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1、 課題名稱 NGW 行星減速器的設計 班 級 姓 名 指導老師 NGW行星減速器的設計摘 要本文完成了對一級行星齒輪減速器的結構設計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結構緊湊、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器的研究現狀和發(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，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉速以及工況系數確定齒

2、輪減速器的大致結構之后，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。其中該減速器的設計與其他減速器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。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速器的整體結構設計。關鍵詞：行星齒輪，傳動機構，結構設計，校核計算3目錄前言1第1章 傳動方案的確定61.1 設計任務61.1.1 齒輪傳動的特點61.

3、1.2 齒輪傳動的兩大類型71.2行星機構的類型選擇71.2.1 行星機構的類型及特點71.2.2 確定行星齒輪傳動類型10第2章 齒輪的設計計算122.1 配齒計算122.1.1 確定各齒輪的齒數122.1.2 初算中心距和模數132.2 幾何尺寸計算142.3 裝配條件驗算172.3.1 鄰接條件172.3.2 同心條件172.3.2 安裝條件182.4 齒輪強度校核192.4.1 a-c傳動強度校核192.4.1 c-b傳動強度校核24第3章 軸的設計計算293.1 行星軸設計293.2 轉軸的設計313.2.1 輸入軸設計313.2.2 輸出軸設計32第4章 行星架和箱體的設計354.

4、1 行星架的設計354.1.1 行星架結構方案354.1.2 行星架制造精度374.2 箱體的設計39結論42參考文獻44附錄45主要代號代號意 義單 位代號意 義單 位abCdeHHBHRCX中心距、標準中心距角度變位齒輪的中心距切齒中心距 齒寬頂隙頂隙系數直徑、分獨圓直徑插刀齒的分度圓直徑齒頂圓直徑基圓直徑齒根圓直徑節(jié)圓直徑齒槽寬作用力法向力徑向力切向力齒向公差摩擦系數基節(jié)極限偏差齒距極限偏差高度布氏硬度洛氏硬度齒頂高齒頂高系數齒根高傳動比齒數變位系數轉臂變位系數和系數齒形系數彎曲強度計算時的壽命系數應力修正系數mmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmNNNNmmmmmm mNy角

5、的漸開線函數系數、載荷系數使用系數行星輪間載荷分布不均勻系數齒間載荷分布系數齒向載荷分布系數動載系數長度彎矩模數指數應力循環(huán)次數轉速行星輪數目功率半徑、分度圓半徑節(jié)圓半徑齒頂圓半徑基圓半徑齒根圓半徑轉矩重合度效率計算齒根彎曲應力許用齒根彎曲應力系數彎曲強度計算時的尺寸系數彎曲強度計算時的螺旋角系數彎曲強度計算時的重合度系數中心距變動系數壓力角、齒形角齒頂壓力角mmmmr/minkWmmmmmmmmmmradrad前言本課題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，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和

6、理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速器的傳動原理，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.齒輪減速器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210ms(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)減速器的功率已達44000kW，齒輪圓周速度達150ms以上。 由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器，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)

7、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器的重量僅為軟齒面齒輪減速器的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器，其核心技術是均載。模塊化設計技術對通用和標準減速器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

8、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

9、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“水泥磨減速器”和“軋鋼機械減速器”，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器標準

10、，如ZBJ19004一88圓柱齒輪減速器、ZBJ19026一90運輸機械用減速器和YB/T050一93冶金設備用YNK齒輪減速器等幾個硬齒面減速器標準，我國有自己知識產權的標準，如YB/T079 - 95三環(huán)減速器。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減速器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

11、，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

12、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，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。2.齒輪減速器的發(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

13、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

14、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(5060HRC)、高精度(45級)、高可靠度軟啟動、運行監(jiān)控、

15、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，當今世界各國減速器及齒輪技術發(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

16、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。減速器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)展減速器和齒輪技術在我國有廣闊的前景。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。在對行星齒輪減速器的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速器設計的主要參數，通過CAD繪圖軟件建立行星齒輪

17、減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對其進行分析。 第1章 傳動方案的確定1.1 設計任務設計一個行星齒輪傳動減速器。原始條件和數據：傳動比i=5.5，功率p=120kw，輸入轉速N=1000 rpm，中等沖擊。使用壽命10年。且要求該齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小。1.1.1 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

18、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。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器、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

19、。（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。1.1.2 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

20、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。1.2行星機構的類型選擇1.2.1 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

21、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0.970，99。（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

22、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的中的減速器、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

23、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1-1列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點：表1-1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/kWNGW（2Z-X 負號機構）=1.1313.7推薦2.890.970.99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）=150推薦721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-

