对辊成型减速器说明书

1、课程设计设计题目：对辊成型减速器内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张3. 输入轴轴零件图一张 4低速轴齿轮零件图一张学院：徐海学院 班级：机械13-3班 设计者：秦晋 指导老师：黄嘉兴老师 完成日期： 2016年8月15日设计题目： NGW (2K-H负号机构)行星减速装置设计一、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

2、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。二、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

3、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。5、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艺6、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

4、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。三、设计题目主要参数：预期寿命 10 年，平均每天工作 1216小时设计一台对辊成型减速器，采用多级（三级）传动。已知电315KW，输入转速：n=960r.p.m，最少有一级2K-H行星传动输出转矩，输出转速15-20r.p.m四、传动比的计算及分配（1）计算总传动比输入转速n=960r.p.m,取输出转速n1=18r.p.m,总传动比为54（2）传动比分配根据传动比范围取取低速级行星齿轮传动比i3=6。对于前两级二级直齿减速器，为保证其高低级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比一般要满足式：i1=(1.31.4)i2取系数1

5、.3i总=i1i2i3可得：第一级直齿传动比i1=4；第二级直齿传动比i2=3(3) 传动装置的运动、动力参数计算各轴转速n1=960r/minn1960n2=r/min=240r/min 1n2240n3=r/min=80r/min 23n380n4=r/min=17.78r/min 3各轴功率P1=pn联=315×0.99=311.85kwP2=P1n轴承n齿=311.85×0.99=308.73kwP3=P2n轴承n齿=308.73×0.99=305.64kw各轴转矩P1311.85T1=9550× =9550× =3102.26Nm 1

6、P2308.73T2=9550× =9550× =12284.88Nm 2P3305.73T3=9550× =9550× =36496.52Nm 3（4）齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，7级精度；内啮合为最终加工为插齿，7级精度，采用不变位齿轮传动。五、齿轮传动的设计计算（一）高速级直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算1.选择齿轮的材料，确定许用应力小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC 取硬度值60HRC 大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241286HBW 取硬度值260HBW2.初步计算传动的主要尺寸(1)小齿轮传递转矩为T1

7、=3102260N·mm(2)试选载荷系数Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=0.6(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8 (5)对于标准直齿轮,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.49(6)齿数比u=i1=4(7)确定齿轮齿数。初选Z1=20，取Z2=77(8)重合度端面重合度为a=1.883.2(轴向重合度为1111)=1.883.2 =1.7 Z1 Z22384 =0.318d Z1tan=0由图8-3查得重合度系数Z=0.87(9)许用接触应力HZ=NHlim SHHlim1由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 =715

8、MPa, Hlim2=567MPa N1=60n1aLh=60×960×1.0×（10×300×14）=2.42×109N2= N1/i1=2.42×108/3.64=6.6×108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.00, ZN2=1.03,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应H1= ZN1Hlim1/SH=746MPa大齿轮的许用接触应力H2= ZN2Hlim2/SH=609MPa取H=746MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t,得3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=

9、1.25因v=d1tn1601000由图8-6查得动载荷系数Kv=1.27, 由图8-7查得齿向载荷分配系数=69.55960601000m/s=3.5m/sK=1.64，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.02，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.27×1.64×1.09×1.02=2.32(2)对d1t进行修正 因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即(3)确定模数mnd1165m=mm=8.25mm 1按表8-23，取m=8mm(4)计算传动尺寸 中心距为d 1=392.4mm分度圆直径为d1=mz1=165mmd2=mz2=619m

10、mb=dd1=106mm取b2=100mmb1=b2+ 510 mm取b1=110mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT1F=YFYSYF 1(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b=b2=110mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。由图8-8查得YF1=2.66，YF2=2.18，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.68（5）许用弯曲应力YNFlimF= F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为由图8-11查得寿命系数YN1= YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.40，故 FLim1=296MPa,

