绞车行星减速装置说明书..

1、2008级机械工程及自动化课程设计说明书设计题目：NGW （2K-H负号机构）行星减速装置设计T13一.意义与目的NGW （2K-H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，（2K-H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

2、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 2K-H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 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。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

3、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1

4、216小时三原始数据采用多级(二级行星)传动电机30KW，输入转速：n=1470r.p.m前级传动比i=5.62,2K-H行星传动装置输出轴转速56-60r.p.m四电动机的选择电机功率30kw，输入转速为1470r.p.m查表选用Y200L 4型。额定功率 为40kw,满载转速1500r.p.m.五传动比及其分配(1) 计算总传动比输入转速 n=1470r.p.m,取输出转速 =60r.p.m,总传统比为：24.5(2) 第一级行星齿轮传动比：h =5.62(3) 第二级行星齿轮传动比：i2 =24.5 5.62 = 4.36(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，

5、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p=30kw输入转速为ni=1470r.p.m工作机载荷为轻微冲击，精度等级 7-7-7减速器的传动效率为0.920满负荷设计寿命为45000h、6.1高速级部分1. 配齿计算：查表7-3选择行星轮数目（齿轮设计手册）nw =3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ii =5.62日寸，现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，

6、故选取第一级中心齿轮数为 Za =17和行星齿轮数为nw = 3。齿数选择满足以下条件：传动比条件Zb/Za “1 -1 得 Zb =（5.62 -1）17 = 78.54 ： 79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i = 1 + Zb /Za = 5.647其传动比误差 厶i = 匚匕=5647562 = 0.48 %i15.62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Zc 二 Zb -Za /2 = 31 取整 Zc=302. 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

7、：选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRCH lim r许用接触应力Ch 由式；H 1 =Z NS H min接触疲劳极限Ch min查表选取二H lim = 1300M P a接触寿命系数Zn 应力循环次数N 由式N=60nj LhNi=60nj Lh =60x1470x1x(10x350x12)= 3.7 109查图6-5得Zn1=1接触强度最小安全系数Sh min =1则 1 =13001/1 =1300N /mm2许用弯曲应力“由式C比YnYxSf min弯曲疲劳极限应力-F lim查图6-7二Flim =485MPa弯曲寿命系数Yn查表得：1弯曲强度尺寸系数Yx查表得：1

8、弯曲强度最小安全系Sf查表得：2则 m Y Fl i“N1Yx1/Sf =4 851 1/2 =2 43N/mm2(2) 内齿轮：选用38CrMoAIA氮化，表面硬度973Hv3. a-c齿轮按接触强度初算计算齿数比u=Zc/Za=30/17=1.76接触强度使用的综合系数K =1.22,取K = 1.6输入转矩£ =9550 P 联轴器=9550 30 °.99 = 192.95N mn1470查表17.2-16,设载荷不均匀系数©=1.15,在一对a-c传动中，小轮(太阳轮)传递转矩T1192.95TaKc1.15N/m=74N mnw3n 1470 na26

9、1.5r/mini, 5.62齿宽系数J a'- a =0.75小轮大端分度圆a由式：diu 平 Zh Z 26计算:齿宽系数;d按齿轮相对轴承为非对称布置: 载荷系数K K =Ka Kv查表得：1.2动载荷系数Kv齿向载荷分布系数齿间载荷分布系数使用系数Ka查表得：1.25K-：由推荐值1.0 1.2取1.1K.由推荐值1.0 1.2取1.1载荷系数KK -KA KV K-： K；. =1.25 1.2 1.1 1.仁 1.815弹性系数Ze查表得：Ze =189.8 一 N mm2节点影响系数Zh查表得：Zh =2.5重合度系数 Z .由推荐值0.85-0.92 Z ；二0.87故

10、：a的值为：、|2 x 1.815 x 192950 1.76 +1 ,189.8江 2.5 乂 0.87、2 宀d1 _3()2 =51.7mm0.751.761300齿轮模数mmd/Za =51.7/17 = 3.04mm取 m=5未变位时中心距aa =中 za zc = 5 ( 1 7 3 0 >/ 2 mm7.5查图预选啮合角'ac =24 27，:be =19.1,乙-乙 79-30 “因 乙乙17 30:'=25取 ae中心距变动系数丫'cos：COS： a；= 0.7585(11)实际中心距a'a' = a Y'm =123m

11、m 取 a' =123mm4. a-c齿轮传动的主要尺寸(1) 实际中心距变动系数丫a'-a 123-117.5Y1.1m5Iaac(2) 实际啮合角aaccos a = 26.14a =arccos<a'(3) 总变位系数xvZ Zc invaacinva1730 inv26.14 -inv20 =1.2692 ta n a2 tan 20(4) 分配变位系数，查图2-1 (b)知“合适，可分变位系数如下xa = 0.586， xc = 0.683齿高变动系数YY x -Y =0.999-1.1 =-0.101初定太阳轮a的主要尺寸分度圆直径da二mza =85

