行星齒輪減速器-課程設計計算說明書.doc

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1、目錄設計任務書：2設計內容：3一、評述傳動方案3二、電動機的選擇及動力參數計算4三、傳動零件的校核計算6一）外嚙合齒輪傳動6二）內嚙合齒輪傳動9四、軸的設計11一）減速器輸入軸11二）行星輪軸17三）內齒輪軸20五、鍵連接的選擇和計算23六、滾動軸承的選擇和計算25七、聯軸器的選擇28八、齒側間隙28九、軸加工工藝圖29十、參考資料30設計任務書：設計內容：一、 評述傳動方案牽引速度為，滾筒直徑，可求出滾筒轉速，由于工作情況為：室外，環(huán)境有灰塵，最高溫度40，兩班制，間歇雙向運轉，反向空轉，斷續(xù)周期工作制（S3），負荷持續(xù)率FC=56%，載荷有沖擊，故應選YZR系列電動機為原動機，它的轉速約為

2、7501000r/min，傳動裝置速比應為可選如下圖1-1、1-2兩種方案：1、電動機;2、聯軸器:3、中心輪a;4、行星輪c；5、滾筒;6、制動器;7、鋼絲繩;8、行星輪d;9、內齒輪b；10、制動器；11、機架；卷揚機傳動簡圖圖1-1圖1-1方案a采用NW分流式行星齒輪傳動，卷揚機工作時制動器10制動，此時電動機1通過聯軸器2驅動行星齒輪減速器，行星架上的滾筒5使鋼絲繩7運動，從而牽引重物移動。不需重物移動時，制動器6制動，制動器10松開，這時行星傳動變成定軸傳動，電動機和二級同軸式減速器空轉，不用頻繁地起動和制動電動機。滾筒用滑動軸承支撐在機架上。傳動比：，可滿足傳動要求。優(yōu)點：外形尺寸

3、小（減速器內置），電動機不用頻繁啟動適合狹窄工況下工作。缺點：結構復雜，加工安裝精度高，成本大，不易維修。圖1-2方案b采用一級帶傳動和一級閉式齒輪傳動，電動機帶動帶傳動，齒輪傳動，從而帶動滾筒運動。傳動比：，可滿足傳動要求。1、電動機;2、帶輪a;3、v帶;4、帶輪b;5、齒輪c;6、齒輪d;7、聯軸器;8、滾筒;9、鋼絲繩卷揚機傳動簡圖圖1-2優(yōu)點：結構簡單，制造維修方便，成本低，帶傳動有緩沖作用。缺點：外形尺寸大，帶傳動不能適應繁重勞動，帶傳動安全性不好。二、 電動機的選擇及動力參數計算由于工作情況為：室外，環(huán)境有灰塵，最高溫度40，兩班制，間歇雙向運轉，反向空轉，斷續(xù)周期工作制（S3）

4、，負荷持續(xù)率FC=56%，載荷有沖擊，故應選YZR系列冶金及起重用三相異步電動機。1、 電動機符合條件下所需功率 kw 式（1） kw 式（2）由（1）（2）得 kw由電動機至滾筒的總效率為1、電動機;2、聯軸器:3、中心輪a;4、行星輪c；5、滾筒;6、制動器;7、鋼絲繩;8、行星輪d;9、內齒輪b；10、制動器；11、機架；卷揚機傳動簡圖圖2-1式中：、分別為聯軸器、行星齒輪嚙合、滾動軸承和滑動軸承的傳動效率。取=0.99（彈性聯軸器），=0.98（折中），=0.99（滾子軸承），=0.98（滑動軸承）。則 2、 電動機所需功率式中：起動制動惡化系數 ； 負荷持續(xù)率 ；把等效功率轉化為的功

5、率3、 確定電動機轉速滾筒工作轉速為按方案a推薦傳動比 算，則電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的YZR電動機同步轉速有600、750和1000r/min。據容量和轉速，查【4】有兩種型號適用的電動機型號。因此有兩種方案，如下表2-1（工作制下FC=60%）：表 2-1方案電動機型號額定功率電動機轉速r/minD電動機質量 Kg總傳動比1YZR160L-69.095215213.302YZR180L-89.072020510.05綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量、價格和傳動比，可見方案1較合適。安裝尺寸如下圖2-2，表2-2：圖 2-2表 2-2型號ABCDEFGHYZR160L-6254

