NGW行星減速器的設(shè)計(jì)【含8張CAD圖紙、說明書】
NGW 行星減速器的設(shè)計(jì)摘 要本文完成了對(duì)一級(jí)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。該減速器具有較小的傳動(dòng)比，而且，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng)、噪聲低的特點(diǎn)，適用于化工、輕工業(yè)以及機(jī)器人等領(lǐng)域。這些功用對(duì)于現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)的發(fā)展有著較重要的意義。行星齒輪傳動(dòng)在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自 20 世紀(jì) 60 年代以來，我國才開始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展。齒輪傳動(dòng)原理就是在一對(duì)互相嚙合的齒輪中，有一個(gè)齒輪作為主動(dòng)輪，動(dòng)力從它那里輸入，另一個(gè)齒輪作為從動(dòng)輪，動(dòng)力從它輸出。也有的齒輪僅作為中轉(zhuǎn)站，一邊與主動(dòng)輪嚙合，另一邊與從動(dòng)輪嚙合，動(dòng)力從它那里通過，這種齒輪叫惰輪。 在包含行星齒輪的齒輪系統(tǒng)中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是說，可以有三條轉(zhuǎn)動(dòng)軸允許動(dòng)力輸入/輸出，還可以用離合器或制動(dòng)器之類的手段，在需要的時(shí)候限制其中一條軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，剩下兩條軸進(jìn)行傳動(dòng)，這樣一來，互相嚙合的齒輪之間的關(guān)系就可以有多種組合。確定選用 2Z-X(A)型的行星傳動(dòng)較為合理。我們簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，然后比較了各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動(dòng)的基本類型。論文主體部分是對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件包括太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架的設(shè)計(jì)計(jì)算，通過所給的輸入功率、傳動(dòng)比、輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對(duì)其進(jìn)行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算和主要零部件的強(qiáng)度校核計(jì)算。其中該減速器的設(shè)計(jì)與其他減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)相比有三大特點(diǎn)：其一，為了使三個(gè)行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動(dòng)機(jī)構(gòu)，即太陽輪與高速軸通過齒式聯(lián)軸器將二者連接在一起，從而實(shí)現(xiàn)了太陽輪的浮動(dòng)；其二，該減速器的箱體采用的是法蘭式箱體，上下箱體分別鑄造而成；其三，內(nèi)齒圈與箱體采用分離式，通過螺栓和圓錐銷將其與上下箱體固定在一起。最后對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過程進(jìn)行了總結(jié)，基本上完成了對(duì)該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞： 行星齒輪; 傳動(dòng)機(jī)構(gòu); 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì); 校核計(jì)算 AbstractThis 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.Planetary gear transmission has many years of development in our country, and it has been used in many years. However,since 1960s,our country began to carry on the more thorough and systematic research and trial manufacture of planetary gear transmission.Both in the design theory or in the trial production and application practice,have made great achievements,and obtained a lot of research results.In the past 20 years especially since the reform and opening-up of our country,with the progress and development of the scientific and technological level of the country, China has from many of the worlds industrial developed countries introduced a large number of advanced machinery and equipment and technology,after our country mechanical science and technology personnel constantly active absorption and elimination, advancing with the times. pioneering and innovative efforts to forge ahead, planetary transmission technology of our country has developed rapidly.The principle of gear transmission is in a pair of meshing gears, a gear as the driving gear,power is inputted from there it, another gear as the wheel,the power output from it.Also some gears only as transfer station, and one side of the driving gear, the other side and from the meshing of wheel,power from where it through, the gear called idler. In gear system includes a planetary gear, the situation is different. Due to the presence of planet carrier.That is to say,can have three rotating shafts allow dynamic input / output,by means of the clutch or brake and the like,need time which limits an axis of rotation, the remaining two axes drive,as a result,between the gear meshing relationship to each other can have a variety of combinations.To determine the choice of 2Z-X (A) type of planetary transmission is more reasonable.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 目 錄前 言 .1第一章 傳動(dòng)方案的確定 11.1 設(shè)計(jì)任務(wù) .11.2 行星機(jī)構(gòu)的類型選擇 . 11.3 確定行星齒輪傳動(dòng)類型 3第二章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 52.1 配齒計(jì)算 52.1.1 確定各齒輪的齒數(shù) 52.1.2 初算中心距和模數(shù) 62.2 幾何尺寸計(jì)算 72.3 裝配條件驗(yàn)算 102.3.1 鄰接條件 102.3.2 同心條件 102.3.2 安裝條件 102.4 齒輪強(qiáng)度校核 122.4.1 a-c 傳動(dòng)強(qiáng)度校核 .122.4.1 c-b 傳動(dòng)強(qiáng)度校核 .16第三章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 .213.1 行星軸設(shè)計(jì) 213.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 233.2.1 輸入軸設(shè)計(jì) 233.2.2 輸出軸設(shè)計(jì) 24結(jié) 論 27謝 辭 .28參考文獻(xiàn) 29緒論本課題通過對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和裝配尺寸，并對(duì)涉及結(jié)果進(jìn)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(píng)價(jià)實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)?