大的综合影响 系数来计算安全系数，故按配合处系数K-，K (5)计算安全系数 2 匚 _i = 275mm 2 j = 155N / mm .1 讣 0.05 k 厂 1.86 k =1.30 （轴肩圆角处） = 3.4 K = 2.44 （配合处） k：； = 1.80 k =1.61 （键槽处） 一 -0.81 =0.75 :%-X.-0.84 K；：-二 2.73 K =3.87 K：； = 2.64 K

18、 = 2.56 由表8.13取许用安全系数 S = 1.6 由式8-6 1275 S - k申申m 3.4汽1+0.1 汉 0 J_155 S T k/a +/m2.44 汉 16.5+0.05汉 16.5 S - ScS ca 6) 轴的弯矩图和扭矩图 (1)求轴承反力 H水平面 RH1 =2360.7N，RH2 =2360.7N V 垂直面 巳=1208.4N , h 键的高度，mm; I 键的工作长度，mm, A型键丨二L-b ； B型键丨二L ； C 型键I二Lb/2，其中L为键的长度，b为键的宽度； kJ 许用挤压应力，N/mm2，见表3.2; 根据轴径，选用 C 型键，b=16mm

19、,h=10mm,L=4580mm取 L=60mm I =L b/2 =60 -16/2 4T 4 009770 P dhI 55x10 x52 按轻微冲击算 l-100120N/mm2 用双键，180度布置，按1.5个键计算 I -1.51 弯矩图，扭矩图如下: I 二 52mm b 二 16mm h = 10mm T 轴所受的扭矩，NLmm ； W 轴的抗扭截面模量，mm3 ; n 轴的转速，r / min ； P 轴所传递的功率，Kw; -J 轴的许用扭转切应力，N/mm2，见表8.6; A -取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查表 8.6. T T =9.55 106 P 39.

20、55 106 30 WT0.2d n0.2 75 262 T = 43.5N / mm2 I T = 50 N / mm2 5）轴上键的设计及校核 转矩T = 47491470 N / mm2 dmin = 75mm 静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为: 4T dhl -Up 1 式中，T 转矩，Nmm ； d 轴径，mm; h 键的高度，mm; l 键的工作长度，mm, A型键丨二L -b ； B型键丨二L ； C型键 l =L -b/2，其中L为键的长度，b为键的宽度； kJ 许用挤压应力，N/mm2，见表3.2； 选用 A 型键，b = 22mm，h = 14mm， L = 63 2

21、50mm，取 L = 130mm l =L -b =130-22 4T 4 汉 4791047 p : dhl 75 14 108 采用双键对称布置 t =43.5N/ 满足强度要 求 键的参数： l = 108mm b = 22mm h = 14mm 6 =169N/ 双键，满足 强度要求。 计算项目及说明 结果 轴承寿命Lh Lh = ( 严 60n P 式中，P 当量动载荷，N ; 寿命指数，球轴承 呂=3，滚子轴承乞= 10/3 ； ft 温度系数； P =11403N 7减速器轴承的寿命计算 ft = 0.9 Cr 二160kN Lh 二 35724h 寿命满足要 求 0 =89.5

22、kN P =11403N ft 二 0.9 Lh =31847h 寿命满足要 求 Cr =10kN 1) 输入轴上轴承的寿命计算 滚 动 轴 承 当 量 动 载 荷 P P 二 fp(xR yA) =1.4 (1 8144.94 0.92 0) 式中，x,y 径向载荷系数和轴向载荷系数； fp 载荷系数； R 实际径向载荷； A 实际轴向载荷。 所用轴承为圆锥滚子轴承，32213型Cr =160kN COC =222kN 轴承工作温度 低于150度，则温度系数 ft =0.9 663 Lh 10 ( ftc、；10(0.9 160 10、10/3 ( ) ( ) 60n P 60 262114

23、03 每天工作1216小时，按15小时算 Lh /15/ 365二6.5 即轴承寿命为6.5年，按5年一大修可满足要求 2) 输出轴上轴承的寿命计算 采用角接触球轴承，7316C型Cr=89.5kN 滚动轴承当量动载荷P fp (xR yA) = 1.4 (1 8144.94 0.92 0) 轴承工作温度 低于150度，则温度系数 ft =0.9 Lh 106 ftC ；1060.9 89.5 1 03 3 ( )= ( ) 60n P 60 5811403 Lh/15/365 =5.8轴承寿命为5.8年，5年一大修更换 3) 行星轮上轴承寿命计算 行星轮上用均匀分布的三对深沟球轴承，选用16

24、005型轴承, d =25mm Cr =10kN 载荷均匀分配，每对轴承上的载荷 PJ P/3-11403/3 吃（竺 60n P 106 60 58 0.9 89.5 103 3801 -/15/365 =6.9 轴承寿命为6.9年，5年一大修，大修时更换 P =3801N Lh =38146h 寿命满足要 求 &齿轮加工工艺 具体事项见附录1明细表。 9 箱体结构尺寸 1 .箱体壁厚10mm箱盖壁厚10mm 2. 箱座上部凸缘高度12mm箱盖凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚12mm 3. 地脚螺钉直径M20 4. 箱盖与箱座螺栓连接M8 5. 轴承端盖螺钉直径M6 6. 外箱壁至轴承内壁距离1

