行星齿轮减速器设计最终

1、 目录目录I摘 要IAbstractII第一章 绪论11.1 课题背景及发展状况11.2 本设计的已有条件1第二章 主要零件的设计计算22.1行星齿轮减速器的传动类型及其运动简图的选择22.2 行星轮传动的配齿计算22.2.1高速级各轮齿数和行星轮数目的选择32.2.2低速级各轮齿数和行星轮数目的选择42.3 齿轮材料的选择和基本参数的计算52.3.1齿轮材料的选择62.3.2齿轮基本参数的计算62.4 齿轮几何尺寸的计算92.5 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算102.6传动效率的计算102.6.1高速级啮合损失系数的确定112.6.2低速级啮合损失系数的确定11第三章 整体结构设

2、计133.1 液压马达的选择133.2 摩擦片组的选择143.3 高速级齿轮和轴的设计143.3.1高速轴的设计143.3.2高速级外啮合齿轮副接触强度的校核153.3.3高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核173.3.4高速级内啮合齿轮副接触强度的校核193.3.5高速级内啮合齿轮副弯曲强度的校核203.3.6花键的设计213.3.7内齿轮的设计223.4 低速级齿轮和轴的设计233.4.1低速轴和花键的设计233.4.2低速级外啮合齿轮副接触强度的校核233.4.3低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核253.4.4低速级内啮合齿轮副接触强度的校核263.4.5低速级内啮合齿轮副弯曲强度的设计273

3、.4.6内齿轮的设计283.5 输出轴的设计293.6 行星齿轮的设计和基本构件上的作用力303.6.1行星齿轮设计303.6.2基本构件上的作用力313.7 其余零件的设计313.7.1转臂的设计323.7.2箱体及前后机盖的设计333.7.3标准件及附件的选用363.7.4密封和润滑373.8 运动仿真37结论39参考文献40摘 要减速机是工作机和原动机之间的独立的封闭式的机械传动装置，它能够降低原动机的转速或增大原动机的扭矩，是一种被广发应用在工矿企业、运输、建筑等部门中的机械装置。以2X-A行星轮减速机为物理模型，在已有研究成果和设计经验的基础上，进一步研究了二级行星轮减速机的问题。提

4、出了液压制动的二级行星轮减速机的设计。通过对该行星轮减速机的研究，我们认识到对国外进口设备进行的国产化改造完全可以根据我们的实际情况对其核心部分进行必要的改造。这样一来可以降低使用厂家维护设备的成本和费用，也可以提高改造单位的制造能力和知名度，去得明显的经济效益和社会效益。本论文首先在第二章中对二级行星轮减速机的主要零件进行了设计，包括材料的选择、尺寸的计算和校核等；在第三章中，根据第二章及相关内容对减速机的零件进行选择；之后，利用solidworks、ug等软件绘制零件度，并进行装配、仿真机数控编程；最后，完善设计说明书。关键词：二级行星轮减速机；液压制动；solidworks；仿真 IAb

5、stractReducer is closed between the prime mover and the working machine mechanical transmission device, and can reduce the speed of prime mover or increase the torque. It is a widely used in industrial and mining enterprises and transportation, construction and other sectors of the mechanical parts.

6、 2X-A planetary gear, a physical model, is based on existing research results and experience in the design, and we further study of the two planetary gear reducer. Hydraulic brake secondary planetary gear reducer design. Through the search of planetary gear, we recognize that the domestic transforma

7、tion of the imported equipment can be implemented according to the actual situation of their core part. This can reduce the costs and expenses of maintaining equipment and can improve manufacturing capability and visibility of the transformation units, achieve remarkable economic and social benefits

8、. In this thesis, the second chapter is mainly about the main parts of the two planetary gear reducer design, including material selection, sizing and check; the third chapter, based on Chapter II and related content, select the part of the reducer; Then, using solidWorks software paint parts diagra

9、m, assembly ,simulation and numerical control programming; The last but not least, I improve the design specification.Key words: Two planetary gear reducer; Hydraulic brake; Solidworks; SimulationII第一章 绪论1.1 课题背景及发展状况虽然行星轮传动在我国已经有了很多年的发展历史，但是自20世纪60年代之后，我国才开始了对行星齿轮传动进行了较为深入、系统的研究和试制工作。在理论设计和试制、应用实践方