6、254108481101442.5160CAKABACHAHDBBLLC3301532032525425335650254、 選擇行星輪系各齒輪齒數選行星輪數目K=3，據，查【7】P206頁表10-5，的NW型行星傳動的齒數組合為：、，滿足齒數條件要求。5、 各軸轉速（為電動機轉速）（以I軸轉速為正向）則。6、 行星齒輪應力循環(huán)次數中心輪a：內齒輪b：行星輪c：行星輪d：7、 小齒輪轉矩及圓周力軸I的輸入功率 轉矩 軸I的輸出功率 轉矩 NW行星齒輪傳動（行星輪均勻分布，考慮載荷不均勻分布）齒輪a與行星輪c齒輪副中齒輪a的輸出轉矩 （Kc為載荷不均勻系數，取Kc=1.5）行星輪d與內齒輪b嚙合

7、中齒輪d轉矩 內齒輪b的轉矩 8、 動力參數表如下表2-3表 2-3名稱轉矩（）轉速nR/min應力循環(huán)次數輸入輸出軸952軸-197軸0滾筒軸71.6齒輪a（單一嚙合）952齒輪b0齒輪c-197齒輪d-197三、 傳動零件的校核計算一） 外嚙合齒輪傳動1、 設計的已知條件和主要參數項目條件和參數小齒輪a嚙合轉矩齒輪轉速小齒輪a大齒輪c工作制折舊期10年每年工作300天，兩班制工作條件閉式傳動，載荷有沖擊，原動機為電動機，室外，環(huán)境有灰塵齒輪的材料熱處理方法齒面硬度小齒輪20Cr滲碳淬火+低溫回火HRC5662大齒輪40Cr調質+表面淬火HRC4855齒輪傳動的精度6級模數m=2.5mm齒數

8、小齒輪大齒輪齒寬小齒輪大齒輪計算及說明結果2、 校核齒面疲勞強度圓周速度精度等級 由已知條件知使用系數 由【3】P215 表12.9動載荷系數 由【3】P216圖12.9齒間載荷分配系數 由【3】P217表12.10，先求 齒向載荷分布系數 由表12.11 載荷系數K 彈性系數 由【3】P221 表12.12節(jié)點區(qū)域系數 由【3】P222圖12.16接觸最小安全系數 由【3】P225表12.14應力循環(huán)次數 由表2-3得接觸壽命系數 有【3】P224圖12.18許用接觸應力 驗算 3、 校核彎曲疲勞強度重合度系數 齒間載荷分配系數 由【3】P217表12.10齒向載荷分布系數 由表【3】P21

9、9圖12.14載荷系數 齒形系數 由【3】P229圖12.21應力修正系數 由【3】P230圖12.22彎曲疲勞極限 由【5】P404得彎曲最小安全系數 由【3】P225 表12.14應力循環(huán)次數彎曲壽命系數 由【3】P232圖12.24尺寸系數許用彎曲應力 驗算 傳動無過載，故不用強度校核。6級安全。，安全。，安全。二） 內嚙合齒輪傳動1、 設計的已知條件和主要參數項目條件和參數小齒輪a嚙合轉矩齒輪轉速小齒輪d 大齒輪b 工作制折舊期10年每年工作300天，兩班制工作條件閉式傳動，載荷有沖擊，原動機為電動機，室外，環(huán)境有灰塵齒輪的材料熱處理方法齒面硬度小齒輪20CrMnTi滲碳淬火+低溫回火

10、HRC5662大齒輪45鋼調質+表面淬火HRC4050齒輪傳動的精度6級模數m=2.5mm齒數小齒輪大齒輪齒寬小齒輪大齒輪1計算及說明結果2、 校核齒面疲勞強度精度等級 由已知條件知使用系數 由【3】P215 表12.9動載荷系數 由【3】P216圖12.9齒間載荷分配系數 由【3】P217表12.10，先求 齒向載荷分布系數 由表12.11 載荷系數K 彈性系數 由【3】P221 表12.12節(jié)點區(qū)域系數 由【3】P222圖12.16接觸最小安全系數 由【3】P225表12.14應力循環(huán)次數 由表2-3得接觸壽命系數 有【3】P224圖12.18許用接觸應力 驗算 3、 校核彎曲疲勞強度重合

