課程設計設計題目：對輥成型減速器內裝：1.設計計算說明書一份2.減速器裝配圖一張3.輸入軸軸零件圖一張4低速軸齒輪零件圖一張學院：徐海學院班級：機械13-3班設計者：秦晉指導老師：黃嘉興老師完成日期：2016年8月15日設計題目：NGW(2K-H負號機構)行星減速裝置設計一、意義與目的NGW（2K-H負號機構）行星傳動裝置（減速器）與普通輪系傳動裝置相比較具有重量輕、體積小、傳動比大、承載能力大及傳動效率高等優點。同時；設計繁鎖、結構復雜、加工制造精度高等要求又是其缺點。但隨著人們對其傳動的深入了解，結構設計的完善，加工手段的不斷提高，（2K-H負號機構）行星傳動裝置日益成為礦山機械廣泛采用的一類傳動裝置，在采掘機械上表現尤為突出。本次課程設計，安排學生在完成了本科機自專業所有基礎課、專業課學習的基礎后進行，訓練學生，達到應具有完成此類機械傳動裝置設計、加工工藝編制的一般水平。在教師的指導下，通過本次課程設計，達到分析、解決問題、動手設計及其他相關能力的鍛煉提高，為后續畢業設計打好基礎。二、要求與安排1、學習行星傳動運動學原理，掌握2K-H機構的傳動比計算、受力分析、傳動件浮動原理。2、學習、應用、熟悉掌握CAD技能，達到能熟練、靈活運用的程度。3、參考、運用有關書籍、刊物、手冊、圖冊，了解2K-H行星傳動裝置（減速器）的基本結構及技術組成的關鍵點。4、按所給有關設計參數進行該傳動裝置（減速器）的設計。1）齒數的選擇：傳動比及裝配條件、同心條件、鄰界條件的滿足。2）了解各構件的作用力及力矩的分析，進行“浮動”機構的選擇。3）參考設計手冊根據齒輪、軸、軸承的設計要點進行有關設計計算。4）按有關制圖標準，繪制完成教師指定的行星傳動裝置（減速器）總圖、部件圖、零件圖，書寫、整理完成設計計算說明書。5、對于所設計的典型零件結合所學有關加工工藝知識編寫一個零件加工工藝6、行星傳動裝置（減速器）總圖選擇合適比例采用A1號圖面繪制，主要技術參數（特征）、技術要求應表達清楚，在指導教師講授、指導下標注、完成總圖所需的尺寸、明細及圖紙的編號等各類要求。按零件圖要求完成零件圖紙的繪制，提出技術要求，上述圖紙總量不應少于折合：A0圖紙一張。三、設計題目主要參數：預期壽命10年，平均每天工作12～16小時設計一臺對輥成型減速器，采用多級（三級）傳動。已知電315KW，輸入轉速：n=960r.p.m，最少有一級2K-H行星傳動輸出轉矩，輸出轉速15-20r.p.m四、傳動比的計算及分配（1）計算總傳動比輸入轉速n=960r.p.m,取輸出轉速n1=18r.p.m,總傳動比為54（2）傳動比分配根據傳動比范圍取取低速級行星齒輪傳動比i3=6。對于前兩級二級直齒減速器，為保證其高低級大齒輪浸油深度大致相近，其傳動比一般要滿足式：i取系數1.3i總可得：第一級直齒傳動比i1=4；第二級直齒傳動比i2=3(3)傳動裝置的運動、動力參數計算各軸轉速nnnn各軸功率PPP各軸轉矩TTT（4）齒形為漸開線直齒，外嚙合最終加工為磨齒，7級精度；內嚙合為最終加工為插齒，7級精度，采用不變位齒輪傳動。五、齒輪傳動的設計計算（一）高速級直齒圓柱齒輪的基本參數及強度計算1.選擇齒輪的材料，確定許用應力小齒輪選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC取硬度值60HRC大齒輪選用40Cr調質，齒面硬度241~286HBW取硬度值260HBW2.初步計算傳動的主要尺寸(1)小齒輪傳遞轉矩為T1=3102260N·mm(2)試選載荷系數Kt=1.4(3)由表8-18，取齒寬系數φd=0.6(4)由表8-19，查得彈性系數ZE=189.8MPa(5)對于標準直齒輪,由圖9-2查得節點區域系數ZH=2.49(6)齒數比u=i1=4(7)確定齒輪齒數。