毕业设计（论文）-渐开线行星齿轮减速器的设计（全套图纸三维）(22页).doc

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1、-毕业设计（论文）-渐开线行星齿轮减速器的设计（全套图纸三维）-第 21 页Xiangtan university题 目： 渐开线行星齿轮减速器的设计 学 院： 兴湘学院 姓 名： 学 号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 11级机械6班 指导教师： 职 称： 讲师 2014 年 12 月 目录1. 电机的选择.1 2.传动方案设计.32.1 传动方案的要求.3 2.2 拟定传动方案33 行星齿轮传动的设计43.1 行星齿轮传动比和效率计算43.2 行星齿轮传动的配齿计算53.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算83.4 行星齿轮传动的受力分析173.5 行星齿轮传动的均载机构

2、的设计194 中心轮、行星轮和行星架的结构设计204.1 中心轮的结构设计204.2 行星轮的机构设计214.3 内齿圈的设计234.4 行星架设计235 行星齿轮减速器输入轴输出轴设计245.1 减速器输入轴设计245.2 减速器输出轴设计276铸造箱体的结构设计计算.287 行星齿轮减速器装配图28参考文献29全套图纸三维，加1538937061 电机的选择1.1电机的功率与转速的确定原始数据； 立轴输出功率 5.2KW 立轴转速 68r/min 电机转速不超过 1000rpm 联轴器的 减速器的预定为0,98，锥齿轮的为0.97所以总的功率P=5.2/0.99/0.98/0.99/0.9

3、7=5.58kw。从而选定电机的型号为Y160M-6.同步转速为1000r/min,满载为970r/min 总的传动比i=970/68=14.3.取 =5.02 传动方案设计2.1 传动方案的要求在设计传动方案的时候，传动系统必须满足体积小，结构紧凑，传动效率高，传动平稳，抗冲击能力强的特点；传动系统输入输出功率、转速和扭矩必须满足需要；另外传动系统需要每天工作至少8小时，工作寿命为10年（设每年工作300天）。2.2 拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。作者设计的方案是首先是为满足在一般的环境中能长期连续工作，其次结构简单体积小。

4、图2-1 2KH行星传动NGW型a中心轮 g行星轮 b内齿圈 H行星架行星传动的基本构件都是由两个中心轮（K）和一个行星架（H）所组成，通常称为2KH行星传动。而我的设计的行星齿轮就是2KH行星传动中的单排内外啮合NGW型。如图6 所示，中心轮a的轴为输入轴，行星架H的轴为输出轴，而固定中心轮b的轴为辅助轴3 行星齿轮传动的设计3.1 行星齿轮传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： ，其中1固定件、2主动件、3从动件。3.1.1 行星齿轮传动比由本设计中给的原始数据可得： =5.0输出转速： =194r/min3.1.2 行星齿轮转动的效率计算：行星齿轮传动的效率计算公式为： =1

5、- 由 : =1 得 : -1=-5 其中 : 式中 为ag啮合的损失系数,为bg啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取=0.025。按=3000r/min，=600r/min，-1=-5可得：=1-=1-=1-0.02=98%3.2 行星齿轮传动的配齿计算行星齿轮传动各齿轮齿轮数的确定，除了遵循圆柱齿轮传动齿数选择的原则外，还必须满足传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。3.2.1 传动比条件配齿计算必须保证满足给定传动比，本设计的行星齿轮为内齿圈b固定的NGW型行星齿轮传动，且主动轮为中心轮a，从动轮为行星架H，所以其必须满足以下计算： =1+ 式中 为中心轮a的齿数

6、； 为内齿轮b的齿数3.2.2 同心条件同心条件即行星架的回转轴线应该与中心轮的几何轴线相重合，本设计中的NGW型齿轮传动，中心轮a与行星轮g的中心距应该等于行星轮g与内齿圈b的中心距,即=。 由此原理可以导出m(+)=m(-)，即+=-3.2.3 装配条件设计行星齿轮时，其行星轮的数目和各轮的齿数必须正确选择否则便装配不起来。因为当第一个行星轮装好后，中心轮a和内齿圈b的相对位置便确定了；又因为均匀分布的各行星轮的中心位置也是确定的，所以一般情况下其余行星轮的齿便有可能不能同时插入内、外两个中心轮的齿槽中，亦即可能无法装配起来。为了能装配起来，设计时应使行星轮数和各轮齿数之间满足一定的装配条