11、度系數 齒間載荷分配系數 由【3】P217表12.10齒向載荷分布系數 由表【3】P219圖12.14載荷系數 齒形系數 由【3】P229圖12.21應力修正系數 由【3】P230圖12.22彎曲疲勞極限 由【5】P404得彎曲最小安全系數 由【3】P225 表12.14應力循環(huán)次數彎曲壽命系數 由【3】P232圖12.24尺寸系數許用彎曲應力 驗算 傳動無過載，故不用強度校核。6級取安全。，安全。，安全。四、 軸的設計一） 減速器輸入軸（尺寸如圖4-1-1）圖4-1-1計算及說明結果1、 受力分析聯軸器：（有彈性元件的聯軸器）如圖4-1-2方向不定徑向力，取；圖4-1-2（聯軸器）齒輪a端：

12、軸端傳遞轉矩 齒輪分度圓直徑 齒輪上徑向力：（按受載不均勻條件下的合成計算不定向）假設齒輪c1與齒輪a嚙合傳遞轉矩（不均勻條件下最大轉矩）齒輪c2、c3與齒輪a嚙合傳遞轉矩各嚙合處周向力，如圖4-1-3其徑向力：齒輪所受徑向合力、周向合力如圖4-1-4（方向不定）圖4-1-3（與垂直）圖4-1-42、 軸的結構如圖4-1-5-a軸采用20Cr鋼（由齒輪材料決定），3、 軸的受力簡圖將兩滾動軸承簡化成鉸支，作用點在軸承中點面上，把作用在聯軸器上的力簡化成集中力，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始，受力簡圖見圖4-1-5-b1）左端聯軸器屬有彈性元件的撓性聯軸器，有不定徑向力。2）軸垂直面的受

13、力分布圖及彎矩圖（如圖4-1-5-c、圖4-1-5-d）軸承C、D的支反力為：D點彎矩3）軸水平方向的受力分布圖及彎矩圖（如圖4-1-5-e、圖4-1-5-f）D點彎矩4）初步合成彎矩圖（如圖4-1-5-g）D點彎矩5）聯軸器徑向力彎矩圖（如圖4-1-5-h）軸承支反力： 6）合成彎矩圖（如圖4-1-5-i） 7）扭矩圖（如圖4-1-5-j）扭矩切應力按脈動循環(huán)變化，應力校正系數8）計算彎矩圖（如圖4-1-5-K）4、 按彎矩校核軸的強度根據來選擇危險截面，由計算簡圖可看出C、D間距C10mm處為危險截面，直徑為d=30mm。截面的抗彎截面系數 查【3】P315表16.3（20Cr鋼，）5、

14、疲勞強度安全系數選軸承C左側軸端擋圈溝槽邊緣截面為危險截面，到C距離7mm，此截面從右邊有過盈配合產生的應力集中，從左看有階梯型形成的應力集中。1、 從截面右側校核抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩 扭矩彎曲應力 ，（按對稱循環(huán)變化）扭轉應力 （按脈動循環(huán)變化）由D/d=35/33=1.06，取r/d=0.02，r=0.02x33=0.66mm，t/r=1/0.66=1.52，查【3】P329附表1 有效應力集中系數查【3】P331附表5 表面狀態(tài)系數查【3】P331附表6 尺寸系數取壽命系數 查【3】P41表3.2 等效系數 安全系數2、 從截面左側校核抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎曲應力 ，

15、（按對稱循環(huán)變化）扭轉應力 （按脈動循環(huán)變化）查【3】P330 附表3 配合零件的綜合影響系數安全系數6、 靜強度校核選C截面為危險截面，彎曲應力 扭轉應力 查【3】P41 ，安全=0.92安全。安全。安全。二） 行星輪軸傳遞的轉矩，轉速，齒輪C輪轂寬，圖4-2-1，齒輪d輪轂寬，軸向尺寸如圖4-2-1計算及說明結果圖4-2-21、 受力分析（如圖）齒輪c端： 齒輪d端： 2、 軸的結構如圖4-2-3-a軸采用40Cr鋼調質處理，3、 軸的受力簡圖將兩滾動軸承簡化成鉸支，作用點在軸承中點面上，把作用在齒輪上的力簡化成集中力，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始，受力簡圖見圖4-1-5-b1）

