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1、目 录1.课程设计任务书 22.电动机选择 33.传动比及其分配 34.前减速器设计 35.行星齿轮减速器齿轮设计 76.行星齿轮传动轴及键的设计 127.轴承寿命计算 21 8.齿轮加工工艺 239.箱体结构尺寸 2310.附录1 2511.参考文献 2812.感想 291.课程设计任务书 设计题目：NGW（2K-H负号机构）行星减速装置设计一设计要求与安排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、参考有关书籍、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。3、按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。
2、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。4、对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写该零件加工工艺5、行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用A0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图纸的绘制，提出技术要求，上述图纸
3、总量不应少于：A0+ A01/2。二设计条件 1机器功用 减速装置用于绞车卷筒传动2使用寿命 预期寿命 10 年，平均每天工作 1216小时三原始数据1电机功率：150kw2输入转速：n=960r.p.m 输出转速：4345r.p.m3前减速器传动比 42K-H行星传动输出转速4345r.p.m 2电动机的选择 电机功率150kw，输入转速为 960r.p.m,查表选用 Y200L4型。额定功率为150kw,满载转速1000r.p.m.3. 传动比及其分配（1）计算总传动比 输入转速n=960r.p.m,输出转速=43-45r.p.m,前减速器传动比=3.8,行星减速器输入转速,取 （2）行星
4、齿轮传动比 2525.8643= 2525.6745= 试取传动比5.8，则输出转速（3）选太阳轮作为浮动机构 太阳轮位置可沿轴向有一定限度的变动，太阳轮两端有弹性垫片，输入轴和输出轴的靠近太阳轮一端有凸块，凸块和弹性垫片相对应，限制太阳轮的轴向移动范围。齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度，采用变位齿轮传动。4.前减速器设计前减速器用齿轮传动，功率 ，输入转速为 ，传动比为 ，输出转速为. 设计项目及说明 1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火许用接触应力接触疲劳极限 查图64接触强度寿命系数 应用循
5、环次数N 由式67 查图 65得 接触强度最小安全系数 许用弯曲应力 由式612，弯曲疲劳强度极限 查图67，双向应力乘0.7弯曲强度寿命系数 查图68弯曲强度尺寸系数 查图69弯曲强度最小安全系数 则 2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径，由式65得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为对称布置小轮齿数 在推荐值2040中选 圆整取齿数比 传动比误差 小轮转矩 初定螺旋角 载荷系数K 使用系数 查表6.3动载系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2载荷系数K
6、材料弹性系数 查表6.4节点区域系数 查图63重合度系数 由推荐值0.850.92螺旋角系数 故齿轮法面模数 按表6.6圆整取标准值中心距 分度圆螺旋角 小轮分度圆直径 圆周速度v 齿宽b 行星轮齿宽 太阳轮齿宽 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算有式610 当量齿数 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮应力修正系数 查表6.5 小轮 大轮重合度 = 重合度系数螺旋角系数 由推荐值0.850.92故 4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 5.行星齿轮减速器传动齿轮设计 设 计 项 目 及 说 明1） 选择齿轮材料，确定许用应力由表6.2选 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 行
7、星轮20CrMnTi 渗碳淬火回火 内齿圈 45 表面淬火许用接触应力接触疲劳极限 查图64接触强度寿命系数 应用循环次数N 由式67 查图 65得 接触强度最小安全系数 许用弯曲应力 由式612，弯曲疲劳强度极限 查图67，双向应力乘0.7弯曲强度寿命系数 查图68弯曲强度尺寸系数 查图69弯曲强度最小安全系数 则 1） 太阳轮行星轮 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取太阳轮分度圆直径，由式65得齿宽系数 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置太阳轮齿数 在推荐值2040中选 圆整取齿数比 太阳轮转矩 载荷系数K 使用系数 查表6.3动载
