基于proe行星齿轮结构设计与运动仿真设计【全套CAD图纸+毕业论文答辩资料】

需 要购买对应 C A D 图纸  咨询 Q Q : 4 1 4 9 5 1 6 0 5 买对应的 纸  14951605 或 1304139763 需 要购买对应 C A D 图纸  咨询 Q Q : 4 1 4 9 5 1 6 0 5 I 摘  要  本文完成了对行星齿轮减速器的结构设计。该减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。  首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及 转臂 的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。最 后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速器的整体结构设计。  关键词： 行星齿轮；传动机构；结构设计；校核计算需 要购买对应 C A D 图纸  咨询 Q Q : 4 1 4 9 5 1 6 0 5 of a it a a to  of of of is of a is to by of a to of to of a of of   要购买对应 C A D 图纸  咨询 Q Q : 4 1 4 9 5 1 6 0 5    录  摘  要  . I .    录  .  1 章  绪论  . 1 第 2 章  总体方案设计  . 3 计要求  . 3 体方案选择  . 3 星机构的类型及特点  . 3 定行星齿轮传动类型  . 4 第 3 章  齿轮的设计计算  . 5 齿计算  . 5 步计算齿轮的主要参数  . 6 算高速级齿轮的模数 m . 6 算低速级的齿轮模数 m . 6 合参数计算  . 7 速级  . 7 速级  . 7 速级变位系数  . 8 速级变位系数  . 8 何尺寸的计算  . 8 速级  . 8 速级  . 9 齿刀齿根圆直径的计算  . 9 配条件的验算  . 10 接条件  . 10 心条件  . 10 需 要购买对应 C A D 图纸  咨询 Q Q : 4 1 4 9 5 1 6 0 5  安装条件  . 11 动效率的计算  . 11 速级啮合损失系数 1x 的确定  . 11 速级啮合损失系数 2x 的确定  . 12 轮强度的验算  . 13 触强度的校核  . 13 曲强度的校核  . 15 第 4 章  轴的设计计算  . 17 星轴设计  . 17 算轴的最小直径  . 17 择行星轮轴轴承  . 18 轴的设计  . 19 入轴设计  . 19 出轴设计  . 20 第 5 章  转臂、箱体及附件的设计  . 22 臂的设计  . 22 体的设计  . 23 结论  . 25 致   谢  . 26 参考文献  . 27 毕业设计（论文）  1 第 1 章  绪论  行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自 20世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方 面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就 ,并获得了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展 1。  本课题通过对行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据 。通过本设计，要能弄懂该减速器的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。  我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在 20 世纪 80 年代末至 90 年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴”、“选用”等一系列有意义的工作。  （ 1）渐开线行星齿轮效率的研究  行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了 许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有 3 种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的 2 3K 型行星齿轮的效率十分方便。  （ 2）渐开线行星齿轮均载分析的研究现状  行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，毕业设计（论文）  2 从而使其具备了上述的许多优点。为了更好的发挥行星 齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法。  毕业设计（论文）  3 第 2 章  总体方案设计  计要求  试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为  750入转速 1200动比为 许传动比偏差最大为 天工作 16 小时，设计寿命为 2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和  传 动效率高。  体方案 选择  星机构的类型及特点  最常见的行星齿轮传动机构是 行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有  基本结构的组成情况不同有 23Z、 类型。  