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1216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 ，总二 “E可得：第一级直齿传动比订=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/mln3960n2 = = 240r/minnz 240= - = 3 r/min 80r/minn3 80 _ _n4 = j = 4 r/min = 17J8r/min各轴功率P丄=pny. = 315 x 0.99 = 311.851<wPg = 岫= 311.85 x 0.99 二 308.73/cwP3 = P尹轴承兀齿=308.73 x 0.99305.64kw各轴转矩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5862HRC取硬度值60HRC大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241286HBW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T =3102260Nmm1(2) 试选载荷系数K=1.4t(3) 由表8-18，取齿宽系数=0.6d(4) 由表8-19，查得弹性系数Z =189.8E(5) 对于标准直齿轮，由图9-2查得节点区域系数Z =2.49H齿数比u=i =41(7) 确定齿轮齿数。初选Z=20，取7-=77(8) 重合度 端面重合度为e = 1.88 -3.2(丄 + 丄)=1.88 -3.21 一 + 丄 | = 1.7 aZ Z12384 丿12轴向重合度为e =0.318 © Z tan B =0Bd 1由图8-3查得重合度系数Z =0.87e(9) 许用接触应力Z aO二一N_HimH S由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为。=715MPa, 。=567MPaHlim1Hlim2小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60X960X1.0X(10X300X14) =2.42X1091 1 hN= N/i=2.42X108/3.64=6.6X1082 1 1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 = Z /S =746MPaH1 N1 Hlim1 H大齿轮的许用接触应力o = Z o /S=609MPaH2 N2 Hlim2 H取o =746MPaH初算小齿轮的分度圆直径d，得1t3. 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数K =1.25A兀 d n 兀 x 69.55 x 960 因 v =-m / s = 3.5m / s60 x 100060 x 1000由图8-6查得动载荷系数=1.27,由图8-7查得齿向载荷分配系数=1.64，由表8-22查得齿间载荷分配系数匚=1.02,则载荷系数为X =1.27X1.64X1.09X1.02=2.32(2) 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(3) 确定模数mndi 165m = = mm = 8r25mni按表 8-23，取 m=8mm(4) 计算传动尺寸 中心距为 d 1=392.4mm分度圆直径为叭= 165 771771= m2 = 619771771b 二二 1067H7H取：in')?.1：；.1：b = b2 + (510)Tnm取宀4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KTS =硕 < 园(1) K、T m和d同前1、 n 1(2) 齿宽 b= -=110mm(3)齿形系数Y和应力修正系数Y。FS由图 8-8 查得 Y =2.66, Y =2.18，由图 8-9 查得 Y =1.59,F1F2(4)由图8-10查得重合度系数Y =0.68£S1Y =1.81S25)许用弯曲应力=296MPa,=211MPaFLim1FLim2由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为。o由图8-11查得寿命系数Y = Y =1,N1 N2由表8-20查得安全系数S=1.40,故F丫川升伽11 X 296Y-MPa=211MPa丫 n" F Mm2 1 x 211Y4QMPa= lslMPa2K7YF2Y52。私=疔刊厂厂=71 MPa < |引陀 Fl S15计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高h.i; = % m = 1 x 8mm = Brnm齿根高hf =hj +/m = (1 + 0.25) x 8mm = 10m?i全齿高心=吕 + 10mm = 18mm顶隙c = c * m = 0.25 X 8mm = 2mm齿顶圆直径为= d1 + 2冷=165 + 2 x = 181r?i?7i二叭 + 2h = 619 + 2 x 8n?m = 635mm齿根圆直径为(If、= ci、_ 2hf = 165 - 2 x lOnim 二 145mm二出g - 2hf = 619 - 2 x 10mm 二 6O9mzn(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5862HRC取硬度值60HRC大齿轮选用40Cr调质，齿面硬度241286HBW取硬度值260HBW2. 初步计算传动的主要尺寸小齿轮传递转矩为T =122848800Nmm2(2) 试选载荷系数K=1.4t(3) 由表8-18，取齿宽系数©=0.6d(4) 由表819，查得弹性系数Z =189.8厂厂E(5) 对于标准直齿轮，由图9-2查得节点区域系数Z=2.5H齿数比u=i =32确定齿轮齿数。初选1=24，取八：=72(8) 重合度端面重合度为* = 1.88 - 3.2(丄 + 丄)=1.88 - 3.2(丄 + 丄=1.71。Z Z(2570 丿12轴向重合度为e =0.318 © Z tan B =0Bd 1由图8-3查得重合度系数Z =0.86e(9) 许用接触应力fxl Z C0 二 N H lim H SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为。=715MPa, 。