机械课程设计说明书-行星齿轮减速器传动装置设计(单级).docx

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1、你的大学标志基于行星轮减速器的传动装置设计学院:业:机械设计制造及其自动化级:机械XXX号:名，指导老帅:WC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

2、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38一、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

3、的背睐。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=100OON,运输带速度V=1.30ms,卷筒宜径D=2O5nm: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

4、。另要求该减速器能够连续工作10年：承受中等冲击。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-内外哂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0.97099,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。图（1）2ZX（八）行星齿轮传动机构箭化图如上图所示，a为太阳

5、轮，b为内齿轮，c为行星轮，X为转臂,I1轴Ill轴可为输入输出轴。当Il轴为输入轴时，机构整体为减速:当In轴为输入轴时，机构整体为加速。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q=偌，根据已知条件所给数据F=100OON,y=1.3，/$。则工作机有效功率有：P=l0000xl3=13kWI(X

6、X)I(XX)从电动机到工作机输送带之间的总效率为体=XIhi=0.990.99,0.980.99=0.93式中：,小，小，宿，分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，行星轮传动机构效率，卷筒效率7=0.99,%=0.99,-=0.98,%=0.99所以电动机输出功率为:pH|3Pt=I必W70.93按资料查找2ZX型的行星轮传动比/行.=2813工作机卷筒的转速为60x000u60x1000x1.3D1120511121.1irnin12IrZmin所以电动机转速的可选范围为zd=A7m,=(2.813)120=(3361560)“min符合这一范围的同步转速有750rminJOOOrZmin,

7、1500rmin三种，比较三种电机，选100OMnin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Y1801.6其满载转速为970rmin,额定功率为15KWoZX电动机型号：Y1801.-6额定功率：15KW同步转速：100Ormin满载转速：970rmin总传动比=电机满载转速/工作机转速即nw121.113.3传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1)2Z-X（八）行星齿轮传动机构简化图所标注：电动机轴为轴I,减速器高速级轴为轴H,低速级轴为轴H1.卷筒轴为轴IV,则各轴的转速nl=nll=nm=970rminw11-n=121.25r/min

8、/8各轴的输入功率Pi=Pti=4VV昂=6.7=14X0.99=13.86-W1=*%=1386X0.992X0.98=133kWA=%7=13.30.99X0.99=13kW各轴的输入转矩7；=9550XC=9550x=137.8N.小/I1970,=955O-5l=9550=136.46Mm11H119707=9550-=9550=1049.71/Vw=1050Vm,11W111121=9550-=9550-=1026.03Nm=I026Nm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

9、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I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 确定各齿轮的齿敷据2ZX（八）型行星传动的传动比值和按其配齿计算（见行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Zl,和九。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数ZlI=I7和行星轮明,=3.根据内齿轮zz,=4-1%=（8

10、-1）x17=119对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取Z,=115,此时实际的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6的范围内。实际传动比为/=1+=-+1=7.76Za17其传动比误差加=以=此3=3%8由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数z,应按如下公式计算，即ZC=上M=地卫=49c22再考虑到安装条件为二士生=C=33(整数)2故行星轮各齿数为za=17.zfr=49.zf=1154.1.2 初埠中心距和横数(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，强度极限区=700MP”，屈服极限=500M尸“，齿面硬度为280HBS。

11、由行星齿轮传动设计P166图6-13查得齿轮的接触疲劳极限。Wn=920MPa图6-26查得齿轮的弯曲疲劳极限。“n=350M&行星轮材料为40Cr,调质处理，强度极限G=700MP4,屈服极限d=5(X)M%,齿面硬度为240HBS。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I100M为,屈服极限900MPa,表面硬度为320HBS。齿形终加工为插齿，精度7级。(2)减速器的名义输出转速公rh；,M,j,0loc.由I=-1.得/:=125rmn4i84(3)载荷不均衡系数KP查行星齿轮传动设计，取K“，=K%=1.4(4)齿轮模数阳

12、和中心距。(m=25,an=82.5/wz/z)首先计算太阳轮分度圆直径：,k-KAKHPKHy“1/、da=Kd.:X(mm)VHhm式中：正号为外啮合，负号为内啮合；Kli一一算式系数为768(直齿传动)：U齿数比为竺=2.8217KA一使用系数为1.25：Kh一一综合系数为2；T1太阳轮单个齿传递的转矩。7；=&=9550-=9550XX0.99Mm=44.12N.初nl,n,nf31000其中一高速级行星齿轮传动效率，取=0.99%一行星轮的数量%齿宽系数暂取板4=0.5%un=1450Mpa代入下式得：,rI邛禹M暗“土】J44.12xl,25x.4l.6(2.82+1),4=KUT

13、-X=768XJ：X=41.6mnVfcnuV0.5x1450-2.82模数n=-=2.45取模数i=25Za17则a。=；m(zti+2f)=2.5(17+49)nw=82.5取中心距a0=82.5/7/由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故由=406取巧=06计算齿轮齿宽5=0.6X2.5X17=25.5mm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(5-10)mm：一般会取小齿轮齿宽等于=35,大齿轮齿宽4=30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35nm,太阳轮、内齿轮齿宽30mm,4.1.3 齿轮几何尺寸计算图

14、(3)行星轮结构各齿轮副对于单级的2ZX（八）型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，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ac齿轮副（外啮合）bc齿轮副（内啮合）分度忸直径d4=M1Z1d2=n2z2J1=2.5x17=42.5=2.5x49=122.54=122.5/,=2.5x115=287.5基圆直径4%=4COSa(th2=d2CoSad”=42.5Xcos20=39.94dtl2=122.5Xcos20=1154=1154=287.5Xcos20=270.16齿顶圆直径dadaldl+2mh;da2d2+2nhtt,%=47.54,2=127.5%=4+2hdl,1=ft3-2mh；%=127.5=282.5齿根圆直径3ltf=,-2w+c)dr2=d2-2fn(h+c)Jzi=36.25df2=116.25:啮合dnd