行星齿轮减速器-课程设计计算说明书

目录
设计任务书： (2)
设计内容： (3)
一、评述传动方案 (3)
二、电动机的选择及动力参数计算 (4)
三、传动零件的校核计算 (6)
一）外啮合齿轮传动 (6)
二）内啮合齿轮传动 (9)
四、轴的设计 (11)
一）减速器输入轴Ⅰ (11)
二）行星轮轴Ⅱ (17)
三）内齿轮轴Ⅲ (20)
五、键连接的选择和计算 (23)
六、滚动轴承的选择和计算 (25)
七、联轴器的选择 (28)
八、齿侧间隙 (28)
九、轴Ⅱ加工工艺图 (29)
十、参考资料 (30)
设计任务书：
设计内容：
一、 评述传动方案
牵引速度为 1.5/v m s =，滚筒直径400D mm =，可求出滚筒转速(601000)/w n v =⨯⨯
()(60100 1.5)/(400)71.62/min D r ππ=⨯⨯⨯=，由于工作情况为：室外，环境有灰尘，
最高温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期工作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列电动机为原动机，它的转速约为750~1000r/min ，传动装置速比应为/(750~1000)/71.6210.47~13.96m w i n n === 可选如下图1-1、1-2两种方案：
图1-1方案a 采用NW 分流式行星齿轮传动，卷扬机工作时制动器10制动，此时电动机1通过联轴器2驱动行星齿轮减速器，行星架上的滚筒5使钢丝绳7运动，从而牵引重物移动。

不需重物移动时，制动器6制动，制动器10松开，这时行星传动变成
定轴传动，电动机和二级同轴式减速器空转，不用频繁地起动和制动电动机。

滚筒用滑动轴承支撑在机架上。

传动比：5~25i =，可满足传动要求。

优点：外形尺寸小（减速器内置），电动机不用频繁启动适合狭窄工况下工作。

缺点：结构复杂，加工安装精度高，成本大，不易维修。

图1-2方案b 采用一级带传动和一级闭式齿轮传动，电动机带动带传动，齿轮传动，从而带动滚筒运动。

传动比：6~24i =，可满足传动要求。

优点：结构简单，制造维修方便，成本低，带传动有缓冲作用。

缺点：外形尺寸大，
带传动不能适应繁重劳
1、电动机;
2、联轴器:
3、中心轮a;
4、行星轮c ；
5、滚筒;
6、制动器;
7、钢丝绳;
8、行星轮d;
9、内齿轮b ；10、制动器；11、机架；
卷扬机传动简图 图
1-1
1、电动机;
2、带轮a;
3、v 带;
4、带轮b;
5、齿轮c;
6、齿轮d;
7、联轴器;
8、滚筒;
9、钢丝绳
卷扬机传动简图
图1-2
动，带传动安全性不好。

二、 电动机的选择及动力参数计算
由于工作情况为：室外，环境有灰尘，最高温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期工作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列冶金及起重用三相异步电动机。

1、 电动机符合条件下所需功率
/s w a p p η= kw 式（1） /1000w p Fv = kw 式（2）
由（1）（2）得 /(1000)s a p Fv η= kw 由电动机至滚筒的总效率为
4
123b a aH ηηηηη=⋅⋅⋅
式中：1η、b aH
η、2η、3η分别为联轴器、行星齿轮啮合、滚动轴承和滑动轴承的传动效率。

取1η=0.99（弹性联轴器），b
aH
η=0.98（折中），
2η=0.99（滚子轴承），3η=0.98（滑动轴承）。

则40.990.980.980.980.91a η=⨯⨯⨯=
/(1000)50001.5/(10000.
s a p Fv kw η
==⨯⨯= 2、 电动机所需功率
6.6dx p kw ===
式中：起动制动恶化系数 0.75a C =；
负荷持续率 0.56cr F =；
把等效功率转化为60%N FC =的功率60dx p
60 6.8 6.4dx p p kw ===
3、 确定电动机转速
滚筒工作转速为601000/()601000 1.5/(400)71.62/min n v D r ππ=⨯⨯=⨯⨯⨯= 按方案a 推荐传动比 5~25i '=算，则电动机转速的可选范围为
(5~25)71.62358~1790/min d n i n r ''=⋅=⨯=
符合这一范围的YZR 电动机同步转速有600、750和1000r/min 。

