二級行星齒輪課程設計說明書匯編

1、目錄1.課程設計任務書 22.電動機選擇 33.傳動比及其分配 34.前減速器設計 35.行星齒輪減速器齒輪設計 76.行星齒輪傳動軸及鍵的設計 127.軸承壽命計算 218.齒輪加工工藝 239.箱體結構尺寸 2310.附錄 1 2511.參考文獻 2812.感想 29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。3、按所給有關設計參數(shù)進行該傳動裝

2、置（減速器）的設計。1）、齒數(shù)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(jù)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(shù)（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，

3、 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2課程設計說明書三原始數(shù)據(jù)1電機功率： 150kw2輸入轉速： n=960r.p.m輸出轉速： 4345r.p.m3前減速器傳動比i5.6242K-H 行星傳動輸出轉速43 45r.p.m2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）計算總傳動比輸入轉速n=960r.p.m, 輸出轉速=43-45r.p.m, 前

4、減速器傳動比=3.8,行星減速器輸入轉速n1252.1r.p.m , 取 n1252r. p.m（ 2）行星齒輪傳動比2522525.865.674345試取傳動比 5.8 ，則輸出轉速 n44.5 r / 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. 前減速器設計min3設計項目及說明前減速器用齒輪傳動，功率P 150kW ，輸入轉速為960r /，

5、傳動比為 b1 72mm i3.8 ，輸出轉速為 n1252.2r / 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 正火許用接觸應力接觸疲勞極限HH lim ZNSH limH lim查圖 64接觸強度壽命系數(shù)ZN應用循環(huán)次數(shù) N 由式 6 7N160n1 jL h60960 1 (10 15 365)查圖 65得接觸強度最小安全系數(shù)SH limH 1700 1/1H 2550 1.05/1許用彎曲應力F由式 612， FF limYN YXSF lim彎曲疲勞強度極限F lim查圖 67，雙向應力乘 0.7彎曲強度壽命系數(shù) Y

6、NN查圖 68Z彎曲強度尺寸系數(shù) YX查圖 69彎曲強度最小安全系數(shù)SF minF 137811/1.4則29411/1.4F 22）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按 v10.013 0.022 n13 P / n1 估取圓周速度 vt4m / s ，參考表 6.7、表 6.8 選取4課程設計說明書小輪分度圓直徑 d1 ，由式 65 得2u 1ZEZH Z 2KT1d13uHd齒寬系數(shù) d查表 6.9，按齒輪相對軸承為對稱布置小輪齒數(shù) z1在推薦值 2040 中選z2iz13.822123.64圓整取齒數(shù)比 u1u1z2 / z1124/ 22傳動比誤差u / u (5.645

7、.62) / 5.620.0036 0.05小輪轉矩 T1T19.55 106 P / n1 9.55106 30/1470初定螺旋角0載荷系數(shù) KKKAKVK KK A 使用系數(shù)查表 6.3KV 動載系數(shù)由推薦值 1.051.4K 齒間載荷分配系數(shù)由推薦值 1.01.2K 齒向載荷分布系數(shù)由推薦值 1.01.2載荷系數(shù) KKK AKV K K1 1.2 1.1 1.1材料彈性系數(shù) ZE查表 6.4節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH查圖 63重合度系數(shù) Z由推薦值0.920.85螺旋角系數(shù) Zcoscos120ZEZH Z2u 12KT1故 d13uHd5課程設計說明書189.82.450.9921.4519

8、48985.64132d15770.85.64齒輪法面模數(shù)mnmnd1 cos/ z180cos120 / 22 3.56按表 6.6 圓整取標準值中心距 a amn (z1 z2 ) /(2cos)3.75 (22124)/(2 cos120 )分度圓螺旋角arc cos mn ( z1z2 )/(2 a)arccos 3.75(22 124)/(2 280)小輪分度圓直徑 d1d1mz13.7522圓周速度 vvd1n1 / 6000082.51470/ 60000齒寬 bbd d10.8 82.566mm行星輪齒寬 b2b2b太陽輪齒寬 b1b1b25 103）齒根彎曲疲勞強度校核計算有

