1、目錄 1. 課程設計任務書2 2. 電動機選擇3 3. 傳動比及其分配3 4. 前減速器設計3 5. 行星齒輪減速器齒輪設計7 6. 行星齒輪傳動軸及鍵的設計12 7. 軸承壽命計算21 8. 齒輪加工工藝23 9. 箱體結構尺寸23 10. 附錄 125 11. 參考文獻28 29 12. 感想 課程設計說明書 1課程設計任務書 設計題目：NGW （2K-H負號機構）行星減速裝置設計 一設計要求與安排 1、學習行星傳動運動學原理，掌握 2K-H機構的傳動比計算、受力分析、傳動 件浮動原理。 2、參考有關書籍、刊物、手冊、圖冊了解2K-H行星傳動裝置（減速器）的基本 結構及技術組成的關鍵點。

2、3、按所給有關設計參數進行該傳動裝置（減速器）的設計。 1）、齒數的選擇：傳動比及裝配條件、同心條件、鄰界條件的滿足。 2）、了解各構件的作用力及力矩的分析，進行“浮動”機構的選擇。 3）、參考設計手冊根據齒輪、軸、軸承的設計要點進行有關設計計算。 4）、按有關制圖標準，繪制完成教師指定的行星傳動裝置（減速器）總圖、 部件圖、零件圖。書寫、整理完成設計計算說明書。 4、對于所設計的典型零件結合所學有關加工工藝知識編寫該零件加工工藝 5、 行星傳動裝置（減速器）總圖選擇合適比例采用 A0號圖面繪制，主要技術參 數（特征）、技術要求應表達清楚，在指導教師講授、指導下標注、完成總圖所 需的尺寸、明細

3、及圖紙的編號等各類要求。 按零件圖要求完成零圖紙的繪制， 提 出技術要求，上述圖紙總量不應少于：A0+ A01/2。 二設計條件 1 機器功用減速裝置用于絞車卷筒傳動 2使用壽命預期壽命10年，平均每天工作1216小時 原始數據 1 電機功率：150kw 2. 輸入轉速：n=960r.p.m 輸出轉速：4345r.p.m 3 前減速器傳動比i=5.62 4. 2K-H行星傳動輸出轉速 43 45r.p.m 2.電動機的選擇 電機功率150kw，輸入轉速為960r.p.m查表選用Y200L 4型。額定功率 為 150kw,滿載轉速 1000r.p.m. 3.傳動比及其分配 (1) 計算總傳動比

4、輸入轉速 n=960r.p.m,輸出轉速=43-45r.p.m,前減速器傳動比=3.8, 行星減速器輸入轉速 m =252.1r.p.m ,取 m =252r.p.m (2) 行星齒輪傳動比 252 43 = 5.86 252 45 = 5.67 3 試取傳動比5.8，則輸出轉速n =44.5r/min (3) 選太陽輪作為浮動機構 太陽輪位置可沿軸向有一定限度的變動，太陽輪兩端有彈性墊片，輸 入軸和輸出軸的靠近太陽輪一端有凸塊，凸塊和彈性墊片相對應，限制太陽輪的 軸向移動范圍。 齒形為漸開線直齒，外嚙合最終加工為磨齒，6級精度；內嚙合最終加工 為插齒，7級精度，采用變位齒輪傳動。 4.前減速

5、器設計 min，傳動 前減速器用齒輪傳動，功率P =150kW，輸入轉速為 設計項目及說明 比為 D =72mmi =3.8，輸出轉速為 n252.2r/min . 課程設計說明書 1 ）選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選小齒輪40Cr調質 大齒輪45正火 34 許用接觸應力亠 Hlim Zn SH lim 接觸疲勞極限二Hlim 查圖6 4 接觸強度壽命系數Zn應用循環(huán)次數N由式6 7 N, =60口 jLh =60 960 1 (10 15 365) 查圖6 5得 接觸強度最小安全系數SHlim I-_hJ - 700 1/1 L-hJ -550 1.05/1 許用彎曲應力J 由式6

