二级行星齿轮课程设计说明书汇编

1、目录1.课程设计任务书 22.电动机选择 33.传动比及其分配 34.前减速器设计 35.行星齿轮减速器齿轮设计 76.行星齿轮传动轴及键的设计 127.轴承寿命计算 218.齿轮加工工艺 239.箱体结构尺寸 2310.附录 1 2511.参考文献 2812.感想 29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。3、按所给有关设计参数进行该传动装

2、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，

3、 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2课程设计说明书三原始数据1电机功率： 150kw2输入转速： n=960r.p.m输出转速： 4345r.p.m3前减速器传动比i5.6242K-H 行星传动输出转速43 45r.p.m2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）计算总传动比输入转速n=960r.p.m, 输出转速=43-45r.p.m, 前

4、减速器传动比=3.8,行星减速器输入转速n1252.1r.p.m , 取 n1252r. p.m（ 2）行星齿轮传动比2522525.865.674345试取传动比 5.8 ，则输出转速 n44.5 r / 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. 前减速器设计min3设计项目及说明前减速器用齿轮传动，功率P 150kW ，输入转速为960r /，

5、传动比为 b1 72mm i3.8 ，输出转速为 n1252.2r / 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 正火许用接触应力接触疲劳极限HH lim ZNSH limH lim查图 64接触强度寿命系数ZN应用循环次数 N 由式 6 7N160n1 jL h60960 1 (10 15 365)查图 65得接触强度最小安全系数SH limH 1700 1/1H 2550 1.05/1许用弯曲应力F由式 612， FF limYN YXSF lim弯曲疲劳强度极限F lim查图 67，双向应力乘 0.7弯曲强度寿命系数 Y

6、NN查图 68Z弯曲强度尺寸系数 YX查图 69弯曲强度最小安全系数SF minF 137811/1.4则29411/1.4F 22）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 v10.013 0.022 n13 P / n1 估取圆周速度 vt4m / s ，参考表 6.7、表 6.8 选取4课程设计说明书小轮分度圆直径 d1 ，由式 65 得2u 1ZEZH Z 2KT1d13uHd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 z1在推荐值 2040 中选z2iz13.822123.64圆整取齿数比 u1u1z2 / z1124/ 22传动比误差u / u (5.645

7、.62) / 5.620.0036 0.05小轮转矩 T1T19.55 106 P / n1 9.55106 30/1470初定螺旋角0载荷系数 KKKAKVK KK A 使用系数查表 6.3KV 动载系数由推荐值 1.051.4K 齿间载荷分配系数由推荐值 1.01.2K 齿向载荷分布系数由推荐值 1.01.2载荷系数 KKK AKV K K1 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 63重合度系数 Z由推荐值0.920.85螺旋角系数 Zcoscos120ZEZH Z2u 12KT1故 d13uHd5课程设计说明书189.82.450.9921.4519

8、48985.64132d15770.85.64齿轮法面模数mnmnd1 cos/ z180cos120 / 22 3.56按表 6.6 圆整取标准值中心距 a amn (z1 z2 ) /(2cos)3.75 (22124)/(2 cos120 )分度圆螺旋角arc cos mn ( z1z2 )/(2 a)arccos 3.75(22 124)/(2 280)小轮分度圆直径 d1d1mz13.7522圆周速度 vvd1n1 / 6000082.51470/ 60000齿宽 bbd d10.8 82.566mm行星轮齿宽 b2b2b太阳轮齿宽 b1b1b25 103）齿根弯曲疲劳强度校核计算有

9、式 610F2KT1 YFaYSaYFbd1m当量齿数 da187.5mmzv1z1 / cos322/ cos3 12.13oda 2480mm zvzv2z2 / cos3124/ cos3 12.13o齿形系数 YFa查表 6.5小轮 YFa1大轮 YFa 2应力修正系数 YSa查表 6.5小轮 YSa1大轮 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课程设计说明书重合度系数 Y0.250.75/螺旋角系数 Y由推荐值 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）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 d2d2mn z2 / cos3.75124/ cos12.13o根圆直径 d fd f 1d12hf82.521.253.75d f 2d22hf47521.253.75顶圆直径 dada1d12ha82.522.5da2d22ha4752255. 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

11、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渗碳淬火回火许用接触应力接触疲劳极限内齿圈 45表面淬火HH lim ZNSH limH lim查图 64接触强度寿命系数ZN应用循环次数 N 由式 6 77课程设计说明书查图 65得接触强度最小安全系数SH lim许用弯曲应力F由式 612，FF lim YN YXSF lim弯曲疲劳强度极限F lim查图 67，双向应力乘 0.7弯曲强度寿命系数 YN查图 68弯曲强度尺寸系数 YX查图 69弯曲强度最小安全系数SF minF 187011/1.4则F 273011/1.4F 374011/1.4

