课程设计-对辊成型减速器

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：i取系数1.3i总可得：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nnnn各轴功率PPP各轴转矩TTT（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260HBW2.初步计算传动的主要尺寸(1)小齿轮传递转矩为T1=3102260N·mm(2)试选载荷系数Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数φd=0.6(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(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=(8)重合度端面重合度为轴向重合度为εβ=0.318φdZ1tanβ=0由图8-3查得重合度系数Zε=0.87(9)许用接触应力由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim1=715MPa,σHlim2=567MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为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[σ]H1=ZN1σHlim1/SH==746MPa大齿轮的许用接触应力[σ]H2=ZN2σHlim2/SH==609MPa取[σ]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=1.25因由图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Kβ=1.64，由表8-22查得齿间载荷分配系数KαK=KAKvKβKα=1.27×1.64×(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d(3)确定模数mnm=按表8-23，取m=8mm(4)计算传动尺寸中心距为d1=392.4mm分度圆直径为ddb取bb取b4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σK、T1、mn和d1同前齿宽b=b2=110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Yε=0.68（5）许用弯曲应力[σ]F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFLim1=296MPa,σFLim2=211MPa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[σ][σ]σσ5.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高h齿根高h全齿高h顶隙c=齿顶圆直径为dd齿根圆直径为dd（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260HBW2.初步计算传动的主要尺寸(1)小齿轮传递转矩为T2=N·mm(2)试选载荷系数Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数φd=0.6(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)对于标准直齿轮,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(8)重合度端面重合度为轴向重合度为εβ=0.318φdZ1tanβ=0由图8-3查得重合度系数Zε=0.86(9)许用接触应力由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim3=715MPa,σHlim4=567MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60×263.7×1.0×（10×300×14）=6.65×109N4=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[σ]H3=ZN3σHlim3/SH=1.03×715MPa/1=736.45MPa大齿轮的许用接触应力[σ]H4=ZN4σHlim4/SH=1.09×567MPa/1=618.03MPa取[σ]H=736MPa初算小齿轮的分度圆直径d3t,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=1.35因由图8-6查得动载荷系数Kv=1.19,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kβ=1.39，由表8-22查得齿间载荷分配系数KαK=KAKvKβKα=1.35×1.19×1.(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dd(3)确定模数mnm=按表8-23，取m=10mm(4)计算传动尺寸中心距为a分度圆直径为ddb取bb取b4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σK、T2、mn和d3同前齿宽b=b4=147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Yε=0.67（5）许用弯曲应力[σ]F由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFLim3=296MPa,σFLim4=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SF=1.00，故[σ][σ]σσ5.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高h齿根高h全齿高h顶隙c=齿顶圆直径为dd齿根圆直径为dd（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n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,和行星齿轮数为n传动比条件ZbZa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+其传动比误差?i=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Z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Za2.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σHlim弯曲疲劳极限应力σ3.a-c齿轮按接触强度初算按弯曲强度的初算公式m输入转矩T3=N·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KfΣ=1.6，则模数m∴啮合齿轮中心副中a-c标准中心距a为a4.行星轮的几何尺寸行星轮太阳轮内齿轮分度圆直径ddd齿顶高hhh齿根高h齿全高hhh齿顶圆直径外啮合dd内啮合dd齿根圆直径外啮合dd内啮合dd5.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2已知低速级的dac=422.514，ac=357和2a满足邻接条件（2）同心条件按公式Z已知低速级Za=23,（3）安装条件按公式验算其安装条件，即得Z满足安装条件6.传动效率的计算2X-A型的基本行星齿轮传动效率为naxp=在转化机构中，其损失系数φx等于啮合损失系数φmx和轴承损失系数φ其啮合损失系数φmx之和为φmbx——转化机构中中心轮b1与行星齿轮φmax——转化机构中中心轮a1与行星齿轮φ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，取查图16.2-10得外啮合重合度εφ内啮合重合度εφ则φma则n综上所述，总的传动效率为=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值均小于其相应的许用接触应力，即1.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K（2）动载荷系数K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K（3）齿向载荷分布系数K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KHβ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（4）齿间载荷分配系数K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K（5）行星齿轮间载荷分配不均匀系数K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K（6）节点区域系数Z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Z（7）弹性系数Z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（8）重合度系数Z查图6-10得Z（9）螺旋角系数Z考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。，取为1.00（10）最小安全系数S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S（11）接触强度计算的寿命系数Z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Z（12）润滑油膜影响系数Z齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表6-14得Z（13）齿面工作硬化系数z查图6-20得z（14）接触强度尺寸系数z查表6-15得z分度圆上的切向力FT则F根据公式计算低速级外啮合齿轮副中齿面接触应力σH，σ外啮合齿轮副中许用接触应力σHpσ∵σ∴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K按公式计算K（2）齿间载荷分配系数K按公式计算（3）行星齿轮间载荷分配系数K查表得K（4）太阳轮、行星轮齿形分布系数Y查图6-22得Y（5）太阳轮、行星轮应力修正系数Y查图6-24得Y（6）重合度系数Y查表得Y（7）螺旋角系数Y查图6-25得Y（8）齿形系数Y查表6-17得Y（9）太阳轮、行星轮的相对齿根圆角敏感系数查图6-33得Y（10）最小安全系数查表6-11得S根据公式计算齿根弯曲应力σσ取σ按公式计算许用弯曲应力σσ已知查图16.2-27得寿命系数YNT=1.00，齿轮的∴

σ∴a-c满足齿根弯曲强度条件3.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KA=1.25，Kv=1.027，KHβ=1.201，KHα=1.133，σHlim=1519MPa，ZNT=1.075，ZLZVZR=1计算内齿轮c1的接触许用应力σ计算行星齿轮的许用接触应力σ∵σ∴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P1=311.85，转速高速轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=135d≥C计算轴的最小直径并加大3％-5%以考虑键槽的影响d≥88.3+88.3确定各轴段的直径和长度:1段:d1=2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。d3段：d3=126mm4段：d4=108(2)中间轴：中间轴的传递功率P2=308.73kw，转速n1中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=100d≥C3Pn确定各轴段的直径和长度:1段:d1=12段：d3段：d3=144mm4段：d4=1265段:d5=1(3)低速轴：低速轴的传递功率P3=205.64kw中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=105d≥C3Pn确定各轴段的直径和长度:1段:d12段：d3段：d3=162mm4段：d4=175段:d5=16段:d6=1八、润滑油的选择润滑油选用N320重负荷工业齿轮润滑油九、总结通过本次设计我对减速器的工作原理以及各种工作机构有了很全面的认识，更对机械传动中的电动机、齿轮、轴、轴承、联轴器、键、箱体等都很做了认真的分析计算和选取，是对一个机械学习者的初次挑战，整个设计过程中每个人都是很辛苦的，但它是对今后学习生活的一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，课程设计是培训学生运