二級行星齒輪課程設(shè)計說明書

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1、1 .課程設(shè)計任務(wù)書 2 2 .電動機選擇 3 3 .傳動比及其分配 3 4 .前減速器設(shè)計 3 5 .行星齒輪減速器齒輪設(shè)計 7 6 .行星齒輪傳動軸及鍵的設(shè)計 12 7 .軸承壽命計算 21 8 .齒輪加工工藝 23 9 .箱體結(jié)構(gòu)尺寸 23 10 .附錄 1 25 11參考文獻 28 29 12.感想 課程設(shè)計說明書 1.課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目：NGW （2K-H負號機構(gòu)）行星減速裝置設(shè)計 一.設(shè)計要求與安排 1、學習行星傳動運動學原理，掌握 2K-H機構(gòu)的傳動比計算、受力分析、傳動 件浮動原理。 2、參考有關(guān)書

2、籍、刊物、手冊、圖冊了解2K-H行星傳動裝置（減速器）的基本 結(jié)構(gòu)及技術(shù)組成的關(guān)鍵點。 3、按所給有關(guān)設(shè)計參數(shù)進行該傳動裝置（減速器）的設(shè)計。 1）、齒數(shù)的選擇：傳動比及裝配條件、同心條件、鄰界條件的滿足。 2）、了解各構(gòu)件的作用力及力矩的分析，進行“浮動”機構(gòu)的選擇。 3）、參考設(shè)計手冊根據(jù)齒輪、軸、軸承的設(shè)計要點進行有關(guān)設(shè)計計算。 4）、按有關(guān)制圖標準，繪制完成教師指定的行星傳動裝置（減速器）總圖、 部件圖、零件圖。書寫、整理完成設(shè)計計算說明書。 4、對于所設(shè)計的典型零件結(jié)合所學有關(guān)加工工藝知識編寫該零件加工工藝 5、行星傳動裝置（減速器）總圖選擇合適比例采用 A0號圖面繪制

3、，主要技術(shù)參 數(shù)（特征）、技術(shù)要求應(yīng)表達清楚，在指導教師講授、指導下標注、完成總圖所 需的尺寸、明細及圖紙的編號等各類要求。 按零件圖要求完成零圖紙的繪制， 提 出技術(shù)要求，上述圖紙總量不應(yīng)少于： A0+ A01/2。 2 .設(shè)計條件 1 .機器功用減速裝置用于絞車卷筒傳動 2,使用壽命 預期壽命10年，平均每天工作12?16小時 3 .原始數(shù)據(jù) 1 .電機功率：150kw 2 .輸入轉(zhuǎn)速：n=960r.p.m 輸出轉(zhuǎn)速：43—45r.p.m 3 .前減速器傳動比i=5.62 4 . 2K-H行星傳動輸出轉(zhuǎn)速 43-45r.p.m 2 .電動機的選擇 電機功率150kw,

4、輸入轉(zhuǎn)速為960r.p.m查表選用Y200L—4型。額定功率 為 150kw,滿載轉(zhuǎn)速 1000r.p.m. 3 .傳動比及其分配 (1)計算總傳動比 輸入轉(zhuǎn)速 n=960r.p.m,輸出轉(zhuǎn)速 =43-45r.p.m,前減速器傳動比 =3.8, 行星減速器輸入轉(zhuǎn)速n1 =252.1r.p.m，取n1 =252r.p.m (2)行星齒輪傳動比 252 =5.86 43 252 一 5.67 45 設(shè)計項目及說明 試取傳動比5.8,則輸出轉(zhuǎn)速n，= 44.5r/min (3)選太陽輪作為浮動機構(gòu) 太陽輪位置可沿軸向有一定限度的變動，太陽輪兩端有彈性墊片

5、，輸 入軸和輸出軸的靠近太陽輪一端有凸塊， 凸塊和彈性墊片相對應(yīng)，限制太陽輪的 軸向移動范圍。 齒形為漸開線直齒，外嚙合最終加工為磨齒，6級精度；內(nèi)嚙合最終加工 為插齒，7級精度，采用變位齒輪傳動。 4 .前減速器設(shè)計 前減速器用齒輪傳動，功率 P =150kW ,輸入轉(zhuǎn)速為 比為 b = 72mm i =3.8 ,輸出轉(zhuǎn)速為 n〔 = 252.2r / min . 1 )選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由表6.2選小齒輪40Cr調(diào)質(zhì) 大齒輪45正火 許用接觸應(yīng)力L--h l-；"HHm Zn SH lim 接觸疲勞極限0Hlim 查圖6-4 接觸強度壽命系數(shù)Zn應(yīng)用循環(huán)次

6、數(shù)N由式6- 7 N1 =60nljLh=60 960 1 (10 15 365) 查圖6 —5得 接觸強度最小安全系數(shù)SHlim k-H1 1-700 1/1 L-H2 .1-550 1.05/1 許用彎曲應(yīng)力［外］ 由式6—12, bF】 = —~YnYx SFlim 彎曲疲勞強度極限仃Flim 查圖6 — 7,雙向應(yīng)力乘0.7 彎曲強度壽命系數(shù)Yn查圖6 彎曲強度尺寸系數(shù)Yx查圖6 彎曲強度最小安全系數(shù)SFm. k-F1「378 1 1/1.4 l

