基于行星轮减速器的传动装置设计【含10张CAD图纸】
基于行星轮减速器的传动装置设计 学 院: XXXXXXXXXXXXXXX专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 机 械 xxx 学 号: XXXXX 姓 名: XXXXX 指导老师: XXXXXXX 目录一、设计选题 11.1 应用背景 11.2 题设条件 1二、传动装置的方案设计 22.1 选取行星齿轮传动机构 .22.2 总体传动机构的设计 .3三、传动装置的总体设计 33.1 选择电动机 .33.2 传动系统的传动比 53.3 传动系统各轴转速/功率/转矩 .5四、减速器传动零件的设计 64.1 齿轮的设计计算与校核 .64.1.1 确定各齿轮的齿数 64.1.2 初算中心距和模数 74.1.3 齿轮几何尺寸计算 .94.1.4 齿轮强度校核(受力分析/接触弯曲强度校核) 114.2 轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 .164.2.1 行星轴设计(轴/轴承) 164.2.2 行星架结构设计 194.2.3 输入轴的设计(轴/轴承/联轴器/键选用及校核) 204.2.4 输出轴的设计(轴/轴承/联轴器/键选用及校核) 284.3 箱体的设计及润滑密封的选择 .354.3.1 箱体的设计 354.3.2 润滑密封的选择 37五、课程设计总结 37六、主要参考文献 381一、设计选题1.1 应用背景近些年,随着国际工业水平的不断提高以及国家对工业技术的支持助力,越来越多的工业机器取代了人力,各行各业从中获利;同时由于市场工艺方面的需求,涌现了一批体积小,效率高的新型机械产品。它们一般都是以小巧紧凑,平稳高效,方便快捷而深获各行各业的青睐。这些机器其中就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结构。现在市场上常用的减速器大多是普通齿轮减速器,一般都比较笨重粗糙,不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念。而行星齿轮传动的主要特点就是体积、质量小,结构紧凑,承载能力、传动效率高,传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。所以,设计出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的。故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器的传动装置设计。1.2 题设条件现取一款市场上常用的运输带工作机,其工作拉力F=10000N,运输带速度 v=1.30m/s,卷筒直径 D=205mm;根据这款运输机的工作要求,设计出一套基于行星轮减速器的传动装置。另要求该减速器能够连续工作 10 年;承受中等冲击。2二、传动装置的方案设计2.1 选取行星齿轮传动机构最常见的行星齿轮传动机构是 NGW 型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分:按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN 和 N 等类型(N 内啮合,W外啮合,G内外啮合公用行星轮) 。其中最常用为 NGW 型。NGW型按基本结构的组成情况不同有 2Z-X、3Z、Z-X-V 、Z-X 等类型。其中 2Z-X 型以其结构简单,制造方便,在机械传动中应用最广。2Z-X 型为单级传动,效率高达 0.970.99,故本次设计选用 2Z-X 型行星轮传动机构。图(1) 2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图如上图所示,a 为太阳轮, b 为内齿轮,c 为行星轮, x 为转臂,II 轴 III 轴可为输入输出轴。当 II 轴为输入轴时,机构整体为减速;当 III 轴为输入轴时,机构整体为加速。32.2 总体传动机构的设计图(2)带式运输机传动装置如图(2)所示,运输机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、卷筒组成。电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器,行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒,使之带动运输带工作,完成传动方案。三、传动装置的总体设计3.1 选择电动机按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为 380V。工作机有效功率 ,根据已知条件所给数据=10wFvPF=10000N, 。./ms4则工作机有效功率有: 10.3=kWwFvP从电动机到工作机输送带之间的总效率为 23314.9.980.3式中: , , , ,分别为弹性联轴器效率,滚动轴承效率,12行星轮传动机构效率,卷筒效率所以电动机输出功率为:12340.9.0.98., , , 1.wdPkW按资料查找 2Z-X 型的行星轮传动比 =2.813I:行 星 轮工作机卷筒的转速为60101.3n./min/i25wvrrD所以电动机转速的可选范围为d=(.813)0(6150)/iwI r:符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 三种,比较三种电机,选 1000r/min 的电机时,总传动较小,传动装置结构尺寸小,在根据额定功率大小选择电机型号,故确定电机的型号为 Y180L-6.其满载转速为 970r/min,额定功率为 15KW。电动机型号:Y180L-6 额定功率:15KW同步转速:1000r/min 满载转速:970r/min53.2 传动系统的传动比总传动比=电机满载转速/工作机转速 即970812.mwni3.3 传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1)2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注:电动机轴为轴, 减速器高速级轴为轴,低速级轴为轴,卷筒轴为轴,则各轴的转速 970/minnr 12.58i 各轴的输入功率 4dPkW 10.93.6k 223881.W 41P 各轴的输入转矩 4950137.890TNmn .6.P 13.9505049.71052Tn 6.26PNm 6四、减速器传动零件的设计行星齿轮减速器结构特点:行星轮轴承安装在行星轮内,行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中;输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内,太阳轮通过联轴器与高速轴联接,以实现传动。