24、X負號機構）推薦值：=830效率較低，一般為0.70.840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|=1.25時，效率可達0.90.7，5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=1.83，最佳值為2，此時效率可達0.9NGW（）型（3Z）小功率傳動500；推薦：=201000.80.9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

25、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（）型（3Z）=60500推薦：=643000.70.84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1.2.2 確定行星齒輪傳動類型根據設計要求：連續(xù)運轉、傳動比小、結構緊湊和外廓尺寸較小。根據表1-1中傳動類型的工作特點可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機構簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動，且廣泛地應用于動力及輔助傳動中，工

26、作制度不限。本設計選用2Z-X(A)型行星傳動較合理，其傳動簡圖如圖1-1所示。圖1-1減速器設計方案（單級NGW2Z-X(A)型行星齒輪傳動）擬定的設計方案如下圖：圖2-2 減速器整體裝配圖39第2章 齒輪的設計計算2.1 配齒計算 2.1.1 確定各齒輪的齒數據2Z-X(A)型行星傳動的傳動比值和按其配齒計算（見參考文獻1）公式（3-27）公式（3-33）可求得內齒輪b和行星輪c的齒數和?，F考慮到行星齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數=17和行星輪=3.根據內齒輪 =76.5 對內齒輪齒數進行圓整，同時考慮到安裝條件，取，此時實際的p值與給定的p值稍有變化，但是必須控制在其傳動比

27、誤差的范圍內。實際傳動比為=其傳動比誤差 =2.67%由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪c的齒數應按如下公式計算，即 因為為偶數，故取齒數修正量為。此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善a-c嚙合齒輪副的傳動性能。故 =在考慮到安裝條件為 （整數）2.1.2 初算中心距和模數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。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=1591Mpa。試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪=485Mpa。行星輪=4850.7Mpa=339.5Mpa (對稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終加工

28、為磨齒，精度為6級。內齒圈材料為38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為973HV。試驗齒輪的接觸疲勞極限=1282Mpa驗齒輪的彎曲疲勞極限=370MPa齒形的終加工為插齒，精度為7級。2. 減速器的名義輸出轉速由 = 得 =181.82 3. 載荷不均衡系數采用太陽輪浮動的均載機構，取。4. 齒輪模數和中心距a首先計算太陽輪分度圓直徑：式中： 一齒數比為一使用系數為1.25；一算式系數為768；一綜合系數為2；一太陽輪單個齒傳遞的轉矩。=376其中 高速級行星齒輪傳動效率，取=0.985齒寬系數暫取=0.5=1450Mpa代入 =78.66模數 m=取 m=5則 =117.5取 齒寬 取

29、2.2 幾何尺寸計算1. 計算變位系數(1) a-c傳動嚙合角因 =0.93969262所以 =變位系數和 =（17+30） =1.141圖2-1選擇變位系數線圖中心距變動系數y y=1齒頂降低系數 分配邊位系數：根據線圖法，通過查找線圖2-1中心距變動系數y y=1齒頂降低系數 分配邊位系數：根據線圖法，通過查找線圖2-1得到邊位系數 則 (2) c-b傳動由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有從而 且 2. 幾何尺寸計算結果對于單級的2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表：表3-1各齒輪副的幾何尺寸的計算結果項目 計算公式a-c齒輪副b-

30、c齒輪副分度圓直徑基圓直徑齒頂圓直徑外嚙合內嚙合齒根圓直徑外嚙合內嚙合注：齒頂高系數：太陽輪、行星輪，內齒輪；頂隙系數：內齒輪2.3 裝配條件驗算對于所設計的單級2Z-X(A)型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件2.3.1 鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即 已知行星輪c的齒頂圓的直徑=164.513，和代入上式，則得164.513滿足鄰接條件2.3.2 同心條件按公式對于角變位有已知 ， 代入上式得 =52.145滿足同心條件2.3.2 安裝條件按公式驗證其安裝條件，即得將 代入該式驗證得 滿足安裝條件嚙合要素的驗算1. a-c傳動端面重合度（1）頂圓齒形曲率半徑太陽輪=29.31行星輪=42.

