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1、1 緒 論行星齒輪減速器與普通定軸減速器相比，具有承載能力大、傳動比大、體積小、重量輕、效率高等特點，被廣泛應用于汽車、起重、冶金、礦山等領域。我國的行星齒輪減速器產(chǎn)品在性能和質量方面與發(fā)達國家存在著較大差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產(chǎn)品設計上早巳進入分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現(xiàn)代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計等應用到產(chǎn)品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查等。本文通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對設計結果進行參數(shù)化分析，為行星齒輪減速器產(chǎn)品的開發(fā)和性能評價，實現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)模
2、化生產(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。本課題設計通過對行星齒輪減速器工作狀況和設計要求對其結構形狀進行分析，得出總體方案.按總體方案對各零部件的運動關系進行分析得出行星齒輪減速器的整體結構尺寸，然后以各個系統(tǒng)為模塊分別進行具體零部件的設計校核計算，得出各零部件的具體尺寸，再重新調(diào)整整體結構，不斷反復計算從而使減速器的性能主要使壽命和穩(wěn)定性及潤滑情況進行優(yōu)化設計。2設計與校核2.1設計參數(shù)輸入功率：P=10KW輸入轉速：n1=750r/min；輸出轉速：n2=20r/min；中等沖擊；每天連續(xù)工作14小時；使用期限10年。2.2方案設計2.2.1傳動形式選擇減速器的總傳動比i=750/20=37.5，屬于
3、二級NGW型的傳動比范圍。擬用兩級太陽輪輸入、行星架輸出的形式串聯(lián)，即i1i2=37.5。兩級行星輪數(shù)都選np=3。高速級行星架不加支承，與低速級太陽輪之間用單齒套聯(lián)接，以實現(xiàn)高速級行星架與低速級太陽輪浮動均載。其中高速級行星輪采用球面軸承，機構鎮(zhèn)定。低速級仍為靜不定。其自由度為： 機構的靜定度為：2.2.2齒形及精度設計因屬于低速傳動，采用齒形角an=20o 的直齒輪傳動。精度定為6級。為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合aac=24o內(nèi)嚙合acb=20o左右。2.2.3齒輪材料及其性能太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸。兩級都采用相同的材料搭
4、配，如表2-1疲勞極限Hlim和Flim選取區(qū)域圖的下部數(shù)值。表2-1 齒輪材料及其性能表齒輪材料熱處理HlimFlim加工精度太陽輪20CrMnTi滲碳淬火HRC586214003506級行星輪245內(nèi)齒輪40Cr調(diào)質HB2622936502207級2.2.4傳動比分配按照高速級和低速級齒面接觸強度相等的原則分配傳動比。取=1.2，取n=3,()=()=0.7,Hlim1=Hlim2其余系數(shù)確定如表2-2。則q值為：表2-2 有關q值的系數(shù)表代號名稱說明取值KA使用系數(shù)中等沖擊，KA1=KA21.25KHP1行星輪間載荷分配系數(shù)行星架浮動，6級精度1.20KHP2太陽輪浮動，6級精度1.05
