行星齒輪減速器-課程設(shè)計計算說明書.doc

目錄設(shè)計任務(wù)書：2設(shè)計內(nèi)容：3一、評述傳動方案3二、電動機的選擇及動力參數(shù)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(nèi)嚙合齒輪傳動9四、軸的設(shè)計11一）減速器輸入軸11二）行星輪軸17三）內(nèi)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(lián)軸器的選擇28八、齒側(cè)間隙28九、軸加工工藝圖29十、參考資料30設(shè)計任務(wù)書：設(shè)計內(nèi)容：一、 評述傳動方案牽引速度為，滾筒直徑，可求出滾筒轉(zhuǎn)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(zhuǎn)，反向空轉(zhuǎn)，斷續(xù)周期工作制（S3），負荷持續(xù)率FC=56%，載荷有沖擊，故應(yīng)選YZR系列電動機為原動機，它的轉(zhuǎn)速約為7501000r/min，傳動裝置速比應(yīng)為可選如下圖1-1、1-2兩種方案：1、電動機;2、聯(lián)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(nèi)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(lián)軸器2驅(qū)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(zhuǎn)，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?。p速器內(nèi)置），電動機不用頻繁啟動適合狹窄工況下工作。缺點：結(jié)構(gòu)復(fù)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(lián)軸器;8、滾筒;9、鋼絲繩卷揚機傳動簡圖圖1-2優(yōu)點：結(jié)構(gòu)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(yīng)繁重勞動，帶傳動安全性不好。二、 電動機的選擇及動力參數(shù)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(zhuǎn)，反向空轉(zhuǎn)，斷續(xù)周期工作制（S3），負荷持續(xù)率FC=56%，載荷有沖擊，故應(yīng)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(lián)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(nèi)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(lián)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(lián)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(shù) ； 負荷持續(xù)率 ；把等效功率轉(zhuǎn)化為的功率3、 確定電動機轉(zhuǎn)速滾筒工作轉(zhuǎn)速為按方案a推薦傳動比 算，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的YZR電動機同步轉(zhuǎn)速有600、750和1000r/min。據(jù)容量和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速r/minD電動機質(zhì)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(zhì)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-6254254108481101442.5160CAKABACHAHDBBLLC3301532032525425335650254、 選擇行星輪系各齒輪齒數(shù)選行星輪數(shù)目K=3，據(jù)，查【7】P206頁表10-5，的NW型行星傳動的齒數(shù)組合為：、，滿足齒數(shù)條件要求。5、 各軸轉(zhuǎn)速（為電動機轉(zhuǎn)速）（以I軸轉(zhuǎn)速為正向）則。6、 行星齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)中心輪a：內(nèi)齒輪b：行星輪c：行星輪d：7、 小齒輪轉(zhuǎn)矩及圓周力軸I的輸入功率 轉(zhuǎn)矩 軸I的輸出功率 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 （Kc為載荷不均勻系數(shù)，取Kc=1.5）行星輪d與內(nèi)齒輪b嚙合中齒輪d轉(zhuǎn)矩 內(nèi)齒輪b的轉(zhuǎn)矩 8、 動力參數(shù)表如下表2-3表 2-3名稱轉(zhuǎn)矩（）轉(zhuǎn)速nR/min應(yīng)力循環(huán)次數(shù)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(shè)計的已知條件和主要參數(shù)項目條件和參數(shù)小齒輪a嚙合轉(zhuǎn)矩齒輪轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)+表面淬火HRC4855齒輪傳動的精度6級模數(shù)m=2.5mm齒數(shù)小齒輪大齒輪齒寬小齒輪大齒輪計算及說明結(jié)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(shù) 由【3】P215 表12.9動載荷系數(shù) 由【3】P216圖12.9齒間載荷分配系數(shù) 由【3】P217表12.10，先求 齒向載荷分布系數(shù) 由表12.11 載荷系數(shù)K 彈性系數(shù) 由【3】P221 表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由【3】P222圖12.16接觸最小安全系數(shù) 由【3】P225表12.14應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由表2-3得接觸壽命系數(shù) 有【3】P224圖12.18許用接觸應(yīng)力 驗算 3、 