12、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 v1 0.013 0.022 n13 P / n1 估取圆周速度 vt4m / s ，参考表 6.7、表 6.8 选取太阳轮分度圆直径 d1 ，由式 65 得2u 1d13ZEZH Z2KT1uHd齿宽系数查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置太阳轮齿数 dz1在推荐值 20 40 中选Zi13H1Z3Z1i13(Z1Z3 ) / Z1圆整取8课程设计说明书齿数比 u1u1z2 / z127/ 21太阳轮转矩 T1T19.55 106 P / n19.55 10630/ 262载荷系数 KKKAKVK KK A 使用系数查表

13、6.3KV 动载系数由推荐值 1.051.4K 齿间载荷分配系数由推荐值 1.01.2K 齿向载荷分布系数由推荐值 1.01.2载荷系数 KKK A KV K K1.35 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 63重合度系数 Z由推荐值 0.850.92189.82.20.922.4210935100.1732故 d113580.351.17齿轮模数 mmd1 / z155/ 23 2.4mm按表 6.6 圆整太阳轮分度圆直径 d1d1 mz1 4.523圆周速度 vvd1n1 /6000042 1420/ 60000标准中心距 aam( z1z2

14、)/ 24.52327 /2齿宽 bbd d10.35 103.536.225mm行星轮齿宽 b2b2b太阳轮齿宽 b1b1b25 102）太阳轮行星轮齿根弯曲疲劳强度校核计算9课程设计说明书有式 6102KT1Fbd1m YFaYSaYF齿形系数 YFa查表 6.5小轮 YFa1大轮 YFa 2应力修正系数 YSa查表 6.5小轮 YSa1大轮 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重合度系数 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许用弯曲应力：太阳轮：行星轮：F 1622N / mm2F 2520N / mm23）行星轮内齿轮接触疲劳强度校核同上可得：实际接触应力H517N / mm2行星轮许用接触应力内齿轮许用接触应力H11259N / mm2H 21004N / mm2实际接触应力H517N / mm210课程设计说明书4）齿轮其他主要尺寸计算太阳轮分度圆直径 d2d2mz24.527内齿轮分度园直径 d3d3

16、mz34.579根圆直径 d fd f 1d12hf103.521.254.5d f 2d22h f121.521.254.5d f 3d32hf355.521.254.5顶圆直径 dada1d12ha103.526.37da 2d22ha121.526.53da3d32ha355.52 1.795）齿轮的变位采用外啮合角变位，内啮合高变位（1）未变位时，太阳轮与行星轮中心距 a (d1 d2 ) / 2 (103.5 121.5)/ 2 选取变位系数：太阳轮： xa0.549，内齿圈： xb0.584，行星轮： xc 0.584太阳轮与行星轮传动的变位系数之和x acxa xc0.549 0

17、.584(2) 太阳轮与行星轮传动的端面啮合角tac25.37变位后太阳轮与行星轮无侧隙啮合时中心距为aa a cos / cos112.5cos 200 / cos25.370即 实际中心距为 117mm.(3)分离系数 y分离量 ym aa117112.5分度圆分离系数y： y0.5(z1 z2 )(cos/ cos1)（4）齿顶高变动系数外啮合齿轮具有标准顶隙时，其中心距a 为：am( z1z2 ) / 2( x1x2 )m11课程设计说明书即a4.5(2327) / 2(1.1334.5)( x1x2 )y1.133 1备注：所有数据都在附录1 中有具体的说明！6.行星齿轮减速器传动轴

18、及其键的设计（ 1）输入轴的设计与校核输入功率P130kw 转速 n1 262r / min输出功率P229.1kw 输出转速 n258r / min设计项目及说明结 果1）计算作用在轴上的力转矩 T19.55 106 P / n19.55 10630/ 262T11093510N mm2）初步估算轴的直径选用 45 号钢作为轴的材料，调质处理由式 82d A 3P计算轴的最小直径并加大轴材料： 45 号以考虑键n3钢槽的影响查表 8.6 取 A110则dmin110330dmin 53.4m m2623）轴的结构设计（ 1）确定轴的结构方案轴承靠轴肩定位，左端轴承靠套筒与端盖定位。（2）确定