7、8選取 z 課程設(shè)計說明書 小輪分度圓直徑di ,由式6 —5得 d J『ZeZhzJ2Kti(uZi) 1 Vl Lh ] J 也 u 齒寬系數(shù)查表6.9,按齒輪相對軸承為對稱布置 小輪齒數(shù)乙在推薦值20?40中選 Z =izi =3.8x22=123.64 圓整取 齒數(shù)比 u1 u1 =Z2/Z1 =124/22 傳動比誤差 ：u/u =(5.64 —5.62)/5.62 =0.0036 :二 0.05 小輪轉(zhuǎn)矩工 T1 =9.55 106P/n1 -9.55 106 30/1470 初定螺旋角一：0 載荷系數(shù)K K =KAKVK.K： Ka—使用系數(shù)查

8、表6.3 Kv —動載系數(shù) 由推薦值1.05?1.4 Ka —齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0?1.2 KP —齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0?1.2 載荷系數(shù) K K =KaKvK：.Kb=1 1.2 1.1 1.1 材料彈性系數(shù)Ze查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 查圖6-3 重合度系數(shù)Z名由推薦值0.85?0.92 螺旋角系數(shù) Z = " cos : = \cos12 故di -  , 1 189.8 2.45 0.99 2 1.45 194898 5.64 1 di - 3.75 22 cos20.35 t =——{22 [tan(arccos ) -

9、 tan 20.35 ] - 2二 3.75 22 3.75 2 1 577 0.8 5.64 齒輪法面模數(shù) mn mn = d1 cos 一： / 4 = 80 cos120/22 = 3.56 按表6.6圓整取標準值 中心距 a a =0(4 z2)/(2cos -：)=3.75 (22 124)/(2 cos12) 分度圓螺旋角 = arccos mn (4 z2)/(2 a) I - arccos3.75(22 124)/(2 280)1 小輪分度圓直徑a d1 =mz =3.75x22 24 圓周速度 v v = ：d1nl/600

10、00= ： 82.5 1470/60000 齒寬 b b= dd1=0.8 82.5= 66mm 行星輪齒寬b2 b2 =b 太陽輪齒寬b| h =d - 5~10 3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 有式6—10 2K「 F : bd1m YFaYsaY ； M f 1 人且止 da1 = 87.5mm 三j里兇奴 zv da2 = 480mm zv1 =4/coS3 ■ =22/cos3 12.13 zv2 =z2/cos3 : =124/cos312.13 齒形系數(shù)YFa 查表6.5 小輪YFa1 大輪YFa2 應(yīng)力修正系數(shù)Ysa查表6

11、.5 小輪Ysa1 大輪Ysa2 1 I ， 重合度二. ；. - Iz1 (tan 二 a1 一 tan =) Z2 (tan 二 a2 - tan 二)1 2 二 124 (tan(arccos 3.75 27cos 20.35 3.75 124 3.75 2 )- tan 20.35)} 重合度系數(shù)Y -0.25 - 0.75/二 & 5 螺旋角系數(shù)Yp由推薦值0.85?0.92 故 c F1 =2 1.45 194898 2.53 1.831/ 66 80 3.75 二F2 =2 1.45 194898 2.185 1.7

12、8/ 72 465 3.75.5 4）齒輪其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑 d2 d2 =mnZ2/cos： =3.75 124/cos12.13o 根圓直徑df 頂圓直徑da df1 =d1 -2hf =82.5-2 1.25 3.75 df2 =d2 -2hf =475-2 1.25 3.75 da1 =d1 2ha =82.5 2 2.5 da2 = d2 2ha = 475 2 25 a2 2 a 5.行星齒輪減速器傳動齒輪設(shè)計 設(shè)計項目及說明 1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由表6.2選 太陽輪20CrMnTi滲碳淬火回火 行星輪20CrMnTi滲碳淬火回

13、火 內(nèi)齒圈45 表面淬火 許用接觸應(yīng)力k--H l-CHlim Zn SH lim 接觸疲勞極限0Hlim 查圖6-4 接觸強度壽命系數(shù)Zn 應(yīng)用循環(huán)次數(shù)N由式6- 7 查圖6 —5得 接觸強度最小安全系數(shù)SHlim 許用彎曲應(yīng)力[”] 由式6—12, Lf】= 二 Flim YnYx Sf lim 彎曲疲勞強度極限仃Flm 查圖6—7, 雙向應(yīng)力乘0.7 彎曲強度壽命系數(shù)Yn 查圖6—8 彎曲強度尺寸系數(shù)Yx 查圖6—9 彎曲強度最小安全系數(shù) SF min l-F1 1-870 1 1/1.4 則 tF2 1-730 1 1/1.4 k