7、件。本设计中的NGW型传动，为了简化计算和装配，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数的整数倍，即： =整数或=整数3.2.4 邻接条件为了保证行星轮系能够运动，其相邻两行星轮的齿顶圆不得相交，两相邻行星齿轮齿顶圆半径之和小于其中心距，这个条件称为邻接条件。这时相邻的两行星轮的中心距应大于行星轮的齿顶圆直径。 图3-1 邻接条件即 2（）或（）2asin 式中：（）、（）行星轮c的齿顶圆半径和直径； 行星轮个数； aa、g齿轮啮合副的中心距； 相邻两个行星齿轮中心之间的距离。间隙=（）的最小允许值取决于行星齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时润滑油的搅动损失。实际使用时，一般取间隙值0.5m，m为

8、齿轮的模数。3.2.5 配齿的计算 由本设计规定的原始数据根据装配条件：=整数由此可知，取3的倍数即可使上式成立，故可以取=24根据传动比公式：=1=1+可得： =（-1）=（5.0-1）24=96.根据同心条件，若不变位，则由+=-得=（88-22）/2=36对于邻接条件： （）38m,所以该设计配齿计算满足邻接条件，即 =24，=96，=363.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 本设计中行星齿轮传动选用的是直齿圆柱齿轮传动。3.3.1 齿轮传动的主要参数基本轮廓，基本轮廓的基本参数：齿形角，齿顶高，工作齿高，顶隙c=0.25m,齿根圆角半径=0.38m模数，m中心距a，中心轮与行星

9、轮间的中心距，行星轮与内齿轮间的中心距传动比i,=5.0齿数比u, 中心轮与行星轮间的齿数比 =1.5行星轮与内齿轮间的齿数比=2.67变位系数x,不进行变位，所以取x=03.3.2 精度等级选择 由于洗衣机传动装置速度不是很高，故可以选择精度为7级，选择中心轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，行星轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS，两种材料硬度相差20HBS。内齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，与行星轮材料硬度相差20HBS3.3.3 按齿面接触疲劳强度 首先对于中心轮与行星轮之间的齿轮传动进行计算， 由齿面接触疲劳强度的设计计算公式进行运算，即：3.3.3.1

10、初步计算1) 初取载荷系数K=1.82) 由大小齿轮均为钢制，由参考文献（2）中表12.12可查得：=189.8； 当齿轮传动未变位时，可由参考文献（2）中表12.16查得：=2.5； 由参考文献（2）中公式12.6：=，式中=， 可由算得 =1.69， 再由参考文献（2）中公式12.10：=0.883) 计算中心轮传递的转矩=947.4N.mm4) 齿宽系数， 中心轮相对于轴承的位置为悬臂布置，由参考文献（2）中表12.13查得=0.4 5) 接触疲劳强度极限为 ，由参考文献（1）中表4-2查得 中心轮的接触疲劳强度:700MPa 行星轮的接触疲劳强度:600MPa6) 初步计算许用接触应力

11、 中心轮的许用接触应力:0.9=0.9700=630MPa行星轮的许用接触应力:0.90.9500=540MPa7) 中心轮与行星轮是外齿轮啮合，所以其齿数比是 :u=1.32则初步计算中心轮直径: 20.514mm 初步 取:=30mm 初步计算齿宽 :=0.430=12mm3.3.3.2 校核计算 由之前的计算得齿数 :=24，=96，=36 则模数为 :m=1.25 由参考文献（2）中表12.3取:m=1.5mm 则可以计算得:=m=36mm=0.436=12.6mm使用系数:=1.5动载系数:=0.85齿间载荷分配系数:=52.63N=6.27N/mm19.97mm验算: =189.8

12、2.50.88 =293.13MPa计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.3.4 按齿根弯曲疲劳强度计算由设计计算公式进行运算，即:齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数：=0.25+=0.25+=0.69齿间载荷分配系数：=1/=1/0.69=1.45齿向载荷分布系数： 由参考文献（2）中图12.14进行计算:齿顶高=m=1.5mm齿根高=(+)m=1.875mm齿全高h=+=3.375mm=12.6/3.375=3.73 结合已经算出的=1.169可推出：=1.12载荷系数K：=1.50.851.411.12 =2.01齿形系数 由参考文献中图12.21可取 ：=2.75=2.