11、FLim2=211MPaF1F2F1YNFlim11×296=MPa=211MPa FYNFlim21×211=MPa=151MPa F2KT1=YYY=76MPaF1 1F1S11YF2YS2=F1=71MPaF2 F1S1F25.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高 a=am=1×8mm=8mm齿根高 f= a+c m=(1+0.25)×8mm=10mm全齿高a=a+f=8+10mm=18mm顶隙c=cm=0.25×8mm=2mm齿顶圆直径为da1=d1+2a=165+2×8mm=181mmda2=d2+2a=619+2×8m

12、m=635mm齿根圆直径为df1=d12f=1652×10mm=145mmdf2=d22f=6192×10mm=609mm（二）中间直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算1.选择齿轮的材料，确定许用应力小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC 取硬度值60HRC 大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241286HBW 取硬度值260HBW2.初步计算传动的主要尺寸(1)小齿轮传递转矩为T2=122848800N·mm(2)试选载荷系数Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=0.6(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8 (5)对于标准直齿轮,

13、由图9-2查得节点区域系数ZH=2.5(6)齿数比u=i2=3(7)确定齿轮齿数。初选Z3=24,取Z4=72(8)重合度端面重合度为a=1.883.2(轴向重合度为1111)=1.883.2 =1.71 Z1 Z22570 =0.318d Z1tan=0由图8-3查得重合度系数Z=0.86(9)许用接触应力HZNHlim=SHHlim3由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 =715MPa, Hlim4=567MPa N3=60n2aLh=60×263.7×1.0×（10×300×14）=6.65×

14、109N4= N3/i2=2.375×108由图8-5查得寿命系数ZN3=1.03, ZN4=1.09,由表8-20取安全系数SH=1.40，则小齿轮的许用接触应力H3= ZN3Hlim3/SH=1.03×715MPa/1=736.45MPa大齿轮的许用接触应力H4= ZN4Hlim4/SH=1.09×567MPa/1=618.03MPa取H=736MPa初算小齿轮的分度圆直径d3t,得d3t=241.34mm 3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.35因v=d3tn2601000由图8-6查得动载荷系数Kv=1.19, 由图8-7

15、查得齿向载荷分配系数=241.34263.7601000m/s=3.33m/sK=1.39，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.05，则载荷系数为 K=KAKvKK =1.35×1.19×1.39×1.05=2.35(2)对d3t进行修正 因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d3t进行修正，即d3=480(3)确定模数mnm=按表8-23，取m=10mm(4)计算传动尺寸 中心距为a2=864分度圆直径为d3=mz3=10×24mm=243mmd4=mz4=10×72mm=720mmb=dd3=0.6049×243mm=14

16、7mm取b4=147mmb3=b4+ 510 mm取b3=153mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为d3243=mm=8.57mm 32KT2F=YFYSYF 3(4) K、T2、mn和d3同前(5) 齿宽b=b4=147mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。 由图8-8查得YF3=2.4，YF4=2.19，由图8-9查得YS3=1.67，YS4=1.80（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.67（5）许用弯曲应力YNFlimF= F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim3=296MPa, FLim4=211MPa 由图8-11查得寿命系数YN3= 1.03YN4

17、=1.09, 由表8-20查得安全系数SF=1.00，故F3F4F3YNFlim31×296=MPa=296MPa FYNFlim41×211=MPa=211MPa F2KT2=YF3YS3Y3=87MPaF1 3YF4YS4=F3=85MPaF2 F3S3F45.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高 a=am=1×10mm=10mm 齿根高 f= a+c m=(1+0.25)×10mm=12.5mm 全齿高a=a+f=10+12.5mm=22.5mm 顶隙c=cm=0.25×10mm=2.5mm 齿顶圆直径为da3=d3+2a=243+2×

18、;10mm=264mm da4=d4+2a=702+2×10mm=722mm齿根圆直径为df3=d32f=2432×12.5mm=218mmdf4=d42f=7022×12.5mm=677mm（三）低速级行星齿轮传动1.配齿计算：查表7-3选择行星轮数目 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i3=4.5时，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 23,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=ip1,取Zb=79 aZ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