；a(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。通過本設(shè)計(jì)，要能弄懂該減速器的傳動(dòng)原理，達(dá)到對(duì)所學(xué)知識(shí)的復(fù)習(xí)與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。行星齒輪傳動(dòng)的效率作為評(píng)價(jià)器傳動(dòng)性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一，國內(nèi)外有許多學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了系統(tǒng)的研究。如今，計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)效率的方法很多，國內(nèi)外學(xué)者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動(dòng)效率的計(jì)算方法，在機(jī)械設(shè)計(jì)計(jì)算中，較常用的計(jì)算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動(dòng)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(jì)算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。行星齒輪傳動(dòng)具備結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量小、承載大的優(yōu)點(diǎn)。這些都是因?yàn)樵谄浣Y(jié)構(gòu)上應(yīng)用了多個(gè)行星輪的傳動(dòng)方式，充分運(yùn)用了軸齒輪之間的空間，使用了多個(gè)行星輪分擔(dān)載荷，形成功率流，并且合理的采用內(nèi)嚙合傳動(dòng)，使其具備了上述的很多優(yōu)點(diǎn)。但是，這僅僅是最理想的情況，而在實(shí)際應(yīng)用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在機(jī)械傳動(dòng)過程中各行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷集中在一個(gè)行星輪上的現(xiàn)象發(fā)生，這樣一來，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到應(yīng)有的發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。所以，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(gè)十分重要的課題。在結(jié)構(gòu)部分，開始人們只努力地提升齒輪加工的精度，使得行星齒輪的裝配和制造變得尤為困難。后來通過采取了對(duì)行星齒輪基本構(gòu)件徑向不加限制的措施和其它可以自動(dòng)調(diào)位的方法，就是采用各種機(jī)械式地均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。其中典型的幾種均載機(jī)構(gòu)有基本構(gòu)件浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)、杠桿聯(lián)動(dòng)均載機(jī)構(gòu)和采用彈性件的均載機(jī)構(gòu)。CNC 機(jī)床工藝技術(shù)的發(fā)展，帶動(dòng)了了機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的發(fā)展。在傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的 PLC、液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，齒輪、帶輪、帶鏈的混合傳動(dòng)，將成為變速箱設(shè)計(jì)中優(yōu)化傳動(dòng)組合的方向。在傳動(dòng)設(shè)計(jì)中的學(xué)術(shù)交流，將成為新型傳動(dòng)產(chǎn)品發(fā)展的趨勢(shì)。隨著我們國家航空、航天、電子、機(jī)械、能源及核工業(yè)方面的快速發(fā)展和工業(yè)機(jī)器人等一系列產(chǎn)品在各工業(yè)部門的應(yīng)用，我國在諧波傳動(dòng)技術(shù)應(yīng)用方面已取得很好的成績。同時(shí)，隨著我國高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對(duì)諧波傳動(dòng)技術(shù)產(chǎn)品的需求會(huì)更加突出。減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國家的工業(yè)水平，所以，開拓和發(fā)展齒輪技術(shù)和減速器在我國有廣闊的前景。論文的基本內(nèi)容：（1）選擇傳動(dòng)方案。傳動(dòng)方案的確定包括傳動(dòng)比的確定和傳動(dòng)類型的確定。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算及校核。傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，都大致包括：選擇傳動(dòng)方案、傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸承的選型與壽命計(jì)算、鍵的選擇與強(qiáng)度計(jì)算、箱體的設(shè)計(jì)、潤滑與密封的選擇等。在對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)給定的減速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，通過 CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對(duì)其進(jìn)行分析。1第一章 傳動(dòng)方案的確定1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一個(gè)行星齒輪傳動(dòng)減速器。原始條件和數(shù)據(jù)：傳動(dòng)比 i=11，功率 p=5.5kw，輸入轉(zhuǎn)速 N=1500 rpm，中等沖擊。使用壽命 8年，每天工作 16 小時(shí)。且要求該齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小。1.2 行星機(jī)構(gòu)的類型選擇表 1-1 列出了常用行星齒輪傳動(dòng)的型式及特點(diǎn)：表 1-1 常用行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類型及其特點(diǎn)性能參數(shù)傳動(dòng)形式簡圖傳動(dòng)比 效率 最大功率/kW特點(diǎn)NGW2Z-X(A) 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1.13BAXi13.7 推薦2.89效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個(gè)工作條件，在機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣。單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小，耳機(jī)和三級(jí)傳動(dòng)均廣泛應(yīng)用NW（2Z-X 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=150BAXi推薦 7210.970.99 不限效率高，徑向尺寸比NGW 型小，傳動(dòng)比范圍較 NGW 型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復(fù)雜，故| |BAXi7 時(shí)不宜采用2NN（2Z-X 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）推薦值：=8BXEi30效率較低，一般為0.70.840傳動(dòng)比打，效率較低，適用于短期工作傳動(dòng)。當(dāng)行星架 X 從動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)比| |大于某一i值后，機(jī)構(gòu)將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1.2數(shù)BXAi千| |=1.25BXAi時(shí)，效率可達(dá)0.90.7， i5 以后.隨|增加徒降i20傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)。運(yùn)動(dòng)精度低也不用于分度機(jī)構(gòu)。