14、F3 1- 740 1 1/1.4 1）太陽輪-行星輪 齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 確定齒輪傳動精度等級，按 v1 =:「：0.013~ 0.022, 參考表6.7、表6.8選取 7 \~ 0.022dU|^圓周速度 vt = 4m/s , 太陽輪分度圓直徑d1，由式6 —5得 eZhZ u-1 u 齒寬系數(shù)甲d查表6.9,按齒輪相對軸承為非對稱布置 太陽輪齒數(shù)Zi在推薦值20?40中選 .H il3 幾=（乙+Z3）/Zi 圓整取

15、 齒數(shù)比 u1 u1 =z2/z) =27/21 太陽輪轉(zhuǎn)矩 T1 T1 =9.55 10「189.8》2.2》0.9 j 父 2 M 2.42 父 1093510 乂 0.17 1358 0.35 1.17 齒輪模數(shù) m m = dI / zi = 55/23 = 2.4mm 按表6.6圓整 太陽輪分度圓直徑d1 d1 =mz =4.5父23 圓周速度 v v = d1n1/60000 = ： 42 1420/60000 標準中心距 a a =m(z1 ? Z2)/2 =4.

16、5 23 27 /2 齒寬 b b= dd1 =0.35 103.5 = 36.225mm 行星輪齒寬b2 d = b 太陽輪齒寬b1 b1 =b2 ? 5~10 P/n1 =9.55 106 30/262 載荷系數(shù)K K -KaKvK. K . KA—使用系數(shù)查表6.3 Kv —動載系數(shù) 由推薦值1.05?1.4 K^ —齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.0?1.2 Kp —齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.0?1.2 載荷系數(shù) K K -KAKVK.K ； -1.35 1.023 1.15 1.3 材料彈性系數(shù)ZE查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 查圖6-3 故d1 - 重

17、合度系數(shù)Z由推薦值0.85?0.92 □ 2)太陽輪一行星輪 齒根彎曲疲勞強度校核計算 ., 2KT , 有式 6-10 % =「一YFaYsaY 4爪] bd1m 齒形系數(shù)YFa 查表6.5 小輪YFai 大輪YFa2 應(yīng)力修正系數(shù)YSa查表6.5小輪YSa1 大輪Ysa2 1 重合度 二 ；-= I.z1 (tan : a1 - tan : ) z2(tan : a2 - tan ： ) I -2 二 1 4.5 23 cos20、 _——{23 [tan(arccos ) - tan 20 ] 二2二 4.5 23 4.5 2 4.5

18、27cos 20、 27 (tan(arccos ) - tan 20)} 4.6 27 4.5 2 重合度系數(shù)丫. = 0.25 0.75/ ；一 故 ；、1 =2 2.42 1093510 2.106 1.831/ 43 103.5 4.5 二f2 =2 2.42 1093510 2.069 1.86/ 40 121.5 4.5 許用彎曲應(yīng)力： 太陽輪：異1 =622N/mm2 行星輪：kF2 1=520N / mm2 3)行星輪-內(nèi)齒輪 接觸疲勞強度校核 同上可得： 實際接觸應(yīng)力 二H =517N/mm2 行星輪許用接觸應(yīng)力 k H1 I -1259N / mm2

19、 內(nèi)齒輪許用接觸應(yīng)力 kH21 - 1004N /mm2 實際接觸應(yīng)力 。1 =517N/mm2 滿足接觸疲勞強度要求 4)齒輪其他主要尺寸計算 太陽輪分度圓直徑d2 d2=mz2=4.5 27 內(nèi)齒輪分度園直徑d3 d3=mz3=4.5 79 根圓直徑 df df1 =d1-2hf =103.5-2 1.25 4.5 df2 =d2 -2hf =121.5-2 1.25 4.5 df3 =d3 -2hf =355.5 2 1.25 4.5 頂圓直徑 da da1 = d1 2ha = 103.5 2 6.37 da2 =d2 2ha =121.5 2 6.53 da3

20、=d3 -2ha =355.5 — 2 1.79 5)齒輪的變位 采用外嚙合角變位，內(nèi)嚙合高變位 (1)未變位時，太陽輪與行星輪中心距 a=(d1+d2)/2 = (103.5+121.5)/2 選取變位系數(shù)： 太陽輪：xa =0.549,內(nèi)齒圈：4 =0.584, 行星輪：xc =0.584 太陽輪與行星輪傳動的變位系數(shù)之和 xac = xa + xc = 0.549+ 0.584 (2)太陽輪與行星輪傳動的端面嚙合角 atac =25.37 變位后太陽輪與行星輪無側(cè)隙嚙合時中心距為 a a = acos-i / cos =二112.5cos 200 /cos25.370

21、 即實際中心距為117mm. (3)分離系數(shù)y 分離量 ym =a -a =117 712.5 分度圓分離系數(shù) y : y = 0.5(乙 +z2)(cosa/cosa-1) (4)齒頂高變動系數(shù)仃 外嚙合齒輪具有標準頂隙時，具中心距 a”為： a = m(z1 z2)/ 2 (xi x2)m 即 a』4.5(23 27)/2 (1.133 4.5) c =(X x2) -y =1.133-1 備注：所有數(shù)據(jù)都在附錄1中有具體的說明！ ！ 6.行星齒輪減速器傳動軸及其鍵的設(shè)計 (1)輸入軸的設(shè)計與校核 輸入功率 P = 30kw 轉(zhuǎn)速 n〔 = 262r / min

