对辊成型减速器说明书

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减速器装配图一张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12〜16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：q=（L3-l,4）i2取系数1.3，总=W3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nL=960r/mln

%960n2=—=—^-r/min=240r/minInz240仁=厂=3r/mtn—80r/minn380__n4=厂=4=17J8r/min各轴功率P]=pn^y.=315x0.99=311.85kwIP..=P.rhI.n.i=311.85x0.99二3O8.73fcwZ1Tm/F|A|「3=尸见凯「必齿=308.73x0.99305.64kw各轴转矩311.85、=3102.26NF960}T.=9550x=36496.52NmT]=9550x308,73\=12284.88/Vm各轴转矩311.85、=3102.26NF960}T.=9550x=36496.52NmT]=9550x308,73\=12284.88/Vm（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58〜62HRC取硬度值60HRC大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241〜286HBW取硬度值260HBW初步计算传动的主要尺寸小齿轮传递转矩为T=3102260N-mm1试选载荷系数K=1.4t由表8-18，取齿宽系数七二0.6由表8-19，查得弹性系数Z=189.8/7E对于标准直齿轮，由图9-2查得节点区域系数Zh=2.49⑹齿数比u=ij4确定齿轮齿数。初选Zf20，取7-=77重合度端面重合度为1.11「(1.1、e=[1.88-3.2(；+；)]=[1.88-3.21君+_4|]=1.712轴向重合度为e日=0.318七Z.anB=0由图8-3查得重合度系数Z广0.87许用接触应力"Z°,|0=—N_HimH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为。Hiim1=715MPa,。Hiim2=567MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60X960X1.0X(10X300X14)=2.42X10911hN2=N1/i1=2.42X108/3.64=6.6X108由图8-5查得寿命系数Z=1.00,Z=1.03，由表8-20取安全系数S=1.0，则小N1N2H齿轮的许用接触应［o］H1=ZN1。Hlim1/SH==746MPa大齿轮的许用接触应力［。］田=ZN2。Hlim2/SH==609MPa取［o］「746MPa初算小齿轮的分度圆直径叩得确定传动尺寸计算载荷系数由表8-21查得使用系数K=1.25A因v=W1=〃x69.55X960”/占=3.5m/.60x100060x1000由图8-6查得动载荷系数上二1.27,由图8-7查得齿向载荷分配系数上二1.64，由表8-22查得齿间载荷分配系数•二1.02,则载荷系数为K=””.•、=1.27X1.64X1.09X1.02=2.32对、-进行修正因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的、-进行修正，即确定模数mndi165m=—=—mm=&25mm按表8-23，取m=8mm计算传动尺寸中心距为d1=392.4mm分度圆直径为电==165771771=m&z=619771771b二0汗诺］二1067H7H取七")眼,乂S=旅+取1二。，."

校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT{K、T1皿“和d1同前齿宽b=-=110mm齿形系数*和应力修正系数Ys。由图8-8查得丫咒=2.66，丫/2.18，由图8-9查得七二1.59，丫/1.81由图8-10查得重合度系数Y广0.68许用弯曲应力可F=$F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为。FLim1=296MPa,。FLim2=211MPa由图8-11查得寿命系数Yn1=Yn「1,由表8-20查得安全系数S=1.40,故F［司Fl1X296Y^-MPa=211MPa间F2Sf*n"FL的2［司Fl1X296Y^-MPa=211MPa间F2Sf*n"FL的21x211Y4Q~MPa=lslMPa2KTF,YI%=aFiY~Y~=71MPq<|司1Flf51计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高h.i;=A订m=1x8mm=8mm齿根高hf=?n=(1+0.25)x8mm=10mm全齿高顶隙全齿高顶隙\=血口+%.=8+10mm=18mmc=c*m=0.25X8mm=2mm齿顶圆直径为dq=电+2ha=165+2X8mm=181mm=由+2勾=619+2x8n?m=635mm齿根圆直径为(I.]=d]-2hf=165-2x10mm二145mm(1捉二弓-2%=619-2x10mm二609mzn中间直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算选择齿轮的材料，确定许用应力小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度58〜62HRC取硬度值60HRC大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241〜286HBW取硬度值260HBW初步计算传动的主要尺寸⑴小齿轮传递转矩为T=122848800N・mm2试选载荷系数K=1.4t由表8-18，取齿宽系数七二0.6由表8-19，查得弹性系数Z=189.8'.'*：」E对于标准直齿轮，由图9-2查得节点区域系数Zh=2.5⑹齿数比u=i2=3⑺确定齿轮齿数。初选'：二24，取匚二72重合度端面重合度为e=[1.88-3.2(；+；)]=[1.88-3.2^土+_Lj]=1.7112轴向重合度为e日=0.318七Z.anB=0由图8-3查得重合度系数Z广0.86许用接触应力