初選Z1=20，取Z2=(8)重合度端面重合度為軸向重合度為εβ=0.318φdZ1tanβ=0由圖8-3查得重合度系數Zε=0.87(9)許用接觸應力由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為σHlim1=715MPa,σHlim2=567MPa小齒輪與大齒輪的應力循環次數分別為N1=60n1aLh=60×960×1.0×（10×300×14）=2.42×109N2=N1/i1=2.42×108/3.64=6.6×108 由圖8-5查得壽命系數ZN1=1.00,ZN2=1.03,由表8-20取安全系數SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應[σ]H1=ZN1σHlim1/SH==746MPa大齒輪的許用接觸應力[σ]H2=ZN2σHlim2/SH==609MPa取[σ]H=746MPa初算小齒輪的分度圓直徑d1t,得3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數由表8-21查得使用系數KA=1.25因由圖8-6查得動載荷系數Kv=1.27,由圖8-7查得齒向載荷分配系數Kβ=1.64，由表8-22查得齒間載荷分配系數KαK=KAKvKβKα=1.27×1.64×(2)對d1t進行修正因K與Kt有較大差異，故需對由Kt計算出的d(3)確定模數mnm=按表8-23，取m=8mm(4)計算傳動尺寸中心距為d1=392.4mm分度圓直徑為ddb取bb取b4.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σK、T1、mn和d1同前齒寬b=b2=110齒形系數YF和應力修正系數YS。由圖8-8查得YF1=2.66，YF2=2.18，由圖8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由圖8-10查得重合度系數Yε=0.68（5）許用彎曲應力[σ]F由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力為σFLim1=296MPa,σFLim2=211MPa由圖8-11查得壽命系數YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系數SF=1.40，故[σ][σ]σσ5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂高h齒根高h全齒高h頂隙c=齒頂圓直徑為dd齒根圓直徑為dd（二）中間直齒圓柱齒輪的基本參數及強度計算1.選擇齒輪的材料，確定許用應力小齒輪選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC取硬度值60HRC大齒輪選用40Cr調質，齒面硬度241~286HBW取硬度值260HBW2.初步計算傳動的主要尺寸(1)小齒輪傳遞轉矩為T2=N·mm(2)試選載荷系數Kt=1.4(3)由表8-18，取齒寬系數φd=0.6(4)由表8-19，查得彈性系數ZE=189.8MPa(5)對于標準直齒輪,由圖9-2查得節點區域系數ZH=2.5(6)齒數比u=i2=3(7)確定齒輪齒數。初選Z3=24,取Z4(8)重合度端面重合度為軸向重合度為εβ=0.318φdZ1tanβ=0由圖8-3查得重合度系數Zε=0.86(9)許用接觸應力由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為σHlim3=715MPa,σHlim4=567MPa小齒輪與大齒輪的應力循環次數分別為N3=60n2aLh=60×263.7×1.0×（10×300×14）=6.65×109N4=N3/i2=2.375×108由圖8-5查得壽命系數ZN3=1.03,ZN4=1.09,由表8-20取安全系數SH=1.40，則小齒輪的許用接觸應力[σ]H3=ZN3σHlim3/SH=1.03×715MPa/1=736.45MPa大齒輪的許用接觸應力[σ]H4=ZN4σHlim4/SH=1.09×567MPa/1=618.03MPa取[σ]H=736MPa初算小齒輪的分度圓直徑d3t,得3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數由表8-21查得使用系數KA=1.35因由圖8-6查得動載荷系數Kv=1.19,由圖8-7查得齒向載荷分配系數Kβ=1.39，由表8-22查得齒間載荷分配系數KαK=KAKvKβKα=1.35×1.19×1.(2)對d3t進行修正因K與Kt有較大差異，故需對由Kt計算出的dd(3)確定模數mnm=按表8-23，取m=10mm(4)計算傳動尺寸中心距為a分度圓直徑為ddb取bb取b4.校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σK、T2、mn和d3同前齒寬b=b4=147齒形系數YF和應力修正系數YS。