传动零件的设计计算,大致包括:齿轮的设计计算与校核(齿数/模数/中心距/齿轮材料/弯曲接触强度校核)轴的设计计算与校核(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴 轴尺寸及强度校核)轴承的选型与寿命计算键的选择与强度计算箱体的设计润滑与密封的选择4.1 齿轮的设计计算与校核4.1.1 确定各齿轮的齿数据 2Z-X(A)型行星传动的传动比 值和按其配齿计算(见行pi星齿轮传动设计公式(3-27) 公式(3-33 ) )可求得内齿轮 b 和行星轮 c 的齿数 和 。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小,bzc故选择中心轮 a 的齿数 =17 和行星轮 =3.apn根据内齿轮 (1)8179bpziz( )7对内齿轮齿数进行圆整,同时考虑到安装条件,取 ,此15bz时实际的 p 值与给定的 p 值稍有变化,但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为 157.6bazi其传动比误差 8.3%pi由于外啮合采用角度变位的传动,行星轮 c 的齿数 应按如下cz公式计算,即 15-7=492bacz再考虑到安装条件为 (整数)3abC故行星轮各齿数为 17,49,15abczz4.1.2 初算中心距和模数(1)齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮材料为 40Cr,调质处理,强度极限 ,屈服70sMPa极限 ,齿面硬度为 280HBS。由 行星齿轮传动设计50bMPaP166 图 6-13 查得齿轮的接触疲劳极限 图 6-26 查lim92H得齿轮的弯曲疲劳极限 lim350FMPa行星轮材料为 40Cr,调质处理,强度极限 ,屈服70sMPa极限 ,齿面硬度为 240HBS。50bMPa行星轮齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿,精度为 6 级。内齿圈材料为 30CrMnSi,调质处理,强度极限 1100MPa,屈服极限 900MPa,表面硬度为 320HBS。齿形终加工为插齿,精度 7 级。8(2)减速器的名义输出转速 2n由 得 12ni105/mi8ri(3)载荷不均衡系数 PK查行星齿轮传动设计 ,取 1.4PHFK(4)齿轮模数 和中心距 a (m=2.5, )m0825a首先计算太阳轮分度圆直径:(mm )1AHP32lim1adTuK式中:正号为外啮合,负号为内啮合;算式系数为 768(直齿传动) ;d齿数比为u482.17使用系数为 1.25;AK综合系数为 2;H太阳轮单个齿传递的转矩。1T1149509500.94.123appPNmnn其中 高速级行星齿轮传动效率,取 =0.99行星轮的数量p齿宽系数暂取 =0.5dadb=1450MpalimH代入下式得:91AHP332 2lim14.15.6(.81)7684.60adTKu m模数 取模数 m=2.54.az则 011()2.5(749)82.52ac取中心距 08.m由于装置状况是小齿轮作悬臂布置 故 取0.6d:0.6d计算齿轮齿宽 .62517dbm考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽 b 和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(510)mm;一般会取小齿轮齿宽等于 , 大齿轮齿宽135b230这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。为了保证三者之间的稳定性,选择取行星轮齿宽 35mm,太阳轮、内齿轮齿宽 30mm。4.1.3 齿轮几何尺寸计算图(3)行星轮结构各齿轮副对于单级的 2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的10计算,各齿轮副的计算结果如下表:各齿轮副的几何尺寸的计算结果 单位:mm项目 计算公式 a-c 齿轮副(外啮合) b-c 齿轮副(内啮合)分度圆直径 d11zm2212.574.d912.5d2.87基圆直径 bdcos1db2142.5cos03.4bd15 15bd287.cos02.6b外啮合1aadmh217.a2d齿顶圆直径 ad内啮合*1aadh2m127.5ad8外啮合*1()f ac2fdh136.25fdf齿根圆直径 fd内啮合*1()f amc2f 16.25fd937f注:齿顶高系数:太阳轮、内齿轮、行星轮 ,1ah顶隙系数:内齿轮、行星轮 ;模数 m=2.525.0c齿轮装配需满足 4 个条件:传动比条件/邻接条件/ 同心条件/安装条件本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/ 安装条件11现验算其邻接条件: pacacndsi2已知行星轮 c 的齿顶圆的直径 , 和 代入上式,15c82ac3pn则得 满足邻接条件1258sin423m4.1.4 齿轮强度校核(受力分析/接触弯曲强度校核)(1)行星轮结构受力分析首先进行行星齿轮传动的受力分析,行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。进行受力分析时,假设行星齿轮转动为等速旋转,多个行星轮受载均匀,且不考虑摩擦力及构件自重的影响。即在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态。图(4)行星轮结构受力分析输入件所传递的转矩 T 传递给太阳轮上,故可得太阳轮(小齿轮)的转矩 , 式中 np 为行星轮个数。136.45.9()IPNmn对于直齿圆柱齿轮传动,12切向力 12045.921tTFNd径向力 an6tan0=7rt应力循环次数 bN10a6084.536.8HphL次式中: , 为太阳轮相对9712.7/minnrHa于行星架的转速。该减速器要求连续工作 10 年,每年按 330 天计算,每天按 20 小时计算,即 。0360hLh(2)齿轮强度校核在行星齿轮传动中,外啮合的中心轮,如 2Z-X(A)型传动中的齿轮 a(太阳轮) ,由于它处于输入轴上,且同时与几个行星轮相啮合,应力循环次数最多,承受载荷较大,工作条件较差,通常是行星传动中的薄弱环节。