[§]=Z仲HlimHSH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为。Hiim3=715MPa,。h项「567MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60X263.7X1.0X(10X300X14)=6.65X10932hN4=N3/i2=2.375X108由图8-5查得寿命系数Zn3=1.03,Zn「1.09,由表8-20取安全系数S「1.40，则小齿轮的许用接触应力［。］=Z。/S=1.03X715MPa/1=736.45MPaH3N3Hlim3H大齿轮的许用接触应力［o］H4=Zn4。Hiim4/SH=1.09X567MPa/1=618.03MPa取［o］「736MPa初算小齿轮的分度圆直径科,得d3t2d3t2X中d2x1.4x108454200^X2.8+12.8(189.8x2.5x0.88v923)2mm=241.34mmJ确定传动尺寸计算载荷系数由表8-21查得使用系数K=1.35A2x1.4x108454200^X2.8+12.8(189.8x2.5x0.88v923)2mm=241.34mmJ60X100060X1000由图8-6查得动载荷系数上二1.19,由图8-7查得齿向载荷分配系数上二1.39，由表8-22查得齿间载荷分配系数‘七二1.05,则载荷系数为K顼=1.35X1.19X1.39X1.05=2.35对'，进行修正因K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的进行修正，即电=480确定模数mn电243m=—=—mm=8.57mni按表8-23，取m=10mm计算传动尺寸中心距为az=a64分度圆直径为电=m勺=10x24mm=243mm电=Tjiq=10x72mm=720mmb=0sid^=■0.6049x243mm=147mm取匕」E”153mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT-Z%=顽尹F%咋三向fK、T2mn和d3同前齿宽b='r=147mm齿形系数Yf和应力修正系数七。由图8-8查得Y=2.4，Y=2.19，由图8-9查得Y=1.67，Y=1.80F3F4S3S4由图8-10查得重合度系数Y广0.67许用弯曲应力Flint可F=$F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为。FLim3=296MPa,。f顷「211MPa由图8-11查得寿命系数Yn3=1.03Yn4=1.09,

由表8-20查得安全系数S§1.00，故F^NaFlim31X296|cr|„„==MPa=296MPa|I昭为1.00I『更1X211间国=—C一=-T7^~MPa=211MPQj_JyiJL・LrI2KT2%5=bmd『药=87MPa<1司问I『F4%4=b.3厂厂=85MP以冬|司以F3S3计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高齿根高全齿高顶隙ha=&m=1x10mm=10mm&+匚jm=(1+0.25)x10mm=12.5mm齿顶高齿根高全齿高顶隙虬二人口+七=10+12.5mm=22.5m7nc=tm=0.25x10mm=2.5mm齿顶圆直径为"混=电+2h&=243+2x10mm=264mm二电+2h§=702+2x10mm=722mm齿根圆直径为d/3=电-=243-2x12.5mm=218mm（I,a二电-2外=702-2x12,5mm=677mm（三）低速级行星齿轮传动配齿计算：查表7-3选择行星轮数目七：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:^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Z23,和行星齿轮数为七。齿数选择满足以下条件：

传动比条件•"七'，取："•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，i=l+奂=4434但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为,'其传动比误差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4-#厂羽-28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’：S4（整数）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58〜62HRC取值60HRC由图8-4得接触疲劳极限应力1""*"弯曲疲劳极限应力a-c齿轮按接触强度初算,Jew域］按弯曲强度的初算公式"声输入转矩T3=364965200N-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,使用系数七《',综合系数七，载荷分布不均匀系数JLl,则心，1•心七七齿形系数项则模数

I4"fpK柱％皿=勺皿如。U..・啮合齿轮中心副中a-c标准中心距a为%「=由（7”十心）=OSX14X（23十28）mm=357mm行星轮的几何尺寸行星轮太阳轮内齿轮分度圆直径J】二Zam=28x14mm=392mmd3二Zcm=23x14mm=252mm弓二Zbm齿顶高hnl—fihm=1x14mm—14mmhn3=（h-AhfiK=17.32mmha2=hJr齿根高二七2=h技=（&+《*）m=l.Zx14min=16.8mm齿全高/i1=hal+入门=31.266mm心二龙*+入口=31.266mmh2Ika2+内顶圆直径外啮合dal=勺+2hal=392+2x14mm=420mmd=d。+2/1勺=1120mmaz2az内啮合d7+2h?=1106+2x7mm=112Drrrmd酒二&+2h洒=322+2xxC.iJiJ""LlsJ内根圆直外啮合d’l二勺一2/if]=392-2x16.8mm=358.4mm-2hf9=1092mmfu&fij内d修二弓-2人闩=1106-2x7mm=1092m?rdf3=d3-2hf3=322-2x7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”<2c<csin—时％已知低速级的’心*」，E.；.'和n=3代入上式，则得P2;1-we满足邻接条件（2）同心条件按公式'匕/•一•一已知低速级二为*\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=—-—二34（整数）满足安装条件传动效率的计算b_bPx2X-A型的基本行星齿轮传动效率为...卜，九91口=罕”=加在转化机构中，其损失系数"等于啮合损失系数'土「和轴承损失系数儿之中，=Z中*+Z中*和。即mnXXX其啮合损失系数*■之和为"名商