9、式 610F2KT1 YFaYSaYFbd1m當量齒數(shù) da187.5mmzv1z1 / cos322/ cos3 12.13oda 2480mm zvzv2z2 / cos3124/ cos3 12.13o齒形系數(shù) YFa查表 6.5小輪 YFa1大輪 YFa 2應力修正系數(shù) YSa查表 6.5小輪 YSa1大輪 YSa2重合度1z1 (tana1 tan) z2 (tana2 tan )2122tan(arccos3.7522cos20.35=3.75223.75) tan 20.35 22124(tan(arccos 3.7527cos 20.35 )tan 20.35 )3.75124

10、3.7526課程設計說明書重合度系數(shù) Y0.250.75/螺旋角系數(shù) Y由推薦值 0.850.92故F1F 22 1.45 194898 2.53 1.831/ 66 803.752 1.45 194898 2.185 1.78/ 72465 3.75.54）齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑 d2d2mn z2 / cos3.75124/ cos12.13o根圓直徑 d fd f 1d12hf82.521.253.75d f 2d22hf47521.253.75頂圓直徑 dada1d12ha82.522.5da2d22ha4752255. 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

11、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滲碳淬火回火許用接觸應力接觸疲勞極限內齒圈 45表面淬火HH lim ZNSH limH lim查圖 64接觸強度壽命系數(shù)ZN應用循環(huán)次數(shù) N 由式 6 77課程設計說明書查圖 65得接觸強度最小安全系數(shù)SH lim許用彎曲應力F由式 612，F(xiàn)F lim YN YXSF lim彎曲疲勞強度極限F lim查圖 67，雙向應力乘 0.7彎曲強度壽命系數(shù) YN查圖 68彎曲強度尺寸系數(shù) YX查圖 69彎曲強度最小安全系數(shù)SF minF 187011/1.4則F 273011/1.4F 374011/1.4

12、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 v1 0.013 0.022 n13 P / n1 估取圓周速度 vt4m / s ，參考表 6.7、表 6.8 選取太陽輪分度圓直徑 d1 ，由式 65 得2u 1d13ZEZH Z2KT1uHd齒寬系數(shù)查表 6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置太陽輪齒數(shù) dz1在推薦值 20 40 中選Zi13H1Z3Z1i13(Z1Z3 ) / Z1圓整取8課程設計說明書齒數(shù)比 u1u1z2 / z127/ 21太陽輪轉矩 T1T19.55 106 P / n19.55 10630/ 262載荷系數(shù) KKKAKVK KK A 使用系數(shù)查表

13、6.3KV 動載系數(shù)由推薦值 1.051.4K 齒間載荷分配系數(shù)由推薦值 1.01.2K 齒向載荷分布系數(shù)由推薦值 1.01.2載荷系數(shù) KKK A KV K K1.35 1.023 1.15 1.3材料彈性系數(shù) ZE查表 6.4節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH查圖 63重合度系數(shù) Z由推薦值 0.850.92189.82.20.922.4210935100.1732故 d113580.351.17齒輪模數(shù) mmd1 / z155/ 23 2.4mm按表 6.6 圓整太陽輪分度圓直徑 d1d1 mz1 4.523圓周速度 vvd1n1 /6000042 1420/ 60000標準中心距 aam( z1z2

14、)/ 24.52327 /2齒寬 bbd d10.35 103.536.225mm行星輪齒寬 b2b2b太陽輪齒寬 b1b1b25 102）太陽輪行星輪齒根彎曲疲勞強度校核計算9課程設計說明書有式 6102KT1Fbd1m YFaYSaYF齒形系數(shù) YFa查表 6.5小輪 YFa1大輪 YFa 2應力修正系數(shù) YSa查表 6.5小輪 YSa1大輪 YSa2重合度1z1 (tan a1 tan) z2 (tana2tan)2123tan(arccos 4.523cos20 )tan 20 = 24.5234.5227 (tan(arccos 4.527cos 20) tan 20 )4.5274

15、.52重合度系數(shù) Y0.250.75/故F1F 22 2.42 1093510 2.106 1.831/ 43 103.5 4.52 2.42 1093510 2.069 1.86/ 40 121.5 4.5許用彎曲應力：太陽輪：行星輪：F 1622N / mm2F 2520N / mm23）行星輪內齒輪接觸疲勞強度校核同上可得：實際接觸應力H517N / mm2行星輪許用接觸應力內齒輪許用接觸應力H11259N / mm2H 21004N / mm2實際接觸應力H517N / mm210課程設計說明書4）齒輪其他主要尺寸計算太陽輪分度圓直徑 d2d2mz24.527內齒輪分度園直徑 d3d3