故本节仅列出相啮合的小齿轮(中心轮) 的强度计算过程,大齿轮(行星轮)的计算方法相同,故略。齿面接触强度校核:a-c 传动强度校核 齿面接触应力: 0HAVHK式中: 1tEFuZdb齿根弯曲应力齿根弯曲应力: 0FAVFK式中: taSYbm确定强度计算公式中的各种系数:131)使用系数 由前面计算太阳轮分度圆直径时查知 =1.25AKAK2)动载荷系数 V由小齿轮(中心轮)相对于转臂(行星架)的节点线速度确定 ,由行星齿轮传动设计公式 6-57 可求得Hv查图 6-6,得 =1.0213.42.58.71.9/600adnmsVK3)齿向载荷分布系数 、HKF接触强度计算: ()=bH弯曲强度计算: 11FF由行星齿轮传动设计P158 查知,如果 2Z-X(A)型和 2Z-X(B)型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小与或等于 1 时,则取齿向载荷分布系数 。 =1HFK4)齿间载荷分布系数 、HF因 ,精度 6 级,硬.251489.2/0/30AtKFNmb齿面直齿轮,查行星齿轮传动设计表 6-9,得,2210.756.HKZ140.25FKY(由该书公式 6-63 得重合度系数 1.53aZ 12zz(tant)(tant)=02at t20tt0.5Y 2cosanb5)节点区域系数 按下式计算HZ1422coscos02.49ininbtHZ式中:直齿轮 , 端面节圆啮合角, 端面压力角0bt 6)弹性系数 E查行星齿轮传动设计表 6-10,得 (钢- 钢)189.EZMPa7)载荷作用齿顶时的齿形系数 FaY根据 和 ,查行星齿轮传动设计图 6-22 得z17a0ax=2.9FaY8)载荷作用齿顶时的应力修正系数 saY查行星齿轮传动设计图 6-24 得 1.50S9)螺旋角系数 、 ZY因直齿轮 , ,0cos120Y10)齿数比 uc492.17aZ齿面接触应力: 086.5.01.75680.HAVHKMPa1 2492.491. 13.tEFuZdb齿根弯曲应力: 03.05.21458FAVFKPa214.90.3.0taSY Mbm15确定许用接触应力 的各种系数:HP1)寿命系数 NTZ因 ,查 行星齿轮传动设计图 6-16,得10.8a次9NT2)润滑系数 LZ取 ,(40时润滑油的名义运动粘度)机械设计240165/vmsP234并由 行星齿轮传动设计 图 6-17,得 =1.12li9HMPa LZ3)速度系数 vZ因 , 1.8/Hmslim920HPa查行星齿轮传动设计P170 图 6-18,得 1.0vZ4)粗糙度系数 RZ取齿面 ,并由61.96zalim92HMPa查行星齿轮传动设计图 6-19,得 1.5RZ5)工作硬化系数 WZ因齿轮为硬齿面,且齿面 9.6z由行星齿轮传动设计图 6-20,得 1.2WZ6)尺寸系数 XZ查行星齿轮传动设计表 6-15,得 .07Xlim70.912.015.2152HPNTLVRWXZMPa16接触强度安全系数 HSmin1052.38HPHS查行星齿轮传动设计表 6-11,知可靠性高,符合设计要求。确定许用弯曲应力 的各种系数FP1)寿命系数 NTY因 ,查 行星齿轮传动设计图 6-31,得10.8a次5NT2)尺寸系数 XY查行星齿轮传动设计表 6-17,得 1.0XY3)相对齿根圆角敏感系数 近似取relTYrelT4)齿根表面状况系数 Rl查行星齿轮传动设计表 6-18,得0.1 0.11.6740.529()674.529(37.8)9RrelTzY(齿根 )am计算许用弯曲应力 FPlim50.810.9386.75FPNTrelRlTXY MPa弯曲强度安全系数 FS min36752.4FPFS查行星齿轮传动设计表 6-11,知可靠性高,符合设计要求。故行星齿轮结构强度校核符合要求。4.2 轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 (三个轴:行星轴/输入轴/输出轴)174.2.1 行星轴设计(轴/轴承)(1)初算轴的最小直径在相对运动中,每个行星轮轴承受稳定载荷,当行星轮相对于行星架对称布置时,载ac214=28tFN荷 则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙t,齿宽 b2=35,则跨距长度 。.5m023540lbm当行星轮轴在转臂中的配合选为 H7/h6 时,就可以把它看成是具有跨距为 的双支点梁。当轴较短时,两个轴承几乎紧紧地靠着,因0l此,可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷 (下图) 。0/lFqt18图(4)行星轮轴的载荷简图危险截面(在跨度中间)内的弯矩 材料力学204820148tqlFMNm行星轮轴采用 40Cr 钢,调质 ,考虑到可能的冲击振s5MPa动,取安全系数 ;5.2S则许用弯曲应力 ,sb/(0/2.)0SPa由材料力学中,弯曲应力的强度条件: maxa=W|对于截面是直径为 d 的圆形,则:3z/2Id故行星轮轴直径 3302140.bM取 01.3dm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2)选择行星轮轴轴承及寿命计算在行星轮内安装两个轴承,每个轴承上的径向载荷 rF19tan2014tan20389.5rFN在相对运动中,轴承外圈的转速 1784.5/min30.6/inHaccznrr考虑到行星轮轴的直径 ,以及安装在行星轮体内的轴0.d承,其外廓尺寸将受到限制,故初步选用深沟球轴承 6404 型,其参数为 20,7,19dmDB基本额定动载荷: 3.kNrC基本额定定载荷 (油浴) ;052lim30/innr取载荷系数 ;(中等冲击 1.2-1.8)1.pf行星轴上所受径向力 89.rF当量动载荷 235467.pPf N轴承的寿命计算 6 30.110()()16728.4hHcCL hnP根据设计要求,该减速器要求连续工作 10 年,每年按 330 天计算,每天按 20 小时计算,即 。16728300h所以设计决定选用 6404 型轴承,并把行星轮轴直径增大到。02dm校核行星轮轮缘厚度 是否大于许用值:cmin()106.572.2.5.6252fccDm满足条件 minc行星轴:行星轮轴直径 d=20mm;深沟球轴承 6404 型:20,7,19dmDBm204.2.2 行星架结构设计一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺。基于以上要求,结合行星齿轮传动设计的行星架结构特点,决定选用双侧板分开式行星架,材料选用 20MnV。 