X「pg：——转化机构中中心轮岚与行星齿轮ci之间的啮合损失X——转化机构中中心轮ai与行星齿轮ci之间的啮合损失rIT11%=科屹+冰式中Z1——齿轮副中小齿轮的齿数Z2——齿轮副中大齿轮的齿数%：啮合摩擦系数，取0.08查图16.2-10得外啮合重合度1：1/：1f11方+方内啮合重合度f"n—'LW11>---)=0.00051572It=-X1.5x0.08x=0.00106379伊mb~*1,7'*°.08X贝叶;％=0.001579511则"'—nXIL。。川*9""1综上所述，总的传动效率为^皿=,^=0.97116由此可见，该行星齿轮传动效率高，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5H值均小于其相应的许用接触应力5Hp，即5H<5Hp外啮合齿轮副中接触强度的校核使用系数'七查表6-7的'..动载荷系数*[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可得厂顷"齿向载荷分布系数*•-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6-8得'$2]占2_&却=1,154-0.18x+67x(T)jxQ)x031x10b=1219齿间载荷分配系数卜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可得膈一二1。。行星齿轮间载荷分配不均匀系数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*-节点区域系数"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系数。由图6-9得:、’'TS弹性系数二.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q=189.8Jn/mm2重合度系数查图6-10得'冒"螺旋角系数"•.

考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。z&='co即，取P为1.00（10）最小安全系数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％（11）接触强度计算的寿命系数'…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:侦（12）润滑油膜影响系数舟’孔齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表6-14得弓二"-"3E（13）齿面工作硬化系数气查图6-20得乙（14）接触强度尺寸系数气查表6-15得项"20Q0Ta分度圆上的切向力七-IT329154.87Tn=—=——-——=12165.50667Nm则七根据公式计算低速级外啮合齿轮副中齿面接触应力七，即厄+厄+刑/洲邱K临

bcl^u=714MPa外啮合齿轮副中许用接触应力'"二为^Hmin1591x1.1x0.891x0.951x0.858==1215mpa..•满足接触疲劳强度条件外啮合齿轮副中弯曲强度的校核X（1）齿向载荷分布系数件按公式计算K",=5’17（2）齿间载荷分配系数按公式计算Km=KFa二1.0017（3）行星齿轮间载荷分配系数，"查表得、，:=（4）太阳轮、行星轮齿形分布系数查图6-22得/:-'顼2n**（5）太阳轮、行星轮应力修正系数:查图6-24得■-「•二（6）重合度系数」查表得！.U.T3（7）螺旋角系数"•查图6-25得。（8）齿形系数厂查表6-17得匚-m；"l：l-L|：l：l太阳轮、行星轮的相对齿根圆角敏感系数查图6-33得11最小安全系数查表6-11得七L4°l：l根据公式计算齿根弯曲应力=凌匕如匕廿他KA说/fp=UlMPa^2=夺队2七工七叫处匕处/所=U2MPa取七=11项"按公式计算许用弯曲应力气Iah'Um°FP=cST^SrelT^RelT^x3FlimF=100已知查图16.2-27得寿命系数，齿轮的应力修正齿数%『=2知=—YSTYNTY6relTYRelTYx=658MPq・.・a-c满足齿根弯曲强度条件齿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。已知七、n,".•.，Kh°=L201，反日口二1.133，=2368，［小=199.&\^7^，2正=“858，二•L

h"=1519MPqZWT=LO752.2.2.=1Zw=1,0Z=1.00■:.，，''，'••.・，^，，b=b=136,S=322,u79g=2.821计算内齿轮cl的接触许用应力匝+匝+DKMK邱K临

bdYu=384MPa计算行星齿轮的许用接触应力"泣"nt6w£x%==1437MPa^Hmin..•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：IP23YR400-6P=315KWn=984r/min2、轴的设计（1）高速轴:高速轴的传递功率：＜11-：："5，：1]/|11：■-小齿轮分度圆直径七IHC-m,1、电动机的选择:YR系列：IP23YR400-6P=315KWn=984r/min2、轴的设计（1）高速轴:高速轴的传递功率：＜11-：："5，：1]/|11：■-小齿轮分度圆直径七IHC-m,齿轮宽度I"顷如M高速轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=135dkE'95=88,3mm计算轴的最小直径并加大3%-5'，以考虑键槽的影响d取d=90mm确定各轴段的直径和长度:1段：'.虹二180mm2段：第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，取其长度为273mm。&=108mm,L2=245mmd3=126mm上=202mmd4=108mm4=92mm⑵中间轴:中间轴的传递功率七顷Eu•一小齿轮分度圆直径E，大齿轮分度圆直径齿轮宽度b2=100mmPb3=153mm中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=100确定各轴段的二长度Z51段："■••;『L]=1175mm2段：E【立=148,5mm3段：'％'""I上=36mm4段：'L4=96mm5段:<l：'m]"=95,4mm(3)低速轴：低速轴的传递功率：J-<'!|1-Wfn小齿轮分度圆直径「广，齿轮宽度"•11中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=105q/U十/205.64.>C=105J-f?n—=14&8n]m甘d取d=153mm确定各轴段的直径和长度：1段：d!=153mmL]=124mm2段：d2=155mm,L2=187mm3段：d3=162mm上=1