8、系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2载荷系数K 材料弹性系数 查表6.4节点区域系数 查图63重合度系数 由推荐值0.850.92故齿轮模数m 按表6.6圆整太阳轮分度圆直径 圆周速度v 标准中心距a 齿宽b 行星轮齿宽 太阳轮齿宽 2） 太阳轮行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算有式610 齿形系数 查表6.5 小轮 大轮应力修正系数 查表6.5 小轮 大轮重合度 = 重合度系数故 许用弯曲应力： 太阳轮： 行星轮：3） 行星轮内齿轮 接触疲劳强度校核同上可得：实际接触应力行星轮许用接触应力 内齿轮许用接触应力 实际接触应力 满
9、足接触疲劳强度要求4） 齿轮其他主要尺寸计算太阳轮分度圆直径 内齿轮分度园直径 根圆直径 顶圆直径 5）齿轮的变位采用外啮合角变位，内啮合高变位（1）未变位时，太阳轮与行星轮中心距选取变位系数： 太阳轮：，内齿圈：，行星轮：太阳轮与行星轮传动的变位系数之和 (2) 太阳轮与行星轮传动的端面啮合角 变位后太阳轮与行星轮无侧隙啮合时中心距为 即 实际中心距为 117mm. (3)分离系数 y 分离量 分度圆分离系数 ： （4）齿顶高变动系数 外啮合齿轮具有标准顶隙时，其中心距 为： 即 备注：所有数据都在附录1中有具体的说明！6.行星齿轮减速器传动轴及其键的设计（1）输入轴的设计与校核输入功率 转
10、速 输出功率 输出转速 设计项目及说明结 果1）计算作用在轴上的力 转矩 2）初步估算轴的直径 选用45号钢作为轴的材料，调质处理由式82 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响查表8.6 取A110则 3）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案轴承靠轴肩定位，左端轴承靠套筒与端盖定位。（2）确定轴各段直径和长度 段 根据圆整，选择连轴器 型，连轴器毂孔长84mm，该段应比连轴器短14mm 段 为使连轴器定位，轴肩高度 ，孔倒角C取3mm, 且符合标准密封内径，取端盖宽度15mm，端盖外端面与半连轴器相距20mm.则 段 该段装轴承，轴承为32213型圆锥滚子轴承，为了使定位可靠，轴段长度应比
11、T小。 段 该段为两个轴承之间，应比轴承内径略小，装套筒以使轴承轴向定位。 段 该段装轴承，为32213型圆锥滚子轴承，同第三段， 段 该段用于轴承的轴向定位，是一轴肩，取 段 该段与连轴器相连接，选用型连轴器，轴孔直径，孔长4）轴的强度校核 齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。 扭转强度条件为： mm 式中， 轴的扭转切应力，； 轴所受的扭矩，； 轴的抗扭截面模量，； 轴的转速，； 轴所传递的功率，Kw; 轴的许用扭转切应力，见表8.6； 取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查表 8.6.5）精确校核轴的疲劳强度 （1）选择危险截面 在第一段轴与第二段轴
12、之间有应力集中源，第一段轴上有键，其应力较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。 （2）计算危险截面上工作应力 轴主要承受扭矩，其扭矩 轴上有双键，其抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面上的扭剪应力： 扭切应力： （3）确定轴材料机械性能 查表8.2，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限 碳钢材料特性系数：， （4）确定综合影响系数, 轴肩圆角处有效应力集中系数 ，根据，由表8.9插值计算得 ， 配合处综合影响系数 ，根据， ，配合，由表8.11插值计算得 , 键槽处有效应力集中系数，根据，由表8.10插值计算得 ，尺寸系数 ，根据，由表8-12查得，。表面状况系数，根据 ，表面加工方法
13、查图8-2得 轴肩处的综合影响系数，为： 键槽处综合影响系数，为： 同一截面上有两个以上应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按配合处系数， 。（5）计算安全系数 由表8.13取许用安全系数 由式8-6 6）轴的弯矩图和扭矩图 （1）求轴承反力 水平面 ， 垂直面 , (2)求第一个轴承处弯矩 水平面 垂直面 , 合成弯矩 ， 扭矩 弯扭合成 当量弯矩 7）轴上键的设计及校核静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 式中， 转矩，； 轴径，mm; 键的高度，mm; 键的工作长度，mm, A型键；B型键；C型键，其中为键的长度，为键的宽度； 许用挤压应力，见表3.2；根据轴径，选
14、用C型键，b=16mm,h=10mm,L=4580mm,取L=60mm 按轻微冲击算用双键，180度布置，按1.5个键计算轴材料：45号钢45钢3040 轴的强度满足要求（轴肩圆角处）（配合处）（键槽处）疲劳强度安全用两个键，满足强度要求。弯矩图，扭矩图如下：（2）输出轴的设计与校核输出转速，转矩 计算项目及说明 结 果1）计算作用在轴上的力 转矩 ，总传动效率取 ，则输出功率 2）初步估算轴的直径选用 40Cr 作为轴的材料，由式82 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响查表 8.6 取A1003）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案 行星轮上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连，