由圖8-8查得YF3=2.4，YF4=2.19，由圖8-9查得YS3=1.67，YS4=1.80（4）由圖8-10查得重合度系數Yε=0.67（5）許用彎曲應力[σ]F由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力為σFLim3=296MPa,σFLim4=211MPa由圖8-11查得壽命系數YN3=1.03YN4=1.09,由表8-20查得安全系數SF=1.00，故[σ][σ]σσ5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂高h齒根高h全齒高h頂隙c=齒頂圓直徑為dd齒根圓直徑為dd（三）低速級行星齒輪傳動1.配齒計算：查表7-3選擇行星輪數目n本設計采用不等角度變位齒輪嚙合，提高了齒輪的承載能力，配齒方案i3=4.5時，現考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪數為,和行星齒輪數為n傳動比條件ZbZa對內齒輪齒數進行圓整后，此時實際的傳動比與給定的傳動比稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為i=1+其傳動比誤差?i=根據同心條件（各齒輪模數相同）條件可求得行星齒輪C的齒數為Z所求得的Zc適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動安裝條件Za2.材料選擇及熱處理方式太陽輪與行星輪：選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度58～62HRC取值60HRC由圖8-4得接觸疲勞極限應力σHlim彎曲疲勞極限應力σ3.a-c齒輪按接觸強度初算按彎曲強度的初算公式m輸入轉矩T3=N·mm查表17.2-16得載荷不均勻系數Kc=1.150查表10-2得算式系數Km=1.22，使用系數KA=1.25，綜合系數KfΣ=1.6，則模數m∴嚙合齒輪中心副中a-c標準中心距a為a4.行星輪的幾何尺寸行星輪太陽輪內齒輪分度圓直徑ddd齒頂高hhh齒根高h齒全高hhh齒頂圓直徑外嚙合dd內嚙合dd齒根圓直徑外嚙合dd內嚙合dd5.裝配條件的驗算對于所設計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件（1）鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即2已知低速級的dac=422.514，ac=357和2a滿足鄰接條件（2）同心條件按公式Z已知低速級Za=23,（3）安裝條件按公式驗算其安裝條件，即得Z滿足安裝條件6.傳動效率的計算2X-A型的基本行星齒輪傳動效率為naxp=在轉化機構中，其損失系數φx等于嚙合損失系數φmx和軸承損失系數φ其嚙合損失系數φmx之和為φmbx——轉化機構中中心輪b1與行星齒輪φmax——轉化機構中中心輪a1與行星齒輪φ式中Z1——齒輪副中小齒輪的齒數Z2——齒輪副中大齒輪的齒數fm——嚙合摩擦系數，取查圖16.2-10得外嚙合重合度εφ內嚙合重合度εφ則φma則n綜上所述，總的傳動效率為=0.97116由此可見，該行星齒輪傳動效率高，滿足使用要求。六、齒輪傳動強度的校核計算校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均小于其相應的許用接觸應力，即1.外嚙合齒輪副中接觸強度的校核（1）使用系數KA查表6-7的K（2）動載荷系數K考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數，查圖6-6可得K（3）齒向載荷分布系數K考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸應力影響的系數，該系數KHβ主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關。查表6-8得（4）齒間載荷分配系數K齒間載荷分配系數是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關。