图(5)行星架结构图(5)所示行星架的主要结构外形尺寸可按经验公式确定:行星架厚度 (0.23)(0.23)8.5(16.24.75)am:这里取 (a 为中心距)4m行星架外径 (d c 为行星轮分度圆直径)5cDd214.2.3 输入轴的设计(轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核)(1)初算轴的最小直径 30nPAd初步估算轴的最小直径,选取轴材料为 40Cr 钢,调质处理。根据下表查得 。0A轴常用几种材料的 及 值T0A轴的材料 Q235-A、20Q275、35 45 40Cr、35SiMn/TMPa1525 2035 2545 35550149126 135112 126103 11297查表取 ,得012A33min1.86270Pdm输入轴的最小直径安装法兰,该截面处开有键槽,轴颈增大5%7%。故 min28.359d,其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2)选择输入轴联轴器根据传动装置的工作条件拟选用 LX 型联轴器,计算转矩为: =1.53.720.5CTKNm式中:K 为工况系数,查机械设计教材得工作机为带式运输机时 K为 1.21.5,取 K=1.5。T 为联轴器所传递的名义转矩,2266149.510=.5=37013.7PTNmn由计算转矩查表选用 LX3 型联轴器2.nNm45/in0/innrr其轴孔直径 d 为 3048mm,选择半联轴器的孔径为 40mm,半联轴器的长度 L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度 L1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径 d=40mm;为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比 L1=84mm 略短一些,即取 80mm。(3)选择输入轴轴承及寿命计算根据估算所得直径,轮彀宽及安装情况等条件,轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承 6210 型,其尺寸为 ,50920dDBm轴承的寿命计算 其参数为(油浴) ;35rCkN023.rklim850/innr取载荷系数 ;(中等冲击 1.2-1.8)1pf输入轴上所受径向力 ta214ta79rFN当量动载荷 .2793.8pPf N轴承的寿命计算 6630150()()=846h019.haCLn故该对轴承满足寿命要求。(4)输入轴上键的选择及强度计算23平键连接传递转矩时,其主要失效形式是工作面被压溃。因此,通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按下式计算 pp20kldT式中: 转矩, ;TNm轴颈,mm; d键与轮毂键槽的接触高度, ,此处 为键的高度,k hk5.0键的工作长度,mm , 型键 ;其中 为键的长度,l AbLlL为键的宽度;b许用挤压应力,在这里键、轴、轮毂材料为钢,2p/()Nm键取 45 钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的p10MPa:由前面计算知输入轴上的转矩 136.4TNm由输入轴 ,选用 型(圆头)键,其型号为4dmA12870bhL将数值 , ,0.5k1258l键连接处的轴颈 =55mm 代入上式得dp236.49.580pMPa故该键满足强度要求。输入轴:减速器高速外伸轴直径 d=40mm;LX3 型联轴器:孔径 40mm,长度 L=112mm,毂孔长度 L1=84mm;深沟球轴承 6210 型:50920dDBm型键:A187bhLm24(5)输入轴的结构设计:根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段 轴径/mm 轴长/mmA-B 40 80B-I 50 50I-C 46 2C-D 50 20D-E 48 46E-F 50 2025F-G 58 12G-H 46 35H-M 34 40M-N 42.5 30减速器高速外伸轴直径 d=40mm,即 A-B 轴段直径为 40mm为了满足联轴器的轴向定位要求,A-B 轴段右端需制出一轴肩,故取 B-C 段的直径为 50mm(定位轴肩直径相差 7-8mm,齿轮处相差10-12mm,非定位轴肩直径相差 2-4mm。这里为了配合箱体的尺寸,选取轴肩直径差 10mm) ,半联轴器与轴配合毂孔长度 L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比 L1=84mm 略短一些,即取 A-B 的长度 。80ABlm轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为,故取 。30lm50BIlm由于选择的轴承是深沟球轴承,可用双支点各单向固定的支承。根据所选的深沟球轴承 6210 型,故可得 。20CDEFlmG-F 轴段对 E-F 段安装的轴承起轴肩定位功能,故取轴径58mm。M-N 段的轴径及轴长是太阳轮的直径及轮宽。其余各段的轴径及轴长按照与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定。(6)输入轴上太阳轮的啮合特性:26由前文齿轮齿数、模数、压力角、精度等级等查互换性与测量技术基础可得下表中。齿轮的啮合特性数值参数名称 代号 数值 /mm齿距累计总偏差 pF0.021单个齿距极限偏差 t0.0075齿廓累计总偏差 0.010螺旋线总偏差 F0.011公法线长度 0.7156kW计算公法线长度极限偏差由中心距 计算最小法向侧隙aminbjmin220.650.3.06582.03.5173b nj m计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量 bnJ2 212 20.8().7034()56.7.5. 