13、45 应力修正系数 由参考文献中图12.22可取：=1.55=1.66弯曲疲劳极限 由参考文献中图12.23 c可取：=550MPa=430MPa弯曲最小安全系数 由参考文献表12.14可取：=1.25应力循环次数Nl： =601300012000=2.16=2.165=4.32弯曲寿命系数： =0.91=0.98尺寸系数： =1.0许用弯曲应力：=400.4MPa=337.12MPa则可以带入设计公式检验m取值是否合格： 对于中心轮 =0.0106 对于行星轮 =0.0121 按两者较大的值进行计算，即按行星轮进行计算模数： =1.42mm 所以之前所算得的模数m=1.5mm合格验算： =1

14、8.97MPa=18.10MPa因为传动无严重过载，故不作静强度校核。3.3.3.3 确定传动主要尺寸齿顶高系数=1顶隙系数=0.25分度圆压力角= 分度圆直径d：=1.524=36mm=1.536=54mm=1.584=144mm 中心距a：=45mm=45mm齿顶高：=m=1.5mm齿根高：=(+)m=1.875mm齿全高：=+=3.375mm齿顶圆直径：=+2=39mm=+2=57mm=2=141mm齿根圆直径：=-2=32.25mm=-2=50.25mm=+2=14.25mm基圆直径：=cos20=33.83mm=cos20=50.74mm=cos20=135.32mm节圆直径：=33

15、.83/cos20=36.00mm=50.74/cos20=54mm=135.32/cos20=144mm齿距p ：p=m=4.712mm齿厚s：s=m/2=4.356mm齿槽宽e：e=m/2=4.356mm齿宽b 之前算得b=12.6mm 取：=12.6mm=14mm =15mm顶隙c：C=m=0.375mm3.4 行星齿轮传动的受力分析 在对行星齿轮传动进行受力分析时，通常假设各中心轮与行星架作等速转动或静止，且不考虑摩擦损失。下面将对行星传动的受力分析进行说明。3.4.1 基本构件上作用的转矩由参考文献中公式5-42：可得：=3819.63.4.2 基本构件上的作用力图3-2 行星传动的

16、受力分析图3-2的受力分析情况。图中，中心轮a主动件，设a轮的螺旋角为右旋，行星齿轮传动中移动齿轮啮合作用力的分析和计算，与普通定轴齿轮传动相同。从主动齿轮开始，依次确定各基本构件上的作用力和力矩。中心轮a上的啮合作用力为：= =52.63N 由参考文献中表5-1，可以取：=1.10 =1.15 =1.25 则可以得：=22.23N=8.09N=0行星轮g上的啮合作用力为：=-=-22.23N=-22.23N=-=0=-=0=-=-8.09N=-=8.09N=-=44.46N转臂H上的啮合作用力和力矩为：=-=-44.46N=N.mm中心轮b上的啮合作用力为：=-=22.23N=-=0=-=-

17、8.09N3.5 行星齿轮传动的均载机构的设计行星轮系的重要特点之一是采用多行星轮来分担负荷，同时由于行星轮的均匀分布使径向力和离心力得到平衡，从而使中心轮、系杆近似实现无径向负荷地传递转矩，消除振动。理论上说，在相同功率和转速条件下，行星轮数目越多，与每一行星轮啮合的中心轮轮齿受力越小，这样可使结构紧凑，重量轻。但实际上因制造和安装带来的误差，各行星轮的负荷不可能均匀分配。一般用最大法向力和平均法向力之比来表示各行星轮间负荷的不均匀程度，其值可在很大的范围内变化。为了实现运动，一个行星轮即可，因此增加行星轮实际上就是增加了多余的约束条件，致使对制造和安装精度的要求越苛刻。安装过多的行星轮不仅

18、使行星轮负载不均，而且会因为制造和安装不可避免的误差使各接触件之间的预应力加大，降低效率，产生振动和噪声，影响运转的可靠性甚至会卡死难以运动。因此随着行星齿轮系传动速度和功率的增大，均载问题的研究变得更重要。为了使行星轮间载荷分配均匀，我采用浮动构件均载机构。浮动构件指凡没有固定的径向支承，并在工作中能自动调节轴心位置的构件。本设计中采用浮动内齿套将输入轴与中心轮作浮动联接，使中心称为浮动构件。受栽工作中，浮动的中心轮可在三个行星轮之间自动调节径向位置，使得各行星轮间载荷分配趋于均匀。这种均载结构制造简单、装配方便、结构紧凑。4 中心轮、行星轮和行星架的结构设计4.1 中心轮的结构设计在行星齿

19、轮传动中，中心轮的结构设计取决于行星传动类型、传动比大小、传动转矩的大小和支承方式以及所采用的均载机构。由于本设计采用的是浮动构件均载机构，中心轮被设计成浮动构件。浮动用齿式联轴器有单齿和双齿两种结构，双齿轮联轴器可以使浮动齿轮具有倾斜和径向平移两种运动的可能。这有利于减小载荷不均匀系数值，图4-1 中心轮浮动用双齿联轴器4.2 行星轮的机构设计行星轮的机构应根据行星齿轮传动的类型、承载能力的大小、行星轮转速的高低和所选用的轴承类型及其安装形式而定。行星轮多做成中空的齿轮，以便在内孔中装置行星轮轴或轴承。中、低速行星齿轮传动，常用的行星轮结构如图。常采用滚动轴承支承图4-2 轴承装于行星轮内的