16、mz34.579根圓直徑 d fd f 1d12hf103.521.254.5d f 2d22h f121.521.254.5d f 3d32hf355.521.254.5頂圓直徑 dada1d12ha103.526.37da 2d22ha121.526.53da3d32ha355.52 1.795）齒輪的變位采用外嚙合角變位，內嚙合高變位（1）未變位時，太陽輪與行星輪中心距 a (d1 d2 ) / 2 (103.5 121.5)/ 2 選取變位系數(shù)：太陽輪： xa0.549，內齒圈： xb0.584，行星輪： xc 0.584太陽輪與行星輪傳動的變位系數(shù)之和x acxa xc0.549 0

17、.584(2) 太陽輪與行星輪傳動的端面嚙合角tac25.37變位后太陽輪與行星輪無側隙嚙合時中心距為aa a cos / cos112.5cos 200 / cos25.370即 實際中心距為 117mm.(3)分離系數(shù) y分離量 ym aa117112.5分度圓分離系數(shù)y： y0.5(z1 z2 )(cos/ cos1)（4）齒頂高變動系數(shù)外嚙合齒輪具有標準頂隙時，其中心距a 為：am( z1z2 ) / 2( x1x2 )m11課程設計說明書即a4.5(2327) / 2(1.1334.5)( x1x2 )y1.133 1備注：所有數(shù)據(jù)都在附錄1 中有具體的說明！6.行星齒輪減速器傳動軸

18、及其鍵的設計（ 1）輸入軸的設計與校核輸入功率P130kw 轉速 n1 262r / min輸出功率P229.1kw 輸出轉速 n258r / min設計項目及說明結 果1）計算作用在軸上的力轉矩 T19.55 106 P / n19.55 10630/ 262T11093510N mm2）初步估算軸的直徑選用 45 號鋼作為軸的材料，調質處理由式 82d A 3P計算軸的最小直徑并加大軸材料： 45 號以考慮鍵n3鋼槽的影響查表 8.6 取 A110則dmin110330dmin 53.4m m2623）軸的結構設計（ 1）確定軸的結構方案軸承靠軸肩定位，左端軸承靠套筒與端蓋定位。（2）確定

19、軸各段直徑和長度1 段根據(jù) dmin圓整，選擇連軸器HL型，連軸器轂孔4長 84mm，該段應比連軸器短14mm12課程設計說明書d155mm2段 為使連軸器定位， 軸肩高度 h c(2 3)mm，孔倒角 C取 3mm, d2 d1 2h 且符合標準密封內徑，取端蓋寬度l182mm15mm，端蓋外端面與半連軸器相距20mm.則 l230mmd260mm段 該段裝軸承，軸承為32213 型圓錐滾子軸承，l 230mm3d65mm, D120,T32.75mm, da74mm ，為了使定位可靠，軸段長度應比 T 小。 l330mm。d365mm該段為兩個軸承之間，應比軸承內徑略小，裝套筒l 330m

20、m4 段以使軸承軸向定位。段該段裝軸承，為 32213 型圓錐滾子軸承，同第三段，d460mm5l 435mmd565mml5 30mm段該段用于軸承的軸向定位， 是一軸肩，取 d6 70mmd565mm6l 615mml 530mm7 段該段與連軸器相連接，選用 HL型連軸器，軸孔直d670mm5徑 d75mm，孔長 l 107mml 615mm4）軸的強度校核d775mm齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭l 7103mm轉強度條件計算。扭轉強度條件為：T9.55 106P245鋼 TTWT0.2dT N / mm3 n3040d A 3 P mm n式中，T軸的扭轉切應力

21、，N / mm2 ；T 軸所受的扭矩， N mm ；WT軸的抗扭截面模量，mm3 ；13課程設計說明書n軸的轉速， r / min ；T32.86N / mm2P軸所傳遞的功率， Kw;T軸的許用扭轉切應力， N / mm2 ，見表 8.6；T109770 N mmA取決于軸材料的許用扭轉切應力T 的系數(shù)，其值可查表 8.6.軸的強 度滿 足TP30要求66TWT9.55 100.2d 3 n9.55 100.2553 262T32.86N / mm2T 40N / mm25）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