13.bnptt LJf Fm计算齿厚上偏差 nsEmin0.17.2310(ta)(tan2).0782coscosbns njJEf计算齿厚公差2 2tan49.17tan2037.85snrTbF m27计算齿厚下偏差 0.78.350.16snisnETm计算跨齿数 k进一取整,取 k=3201.5.298zk公法线上下偏差 cos0.7sin0.82-.017si20.7WsnnrEFm .i.16cos0-.in.15isni rn计算公法线长度 2.95.01437.6kWmkzm(7)输入轴的载荷分析: 基于行星轮减速器的传动装置设计 学 院: XXXXXXXXXXXXXXX专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 机 械 xxx 学 号: XXXXX 姓 名: XXXXX 指导老师: XXXXXXX 目录一、设计选题 11.1 应用背景 11.2 题设条件 1二、传动装置的方案设计 22.1 选取行星齿轮传动机构 .22.2 总体传动机构的设计 .3三、传动装置的总体设计 33.1 选择电动机 .33.2 传动系统的传动比 53.3 传动系统各轴转速/功率/转矩 .5四、减速器传动零件的设计 64.1 齿轮的设计计算与校核 .64.1.1 确定各齿轮的齿数 64.1.2 初算中心距和模数 74.1.3 齿轮几何尺寸计算 .94.1.4 齿轮强度校核(受力分析/接触弯曲强度校核) 114.2 轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 .164.2.1 行星轴设计(轴/轴承) 164.2.2 行星架结构设计 194.2.3 输入轴的设计(轴/轴承/联轴器/键选用及校核) 204.2.4 输出轴的设计(轴/轴承/联轴器/键选用及校核) 284.3 箱体的设计及润滑密封的选择 .354.3.1 箱体的设计 354.3.2 润滑密封的选择 37五、课程设计总结 37六、主要参考文献 381一、设计选题1.1 应用背景近些年,随着国际工业水平的不断提高以及国家对工业技术的支持助力,越来越多的工业机器取代了人力,各行各业从中获利;同时由于市场工艺方面的需求,涌现了一批体积小,效率高的新型机械产品。它们一般都是以小巧紧凑,平稳高效,方便快捷而深获各行各业的青睐。这些机器其中就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结构。现在市场上常用的减速器大多是普通齿轮减速器,一般都比较笨重粗糙,不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念。而行星齿轮传动的主要特点就是体积、质量小,结构紧凑,承载能力、传动效率高,传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。所以,设计出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的。故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器的传动装置设计。1.2 题设条件现取一款市场上常用的运输带工作机,其工作拉力F=10000N,运输带速度 v=1.30m/s,卷筒直径 D=205mm;根据这款运输机的工作要求,设计出一套基于行星轮减速器的传动装置。另要求该减速器能够连续工作 10 年;承受中等冲击。2二、传动装置的方案设计2.1 选取行星齿轮传动机构最常见的行星齿轮传动机构是 NGW 型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分:按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN 和 N 等类型(N 内啮合,W外啮合,G内外啮合公用行星轮) 。其中最常用为 NGW 型。NGW型按基本结构的组成情况不同有 2Z-X、3Z、Z-X-V 、Z-X 等类型。其中 2Z-X 型以其结构简单,制造方便,在机械传动中应用最广。2Z-X 型为单级传动,效率高达 0.970.99,故本次设计选用 2Z-X 型行星轮传动机构。图(1) 2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图如上图所示,a 为太阳轮, b 为内齿轮,c 为行星轮, x 为转臂,II 轴 III 轴可为输入输出轴。当 II 轴为输入轴时,机构整体为减速;当 III 轴为输入轴时,机构整体为加速。32.2 总体传动机构的设计图(2)带式运输机传动装置如图(2)所示,运输机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、卷筒组成。电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器,行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒,使之带动运输带工作,完成传动方案。三、传动装置的总体设计3.1 选择电动机按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为 380V。工作机有效功率 ,根据已知条件所给数据=10wFvPF=10000N, 。./ms4则工作机有效功率有: 10.3=kWwFvP从电动机到工作机输送带之间的总效率为 23314.9.980.3式中: , , , ,分别为弹性联轴器效率,滚动轴承效率,12行星轮传动机构效率,卷筒效率所以电动机输出功率为:12340.9.0.98., , , 1.wdPkW按资料查找 2Z-X 型的行星轮传动比 =2.813I:行 星 轮工作机卷筒的转速为60101.3n./min/i25wvrrD所以电动机转速的可选范围为d=(.813)0(6150)/iwI r:符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 三种,比较三种电机,选 1000r/min 的电机时,总传动较小,传动装置结构尺寸小,在根据额定功率大小选择电机型号,故确定电机的型号为 Y180L-6.其满载转速为 970r/min,额定功率为 15KW。电动机型号:Y180L-6 额定功率:15KW同步转速:1000r/min 满载转速:970r/min53.2 传动系统的传动比总传动比=电机满载转速/工作机转速 即970812.mwni3.3 传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1)2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注:电动机轴为轴, 减速器高速级轴为轴,低速级轴为轴,卷筒轴为轴,则各轴的转速 970/minnr 12.58i 各轴的输入功率 4dPkW 10.93.6k 223881.W 41P 各轴的输入转矩 4950137.890TNmn .6.P 13.9505049.71052Tn 6.26PNm 6四、减速器传动零件的设计行星齿轮减速器结构特点:行星轮轴承安装在行星轮内,行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中;输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内,太阳轮通过联轴器与高速轴联接,以实现传动。