12、mm齿顶圆直径daa = da 2mh?- Y1=99.17mm齿根圆直径df = da "2 ha c _xa m=78.359ba 二 ada =0.75 85 = 63.75mm 取整 64mm(6)行星轮c的主要尺寸dc 二 mz； = 150mmdca "c 2ha血 - ：丫 R=165.141mmdf =dc -2 ha c -Xc m=144.3mmbc 二 ba5 10 二 72mm5. b-c齿轮传动的主要尺寸Zb Zc279-305 = 122.5mm122.5-1235a bca©= arccos rcos20 !=19.111Zb Zc

13、#'x_忑荷in叫inva= 0.102Y x -Y =0.102 -0.15 二-0.048xb =xv 訣=0.102 0.683 = 0.7856. 内齿圈b的主要尺寸db m -395mmK2 =0.25 -0.125xb =0.25 -0.125 0.784 = 0.152mmdba 二 db - 2 ha - xb - 丫 - K2 m二 392.87mmbb 二 ba 二 72mmd f = 415.345mm(7)轮齿抗弯强度校核1)齿根应力计算公式F 0YF Ys 丫：mnbH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

14、数K =1.815重合度系数Y-： =1.0齿形系数YF =2.97应力修正系数查表 YS =1.52代入上述各值=玉Yf Ys Y Kmnb2 1929502.971.52 11.815=116.2Mpa64 85 56 -F1=242.5Mpa齿根弯曲强度满足要求5.b-c齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于b-c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。6.2低速级部分1.配齿计算：查表7-3选择行星轮数目(齿轮设计手册) =3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i2 =4.36日寸，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Za =

15、 25和行星齿轮数为n3。齿数选择满足以下条件：传动比条件Zb/Za =i2 -1 得Zb =(4.36 -1)25=84 取 85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i = 1 + Zb /Za = 4. 4 iic 44 一 4 36其传动比误差 i =2 = 0.9%满足要求i24.36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Zc 二 Zb - 乙 /2= 29.5 取整 Zc=30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：i2=4.36时，nw =3，乙=25, Zc =

16、30, Zb =85，齿数选择满足以下四个条件：传动比条件乙/乙=ibH -1ZaZcZ b - Z。同心条件（各齿轮模数相同）c0Sac -装配条件（N为整数）（Za . Zb）/nw = N' ndac £2aacSin一邻接条件nw预选啮合角:,ac =17 22，: bc =17 21因 J = Zb _Zc1.00Za + Zc取：，ac =202. 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° H lim 垃 r许用接触应力G 由式二h = SZ NS h min接触疲劳极限

17、-h min查表选取二H lim = 1300M P a接触寿命系数Zn 应力循环次数N 由式N=60nj Lh太阳轮转速 n 1=1470/i1=1470/5.62=261.5N1=60nj Lh =60x261.5x1x（10x350x12）= 6.5 1（f查图 6-5 得 ZN1=1.05接触强度最小安全系数SH min =1则 H1 =13001.05/1 3 6N5/mm2许用弯曲应力“由式C匕YnYxsF min弯曲疲劳极限应力-F 查图6-7 Em =485MPa弯曲寿命系数Yn查表得：1弯曲强度尺寸系数Yx查表得：1弯曲强度最小安全系Sf查表得：1.4则 ；FiimYNiYx

18、i/SF =4 851 1/1.4 =3 461N/mm2内齿轮：选用38CrMoAIA氮化，表面硬度973HV3. a-c齿轮按接触强度初算计算齿数比u=Zc/Za=30/25=1.2接触强度使用的综合系数K .22,取K".6输入转矩= 9550P联轴器 行星= 9550 30 °.9 9 0.8 59 2.8N2 6.5屮齿宽系数a t a =0.75d1U 1 (ZE ZH Z ；)2U (二 h小轮大端分度圆d1由式:计算:齿宽系数；d按齿轮相对轴承为非对称布置:载荷系数K K = K a Kv K. K - 使用系数Ka查表得：1.25动载荷系数Kv 齿向载荷分

19、布系数查表得：1.2K由推荐值1.0 1.2取1.1齿间载荷分布系数K-.由推荐值1.0 1.2取1.1载荷系数KK -KA KV K K =1.25 1.2 1.1 1.仁 1.815弹性系数Ze查表得：Ze =189.8 N mm2节点影响系数Zh查表得：Zh =2.5重合度系数Z .由推荐值0.85-0.92 Z ；二0.872008级机械工程及自动化课程设计说明书故：di的值为:d1 _32 1.815 921800 1.2 189-8 25 °.87)2 =95mm0.751.2 (1300齿轮模数mm 討 / Za =95/25 = 3.8mm(9)未变位时中心距a取m=

20、5=中 za zc = 137.5mm(10)中心距变动系数Y'17cos：,-1COS： ac可以采用不变位丫'=0，由于齿轮配对不需要，即可实现良好的啮合。(11)实际中心距a'a' = a Y'm =137.5mm取 a' =137.5mm4. a-c齿轮传动的主要尺寸(1)实际中心距变动系数丫 七=咤連=0(2)实际啮合角aacaaac 二 arccos cos a =20aca'(3)总变位系数X、inv20.0 -inv20 =0、25+30ac-inva :2 tan 25(4)分配变位系数，查图2-1 (b)知*合适，可分

21、变位系数如下Xa =0，Xc =0齿高变动系数Y.；Y-丫 =0-0 =0即可说明现阶段无需变位就可以满足啮合条件，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da 二 mN =5 25= 125mmdaa 二 da 2mha Xa - Y 1=135mmdf = da -2 ha c - Xa m二 112.5mmba =叩0 =0.75 95 = 71.6mm推荐取ba = 72mm适当可以按实际情况取值。(7)行星轮c的主要尺寸dc = mzc = 5 30= 150mmdca =dc 2haXc - ：Y= 160mmdf 乜-2 ha c -Xc m=137.