19、须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为i=1+zb=4.434 az其传动比误差i= ipiip=1.4%根据同心条件（各齿轮模数相同）条件可求得行星齿轮C的齿数为Zc=1 ZZa =28 b所求得的Zc适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动安装条件Za+Zbnp=C=34(整数)2.材料选择及热处理方式太阳轮与行星轮：选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5862HRC 取值60HRC 由图8-4得接触疲劳极限应力Hlim=1591MPa弯曲疲劳极限应力Flim=485MPa3.a-c齿轮按接触强度初算按弯曲强度的初算公式m=km 3T3KAKFPKFKa1dZFlim输入转矩T3=3649

20、65200N·mm查表17.2-16得载荷不均匀系数Kc=1.150查表10-2得算式系数Km=1.22，使用系数KA=1.25，综合系数Kf=1.6，载荷分布不均匀系数Kp=1.1，则Kfp=1+1.5 Kp1 =1.3，齿形系数Ya1=2.97则模数T3KAKFPKFKa1m=km 14 dFlim3啮合齿轮中心副中a-c标准中心距a为aac=2m Za+Zc =0.5×14× 23+28 mm=357mm 4.行星轮的几何尺寸15.装配条件的验算对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件（1）邻接条件 按公式验算其邻接条件，即d<2ac

21、sin acp已知低速级的dac=422.514，ac=357和np=3代入上式，则得2aac sin602rac<Lc>dac满足邻接条件（2）同心条件 按公式Za+2Zc=Zb已知低速级Za=23,Zc=28,Zb=79，满足同心条件（3）安装条件按公式验算其安装条件，即得Za+Zb23+79=C=34（整数） p满足安装条件6.传动效率的计算bb2X-A型的基本行星齿轮传动效率为nax=nxa=1p+1x， pZb91p=5.35 a在转化机构中，其损失系数x等于啮合损失系数mx和轴承损失系数nx之和。即=+mxxxn 13其啮合损失系数mx之和为mx+max+mbxmbx转

22、化机构中中心轮b1与行星齿轮c1之间的啮合损失 max转化机构中中心轮a1与行星齿轮c1之间的啮合损失mx=2fm(1z1+1z2式中 Z1齿轮副中小齿轮的齿数Z2齿轮副中大齿轮的齿数fm啮合摩擦系数，取0.08查图16.2-10得外啮合重合度a=0.76+0.84=1.5max11=×1.5×0.08× +=0.00106379 内啮合重合度b=0.84+0.91=1.78mbx11=×1.78×0.08× =0.00051572 4.54.5+1则max=0.001579511 b则nax=bnxa=1×0.001063

23、79=0.9991=0.97116由此可见，该行综上所述，总的传动效率为星齿轮传动效率高，满足使用要求。六、齿轮传动强度的校核计算校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大H值均小于其相应的许用接触应力Hp，即H<Hp1.外啮合齿轮副中接触强度的校核（1）使用系数KA查表6-7的KA=1.00（2）动载荷系数Kv考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查图6-6可得Kv=1.022（3）齿向载荷分布系数KH考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数KH主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。查表

24、6-8得KH=1.15+0.18× 1+6.7×(d2 ×(d)2×0.31×11bb103b=1.219（4）齿间载荷分配系数KH齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表6-9可得KH=1.00（5）行星齿轮间载荷分配不均匀系数KHp考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取KHp=1.2（6）节点区域系数ZH考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响，并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的

25、系数。由图6-9得ZH=2.368（7）弹性系数ZE考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表6-10可得ZE=189.8（8）重合度系数Z查图6-10得Z=0.911（9）螺旋角系数ZZ考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。为1.00（10）最小安全系数SHmin =，取Z考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。查表6-14得SHmin=1.00（11）接触强度计算的寿命系数ZNT考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。查表6-12得ZNT=1.100（12）润滑油膜影响

26、系数ZL，ZV，ZR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表6-14得ZLZVZR=0.9044（13）齿面工作硬化系数zw查图6-20得zw=1.0（14）接触强度尺寸系数zw查表6-15得zw=1.00分度圆上的切向力Ft=Ta=2000TadaT329154.87=12165.50667Nm p则Ft=78433.51N根据公式计算低速级外啮合齿轮副中齿面接触应力H，即H=ZHZEZZ Ftu+1 KAKVKHKH1=714MPa外啮合齿轮副中许用接触应力Hp为HpHlimZNTZLZVZRZWZX=Hmin1591×1.1×0.891×0.951×