當(dāng)行星架X 從動(dòng)時(shí)，| |從某一i數(shù)值起會(huì)發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動(dòng)比取值為=1.83，最佳值XABi為 2，此時(shí)效率可達(dá)0.9NGW（）型（3Z）小功率傳動(dòng)500BAEi；推薦：=2010BAEi00.80.9 隨增加而BAEi下降短期工作120，長期工作10結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，傳動(dòng)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(dāng)| |大于某一數(shù)值i時(shí)會(huì)發(fā)生自鎖NGWN（）型（3Z）=6050BAEi0 推薦：=6430BAEi00.70.84 隨增加而bAEi下降短期工作120，長期工作10結(jié)構(gòu)更緊湊，制造，安裝比上列型傳動(dòng)方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變3為才能滿足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動(dòng)自鎖情況同上1.3 確定行星齒輪傳動(dòng)類型根據(jù)設(shè)計(jì)要求：連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)、傳動(dòng)比小、結(jié)構(gòu)緊湊和外廓尺寸較小。根據(jù)表 1-1 中傳動(dòng)類型的工作特點(diǎn)可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機(jī)構(gòu)簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)，且廣泛地應(yīng)用于動(dòng)力及輔助傳動(dòng)中，工作制度不限。本設(shè)計(jì)選用 2Z-X(A)型行星傳動(dòng)較合理，其傳動(dòng)簡圖如圖 1-1 所示。其中 a 為中心輪， b 和 c 為內(nèi)齒輪， x 為轉(zhuǎn)臂。圖 1-1 減速器設(shè)計(jì)方案（單級(jí) NGW2Z-X(A)型行星齒輪傳動(dòng)）擬定的設(shè)計(jì)方案如下圖：4圖 2-2 減速器整體裝配圖5第二章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1 配齒計(jì)算2.1.1 確定各齒輪的齒數(shù)據(jù) 2Z-X(A)型行星傳動(dòng)的傳動(dòng)比 值和按其配齒計(jì)算（見參考文獻(xiàn)1）公式pi（2-1） -公式（ 2-）可求得內(nèi)齒輪 b 和行星輪 c 的齒數(shù) 和 。現(xiàn)考慮到行星齒bzc輪傳動(dòng)的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a 的齒數(shù) =17 和行星輪 =3。apn根據(jù)內(nèi)齒輪 pbziz)1(1270對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整，同時(shí)考慮到安裝條件，取 ，此時(shí)實(shí)際的 p169bz值與給定的 p 值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差的范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為abzi194.10762其傳動(dòng)比誤差 5.01.pi由于外嚙合采用角度變位的傳動(dòng)，行星輪 c 的齒數(shù) 應(yīng)按如下公式計(jì)算，即cz2baczz32=c7619在考慮到安裝條件為（整數(shù)）932abzC62.1.2 初算中心距和模數(shù)1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57 61HRC。試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 =1591Mpa。limH試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪 =485Mpa。liF行星輪 =485 0.7Mpa=339.5Mpa (對(duì)稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終limF加工為磨齒，精度為 6 級(jí)。內(nèi)齒圈材料為 38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限 =1282MpalimH驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限 =370MPaliF齒形的終加工為插齒，精度為 7 級(jí)。2. 減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速 2n由 21ni 42得 min/501ri= 363. 載荷不均衡系數(shù) PK采用太陽輪浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取 。15.PFHK4. 齒輪模數(shù) 和中心距 am首先計(jì)算太陽輪分度圓直徑：132lim1AHPatdTkuK 52式中： 齒數(shù)比為u76.0使用系數(shù)為 1.25；A算式系數(shù)為 768；tdK綜合系數(shù)為 2；H7太陽輪單個(gè)齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。1TppanPn1954mN8.03.N5.1其中 高速級(jí)行星齒輪傳動(dòng)效率，取 =0.985齒寬系數(shù)暫取 =0.5dadb=1450MpalimH代入 3lim210 1ukTKHdPAt 6232.5.6(.71)76809a=24.6模數(shù) 45.172azdm取 m=1.5則 mzga307.2210 =35.25取 35齒寬 75.12.0db取 1m2.2 幾何尺寸計(jì)算1. 計(jì)算變位系數(shù)(1) a-c 傳動(dòng)嚙合角 ac因 9362.02cos35.oss08所以 543920ac變位系數(shù)和 tan)(ivizxcc=（17+30 ） 20t5439“ii=1.141圖 2-1 選擇變位系數(shù)線圖中心距變動(dòng)系數(shù) y17.05.320ma72齒頂降低系數(shù) y.494yx分配邊位系數(shù)：分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2-1得到邊位系數(shù) 549.0ax9則 592.401.acx(2) c-b 傳動(dòng)由于內(nèi)嚙合的兩個(gè)齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0bcx從而 592.b且 ay2. 幾何尺寸計(jì)算結(jié)果對(duì)于單級(jí)的 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的計(jì)算結(jié)果如下表：表 3-1 各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果項(xiàng)目 計(jì)算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副分度圓直徑 d1zm221.572.d2304150d2.6923.5基圓直徑 bcos1b2d87.9cos81b 51252.41b 19.70cos2d外嚙合)(1yxhmaa2c06.1ad342齒頂圓直徑 )(21yxhdaa內(nèi)嚙合)(*1yxdca2hb 513.641ad092外嚙合)(*1aaf xcm22f hd987.1fd4232f齒根圓直徑 fd內(nèi)嚙合)(*1caf x2bf hmd 42.13fd2f注：齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 ，內(nèi)齒輪 ；1a 8.0ah10頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪 25.0c2.3 裝配條件驗(yàn)算對(duì)于所設(shè)計(jì)的單級(jí) 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件2.3.1 鄰接條件按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即2sinacpd已知行星輪 c 的齒頂圓的直徑 =164.513， 和 代入上式，則acd5.12ac3pn得164.513 滿足鄰接條件m176.23sin5.122.3.2 同心條件按公式對(duì)于角變位有 cosabczz已知 ， 代入上式得17a3079b 54392ac 20bca滿足同心條件cos2954cos22.3.2 安裝條件按公式驗(yàn)證其安裝條件，即得)(整 數(shù)Cnzpba 82將 代入該式驗(yàn)證得17az9b3滿足安裝條件2嚙合要素的驗(yàn)算111. a-c 傳動(dòng)端面重合度 a（1）頂圓齒形曲率半徑 22)(baad 92太陽輪221 )874.9()06.9(a=29.31m行星輪222 )954.10()53.64(a=42.416（2）端面嚙合長度 ag12(sin)aatg式中“ ”號(hào)正號(hào)為外嚙合，負(fù)號(hào)為內(nèi)嚙合；端面節(jié)圓嚙合角。t直齒輪 = =tac“54392則 mg 67.1854392sin.16 （3）端面重合度 =1.26520cos)co/(tamg2. 端面重合度bc（1）頂圓齒形曲率半徑 a22)(baad 102行星輪 由上面計(jì)算得， =42.41611am內(nèi)齒輪 222 )8.37()0.9(a=61.597m（2）端面嚙合長度 ag21sintaag 12= 20si5.197.64. m12=24.05m（3）端面重合度 = =1.63)cos/(stnaamg20cos5.42.4 齒輪強(qiáng)度校核2.4.1 a-c 傳動(dòng)強(qiáng)度校核本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強(qiáng)度計(jì)算過程，大齒輪(行星輪)的計(jì)算方法相同，從略。