22、5mmbc =ba510 = 72 80mm 适当可以按实际情况取值，反复校核确定取值。5. b-c齿轮传动的主要尺寸a bcZb -Zc2z号0 "知137.5 -137.55，不需要变位acos 20=0一 invaZb 72ta n20-in vabc=0丫 =X _Y =0xb = X xc =06内齿圈b的主要尺寸db = mzb =5 85 = 425mmd ba = d b - 2 ha - xb -：丫 m=415mm齿根圆直径 df=437.5mmbb 二 ba = 72mm8. 轮齿抗弯强度校核（1）齿根应力计算公式匚 F 02Tl Yf Ys Y :mnb由于行

23、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K =1.815重合度系数丫-： =1.0齿形系数Yf =2.62应力修正系数查表Ys -1.59代入上述各值6二互Yf Ys Y Kmnb2 9218002.62 1.59 1 1.815 “c=309.8Mpa72 125 5-F1=346.8Mpa齿根弯曲强度满足要求5.b-c齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于b-c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9. b-c齿轮传动的接触强度和抗弯强度由于b-c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2008级机械工程及自动化课

24、程设计说明书10. 轴的设计 a高速轴23选用20CrMnTi钢，渗碳淬火处理，查手册得d< 200mm 时，硬度 217255HBS,b=1100N/mm2,；s=850N/mm2 b.作用在太阳轮上（图示1）的圆周向力Ft和径向力Fr的大小:Ft=2T1/d1=2X 192950/85=4540NFr=Ftx tana/cosB =4540 x tan 20 /cos20 =1758Nc.确定轴的最小直径:选取轴的材料为合金钢 初估轴的最小直径，取20CrMnTi，渗碳淬火处理A=110 计算得110301470轴段1:取L1=105mm,d1=55mm。用于安装联轴器，其直径应该与

25、联轴器 的孔径相配合。轴段2:取L2=60mm，d2=65。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L3=2.5mm，d3=60。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L7=10mm，d7=86mm。主要起轴向定位的作用。轴段8:取L8=88mm，d8=62mm。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。L9=64 d=100mmd 联轴器选型联轴器的计算转

26、矩Tca=KAT1，根据工作情况选取KA=1.5，则Tca=KAT仁1.5 X 767600=1151400Nmm。根据工作要求选用 GY凸缘联轴器(GB /T5843-2003), 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 bX hX L=28 X 16X 125。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(L=101短 23mm,取L仁97mm。参考国家标准(GBT2822-2005标准尺寸)取轴段 1的 直径d8=75mm。与电机轴联接的联轴器孔径

27、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： RH1=6479NRH2=11019N垂直面： RV1=2509N, RV2=4267N弯矩MH和MVB点：水平面： MH=667380N.mm垂直面： MV=258426N.mm合成弯矩MM B f：JM H MV f6673802 2584262 =715667.5Nmm扭矩 T =192950N.mm当量弯矩McaMca = Mg +(gT(715667.52 +(0.6 "92950 f=724970.8Nmm轴承2出得弯矩最大，轴的直径为70mm，材料的许用应力2二Jb =

28、98N/mm，校核强度ca型啓二 724970.8 = 21.14N/mm2- Jb 二 98N/mm20.1dB 0.1 703-该轴满足强度要求 受力分析图：箱体结构尺寸1 .箱体壁厚20-40mm箱盖壁厚15-30mm2. 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10-20mm6. 内齿圈齿根与箱壁距离 20mm7. 箱座肋板厚10mm8. 通气孔选择 M12X1.259. 油标选择杆式油标 M1010. 密圭寸件选用毛毡密圭寸减速器润滑正确的润滑可以防止磨损、

29、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

30、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.EBJ-120TP型掘进机图册.太原，2005.72 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,2002.83 刘仁家.机械设计常用元器件手册.北京：机械工业出版社，1994.34 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，2004.

31、4 唐锡宽，金德闻.机械动力学.北京：高等教育出版社，1986 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，1997.17 成大先机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004.18 王洪欣，李木，刘秉忠.机械设计工程学（I）.徐州：中国矿业大学出版 社，2001.19 唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学（U）.徐州：中国矿业大学出 版社，2001.910 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，200312 MT/T858-2000.煤的截割阻抗的测试方法.北京：中国标准出版社，200013 MT238-1991.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J.E.