10、面均取得了较大的成就且获得了许多的研究成果1。近20多年来，特别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。1.2 本设计的已有条件本文中为了使减速机实现即时制动和稳定性，设计了此液压制动。已知本文中行星齿轮减速器的传动比为，允许传动比变化范围为，工作转速n3=56r/min，输出功率P3=14kw，每天要求工作时间为16小时，要求寿命为2年(每年工作300天)、结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高2。40 第二章 主

11、要零件的设计计算2.1行星齿轮减速器的传动类型及其运动简图的选择根据设计要求可知：该行星齿轮减速器具有传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等的特点，所以选择了采用双级行星齿轮传动3。由于2X-A型的行星齿轮的结构简单，制造方便、适用于任何工况下的大小功率的传动，所以选用由两个2X-A型的行星齿轮进行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，。传动简图如图1-1所示：图1-1 传动简图2.2 行星轮传动的配齿计算渐开线圆柱直齿轮是该设计中所选的齿轮4。为了合理选择各齿轮的齿数和行星轮的数目，正确的设计行星轮传动，有必要作配齿计算。2.2.1高速级各轮齿数和行星轮数目的选择 根据

12、2X-A型的行星齿轮的传动比的值和配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮和行星齿轮的齿数。由于需要行星齿轮传动的外廓尺寸尽量小些，而选取第一级中心齿轮数为17和行星齿轮个数为np1=3。根据内齿轮,得： (1-1)行星传动各轮齿数的选择和行星轮数目应满足四个条件:1. 传动比条件：中心轮齿数Za1和内齿轮齿数Zb1必须满足给定的传动比要求5。对内齿轮的齿数进行圆整后，实际的传动比与给定的稍有变化，但是变化率必须控制在传动比的误差范围内。实际传动比为 70588 (1-2)其传动比误差5所以所选齿数符合要求。2. 装配条件：太阳轮和内齿轮与行星轮数目之比应为整数6。3个行星轮在中心轮与内齿轮之间需

13、要均匀分布, 并且使轮齿与中心齿轮和内齿轮正确啮合： ，为整数故符合装配条件。3. 同心条件：为了中心论、内齿轮和行星架三者的轴线同心，应该使中心轮与行星轮的啮合中心距等于内齿轮与行星轮啮合的中心距7。即所以可求得行星齿轮c1的齿数为 再考虑到装配条件，选行星齿轮Zc1=40。所求得的Zc1适用于高度变位或非变位的行星齿轮传动中。4.邻接条件：3个行星轮之间需要有一定的间隙，使相邻的两行星轮不至于相配，此间隙应大于0.5mm,其条件是2aacsin,式中aac是a与c的中心距，dac1是行星轮c的齿顶圆直径8。试取m=2,得：2aacsin= (1-3)m=3时，原式=148.1135,所以当

14、m，符合临接条件。 综上所述内齿轮齿数Zb1=103,小太阳轮齿数Za1=17,行星轮齿数Zc1=40,行星轮个数np1=3。2.2.2低速级各轮齿数和行星轮数目的选择 同理可设计出第二级行星轮各轮的齿数和行星轮的数目根据2X-A型行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式9，可得第二级传动的内齿轮b2,行星齿轮c2的齿数。由于需要行星齿轮传动的外廓尺寸尽量小些，所以选取第一级中心轮齿数为23和行星轮齿个数为3。根据内齿轮 Zb2=(ip2-1)Za1 (1-4)得 同样该级行星轮数目和行星传动各轮齿数的选择也应满足四个条件10：1.传动比条件：中心轮齿数Za1和内齿轮齿数Zb1必须满足给定的传动比

15、要求。实际的传动比和给定的稍有变化，这是因为对内齿轮齿数进行圆整的原因，但是变化率必须控制在传动比误差范围内。实际传动比为5其传动比误差0所以所选齿数符合要求。2.装配条件：两个中心轮齿数之和与行星轮个数之比应为整数 3个行星轮的轮齿与中心轮和内齿轮应正确啮合，前提是它们在中心轮和内齿轮之间均匀分布： 调整内齿轮齿数Zb2=91。此时传动比误差故符合装配条件。3.同心条件：为保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合。应使中心轮与行星轮啮合中心距等于内齿轮与行星轮啮合的中心距。即、 （1-5）所以可求得行星齿轮c2的齿数为ZC2=(Zb2-Za2)/2=34所求得的Zc1适用于高速变位或非变位的行星齿