查表6-9可得K（5）行星齒輪間載荷分配不均勻系數K考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數。它與轉臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取K（6）節點區域系數Z考慮到節點處齒廓曲率對接觸應力的影響，并將分度圓上的切向力折算為節圓上的法向力的系數。由圖6-9得Z（7）彈性系數Z考慮材料彈性模量E和泊松比對接觸應力影響的系數，查表6-10可得ZE（8）重合度系數Z查圖6-10得Z（9）螺旋角系數Z考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數。，取為1.00（10）最小安全系數S考慮齒輪工作可靠性的系數，齒輪工作的可靠性要求應根據重要程度，使用場合等。查表6-14得S（11）接觸強度計算的壽命系數Z考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環次數時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數和使用潤滑劑有關。查表6-12得Z（12）潤滑油膜影響系數Z齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表6-14得Z（13）齒面工作硬化系數z查圖6-20得z（14）接觸強度尺寸系數z查表6-15得z分度圓上的切向力FT則F根據公式計算低速級外嚙合齒輪副中齒面接觸應力σH，σ外嚙合齒輪副中許用接觸應力σHpσ∵σ∴滿足接觸疲勞強度條件2.外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核（1）齒向載荷分布系數K按公式計算K（2）齒間載荷分配系數K按公式計算（3）行星齒輪間載荷分配系數K查表得K（4）太陽輪、行星輪齒形分布系數Y查圖6-22得Y（5）太陽輪、行星輪應力修正系數Y查圖6-24得Y（6）重合度系數Y查表得Y（7）螺旋角系數Y查圖6-25得Y（8）齒形系數Y查表6-17得Y（9）太陽輪、行星輪的相對齒根圓角敏感系數查圖6-33得Y（10）最小安全系數查表6-11得S根據公式計算齒根彎曲應力σσ取σ按公式計算許用彎曲應力σσ已知查圖16.2-27得壽命系數YNT=1.00，齒輪的∴

σ∴a-c滿足齒根彎曲強度條件3.齒輪內嚙合齒輪副中接觸強度的校核嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。已知KA=1.25，Kv=1.027，KHβ=1.201，KHα=1.133，σHlim=1519MPa，ZNT=1.075，ZLZVZR=1計算內齒輪c1的接觸許用應力σ計算行星齒輪的許用接觸應力σ∵σ∴滿足接觸疲勞強度條件七、軸的設計與計算1、電動機的選擇：YR系列：IP23YR400-6P=315KWn=984r/min2、軸的設計（1）高速軸：高速軸的傳遞功率P1=311.85，轉速高速軸的材料選用45鋼，調質處理，由表9-8取C=135d≥C計算軸的最小直徑并加大3％-5%以考慮鍵槽的影響d≥88.3+88.3確定各軸段的直徑和長度:1段:d1=2段：第二段軸裝軸承端蓋，用以使軸承軸向定位以及密封，取其長度為273mm。d3段：d3=126mm4段：d4=108(2)中間軸：中間軸的傳遞功率P2=308.73kw，轉速n1中間軸的材料選用45鋼，調質處理，由表9-8取C=100d≥C3Pn確定各軸段的直徑和長度:1段:d1=12段：d3段：d3=144mm4段：d4=1265段:d5=1(3)低速軸：低速軸的傳遞功率P3=205.64kw中間軸的材料選用45鋼，調質處理，由表9-8取C=105d≥C3Pn確定各軸段的直徑和長度:1段:d12段：d3段：d3=162mm4段：d4=175段:d5=16段:d6=1八、潤滑油的選擇潤滑油選用N320重負荷工業齒輪潤滑油九、總結通過本次設計我對減速器的工作原理以及各種工作機構有了很全面的認識，更對機械傳動中的電動機、齒輪、軸、軸承、聯軸器、鍵、箱體等都很做了認真的分析計算和選取，是對一個機械學習者的初次挑戰，整個設計過程中每個人都是很辛苦的，但它是對今后學習生活的一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，課程設計是培訓學生運