22、 輸出功率 P2=29.1kw 輸出轉(zhuǎn)速 n2=58r/min 設(shè)計項目及說明 1)計算作用在軸上的力 T1 =1093510NUmm 軸材料：45號 轉(zhuǎn)矩 T1 =9.55 106P/n1 =9.55 106 30/ 262 2)初步估算軸的直徑 選用45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 由式8—2 d > A3 - 計算軸的最小直徑并加大 3%以考慮鍵 槽的影響 查表8.6取A = 110 dmin = 53.4mm 3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)確定軸的結(jié)構(gòu)方案 軸承靠軸肩定位，左端軸承靠套筒與端蓋定位。 (2)確定軸各段直徑和長

23、度 (1段 根據(jù)dmin圓整，選擇連軸器 HL4型，連軸器轂孔 長84mm,該段應(yīng)比連軸器短1?4mm 2段 為使連軸器定位，軸肩高度h =c+(2~3)mm,孔倒 d1 = 55mm 11 8 82mm 角C取3mm, d2 =d1 +2h且符合標準密封內(nèi)徑，取端蓋寬度 15mm,端蓋外端面與半連軸器相距 20mm.則12=30mm ③段 該段裝軸承，軸承為 32213型圓錐滾子軸承， d =65mm,D =120,T = 32.75mm,da = 74mm ,為了使定位可靠，軸 段長度應(yīng)比T小。13 =30mm。 (4段 該段為兩個軸承之間，應(yīng)比軸承內(nèi)徑略小，裝套筒 以

24、使軸承軸向定位。 ⑤段 該段裝軸承，為32213型圓錐滾子軸承，同第三段， d5 =65mm 15 =30mm ⑥段 該段用于軸承的軸向定位，是一軸肩，取d6 = 70mm d2 = 60mm l2 = 30mm 16 =15mm 7段 該段與連軸器相連接，選用HL5型連軸器，軸孔直 徑 d =75mm,孔長 1 = 107 mm 4)軸的強度校核 齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭 轉(zhuǎn)強度條件計算。 扭轉(zhuǎn)強度條件為： T P T 9.55 10 T 1 N / mm mm d3 = 65mm 3 13 =30mm d4 = 60mm 14

25、 = 35mm d5 = 65mm 15 =30mm d6 = 70mm 16 = 15mm d7 = 75mm 17 = 103mm 45鋼I%]= 30 ?40 WT 0.2d3n 式中， 一軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，N/mm2; T 一軸所受的扭矩，Nblmm； W 一軸的抗扭截面模量，mm3 ; 2 tt = 32.86N / mm T =109770N[mm 軸的強度滿足 要求 n 一軸的轉(zhuǎn)速，r / min ； P —軸所傳遞的功率，Kw； Itt ]—軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，N / mm2 ,見表8.6; A —取決于軸材料的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 [

26、%]的系數(shù)，其值 可查表8.6. T 6 P 6 30 t = =9.55 10 ::——3 =9.55 10 :: 3 Wt 0.2d n 0.2 55 262 T =32.86N/mm2 三 I T I - 40N / mm2 5)精確校核軸的疲勞強度 (1)選擇危險截面 在第一段軸與第二段軸之間有應(yīng)力集中源， 第一段軸上有鍵, 其應(yīng)力較大，應(yīng)力集中嚴重，選其接近第二段軸處截面為危險截面。 (2)計算危險截面上工作應(yīng)力 軸主要承受扭矩，其 扭矩 T =1097700N[mm 軸上有雙鍵，其抗彎截面系數(shù)： 3 2 3 2 W 二d bt(d -t)—二 55 1

27、6 4.3 (55 -4.3) 32 d — 32 55 抗 扭 截 面 系 數(shù)： 3 2 3 2 W = 13118.4mm3 WT = 29452.2mm3 2 3 =37.3N/mm2 % =xm =18.65N /mm W 二d bt(d -t).二 55 16 4.3 (55 -4.3) 16 d 16 55 截面上的扭剪應(yīng)力：? =T/Wt =1097700/29452.2 扭切應(yīng)力：- a = m = /2 (3)確定軸材料機械性能 查表8.2,彎曲疲勞極限 仃_, = 275mm2,剪切疲勞極限 4 =155N / mm2 碳鋼材料特性系數(shù)：

28、，=0.1,昨= 0.5Q (4)確定綜合影響系數(shù)K「K 軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù) Q,根據(jù) KJ V r/d =1.6/55 =0.029 ,由表 8.9插值計算得 1y = 1.86,匕=1.30 配合處綜合影響系數(shù) K「Kt，根據(jù)d,bb，配合H7/r6, 由表8.11插值計算得 K門= 3.4, K工=0.4 + 0.6Kl2.44 lj v u 鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)k仃，k「根據(jù)仃b,由表8.10插值計 算得 k=1.80,匕=1.61 尺寸系數(shù) %, %，根據(jù)d ,由表8-12查得，% = 0.81, % =0.75。 表面狀況系數(shù)根據(jù) ,表面加工方法查圖8-

