NGW行星減速器的設計【版本2】

資源目錄里展示的全都有預覽可以查看的噢，，下載就有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：NGW行星減速器的設計 NGW行星減速器的設計 摘 要 本文完成了行星齒輪減速機的結構設計。該減速機具有結構緊湊、傳動效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點，適用于化工、輕工業(yè)以及機器人等領域。這些功用對于現代機械傳動的發(fā)展有著較重要的意義。 首先簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速機的研究現狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構主要構件包括太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架的設計計算，通過所給的輸出功率、傳動比及工況系數確定齒輪減速機的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和主要零部件的強度校核計算。其中該減速機的設計與其他減速機的結構設計相比有三大特點：其一，為了使三個行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動機構，即太陽輪與高速軸通過齒式聯軸器將二者連接在一起，從而實現了太陽輪的浮動；其二，該減速機的箱體采用的是臥式箱體；其三，內齒圈與箱體采用分離式，通過螺釘箱體固定在一起。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速機的整體結構設計。 關鍵詞：行星齒輪；傳動機構；結構設計；校核計算 I The Design of NGW Planetary Gear Reducer Abstract This completed a single-stage planetary gear reducer design.The gear has a smaller transmission ratio,and it has a compact,high transmission efficiency,outline,small size and light weight,carrying capacity,smooth motion,shock and vibration resistant and low noise characteristics,Used in chemical,light industry and robotics fields.The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance. First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend,and then compared various transmission structures,which determine the basic type of transmission.Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel,planet gear,ring gear and planet carrier in the design calculation,given by the input power,gear ratio,input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation.One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First,the three planetary gear to make the load evenly,using a gear-type floating body,the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear; Second,the box uses a reducer flange box,upper and lower box were cast; Third,the ring gear and Box with separate,through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box.Finally,a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer. Key Words: Planetary gear;Driving machanism;Structural design;Checking calculation II 主要符號表 a　　　　　　　　中心矩 b　　　　　　　　齒輪寬度 d　　　　　　　　軸的直徑 h　　　　　　　 軸肩高度 i　　　　　　　　 傳動比 K　　　　　　　　載荷系數 L　　　　　　　　軸的長度 m　　　　　　　　齒輪模數 n　　　　　　　　軸的轉速 np　　　　　　　　　　　　　　 行星輪數目 Na　　　　　　　 應力循環(huán)次數 