5、KH1綜合系數(shù)np=3，高精度，硬齒面，靜定結構降低取值1.80KH21.80計算q3值q3=1.143x1.232以此值和傳動比得p1=6.6 可知：i1=1+p1=1+6.6=7.6i2=i/i1 =37.5/7.6=4.933 高速級設計計算3.1配齒數(shù)按變位傳動要求選配齒數(shù)。從彎曲強度的高可靠性出發(fā),保證必要的工作平穩(wěn)性，取za= 14。按齒面硬度HRC=60，u=zc/zc =(7.6-2)/2=2.8等zamax=18,故 12 za 18,故可用。由傳動比條件知，Y=ibaxza=i1za=7.6+14 =106.4 ,為滿足裝備條件取Y=108 計算內(nèi)齒輪和行星輪齒數(shù)：3.2初
6、步計算齒輪主要參數(shù)（1）按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑太陽輪傳遞的扭矩：取u=40/14=2.86,Ktd=768,則太陽輪分度圓直徑： （2）按彎曲強度初算模數(shù)式中系數(shù)KA、同前，其余系數(shù)如表3-1表3-1 彎曲強度有關系數(shù)表代號名稱說明取值Ktm算式系數(shù)直齒輪12.1KFp行星輪間載荷分配系數(shù)KFp= 1+ 1.5（KHp - 1）= 1+ 1.5（1.2 - 1）1.3KF綜合系數(shù)高精度，正變位，靜定結構1.6YFa1齒形系數(shù)按x=0查值3.18YFa22.4所以應按行星輪計算模數(shù)：若按模數(shù)m=2.5mm，則太陽輪直徑da=zam=14x2.5=35mm，與接觸強度初算結果da=37
7、mm接近，故初定按da=35mm，m=2.5mm進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。3.3齒輪變位計算（1）確定行星輪齒數(shù)zc1)由前面配齒數(shù)結果知：2）初選a-c副的齒高變動系數(shù)和xac根據(jù)3)初算a-c副的齒高變動系數(shù)根據(jù)初選的，計算：按B查D：D= 1.894）確定：?。?）a-c齒合副的計算1）確定中心距a-c和a-b嚙合副和標準中心距：根據(jù)確定的方法，因zc為小于計算值的圓整值，取= 68.52）中心距分離系數(shù)：3）齒高變動系數(shù)：4）變位系數(shù)和嚙合角在變位范圍內(nèi)，在推薦值范圍內(nèi)。5）變位系數(shù)分配根據(jù)齒數(shù)比得：故：（3）變位系數(shù)分配1）中心距分離系數(shù)2）齒頂高變動系數(shù)已知得：3）變位系數(shù)故
8、4）嚙合角在推薦范圍內(nèi)。3.4幾何尺寸計算將分度圓直徑、節(jié)圓直徑和齒頂圓直徑的計算值列于表3-2。表3-2 齒輪幾何尺寸表齒輪分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂圓直徑說明太陽輪行星輪外嚙合外嚙合削頂內(nèi)嚙合內(nèi)齒輪已考慮了干涉3.5重合度計算外嚙合：按嚙合角查得，故：3.6 嚙合效率計算嚙合效率：機構的效率，查得各嚙合副的效率為，轉化機構效率為：轉化機構傳動比：則： 轉化機構效率為：0.984 轉化機構傳動比為：0.9863.7齒輪疲勞強度校核（1）外嚙合1）齒面接觸疲勞強度各參數(shù)和系數(shù)取值如表3-3表3-3 外嚙合接觸強度有關參數(shù)和系數(shù)表代號名稱說明 取值使用系數(shù)按中等沖擊查1.25動載荷系數(shù)1.01齒向載