=567MPaHlim3Hlim4小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60naL=60X263.7X1.0X(10X300X14) =6.65X1093 2 hN= N/i=2.375X1084 32由图8-5查得寿命系数Z =1.03, Z =1.09,由表8-20取安全系数S =1.40,则N3N4H小齿轮的许用接触应力 = Z o /S=1.03X715MPa/1=736.45MPaH3 N3 Hlim3 H大齿轮的许用接触应力o = Z o /S=1.09X567MPa/1=618.03MPaH4 N4 Hlim4 H取o =736MPaH初算小齿轮的分度圆直径d，得3td3t2 KT u +12 XX申 ud>2x 1.4x 10845420 x01X2.8 +12.8(189.8 x 2.5 x 0.88,923¥mm = 241.34mm 丿3. 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数K =1.35A兀d n2兀 x 241.34x 263.7因 v =3=m/ s = 3.33m/ s60X100060X1000由图8-6查得动载荷系数=1.19,由图8-7查得齿向载荷分配系数=1.39，由表8-22查得齿间载荷分配系数匚=1.05,则载荷系数为=1.35X 1.19X 1.39X 1.05=2.35(2) 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4 = 480(3) 确定模数mnd3 243m = = mm = 8.57mni按表 8-23，取 m=10mm(4) 计算传动尺寸 中心距为分度圆直径为d. = 10 x 24mm = 243mm= ttiz4 = 10 x 72rnm = 720mmb = 0皿弓=0.6049 x 243mm = 147mm取'，L"：坷二打 + (510)nt7H153mm4. 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为(4) K、T m和d同前2、 n 3(5) 齿宽 b二'=147mm(6) 齿形系数Y和应力修正系数Y。FS由图 8-8 查得 Y =2.4，Y =2.19，由图 8-9 查得 Y =1.67，Y =1.80F3F4S3S4(4) 由图8-10查得重合度系数Y =0.67£(5) 许用弯曲应力丨叫二务由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为。=296MPa, 。=211MPaFLim3FLim4由图8-11查得寿命系数Y = 1.03Y =1.09,N3N4由表8-20查得安全系数SF=1.00，故 FNaFlim3 1 X 296MPa = 296MPabl1 X 211Y-MPa=211MPa2KT2% =v = B5MM < |ff|1 Fr S35. 计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高ha = ha nt = 1 x 10mm = 10mm齿根高h収 +）m 二（1 + 0.25） x 10mm = 12.5mm全齿高町=h# + =10 + 23mm = 22.Seth顶隙c = c m = 0.25 x 10mm = 2.5mm齿顶圆直径为（1 = d3 + 2% = 243 + 2 x 10mm = 26mm£4 二 H斗 + 2h叮=702 + 2 x lOmrrt = 722mm齿根圆直径为勺3 =碣-2hf = 243 - 2 x 12.Smm = 218mm dy斗=f/4 - 2hf = 702 - 2 x 12,5mm = 677mm（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：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Z 23,和行星齿轮数为J， 。齿数选择满足以下条件：传动比条件*"，取人4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 + =4.434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N 一扣打-叮-28所求得的Zc适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动2. 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5862HRC取值60HRC由图8-4得 接触疲劳极限应力弯曲疲劳极限应力3. a-c 齿轮按接触强度初算输入转矩T3=364965200Nmm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 ,使用系数肿，综合系数：J；, 载荷分布不均匀系数., 则匸；J 1J,齿形系数厂："则模数啮合齿轮中心副中a-c 标 准 中 心 距 a 为% = I771 （乙十 £）= 0.5 X 14 X （23 十 28）mm = 357mm4.行星轮的几何尺寸度分直圆径齿顶高高高啮顶合圆径啮合啮根合圆5. 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'心” < 2c<c sin 已知低速级的：<-'；儿和n = 3代入上式，则得P2；】心> L满足邻接条件（2）同心条件 按公式：'人已知低速级二山：*2：，满足同心条件（ 3）安装条件 按公式验算其安装条件，即得满足安装条件6. 传动效率的计算h bP x2X-A型的基本行星齿轮传动效率为91在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数几之和。即申x d申x *工申mxn其啮合损失系数巴之和为也汕 转化机构中中心轮bl与行星齿轮cl之间的啮合损失x泯 转化机构中中心轮a1与行星齿轮c1之间的啮合损失式中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，=0.76 4- 0.84 = 1.5内啮合重合度亠二'丄I - Wn 2 x 1-78 x 0.08 X1 1 >-) = 0.00051572贝则仏!讥=0.001579511贝贝：口;ugl综上所述，总的传动效率为帀如=谥1=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5 H值均小于其相应的许用接触应力5 Hp，即5H <5Hp1. 