16、軸垂直面的受力分布圖及彎矩圖（如圖4-2-3-c、圖4-2-3-d）軸承A、C的支反力為：C點彎矩 B點彎矩 2）軸水平方向的受力分布圖及彎矩圖（如圖4-2-3-e、圖4-2-3-f）C點彎矩 B點彎矩 3）合成彎矩圖（如圖4-2-3-g）4）扭矩圖（如圖4-2-3-h）扭矩切應力按脈動循環(huán)變化，應力校正系數5）計算彎矩圖（如圖4-1-5-i）4、 按彎矩校核軸的強度根據來選擇危險截面，由計算簡圖可看出B、C間距C11.5mm處為危險截面，直徑為d=32mm。截面的抗彎截面系數 查【3】P315表16.3（40Cr鋼，），安全三） 內齒輪軸傳遞的轉矩，轉速 ，軸向尺寸如圖4-2-1圖4-3-1

17、計算及說明結果1、 受力分析1） 內齒輪b受力（受力不均勻）：假設與內齒輪b嚙合的齒輪1的轉矩則與內齒輪b嚙合的另外兩齒輪轉矩各嚙合處受力如圖4-3-2（左視）內齒輪周向力：各徑向力：圖4-3-2內齒輪b受徑向力合力、周向合力（如圖4-3-3）則軸受到內齒輪對其的徑向力和彎矩如圖4-3-4圖4-3-4圖4-3-3制動輪受力制動輪受力方向不定（按彈性聯軸器徑向力計算）取取制動器外徑D=470mm,（聯軸器）2、 軸的結構如圖4-3-5-a軸采用60鋼調質處理，3、 軸的受力簡圖將內齒輪對軸的力簡化到腹板中心面上一點和彎矩M，彎矩從輪緣中點開始，扭矩從輪轂中點開始，受力簡圖見圖4-3-5-b（最危

18、險條件下）1）力合成后集中于垂直面（如圖4-2-3-b）軸承A、C的支反力為：2）彎矩圖（如圖4-3-3-c）O點彎矩 B點彎矩 3）扭矩圖（如圖4-3-3-d）扭矩切應力按脈動循環(huán)變化，應力校正系數5）計算彎矩圖（如圖4-1-5-e）4、 按彎矩校核軸的強度根據來選擇危險截面，由計算簡圖可看出B截面為危險截面B，直徑為d=55mm。B截面的抗彎截面系數 查【3】P315表16.3（40Cr鋼，），安全五、 鍵連接的選擇和計算計算及說明結果1、 聯軸器鍵d=300mm則鍵長 （鍵8x7，靜聯接，沖擊載荷，鑄鐵，取）取鍵長 L=50mm，即：鍵8x7x50，普通平鍵。2、 與齒輪c配合的鍵d=3

19、2mm則鍵長 （鍵10 x8，靜聯接，沖擊載荷，鑄鋼，?。└挠秒p鍵取鍵長 L=32mm，即：鍵8x7x32，普通平鍵，雙鍵。3、 與齒輪d配合的鍵d=36mm則鍵長 （鍵10 x8，靜聯接，沖擊載荷，鑄鋼，?。└挠秒p鍵取鍵長 L=28mm，即：鍵8x7x28，普通平鍵，雙鍵。4、 與內齒輪b配合的鍵d=53mm則鍵長 （鍵10 x8，靜聯接，沖擊載荷，鑄鋼，?。└挠镁匦位ㄦI（花鍵8x52x58x10）取鍵長 L=50mm，即：花鍵8x52x58x10 x50。5、 與制動器配合的鍵用矩形花鍵8x46x50 x9（花鍵8x52x58x10）取鍵長 L=45mm，即：花鍵8x52x58x10 x4