1確定計(jì)算載荷名義轉(zhuǎn)矩=376.89 NmT名義圓周力= = N=8868NtFd20859.3762應(yīng)力循環(huán)次數(shù) aN=60 = 次= 次aHnpt70431.6091037.= = =181.82i5.1mirinr= =Han82.10=818.18 ir式中 太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速( )a minr壽命期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間(h)tt=10a =70400hdha2303. 確定強(qiáng)度計(jì)算中的各種系數(shù)1)使用系數(shù) K A取 K =1. 25A2)動(dòng)負(fù)荷系數(shù) K v因 z =171200MPa40sm2limH查得 Z =1.0L3)速度系數(shù) Z v因 =3.64 和 =1591 MPaslimH查得 Z =0.975v4)粗糙度系數(shù) Z R因 1200 MPa 和齒面 R =1.6 6 =9.6limHzm查得 Z =1.026R5)工作硬化系數(shù) W16因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 R =9.6 6 ，zm由圖 5-17 取 =1.0WZ6)尺寸系數(shù) 查得 Z =1.0X10許用接觸應(yīng)力 HP= HPlimXWRVLNTZ172=1591 1.0 1.0 0.975 1.026 1.0 1.0=1592MPa11接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S HS = = =1.985HP80215912確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)FPl)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) = 2.0STY2)壽命系數(shù)因 N = ，查得 =0.83L91037.NT3)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) relT由 =1.796，查得 = 1.0saYrlY4)齒根表面狀況系數(shù) = 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )TRrel zm5)尺寸系數(shù) 可按下式計(jì)算X= 0.01m= =1.0Y05.1501.13許用彎曲應(yīng)力 FP= limSTNYrelTRlXY182=485 2.0 0.83 1.0 0.925 1.0MPa=745 MPa14彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S FS = = =5.21 P14375192172.4.1 c-b 傳動(dòng)強(qiáng)度校核本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內(nèi)齒輪)的強(qiáng)度計(jì)算過程，小齒輪(行星輪)的計(jì)算方法相同，從略。齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算按第 5 章中的有關(guān)公式和圖表進(jìn)行。1名義切向力 tF=8868NtF2應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N bN =60 =60 次=2.3 10 次 bHanpt704382.1920式中 n 太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速 ( )H minr= n -n = =181.82 bb).(ii13確定強(qiáng)度計(jì)算中的各種系數(shù)1)使用系數(shù) K 取 K =1. 25AA2)動(dòng)負(fù)荷系數(shù) K v根據(jù) = =60Hbdn1082.3954.sm=3.76 sm查得（7 級(jí)精度)：K =1. 068v3)齒向載荷分布系數(shù) K ，KHF由式(5-1)和(5-2)K = 1+(K -1 )K K H0HWe2K =1+(K -1)K K FF3式中 K 計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)初期( 未經(jīng)跑合 )的齒向載荷分布系數(shù)，查0H得 K = 1.187 ( =0.5);0dK 計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)的跑合影響系數(shù)，查得 K = 0.83(v HW HW18=3.76 ，HB =450)；sm2K 計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，由圖 5-40F查得 K =1.12( =12.4) 0FbK 計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)的跑合影響系數(shù)，由圖 5-5 查得 K =0.95 (v =3.76FW FW，HB =450)；sm2K 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K =0.7He HeK 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K =0.85F F則 K = 1+(1.187-1 ) 0.83 0.7=1.149HK =1+(1.12-1) 0.95 0.85=1.097F4)齒間載荷分布系數(shù) K 、KF因 = =178.79 ，精度 7 級(jí)，非硬齒面直齒btA6285.1mN輪由表 5-9 查得 K =K =1.0HF5)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Z 可查圖 5-13 或按下式計(jì)算Z = = =2.495 H2sincottb20sinco2 24式中 直齒輪 = 0b端面節(jié)圓嚙合角t直齒輪 = =20tcb端面壓力角t直齒輪 = =20t6)彈性系數(shù) Z E查得 Z =189.8 (鋼一鋼)MPa7)載荷作用齒頂時(shí)的齒形系數(shù) Y Fa查得 Y =2.053Fa8)載荷作用齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù) Y sa19查得 Y =2.65sa9)重合度系數(shù) z ，Yz = = =0.88934a63.1=0.25+ =0.25+ =0.71Ya75.0.10)螺旋角系數(shù) Z ，Y 可按下式計(jì)算因 =0，z = 得 z =1cosY = 120所以 z =1，Y =14齒數(shù)比 u= = =2.633 cb3079 255計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值 0H= 0HzEubdFt126=2.495 189.8 0.889 1 MPa63.21508=323.75MPa6接觸應(yīng)力 H= 0HvAK27=323.75 =401MPa149.068.1257彎曲應(yīng)力的基本值 F= Y Y Y Y = =110.497MPa0FbmtFaS 7.0523.5628齒根彎曲應(yīng)力= K K K K =110.49 1.25 1.068 1.097 1=161.812MPaF0AvF9確定計(jì)算許用接觸應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)HP20l)壽命系數(shù) Z NT因 N = 2.3 10 ，查得 Z =1L9NT2)潤滑系數(shù) Z L因 和 =1282MPasm/204limH查得 Z =1L3)速度系數(shù) Z v因 v=3.76 和 =1282MPaslimH查得 Z =0.975v4)粗糙度系數(shù) Z R因 =1282 MPa 和齒面 R =6.3 6 =9.6limHzm查得 Z =1.026R5)工作硬化系數(shù) W取 =1.0W6)尺寸系數(shù) 查得 Z =1.0X10許用接觸應(yīng)力 HP= Z Z Z Z Zw Z HPlimNTLvRX28=1282 1 1 0.975 1.026 1 1=1283MPa11接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S HS = = =3.2 HP401283 2912確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)FPl)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) Y = 2.0ST2)壽命系數(shù)因 N =2.3 10 ，查得 Y =1.0L9N3)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) Y relT21由 Y = 2.65，查得 Y = 1.0SarelT4)齒根表面狀況系數(shù) 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )Rrl zm5)尺寸系數(shù) Y 可按下式計(jì)算XY = 0.006m=1.03-0.006 5=1.003.113許用彎曲應(yīng)力 FP= Y Y Y Y Y limSTNrelTRrlX302=370 2 1 1 0.925 1MPa=684.5MPa14彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S FS = = =4.23 P812.654312NGW 行星減速器的設(shè)計(jì)摘 要本文完成了對(duì)一級(jí)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。