9、荷分布系數(shù)1.12節(jié)點區(qū)域系數(shù)2.21彈性系數(shù)查得重合度系數(shù)0.95螺旋角系數(shù)直齒，得1分度圓上的切向力2425N工作寬度25mm齒數(shù)比2.786壽命系數(shù)1潤滑油系數(shù)1.03 續(xù)表3-3代號名稱說明 取值速度系數(shù)查得0.96粗糙度系數(shù)1.01工作硬化系數(shù)兩齒輪均為硬齒面得1尺寸系數(shù)m5mm1最小安全系數(shù)按高可靠度查得1.25接觸應力基本值：接觸應力：許用接觸應力：故，接觸強度通過。2）齒根彎曲疲勞強度各參數(shù)和系數(shù)列于表3-4表3-4 外嚙合齒根彎曲強度有關參數(shù)和系數(shù)表代號名稱說明取值齒向載荷分布系數(shù)1.08齒間載荷分布系數(shù)1行星輪間再載荷分配系數(shù)1.3YFAC太陽輪齒形系數(shù)，查得2.28YFA
10、C1行星輪齒形系數(shù)，查得2.14YSAA太陽輪應力修正系數(shù)查得1.84YSAC行星輪應力修正系數(shù)查得1.86彎曲壽命系數(shù)1試驗齒輪應力修正系數(shù)查得2YYBTC太陽輪齒根圓角敏感系數(shù)查得0.98YYBTC行星輪齒根圓角敏感系數(shù)查得1.01齒根表面形狀系數(shù)，查得1.045最小安全系數(shù)按高可靠度，查得1.6太陽輪彎曲應力基本值:彎曲應力:許用彎曲應力：行星輪：彎曲應力基本值：彎曲應力：許用彎曲應力：故彎曲應力大于許用彎曲彎曲應力，彎曲強度通過。（2）內(nèi)嚙合1）齒面接觸疲勞強度其中與外嚙合取值不同的參數(shù)為：接觸應力基本值：接觸應力：故，接觸強度通過。2）齒根彎曲疲勞強度其中與外嚙合取值不同的參數(shù)為：。
11、彎曲應力基本值：許用彎曲應力：故，彎曲強度通過。 以上計算說明齒輪的承載能力足夠。3.8行星輪軸承計算考慮到采用直齒輪傳動，以及為了加工和裝配方便，擬用中空式行星輪，內(nèi)孔中裝一個球面滾子軸承，心軸固定在行星架上。計算軸承的動負荷，其中系數(shù)確定如表3-5。表3-5 計算軸承動負荷有關系數(shù)表代號名稱說明取值負荷性質系數(shù)中等沖擊，查得1.25齒輪系數(shù)查得1.06安裝部分系數(shù)對稱，查得1工作情況系數(shù)1.325溫度系數(shù)一般低速傳動1壽命系數(shù)更換期1.5年，得2.14續(xù)表3-5代號名稱說明取值速度系數(shù)，查得0.557行星架傳遞扭矩當量載荷5653N選用雙列向心求面滾子軸承3506，軸承額定動負荷為2790
12、0N。軸承符合要求。3.9行星架設計計算采用雙壁整體式行星架，一端有浮動內(nèi)齒圈。按經(jīng)驗取壁厚C1=C2=0.26a1=18mm。兩壁之間的扇形斷面連接板如圖1，其慣性中心On所在半徑計算為：此經(jīng)驗數(shù)據(jù)擬定的行星架尺寸，不必作強度計算，只計算其變形即可。連接板相當于固連在兩側伴之間的雙支點梁，在行星輪軸的作用力Fn作用下，連接板和側板都產(chǎn)生變形。Fn為側板的內(nèi)力素。因兩側板近似相等，相對切向變形的柔度計算各參數(shù)如表3-6。表3-6 柔度計算各有關參數(shù)表代號名稱算法及說明取值周圍上的切向力1872N續(xù)表3-6代號名稱算法及說明取值彈性摸量ZG45鑄鋼連接板長度58mm連接板有效長度46.4mm側板