16、轮传动中。4.邻接条件：3个行星轮之间应有一定间隙，使相邻的两行星齿轮的齿数不至于相配。 此间隙大于0.5mm,其条件是2aacsin,式中aac是a与c的中心距，dac2是行星轮c的齿顶圆直径。试取m=2，得：2aacsin=所以符合临接条件 综上所述内齿轮齿数Zb2=91,小太阳轮齿数Za2=23,行星轮齿数Zc2=34,行星轮个数np2=32.3 齿轮材料的选择和基本参数的计算2.3.1齿轮材料的选择齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮a1和中心齿轮a2，以及行星齿轮c1和c2均采用20CrMnTi,渗碳淬火或氮化处理11。这样的材料适合于高速、中载、耐磨和承受冲击的齿轮及齿面较宽的齿轮，所

17、以满足需要。齿面硬度58-62HRC,芯部HRC。查机械设计课本知，。中心齿轮加工精度选为7级。高速级和低速级的内齿轮都采用42CrMo，这样的材料经调质和正火处理，以获得相当的硬度和强度等力学性能12，调质硬度为217-259HRC。根据机械设计课本可知，取。轮b1和b2的加工精度为7级13。2.3.2齿轮基本参数的计算1.计算高速级齿轮的模数m（1)输出轴的转矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm。查表知行星齿轮减速机的效率为0.95-0.98，选择0.97故可求：T1=T3/(i13)=71.48Nm（2）选择7级精度（3）材料选择。由机械设计课本表10-1选择第一级小太阳轮和行星

18、轮的材料为20CrMnTiM,硬度为58-62HRC14。（4）又小太阳轮Za1=17,行星轮Zc1=40。由齿面接触疲劳强度设计 ，计算公式10-9a进行试算，即 d1t=2.32 （1-6）确定公式中的各个计算数值1)试选择载荷系数 Kt=1.32)计算小太阳轮的转矩T1=T2/(i12)=71.48Nm3)由表10-7选择齿宽系数4)由表10-6查：材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa0.55)由图10-21d，由齿面硬度查得小太阳轮的接触疲劳强度极限为 ；6）由传动比和输出转速，可计算小太阳轮的转速n1=1988r/min齿数比=2.35由式10-13计算应力循环次数N1=60n

19、1jLh=1.38109N2=N1/=5.871087） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.958） 计算接触疲劳许用应力取其失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得；（5）设计计算1） 确定小齿轮分度圆直径d1t=2.32=35.177mm2） 计算圆周速度v=3） 计算齿宽b=35.177mm4） 计算齿宽与齿高之比模数mt=；齿高h=2.25mt=4.63；=7.555) 计算载荷系数根据v=3.67m/s，选择7级精度，由图10-8，查得载荷系数为KV=1.13。直齿轮KHA=KFA=1由机械设计课本上表10-2查得使用系数KA=1.85由表10

20、-4插值法查得7级精度、小太阳轮非对称布置时，KHB=1.421，故可求得KFB=1.28，所以K=KVKAKHBKHa=2.9716) 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径，则 7） 计算模数m=d1/Za1=2.71符合临接条件，又按优先系列选为m=3mm。2.计算低速级齿轮的模数m按齿根弯曲强度的设计公式 （1-7）(1) 确定公式里的各计算数值1） 由图10-20c查得第二级小太阳轮的弯曲疲劳强度极限2） 由图机械设计课本10-18取弯曲疲劳强度极限KFN1=0.853） 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，由式10-12得4） 计算载荷系数K=KVKAKFBKFa=2.6