該減速器具有較小的傳動(dòng)比，而且，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng)、噪聲低的特點(diǎn)，適用于化工、輕工業(yè)以及機(jī)器人等領(lǐng)域。這些功用對(duì)于現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)的發(fā)展有著較重要的意義。行星齒輪傳動(dòng)在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自 20 世紀(jì) 60 年代以來，我國才開始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展。齒輪傳動(dòng)原理就是在一對(duì)互相嚙合的齒輪中，有一個(gè)齒輪作為主動(dòng)輪，動(dòng)力從它那里輸入，另一個(gè)齒輪作為從動(dòng)輪，動(dòng)力從它輸出。也有的齒輪僅作為中轉(zhuǎn)站，一邊與主動(dòng)輪嚙合，另一邊與從動(dòng)輪嚙合，動(dòng)力從它那里通過，這種齒輪叫惰輪。 在包含行星齒輪的齒輪系統(tǒng)中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是說，可以有三條轉(zhuǎn)動(dòng)軸允許動(dòng)力輸入/輸出，還可以用離合器或制動(dòng)器之類的手段，在需要的時(shí)候限制其中一條軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，剩下兩條軸進(jìn)行傳動(dòng)，這樣一來，互相嚙合的齒輪之間的關(guān)系就可以有多種組合。確定選用 2Z-X(A)型的行星傳動(dòng)較為合理。我們簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，然后比較了各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動(dòng)的基本類型。論文主體部分是對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件包括太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架的設(shè)計(jì)計(jì)算，通過所給的輸入功率、傳動(dòng)比、輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對(duì)其進(jìn)行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算和主要零部件的強(qiáng)度校核計(jì)算。其中該減速器的設(shè)計(jì)與其他減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)相比有三大特點(diǎn)：其一，為了使三個(gè)行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動(dòng)機(jī)構(gòu)，即太陽輪與高速軸通過齒式聯(lián)軸器將二者連接在一起，從而實(shí)現(xiàn)了太陽輪的浮動(dòng)；其二，該減速器的箱體采用的是法蘭式箱體，上下箱體分別鑄造而成；其三，內(nèi)齒圈與箱體采用分離式，通過螺栓和圓錐銷將其與上下箱體固定在一起。最后對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過程進(jìn)行了總結(jié)，基本上完成了對(duì)該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞： 行星齒輪; 傳動(dòng)機(jī)構(gòu); 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì); 校核計(jì)算 AbstractThis 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.Planetary gear transmission has many years of development in our country, and it has been used in many years. However,since 1960s,our country began to carry on the more thorough and systematic research and trial manufacture of planetary gear transmission.Both in the design theory or in the trial production and application practice,have made great achievements,and obtained a lot of research results.In the past 20 years especially since the reform and opening-up of our country,with the progress and development of the scientific and technological level of the country, China has from many of the worlds industrial developed countries introduced a large number of advanced machinery and equipment and technology,after our country mechanical science and technology personnel constantly active absorption and elimination, advancing with the times. pioneering and innovative efforts to forge ahead, planetary transmission technology of our country has developed rapidly.The principle of gear transmission is in a pair of meshing gears, a gear as the driving gear,power is inputted from there it, another gear as the wheel,the power output from it.Also some gears only as transfer station, and one side of the driving gear, the other side and from the meshing of wheel,power from where it through, the gear called idler. In gear system includes a planetary gear, the situation is different. Due to the presence of planet carrier.That is to say,can have three rotating shafts allow dynamic input / output,by means of the clutch or brake and the like,need time which limits an axis of rotation, the remaining two axes drive,as a result,between the gear meshing relationship to each other can have a variety of combinations.To determine the choice of 2Z-X (A) type of planetary transmission is more reasonable.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 目 錄前 言 .1第一章 傳動(dòng)方案的確定 11.1 設(shè)計(jì)任務(wù) .11.2 行星機(jī)構(gòu)的類型選擇 . 11.3 確定行星齒輪傳動(dòng)類型 3第二章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 52.1 配齒計(jì)算 52.1.1 確定各齒輪的齒數(shù) 52.1.2 初算中心距和模數(shù) 62.2 幾何尺寸計(jì)算 72.3 裝配條件驗(yàn)算 102.3.1 鄰接條件 102.3.2 同心條件 102.3.2 安裝條件 102.4 齒輪強(qiáng)度校核 122.4.1 a-c 傳動(dòng)強(qiáng)度校核 .122.4.1 c-b 傳動(dòng)強(qiáng)度校核 .16第三章 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 .213.1 行星軸設(shè)計(jì) 213.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 233.2.1 輸入軸設(shè)計(jì) 233.2.2 輸出軸設(shè)計(jì) 24結(jié) 論 27謝 辭 .28參考文獻(xiàn) 29緒論本課題通過對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和裝配尺寸，并對(duì)涉及結(jié)果進(jìn)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(píng)價(jià)實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)?