27、;0.858=1215mpa HHp满足接触疲劳强度条件2.外啮合齿轮副中弯曲强度的校核（1）齿向载荷分布系数KF按公式计算KF=(KH)2=1.1816 （2）齿间载荷分配系数KF按公式计算KF=KF=1.00（3）行星齿轮间载荷分配系数KFp查表得KFp=1.3（4）太阳轮、行星轮齿形分布系数YFa查图6-22得YFa1=2.36 YFa2=2.443（5）太阳轮、行星轮应力修正系数Ysa查图6-24得Ysa1=1.698 Ysa2=1.656（6）重合度系数Y查表得Y=0.747（7）螺旋角系数Y查图6-25得Y=1.00（8）齿形系数Yx查表6-17得Yx=1.050.01mn=0.9

28、10（9）太阳轮、行星轮的相对齿根圆角敏感系数查图6-33得YrelT1=1 YrelT2=1（10）最小安全系数查表6-11得SFmin=1.400根据公式计算齿根弯曲应力F1F2取FFt=YYYYKKKKK=111MPa nFa1saAVFFFPFt=YFa2YsaYYKAKVKFKFKFP=112MPa n=112MPa按公式计算许用弯曲应力FPFPFlim=YYYYY FlimSTNTrelTRelTx已知查图16.2-27得寿命系数YNT =1.00，齿轮的应力修正齿数YST=2FPFlim=YSTYNTYrelTYRelTYx=658MPa Flima-c满足齿根弯曲强度条件3.齿

29、轮内啮合齿轮副中接触强度的校核啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。已知KA=1.25，Kv=1.027，KH=1.201，KH=1.133，ZH=2.368，ZE=189.8 ，Z=0.858，Z=1， Hlim=1519MPa，ZNT=1.075，ZLZVZR=1，Zw=1.0，Zx=1.00，b=136，d1=322，u=28=2.821计算内齿轮c1的接触许用应力 79H=ZHZEZZ Ftu+1 KAKVKHKH1=384MPa计算行星齿轮的许用接触应力HpHHp HlimZNTZLZVZRZWZX=1437MPa Hmi

30、n满足接触疲劳强度条件七、轴的设计与计算1、电动机的选择：YR系列：IP23 YR400-6 P=315KW n=984r/min2、轴的设计（1）高速轴：高速轴的传递功率P1=311.85，转速n1=960r/min. 小齿轮分度圆直径d1=184mm,齿轮宽度b1=118mm,高速轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=135dC n=135 3P3311.85960=88.3mm计算轴的最小直径并加大3-5%以考虑键槽的影响d88.3+88.3(0.030.05)=,取d=90mm确定各轴段的直径和长度:1段 :d1=90mm L1=180mm2段 ：第二段轴装轴承端盖，用以使轴承

31、轴向定位以及密封，取其长度为273mm。d2=108mm, L2=245mm3段 ：d3=126mm，L3=202mm4段 ：d4=108mmL4=92mm(2)中间轴：中间轴的传递功率P2=308.73kw，转速n1=240r/min. 小齿轮分度圆直径d2=619mm,大齿轮分度圆直径d3=243mm齿轮宽度b2=100mm,b3=153mm中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=100dC n=100 =116.79mm 取d=117mm确定各轴段的直径和长度:1段 :d1=117mm L1=117.5mm2段 ： d2=126mm, L2=148.5mm3段 ：d3=144mm，L3=36mm4段 ：d4=126mmL4=96mm3P35段:d5=117mmL5=95.4mm(3)低速轴：低速轴的传递功率P3=205.64kw，转速n3=80r/min. 小齿轮分度圆直径d4=720mm,齿轮宽度b4=147mm,中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=105dC n=105 3P3205.6480=143.8mm 取d=15