1、电动机;
2、联轴器:
3、中心轮a;
4、行星轮c ；
5、滚筒;
6、制动器;
7、钢丝绳;
8、行星轮d;
9、内齿轮b ；10、制动器；11、机架； 卷扬机传动简图
图2-1
据容量和转速，查【4】有两种型号适用的电动机型号。

因此有两种方案，如下表2-1（3S 工作制下FC=60%）：
表 2-1
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，可见方案1较合适。

安装尺寸如下图2-2，表2-2：
图 2-2 表 2-2
4、 选择行星轮系各齿轮齿数
选行星轮数目K=3，据13.30b aH
i '=，查【7】P206页表10-5，3w n =的NW 型行星传动的齿数组合为：
13.297b
aH i =、18a Z =、105b Z =、59c Z =、28d Z =，满足齿数条件要求。

5、 各轴转速
952/min I m n n r ==（m n 为电动机转速）
/952/13.29771.6/min b H I aH n n i r ===（以I 轴转速为正向）
95271.6880.4/min I H I H n n n r =-=-=
II II II //(/)880.4(18/59)268.6/min H b I a c n n i n Z Z r ==-=⨯-=-
则II II II 268.671.6197/min H
n n n r =+=-+=-。

6、 行星齿轮应力循环次数
中心轮a ：9N 600.5660880.43(1030028) 4.310I H a FC n k t =⋅⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 内齿轮b ：8N 600.566071.63(1030028) 3.510b H FC n k t =⋅⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
行星轮c ：8N 600.5660268.63(1030028) 4.310H c II FC n k t =⋅⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
行星轮d ：8N N 4.310d c ==⨯
7、 小齿轮转矩及圆周力
轴I 的输入功率 18.20.998.12I s P P kw η=⋅=⨯= 转矩 48.1510T N m m =⨯⋅ 轴I 的输出功率 28.120.998.04I I P P kw η'=⋅=⨯= 转矩 48.0710T N mm =⨯⋅ NW 行星齿轮传动（行星轮均匀分布，考虑载荷不均匀分布） 齿轮a 与行星轮c 齿轮副中齿轮a 的输出转矩
3/ 1.58.07/3 4.0410a I T Kc T K N mm ''=⋅=⨯=⨯⋅（Kc 为载荷不均匀系数，取Kc=1.5）
行星轮d 与内齿轮b 啮合中齿轮d 转矩
3/() 1.58.0759/(318)13.210d I c a T Kc T Z K Z N mm ''=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯=⨯⋅
内齿轮b 的转矩 45(1)8.0710(13.2971)9.9210b
b I aH
T T i N mm '=-=⨯⨯-=⨯⋅ 8、 动力参数表如下表2-3
三、 传动零件的校核计算
一） 外啮合齿轮传动
二）内啮合齿轮传动1、设计的已知条件和主要参数
四、轴的设计
一）减速器输入轴Ⅰ
（尺寸如图4-1-1）
图4-1-1
图4-1-2
图4-1-3 tan20327N
︒=
周向合力如图4-1-4
（方向不定）
二） 行星轮轴Ⅱ
传递的转矩413.210T N mm =⨯⋅，转速269/min H
II n r =，齿轮C 轮毂宽34c L mm =，
59, 2.5c Z m mm ==，齿轮d 轮毂宽36,28, 2.5d d L mm Z m mm ===，轴向尺寸如图4-2-1
2
mm ，2
785/S N mm σ= 图4-2-1
图4-2-2
三） 内齿轮轴Ⅲ
传递的转矩59.9210T N mm =⨯⋅，转速
71.6/min H
III n r =-，轴向尺寸如图4-2-1
图4-3-1
五、键连接的选择和计算
六、 滚动轴承的选择和计算
1、
输入轴轴承
1）滚动轴承的工作条件和主要参数
2） 计算简图
2、 行星轴轴承
1）滚动轴承的工作条件和主要参数
2）
计算简图
3、输出轴轴承
1）滚动轴承的工作条件和主要参数
七、 联轴器的选择
据电动机轴颈选择联轴器：LX3联轴器 4884
3082
ZA YA ⨯⨯ GB/T 5014-2003
该联轴器公称转矩为1250N m ⋅
输入轴转矩81.51250T N m N m =⋅<<⋅，强度满足要求。