13、慣性矩35327mm4側板斷面積1305mm圓盤形側板形狀系數(shù)1.08連接板慣性矩連接板斷面積1477.5mm2連接板側板形狀系數(shù)，查得1.04連接板形狀系數(shù)凸四邊形1對連接板變形的影響系數(shù)9.12故：兩側板相對切向位移引起行星輪嚙合面上的輪齒歪斜角為：在NGW型傳動中，由于行星架變形而產(chǎn)生的輪齒歪斜角，可以補償太陽輪扭轉變形而產(chǎn)生的沿齒長方向的載荷集中現(xiàn)象。所以的大小以不超過太陽扭轉變形引起的輪齒歪斜角為宜。4低速級設計計算設計計算方法和步驟與高速級相同，在此從略，僅將部分計算結果給出。4.1配齒數(shù)4.2中心距 4.3變位計算結果外嚙合：內(nèi)嚙合：4.4嚙合效率5均載機構設計計算5.1均載機構
14、位移量計算（1）高速級行星架浮動的位移量高速級各構件的制造誤差確定如表5-1表5-1 高速級各構件的制造誤差表構件的誤差名稱代號組 成誤差值太陽輪偏心機體上軸孔對基準圓徑向跳動公差之半+齒圈徑向跳動公差之半22內(nèi)齒輪偏心齒圈徑向跳動公差之半16行星輪偏心齒圈徑向跳動公差之半8行星輪軸孔切向誤差行星架上行星輪軸孔由于分度不均等引起的切向誤差15行星架行星架中心線與主軸線不同軸度公差10高速級行星架浮動的位移量：（2）低速級行星架浮動的位移量低速級各構件的制造誤差確定如表5-2表5-2 高速級各構件的制造誤差表構件的誤差名稱代號組成誤差值太陽輪偏心齒圈徑向跳動公差之半+太陽輪軸線對主軸線的不同軸度
15、公差22內(nèi)齒輪偏心齒圈徑向跳動公差之半16續(xù)表5-2構件的誤差名稱代號組成誤差值行星輪偏心齒圈徑向跳動公差之半14行星輪軸孔切向誤差行星架上行星輪軸線分度位置等引起的切向位置誤差24行星架機體上行星架軸孔對基準圓徑向跳動公差之半17.55.2浮動聯(lián)軸器傾斜角及主要參數(shù)確定在最嚴重的情況下，兩級浮動構件等效誤差的最大值和分布在過主軸線的一個平面上，且位于主軸線的兩側。由于低速級行星輪和高速級都用滾動軸承，可設想低速級太陽輪軸線只作范圍內(nèi)的平動，高速級行星架軸線繞浮動聯(lián)接做傾斜運動的同時，補償和。確定單齒套長度應由浮動齒中間平面計算到滾動軸承的中間平面，經(jīng)初步結構設計取為，則其最大傾斜角應為：為提
16、高均載效果，采用的鼓形齒聯(lián)軸器，考慮到加工工藝問題。取。根據(jù)結構取浮動聯(lián)軸器分度圓直徑 。5.3聯(lián)軸器幾何計算取模數(shù)m=2.5mm,齒數(shù)z=24,齒頂高系數(shù)，變位系數(shù)x=0.4;采用側面定心，則幾何尺寸計算如表5-3.表5-3 聯(lián)軸器幾何計算表名 稱計 算 式結 果嚙合角節(jié)圓直徑62mm齒頂圓直徑66mm58mm齒根圓直徑55.75mm68.25mm鼓形齒刀具位移圓半徑193.085mm切向鼓形半徑422.118mm法向鼓形半徑464.183mm5.4聯(lián)軸器強度驗算鼓形聯(lián)軸器的內(nèi)齒套為高速級行星架的一部分，為鑄鋼調(diào)質，HB250280，；外齒與低速級太陽輪是一個構件。計算齒面接觸應力。各參數(shù)和
17、系數(shù)確定如表5-4。表5-4 聯(lián)軸器強度計算參數(shù)和系數(shù)表代號名稱說明取值傳遞扭矩與高速級行星架扭矩同968Nm使用系數(shù)中等沖擊1.25續(xù)表5-4代號名稱說明取值輪齒間載荷分配不均系數(shù)非柔性構件浮動1輪齒有效接觸高度系數(shù)1.2壽命系數(shù)，日工作14時1.6載荷分布系數(shù)與聯(lián)軸器傾角有關0.45接觸應力符合要求。6潤滑裝置及散熱計算采用集中潤滑，潤滑站XYZ-63，供油壓力0.4MPa，流量63L/min。連續(xù)工作產(chǎn)生的熱量Q1=3600（1-）P1 =3600x（1-0.98x0.98）x22=3136.32（kJ/h）箱體表面排出的最大熱量Q2max=4.1868hS（Qymax-Q0） =4.1