22、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T1097700 N mm軸上有雙鍵，其抗彎截面系數(shù)：d 3bt (d t) 255316 4.3 (55 4.3)2Wd325532抗扭截面系數(shù)：d 3bt (dt )255316 4.3(55 4.3)2WTd165516截面上的扭剪應力：T /WT1097700/ 29452.2扭切應力：am/ 2（3）確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限1275mm2 ，剪切疲勞極限1155N / mm2W13118.4mm3WT29452.2mm337.3 N / mm2am18.65N / mm14課程設

23、計說明書碳鋼材料特性系數(shù)：0.1，0.51275mm2（ 4）確定綜合影響系數(shù) K, K1155N / mm2軸 肩 圓 角 處 有 效 應 力 集 中 系 數(shù) k ， k ， 根 據(jù)0.1r / d 1.6 / 550.029，由表 8.9 插值計算得 k1.86 ， k1.300.05配合處綜合影響系數(shù) K，K ，根據(jù) d ， b ，配合 H 7 / r 6 ， k1.86由表 8.11 插值計算得K3.4,K0.40.6K2.44k1.30鍵槽處有效應力集中系數(shù) k， k ，根據(jù) b ，由表 8.10 插值計（軸肩圓角處）算得 k 1.80， k1.61K3.4尺寸系數(shù)， ，根據(jù) d ，

24、由表 8-12 查得，0.81，0.75 。 K2.44表面狀況系數(shù)，根據(jù)b ，表面加工方法查圖 8-2 得（配合處）k1.800.84k1.61軸肩處的綜合影響系數(shù) K，K 為：（鍵槽處）k1.802.730.81K0.810.84k2.440.753.87K0.750.840.84鍵槽處綜合影響系數(shù) K ， K 為：k1.802.64K2.73K0.810.84K3.87k1.612.56K0.750.84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(shù)來計算安全系數(shù)，故按配合處系數(shù)K， K。K2.64（5）計算安全系數(shù)K2.5615課程設計說明書由表 8.13 取許用安全系數(shù)S1

25、.6由式 8-6S12753.410.10kamS11552.4416.5 0.05 16.5kamS SScaS2 S26）軸的彎矩圖和扭矩圖（1）求軸承反力H 水平面RH12360.7N ， RH 22360.7NV 垂直面RV 11208.4N , RV 2549.3N(2)求第一個軸承處彎矩H 水平面M H224266.5NV 垂直面MV 1140616N ,M V 252155N合成彎矩 MM1264704N mm ，M 2 230251 mm扭矩 TT 1097700 N mm彎扭合成M ca1709823N mm當量彎矩697706N mmM ca 27）軸上鍵的設計及校核S 1

26、.6S 80.1S3.77Sca5.2疲勞強度安全RH 12360.7NRH 22360.7NRV 11208.4NRV 2549.3NM H224266.5 NM V1140616NM V 252155NM1264704N mmM 2230251 mmT1097700 N mm16課程設計說明書靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為：P4TdhlP式中， T轉矩， N mm ；d 軸徑， mm;h 鍵的高度， mm;l鍵的工作長度， mm, A 型鍵 lLb ；B 型鍵 lL ；C型鍵 lLb / 2 ，其中 L 為鍵的長度， b 為鍵的寬度；P許用擠壓應力，N / mm2 ，見表 3.2；

27、根據(jù)軸徑，選用 C 型鍵，b=16mm,h=10mm,L=4580mm,取 L=60mml Lb / 260 16/2l52mm4T4109770Pb16mmdhl5510 52按輕微沖擊算h10mmP100 120 N / mm2P153N / mm2用雙鍵， 180 度布置，按 1.5 個鍵計算P1.5PP150 180N / mm2用兩個鍵，滿足強度要求。彎矩圖，扭矩圖如下：17課程設計說明書18課程設計說明書（ 2）輸出軸的設計與校核輸出轉速 n258r / min ，轉矩T24791470N mm計算項目及說明結 果1）計算作用在軸上的力轉矩 T24791470N mm ，總傳動效率