29、2得 =0.84 軸肩處的綜合影響系數(shù)Kq,0為： k 二 _ 1.80 ；；--0.81 0.84 = 2.73 2.44 k = ；L： 0.75 0.84 -3.87 鍵槽處綜合影響系數(shù)Ka, K三為: 1.80 0.81 0.84 = 2.64 IZ - %— K- 1.61 2.56 0.75 0.84 同一截面上有兩個以上應(yīng)力集中源，取其中較大的綜合影響 系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按配合處系數(shù) K T , KT 0 cr- 2 二」=275mm 2 」=155N / mm ；0.1 q「0.05 V k/1.86 k =1.3

30、0 （軸肩圓角處） Kc =3.4 K =2.44 （配合處） k..-1.80 k =1.61 （鍵槽處） 二一-0.81 ；=0.75 A 0.84 = 2.73 K =3.87 K ..-2.64 K. = 2.56 (5)計算安全系數(shù) 由表8.13取許用安全系數(shù) [S] = 1.6 由式8-6 Sc 275 k；」「a 」m 3.4 1 0.1 0 S.= k. a - ；：,m 155 2.44—16.5-0.05—16.5 S - SS ca - 6)軸的彎矩圖和扭矩圖 (1)求軸承反力 H水平面 RH1 =

31、2360.7N , RH2 =2360.7N V 垂直面 RV1 =1208.4N , RV2 =549.3N (2)求第一個軸承處彎矩 H水平面 MH =224266.5N V垂直面 MV1 -140616N , MV2 -52155N 合成彎矩M M1 =264704NLmm , M2 = 23025(mm 扭矩 T T =1097700 N|_mm 彎扭合成 當量彎矩 Mca1 =709823NLmm Mca2 =697706NLmim ca 7)軸上鍵的設(shè)計及校核 S ： = 1.6 邑=80.1 S ,-3.77 Sca = 5.2 疲勞強度安全

32、 RH1 -2360.7N RH2 =2360.7N Rvi =1208.4N Rv2 =549.3N M H = 224266.5 N MV1 =140616N MV2 -52155N M1 =264704N|_mm M2 = 230251_mm T =1097700 N|_mm 靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為： 4T

33、r i 仃p =——< bp J dhl 式中，T —轉(zhuǎn)矩，N]mm ； d 一軸徑，mm; h 一鍵的高度，mm; l —鍵的工作長度，mm, A型鍵l =L-b； B型鍵l =L； C 型鍵l=L—b/2,其中L為鍵的長度，b為鍵的寬度； 瓦】—許用擠壓應(yīng)力，N/mm2,見表3.2; 根據(jù)軸徑，選用 C 型鍵，b=16mm,h=10mm,L=45?80mm,取 L=60mm l =L -b/2 =60 -16/2 4T 4父109770 p -dhl _55x10x52 按輕微沖擊算 bp 】 = 100?120N/mm2 用雙鍵，180度布置，按1.5個鍵計算

34、 kP 】=1.5 bP 】 l = 52mm b = 16mm h = 10mm , Li . ， 2 仃 p =153N / mm kp] = 150 ?180 用兩個鍵，滿足 強度要求。 N / mm 彎矩圖，扭矩圖如下:  (2)輸出軸的設(shè)計與校核 輸出轉(zhuǎn)速 n2 =58r/min ,轉(zhuǎn)矩 T2 =4791470N|_mm 計算項目及說明 結(jié)果 1)計算作用在軸上的力 轉(zhuǎn)矩T2 =4791470N|_mm，總傳動效率取 ”=0.97 ,則輸出功率 P2 =30x0.97 P2 =29.1kw 2)初步估算軸的直徑 選用4

35、0Cr作為軸的材料， 由式8—2 d2AC 計算軸的最小直徑并加大 3%以考慮鍵槽的影 響 查表8.6取A=100 叱年=100償 dmin = 75mm 3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)確定軸的結(jié)構(gòu)力條 行星輪上有一與行星輪固聯(lián)的圓盤，該圓盤與輸出軸相連，從而 將轉(zhuǎn)矩傳遞到輸出端。輸出軸一端與圓盤相連，另一端通過連軸器輸出， 軸共分為八段。 (2)確定各軸段的直徑和長度 ①段 根據(jù)dmin ,并由丁2和7選擇連軸器，選用型號為HLf ,孔 d1 = 75mm 徑d =75mm,軸孔長l = 107mm 0軸的長度應(yīng)比轂孔長度短 1?