传动零件的设计计算,大致包括:齿轮的设计计算与校核(齿数/模数/中心距/齿轮材料/弯曲接触强度校核)轴的设计计算与校核(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴 轴尺寸及强度校核)轴承的选型与寿命计算键的选择与强度计算箱体的设计润滑与密封的选择4.1 齿轮的设计计算与校核4.1.1 确定各齿轮的齿数据 2Z-X(A)型行星传动的传动比 值和按其配齿计算(见行pi星齿轮传动设计公式(3-27) 公式(3-33 ) )可求得内齿轮 b 和行星轮 c 的齿数 和 。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小,bzc故选择中心轮 a 的齿数 =17 和行星轮 =3.apn根据内齿轮 (1)8179bpziz( )7对内齿轮齿数进行圆整,同时考虑到安装条件,取 ,此15bz时实际的 p 值与给定的 p 值稍有变化,但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为 157.6bazi其传动比误差 8.3%pi由于外啮合采用角度变位的传动,行星轮 c 的齿数 应按如下cz公式计算,即 15-7=492bacz再考虑到安装条件为 (整数)3abC故行星轮各齿数为 17,49,15abczz4.1.2 初算中心距和模数(1)齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮材料为 40Cr,调质处理,强度极限 ,屈服70sMPa极限 ,齿面硬度为 280HBS。由 行星齿轮传动设计50bMPaP166 图 6-13 查得齿轮的接触疲劳极限 图 6-26 查lim92H得齿轮的弯曲疲劳极限 lim350FMPa行星轮材料为 40Cr,调质处理,强度极限 ,屈服70sMPa极限 ,齿面硬度为 240HBS。50bMPa行星轮齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿,精度为 6 级。内齿圈材料为 30CrMnSi,调质处理,强度极限 1100MPa,屈服极限 900MPa,表面硬度为 320HBS。齿形终加工为插齿,精度 7 级。8(2)减速器的名义输出转速 2n由 得 12ni105/mi8ri(3)载荷不均衡系数 PK查行星齿轮传动设计 ,取 1.4PHFK(4)齿轮模数 和中心距 a (m=2.5, )m0825a首先计算太阳轮分度圆直径:(mm )1AHP32lim1adTuK式中:正号为外啮合,负号为内啮合;算式系数为 768(直齿传动) ;d齿数比为u482.17使用系数为 1.25;AK综合系数为 2;H太阳轮单个齿传递的转矩。1T1149509500.94.123appPNmnn其中 高速级行星齿轮传动效率,取 =0.99行星轮的数量p齿宽系数暂取 =0.5dadb=1450MpalimH代入下式得:91AHP332 2lim14.15.6(.81)7684.60adTKu m模数 取模数 m=2.54.az则 011()2.5(749)82.52ac取中心距 08.m由于装置状况是小齿轮作悬臂布置 故 取0.6d:0.6d计算齿轮齿宽 .62517dbm考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽 b 和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(510)mm;一般会取小齿轮齿宽等于 , 大齿轮齿宽135b230这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。为了保证三者之间的稳定性,选择取行星轮齿宽 35mm,太阳轮、内齿轮齿宽 30mm。4.1.3 齿轮几何尺寸计算图(3)行星轮结构各齿轮副对于单级的 2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的10计算,各齿轮副的计算结果如下表:各齿轮副的几何尺寸的计算结果 单位:mm项目 计算公式 a-c 齿轮副(外啮合) b-c 齿轮副(内啮合)分度圆直径 d11zm2212.574.d912.5d2.87基圆直径 bdcos1db2142.5cos03.4bd15 15bd287.cos02.6b外啮合1aadmh217.a2d齿顶圆直径 ad内啮合*1aadh2m127.5ad8外啮合*1()f ac2fdh136.25fdf齿根圆直径 fd内啮合*1()f amc2f 16.25fd937f注:齿顶高系数:太阳轮、内齿轮、行星轮 ,1ah顶隙系数:内齿轮、行星轮 ;模数 m=2.525.0c齿轮装配需满足 4 个条件:传动比条件/邻接条件/ 同心条件/安装条件本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/ 安装条件11现验算其邻接条件: pacacndsi2已知行星轮 c 的齿顶圆的直径 , 和 代入上式,15c82ac3pn则得 满足邻接条件1258sin423m4.1.4 齿轮强度校核(受力分析/接触弯曲强度校核)(1)行星轮结构受力分析首先进行行星齿轮传动的受力分析,行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。进行受力分析时,假设行星齿轮转动为等速旋转,多个行星轮受载均匀,且不考虑摩擦力及构件自重的影响。即在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态。图(4)行星轮结构受力分析输入件所传递的转矩 T 传递给太阳轮上,故可得太阳轮(小齿轮)的转矩 , 式中 np 为行星轮个数。136.45.9()IPNmn对于直齿圆柱齿轮传动,12切向力 12045.921tTFNd径向力 an6tan0=7rt应力循环次数 bN10a6084.536.8HphL次式中: , 为太阳轮相对9712.7/minnrHa于行星架的转速。该减速器要求连续工作 10 年,每年按 330 天计算,每天按 20 小时计算,即 。0360hLh(2)齿轮强度校核在行星齿轮传动中,外啮合的中心轮,如 2Z-X(A)型传动中的齿轮 a(太阳轮) ,由于它处于输入轴上,且同时与几个行星轮相啮合,应力循环次数最多,承受载荷较大,工作条件较差,通常是行星传动中的薄弱环节。故本节仅列出相啮合的小齿轮(中心轮) 的强度计算过程,大齿轮(行星轮)的计算方法相同,故略。