t　　　　　　　　總運轉時間 T　　　　　　　　轉矩 W　　　　　　　　軸的抗彎截面系數 x　　　　　　　　齒輪變位系數 　　　　　　　 軸傳遞的功率 　　　　　　　 齒數 　　　　　　　傳動效率 　　　　　　 齒輪分度圓直徑 　　　　　　　齒輪基圓直徑 　　　　　　　齒輪節(jié)圓直徑 　　　　　　　齒頂圓直徑 　　　　　　　齒根圓直徑 　　　　　　　孔距相對偏差 　　　　　　 偏心誤差 　　　　　　　嚙合損失系數 　　　　　　　折合系數 齒輪嚙合角 端面重合度 ρa 頂圓齒形曲徑 ga 　　　　　　　　　　　　　端面嚙合長度 齒頂高系數 C* 齒輪頂隙系數 扭轉切應力 齒寬系數 當量載荷 　　　　　　 軸承壽命 中心距變位系數 齒頂高變位系數 應力修正系數 齒形系數 螺旋角系數 尺寸系數 應力修正系數 壽命系數得 齒根表面狀況系數 相對齒根圓角敏感系數 中心距極限偏差 嚙合摩擦系數 擊載荷系數 圓周力 法向力 切向力 支反力 齒面接觸疲勞極限 齒面彎曲疲勞極限 齒根彎曲應力 齒輪許用彎曲應力 軸的計算應力 軸的許用彎曲應力 、 重合度系數 水平面彎矩 垂直面彎矩 使用系數 動載荷系數 、 齒間載荷分布系數 、 齒向載荷分布系數 IV 1 目 錄 1 緒 論 1 2 傳動方案的確定 5 2.1 設計任務 5 2.1.1 齒輪傳動的特點 5 2.1.2 齒輪傳動的兩大類型 5 2.2 行星機構的類型及特點 6 3 行星齒輪傳動設計 9 3.1 行星齒輪傳動類型 9 3.2 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 9 3.3 確定各主要參數 10 3.3.1 傳動比分配 10 3.3.2 行星輪數目np 10 3.3.3 配齒計算 10 3.3.4 確定齒輪齒數m和中心距a 10 3.3.5 變位系數計算 12 3.3.6 幾何尺寸計算 13 3.3.7 嚙合計算 14 3.3.8 齒輪強度校核計算 15 3.3.9齒輪結構設計 22 3.3.10 傳動效率 23 4 其他主要零部件設計 24 4.1 高速級行星輪軸及其軸承設計 24 4.1.1 行星輪軸直徑計算和軸承的選取 24 4.1.2 軸承壽命計算 24 4.2 低速級行星輪軸及其軸承設計 24 4.2.1 行星輪軸直徑計算和軸承的選取 25 4.2.2 軸承壽命計算 25 4.3 低速軸、中間軸、高速軸及其軸承設計 25 4.3.1 輸入軸設計 25 4.3.2 中間軸設計 27 4.3.3 輸出軸設計 28 4.4 行星架結構方案 29 4.4.1 雙側板整體式轉臂 29 4.4.2 雙側板分開式轉臂 30 4.4.3 單側板式轉臂 30 4.5 齒輪聯軸器的結構和特點 32 4.5.1 確定高速級分度圓直徑、模數和齒數 33 4.5.2 確定低速級分度圓直徑、模數和齒數 34 5 減速器箱體及其潤滑 36 5.1 箱體設計 36 5.1.1 箱體結構設計 36 5.1.2 機體主要尺寸的確定 37 5.2 減速器潤滑 38 5.2.1 齒輪的潤滑 38 5.2.2 軸承的潤滑 38 6 三維建模 39 6.1 零件圖 39 6.2 裝配圖 42 7 結 論 45 參考文獻 46 致 謝 47 VI 1 緒 論 1 本課題通過對行星齒輪減速機的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速機產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速機規(guī)模化生產提供了參考和理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速機的傳動原理，達到對所學知識的復習與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。 1.1齒輪減速機的研究現狀 齒輪是使用量大面廣的傳動元件。目前世器上齒輪最大傳遞功率已達6500kW，最大線速度達210m／s(在實驗室中達300m/s)；齒輪最大重量達200t，最大直徑達 (組合式)，最大模數m達50mm。我國自行設計的高速齒輪(增)減速機的功率已達44000kW，齒輪圓周速度達150m／s以上。 由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速機，用于原動機和工作機或執(zhí)行機構之間，起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。 20世紀末的20多年，世界齒輪技術有了很大的發(fā)展。產品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪聲、高可靠度。技術發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術。 硬齒面技術到20世紀80年代時在國外日趨成熟。采用優(yōu)質合金鋼鍛件滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于IS01328一1975的6級，綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪的4倍，為軟齒而齒輪的5一6倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速機的重量僅為軟齒面齒輪減速機的1/3左右。 