校核彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 由【3】P217表12.10齒向載荷分布系數(shù) 由表【3】P219圖12.14載荷系數(shù) 齒形系數(shù) 由【3】P229圖12.21應(yīng)力修正系數(shù) 由【3】P230圖12.22彎曲疲勞極限 由【5】P404得彎曲最小安全系數(shù) 由【3】P225 表12.14應(yīng)力循環(huán)次數(shù)彎曲壽命系數(shù) 由【3】P232圖12.24尺寸系數(shù)許用彎曲應(yīng)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(nèi)嚙合齒輪傳動1、 設(shè)計的已知條件和主要參數(shù)項目條件和參數(shù)小齒輪a嚙合轉(zhuǎn)矩齒輪轉(zhuǎn)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HRC5662大齒輪45鋼調(diào)質(zhì)+表面淬火HRC4050齒輪傳動的精度6級模數(shù)m=2.5mm齒數(shù)小齒輪大齒輪齒寬小齒輪大齒輪1計算及說明結(jié)果2、 校核齒面疲勞強度精度等級 由已知條件知使用系數(shù) 由【3】P215 表12.9動載荷系數(shù) 由【3】P216圖12.9齒間載荷分配系數(shù) 由【3】P217表12.10，先求 齒向載荷分布系數(shù) 由表12.11 載荷系數(shù)K 彈性系數(shù) 由【3】P221 表12.12節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由【3】P222圖12.16接觸最小安全系數(shù) 由【3】P225表12.14應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由表2-3得接觸壽命系數(shù) 有【3】P224圖12.18許用接觸應(yīng)力 驗算 3、 校核彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 由【3】P217表12.10齒向載荷分布系數(shù) 由表【3】P219圖12.14載荷系數(shù) 齒形系數(shù) 由【3】P229圖12.21應(yīng)力修正系數(shù) 由【3】P230圖12.22彎曲疲勞極限 由【5】P404得彎曲最小安全系數(shù) 由【3】P225 表12.14應(yīng)力循環(huán)次數(shù)彎曲壽命系數(shù) 由【3】P232圖12.24尺寸系數(shù)許用彎曲應(yīng)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(shè)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(jié)果1、 受力分析聯(lián)軸器：（有彈性元件的聯(lián)軸器）如圖4-1-2方向不定徑向力，?。粓D4-1-2（聯(lián)軸器）齒輪a端：軸端傳遞轉(zhuǎn)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(shè)齒輪c1與齒輪a嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩（不均勻條件下最大轉(zhuǎn)矩）齒輪c2、c3與齒輪a嚙合傳遞轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(lián)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(lián)軸器屬有彈性元件的撓性聯(lián)軸器，有不定徑向力。2）軸垂直面的受力分布圖及彎矩圖（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(lián)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(yīng)力按脈動循環(huán)變化，應(yīng)力校正系數(shù)8）計算彎矩圖（如圖4-1-5-K）4、 按彎矩校核軸的強度根據(jù)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(shù) 查【3】P315表16.3（20Cr鋼，）5、 疲勞強度安全系數(shù)選軸承C左側(cè)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(chǎn)生的應(yīng)力集中，從左看有階梯型形成的應(yīng)力集中。1、 從截面右側(cè)校核抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩 扭矩彎曲應(yīng)力 ，（按對稱循環(huán)變化）扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(yīng)力集中系數(shù)查【3】P331附表5 表面狀態(tài)系數(shù)查【3】P331附表6 尺寸系數(shù)取壽命系數(shù) 查【3】P41表3.2 等效系數(shù) 安全系數(shù)2、 從截面左側(cè)校核抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎曲應(yīng)力 ，（按對稱循環(huán)變化）扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(shù)安全系數(shù)6、 靜強度校核選C截面為危險截面，彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 查【3】P41 ，安全=0.92安全。安全。安全。