齿面接触强度校核:a-c 传动强度校核 齿面接触应力: 0HAVHK式中: 1tEFuZdb齿根弯曲应力齿根弯曲应力: 0FAVFK式中: taSYbm确定强度计算公式中的各种系数:131)使用系数 由前面计算太阳轮分度圆直径时查知 =1.25AKAK2)动载荷系数 V由小齿轮(中心轮)相对于转臂(行星架)的节点线速度确定 ,由行星齿轮传动设计公式 6-57 可求得Hv查图 6-6,得 =1.0213.42.58.71.9/600adnmsVK3)齿向载荷分布系数 、HKF接触强度计算: ()=bH弯曲强度计算: 11FF由行星齿轮传动设计P158 查知,如果 2Z-X(A)型和 2Z-X(B)型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小与或等于 1 时,则取齿向载荷分布系数 。 =1HFK4)齿间载荷分布系数 、HF因 ,精度 6 级,硬.251489.2/0/30AtKFNmb齿面直齿轮,查行星齿轮传动设计表 6-9,得,2210.756.HKZ140.25FKY(由该书公式 6-63 得重合度系数 1.53aZ 12zz(tant)(tant)=02at t20tt0.5Y 2cosanb5)节点区域系数 按下式计算HZ1422coscos02.49ininbtHZ式中:直齿轮 , 端面节圆啮合角, 端面压力角0bt 6)弹性系数 E查行星齿轮传动设计表 6-10,得 (钢- 钢)189.EZMPa7)载荷作用齿顶时的齿形系数 FaY根据 和 ,查行星齿轮传动设计图 6-22 得z17a0ax=2.9FaY8)载荷作用齿顶时的应力修正系数 saY查行星齿轮传动设计图 6-24 得 1.50S9)螺旋角系数 、 ZY因直齿轮 , ,0cos120Y10)齿数比 uc492.17aZ齿面接触应力: 086.5.01.75680.HAVHKMPa1 2492.491. 13.tEFuZdb齿根弯曲应力: 03.05.21458FAVFKPa214.90.3.0taSY Mbm15确定许用接触应力 的各种系数:HP1)寿命系数 NTZ因 ,查 行星齿轮传动设计图 6-16,得10.8a次9NT2)润滑系数 LZ取 ,(40时润滑油的名义运动粘度)机械设计240165/vmsP234并由 行星齿轮传动设计 图 6-17,得 =1.12li9HMPa LZ3)速度系数 vZ因 , 1.8/Hmslim920HPa查行星齿轮传动设计P170 图 6-18,得 1.0vZ4)粗糙度系数 RZ取齿面 ,并由61.96zalim92HMPa查行星齿轮传动设计图 6-19,得 1.5RZ5)工作硬化系数 WZ因齿轮为硬齿面,且齿面 9.6z由行星齿轮传动设计图 6-20,得 1.2WZ6)尺寸系数 XZ查行星齿轮传动设计表 6-15,得 .07Xlim70.912.015.2152HPNTLVRWXZMPa16接触强度安全系数 HSmin1052.38HPHS查行星齿轮传动设计表 6-11,知可靠性高,符合设计要求。确定许用弯曲应力 的各种系数FP1)寿命系数 NTY因 ,查 行星齿轮传动设计图 6-31,得10.8a次5NT2)尺寸系数 XY查行星齿轮传动设计表 6-17,得 1.0XY3)相对齿根圆角敏感系数 近似取relTYrelT4)齿根表面状况系数 Rl查行星齿轮传动设计表 6-18,得0.1 0.11.6740.529()674.529(37.8)9RrelTzY(齿根 )am计算许用弯曲应力 FPlim50.810.9386.75FPNTrelRlTXY MPa弯曲强度安全系数 FS min36752.4FPFS查行星齿轮传动设计表 6-11,知可靠性高,符合设计要求。故行星齿轮结构强度校核符合要求。4.2 轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 (三个轴:行星轴/输入轴/输出轴)174.2.1 行星轴设计(轴/轴承)(1)初算轴的最小直径在相对运动中,每个行星轮轴承受稳定载荷,当行星轮相对于行星架对称布置时,载ac214=28tFN荷 则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙t,齿宽 b2=35,则跨距长度 。.5m023540lbm当行星轮轴在转臂中的配合选为 H7/h6 时,就可以把它看成是具有跨距为 的双支点梁。当轴较短时,两个轴承几乎紧紧地靠着,因0l此,可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷 (下图) 。0/lFqt18图(4)行星轮轴的载荷简图危险截面(在跨度中间)内的弯矩 材料力学204820148tqlFMNm行星轮轴采用 40Cr 钢,调质 ,考虑到可能的冲击振s5MPa动,取安全系数 ;5.2S则许用弯曲应力 ,sb/(0/2.)0SPa由材料力学中,弯曲应力的强度条件: maxa=W|对于截面是直径为 d 的圆形,则:3z/2Id故行星轮轴直径 3302140.bM取 01.3dm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2)选择行星轮轴轴承及寿命计算在行星轮内安装两个轴承,每个轴承上的径向载荷 rF19tan2014tan20389.5rFN在相对运动中,轴承外圈的转速 1784.5/min30.6/inHaccznrr考虑到行星轮轴的直径 ,以及安装在行星轮体内的轴0.d承,其外廓尺寸将受到限制,故初步选用深沟球轴承 6404 型,其参数为 20,7,19dmDB基本额定动载荷: 3.kNrC基本额定定载荷 (油浴) ;052lim30/innr取载荷系数 ;(中等冲击 1.2-1.8)1.pf行星轴上所受径向力 89.rF当量动载荷 235467.pPf N轴承的寿命计算 6 30.110()()16728.4hHcCL hnP根据设计要求,该减速器要求连续工作 10 年,每年按 330 天计算,每天按 20 小时计算,即 。16728300h所以设计决定选用 6404 型轴承,并把行星轮轴直径增大到。02dm校核行星轮轮缘厚度 是否大于许用值:cmin()106.572.2.5.6252fccDm满足条件 minc行星轴:行星轮轴直径 d=20mm;深沟球轴承 6404 型:20,7,19dmDBm204.2.2 行星架结构设计一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺。基于以上要求,结合行星齿轮传动设计的行星架结构特点,决定选用双侧板分开式行星架,材料选用 20MnV。 