6、12,匕尸丄“問 YnYx SF lim 彎曲疲勞強度極限-Flim 查圖6 7,雙向應力乘0.7 彎曲強度壽命系數Yn 查圖6 彎曲強度尺寸系數Yx 查圖6 彎曲強度最小安全系數 FJ -378 1 1/1.4 lFJ -294 1 1/1.4 2）齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 參考表6.7、表6.8選取 /S , V1 SF min 0.022 n 小輪分度圓直徑di，由式6-5得 d 仝ZeZhzJzkguZi) 1h 丿申d U 齒寬系數d查表6.9,按齒輪相對軸承為對稱布置 小輪齒數z,在推薦值2040中選 Z2 9乙=3.8 22 =123.64 圓整取 齒數

7、比 u,u, =z2/z, =124/22 傳動比誤差：u/u =(5.64 -5.62)/5.62 =0.0036 :： 0.05 小輪轉矩 T,T, =9.55 106P/.,=9.55 106 30/1470 初定螺旋角:0 載荷系數K K=KaKvK-K Ka 使用系數查表6.3 Kv 動載系數由推薦值1.051.4 K.齒間載荷分配系數由推薦值1.01.2 K1齒向載荷分布系數 由推薦值1.01.2 載荷系數 K K=KaKvK：.K2=1 1.2 1.1 1.1 材料彈性系數Ze查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數ZH查圖6 3 重合度系數Z ；由推薦值0.850.92 螺旋角系數Z，“cos

8、 ： = cos120 、3 白89.8匯2.45x0.99 1 I 577 2 匚蘭1竺1948壘竺口 0.8 5.64 齒輪法面模數 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 漢 124 + 3.75 漢 2 重合度系數丫 =0.25 - 0.75/ ；- 螺旋角系數丫由推薦值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）齒輪其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑 d2 d2 二 mnZ2/cos 3.75 124/cos12.13 根圓直徑df 頂圓直徑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. 行星齒輪減速器傳動齒輪設計 設計項目及說明 1）選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 太陽輪20CrMnTi滲碳淬火回火 行星輪20CrMnTi滲碳淬火回火 內齒圈45 表面淬火 許用接觸應力 =丄Hlim ZN SH

10、 lim 接觸疲勞極限-Hlim 查圖6-4 接觸強度壽命系數Zn 應用循環(huán)次數N由式6- 7 查圖6 5得 接觸強度最小安全系數SH lim 許用彎曲應力-F丨 由式612,二 limYNYx Sf lim 彎曲疲勞強度極限二Flim 查圖6 7, 雙向應力乘0.7 彎曲強度壽命系數Yn 查圖6 8 彎曲強度尺寸系數Yx 查圖6 9 彎曲強度最小安全系數 SF min 啤1 1-870 1 1/1.4 則 kFJ -730 1 1/1.4 Lf3 丄 740 1 1/1.4 1)太陽輪-行星輪 齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 v i0.013 0.022 參考表6.7、表

11、6.8選取 太陽輪分度圓直徑d1，由式6 5得 ZeZhZ 22KT1 u1 .1-J dU di -3 取圓周速度 =4m/s , 齒寬系數d查表6.9,按齒輪相對軸承為非對稱布置 太陽輪齒數Zi在推薦值2040中選 Zi .H il3 Il3 珂乙Z3)/乙圓整取 齒數比 u15 = z2 /乙=27/21 太陽輪轉矩 T, T, =9.55 106P/n, =9.55 106 30/262 載荷系數KKKaKvK 一 K-： KA 使用系數查表6.3 Kv 動載系數由推薦值1.051.4 K：.齒間載荷分配系數由推薦值1.01.2 K齒向載荷分布系數由推薦值1.01.2 載荷系數 KK

12、=KaKvK一K=1.35 1.023 1.15 1.3 材料彈性系數ZE查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數ZH 查圖6 3 重合度系數Z ；由推薦值0.850.92 故d1 - 89.8沢2.2沢0.9 Y它 2漢2.420935100.17 譏 1358.丿0.351.17 齒輪模數 mm 二 4 / 乙=55/ 23 二 2.4mm 按表6.6圓整 太陽輪分度圓直徑d14 =mz =4.5漢23 圓周速度 vv = 4/60000= ： 42 1420/60000 標準中心距 a a 二 m(Z1 Z2)/2 =4.5 23 27 /2 齒寬b 2；4=0.35 103.5 = 36.225mm