36、4mm。 l1 = 103mm ②段 第二段軸裝軸承端蓋，用以使軸承軸向定位以及密封， d2 = 78mm 取其長度為20mm。 l2 = 20mm ③段 該段軸上裝軸承，軸承選用 7216C型角接觸球軸承， d =80mm, B=26mm d3 = 80mm 3 l3 = 25mm ④段 第四段軸在一對軸承之間，上面用套筒保證兩個軸承之 課程設(shè)計說明書 35 間的軸向距離，長度取40mm。 該段軸裝另一軸承，其要求與第三段相同，所以 d =80mm, l =25mm ①段 軸肩，使軸承軸向定位，d =88mm, l =10mm

37、 7）段 該段軸較大，與行星輪上的圓盤相聯(lián)，是傳遞運動和動 力的主要部分。d = 234mm, l =15mm d4 = 77mm 14 = 40mm d5 = 80mm 15 = 25mm d6 = 88mm 16 = 10mm d7 = 234mm 17 = 15mm 8）段 該段軸與行星輪上圓盤相連的同時，其端面有一凸起, 和彈性墊片一起，限制太陽輪的軸向移動。軸起到定位和傳遞運動和力的 d8 = 80mm l8 = 10mm 輔助作用，具大小應(yīng)大于軸的最小直徑，長度小于行星輪上圓盤厚度。 d =

38、80mm, l =10mm。 4）軸的強度校核 齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉(zhuǎn)強度條 件計算。軸的材料為40Cr. 扭轉(zhuǎn)強度條件為: T=T =9.55 1 06：——P3 < l.T 1 N / mm2 WT 0.2d3n 式中，即一軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，N/mm2; A =100 T 一軸所受的扭矩，NJmm； W 一軸的抗扭截面模量，mm3 ; n 一軸的轉(zhuǎn)速，r / min ； P —軸所傳遞的功率，Kw； kT 】=40~ 52N / mm2 kT ]—軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，N / mm2 ,見表8.6; A -取決于軸材料的許

39、用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 1】的系數(shù)，其值可查表 T _ _ 6 P 一 一6 T = =9.55 10 3 = 9.55 10 WT 0.2d n 30 0.2 75 262 7T = 43.5N / mm 滿足強度要 tt = 43.5N / mm2 < kT ] = 50 N / mm2 5）軸上鍵的設(shè)計及校核 轉(zhuǎn)矩T =47491470N/mm2 dmin =75mm 靜聯(lián)接，按擠壓強度條件計算，其計算式為: 4T . . 1 --P = - p ? dhl 式中，T —轉(zhuǎn)矩，N]mm ； 鍵的參數(shù): l = 108mm b = 22mm d

40、一軸徑，mm; h 一鍵的高度，mm; l —鍵的工作長度，mm, A型鍵l = L -b ； B型鍵l = L ； C型鍵 l =L-b/2,其中L為鍵的長度，b為鍵的寬度; kP】一許用擠壓應(yīng)力，N /mm2 ,見表3.2; 選用 A 型鍵，b =22mm , h =14mm , L = 63 ?250mm，取 L = 130mm l =L -b =130 -22 4T 4 4791047 ◎ = = P dhl 75 14 108 采用雙鍵對稱布置 k-p I -1.5 k2 1 h = 14mm 0 P =169N / mm 雙鍵，滿足 強度要求。 計

41、算項目及說明 結(jié)果 軸承壽命Lh Lh= —(ftC)^ 60n P 式中，P —當量動載荷，N; 名一壽命指數(shù)，球軸承名=3,滾子軸承 昌=10/3; ft —溫度系數(shù)； P =11403N 7.減速器軸承的壽命計算 ft = 0.9 Cr =160kN Lh = 35724h 壽命滿足要 求 Cr =89.5kN P =11403N ft = 0

42、.9 Lh =31847h 壽命滿足要 求 Cr =10kN 1)輸入軸上軸承的壽命計算 滾 動 軸 承 當 量 動 載 荷 P P = fp(xR yA)=1.4 (1 8144.94 0.92 0) 式中，x,y —徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)； fp —載荷系數(shù)； p R —實際徑向載荷； A —實際軸向載荷。 所用軸承為圓錐滾子軸承，32213型Cr =160kN COC=222kN 軸承工作溫度 低于150度，則溫度系數(shù) ft =0.9 , 106/ftC- 106 0.9 160 103 .0/3 Lh = ( ) = ( ) 60n P 60 26

43、2 11403 每天工作12?16小時，按15小時算 Lh/15/365=6.5 即軸承壽命為6.5年，按5年一大修可滿足要求 2)輸出軸上軸承的壽命計算 采用角接觸球軸承，7316c型Cr=89.5kN 滾動軸承當量動載荷P P - fp(xR yA) -1.4 (1 8144.94 0.92 0) 軸承工作溫度 低于150度，則溫度系數(shù) ft =0.9 , 106 , ftC、； 106 0.9 89.5 1 03、3 Lh = ()= ( ) 60n P 60 58 11403 Lh/15/365 =5.8軸承壽命為5.8年，5年一大修更換 3)行星輪上軸承壽命計