15、从而将转矩传递到输出端。输出轴一端与圆盘相连，另一端通过连轴器输出，轴共分为八段。（2）确定各轴段的直径和长度段 根据，并由和选择连轴器，选用型号为,孔径，轴孔长。轴的长度应比毂孔长度短14mm。 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20mm。 段 该段轴上装轴承，轴承选用7216C型角接触球轴承， 段 第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之间的轴向距离，长度取40mm。 段 该段轴装另一轴承，其要求与第三段相同，所以， 段 轴肩，使轴承轴向定位， 段 该段轴较大，与行星轮上的圆盘相联，是传递运动和动力的主要部分。， 段 该段轴与行星轮上圆盘相连的同时，其端
16、面有一凸起，和弹性垫片一起，限制太阳轮的轴向移动。轴起到定位和传递运动和力的辅助作用，其大小应大于轴的最小直径，长度小于行星轮上圆盘厚度。，。4）轴的强度校核齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。轴的材料为40Cr. 扭转强度条件为： mm 式中， 轴的扭转切应力，； 轴所受的扭矩，； 轴的抗扭截面模量，； 轴的转速，； 轴所传递的功率，Kw; 轴的许用扭转切应力，见表8.6； 取决于轴材料的许用扭转切应力的系数，其值可查表 8.6. 505）轴上键的设计及校核转矩 静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 式中， 转矩，； 轴径，mm; 键的高度，mm; 键的工
17、作长度，mm, A型键；B型键；C型键，其中为键的长度，为键的宽度； 许用挤压应力，见表3.2；选用A型键，取采用双键对称布置满足强度要求键的参数：双键，满足强度要求。7.减速器轴承的寿命计算 计算项目及说明 结 果轴承寿命 式中，P 当量动载荷，N； 寿命指数，球轴承，滚子轴承； 温度系数； 1）输入轴上轴承的寿命计算 滚动轴承当量动载荷 式中，x,y 径向载荷系数和轴向载荷系数； 载荷系数； 实际径向载荷； 实际轴向载荷。所用轴承为圆锥滚子轴承，32213型 轴承工作温度 低于150度，则温度系数 每天工作1216小时，按15小时算 即轴承寿命为6.5年，按5年一大修可满足要求 2）输出轴
18、上轴承的寿命计算采用角接触球轴承，7316C型 滚动轴承当量动载荷轴承工作温度 低于150度，则温度系数 轴承寿命为5.8年，5年一大修更换 3）行星轮上轴承寿命计算 行星轮上用均匀分布的三对深沟球轴承，选用16005型轴承， 载荷均匀分配，每对轴承上的载荷 轴承寿命为6.9年，5年一大修，大修时更换寿命满足要求寿命满足要求寿命满足要求8.齿轮加工工艺具体事项见附录1明细表。9箱体结构尺寸1箱体壁厚10mm，箱盖壁厚10mm2. 箱座上部凸缘高度12mm，箱盖凸缘厚度12mm，箱座底凸缘厚12mm3. 地脚螺钉直径M204. 箱盖与箱座螺栓连接M85. 轴承端盖螺钉直径M66. 外箱壁至轴承内
19、壁距离12mm7. 内齿圈齿根与箱壁距离20mm8. 箱座肋板厚10mm9. 通气孔选择M12X1.2510. 油标选择杆式油标M1211. 密封件选用毛毡密封附录11. 基本参数项目值项目值1基本参数型号输入功率150kw名义速比5.8输入转速252rpm名义输出转速43.45rpm输入扭矩5684.52n.m名义输出扭矩31981.13n.m重要程度一般原动机载荷轻微冲击工作机载荷均匀平稳减速器传动效率0.970精度等级7-7-7满负荷设计寿命54000小时2 齿数配比变位类型外啮合交变位,内啮合高变位初定ac端面啮合角25.3712太阳齿轮数18行星轮齿数32内齿圈齿数84行星轮数目3实
20、际速比5.667速比偏差-0.023j=(Zb-Zc)/(Za+Zc)1.040装配条件满足初定cb端面啮合角20.0000齿轮类型直齿实际输出扭矩31245.93n.m同心条件角变位后满足实际输出转速44.47rpm3. 材料和热处理选择太阳轮材料20CrMnTi太阳轮热处理渗碳淬火回火太阳轮热处理硬度61 HRC太阳轮热处理硬度1591 MPa太阳轮接触疲劳极限1591 MPa太阳轮弯曲疲劳极限485 MPa行星轮材料20CrMnTi行星轮热处理渗碳淬火回火行星轮热处理硬度57 HRC行星轮接触疲劳极限1358 MPa行星轮弯曲疲劳极限349 MPa内齿圈材料45内齿圈热处理表面淬火内齿圈
21、热处理硬度43 HRC内齿圈接触疲劳极限971 MPa内齿圈弯曲疲劳极限225 MPa4. 初算中心距载荷不均匀系数1.150ac单对传递扭矩2179.07 N.mac齿数比1.78齿宽系数0.80综合系数1.96接触疲劳极限1358 MPa初定许用接触应力1222 MPa系数483.00初算中心距169.33初算模数6.77实际模数7实际螺旋角0实际中心距182未变位中心距175实际ac端面啮合角25.3712实际cb端面啮合角20.0000齿轮宽度1475. 几何参数和精度ac传动变位系数之和1.134cb传动变位系数之和0太阳轮变位系数0.547行星轮变位系数0.587内齿圈变位系数0.