表 2出了常用行星齿轮传动的型式及特点：  表 2用行星齿轮传动的传动类型及其特点  传动  形式  简图  性能参数  特点  传动比  效率  最大功率 /2号机构）   限  效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用  2 150 推荐721 效率高，径向尺寸比 动比范围较 用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故 | 7 时不宜采用  毕业设计（论文）  4 2 推荐值：  830 效率较低，一般为  40 传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当 转臂 动比 |i |大于某一值后，机构将发生自锁  2 千  |  时，.7，i >5 以后 i |增加徒降   20 传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当 转臂 X 从动时，|i |从某一数值起会发生 自锁。常用作差速器；其传动比取值为 ，最佳值为 2，此时效率可达 ）型（ 3Z）  小功率传动 500；推荐：20100 加而下降  短期工作 120，长期工作 10 结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于 艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮 A 输出，当 |i |大于某一数值时会发生自锁  定行星齿轮传动类型  根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。 2结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个 2行星齿轮传动串联而成 的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为1 ,2 5进行传动。传动简图如图 2示：  图 2动 方案 简图  毕业设计（论文）  5 第 3 章  齿轮的设计计算  齿计算  根据 2行星齿轮传动比 值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮1b,行星齿轮1现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮 1a 数为 17 和行星齿轮数为 3。根据内齿轮 111 1 1 7 . 1 1 1 7 1 0 3 . 7 1 0 3 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为  i 1 11 传动比误差 i ip 5  根据同心条件可求得行星齿轮 齿数为   1 1 1 2 4 3c b az z z  所求得的 1用于非变位或高度变位的行星齿轮传 动。再考虑到其安装条件为：  112za  C 40     整 数  第二级传动比2，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内齿轮 1 1 1ip , 1 5 1 23 92 再考虑到其安装条件，选择 1齿数为 91 根据同心条件可求得行星齿轮 齿数为  1 1 1 2 34 实际传动比为               i 1 11业设计（论文）  6 其传动比误差                  i ip 8  步计算齿轮的主要参数  齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 中心齿轮 及行星齿轮 2 均采用 20种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮 ,故且满足需要。齿面硬度为 58据图二可知，取=1400 2N  =340 2N 中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速级的内齿轮均采用 42种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬 度 等 力 学 性 能 。 调 质 硬 度 为 217 根 据 图 三 可 知 ， 取=780 2N  =420 2N   加工精度为 7 级。  算高速级齿轮的模数 m 按弯曲强度的初算公式，为  113 2 l i  P F F  K K  现已知 1 17, =340 2心齿轮 名义转矩为11 7 5 01 9 5 4 9 9 5 4 9 1 9 8 9 . 3 83 1 2 0 0 m 取算式系数  ， 按表 6使用系数   按表 6综合系数接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 ，由公式可得 1 1 . 6 1 1 1 . 6 1 . 3 5 1 1 . 5 6f p h ； 由 表 查 得 齿 形 系 数1  ；由表查的齿宽系数 ；则所得的模数 m 为  3 1 9 8 9 . 3 8 1 . 6 1 . 8 1 . 5 6 2 . 6 71 2 . 1 0 . 8 1 7 1 7 3 4 0m 取齿轮模数为 9m  算低速级的齿轮模数 m 毕业设计（论文）  7 按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数 m 为  113 2 l i  P F F  K K  现已知 2 23 ， =420 2心齿轮 名义转矩             2 111 T 7 . 0 5 8 8 1 9 8 9 . 3 8 1 4 0 4 2 . 6 4 n  取算式系数  ， 按表 6使用系数   按表 6综合系数接触强度计算 的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 ，由公式可得 1 1 . 6 1 1 1 . 6 1 . 3 1 1 . 