二） 行星輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)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(jié)果圖4-2-21、 受力分析（如圖）齒輪c端： 齒輪d端： 2、 軸的結(jié)構(gòu)如圖4-2-3-a軸采用40Cr鋼調(diào)質(zhì)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）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(yīng)力按脈動循環(huán)變化，應(yīng)力校正系數(shù)5）計算彎矩圖（如圖4-1-5-i）4、 按彎矩校核軸的強度根據(jù)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(shù) 查【3】P315表16.3（40Cr鋼，），安全三） 內(nèi)齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速 ，軸向尺寸如圖4-2-1圖4-3-1計算及說明結(jié)果1、 受力分析1） 內(nèi)齒輪b受力（受力不均勻）：假設(shè)與內(nèi)齒輪b嚙合的齒輪1的轉(zhuǎn)矩則與內(nèi)齒輪b嚙合的另外兩齒輪轉(zhuǎn)矩各嚙合處受力如圖4-3-2（左視）內(nèi)齒輪周向力：各徑向力：圖4-3-2內(nèi)齒輪b受徑向力合力、周向合力（如圖4-3-3）則軸受到內(nèi)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(lián)軸器徑向力計算）取取制動器外徑D=470mm,（聯(lián)軸器）2、 軸的結(jié)構(gòu)如圖4-3-5-a軸采用60鋼調(diào)質(zhì)處理，3、 軸的受力簡圖將內(nèi)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(yīng)力按脈動循環(huán)變化，應(yīng)力校正系數(shù)5）計算彎矩圖（如圖4-1-5-e）4、 按彎矩校核軸的強度根據(jù)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(shù) 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(jié)果1、 聯(lián)軸器鍵d=300mm則鍵長 （鍵8x7，靜聯(lián)接，沖擊載荷，鑄鐵，?。┤℃I長 L=50mm，即：鍵8x7x50，普通平鍵。2、 與齒輪c配合的鍵d=32mm則鍵長 （鍵10 x8，靜聯(lián)接，沖擊載荷，鑄鋼，取）改用雙鍵取鍵長 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(lián)接，沖擊載荷，鑄鋼，取）改用雙鍵取鍵長 L=28mm，即：鍵8x7x28，普通平鍵，雙鍵。4、 與內(nèi)齒輪b配合的鍵d=53mm則鍵長 （鍵10 x8，靜聯(lián)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 x45。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(shù)項目條件和參數(shù)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(zhì)載荷有沖擊轉(zhuǎn)速(952-71.6)r/min壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結(jié)果D軸承受力較大，按D軸承校核沖擊載荷系數(shù) （【3】表18.8）當(dāng)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主要參數(shù)項目條件和參數(shù)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(zhì)載荷有沖擊轉(zhuǎn)速(-197-71.6)r/min壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結(jié)果沖擊載荷系數(shù) （【3】表18.8）當(dāng)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(shù)項目條件和參數(shù)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(zhì)載荷有沖擊轉(zhuǎn)速(0-71.6)r/min壽命2） 計算簡圖3）校核計算計算及說明結(jié)果沖擊載荷系數(shù) （【3】表18.8）當(dāng)量載荷 A軸承 B軸承 所需動載荷 安全，安全七、 聯(lián)軸器的選擇據(jù)電動機軸頸選擇聯(lián)軸器：LX3聯(lián)軸器 GB/T 5014-2003該聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩為輸入軸轉(zhuǎn)矩，強度滿足要求。八、 齒側(cè)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(zhǔn)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(zhǔn)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(zhǔn)確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性精度等級均為6級。2、 確定齒輪必檢偏差項目及其允許值對傳遞運動準(zhǔn)確性、傳動平穩(wěn)性和載荷分布均勻性精度的必檢參數(shù)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(cè)隙和齒厚上、下偏差（1）最下法向側(cè)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）公法線長度及其上、下偏差卡量齒數(shù) 則 公法線長度上、下偏差為按計算結(jié)果，圖樣標(biāo)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(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，高等教育出版社，1990年【2】 龔桂義等編 機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊，高等教育出版社。1989年【3】 邱宣懷編 機械設(shè)計，高等教育出版社，1997年【4】 吳宗澤等編 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊，高等教育出版社，1999年【5】 杜白石、楊福增編 機械設(shè)計習(xí)題集，2005年【6】 劉品、李哲主編 機械精度設(shè)計與檢測基礎(chǔ)，哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2009年【7】 楊福增、杜白石等編 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書，2006年32