31、416（2）端面嚙合長度式中“”號正號為外嚙合，負號為內嚙合；端面節(jié)圓嚙合角。直齒輪=則 =18.67（3）端面重合度 =1.2652. 端面重合度（1）頂圓齒形曲率半徑行星輪由上面計算得，=42.416內齒輪 =61.597（2）端面嚙合長度=24.05（3）端面重合度 = =1.632.4 齒輪強度校核2.4.1 a-c傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強度計算過程，大齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。1確定計算載荷名義轉矩 =376.89 Nm名義圓周力=N=8868N2應力循環(huán)次數=60=次=次=181.82= =818.18 式中 太陽輪相對于行星架的轉速() 壽命期

32、內要求傳動的總運轉時間(h) t=10a=70400h3. 確定強度計算中的各種系數1)使用系數K取K=1. 252)動負荷系數K因z=1750和=143.03 1200MPa查得Z=1.03)速度系數Z因=3.64和=1591 MPa查得Z=0.9754)粗糙度系數Z因 1200 MPa和齒面R=1.66=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系數因大小齒輪均為硬齒面，且齒面R=9.66,由圖5-17取=1.06)尺寸系數 查得Z=1.010許用接觸應力= =15911.01.00.9751.0261.01.0=1592MPa11接觸強度安全系數SS=1.98512確定計算許用彎曲應力時的各種

33、系數l)試驗齒輪的應力修正系數= 2.02)壽命系數因N=，查得=0.833)相對齒根圓角敏感系數由=1.796，查得= 1.04)齒根表面狀況系數= 0.925(齒根R=6.36= 37. 8)5)尺寸系數 可按下式計算 =0.01m=1.013許用彎曲應力 = =4852.00.831.00.9251.0MPa =745 MPa14彎曲強度安全系數SS=5.212.4.1 c-b傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內齒輪)的強度計算過程，小齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。齒輪強度驗算按第5章中的有關公式和圖表進行。1名義切向力 =8868N2應力循環(huán)次數NN=60 =60次=2.31

34、0次式中 n太陽輪相對于行星架的轉速()= n-n=181.82 3確定強度計算中的各種系數1)使用系數K 取K=1. 252)動負荷系數K根據 =3.76 查得（7級精度)：K=1. 0683)齒向載荷分布系數K,K由式(5-1)和(5-2) K= 1+(K-1 )KK K=1+(K-1)KK式中 K 計算接觸強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，查得 K= 1.187 (=0.5);K 計算接觸強度時的跑合影響系數，查得 K= 0.83(v =3.76，HB=450)；K 計算彎曲強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，由圖5-4查得 K=1.12(=12.4) K計算彎曲強

35、度時的跑合影響系數，由圖5-5查得K=0.95 (v =3.76，HB=450)；K與均載系數有關的系數，K=0.7K與均載系數有關的系數，K=0.85則 K= 1+(1.187-1 )0.830.7=1.149 K=1+(1.12-1)0.950.85=1.0974)齒間載荷分布系數K、K因 =178.79，精度7級，非硬齒面直齒輪由表5-9查得K=K=1.05)節(jié)點區(qū)域系數Z可查圖5-13或按下式計算 Z= =2.495 式中 直齒輪= 0端面節(jié)圓嚙合角直齒輪=20端面壓力角直齒輪=206)彈性系數Z查得 Z=189.8(鋼一鋼)7)載荷作用齒頂時的齒形系數Y查得Y=2.0538)載荷作用

36、齒頂時的應力修正系數Y查得Y=2.659)重合度系數z，Yz=0.889 =0.25+=0.25+=0.7110)螺旋角系數Z , Y可按下式計算因 =0，z= 得z=1 Y= 所以 z=1,Y=14齒數比u=2.6335計算接觸應力的基本值= =2.495189.80.8891MPa=323.75MPa6接觸應力= =323.75=401MPa7彎曲應力的基本值= YYYY=110.497MPa8齒根彎曲應力=KKKK =110.491.251.0681.0971=161.812MPa9確定計算許用接觸應力時的各種系數l)壽命系數Z因N= 2.310，查得Z=12)潤滑系數Z因和=1282M

37、Pa查得Z=13)速度系數Z因v=3.76和=1282MPa查得Z=0.9754)粗糙度系數Z因 =1282 MPa和齒面R=6.36=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系數取=1.06)尺寸系數 查得Z=1.010許用接觸應力= Z Z Z ZZw Z =1282110.9751.02611=1283MPa11接觸強度安全系數SS=3.212確定計算許用彎曲應力時的各種系數l)試驗齒輪的應力修正系數Y= 2.02)壽命系數因N=2.310，查得Y=1.03)相對齒根圓角敏感系數Y由Y= 2.65，查得Y= 1.04)齒根表面狀況系數0.925(齒根R=6.36= 37. 8)5)尺寸系數Y