功率分支技術主要指行星及大功率齒輪箱的功率雙分及多分支裝置，如中心傳動的水泥磨主減速機，其核心技術是均載。 模塊化設計技術對通用和標準減速機旨在追求高性能和滿足用戶多樣化大覆蓋面需求的同時，盡可能減少零部件及毛坯的品種規(guī)格，以便于組織生產，使零部件生產形成批量，降低成本，取得規(guī)模效益。 其他技術的發(fā)展還表現在理論研究(如強度計算、修形技術、現代設計方法的應用，新齒形、新結構的應用等)更完善、更接近實際；普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件；材料和熱處理質量控制水平的提高；結構設計更合理；加工精度普遍提高到ISO的4一6級；軸承質量和壽命的提高；潤滑油質量的提高；加工裝備和檢測手段的提高等方面。 這些技術的應用和日趨成熟，使齒輪產品的性能價格比大大提.高，產品越來越完美。如非常粗略地估計一下，輸出IOONm轉矩的齒輪裝置，如果在1950年時重10kg，到80年代就可做到僅約lkg。 20世紀70年代至90年代初，我國的高速齒輪技術經歷了測繪仿制、技術引進(技術攻關)到獨立設計制造3個階段?，F在我國的設計制造能力基本上可滿足國內生產需要，設計制造的最高參數:最大功率44MW,最高線速度168m/s，最高轉速67000r/min。 我國的低速重載齒輪技術，特別是硬齒面齒輪技術也經歷了測繪仿制等階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握制造技術外，在20世紀80年代末至90年代初推廣硬齒面技術過程中，我們還作了解決“斷軸”、“選用”等一系列有意義的工作。在20世紀70-80年代一直認為是國內重載齒輪兩大難題的“水泥磨減速機”和“軋鋼機械減速機”，可以說已完全解決。 20世紀80年代至90年代初，我國相繼制訂了一批減速機標準，如ZBJ19004一88《圓柱齒輪減速機》、ZBJ19026一90《運輸機械用減速機》和YB/T050一93《冶金設備用YNK齒輪減速機》等幾個硬齒面減速機標準，我國有自己知識產權的標準，如YB/T079 - 95《三環(huán)減速機》。按這些標準生產的許多產品的主要技術指標均可達到或接近國外同類產品的水平，其中YNK減速機較完整地吸取了德國FLENDER公司同類產品的特點，并結合國情作了許多改進與創(chuàng)新。 （1）漸開線行星齒輪效率的研究 行星齒輪傳動的效率作為評價器傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一，國內外有許多學者對此進行了系統(tǒng)的研究?，F在，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內外學者提出了許多有關行星齒輪傳動效率的計算方法，在設計計算中，較常用的計算方有3種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動比法（克萊依涅斯法），其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來計算普通的2K2H和3K型行星齒輪的效率十分方便。 （2）漸開線行星齒輪均載分析的研究現狀 行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些都是由于在其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率流，并合理的采用了內嚙合傳動，從而使其具備了上述的許多優(yōu)點。但是，這只是最理想的情況，而在實際應用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在傳動過程中各個行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷有集中在一個行星輪上的現象，這樣，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動結構。所以， 6 為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問題就成了一個十分重要的課題。在結構方面，起初人們只努力地提高齒輪的加工精度，從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難。后來通過時間采取了對行星齒輪的基本構件徑向不加限制的專門措施和其它可自動調位的方法，即采用各種機械式地均載機構，以達到各行星輪間的載荷分布均勻的目的。典型的幾種均載機構有基本構件浮動的均載機構、杠桿聯動均載機構和采用彈性件的均載機構。 1.2齒輪減速機的發(fā)展趨勢 隨著我國市場經濟的推進，“九五”期間，齒輪行業(yè)的專業(yè)化生產水平有了明顯提高，如一汽、二汽等大型企業(yè)集團的齒輪變速箱廠、車轎廠，通過企業(yè)改組、改制，改為相對獨立的專業(yè)廠，參與市場競爭；隨著軍工轉民用，農機齒輪企業(yè)轉加工非農用齒輪產品，調整了企業(yè)產品結構；私有企業(yè)的堀起，中外合資企業(yè)的涌現，齒輪行業(yè)的整體結構得到優(yōu)化，行業(yè)實力增強，技術進步加快。 近十幾年來，計算機技術、信息技術、自動化技術在機械制造中的廣泛應用，改變了制造業(yè)的傳統(tǒng)觀念和生產組織方式。