22、587变位系数优化方式自动优化几何参数计算按何种工艺滚齿太阳轮分度圆直径126行星轮分度圆直径224内齿圈分度圆直径588端面压力角20.0000太阳轮齿顶高9.891内齿轮齿顶高2.775行星轮齿顶高10.174太阳轮齿高14.815行星轮齿高14.815内齿轮齿高15.643太阳轮齿顶圆直径145.781行星轮齿顶圆直径244.348内齿轮齿顶圆直径582.450ac传动端面重合度1.287cb传动端面重合度1.645ac传动纵向重合度0cb传动纵向重合度0ac传动总重合度1.287cb传动总重合度1.645太阳轮当量齿数18行星轮当量齿数32内齿圈当量齿数84太阳轮跨测齿数3太阳轮公法线
23、长度56.044行星轮跨测齿数5行星轮公法线长度98.940内齿圈跨测齿数11内齿圈公法线长度228.028太阳轮弦齿高10.267太阳轮弦齿厚13.753行星轮弦齿高10.392行星轮弦齿厚13.978内齿圈弦齿厚2.763内齿圈量柱直径0内齿圈量柱测量距0插齿刀齿数0插齿刀变位系数0插齿刀齿顶高系数05.2 齿轮精度精度等级7-7-7太阳轮公法线长度上偏差-0.088太阳轮公法线长度下偏差-0.176行星轮公法线长度上偏差-0.132行星轮公法线长度下偏差-0.220内齿圈公法线长度上偏差0.200内齿圈公法线长度下偏差0.300太阳轮齿厚上偏差-0.132太阳轮齿厚上偏差-0.220行星
24、轮齿厚上偏差-0.132行星轮齿厚下偏差-0.220内齿圈齿厚上偏差-0.200内齿圈齿厚下偏差-0.300太阳轮齿距累积公差0.063行星轮齿距累积公差0.090内齿圈齿距累积公差0.112太阳轮齿圈径向跳动公差0.063行星轮齿圈径向跳动公差0.063内齿圈齿距累积公差0.063太阳轮径向综合公差0.090行星轮径向综合公差0.090内齿圈径向综合公差0.112太阳轮齿形公差0.019行星轮齿形公差0.019内齿圈齿形公差0.024太阳轮齿距极限偏差0.022行星轮齿距极限偏差0.022内齿圈齿距极限偏差0.025参考文献：1.程志红 主编.机械设计.南京：东南大学出版社，20062.程志
25、红 唐大放 编著.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社，20063王洪欣 编著.机械原理.南京：东南大学出版社，20054. 中国矿业大学机械制图教材编写组编.画法几何及机械制图.徐州：中国矿业大学出版社13.感想 在老师把课程设计题目布置下来之初,大家都是一头雾水，不知从何下手。只能反复的观察行星轮变速器的结构，在了解了行星轮变速器的运动过程后，我们又经过了一个星期的反复推敲并设计出了设计方案。在这当中我们确实遇到了很多专业性的问题，为解决问题，我们查了不少资料，扩展了不少思路。课程设计引导我们尽可能多地运用所学知识点，通过问题分析和任务定义体现我们的分析问题的能力；通过逻辑设计体现
26、我们的抽象能力；通过详细设计体现我们解决问题的能力；通过结果分析体现我们认识问题的能力；通过编写课程设计报告体现我们书写程序文档的能力。很庆幸,它终于在我们的“痛苦”之后基本完成了,虽然还有着一些不足的地方,和存在着设计方面的错误,但是我们能很自信也很自豪的说,我们宝贵的处女作诞生啦！因为它的缘故,我们对行星轮减速器有了进一步的把握,有了更进一步的了解,我们学会了很多东西.对于这次的课程设计我们也有很多的收获：首先,它提高了我们的自学能力，让我们通过查阅资料,参考别人的优秀作品,学到了许多书本上根本就没有的知识;然后,进一步提高了我们对行星轮结构的理解,以及对AutoCAD的熟练度,为以后的学习打下坚实的基础;最后,也让我们尝试了团队的力量有多么大。通过课程设计这样一个巩固和学习的过程,我们团队的每个人都有很大的进步。不管是学习方面，还是在团队协作的方面。虽然这个过程可能会有点辛苦，但是辛苦之后的成就感是难以言喻的。最后谢谢所有在该课程设计阶段给予我们支持帮助的人!正是因为他们的