21、765） 查取齿形系数由机械设计课本表10-5查得 YFa1=2.976) 查得应力校正系数YSa1=1.527) T2=T3/(ip1=492.3Nm（2） 设计计算将上述各数值代入计算公式，得m3.23mm,符合临接条件，又根据模数的优先系列选m=4mm。2.4 齿轮几何尺寸的计算根据以上计算结果，对二级型的行星齿轮传动，按公式进行其几何尺寸的计算，可得各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：1.高速级模数m1=3mm表2-1 高速机齿轮参数项目齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径小太阳轮Za1=17d1=m1Za1=51mmdf1=43.5mmda1=57mm行星轮Zc1=40d1=120mm

22、df1=111.5mmda1=126mm大太阳轮Zb1=103d1=309mmdf1=316.5mmda1=303mm2.低速级模数m2=4mm表2-2 低速级齿轮参数项目齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径小太阳轮Za2=23d1=m2Za1=92mmdf2=82mmda2=100mm行星轮Zc2=34d1=136mmdf2=126mmda2=144mm大太阳轮Zb2=91d1=364mmdf2=374mmda2=356mm3.转矩的计算输出转矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm高速级小太阳轮的转矩T1=T3/(i12)=71.48Nm低速级小太阳轮的转矩T2=T2/(ip1=492.

23、3Nm液压马达的输入转矩T=71.48Nm,输出轴的转矩T2=2387.5Nm,低速级小太阳轮的转矩T2=492.3Nm2.5 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算高速级传动的模数选为m=3mm，盘形直齿插齿刀的齿数Z01=18，求被插齿的内齿轮，的齿根圆直径15。齿根圆直径按下式计算，即df2=da0+2a01插齿刀的齿顶圆直径插齿刀与被加工内齿轮的中心距da0=,a02=127.5mm (1-8)高速级：df2=da0+2a01=315mm=315mm这与理论计算的齿根圆直径df=316.5mm相似，都具有一定的加工余量，故所选插齿较为合理。低速级：选择模数m=4，盘形直齿插齿刀的齿

24、数Z02=17da0=,a02=148mm =372mm (1-9) 同理，这与理论计算出来的齿根圆直径df=374mm相差无几，也具有一定的活动余量。所以所选插齿符合要求16。2.6传动效率的计算双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为由表可得: ， 2.6.1高速级啮合损失系数的确定转化机构中，损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和17。即：=+其中=+转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失 行星齿轮和转化机构中中心轮之间的啮合损失可按公式计算即式中Z1齿轮副中小齿轮之齿数Z1 齿轮副中大齿轮之齿数啮合摩擦系数内外啮合中重合度=1.864,则的=0.0080=0.04

25、1高速级的外啮合中重合度=1.584,则得即得 =0.041+0.008=0.049, 2.6.2低速级啮合损失系数的确定内啮合中重合度=1.858=0.019外啮合中重合度=1.627=0.037即得 =0.037+0.019=0.056,则该行星齿轮的传动效率为0.97，传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。 第三章 整体结构设计3.1 液压马达的选择由前所述，知高速级小太阳轮的转矩T1=71.48Nm；转速n1=ipn3=1988r/min查阅机械设计手册第四卷，选择的液压马达为CM-D45C-FL。其额定进口压力为P=10MPa，额定转速n=1800r/min,最大转速nmax=2

26、400r/min,排量V=46.05ml/r,额定扭矩T=73.5Nm,重量m=14.5k18。花键连接轴的选择选有6个齿的渐开线花键：已知花键传递的转矩T=73.5Nm,载荷分配系数，齿数为6，齿的工作长度为2419，花键齿面的工作高度为h=0.8m=2.4,=45.，花键的平均直径dm=d1=51。校核所选的花键：动连接，(载荷作用下移动的动连接在使用、制造情况良好的情况下，)。故所选花键符合要求图3-1 花键轴3.2 摩擦片组的选择该行星轮减速机的制动器部分的核心零部件包括：动静摩擦片组（其中5个静摩擦片、4个动摩擦片）、活塞及24个圆柱形弹簧。弹簧产生的作用压力作用在活塞上，之后通过4