一些先進的齒輪生產企業(yè)已經采用精益生產、敏捷制造、智能制造等先進技術。形成了高精度、高效率的智能化齒輪生產線和計算機網絡化管理。 適應市場要求的新產品開發(fā)，關鍵工藝技術的創(chuàng)新競爭，產品質量競爭以及員工技術素質與創(chuàng)新精神，是2l世紀企業(yè)競爭的焦點。在2l世紀成套機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度、加工效率太為提高，從而推動了機械傳動產品多樣化，整機配套的模塊化、標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致、美觀。 CNC機床和工藝技術的發(fā)展，推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動，齒輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。 工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產線配套的大功率和中小功率變速箱。國內的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面(50～60HRC)、高精度(4～5級)、高可靠度軟啟動、運行監(jiān)控、運行狀態(tài)記錄、低噪聲、高的功率與體積比和高的功率與重量比的方向發(fā)展。中小功率變速箱為適應機電一體化成套裝備自動控制、自動調速、多種控制與通訊功能的接口需要，產品的結構與外型在相應改變。矢量變頻代替直流伺服驅動，已成為近年中小功率變速箱產品(如擺輪針輪傳動、諧波齒輪傳動等)追求的目標。 隨著我國航天、航空、機械、電子、能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術應用方面已取得顯著成績。同時，隨著國家高新技術及信息產業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術產品的需求將會更加突出。 總之，當今世界各國減速機及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化。 減速機和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速機和齒輪技術在我國有廣闊的前景。 1.3論文的基本內容： （1）選擇傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。 （2）設計計算及校核。傳動結構的設計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設計計算與校核、軸的設計計算與校核、軸承的選型與壽命計算、鍵的選擇與強度計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇等。 在對行星齒輪減速機的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速機設計的主要參數，通過CAD繪圖軟件建立行星齒輪減速機各零件的二維平面圖，繪制出減速機的總裝圖對其進行分析。 2 傳動方案的確定 2.1 設計任務 設計一個行星齒輪傳動減速機。 原始條件和數據： 傳動比i=25.78，輸轉矩p=4520Nm。且要求該齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小，選擇Y200L2-6號電機，輸入轉速為1000r/min。 2.1.1 齒輪傳動的特點 齒輪傳動與其它傳動比較，具有瞬時傳動比恒定、工作可靠、壽命長、效率高、可實現平行軸任意兩相交軸和交錯軸之間的傳動，適應的圓周速度和傳動功率范圍大，但齒輪傳動的制造成本高，低精度齒輪傳動時噪聲和振動較大，不適宜于兩軸間距離較大的傳動。 齒輪傳動是以主動輪的輪齒依次推動從動輪來進行工作的，是是現代機械中應用十分廣泛的一種傳動形式。齒輪傳動可按一對齒輪軸線的相對位置來劃分，也可以按工作條件的不同來劃分。 隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達到20000kW,輸出轉矩已達到4500kN.M。據有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下。 （1）標準化、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種型式的行星減速機、差速器和行星變速器等多品種的產品。 （2）硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。 （3）高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 （4）大規(guī)格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。 2.1.2 齒輪傳動的兩大類型 輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿渦輪組成的 輪系，稱為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。 