18、868x35x0.85x（50-20）=3737 Q1（kJ/h）式中傳動效率取0.92， P1輸入軸的傳動功率，KWh自然通風不好的地方h=3138(KJ/ m2h)自然通風良好的地方h=5063(KJ/h m2h) S散熱的計算面積（m2、），Qymax油溫的最大許用值（5060），取50Q0周圍空氣的溫度取，20；環(huán)境30時Q2max=2491（kJ/h）考慮安全和潤滑充分，故增加潤滑站。結論論文在查閱大量文獻和分析、計算的基礎上，取得如下的研究成果：（1）對行星齒輪減速器的現(xiàn)狀和發(fā)展前景進行了探討。（2）通過對現(xiàn)有行星齒輪減速器的研究方法進行分析，認識到國內(nèi)行星齒輪減速器發(fā)展面臨的主要
19、問題以及相應的解決方案。（3）通過對行星齒輪傳動各部件的設計，為行星齒輪減速器總體結構設計提供了理論依據(jù)。由于研究時間短及本人設計能力有限，行星齒輪減速器的總體結構設計還不完善，主要還存在以下不足：（1）在整機設計中未充分分析齒輪在旋轉過程中產(chǎn)生的振動，希望能在以后的研究中，完善設計。 （2）本文僅對行星齒輪減速器的提升裝置進行了初步的試驗研究，未能在具體樣機中進行設計合理性的校核，希望在以后的研究中，通過生產(chǎn)實踐，完善設計存在的缺陷。致謝值此成文之際，首先我要衷心地感謝我的指導教師劉家倫在畢業(yè)設計這段時間來對我的教育和培養(yǎng)。導師嚴謹?shù)闹螌W作風、兢兢業(yè)業(yè)的工作精神和求精、求實的科學研究理念將對
20、我以后獨立學習和生活產(chǎn)生深刻的影響。每當遇到困惑和疑難時，在我仿徨、不知所措時，劉老師總能及時查明我的心態(tài)，幫助我克服學習和生活中的困難，給予我充分信任、鼓勵和支持，并為我提供十分寶貴的學習機會。其辛勞和對學生的良苦栽培無以言表。論文定稿之前的細致修改無不銘刻著導師為人師表和嘔心瀝血的烙印，而這種治學精神將成為學生終身受用不盡，用之不竭的寶貴財富。謹向老師致以深深的敬意和最誠摯的謝意。感謝多年來培育我的宜賓職業(yè)技術學院的老師們和關心我的同學們。衷心感謝我的父母，感謝他們對我的理解、關心、照顧和支持，讓我的生活充滿無比的快樂與幸福。最后，感謝那些默默地關心和支持我而在此無法一一提及的師長、朋友和
21、親友們。參 考 文 獻1漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編委會編.漸開線齒輪行星傳動的設計與制造.北京:機械工業(yè)出版社，20022張國瑞，張展.行星傳動技術.上海:上海交通大學出版社，19893彭書志.一種新型行星齒輪減速器的理論研究.光機電信息，19984張鎖懷，隋鐵成.三軸式內(nèi)齒行星齒輪減速器傳動力學及運動性能的研究.機械設計，19955林將，張學峰.無自轉活齒雙擺線行星齒輪減速器.東北大學學報(自然版)，19956繞振綱.新式3K傳動的設計理論研究.傳動技術(上海)，19937黃曉劍.雙擺線滾子行星傳動原理初探.機械設計與研究，19898繞振剛.火炮行星齒輪減速器反求設計.機械設計，19929張蕾，盧玉明.高速、中截圓柱齒輪減速器的穩(wěn)健設計.機械設計，199910程自彬.NGW行星齒輪減速器的模糊優(yōu)化設計.湖南大學學報，199111熊銀根，淮良貴一齒差擺線針輪行星傳動的多目標優(yōu)化設計.機械設計與研究，1989
畢業(yè)設計論文NGW行星減速器設計