38、 可按下式計算Y=0.006m=1.03-0.0065=1.013許用彎曲應力=YYYYY=3702110.9251MPa=684.5MPa14彎曲強度安全系數SS=4.23第3章 軸的設計計算行星齒輪減速器結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內，行星軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架通過鍵聯接其支承軸承在減速器殼體內，太陽輪通過雙聯齒輪聯軸器與高速軸聯接，以實現太陽輪浮動。太陽輪浮動原理如圖3-1所示： 圖3-1 太陽輪浮動原理3.1 行星軸設計1. 初算軸的最小直徑在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相對于行星架對稱布置時，載荷則作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之間的

39、間隙，則跨距長度。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸是沿著整個跨度承受均布載荷（見圖3-2）。 圖3-2 行星輪軸的載荷簡圖危險截面（在跨度中間）內的彎矩 Nmm=148538. Nmm行星輪軸采用40Cr鋼,調質MPa，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數;則許用彎曲應力MPa=176MPa,故行星輪軸直徑 取 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。2. 選擇行星輪軸軸承在行星輪內安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷N =1614N在相對運動中，軸承外圈以轉速=463.64考慮到行星輪軸的直徑，以及安裝在

40、行星輪體內的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承6306型，其參數為 kN kN （油?。蝗≥d荷系數 ；當量動載荷 N=1937N;軸承的壽命計算 h=97377h根據設計要求，該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按320天計算，每天按22小時計算，即h。所以設計決定選用6306型軸承，并把行星輪軸直徑增大到。校核行星輪輪緣厚度是否大于許用值： = mm式中 行星輪模數（mm） mm=35.712=12.5mm滿足條件。由于行星輪寬度mm，因此兩個軸承之間安裝一厚度為5mm，寬度為13mm的套筒。3.2 轉軸的設計3.2.1 輸入軸設計1初算軸的最小直徑由下式初步估算軸的最小直徑

41、，選取軸材料為40Cr鋼，調質處理。根據表3-2查得。表3-2 軸常用幾種材料的及值軸的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo/152520352545355514912613511212610311297查表取=112，得 輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開有鍵槽，軸頸增大5%7%。故 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。2選擇輸入軸軸承(1) 軸的結構設計根據估算所得直徑，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深溝球軸承6217型，其尺寸為，可畫出輸入軸草圖（如附圖03）。軸承的壽命計算

42、其參數為 kN kN （油?。?；取載荷系數 ；當量動載荷 N=3873N;軸承的壽命計算 h=165258h70400h故該對軸承滿足壽命要求。3.2.2 輸出軸設計1初算軸的最小直徑在三個行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，在輸出軸軸端安裝膜片盤式聯軸器時，則輸出軸運轉時只承受轉矩。輸出軸選用42CrMo合金鋼，其許用剪切應力MPa，即求出輸出軸伸出端直徑=88.423Nmm=6114 Nmm式中 輸出軸轉矩；齒輪嚙合傳動的效率，取=0.97。2選擇輸出軸軸承由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承的尺寸應由結構要求來確定。輸出軸端

43、，軸頸mm。由于結構特點，輸出軸軸承須兼作行星架軸承。為了太陽輪安裝方便，使太陽輪能通過行星架輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應大于太陽輪的齒頂圓直徑=99.076mm。故按結構要求選用特輕系列單列深溝球軸承6030型，其尺寸為，可畫出行星架草圖（如附圖03）。軸承的壽命計算 其參數為 kN kN （油浴）；取載荷系數 ；當量動載荷 N=5088N;軸承的壽命計算 h=1600938h70400h故該軸承滿足壽命要求。3輸出軸上鍵的選擇及強度計算平鍵連接傳遞轉矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。普通平鍵連接的強度條件按（3-2）式計算 （3-2） 式

44、中 轉矩，；軸頸，mm; 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度，mm；鍵的工作長度，mm,型鍵；型鍵；型鍵，其中為鍵的長度，為鍵的寬度；許用擠壓應力，在這里鍵材料為45鋼。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的=100120。由前面計算知輸入轉矩Nm， 選用型鍵，其型號為，將數值，鍵連接處的軸頸 =110mm代入式（3-2）得=39.94)較大時，行星輪的軸承一般應安裝在行星輪輪緣孔內臂較合理。對于尺寸較小的整體式轉臂結構，可以采用整休鍛造毛坯來制造，但其切削加工量較大。因此，對于尺寸較大的整體式轉臂結構，則可采用鑄造和焊接的方法，以獲得形狀和尺寸較接近于實際轉臂的毛坯。但在制造轉臂的工藝