27、个动摩擦片转化成制动力矩20。弹簧的几何性能参数：弹簧丝直径2.0mm、有效圈数15、弹簧中径10.mm、自由高度55.5mm、圈数17、自由高度55. 5mm、剪切弹性模量80000N mm2 、节距3.5mm、单圈刚度160Nmm 2、材料65Si2M nWA、右旋。 单个弹簧产生的弹簧力为：N 1= 197. 3N , 24 个弹簧产生的弹簧力为：N = 24N 1= 4736N。泄油时，动、静摩擦片表面上的作用力N = 4736N，则制动力矩T = 8，其中dF = p rdr，= 0. 15，p = N /S = 9. 85104Pa计算得: T4= 328. 7Nm71.48Nm直

28、接作用在行星轮减速机上的输入轴上的制动力矩，通过减速机的减速和增加力矩的作用，之后作用在减速机输出轴上的制动力矩可达到：T5=T4i=328.7=10979.221Nm （1-10）是作用在输入轴上制动力矩的33.4倍21。如果不将制动器直接与输出轴相连接不作用在输入轴上，那么在同样制动力矩作用下,制动器的实际体积将会增大许多而无法适应空间较小的工作环境。将制动器置于输入端处可通过较小的制动力矩产生很好的制动效果。在一定范围内, 每增加一对摩擦副(一个动摩擦片和一个静摩擦片)，在输入轴上的制动力矩将增加82.175Nm，输出轴上可承载的力矩也为增加且为3608.3Nm，制动器的厚度增加5.2m

29、m。所以这种制动器结构并不复杂：体积小、制动力矩大、性能可靠。3.3 高速级齿轮和轴的设计3.3.1高速轴的设计根据2X-A型的行星齿轮传动的工作特点和传递功率的大小、转速的高低情况，首先确定中心齿轮a1的结构。因为它的直径较小mm，所以a1采用齿轮轴的结构形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。同时设计轴的结构。为了便于轴上零件的装拆现将将轴做成阶梯形。如图3-2所示：图3-2 高速轴3.3.2高速级外啮合齿轮副接触强度的校核校核齿面接触应力的强度计算时应使大小齿轮的计算接触应力中的较大值小于其相应的许用接触应力，即。 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

30、特性、轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关22。原动机工作平稳，为中等冲击，故选Ka为1.6,工作机的环境恶劣属于严重冲击。故选Ka为1.8（1）动载荷系数Kv考虑齿轮的制造精度、轮齿内部受运转速度对其附加动载荷的影响的系数，查表可得Kv=1.108。（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的影响的系数。该系数K主要与齿轮加工的误差、箱体轴孔的偏差、啮合刚度、大小齿轮的平行度、跑合情况等有关。=1+查表可得，。则（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的影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等有关。查表可得=1 ，

31、=1。(4)行星齿轮间载荷分配不均的系数考虑在各个行星轮间载荷分配不均匀对齿轮接触应力影响的系数。它与转臂、齿轮及箱体精度、齿轮传动结构等有关。查表取=1.4（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圆上的法向力的系数。根据，取为2.495（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，查表可得为 189.80（7）重合度系数考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，而使计算接触应力减小的系数，故取0.897（8）螺旋角系数考虑螺旋角使接触线倾斜而对接触应力影响的系数。，取为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根据重

32、要程度，使用场合等来确定。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的系数。取=1.039，=1.085（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，=0.987, =0.991（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的大齿轮产生冷作硬化的影响的系数，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，=1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力，即中心齿轮a1的 行星齿轮c1的外啮合齿轮副中齿面接触

33、应力的计算中，则，经计算可得则，满足接触疲劳强度条件。3.3.3高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核1、名义切向力已知，np=3和da=153mm，则得使用系数和动载系数的确定方法与接触强度相同。2、齿向载荷分配的系数 齿向载荷分布系数按公式计算，即=1+由图可知=1，则=1.3113、齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.14、行星齿轮间在和分配的系数行星轮间载荷分配的系数按公式计算=1+1.6(1.2-1)=1.325、齿形系数查表可得，=2.421, =2.6566、应力修正系数查表可得=1.684, =1.5777、重合度系数查表可得 8、螺旋角系数9、计算齿根弯曲应力10、计算许用

34、齿根应力。已知齿根弯曲疲劳极限查得最小安全系数，式中各系数，和取值如下： 查表=2，寿命系数查表齿根圆角敏感系数=1，相对齿根表面状况系数许用应力694MPa，474 MPa因此； ，a-c满足齿根弯曲强度条件。3.3.4高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 行星齿轮减速机的弯曲强度对其影响程度较接触强度较弱，接触强度主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度校核相似。选择=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.982，=1.153，=1.153，=1，