19、轴各段直径和长度1 段根据 dmin圆整，选择连轴器HL型，连轴器毂孔4长 84mm，该段应比连轴器短14mm12课程设计说明书d155mm2段 为使连轴器定位， 轴肩高度 h c(2 3)mm，孔倒角 C取 3mm, d2 d1 2h 且符合标准密封内径，取端盖宽度l182mm15mm，端盖外端面与半连轴器相距20mm.则 l230mmd260mm段 该段装轴承，轴承为32213 型圆锥滚子轴承，l 230mm3d65mm, D120,T32.75mm, da74mm ，为了使定位可靠，轴段长度应比 T 小。 l330mm。d365mm该段为两个轴承之间，应比轴承内径略小，装套筒l 330m

20、m4 段以使轴承轴向定位。段该段装轴承，为 32213 型圆锥滚子轴承，同第三段，d460mm5l 435mmd565mml5 30mm段该段用于轴承的轴向定位， 是一轴肩，取 d6 70mmd565mm6l 615mml 530mm7 段该段与连轴器相连接，选用 HL型连轴器，轴孔直d670mm5径 d75mm，孔长 l 107mml 615mm4）轴的强度校核d775mm齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭l 7103mm转强度条件计算。扭转强度条件为：T9.55 106P245钢 TTWT0.2dT N / mm3 n3040d A 3 P mm n式中，T轴的扭转切应力

21、，N / mm2 ；T 轴所受的扭矩， N mm ；WT轴的抗扭截面模量，mm3 ；13课程设计说明书n轴的转速， r / min ；T32.86N / mm2P轴所传递的功率， Kw;T轴的许用扭转切应力， N / mm2 ，见表 8.6；T109770 N mmA取决于轴材料的许用扭转切应力T 的系数，其值可查表 8.6.轴的强 度满 足TP30要求66TWT9.55 100.2d 3 n9.55 100.2553 262T32.86N / mm2T 40N / mm25）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

22、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T1097700 N mm轴上有双键，其抗弯截面系数：d 3bt (d t) 255316 4.3 (55 4.3)2Wd325532抗扭截面系数：d 3bt (dt )255316 4.3(55 4.3)2WTd165516截面上的扭剪应力：T /WT1097700/ 29452.2扭切应力：am/ 2（3）确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限1275mm2 ，剪切疲劳极限1155N / mm2W13118.4mm3WT29452.2mm337.3 N / mm2am18.65N / mm14课程设

23、计说明书碳钢材料特性系数：0.1，0.51275mm2（ 4）确定综合影响系数 K, K1155N / mm2轴 肩 圆 角 处 有 效 应 力 集 中 系 数 k ， k ， 根 据0.1r / d 1.6 / 550.029，由表 8.9 插值计算得 k1.86 ， k1.300.05配合处综合影响系数 K，K ，根据 d ， b ，配合 H 7 / r 6 ， k1.86由表 8.11 插值计算得K3.4,K0.40.6K2.44k1.30键槽处有效应力集中系数 k， k ，根据 b ，由表 8.10 插值计（轴肩圆角处）算得 k 1.80， k1.61K3.4尺寸系数， ，根据 d ，

24、由表 8-12 查得，0.81，0.75 。 K2.44表面状况系数，根据b ，表面加工方法查图 8-2 得（配合处）k1.800.84k1.61轴肩处的综合影响系数 K，K 为：（键槽处）k1.802.730.81K0.810.84k2.440.753.87K0.750.840.84键槽处综合影响系数 K ， K 为：k1.802.64K2.73K0.810.84K3.87k1.612.56K0.750.84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。K2.64（5）计算安全系数K2.5615课程设计说明书由表 8.13 取许用安全系数S1

25、.6由式 8-6S12753.410.10kamS11552.4416.5 0.05 16.5kamS SScaS2 S26）轴的弯矩图和扭矩图（1）求轴承反力H 水平面RH12360.7N ， RH 22360.7NV 垂直面RV 11208.4N , RV 2549.3N(2)求第一个轴承处弯矩H 水平面M H224266.5NV 垂直面MV 1140616N ,M V 252155N合成弯矩 MM1264704N mm ，M 2 230251 mm扭矩 TT 1097700 N mm弯扭合成M ca1709823N mm当量弯矩697706N mmM ca 27）轴上键的设计及校核S 1

26、.6S 80.1S3.77Sca5.2疲劳强度安全RH 12360.7NRH 22360.7NRV 11208.4NRV 2549.3NM H224266.5 NM V1140616NM V 252155NM1264704N mmM 2230251 mmT1097700 N mm16课程设计说明书静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为：P4TdhlP式中， T转矩， N mm ；d 轴径， mm;h 键的高度， mm;l键的工作长度， mm, A 型键 lLb ；B 型键 lL ；C型键 lLb / 2 ，其中 L 为键的长度， b 为键的宽度；P许用挤压应力，N / mm2 ，见表 3.2；