八、 齿侧间隙
选齿轮a 与齿轮c 啮合：（齿轮C ）
齿轮的齿宽b=12mm ，齿轮基准孔的基本尺寸为32d mm φ=，滚动轴承孔的跨距L=69mm ，齿轮为钢制，机体为铸铁。

1、 确定齿轮精度等级
由齿轮校核中已确定齿轮精度等级为6级，考虑减速器齿轮的运动准确性精度要求不高和载荷分布均匀性精度一般不低于平稳性精度，因此确定齿轮c 传递运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性精度等级均为6级。

2、 确定齿轮必检偏差项目及其允许值
对传递运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性精度的必检参数分别为p F ∆、
pt f ∆与F α∆和F β∆。

由【6】表10.1查的齿距累积总偏差0.035p F =、单个齿距偏差0.009pt f =±、齿廓偏差0.013F α=，由表10.2得螺旋线总偏差0.01F β=。

3、 确定齿轮的最小法向侧隙和齿厚上、下偏差 （1）最下法向侧隙min bn j 的确定 先计算出齿轮中心距a
()/2 2.5(1859)/296.25a c a m Z Z =+=⨯+=
参考表10.6，a=96.25介于50与100之间，因此，采用插值法得min 0.12bn j mm =。

（2）齿厚上、下偏差的计算
由【6】表10.1、表10.2查得10.0075pt f mm =±，20.009pt f mm =±。

0.01F mm β=和L=69mm ，
b=12mm 得：
bn J =
9/12)
0.01]
= 0.011mm =
由【6】表10.8查的0.0175a f mm =，则齿厚上偏差为：
min 0.120.011
(tan )(0.0175tan 20)0.0762cos 2cos 20bn bn sns a j J E f mm αα++=-+=-+⨯︒=-︒
由【6】表10.1查得0.028r F =，由【6】表10.7查得 1.268 1.260.0630.079r b IT =⋅=⨯=
因此齿厚公差为
2tan 202tan 200.061sn T =︒=︒=
最后可得齿厚下偏差为
0.0760.0610.137sni sns sn E E T =-=--=-
（3）公法线长度及其上、下偏差 卡量齿数 /90.5
7.06(
k z =+=取 则cos [(0.5)]k W m k zinv απα=-+ 2.5c o s 20
[(70.5)590
π=⨯︒⨯-+⨯ 50.038mm =
公法线长度上、下偏差为
cos 0.72sin 0.076cos 200.720.028sin 200.078bns sns r E E F αα=-=-︒-⨯︒=- cos 0.72sin 0.137cos 200.720.028sin 200.122bni sni r E E F αα=+=-︒+⨯︒=-
按计算结果，图样标注为
0.078
0.12250.038k W --=
九、 轴Ⅱ加工工艺图
十、参考资料
【1】龚桂义等编《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，1990年
【2】龚桂义等编《机械设计课程设计图册》，高等教育出版社。

1989年
【3】邱宣怀编《机械设计》，高等教育出版社，1997年
【4】吴宗泽等编《机械设计课程设计手册》，高等教育出版社，1999年
【5】杜白石、杨福增编《机械设计习题集》，2005年
【6】刘品、李哲主编《机械精度设计与检测基础》，哈尔滨工业大学出版社，2009年
【7】杨福增、杜白石等编《机械设计课程设计指导书》，2006年。