45、過程中，應注意消除鑄造或焊接的內應力和其他缺陷;否則將會影響到轉臂的強度和剛度，而致使其產生較大的變形，從而，影響行星齒輪機構的正常運轉。在此，還應該指出的是:在加工轉臂時，應盡可能提高轉臂x上的行星輪心軸孔（或軸承孔）的位置精度和同軸度 圖4-1 雙側板整體式轉臂2. 雙側板分開式轉臂雙側板分開式轉臂(見圖4-1)的結構特點是將一塊側板裝配到另一塊側板上，故又稱之為裝配式轉臂;其結構較復雜。這主要與行星齒輪傳動機構的安裝工藝有關。當傳動比較小，例如，2Z-X(A)型的傳動比4，故在此情況下本設計采用這種結構類型的轉臂。4.1.2 行星架制造精度由于在轉臂x上支承和安裝著3個行星輪的心軸，因此

46、，轉臂x的制造精度對行星齒輪傳動的工作性能、運動的平穩(wěn)性和行星輪間載荷分布的均勻性等都有較大的影響。在制定其技術條件時，應合理地提出精度要求，且嚴格地控制其形位偏差和孔距公差等。1. 中心距極限偏差在行星齒輪傳動中，轉臂x上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距偏差的大小和方向，可能增加行星輪的孔距相對誤差和轉臂x的偏心量，且引起行星輪產生徑向位移;從而影響到行星輪的均載效果。所以，在行星齒輪傳動設計時，應嚴格地控制中心距極限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般應控制中心距極限偏差=0.010.02mm的范圍內。該中心距極限偏差之值應根據巾心距值，按齒輪精度等級按照表4-1選取。 表4-

47、1 中心距極限偏差 精度等級齒輪副的中心距a18305080120180250315IT8IT916.52619.53123372743.531.5503657.540.56544.5702. 各行星輪軸孔的孔距相對偏差由于各行星輪軸孔的孔距相對偏差對行星輪間載荷分布的均勻性影響很大，故必須嚴格控制值的大小。而值主要取決于各軸孔的分度誤差，即取決于機床和工藝裝備的精度。一般，值可按下式計算，即括號中的數值，高速行星齒輪傳動取小值，一般中低速行星傳動取較大值。3. 轉臂x的偏心誤差轉臂x的偏心誤差，推薦值不大于相鄰行星輪軸孔的孔距相對偏差的1/2，即4. 各行星輪軸孔平行度公差各行星輪軸孔對轉臂

48、x軸線的平行度公差和可按相應的齒輪接觸精度要求確定，即和是控制齒輪副接觸精度的公差，其值可按下式計算，即=式中和在全齒寬上方向和方向的軸線平行度公差，；按GB/T100951988選取。 轉臂x上兩臂軸孔對稱線(支點)間的距離。 齒輪寬度。5. 平衡性要求為了保證行星齒輪傳動運轉的平穩(wěn)性，對中、低速行星傳動的轉臂x應進行靜平衡;一般，許用不平衡力矩可按表4-2選取。對于高速行星傳動，其轉臂x應在其.上全部零件裝配完成后進行該部件的動平衡。表4-2轉臂x許用不平衡力矩轉臂外圓直徑 200200300350500許用不平衡力矩/N0.150.250.506. 浮動構件的軸向間隙如前所述，在行星齒輪

49、傳動中，上述各基本構件(中心輪a, b以及轉臂x)均可以進行浮動，以便使其行星輪間載荷均勻分布。但是，在進行各浮動構件的結構設計時，應注意在每個浮動構件的兩端與其相鄰零件間需留有一定的軸向間隙，通常，選取軸向間隙=0.51.5mm，否則，使相鄰兩零件接觸后，不僅會影響浮動和均載效果，而且還會導致摩擦發(fā)熱和產生噪聲。軸向間隙的大小通常是通過控制有關零件軸向尺寸的制造偏差和裝配時固定有關零件的軸向位置或修配有關零件的端面來實現。對于小尺寸、小規(guī)格的行星齒輪傳動其軸向間隙可取小值，對于較大尺寸、大規(guī)格的行星傳動其軸向間隙可取較大值。4.2 箱體的設計機體是上述各基本構件的安裝基礎，也是行星齒輪傳動中的重要組成部分。在進行機體的結構設計時，要根據制造工藝、安裝工藝和使用維護及經濟性等條件來決定其具體的結構型式。對于單件生產和要求質量較輕的非標準行星齒輪傳動，一般采用焊接機體。對于中、小規(guī)格的機體在進行大批量的生產時，通常采用鑄造機體。按照行星傳動的安裝型式的不同。可將機休分為臥式、立式和法蘭式(見圖4-4 )。按其結構的不同，又可將機體分為整體式和剖分式。圖4-4 機體結構形式圖4-4