根據齒輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。 （1）普通齒輪傳動（定軸輪系） 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均相互平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。 （2）行星齒輪傳動（行星輪系） 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，則稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。 2.2 行星機構的類型及特點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動的主要特點如下： （1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的（即在承受相同的載荷條件下）。 （2）傳動效率高。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97~0，99。 （3）傳動比較大?？梢詫崿F運動的合成與分解。只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。 （4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 最常見的行星齒輪傳動機構是NGW型行星傳動機構。行星齒輪傳動的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等類型。按基本結構的組成情況不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等類型。 行星齒輪傳動最顯著的特點是：在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)的中的減速機、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用，表2.1列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點： 表2.1 常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點 傳動 形式 簡圖 性能參數 特點 傳動比 效率 最大功率/kW NGW（2Z-X 負號機構） =1.13~13.7推薦2.8~9 0.97~0.99 不限 效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用 NW（2Z-X負號機構） =1~50推薦7~21 效率高，徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯行星齒輪制造、安裝較復雜，故||7時不宜采用 NN（2Z-X負號機構） 推薦值： =8~30 效率較低，一般為0.7～0.8 40 傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當行星架X從動時，傳動比||大于某一值后，機構將發(fā)生自鎖 WW（2Z-X負號機構） =1.2~數千 ||=1.2~5時，效率可達0.9~0.7，>5以后.隨||增加徒降 20 傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當行星架X從動時，||從某一數值起會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.8~3，最佳值為2，此時效率可達0.9 NGW（Ⅰ）型（3Z） 小功率傳動500；推薦：=20~100 0.8~0.9隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于NGW型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪A輸出，當||大于某一數值時會發(fā)生自鎖 NGWN（Ⅱ）型（3Z） =60~500推薦：=64~300 0.7~0.84隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上 9 3 行星齒輪傳動設計 3.1 行星齒輪傳動類型 本設計為紡織傳動機械裝置設計所配用的行星齒輪減速器。已知輸出轉矩=4520Nm，傳動比=25.78，傳動比誤差?ii≤5%，且要求該行星齒輪傳動結構緊湊，軸向尺寸較小和傳動效率高。 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據上述設計要求：結構簡單緊湊、軸向尺寸小、傳動效率高、傳動比較大。再結合各傳動類型的特點，選擇NGW型行星傳動完全可以滿足要求，由于NGW型行星傳動的傳動比較小，因此，此次設計中為彌補NGW型行星傳動傳動比小的缺點，采用二級傳動。其傳動簡圖如圖3.1所示。 圖3.1 傳動示意圖 3.2 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 按典型搭配，太陽輪、行星輪材料為40Cr,表面滲碳淬火處理。 