；a(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。通過本設(shè)計(jì)，要能弄懂該減速器的傳動(dòng)原理，達(dá)到對(duì)所學(xué)知識(shí)的復(fù)習(xí)與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。行星齒輪傳動(dòng)的效率作為評(píng)價(jià)器傳動(dòng)性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一，國內(nèi)外有許多學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了系統(tǒng)的研究。如今，計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)效率的方法很多，國內(nèi)外學(xué)者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動(dòng)效率的計(jì)算方法，在機(jī)械設(shè)計(jì)計(jì)算中，較常用的計(jì)算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動(dòng)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(jì)算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。行星齒輪傳動(dòng)具備結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量小、承載大的優(yōu)點(diǎn)。這些都是因?yàn)樵谄浣Y(jié)構(gòu)上應(yīng)用了多個(gè)行星輪的傳動(dòng)方式，充分運(yùn)用了軸齒輪之間的空間，使用了多個(gè)行星輪分擔(dān)載荷，形成功率流，并且合理的采用內(nèi)嚙合傳動(dòng)，使其具備了上述的很多優(yōu)點(diǎn)。但是，這僅僅是最理想的情況，而在實(shí)際應(yīng)用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在機(jī)械傳動(dòng)過程中各行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷集中在一個(gè)行星輪上的現(xiàn)象發(fā)生，這樣一來，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到應(yīng)有的發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。所以，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(gè)十分重要的課題。在結(jié)構(gòu)部分，開始人們只努力地提升齒輪加工的精度，使得行星齒輪的裝配和制造變得尤為困難。后來通過采取了對(duì)行星齒輪基本構(gòu)件徑向不加限制的措施和其它可以自動(dòng)調(diào)位的方法，就是采用各種機(jī)械式地均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。其中典型的幾種均載機(jī)構(gòu)有基本構(gòu)件浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)、杠桿聯(lián)動(dòng)均載機(jī)構(gòu)和采用彈性件的均載機(jī)構(gòu)。CNC 機(jī)床工藝技術(shù)的發(fā)展，帶動(dòng)了了機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的發(fā)展。在傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的 PLC、液壓傳動(dòng)系統(tǒng)，齒輪、帶輪、帶鏈的混合傳動(dòng)，將成為變速箱設(shè)計(jì)中優(yōu)化傳動(dòng)組合的方向。在傳動(dòng)設(shè)計(jì)中的學(xué)術(shù)交流，將成為新型傳動(dòng)產(chǎn)品發(fā)展的趨勢(shì)。隨著我們國家航空、航天、電子、機(jī)械、能源及核工業(yè)方面的快速發(fā)展和工業(yè)機(jī)器人等一系列產(chǎn)品在各工業(yè)部門的應(yīng)用，我國在諧波傳動(dòng)技術(shù)應(yīng)用方面已取得很好的成績。同時(shí)，隨著我國高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對(duì)諧波傳動(dòng)技術(shù)產(chǎn)品的需求會(huì)更加突出。減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國家的工業(yè)水平，所以，開拓和發(fā)展齒輪技術(shù)和減速器在我國有廣闊的前景。論文的基本內(nèi)容：（1）選擇傳動(dòng)方案。傳動(dòng)方案的確定包括傳動(dòng)比的確定和傳動(dòng)類型的確定。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算及校核。傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，都大致包括：選擇傳動(dòng)方案、傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸承的選型與壽命計(jì)算、鍵的選擇與強(qiáng)度計(jì)算、箱體的設(shè)計(jì)、潤滑與密封的選擇等。在對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)給定的減速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，通過 CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對(duì)其進(jìn)行分析。1第一章 傳動(dòng)方案的確定1.1 設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)一個(gè)行星齒輪傳動(dòng)減速器。原始條件和數(shù)據(jù)：傳動(dòng)比 i=11，功率 p=5.5kw，輸入轉(zhuǎn)速 N=1500 rpm，中等沖擊。使用壽命 8年，每天工作 16 小時(shí)。且要求該齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小。1.2 行星機(jī)構(gòu)的類型選擇表 1-1 列出了常用行星齒輪傳動(dòng)的型式及特點(diǎn)：表 1-1 常用行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類型及其特點(diǎn)性能參數(shù)傳動(dòng)形式簡圖傳動(dòng)比 效率 最大功率/kW特點(diǎn)NGW2Z-X(A) 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1.13BAXi13.7 推薦2.89效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個(gè)工作條件，在機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣。單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小，耳機(jī)和三級(jí)傳動(dòng)均廣泛應(yīng)用NW（2Z-X 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=150BAXi推薦 7210.970.99 不限效率高，徑向尺寸比NGW 型小，傳動(dòng)比范圍較 NGW 型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復(fù)雜，故| |BAXi7 時(shí)不宜采用2NN（2Z-X 負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）推薦值：=8BXEi30效率較低，一般為0.70.840傳動(dòng)比打，效率較低，適用于短期工作傳動(dòng)。當(dāng)行星架 X 從動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)比| |大于某一i值后，機(jī)構(gòu)將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1.2數(shù)BXAi千| |=1.25BXAi時(shí)，效率可達(dá)0.90.7， i5 以后.隨|增加徒降i20傳動(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)。運(yùn)動(dòng)精度低也不用于分度機(jī)構(gòu)。