图(5)行星架结构图(5)所示行星架的主要结构外形尺寸可按经验公式确定:行星架厚度 (0.23)(0.23)8.5(16.24.75)am:这里取 (a 为中心距)4m行星架外径 (d c 为行星轮分度圆直径)5cDd214.2.3 输入轴的设计(轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核)(1)初算轴的最小直径 30nPAd初步估算轴的最小直径,选取轴材料为 40Cr 钢,调质处理。根据下表查得 。0A轴常用几种材料的 及 值T0A轴的材料 Q235-A、20Q275、35 45 40Cr、35SiMn/TMPa1525 2035 2545 35550149126 135112 126103 11297查表取 ,得012A33min1.86270Pdm输入轴的最小直径安装法兰,该截面处开有键槽,轴颈增大5%7%。故 min28.359d,其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。(2)选择输入轴联轴器根据传动装置的工作条件拟选用 LX 型联轴器,计算转矩为: =1.53.720.5CTKNm式中:K 为工况系数,查机械设计教材得工作机为带式运输机时 K为 1.21.5,取 K=1.5。T 为联轴器所传递的名义转矩,2266149.510=.5=37013.7PTNmn由计算转矩查表选用 LX3 型联轴器2.nNm45/in0/innrr其轴孔直径 d 为 3048mm,选择半联轴器的孔径为 40mm,半联轴器的长度 L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度 L1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径 d=40mm;为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比 L1=84mm 略短一些,即取 80mm。(3)选择输入轴轴承及寿命计算根据估算所得直径,轮彀宽及安装情况等条件,轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承 6210 型,其尺寸为 ,50920dDBm轴承的寿命计算 其参数为(油浴) ;35rCkN023.rklim850/innr取载荷系数 ;(中等冲击 1.2-1.8)1pf输入轴上所受径向力 ta214ta79rFN当量动载荷 .2793.8pPf N轴承的寿命计算 6630150()()=846h019.haCLn故该对轴承满足寿命要求。(4)输入轴上键的选择及强度计算23平键连接传递转矩时,其主要失效形式是工作面被压溃。因此,通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按下式计算 pp20kldT式中: 转矩, ;TNm轴颈,mm; d键与轮毂键槽的接触高度, ,此处 为键的高度,k hk5.0键的工作长度,mm , 型键 ;其中 为键的长度,l AbLlL为键的宽度;b许用挤压应力,在这里键、轴、轮毂材料为钢,2p/()Nm键取 45 钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的p10MPa:由前面计算知输入轴上的转矩 136.4TNm由输入轴 ,选用 型(圆头)键,其型号为4dmA12870bhL将数值 , ,0.5k1258l键连接处的轴颈 =55mm 代入上式得dp236.49.580pMPa故该键满足强度要求。输入轴:减速器高速外伸轴直径 d=40mm;LX3 型联轴器:孔径 40mm,长度 L=112mm,毂孔长度 L1=84mm;深沟球轴承 6210 型:50920dDBm型键:A187bhLm24(5)输入轴的结构设计:根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段 轴径/mm 轴长/mmA-B 40 80B-I 50 50I-C 46 2C-D 50 20D-E 48 46E-F 50 2025F-G 58 12G-H 46 35H-M 34 40M-N 42.5 30减速器高速外伸轴直径 d=40mm,即 A-B 轴段直径为 40mm为了满足联轴器的轴向定位要求,A-B 轴段右端需制出一轴肩,故取 B-C 段的直径为 50mm(定位轴肩直径相差 7-8mm,齿轮处相差10-12mm,非定位轴肩直径相差 2-4mm。这里为了配合箱体的尺寸,选取轴肩直径差 10mm) ,半联轴器与轴配合毂孔长度 L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比 L1=84mm 略短一些,即取 A-B 的长度 。80ABlm轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为,故取 。30lm50BIlm由于选择的轴承是深沟球轴承,可用双支点各单向固定的支承。根据所选的深沟球轴承 6210 型,故可得 。20CDEFlmG-F 轴段对 E-F 段安装的轴承起轴肩定位功能,故取轴径58mm。M-N 段的轴径及轴长是太阳轮的直径及轮宽。其余各段的轴径及轴长按照与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定。(6)输入轴上太阳轮的啮合特性:26由前文齿轮齿数、模数、压力角、精度等级等查互换性与测量技术基础可得下表中。齿轮的啮合特性数值参数名称 代号 数值 /mm齿距累计总偏差 pF0.021单个齿距极限偏差 t0.0075齿廓累计总偏差 0.010螺旋线总偏差 F0.011公法线长度 0.7156kW计算公法线长度极限偏差由中心距 计算最小法向侧隙aminbjmin220.650.3.06582.03.5173b nj m计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量 bnJ2 212 20.8().7034()56.7.5. 13.bnptt LJf Fm计算齿厚上偏差 nsEmin0.17.2310(ta)(tan2).0782coscosbns njJEf计算齿厚公差2 2tan49.17tan2037.85snrTbF m27计算齿厚下偏差 0.78.350.16snisnETm计算跨齿数 k进一取整,取 k=3201.5.298zk公法线上下偏差 cos0.7sin0.82-.017si20.7WsnnrEFm .i.16cos0-.in.15isni rn计算公法线长度 2.95.01437.6kWmkzm(7)输入轴的载荷分析:
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