13、行星輪齒寬b2b2二b 太陽輪齒寬b1bb 510 2）太陽輪一行星輪 齒根彎曲疲勞強度校核計算 有式6 10 f = 2KT*FaYsaY山 T 軸所受的扭矩，NUmm ； W 軸的抗扭截面模量， 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 鋼 fcj = 30 40 2 tt = 32.86N / mm T =109770 NLmm 軸的強度滿足 要求 n

14、 軸的轉速，r / min ； P 軸所傳遞的功率，Kw; t 1 軸的許用扭轉切應力，N / mm2，見表8.6; A 取決于軸材料的許用扭轉切應力 Lt 1的系數，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) 精確校核軸的疲勞強度 (1)選擇危險截面 在第一段軸與第二段軸之間有應力集中源，第一段軸上有鍵, 其應力較大，應力集中嚴重，選其接近第二段軸處截面為危險截面。 (2) 計算危險截面上工作應力 軸主要承受扭矩，其 扭矩 T =1097700

15、NLmm 軸上有雙鍵，其抗彎截面系數： 3232 W 二d _bt(d-t) _ -5516 4.3 (55 -4.3) -32d3255 抗扭 截面系數： 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 截面上的扭剪應力：二T/Wt =1097700/29452.2 扭切應力： /2 碳鋼材料特性系數：二= 0.1 , =0.5 _ (4)確定綜合影響系數 K-,K 軸肩圓角處有效應力集中系數 ， k ，根據 r

16、/d =1.6/55 =0.029，由表 8.9插值計算得 k；=1.86，k =1.30 配合處綜合影響系數K_，K .，根據d，二b，配合H 7 / r6， 由表 8.11 插值計算得 K；- = 3.4, K =0.4 0.6K； 2.44 鍵槽處有效應力集中系數k.-，k，根據二b，由表8.10插值計 算得 k廠 1.80，k =1.61 尺寸系數 ._，根據d，由表8-12查得，二= 0.81,；. =0.75。 表面狀況系數根據 6，表面加工方法查圖8-2得 =0.84 軸肩處的綜合影響系數K_，K為： k；_1.80 0.81 0.84 = 2.73 2.44 0.75 0.84

17、 -3.87 鍵槽處綜合影響系數K-，K為: Kc k； 1.80 0.81 0.84 = 2.64 1.61 0.75 0.84 = 2.56 同一截面上有兩個以上應力集中源，取其中較大的綜合影響 系數來計算安全系數，故按配合處系數K-，K (5)計算安全系數 2 匚 _i = 275mm 2 j = 155N / mm .1 訃 0.05 k 廠 1.86 k =1.30 （軸肩圓角處） = 3.4 K = 2.44 （配合處） k：； = 1.80 k =1.61 （鍵槽處） 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取許用安全系數 S = 1.6 由式8-6 1275 S - k申申m 3.4汽1+0.1 漢 0 J_155 S T k/a +/m2.44 漢 16.5+0.05漢 16.5 S - ScS ca 6) 軸的彎矩圖和扭矩圖 (1)求軸承反力 H水平面 RH1 =2360.7N，RH2 =2360.7N V 垂直面 巳=1208.4N , h 鍵的高度，mm; I 鍵的工作長度，mm, A型鍵丨二L-b ； B型鍵丨二L ； C 型鍵I二Lb/2，其中L為鍵的長度，b為鍵的寬度； kJ 許用擠壓應力，N/mm2，見表3.2; 根據軸徑，選用 C 型鍵，b=16mm

19、,h=10mm,L=4580mm取 L=60mm I =L b/2 =60 -16/2 4T 4 009770 P dhI 55x10 x52 按輕微沖擊算 l-100120N/mm2 用雙鍵，180度布置，按1.5個鍵計算 I -1.51 彎矩圖，扭矩圖如下: I 二 52mm b 二 16mm h = 10mm T 軸所受的扭矩，NLmm ； W 軸的抗扭截面模量，mm3 ; n 軸的轉速，r / min ； P 軸所傳遞的功率，Kw; -J 軸的許用扭轉切應力，N/mm2，見表8.6; A -取決于軸材料的許用扭轉切應力的系數，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）軸上鍵的設計及校核 轉矩T = 47491470 N / mm2 dmin = 75mm 靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為: 4T dhl -Up 1 式中，T 轉矩，Nmm ； d 軸徑，mm; h 鍵的高度，mm; l 鍵的工作長度，mm, A型鍵丨二L -b ； B型鍵丨二L ； C型鍵 l =L -b/2，其中L為鍵的長度，b為鍵的寬度； kJ 許用擠壓應力，N/mm2，見表3.2； 選用 A 型鍵，b = 22mm，h = 14mm， L = 63 2