44、算 行星輪上用均勻分布的三對深溝球軸承，選用 16005型軸承, d =25mm Cr =10kN 載荷均勻分配，每對軸承上的載荷 P=P/3=11403/3 106 ftC 學 106 0.9 x 89.5x103 3 Lh =丫（士）=^T^（ ） 60n P 60 M 58 3801 Lh/15/365=6.9 軸承壽命為6.9年，5年一大修，大修時更換 P = 3801N Lh =38146h 壽命滿足要 求 8 .齒輪加工工藝 具體事項見附錄1明細表。 9 .箱體結(jié)構(gòu)尺寸 1 .箱體壁厚10mm箱蓋壁厚10mm 2 .箱座上部凸緣高度12mm箱蓋凸

45、緣厚度12mm箱座底凸緣厚12mm 3 .地腳螺釘直徑M20 4 .箱蓋與箱座螺栓連接M8 5 .軸承端蓋螺釘直徑M6 6 .外箱壁至軸承內(nèi)壁距離12mm 7 .內(nèi)齒圈齒根與箱壁距離 20mm 8 .箱座肋板厚10mm 9 .通氣孔選擇 M12X1.25 10 .油標選擇桿式油標 M12 11 .密封件選用毛氈密封 附錄1 1.基本參數(shù) 項目 值 項目 值 1基本參數(shù) 型號 輸入功率 150kw 名義速比 5.8 輸入轉(zhuǎn)速 252rpm 名義輸出轉(zhuǎn)速 43.45rpm 輸入扭矩 5684.52n.m 名義輸出扭矩

46、 31981.13n.m 重要程度 原動機載荷 輕微沖擊 工作機載荷 均勻平穩(wěn) 減速器傳動效率 0.970 精度等級 7-7-7 滿負荷設(shè)計壽命 54000小時 2齒數(shù)配比 變位類型 外嚙合交父位， 內(nèi)嚙合圖交包 初定ac端面嚙合角 25.3712 0 太陽齒輪數(shù) 18 行星輪齒數(shù) 32 內(nèi)內(nèi)圖內(nèi)數(shù) 84 行星輪數(shù)目 3 實際速比 5.667 速比偏差 -0.023 j=(Zb-Zc)/(Za+Zc) 1.040 裝配條件 滿足 初定cb端面嚙合角 20.0000 齒輪類型 直齒 實際輸出扭矩 31

47、245.93n.m 同心條件 角變位后滿足 實際輸出轉(zhuǎn)速 44.47rpm 3.材料和熱處理選擇 太陽輪材料 20CrMnTi 太陽輪熱處理 滲碳淬火回火 太陽輪熱處理硬度 61 HRC 太陽輪熱處理硬度 1591 MPa 太陽輪接觸疲勞極限 1591 MPa 太陽輪彎曲疲勞極限 485 MPa 行星輪材料 20CrMnTi 行星輪熱處理 滲碳淬火回火 行星輪熱處理硬度 57 HRC 行星輪接觸疲勞極限 1358 MPa  行星輪彎曲疲勞極限 349 MPa 內(nèi)內(nèi)圖材料 45 內(nèi)齒圈熱處理 表面淬火 內(nèi)齒圈

48、熱處理硬度 43 HRC 內(nèi)齒圈接觸疲勞極限 971 MPa 內(nèi)齒圈與曲疲勞極限 225 MPa 4.初算中心距 載荷不均勻系數(shù) 1.150 ac單對傳遞扭矩 2179.07 N.m ac齒數(shù)比 1.78 齒寬系數(shù) 0.80 綜合系數(shù) 1.96 接觸疲勞極限 1358 MPa 初定許用接觸應(yīng)力 1222 MPa 系數(shù) 483.00 初算中心距 169.33 初算模數(shù) 6.77 實際模數(shù) 7 實際螺旋角 0 實際中心距 182 未變位中心距 175 實際ac端面嚙合角 25.3712 0 實際cb端面嚙合角

49、20.0000 齒輪寬度 147 5.幾何參數(shù)和精度 ac傳動變位系數(shù)之和 1.134 cb傳動變位系數(shù)之和 0 太陽輪變位系數(shù) 0.547 行星輪變位系數(shù) 0.587 內(nèi)齒圈變位系數(shù) 0.587 變位系數(shù)優(yōu)化方■式 自動優(yōu)化 幾何參數(shù)計算按何種 滾齒 太陽輪分度圓直徑 126 行星輪分度圓直徑 224 內(nèi)內(nèi)圖分度圓直徑 588 端面壓力角 20.0000 太陽輪齒頂高 9.891 內(nèi)齒輪齒頂局 2.775 行星輪齒頂高 10.174 太陽輪齒高 14.815 行星輪齒高 14.815 內(nèi)齒輪齒高

50、 15.643 太陽輪齒頂圓直徑 145.781 行星輪齒頂圓直徑 244.348 內(nèi)齒輪齒頂圓直徑 582.450 ac傳動端圜重合度 1.287 cb傳動端圜重合度 1.645  ac傳動縱1可重/度 0 cb傳動縱1可重/度 0 ac傳動總重合度 1.287 cb傳動總重合度 1.645 -U 17口 業(yè) 目，舊來斤 18 日 ,業(yè) 曰、舊米Zr 32 太陽手匕白里內(nèi)效 彳J生手匕白里內(nèi)效 內(nèi)內(nèi)圖當里內(nèi)數(shù) 84 太陽輪跨測齒數(shù) 3 太陽輪公法線長度 56.044 行星輪跨測齒數(shù) 5 行星輪公法線長度 98.940