28、取0.97 ，則輸出功率P230 0.97P229.1kw2）初步估算軸的直徑選用 40Cr 作為軸的材料，由式 82dA3P計算軸的最小直徑并加大以考慮鍵槽的影n3響查表 8.6取 A100dA 3 P100329.1n58dmin 75mm3）軸的結構設計（1）確定軸的結構方案行星輪上有一與行星輪固聯(lián)的圓盤，該圓盤與輸出軸相連，從而將轉矩傳遞到輸出端。輸出軸一端與圓盤相連，另一端通過連軸器輸出，軸共分為八段。（2）確定各軸段的直徑和長度1 段根據(jù) d，并由 T和 n 選擇連軸器，選用型號為 HL,孔d175mmmin226徑 d75mm，軸孔長 l107mm 。軸的長度應比轂孔長度短14m

29、m。l1103mm段第二段軸裝軸承端蓋，用以使軸承軸向定位以及密封，d278mm2取其長度為 20mm。l 220mm段該段軸上裝軸承，軸承選用7216C 型角接觸球軸承，3d380mmd80mm， B26mml 325mm段第四段軸在一對軸承之間，上面用套筒保證兩個軸承之419課程設計說明書間的軸向距離，長度取 40mm。d477mm5段該段軸裝另一軸承，其要求與第三段相同，所以l 440mmd 80mm， l25mmd580mml 525mm6段軸肩，使軸承軸向定位， d 88mm ， l 10mmd688mm段該段軸較大，與行星輪上的圓盤相聯(lián)，是傳遞運動和動l 610mm7力的主要部分。

30、 d 234mm， l 15mmd7234mml 715mm段該段軸與行星輪上圓盤相連的同時，其端面有一凸起，8和彈性墊片一起，限制太陽輪的軸向移動。軸起到定位和傳遞運動和力的輔助作用，其大小應大于軸的最小直徑，長度小于行星輪上圓盤厚度。d880mmd 80mm ， l10mm。l 810mm4）軸的強度校核齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。軸的材料為 40Cr.扭轉強度條件為：TT9.55 106PT N / mm2WT0.2d3 ndA 3 PmmnA100式中，T軸的扭轉切應力，N / mm2 ；T 軸所受的扭矩， N mm ；WT軸的抗扭截面模量，mm

31、3 ；n 軸的轉速， r / min ；P 軸所傳遞的功率， Kw;T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T 的系數(shù)，其值可查表T 40 52N / mm28.6.20課程設計說明書T9.55 106P9.55 10630T 43.5N / mmT0.2d0.2 753262WT3 nT43.5N / mm2T50 N / mm2滿足強度要求5）軸上鍵的設計及校核轉矩 T47491470 N / mm2 dmin75mm靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為：4T鍵的參數(shù)：PPl108mmdhl式中， T轉矩， N mm ；b22mmd 軸徑，

32、mm;h14mmh 鍵的高度， mm;l鍵的工作長度， mm, A 型鍵 lLb ；B 型鍵 lL ；C 型鍵l L b / 2 ，其中 L 為鍵的長度， b 為鍵的寬度；P 許用擠壓應力， N / mm2 ，見表 3.2；選用 A 型鍵，b，14mm，L63 250mm，取L 130mm22mm hl L b13022P 169N / mm4T44791047雙鍵，滿足P7514108dhl采用雙鍵對稱布置強度要求。P 1.5 P7.減速器軸承的壽命計算計算項目及說明結 果軸承壽命 LhLh106( ft C )60nP式中， P 當量動載荷， N；壽命指數(shù)，球軸承3，滾子軸承10 / 3

33、；ft 溫度系數(shù)；P 11403 N21課程設計說明書1）輸入軸上軸承的壽命計算ft0.9滾動軸承當量動載荷PP f p ( xRyA)1.4 (18144.940.920)Cr160kN式中， x,y 徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)；f p 載荷系數(shù)；R實際徑向載荷；Lh 35724hA實際軸向載荷。所用軸承為圓錐滾子軸承，32213 型Cr160COC222kNkN軸承工作溫度 低于 150 度，則溫度系數(shù) ft0.9壽命滿足要106ft C1060.9 160 103求10/3Lh()()60n P60 26211403每天工作 1216 小時，按 15 小時算Lh /15/ 3656.5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Cr89.5kN滾動軸承當量動載荷