試驗齒輪齒面許用接觸疲勞極限=1450MPa 試驗齒輪齒根許用彎曲疲勞強度極限 太陽輪=400MPa 行星輪=400×0.7=280MPa 齒輪為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。 內齒圈材料42CrMo，調質處理。 試驗齒輪齒面許用接觸疲勞極限σHmin=750MPa 試驗齒輪齒根許用彎曲疲勞強度極限σFmin=280MPa 齒形的最重加工為插齒，精度為7級。 3.3 確定各主要參數 3.3.1 傳動比分配 低速級傳動比 =0.5+2~5=0.5×+2~5=4.54~7.54 高速級傳動比 =/=3.42~5.67 11 經過合理的分析 取=5.6，取=4.6 3.3.2 行星輪數目np 取np=np=3 3.3.3 配齒計算 a. 高速級配齒 根據傳動比條件、同心條件和裝配條件聯立求解，得配齒計算式： ∶∶∶M=∶(-1)∶ 將=5.6代人上式，結合考慮齒輪強度及傳動平穩(wěn)性等條件，取=17 則 =30 =79 b. 低速級配齒 同上，將=4.6帶入得，取=19得： =25 =71 3.3.4 確定齒輪齒數m和中心距a a. 高速級模數和中心距 根據下式確定小齒輪的分度圓直徑d，然后按幾何關系確定中心距a。 d= （3.1） “+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合 式中 ——算式系數，對于一般鋼制齒輪，直齒傳動=768； ——單對嚙合副中小齒輪名義轉矩N?m， ——使用系數，由3得=1.25； ——計算接觸強度行星輪齒間載荷分布不均衡系數；=1.1； ——綜合系數，取=2.0硬齒面； ——齒寬系數，暫取=0.5； ——試驗齒輪的接觸疲勞強度（MPa），=1450MPa； u——齒數比，u=:=1.76 模數 得d=51 m===3mm 計算中心矩： 47=67.37mm 取=68mm 則齒寬 b=d==25.5mm， 取26mm; b. 低速級模數和中心距 根據下式確定小齒輪的分度圓直徑d，然后按幾何關系確定中心距a。 d= （3.2） “+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合 式中 ——算式系數，對于一般鋼制齒輪，直齒傳動=768； ——單對嚙合副中小齒輪名義轉矩N?m， ——使用系數，由3得=1.25； ——計算接觸強度行星輪齒間載荷分布不均衡系數；=1.1； ——綜合系數，取=2.0硬齒面； ——齒寬系數，暫取=0.5； ——試驗齒輪的接觸疲勞強度（MPa），=1450MPa； u——齒數比，u=:=25:19=1.32。 將各參數代入式 d= （3.3） 得 d=95mm 模數 m==95/19=5mm 則計算中心距 44=103.5 取a=104mm 則齒寬 b=d=0.5×5×19=47.5mm。 取b=48mm; 3.3.5 變位系數計算 a. 高速級變位系數算嚙合角cos=cos （3.4） 由于 所以 ==20° 變位系數和 計算得 太陽輪變?yōu)橄禂?0.549 行星輪變?yōu)橄禂?0.592 內齒圈變?yōu)橄禂?0.592 b. 低速級變位系數計算 同理： 太陽輪變?yōu)橄禂?0.559 行星輪變?yōu)橄禂?0.589 內齒圈變?yōu)橄禂?0.589 3.3.6 幾何尺寸計算 d=mz (3.5) 齒頂圓 齒根圓 ，“”號中正號用于外嚙合，負號用于內嚙合。 基圓 齒頂高系數： 太陽輪、行星輪ha*=1 內齒輪ha*=0.8 頂隙系數：c*=0.25 齒高變動系數?y=0（高度變位直齒輪傳動） 根據上述公式計算 a. 高速級 太陽輪 d=3×17mm=51mm =51+2×3×(1+0.11)=57.66mm =51-2×3×(1+0.25-0.11)=44.16mm 行星輪 d=3×30mm=90mm =90+2×3×(1-0.11)mm=95.34mm =90-2×3×(1+0.25+0.11)mm=81.84mm 嚙齒圈 d=3×79mm=231mm =231-2×3×(0.8+0.11)mm=228.54mm =231+2×3×(0.8+0.25-0.11)mm=236.64mm b. 低速級 太陽輪 d=5×19mm=95mm =95+2×5×(1+0.11)mm=106.1mm =95-2×5×(1+0.25-0.11)mm=83.6mm 行星輪 d=5×25mm=125mm =125+2×5×(1-0.11)mm=133.9mm =125-2×5×(1+0.25+0.11)mm=116mm 嚙齒圈 d=5×71mm=345mm =345-2×5×(0.8+0.11)mm=335.2mm =345+2×5×(0.8+0.25-0.11)mm=356.6mm 3.3.7 嚙合計算 a. 高速級嚙合計算 (1) a-g傳動端面重合度 1) 頂圓齒形曲率半徑 (3.6) 太陽輪 ==16.05mm 行星輪 ==22.00mm 2) 端面嚙合長度 =±(asin) (3.7) 式中“±”號正號用于外嚙合，負號用于內嚙合。 則 =16.05+22.00-68sin20°=14.79mm 3) 端面重合度 ===1.67≥滿足要求 (2) g-b傳動端面重合度 計算過程同上 ===174≥滿足要求 b. 