當(dāng)行星架X 從動(dòng)時(shí)，| |從某一i數(shù)值起會(huì)發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動(dòng)比取值為=1.83，最佳值XABi為 2，此時(shí)效率可達(dá)0.9NGW（）型（3Z）小功率傳動(dòng)500BAEi；推薦：=2010BAEi00.80.9 隨增加而BAEi下降短期工作120，長期工作10結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，傳動(dòng)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(dāng)| |大于某一數(shù)值i時(shí)會(huì)發(fā)生自鎖NGWN（）型（3Z）=6050BAEi0 推薦：=6430BAEi00.70.84 隨增加而bAEi下降短期工作120，長期工作10結(jié)構(gòu)更緊湊，制造，安裝比上列型傳動(dòng)方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變3為才能滿足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動(dòng)自鎖情況同上1.3 確定行星齒輪傳動(dòng)類型根據(jù)設(shè)計(jì)要求：連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)、傳動(dòng)比小、結(jié)構(gòu)緊湊和外廓尺寸較小。根據(jù)表 1-1 中傳動(dòng)類型的工作特點(diǎn)可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機(jī)構(gòu)簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)，且廣泛地應(yīng)用于動(dòng)力及輔助傳動(dòng)中，工作制度不限。本設(shè)計(jì)選用 2Z-X(A)型行星傳動(dòng)較合理，其傳動(dòng)簡圖如圖 1-1 所示。其中 a 為中心輪， b 和 c 為內(nèi)齒輪， x 為轉(zhuǎn)臂。圖 1-1 減速器設(shè)計(jì)方案（單級(jí) NGW2Z-X(A)型行星齒輪傳動(dòng)）擬定的設(shè)計(jì)方案如下圖：4圖 2-2 減速器整體裝配圖5第二章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1 配齒計(jì)算2.1.1 確定各齒輪的齒數(shù)據(jù) 2Z-X(A)型行星傳動(dòng)的傳動(dòng)比 值和按其配齒計(jì)算（見參考文獻(xiàn)1）公式pi（2-1） -公式（ 2-）可求得內(nèi)齒輪 b 和行星輪 c 的齒數(shù) 和 ?，F(xiàn)考慮到行星齒bzc輪傳動(dòng)的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a 的齒數(shù) =17 和行星輪 =3。apn根據(jù)內(nèi)齒輪 pbziz)1(1270對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整，同時(shí)考慮到安裝條件，取 ，此時(shí)實(shí)際的 p169bz值與給定的 p 值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差的范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為abzi194.10762其傳動(dòng)比誤差 5.01.pi由于外嚙合采用角度變位的傳動(dòng)，行星輪 c 的齒數(shù) 應(yīng)按如下公式計(jì)算，即cz2baczz32=c7619在考慮到安裝條件為（整數(shù)）932abzC62.1.2 初算中心距和模數(shù)1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57 61HRC。試驗(yàn)齒輪齒面接觸疲勞極限 =1591Mpa。limH試驗(yàn)齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪 =485Mpa。liF行星輪 =485 0.7Mpa=339.5Mpa (對(duì)稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終limF加工為磨齒，精度為 6 級(jí)。內(nèi)齒圈材料為 38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限 =1282MpalimH驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限 =370MPaliF齒形的終加工為插齒，精度為 7 級(jí)。2. 減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速 2n由 21ni 42得 min/501ri= 363. 載荷不均衡系數(shù) PK采用太陽輪浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)，取 。15.PFHK4. 齒輪模數(shù) 和中心距 am首先計(jì)算太陽輪分度圓直徑：132lim1AHPatdTkuK 52式中： 齒數(shù)比為u76.0使用系數(shù)為 1.25；A算式系數(shù)為 768；tdK綜合系數(shù)為 2；H7太陽輪單個(gè)齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。1TppanPn1954mN8.03.N5.1其中 高速級(jí)行星齒輪傳動(dòng)效率，取 =0.985齒寬系數(shù)暫取 =0.5dadb=1450MpalimH代入 3lim210 1ukTKHdPAt 6232.5.6(.71)76809a=24.6模數(shù) 45.172azdm取 m=1.5則 mzga307.2210 =35.25取 35齒寬 75.12.0db取 1m2.2 幾何尺寸計(jì)算1. 計(jì)算變位系數(shù)(1) a-c 傳動(dòng)嚙合角 ac因 9362.02cos35.oss08所以 543920ac變位系數(shù)和 tan)(ivizxcc=（17+30 ） 20t5439“ii=1.141圖 2-1 選擇變位系數(shù)線圖中心距變動(dòng)系數(shù) y17.05.320ma72齒頂降低系數(shù) y.494yx分配邊位系數(shù)：分配邊位系數(shù)：根據(jù)線圖法，通過查找線圖 2-1得到邊位系數(shù) 549.0ax9則 592.401.acx(2) c-b 傳動(dòng)由于內(nèi)嚙合的兩個(gè)齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0bcx從而 592.b且 ay2. 幾何尺寸計(jì)算結(jié)果對(duì)于單級(jí)的 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的計(jì)算結(jié)果如下表：表 3-1 各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果項(xiàng)目 計(jì)算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副分度圓直徑 d1zm221.572.d2304150d2.6923.5基圓直徑 bcos1b2d87.9cos81b 51252.41b 19.70cos2d外嚙合)(1yxhmaa2c06.1ad342齒頂圓直徑 )(21yxhdaa內(nèi)嚙合)(*1yxdca2hb 513.641ad092外嚙合)(*1aaf xcm22f hd987.1fd4232f齒根圓直徑 fd內(nèi)嚙合)(*1caf x2bf hmd 42.13fd2f注：齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪 ，內(nèi)齒輪 ；1a 8.0ah10頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪 25.0c2.3 裝配條件驗(yàn)算對(duì)于所設(shè)計(jì)的單級(jí) 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件2.3.1 鄰接條件按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即2sinacpd已知行星輪 c 的齒頂圓的直徑 =164.513， 和 代入上式，則acd5.12ac3pn得164.513 滿足鄰接條件m176.23sin5.122.3.2 同心條件按公式對(duì)于角變位有 cosabczz已知 ， 代入上式得17a3079b 54392ac 20bca滿足同心條件cos2954cos22.3.2 安裝條件按公式驗(yàn)證其安裝條件，即得)(整 數(shù)Cnzpba 82將 代入該式驗(yàn)證得17az9b3滿足安裝條件2嚙合要素的驗(yàn)算111. a-c 傳動(dòng)端面重合度 a（1）頂圓齒形曲率半徑 22)(baad 92太陽輪221 )874.9()06.9(a=29.31m行星輪222 )954.10()53.64(a=42.416（2）端面嚙合長度 ag12(sin)aatg式中“ ”號(hào)正號(hào)為外嚙合，負(fù)號(hào)為內(nèi)嚙合；端面節(jié)圓嚙合角。t直齒輪 = =tac“54392則 mg 67.1854392sin.16 （3）端面重合度 =1.26520cos)co/(tamg2. 端面重合度bc（1）頂圓齒形曲率半徑 a22)(baad 102行星輪 由上面計(jì)算得， =42.41611am內(nèi)齒輪 222 )8.37()0.9(a=61.597m（2）端面嚙合長度 ag21sintaag 12= 20si5.197.64. m12=24.05m（3）端面重合度 = =1.63)cos/(stnaamg20cos5.42.4 齒輪強(qiáng)度校核2.4.1 a-c 傳動(dòng)強(qiáng)度校核本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強(qiáng)度計(jì)算過程，大齒輪(行星輪)的計(jì)算方法相同，從略。