25、2mm 7. 内齿圈齿根与箱壁距离 20mm 8. 箱座肋板厚10mm 9. 通气孔选择 M12X1.25 10. 油标选择杆式油标 M12 11. 密封件选用毛毡密封 附录1 1.基本参数 项目 值 项目 值 1基本参数 型号 输入功率 150kw 名义速比 5.8 输入转速 252rpm 名义输出转速 43.45rpm 输入扭矩 5684.52n.m 名义输出扭矩 31981.13 n.m 重要程度 一般 原动机载荷 轻微冲击 工作机载荷 均匀平稳 减速器传动效率 0.970 精度等级 7-7-7 满负荷设计寿命 54000小时 2齿数配比 变位类型 外啮合交变位, 内啮合咼变位 初定ac

26、端面啮合角 25.3712 太阳齿轮数 18 行星轮齿数 32 内齿圈齿数 84 行星轮数目 3 实际速比 5.667 速比偏差 -0.023 j=(Zb-Zc)/(Za+Zc) 1.040 装配条件 满足 初定cb端面啮合角 20.0000 齿轮类型 直齿 实际输出扭矩 31245.93n.m 同心条件 角变位后满足 实际输出转速 44.47rpm 3.材料和热处理选择 太阳轮材料 20CrM nTi 太阳轮热处理 渗碳淬火回火 太阳轮热处理硬度 61 HRC 太阳轮热处理硬度 1591 MPa 太阳轮接触疲劳极限 1591 MPa 太阳轮弯曲疲劳极限 485 MPa 行星轮材料 20CrM

27、 nTi 行星轮热处理 渗碳淬火回火 行星轮热处理硬度 57 HRC 行星轮接触疲劳极限 1358 MPa 行星轮弯曲疲劳极限 349 MPa 内齿圈材料 45 内齿圈热处理 表面淬火 内齿圈热处理硬度 43 HRC 内齿圈接触疲劳极限 971 MPa 内齿圈弯曲疲劳极限 225 MPa 4.初算中心距 载荷不均匀系数 1.150 ac单对传递扭矩 2179.07 N.m ac齿数比 1.78 齿宽系数 0.80 综合系数 1.96 接触疲劳极限 1358 MPa 初定许用接触应力 1222 MPa 系数 483.00 初算中心距 169.33 初算模数 6.77 实际模数 7 实际螺旋角 0

28、 实际中心距 182 未变位中心距 175 实际ac端面啮合角 25.3712 实际cb端面啮合角 20.0000 齿轮宽度 147 5.几何参数和精度 ac传动变位系数之和 1.134 cb传动变位系数之和 0 太阳轮变位系数 0.547 行星轮变位系数 0.587 内齿圈变位系数 0.587 变位系数优化方式 自动优化 几何参数计算按何种 工艺 滚齿 太阳轮分度圆直径 126 行星轮分度圆直径 224 内齿圈分度圆直径 588 端面压力角 20.0000 太阳轮齿顶高 9.891 内齿轮齿顶咼 2.775 行星轮齿顶高 10.174 太阳轮齿高 14.815 行星轮齿高 14.815 内齿

29、轮齿高 15.643 太阳轮齿顶圆直径 145.781 行星轮齿顶圆直径 244.348 内齿轮齿顶圆直径 582.450 ac传动端面重合度 1.287 cb传动端面重合度 1.645 ac传动纵向重合度 0 cb传动纵向重合度 0 ac传动总重合度 1.287 cb传动总重合度 1.645 -U 17 口 /丄 曰来佇 18 32 太阳轮当里齿数 行星轮当里齿数 内齿圈当里齿数 84 太阳轮跨测齿数 3 太阳轮公法线长度 56.044 行星轮跨测齿数 5 行星轮公法线长度 98.940 内齿圈跨测齿数 11 内齿圈公法线长度 228.028 太阳轮弦齿高 10.267 太阳轮弦齿厚 13.

30、753 行星轮弦齿高 10.392 行星轮弦齿厚 13.978 内齿圈弦齿厚 2.763 内齿圈量柱直径 0 内齿圈量柱测量距 0 插齿刀齿数 0 插齿刀变位系数 0 插齿刀齿顶咼系数 0 5.2齿轮精度 精度等级 7-7-7 太阳轮公法线长度上 偏差 -0.088 太阳轮公法线长度下 偏差 -0.176 行星轮公法线长度上 偏差 -0.132 行星轮公法线长度下 偏差 -0.220 内齿圈公法线长度上 偏差 0.200 内齿圈公法线长度下 偏差 0.300 太阳轮齿厚上偏差 -0.132 太阳轮齿厚上偏差 -0.220 行星轮齿厚上偏差 -0.132 行星轮齿厚下偏差 -0.220 内齿圈齿厚上偏差 -0.200 内齿圈齿厚卜偏差 -0.300 太阳轮齿距累积公差 0.063 行星轮齿距累积公差 0.090 内齿圈齿距累积公差 0.112 太阳轮齿圈径向跳动 公差 0.063 行星轮齿圈径向跳动 公差 0.063 内齿圈齿距累积公差 0.063 太阳轮径向综合公差 0.090 行星轮径向综合