低速級嚙合計算 (1) a-g傳動端面重合度 1) 頂圓齒形曲率半徑 太陽輪 ==28.69mm 行星輪 ==32.14mm 2) 端面嚙合長度ga =+(—asin)=28.69+32.14—104sin=25.26mm 3) 端面重合度 ===17.68≥滿足要求 注：齒輪傳動的許用重合度=1.3~1.4 3.3.8 齒輪強度校核計算 高速級在設計時已經保證了25%左右的工作裕度，因此，在此僅列出低速級的齒輪強度驗算過程。 a. 齒面接觸疲勞強度校核計算 (1) 計算公式 計算齒面接觸應力 (3.8) 計算齒面接觸應力基本值 (3.9) 許用齒面接觸應力 (3.10) 強度條件：應滿足≤ (2) a-g傳動 （這里僅計算太陽輪的齒面接觸疲勞強度，行星輪的計算過程相同） 1) 確定式中各參數的值 1.使用系數=1.25； 2.動載系數 根據圓周速度=0.41m/s，查得：=1.04（6級精度）； 3.齒向載荷分布系數 =1+(-1) 式中 ——計算接觸疲勞強度時未經跑合的齒向載荷分布系數 =1.1（φd=0.5，np=3）； ——計算接觸疲勞強度時的跑合系數，=0.67 ——與均載系數有關的系數，=0.7； 則 =1+(1.15-1(×0.67×0.7=1.07 4.齒間載荷分布系數=1.0（6級精度，硬齒面直齒輪）； 5.計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均衡系數=1.1； 6.節(jié)點區(qū)域系數=2.5（β=0，x1+x2=0）； 7.彈性系數=189.8M； 8.接觸強度計算用重合度系數=0.92 9.計算接觸強度的螺旋角系數Zβ 因為 =0 所以 ==1.0 10.圓周力 ===7333N 11.齒數比u u===1.76 12.壽命系數 根據應力循環(huán)系數 =60=60=7.7次 得=0.95； 13.潤滑系數=1.03； 14.速度系數=0.95 15.粗糙度系數=0.90； 16.工作硬化系數=1.0； 17.尺寸系數=1.0（m=6）； 18.最小安全系數=1.12（一般可靠傳動）； 2) 計算 計算齒面接觸應力基本值 (3.11) =2.5×189.8×0.92×1.0 =704MPa 計算齒面接觸應力 =704 =870.8MPa 許用齒面接觸應力 = =1083.1MPa 因≤ 故太陽輪齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。 (3) g-b傳動 （在此僅計算內齒圈的齒面接觸疲勞強度） 1) 確定計算式中各參數的值 1.使用系數=1.25； 2.動載系數==1.05（7級精度）； 3.齒向載荷分布系數=1.07 4.齒間載荷分布系數=1.0（7級精度，非硬齒面直齒輪）； 5.計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均衡系數=1.1； 6.節(jié)點區(qū)域系數=2.52； 7.彈性系數189.8MP； 8.接觸強度計算用重合度系數=0.87； 9.計算接觸強度的螺旋角系數 因為 β=0 所以 =cosβ=1.0 10.圓周力 ===7333N 11.齒數比u u===2.63 12.壽命系數 根據應力循環(huán)系數 =60=60××3×4×320×24=2.41次 得：=0.94； 13.潤滑系數=1.04； 14.速度系數=0.90 15.粗糙度系數=0.80； 16.工作硬化系數=1.11； 17.尺寸系數=1.0（m=3）； 18.最小安全系數=1.12（一般可靠傳動）； 2) 計算 計算齒面接觸應力基本值 (3.12) =2.52×189.8×0.87×1.0 =591MPa 計算齒面接觸應力 =591× =720.6MPa 許用齒面接觸應力 =×1.04×0.90×0.80×1.11×1.0 =1003.8MPa 因≤ 故內齒圈齒面接觸疲勞強度滿足設計要求。 b. 齒根彎曲疲勞強度校核計算 計算齒根彎曲應力 (3.13) 計算齒根彎曲應力基本值 (3.14) 許用彎曲應力 (3.15) 強度條件：應滿足 （這里僅列出太陽輪的計算過程，行星輪的計算過程與其相同） 1) 確定式中各參數值 1.使用系數=1.25； 2.動載系數=1.04（由前面計算接觸疲勞強度一節(jié)知）； 3.齒向載荷分布系數 4.齒間載荷分布系數1.0（6級精度，硬齒面直齒輪）； 5.彎曲強度計算用行星輪間載荷分布不均衡系數 =1+1.5(-1)=1+1.5×1..1-1=1.15 6.圓周力=7333N； 7.載荷作用齒頂時的齒形系數=2.70 8.載荷作用齒頂時的應力修正系數=1.6 9.彎曲強度計算用重合度系數 0.25+=0.25+0.751.57=0.73 10.彎曲強度計算用螺旋角系數Yβ 因 β=0 故 =1°=1.0 11.試驗齒輪彎曲疲勞強度極限=280MPa 12.試驗齒輪應力修正系數=2.0； 13.彎曲強度計算用壽命系數=0.9； 14.相對齒根圓角敏感系數=0.97； 15.齒根表面狀況系數=0.925； 16.尺寸系數=1.05-0.01m=1.05-0.01×6=0.99 17.彎曲強度計算用最小安全系數 2) 計算 計算齒根彎曲應力基本值 =×2.7×1.6×0.73×1.0 =76MPa 計算齒根彎曲應力 =76×1.25×1.04×1.08×1.0×1.15 =110MPa 許用彎曲應力 =×0.97×0.925×0.99 =358.2MPa 因 故太陽輪的齒根彎曲疲勞強度滿足設計要求。 (3) g-b傳動 （這里僅列出內齒圈的彎曲疲勞強度計算過程） 1) 確定式中各參數的值 1.