3 2f p h ；由表查得齿形系数 1  ；由表查的齿宽系数 ；则所得的模数 m 为  3 1 4 0 4 2 . 6 4 1 . 6 1 . 8 1 . 3 2 2 . 4 21 2 . 1 0 . 6 2 3 2 3 4 2 0m 齿轮模数为 2 12m   合参数计算  速级  在两个啮合齿轮副中 11， 11中，其标准中心距   1111 11 9 1 7 4 3 2 7 022ma 1111 11 9 1 0 3 4 3 2 7 022ma 速级  在两个啮合齿轮副中 22， 22中，其标准中心距   2222 11 1 2 2 3 3 4 3 4 222ma 2222 11 1 2 9 1 3 4 3 4 222ma 由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件 , 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机毕业设计（论文）  8 构的尺寸和质量 2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。  由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位 1 0x ，大齿轮采用负变位 2 0x 。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即 21， 型的传动中，当传动比 4时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为 0c b ax x x 。  速级变位系数  确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为 270a ， 1260z 根据表选择变位系数              速级变位系数  因其啮合角仍为 342a  1257z 根据表选择变位系数  2 2 2 何尺寸的计算  对于双级的 2型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：  速级  项目  计算公式  11齿轮副  11齿轮副  分度圆直径  1 1 1d m z  2 1 2d m z  1 153d  2 387d  1 387d  2 927d  基圆直径  11 22 1   2   1 2 毕业设计（论文）  9 速级  项目  计算公式  11齿轮副  11齿轮副  分度圆直径  1 1 1d m z  2 1 2d m z  1 276d  2 408d  1 408d  2 1092d  基圆直径  11 22 1 2   1 2 齿刀齿根圆直径的计算  已知模数 9m ，盘形直齿插齿刀的齿数为 18 ，变位系数为顶圆  直径1 1 1 12a m ad d 2 2 22a m ad d 1 1 内啮  合   2 2 22a m ad d 2 2 32a m ad d 21 22af d c 插 齿 1 2 齿根圆直径 1 1 12f d c   2 1 22f d c   1 2 内啮  合   1 1 22f d c   2 0 0 22d a 插 齿 1 2 齿顶圆  直径1 1 1 12a m ad d 2 2 22a m ad d 1 2 内啮  合   2 2 22a m ad d 2 2 32a m ad d 21 22af d c 插 齿 2 2 齿根圆直径 1 1 12f d c   2 1 22f d c   1 2 内啮  合   1 1 22f d c   2 0 0 22d a 插 齿 1 2 1 1 1 9 毕业设计（论文）  10 0 0 . 1x 中 等 磨 损 程 度，试求被插齿的内齿轮 1b ， 2b 的齿圆直径。  齿根圆直径2 2 0 0 22d a 插 齿0 插齿刀的齿顶圆直径  02a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距   0 02ao mm h 9 1 8 2 9 1 . 2 5 1 8 6 . 3 高速级：2 0 0 22d a 1 8 6 . 3 2 3 7 8 . 6 9 9 4 3 . 6 8 低速级：选择 模数 12m ，盘形直齿插齿刀的齿数为 17 0 02ao mm h 1 2 1 7 2 1 2 1 . 2 5 0 . 1 2 3 6 . 4 2 0 0 22d a 2 3 6 . 4 2 4 1 6 . 4 5 5 1 0 6 9 . 3 1 填入表格  配条件的验算  对于所设计的双级 2的行星齿轮传动应满足如下装配条件  接条件  按公式验算其邻接条件，即  2 s i na c a n  已知高速级的  ， 270 和 3代入上式，则得  3 9 9 . 3 5 2 2 7 0 s i n 4 6 7 . 6 43   满足邻接条件  将低速级的  ， 342 和 3代入，则得  4 2 9 . 2 5 2 3 4 2 s i n 5 9 2 . 3 4 43   满足邻接条件  心 条件  按公式对于高度变位有 2a c bz z z 已知高速级 17 ， 43  103  满足公式则满足同心条件。  已知低速级 23 ， 34  91  也满足公式则满足同心条件。  毕业设计（论文）  11 装条件  按公式验算其安装条件，即得   111 整 数   222 整 数 1111 7 1 0 3 403（高速级满足装配条件）  2222 3 9 1 383 （低速级满足装配条件）    动效率的计算  双级 2的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为121 2 1 1 2 2x a x a x 由表可得 : 111111 1 2222221 1 速级啮合损失系数 1x 的确定  在转化机构中，其损失系数 1x 等于啮合损失系数 1轴承损失系数 1之和即 : 1 1 1x x 其中 1 1 111x x xm m a m b 11 转化机构中中心轮 1b 与行星齿轮 1c 之间的啮合损失  11 转化机构中中心轮 1a 与行星齿轮 1c 之间的啮合损失  11按公式计算即  毕业设计（论文）  12 112112 mf 高速级的外啮合中重合度 =得 : 112112 . 