27、根据轴径，选用 C 型键，b=16mm,h=10mm,L=4580mm,取 L=60mml Lb / 260 16/2l52mm4T4109770Pb16mmdhl5510 52按轻微冲击算h10mmP100 120 N / mm2P153N / mm2用双键， 180 度布置，按 1.5 个键计算P1.5PP150 180N / mm2用两个键，满足强度要求。弯矩图，扭矩图如下：17课程设计说明书18课程设计说明书（ 2）输出轴的设计与校核输出转速 n258r / min ，转矩T24791470N mm计算项目及说明结 果1）计算作用在轴上的力转矩 T24791470N mm ，总传动效率

28、取0.97 ，则输出功率P230 0.97P229.1kw2）初步估算轴的直径选用 40Cr 作为轴的材料，由式 82dA3P计算轴的最小直径并加大以考虑键槽的影n3响查表 8.6取 A100dA 3 P100329.1n58dmin 75mm3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案行星轮上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连，从而将转矩传递到输出端。输出轴一端与圆盘相连，另一端通过连轴器输出，轴共分为八段。（2）确定各轴段的直径和长度1 段根据 d，并由 T和 n 选择连轴器，选用型号为 HL,孔d175mmmin226径 d75mm，轴孔长 l107mm 。轴的长度应比毂孔长度短14m

29、m。l1103mm段第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，d278mm2取其长度为 20mm。l 220mm段该段轴上装轴承，轴承选用7216C 型角接触球轴承，3d380mmd80mm， B26mml 325mm段第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之419课程设计说明书间的轴向距离，长度取 40mm。d477mm5段该段轴装另一轴承，其要求与第三段相同，所以l 440mmd 80mm， l25mmd580mml 525mm6段轴肩，使轴承轴向定位， d 88mm ， l 10mmd688mm段该段轴较大，与行星轮上的圆盘相联，是传递运动和动l 610mm7力的主要部分。

30、 d 234mm， l 15mmd7234mml 715mm段该段轴与行星轮上圆盘相连的同时，其端面有一凸起，8和弹性垫片一起，限制太阳轮的轴向移动。轴起到定位和传递运动和力的辅助作用，其大小应大于轴的最小直径，长度小于行星轮上圆盘厚度。d880mmd 80mm ， l10mm。l 810mm4）轴的强度校核齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。轴的材料为 40Cr.扭转强度条件为：TT9.55 106PT N / mm2WT0.2d3 ndA 3 PmmnA100式中，T轴的扭转切应力，N / mm2 ；T 轴所受的扭矩， N mm ；WT轴的抗扭截面模量，mm

31、3 ；n 轴的转速， r / min ；P 轴所传递的功率， Kw;T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T 的系数，其值可查表T 40 52N / mm28.6.20课程设计说明书T9.55 106P9.55 10630T 43.5N / mmT0.2d0.2 753262WT3 nT43.5N / mm2T50 N / mm2满足强度要求5）轴上键的设计及校核转矩 T47491470 N / mm2 dmin75mm静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为：4T键的参数：PPl108mmdhl式中， T转矩， N mm ；b22mmd 轴径，

32、mm;h14mmh 键的高度， mm;l键的工作长度， mm, A 型键 lLb ；B 型键 lL ；C 型键l L b / 2 ，其中 L 为键的长度， b 为键的宽度；P 许用挤压应力， N / mm2 ，见表 3.2；选用 A 型键，b，14mm，L63 250mm，取L 130mm22mm hl L b13022P 169N / mm4T44791047双键，满足P7514108dhl采用双键对称布置强度要求。P 1.5 P7.减速器轴承的寿命计算计算项目及说明结 果轴承寿命 LhLh106( ft C )60nP式中， P 当量动载荷， N；寿命指数，球轴承3，滚子轴承10 / 3

33、；ft 温度系数；P 11403 N21课程设计说明书1）输入轴上轴承的寿命计算ft0.9滚动轴承当量动载荷PP f p ( xRyA)1.4 (18144.940.920)Cr160kN式中， x,y 径向载荷系数和轴向载荷系数；f p 载荷系数；R实际径向载荷；Lh 35724hA实际轴向载荷。所用轴承为圆锥滚子轴承，32213 型Cr160COC222kNkN轴承工作温度 低于 150 度，则温度系数 ft0.9寿命满足要106ft C1060.9 160 103求10/3Lh()()60n P60 26211403每天工作 1216 小时，按 15 小时算Lh /15/ 3656.5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Cr89.5kN滚动轴承当量动载荷