使用系數=1.25； 2.動載系數=1.05 3.齒向載荷分布系數=1.04 4.齒間載荷分布系數=1.0（7級精度，非硬齒面直齒輪）； 5.彎曲強度計算用行星輪間載荷分布不均衡系數=1.15 6.圓周力=7333N； 7.載荷作用齒頂時的齒形系數=2.053； 8.載荷作用齒頂時的應力修正系數=2.65； 9.彎曲強度計算用重合度系數 =0.25+0.75εα=0.25+0.751.75=0.68 10.彎曲強度計算用螺旋角系數 因 β=0 故 =1°=1.0 11.試驗齒輪彎曲疲勞強度極限=280MPa； 12.試驗齒輪應力修正系數=2.0； 13.彎曲強度計算用壽命系數=0.95； 14.相對齒根圓角敏感系數=1.06； 15.齒根表面狀況系數=0.925； 16.尺寸系數=0.994 17.彎曲強度計算用最小安全系數=1.25（一般可靠傳動） 2) 計算 計算齒根彎曲應力基本值 =×2.053×2.65×0.68×1.0 =109.6MPa 計算齒根彎曲應力 =109.6×1.25×1.05×1.04×1.0×1.15 =171.1MPa 許用彎曲應力 =×1.06×0.925×0.994 =414.8MPa 因 故內齒圈的齒根彎曲疲勞強度滿足設計要求。 3.3.9齒輪結構設計 太陽輪結構設計 首先按下式估算太陽輪軸的軸徑（軸的材料用40Cr鋼） (3.16) (1) 高速級太陽輪軸軸徑 取 =115 軸傳遞的功率P=19.5Kw； 軸的轉速 n=1000r/min； 代入得=30.9mm (2) 低速級太陽輪軸軸徑 取=115； 軸傳遞的功率p=19kw； 軸的轉速 n==179r/m； 代入得=54.45mm 由于160,故做成實心結構齒輪 b. 行星輪結構設計 低速級行星輪做成中空的齒輪，以便在內孔中裝置行星輪軸及軸承，為了減少行星輪間的尺寸差，可將同一傳動中的行星輪成組一次加工，加工中用齒輪端面做軸向定位。 軸承裝在行星輪內，為增大軸承間距，減小行星輪傾斜，將彈簧擋圈裝在軸承內側，此法存在的一個缺點是拆卸軸承比較復雜。 高速級因為傳動比較大故將軸承設計在外邊。 c. 內齒圈結構設計 采用螺釘固定在機體上，但要滿足與機體有精確的定位配合。 內齒圈做成薄壁帶孔結構，以增加柔性，起緩沖和彈性均載作用。 3.3.10 傳動效率 （3.17） （3.18） （3.19） 式中 f——系數，與兩齒輪齒頂高有關，因，所以取； u——嚙合接觸摩擦系數,，??； 代入得 高速級傳動效率 低速級傳動效率 總傳動比 26 4 其他主要零部件設計 4.1 高速級行星輪軸及其軸承設計 4.1.1 行星輪軸直徑計算和軸承的選取 行星輪軸的直徑可按內齒圈的分度圓直徑與比例系數估算： 查表得=0.11，則 0.11=24.07mm 根據工業(yè)實踐，行星輪內孔設置的軸承直徑范圍如下： 軸承內孔直徑行星輪分度圓直徑； 軸承外圈直徑0.7行星輪分度圓直徑； 即 軸承內孔直徑 軸承外圈直徑 結合以上條件，查《機械設計課程設計》表15-2（GB/T283-1994）初選=25mm，D=47mm。軸承代號為6005?；绢~定動載荷KN。 4.1.2 軸承壽命計算 查《機械設計手冊》得紡織機械的預期計算壽命=4000060000 軸承基本額定壽命= 式中 C——基本額定動載荷18.5（kN），； n——軸承轉速（r/min），=77.58r/min； p——軸承所受載荷（kN），p=3.1kN； ——指數。 代入得 =45652h 由于滿足=4000060000范圍內 故此軸承能滿足使用壽命要求。 4.2 低速級行星輪軸及其軸承設計 4.2.1 行星輪軸直徑計算和軸承的選取 軸承內孔直徑 軸承外圈直徑 結合以上條件，查《機械設計課程設計》表15-2（GB/T283-1994）初選=40mm，D=68mm。軸承代號為6008，基本額定動載荷KN。 4.2.2 軸承壽命計算 查[得紡織機械的預期計算壽命=4000060000 軸承基本額定壽命= 式中 C——基本額定動載荷35.8（kN），； n——軸承轉速（r/min），=456.3r/min； p——軸承所受載荷（kN），p=2.9kN； ——指數。 代入得 =68715h 由于滿足=4000060000范圍內 故此軸承能滿足使用壽命要求。 4.3 低速軸、中間軸、高速軸及其軸承設計 4.3.1 輸入軸設計 a. 初算軸的最小直徑由下式 (4.2) 初步估算軸的最小直徑，選取軸材料為40Cr鋼，調質處理。根據表4.1查得。查表取=126，得 P——軸傳遞的功率（kw）,p=19.61kw； n——軸的轉速（r/min），n=1000r/min； 表4.1 軸常用幾種材料的及值 軸的材料 Q235-A、20 Q275、 35（1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、35SiMn 38SiMnMo / 15~25 20~35 25~45 35~55 149~126 135~112 126~103 112~97 輸入軸的最小直徑安裝，該截面處開有鍵槽，軸徑增大5%~7%。 故 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 b. 選擇輸入軸軸承 根據估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結構尺寸可進行草圖設計。該軸中間一段對稱安裝一對角接觸軸承軸承7208AC型，其尺寸為，。 軸承的壽命計算 其參數為