4 8 6mf 式中 1z 齿轮副中小齿轮的齿数  2z 齿轮副中大齿轮的齿数 啮合摩擦系数，取 112 . 4 8 6 0 . 2 1 7 4 3 =外啮合中重合度 =得  112112 . 9 2 6mf 1112 . 9 2 6 0 . 2 4 3 1 0 3 =得         1116 . 11 0 . 0 4 9 0 . 9 57 . 1 速级啮合损失系数 2x 的确定  外啮合中重合度 =22112 . 5 5 4mf = 112 . 5 4 4 0 . 22 3 3 4=啮合中重合度 =22112 . 9 1 7mf 112 . 9 1 7 0 . 2 2 3 9 1 =得        222241 0 . 0 5 6 0 . 9 5 55 则该行星齿轮的传动效率为 : 毕业设计（论文）  13 121 2 1 1 2 2x a x a x = =传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。  轮强度的验算  触强度的校核  考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击 8。故选  工作机的环境恶劣，属于严重冲击 9。故选  1）动载荷系数 考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得  2）齿向载荷分布系数  考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数 主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。   11H b   查表可得 ， 3H  则 1 1 . 1 2 1 3 1 . 3 6 2 （ 3）齿间载荷分配系数  齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得 1 ， 1 （ 4）行星齿轮间载荷分配不均匀系数与转臂 轮传动的结构等因素有关。查表取    5）节点区域系数 考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节毕业设计（论文）  14 圆上的法向力的系数。  根据22 c o s c o ss i nc o ，取 6）弹性系数 考虑材料弹性模量 E 和泊松比 对接触应力影响的系数，查表可得    7）重合度系数 Z  考虑重合度对单位齿宽载荷 影响，而使计算接触 应力减小的系：  43   ，故取  8）螺旋角系数 Z  考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。   ，取 Z 为 1 （ 9）最小安全系数  考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重 要程度，使用场合等。取 1 （ 10）接触强度计算的寿命系数 考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。  取 12 11）润滑油膜影响系数   齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得 1，  12）齿面工作硬化系数 接触强度尺寸系数 考虑到经光整加工的硬齿 面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选 1，毕业设计（论文）  15  根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力 10，即：  中心齿轮 m i nl i mN t L V R W H Z Z Z Z Z   =1422 行星齿轮 m i nl i mN t L V R W H Z Z Z Z Z   =1486 外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中 12 ，  1110 A U H H a H  K K K K011 Z Z  经计算可得 12 987  则111422H H p221486H H P满足接触疲劳强度条件。  曲强度的校核  （ 1）名义切向力 已知 2 3 5 5  ， 和153得  2000 2 0 0 0 2 3 5 5 319603 1 5 3  使用系数 和动载系数 确定方法与接触强度相同。  （ 2）齿向载荷分布系数   齿向载荷分布系数 按公式计算，即 11F b   由图可知 F =1， ，则 = 3）齿间载荷分配系数 齿间载荷分配系数 查表  4）行星齿轮间载荷分配系数 行星齿轮间载荷分配系数 公式计算 1 1 . 6 1 . 2 1 1 . 3 2 毕业设计（论文）  16 （ 5）齿形系数 查表可得， 12 6）应力修正系数 查表可得 12 7）重合度系数 Y  查表可得10 . 7 50 . 2 5 0 . 7 2 31 . 5 8Y （ 8） 螺旋角系数 1Y  （ 9）计算齿根弯曲应力f11 t F a A V F F a F PF  Y Y K K K K K =187t F a A V F F a F PF  Y Y K K K K K =18910）计算许用齿根应力Fpm i nm i  N t r e l T R r e l T  Y Y  已知齿根弯曲疲劳极限 =400 2N  查得最小安全系数 中各系