21、50mm，取 L = 130mm l =L -b =130-22 4T 4 漢 4791047 p : dhl 75 14 108 采用雙鍵對稱布置 t =43.5N/ 滿足強度要 求 鍵的參數： l = 108mm b = 22mm h = 14mm 6 =169N/ 雙鍵，滿足 強度要求。 計算項目及說明 結果 軸承壽命Lh Lh = ( 嚴 60n P 式中，P 當量動載荷，N ; 壽命指數，球軸承 呂=3，滾子軸承乞= 10/3 ； ft 溫度系數； P =11403N 7減速器軸承的壽命計算 ft = 0.9 Cr 二160kN Lh 二 35724h 壽命滿足要 求 0 =89.5

22、kN P =11403N ft 二 0.9 Lh =31847h 壽命滿足要 求 Cr =10kN 1) 輸入軸上軸承的壽命計算 滾 動 軸 承 當 量 動 載 荷 P P 二 fp(xR yA) =1.4 (1 8144.94 0.92 0) 式中，x,y 徑向載荷系數和軸向載荷系數； fp 載荷系數； R 實際徑向載荷； A 實際軸向載荷。 所用軸承為圓錐滾子軸承，32213型Cr =160kN COC =222kN 軸承工作溫度 低于150度，則溫度系數 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小時，按15小時算 Lh /15/ 365二6.5 即軸承壽命為6.5年，按5年一大修可滿足要求 2) 輸出軸上軸承的壽命計算 采用角接觸球軸承，7316C型Cr=89.5kN 滾動軸承當量動載荷P fp (xR yA) = 1.4 (1 8144.94 0.92 0) 軸承工作溫度 低于150度，則溫度系數 ft =0.9 Lh 106 ftC ；1060.9 89.5 1 03 3 ( )= ( ) 60n P 60 5811403 Lh/15/365 =5.8軸承壽命為5.8年，5年一大修更換 3) 行星輪上軸承壽命計算 行星輪上用均勻分布的三對深溝球軸承，選用16

24、005型軸承, d =25mm Cr =10kN 載荷均勻分配，每對軸承上的載荷 PJ P/3-11403/3 吃（竺 60n P 106 60 58 0.9 89.5 103 3801 -/15/365 =6.9 軸承壽命為6.9年，5年一大修，大修時更換 P =3801N Lh =38146h 壽命滿足要 求 &齒輪加工工藝 具體事項見附錄1明細表。 9 箱體結構尺寸 1 .箱體壁厚10mm箱蓋壁厚10mm 2. 箱座上部凸緣高度12mm箱蓋凸緣厚度12mm箱座底凸緣厚12mm 3. 地腳螺釘直徑M20 4. 箱蓋與箱座螺栓連接M8 5. 軸承端蓋螺釘直徑M6 6. 外箱壁至軸承內壁距離1

25、2mm 7. 內齒圈齒根與箱壁距離 20mm 8. 箱座肋板厚10mm 9. 通氣孔選擇 M12X1.25 10. 油標選擇桿式油標 M12 11. 密封件選用毛氈密封 附錄1 1.基本參數 項目 值 項目 值 1基本參數 型號 輸入功率 150kw 名義速比 5.8 輸入轉速 252rpm 名義輸出轉速 43.45rpm 輸入扭矩 5684.52n.m 名義輸出扭矩 31981.13 n.m 重要程度 一般 原動機載荷 輕微沖擊 工作機載荷 均勻平穩(wěn) 減速器傳動效率 0.970 精度等級 7-7-7 滿負荷設計壽命 54000小時 2齒數配比 變位類型 外嚙合交變位, 內嚙合咼變位 初定ac