51、內(nèi)齒圈跨測齒數(shù) 11 內(nèi)齒圈公法線長度 228.028 太陽輪弦齒高 10.267 太陽輪弦齒厚 13.753 行星輪弦齒高 10.392 行星輪弦齒厚 13.978 內(nèi)內(nèi)圖弦內(nèi)厚 2.763 內(nèi)內(nèi)圈里柱直徑 0 內(nèi)齒圈量柱測量距 0 插齒刀齒數(shù) 0 插齒力及他系數(shù) 0 插齒刀齒頂高系數(shù) 0 5.2齒輪精度 精度等級 7-7-7 太陽輪公法線長度上 偏差 -0.088 太陽輪公法線長度卜. 偏差 -0.176 行星輪公法線長度上 偏差 -0.132 行星輪公法線長JTT 偏差 -0.220 內(nèi)齒圈

52、公法線長度上 偏差 0.200 內(nèi)內(nèi)圖公法線長度卜 偏差 0.300 太陽輪齒厚上偏差 -0.132 太陽輪齒厚上偏差 -0.220 行星輪齒厚上偏差 -0.132 行星輪齒諄卜偏差 -0.220 內(nèi)內(nèi)圖兇厚」？偏差 -0.200 內(nèi)齒圈起T諄卜偏差 -0.300 太陽輪齒距累積公差 0.063 行星輪齒距累積公差 0.090 內(nèi)齒圈齒距累積公差 0.112 太陽輪齒圈徑向跳動 公差 0.063 行星輪齒圈徑向跳動 公差 0.063 內(nèi)齒圈齒距累積公差 0.063 太陽輪徑向綜合公差 0.090 行星輪徑向綜合公差 0.

53、090 內(nèi)齒圈徑向綜合公差 0.112 太陽輪齒形公差 0.019 行星輪齒形公差 0.019 內(nèi)內(nèi)國內(nèi)形公差 0.024 太陽輪齒距極限偏差 0.022 行星輪齒距極限偏差 0.022 內(nèi)齒圈齒距極限偏差 0.025 參考文獻： 1 .程志紅 主編.機械設(shè)計.南京：東南大學出版社，2006 2 .程志紅 唐大放 編著.機械設(shè)計課程上機與設(shè)計.南京：東南大學出版社，2006 3王洪欣 編著.機械原理.南京：東南大學出版社，2005 4 .中國礦業(yè)大學機械制圖教材編寫組編.畫法幾何及機械制圖.徐州：中國礦業(yè) 大學出版社 13.感想 在老師把課程設(shè)計題

54、目布置下來之初，大家都是一頭霧水，不知從何下手。 只能反復的觀察行星輪變速器的結(jié)構(gòu)， 在了解了行星輪變速器的運動過程后， 我 們又經(jīng)過了一個星期的反復推敲并設(shè)計出了設(shè)計方案。在這當中我們確實遇到了 很多專業(yè)性的問題，為解決問題，我們查了不少資料，擴展了不少思路。課程設(shè) 計引導我們盡可能多地運用所學知識點，通過問題分析和任務(wù)定義體現(xiàn)我們的分 析問題的能力；通過邏輯設(shè)計體現(xiàn)我們的抽象能力； 通過詳細設(shè)計體現(xiàn)我們解決 問題的能力；通過結(jié)果分析體現(xiàn)我們認識問題的能力； 通過編寫課程設(shè)計報告體 現(xiàn)我們書寫程序文檔的能力。很慶幸，它終于在我們的“痛苦”之后基本完成了 ， 雖然還有著一些不足的地方，和存在著

55、設(shè)計方面的錯誤，但是我們能很自信也很自 豪的說，我們寶貴的處女作誕生啦！因為它的緣故，我們對行星輪減速器有了進一 步的把握，有了更進一步的了解，我們學會了很多東西.對于這次的課程設(shè)計我們 也有很多的收獲：首先，它提高了我們的自學能力，讓我們通過查閱資料，參考別 人的優(yōu)秀作品，學到了許多書本上根本就沒有的知識；然后，進一步提高了我們對 行星輪結(jié)構(gòu)的理解，以及對AutoCAD的熟練度，為以后的學習打下堅實的基礎(chǔ)；最 后，也讓我們嘗試了團隊的力量有多么大。通過課程設(shè)計這樣一個鞏固和學習的 過程，我們團隊的每個人都有很大的進步。不管是學習方面，還是在團隊協(xié)作的 方面。雖然這個過程可能會有點辛苦，但是辛苦之后的成就感是難以言喻的。 最后謝謝所有在該課程設(shè)計階段給予我們支持幫助的人 ！正是因為他們的 幫助和關(guān)心才會有這個作品的誕生，才會讓我們組感受到成功的自信和驕傲！ 、