20、5。鍵8x7x50，普通平鍵鍵8x7x32，普通平鍵，雙鍵鍵8x7x28，普通平鍵，雙鍵花鍵8x52x58x10 x50花鍵8x52x58x10 x45六、 滾動軸承的選擇和計算1、 輸入軸軸承1）滾動軸承的工作條件和主要參數項目條件和參數名稱深溝球軸承型號6007基本額定動載荷Cr25.5KNe0.19X,YX=1，Y=0徑向載荷C軸承1114ND軸承1677N載荷性質載荷有沖擊轉速(952-71.6)r/min壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結果D軸承受力較大，按D軸承校核沖擊載荷系數 （【3】表18.8）當量載荷 D軸承 所需動載荷 ，安全2、 行星軸軸承1）滾動軸承的工作條件和

21、主要參數項目條件和參數名稱深溝球軸承型號62066407基本額定動載荷Cr19.5KN56.8KNe0.19X,YX=1，Y=0徑向載荷A軸承2293NC軸承7695N載荷性質載荷有沖擊轉速(-197-71.6)r/min壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結果沖擊載荷系數 （【3】表18.8）當量載荷 A軸承 C軸承 所需動載荷 安全，安全3、 輸出軸軸承1）滾動軸承的工作條件和主要參數項目條件和參數名稱深溝球軸承型號60086011基本額定動載荷Cr21KN30.2KNe0.19X,YX=1，Y=0徑向載荷A軸承2248NC軸承1507N載荷性質載荷有沖擊轉速(0-71.6)r/min

22、壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結果沖擊載荷系數 （【3】表18.8）當量載荷 A軸承 B軸承 所需動載荷 安全，安全七、 聯軸器的選擇據電動機軸頸選擇聯軸器：LX3聯軸器 GB/T 5014-2003該聯軸器公稱轉矩為輸入軸轉矩，強度滿足要求。八、 齒側間隙選齒輪a與齒輪c嚙合：（齒輪C）齒輪的齒寬b=12mm，齒輪基準孔的基本尺寸為，滾動軸承孔的跨距L=69mm，齒輪為鋼制，機體為鑄鐵。1、 確定齒輪精度等級由齒輪校核中已確定齒輪精度等級為6級，考慮減速器齒輪的運動準確性精度要求不高和載荷分布均勻性精度一般不低于平穩(wěn)性精度，因此確定齒輪c傳遞運動準確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性精

23、度等級均為6級。2、 確定齒輪必檢偏差項目及其允許值對傳遞運動準確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性精度的必檢參數分別為、與和。由【6】表10.1查的齒距累積總偏差、單個齒距偏差、齒廓偏差，由表10.2得螺旋線總偏差。3、 確定齒輪的最小法向側隙和齒厚上、下偏差（1）最下法向側隙的確定先計算出齒輪中心距a參考表10.6，a=96.25介于50與100之間，因此，采用插值法得。（2）齒厚上、下偏差的計算由【6】表10.1、表10.2查得，。和L=69mm，b=12mm得： 由【6】表10.8查的，則齒厚上偏差為：由【6】表10.1查得，由【6】表10.7查得因此齒厚公差為最后可得齒厚下偏差為（3）公

24、法線長度及其上、下偏差卡量齒數 則 公法線長度上、下偏差為按計算結果，圖樣標注為九、 軸加工工藝圖序號說明見圖1車兩端面，打中心孔2中心孔定位；車36，長353切槽；倒角4掉頭；車35，長885車32，長636車30，長247切槽；倒角8銑鍵槽9磨外圓，35，32，3010掉頭；磨外圓36十、 參考資料【1】 龔桂義等編 機械設計課程設計指導書，高等教育出版社，1990年【2】 龔桂義等編 機械設計課程設計圖冊，高等教育出版社。1989年【3】 邱宣懷編 機械設計，高等教育出版社，1997年【4】 吳宗澤等編 機械設計課程設計手冊，高等教育出版社，1999年【5】 杜白石、楊福增編 機械設計習題集，2005年【6】 劉品、李哲主編 機械精度設計與檢測基礎，哈爾濱工業(yè)大學出版社，2009年【7】 楊福增、杜白石等編 機械設計課程設計指導書，2006年32