26、端面嚙合角 25.3712 太陽齒輪數 18 行星輪齒數 32 內齒圈齒數 84 行星輪數目 3 實際速比 5.667 速比偏差 -0.023 j=(Zb-Zc)/(Za+Zc) 1.040 裝配條件 滿足 初定cb端面嚙合角 20.0000 齒輪類型 直齒 實際輸出扭矩 31245.93n.m 同心條件 角變位后滿足 實際輸出轉速 44.47rpm 3.材料和熱處理選擇 太陽輪材料 20CrM nTi 太陽輪熱處理 滲碳淬火回火 太陽輪熱處理硬度 61 HRC 太陽輪熱處理硬度 1591 MPa 太陽輪接觸疲勞極限 1591 MPa 太陽輪彎曲疲勞極限 485 MPa 行星輪材料 20CrM

27、 nTi 行星輪熱處理 滲碳淬火回火 行星輪熱處理硬度 57 HRC 行星輪接觸疲勞極限 1358 MPa 行星輪彎曲疲勞極限 349 MPa 內齒圈材料 45 內齒圈熱處理 表面淬火 內齒圈熱處理硬度 43 HRC 內齒圈接觸疲勞極限 971 MPa 內齒圈彎曲疲勞極限 225 MPa 4.初算中心距 載荷不均勻系數 1.150 ac單對傳遞扭矩 2179.07 N.m ac齒數比 1.78 齒寬系數 0.80 綜合系數 1.96 接觸疲勞極限 1358 MPa 初定許用接觸應力 1222 MPa 系數 483.00 初算中心距 169.33 初算模數 6.77 實際模數 7 實際螺旋角 0

28、 實際中心距 182 未變位中心距 175 實際ac端面嚙合角 25.3712 實際cb端面嚙合角 20.0000 齒輪寬度 147 5.幾何參數和精度 ac傳動變位系數之和 1.134 cb傳動變位系數之和 0 太陽輪變位系數 0.547 行星輪變位系數 0.587 內齒圈變位系數 0.587 變位系數優(yōu)化方式 自動優(yōu)化 幾何參數計算按何種 工藝 滾齒 太陽輪分度圓直徑 126 行星輪分度圓直徑 224 內齒圈分度圓直徑 588 端面壓力角 20.0000 太陽輪齒頂高 9.891 內齒輪齒頂咼 2.775 行星輪齒頂高 10.174 太陽輪齒高 14.815 行星輪齒高 14.815 內齒

29、輪齒高 15.643 太陽輪齒頂圓直徑 145.781 行星輪齒頂圓直徑 244.348 內齒輪齒頂圓直徑 582.450 ac傳動端面重合度 1.287 cb傳動端面重合度 1.645 ac傳動縱向重合度 0 cb傳動縱向重合度 0 ac傳動總重合度 1.287 cb傳動總重合度 1.645 -U 17 口 /丄 曰來佇 18 32 太陽輪當里齒數 行星輪當里齒數 內齒圈當里齒數 84 太陽輪跨測齒數 3 太陽輪公法線長度 56.044 行星輪跨測齒數 5 行星輪公法線長度 98.940 內齒圈跨測齒數 11 內齒圈公法線長度 228.028 太陽輪弦齒高 10.267 太陽輪弦齒厚 13.

30、753 行星輪弦齒高 10.392 行星輪弦齒厚 13.978 內齒圈弦齒厚 2.763 內齒圈量柱直徑 0 內齒圈量柱測量距 0 插齒刀齒數 0 插齒刀變位系數 0 插齒刀齒頂咼系數 0 5.2齒輪精度 精度等級 7-7-7 太陽輪公法線長度上 偏差 -0.088 太陽輪公法線長度下 偏差 -0.176 行星輪公法線長度上 偏差 -0.132 行星輪公法線長度下 偏差 -0.220 內齒圈公法線長度上 偏差 0.200 內齒圈公法線長度下 偏差 0.300 太陽輪齒厚上偏差 -0.132 太陽輪齒厚上偏差 -0.220 行星輪齒厚上偏差 -0.132 行星輪齒厚下偏差 -0.220 內齒圈齒厚上偏差 -0.200 內齒圈齒厚卜偏差 -0.300 太陽輪齒距累積公差 0.063 行星輪齒距累積公差 0.090 內齒圈齒距累積公差 0.112 太陽輪齒圈徑向跳動 公差 0.063 行星輪齒圈徑向跳動 公差 0.063 內齒圈齒距累積公差 0.063 太陽輪徑向綜合公差 0.090 行星輪徑向綜合