1確定計(jì)算載荷名義轉(zhuǎn)矩=376.89 NmT名義圓周力= = N=8868NtFd20859.3762應(yīng)力循環(huán)次數(shù) aN=60 = 次= 次aHnpt70431.6091037.= = =181.82i5.1mirinr= =Han82.10=818.18 ir式中 太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速( )a minr壽命期內(nèi)要求傳動(dòng)的總運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間(h)tt=10a =70400hdha2303. 確定強(qiáng)度計(jì)算中的各種系數(shù)1)使用系數(shù) K A取 K =1. 25A2)動(dòng)負(fù)荷系數(shù) K v因 z =171200MPa40sm2limH查得 Z =1.0L3)速度系數(shù) Z v因 =3.64 和 =1591 MPaslimH查得 Z =0.975v4)粗糙度系數(shù) Z R因 1200 MPa 和齒面 R =1.6 6 =9.6limHzm查得 Z =1.026R5)工作硬化系數(shù) W16因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 R =9.6 6 ，zm由圖 5-17 取 =1.0WZ6)尺寸系數(shù) 查得 Z =1.0X10許用接觸應(yīng)力 HP= HPlimXWRVLNTZ172=1591 1.0 1.0 0.975 1.026 1.0 1.0=1592MPa11接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S HS = = =1.985HP80215912確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)FPl)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) = 2.0STY2)壽命系數(shù)因 N = ，查得 =0.83L91037.NT3)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) relT由 =1.796，查得 = 1.0saYrlY4)齒根表面狀況系數(shù) = 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )TRrel zm5)尺寸系數(shù) 可按下式計(jì)算X= 0.01m= =1.0Y05.1501.13許用彎曲應(yīng)力 FP= limSTNYrelTRlXY182=485 2.0 0.83 1.0 0.925 1.0MPa=745 MPa14彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S FS = = =5.21 P14375192172.4.1 c-b 傳動(dòng)強(qiáng)度校核本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內(nèi)齒輪)的強(qiáng)度計(jì)算過程，小齒輪(行星輪)的計(jì)算方法相同，從略。齒輪強(qiáng)度驗(yàn)算按第 5 章中的有關(guān)公式和圖表進(jìn)行。1名義切向力 tF=8868NtF2應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N bN =60 =60 次=2.3 10 次 bHanpt704382.1920式中 n 太陽輪相對(duì)于行星架的轉(zhuǎn)速 ( )H minr= n -n = =181.82 bb).(ii13確定強(qiáng)度計(jì)算中的各種系數(shù)1)使用系數(shù) K 取 K =1. 25AA2)動(dòng)負(fù)荷系數(shù) K v根據(jù) = =60Hbdn1082.3954.sm=3.76 sm查得（7 級(jí)精度)：K =1. 068v3)齒向載荷分布系數(shù) K ，KHF由式(5-1)和(5-2)K = 1+(K -1 )K K H0HWe2K =1+(K -1)K K FF3式中 K 計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)初期( 未經(jīng)跑合 )的齒向載荷分布系數(shù)，查0H得 K = 1.187 ( =0.5);0dK 計(jì)算接觸強(qiáng)度時(shí)的跑合影響系數(shù)，查得 K = 0.83(v HW HW18=3.76 ，HB =450)；sm2K 計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)運(yùn)轉(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，由圖 5-40F查得 K =1.12( =12.4) 0FbK 計(jì)算彎曲強(qiáng)度時(shí)的跑合影響系數(shù)，由圖 5-5 查得 K =0.95 (v =3.76FW FW，HB =450)；sm2K 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K =0.7He HeK 與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K =0.85F F則 K = 1+(1.187-1 ) 0.83 0.7=1.149HK =1+(1.12-1) 0.95 0.85=1.097F4)齒間載荷分布系數(shù) K 、KF因 = =178.79 ，精度 7 級(jí)，非硬齒面直齒btA6285.1mN輪由表 5-9 查得 K =K =1.0HF5)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Z 可查圖 5-13 或按下式計(jì)算Z = = =2.495 H2sincottb20sinco2 24式中 直齒輪 = 0b端面節(jié)圓嚙合角t直齒輪 = =20tcb端面壓力角t直齒輪 = =20t6)彈性系數(shù) Z E查得 Z =189.8 (鋼一鋼)MPa7)載荷作用齒頂時(shí)的齒形系數(shù) Y Fa查得 Y =2.053Fa8)載荷作用齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù) Y sa19查得 Y =2.65sa9)重合度系數(shù) z ，Yz = = =0.88934a63.1=0.25+ =0.25+ =0.71Ya75.0.10)螺旋角系數(shù) Z ，Y 可按下式計(jì)算因 =0，z = 得 z =1cosY = 120所以 z =1，Y =14齒數(shù)比 u= = =2.633 cb3079 255計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值 0H= 0HzEubdFt126=2.495 189.8 0.889 1 MPa63.21508=323.75MPa6接觸應(yīng)力 H= 0HvAK27=323.75 =401MPa149.068.1257彎曲應(yīng)力的基本值 F= Y Y Y Y = =110.497MPa0FbmtFaS 7.0523.5628齒根彎曲應(yīng)力= K K K K =110.49 1.25 1.068 1.097 1=161.812MPaF0AvF9確定計(jì)算許用接觸應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)HP20l)壽命系數(shù) Z NT因 N = 2.3 10 ，查得 Z =1L9NT2)潤滑系數(shù) Z L因 和 =1282MPasm/204limH查得 Z =1L3)速度系數(shù) Z v因 v=3.76 和 =1282MPaslimH查得 Z =0.975v4)粗糙度系數(shù) Z R因 =1282 MPa 和齒面 R =6.3 6 =9.6limHzm查得 Z =1.026R5)工作硬化系數(shù) W取 =1.0W6)尺寸系數(shù) 查得 Z =1.0X10許用接觸應(yīng)力 HP= Z Z Z Z Zw Z HPlimNTLvRX28=1282 1 1 0.975 1.026 1 1=1283MPa11接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S HS = = =3.2 HP401283 2912確定計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 時(shí)的各種系數(shù)FPl)試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) Y = 2.0ST2)壽命系數(shù)因 N =2.3 10 ，查得 Y =1.0L9N3)相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) Y relT21由 Y = 2.65，查得 Y = 1.0SarelT4)齒根表面狀況系數(shù) 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )Rrl zm5)尺寸系數(shù) Y 可按下式計(jì)算XY = 0.006m=1.03-0.006 5=1.003.113許用彎曲應(yīng)力 FP= Y Y Y Y Y limSTNrelTRrlX302=370 2 1 1 0.925 1MPa=684.5MPa14彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S FS = = =4.23 P812.654312
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