20、基本结构4.3 内齿圈的设计不旋转也不浮动的内齿轮常用平键、圆销或螺栓联接装置在机体上，且与机体有精确的定位配合。有时为了保证制造精度，直接把内齿轮加工在机体会上，这时机体的材料就按齿轮的要求确定。我设计的内齿圈如图图4-3 内齿圈4.4 行星架设计行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。其常见结构形式有双壁整体式、双壁分开式和单臂式三种。图4-4 双壁整体式行星架a) 轴与行星架一体 b)轴与行星架为法兰式链接双壁整体式行星架结构刚性较好，行星轮的轴承一般安装在行星轮内。图4-5 双臂分开式行星架双壁分开式行星架结构较复杂，刚性较差。当传动比较小时，行星轮轴承安装在行星架上。装

21、配较方便。图4-6 单臂式行星架单臂式行星架结构简单，装配方便，轴向尺寸小，但行星轮属悬臂布置，受力不好，刚性差。本设计中采用双壁分开式行星架结构5 行星齿轮减速器输入轴输出轴设计5.1 减速器输入轴设计5.1.1 材料选择和许用应力选用45号钢，并经过调质处理，强度极限=600MPa 许用弯曲应力=60MPa。已知输入轴的转矩=947.4n.mm 功率为Pt=7.5kw,转速n=970r/min中心轮的直径=31.5mm5.1.2 估算轴径由参考文献中公式：=22.9mm为了便于轴上零件的拆装、定位、位置调整等强度设计，输入轴输出轴都设计成阶梯轴所以估算轴径,确定各个轴段的直径考虑到轴在整个

22、减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：轴段1直径最小d1=26mm d2=30mm d3=35mm d4=34mm d5=35mm d6=38.5 d7=34.5mm.齿轮齿宽为12.6mm，为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L1=105mm,L2= 30mm,L3=13mm, L4=13.5mm, L5=18mm, L6=13.5mm,L7=17mm图5-1 输入轴5.1.2 校核轴图5-2 输入轴的受力分析a)水平面弯矩图 b)垂直面内的弯矩图 c）合成弯矩图 d）转矩图 圆周力：=52.63N 径向力：=22.07N 法向力：=64

23、.52N作水平面内弯矩图A，支点反力为：=30.62N弯矩为：=1500.38N.mm作水平面内弯矩图b，支点反力为：=11.04N弯矩为：=540.96N.mm做合成弯力矩C合弯矩：=1594.92N.mm求当量弯矩： =1694.73N.mm校核强度：=1694.73/（0.1）=0.5422MPa，故设计的轴有足够的强度，并有很大的裕量。5.2 减速器输出轴设计5.2.1 材料选择和许用应力 选用45号钢，并经过调质处理，强度极限=600MPa 许用弯曲应力=60MPa。输出功率： =0.987.5=7.35kw5.2.2 输出轴的选用 本设计中采用的是花键轴进行输出。图5-3 花键轴6

24、铸造箱体的结构设计计算（见参考文献1）铸造机体的壁厚：查表7.5（见参考文献1）得下列计算均按表7.5-16（见参考文献1）算：机体壁厚： 前机盖壁厚： 后机盖壁厚： 机盖法兰凸缘厚度：加强肋厚度： 加强肋的斜度为2.机体宽度： 机体机盖紧固螺栓直径：轴承端盖螺栓直径： 底脚螺栓直径： 机体底座凸缘厚度： 取地脚螺栓孔的位置： 取 取7 行星齿轮减速器装配图7.1 装配图 图7-1 NWG行星齿轮减速器的装配图图7-1为本设计中的NWG行星齿轮减速器的装配图，其中轴上的垫圈都是采用的非标准件。参考文献1胡来瑢.行星传动设计与计算M.北京：煤炭工业出版社，1997.122邱宣怀.机械设计M.第4版.北京：高等教育出版社，2010.123刘鸿文.材料力学M.北京：高等教育出版社，2007.34于永泗.齐民.机械工程材料M.第8版。大连：大连理工大学出版社，2010.15郑文纬.吴克坚.机械原理M.第7版。北京：高等教育出版社，2010.76吕莉.行星齿轮减速器优化设计方法研究J.焦作大学学报，2005.7，第三期7张展.张弘松.张晓维.行星差动传动装置M.北京：机械工业出版社，2009.18行星齿轮传动及行星齿轮减速器PPT9实用机械设计手册编写组.实用机械设计手册上册M.第二版.北京：机械工业出版社,1994.1