外啮合齿轮副中接触强度的校核（1）使用系数查表 6-7 的.1'：）1'1(2) 动载荷系数匚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*:1('；(3) 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(4) 齿间载荷分配系数"； 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%二1皿(5) 行星齿轮间载荷分配不均匀系数''汎 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*导：丄(6) 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：'(7) 弹性系数"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= 189.8Af/mm2(8) 重合度系数查图6-10得了(9) 螺旋角系数匚，取考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Z 0="cos0ZB 为 1.00(10) 最小安全系数；心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 II min=1.00(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(12 )润滑油膜影响系数J S »：齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表6-14得。九“ 1/1(13)齿面工作硬化系数查图6-20得Q(14)接触强度尺寸系数比查表6-15 得-山2000?分度圆上的切向力：529154.87Tn = =-=12165.50667/V m则厂二二:门；根据公式计算低速级外啮合齿轮副中齿面接触应力'，即外啮合齿轮副中许用接触应力小为GHpH iMnVRWXHmin1591 X 1.1 X 0.891 x 0.951 X 0.858=1215mpa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17(1) 齿向载荷分布系数按公式计算17(2) 齿间载荷分配系数；*按公式计算K阳=KFa = 1.007(3) 行星齿轮间载荷分配系数心查表得人儿(4) 太阳轮、行星轮齿形分布系数'查图6-22得h"宀.匸丄亠(5) 太阳轮、行星轮应力修正系数丫查图 624 得' - -止 卜.二 .一、山(6) 重合度系数查表得.17 (7)螺旋角系数二查图625 得-:"川 (8)齿形系数_查表 6-17 得：二1''' - 11-''1 "I 11/1 -9）太阳轮、行星轮的相对齿根圆角敏感系数查图6-33得' :-】10）最小安全系数查表 6-11 得U根据公式计算齿根弯曲应力% =洛怙2丫丫声屁心声*= 112MPU取 J, = 111"比按公式计算许用弯曲应力5屮¥ 二 1 0 0已知查图16.2-27得寿命系数，齿轮的应力修正齿数aFHm咕=YSTY NTY 6relTY RelTYx = 658MP 口.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'L'J '-yi；,用邯=1201, K = l133,务= 2,368,亚=1 的Zf = 0.858Z" 1计算内齿轮 c1 的接触许用应力丽+ J心嘶丹bdjU=384MPa计算行星齿轮的许用接触应力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：IP23 YR400-6 P=315KW n=984r/min2、轴的设计1)高速轴：高速轴的传递功率：11-：，15，：1'"111：-小齿轮分度圆直径齿轮宽度'高速轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=135 a 恒* tJll.BS计算轴的最小直径并加大3%-5了以考虑键槽的影响 d Y沁5右O：门心二，取d=90mm 确定各轴段的直径和长度:Lj 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。d2 = 108mm,L2 = 245 mmd3 二 126mm5 = 202 mmd 斗=108 mm4 = 92mm(2)中间轴：中间轴的传递功率L1(：l|'"m：'-小齿轮分度圆直径"Uhl,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=100d取 d=117mm确定各轴段的直径和长度：叫=117mm5 = 1175mmd2 = 126mm,L2 = 148.5 mmd3 = 144mm5 = 36mmd4 = 126mm4 = 96mm5 = 95.4mm(3) 低速轴：低速轴的传递功率：J i - <'!l1-小齿轮分度圆直径"齿轮宽度K l中间轴的材料选用45钢，调质处理，由表9-8取C=105d取 d=153mm确定各轴段的直径和长度：d I = 153mmI = 124mmd2 二 155mm,L2 = 187mmd3 = 162 mm5 = 155 mm(J 斗=175h5mm4 = 163 mm5段:d5 = 162mm5 = 143mm6 段:d6 = 153 mme = 115mm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用本专业所学的理论知识和专业知识来 分析解决实际问题的重要教学环节，是对三年所学知识的复习和巩 固。同样，也促使了同学们的相互探讨，相互学习。此次设计让我 明白了一个很深刻的道理：团队精神固然很重要，担人往往还是要 靠自己的努力，自己亲身去经历，这样自己的心里才会踏实，学到 的东西才会更多。课程设计诚然是一门专业课，给我很多专业知识 以及专业技能上的提升，同时又是一门讲道课，一门设计课，给了 我许多道，给了我很多思，给了我莫大的空间。同时，设计让我感 触很深。使我对抽象的理论有了具体的认识。总之，这次课程设计 使我收获很多、学会很多、比以往更有耐心很多。通过这次课程设 计，让我更加深刻了解课本知识，和以往对知识的疏忽得以补充， 在设计过程中遇到一些模糊的公式和专业用语感谢学校及老师给我们这次课程设计的机会，最真挚的感谢我 们的辅导老师 ，在设计过程中，老师精心的辅导和不厌其烦地的态 度才使得我们以顺利的完成这次设计，他那无私的奉献的精神照耀着我们对学习的热爱，同时也增加我们对知识的追求和欲望度。参考文献：1.减速器设计实例精讲张春宜 郝广平 刘敏编著；机械工业出版 社，20102.蔡春源.新编机械设计实用手册M.北京：学苑出版社，1992.3.饶振纲.行星齿轮传动设计M.北京：北京工业出版社，2003.4. 甘永立.几何量公差与检测M.第五版.上海:上海科学技术出版 5几何量公差与检测（互换性与测量技术基础教材） .甘永立主编 第十版.上海科学技术出版社， 20136. 机械设计课程设计，北京工业大学出版社，王大康，卢颂峰 主编， 2010年3月第二版7. 机械设计课程设计，机械工业出版设，陆玉主编， 2007 年 7 月第四版8. 互换性精度设计与检测，中国矿业大学出版社，韩正铜 王天 煜主编， 2002年5月第一版