35、=1，=1计算行星齿轮的许用应力： （3-1）计算内齿轮c1的接触许用应力： （3-2）而=396MPa则641MPa 得出结论：满足接触强度的条件。3.3.5高速级内啮合齿轮副弯曲强度的校核为了安全起见，对高速级内啮合齿轮副的弯曲强度进行校核。1.名义切向力已知Ta=T1=424.2Nm，=3和=309mm,则得Ft=915.21N使用系数和动载系数的确定方法和接触强度是相同的。2.齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算，即=1+由图可知=1，则=1.3113.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.34.行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算=1+1.6(1.2-

36、1)=1.325.齿形系数查表可得，=2.53, =2.676.应力修正系数查表可得=1.71, =1.6557.重合度系数查表可得 8.螺旋角系数9.计算齿根弯曲应力10.计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限查得最小安全系数，式中各系数，和取值如下： 查表=2，寿命系数查齿根圆角敏感的系数=1，相对齿根表面状况的系数：许用应力694MPa，474 MPa因此； ，满足齿根弯曲强度条件。3.3.6花键的设计1、左端花键轴的直径为d2=d1=51mm,中间轴段d3=45mm2、选择圆柱滚子轴承，其中D=85mm,d=45mm,B=19mm3、故安装在行星轮中间的销轴直径为45mm如下图3-3所示

37、：图3-3 花键3.3.7内齿轮的设计内齿轮b1采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定23在箱体上。如图3-4所示图3-4 高速级内齿轮3.4 低速级齿轮和轴的设计3.4.1低速轴和花键的设计1、右端仍然选择做成齿轮轴，往左选直径为80mm的退刀槽，2、花键的设计花键传递的转矩T2=492.3Nm左端花键选渐开线花键Z=6，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花键的平均直径dm=105mm,载荷分配系数=0.8。 校核(在载荷作用下移动的动连接，使用和制造情况良好时，)。故选择直径为50的销轴在安装圆柱滚子轴承中，其参数是d=50mm,D=90mm，B=20mm。3.4.2低速级外啮合

38、齿轮副接触强度的校核1.选择使用系数Ka原动机工作平稳且为中等冲击，故选Ka为1.6。工作机环境恶劣，属严重冲击，所以选Ka为1.8。2.动载荷系数Kv3.齿向载荷分布系数=1+=1.2294.齿间载荷分配系数、查表可得=1.021，=1.0215.节点区域系数取=2.4956.弹性系数考虑材料的弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得为 189.80。7.重合度系数考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，而使计算接触应力减小的系数，故取0.8898.螺旋角系数考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。，取为1计算齿面的接触应力，代入参数得：=1451。9.最小安全系数，取=110.接触

39、强度计算的寿命系数取=1.039，=1.08511.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，=0.987, =0.99112.齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数，选=1，=1。计算许用接触应力 中心齿轮a2 行星齿轮c2 接触强度校核：=1451MPa满足接触强度校核3.4.3低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核1.名义切向力已知，np=3和da=276mm，则得，使用系数Ka，和动载系数Kv的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=1+。由图可知=1，则=1.2293. 齿形系数查表可得，=2.531, =2.5844.行星齿轮间

40、载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算=1+1.6(1.2-1)=1.325. 齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.0216.应力修正系数查表可得=1.630, =1.5907.重合度系数查表可得 8.螺旋角系数9.计算齿根弯曲应力 （3-2）10.计算许用齿根应力，已知齿根弯曲疲劳极限。查出最小安全系数，式中各系数，和取值如下： 查表=2，寿命系数查表齿根圆角敏感系数=1，相对齿根表面状况系许用应力674MPa，484 MPa因此； ，a-c满足齿根弯曲强度条件。3.4.4低速级内啮合齿轮副接触强度的校核低速级内啮合齿轮副的校核主要表现为接触强度的校核计算，校核上与高速级外啮合

41、齿轮副中的强度的校核相似。选择=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.982，=1.153，=1.153，=1， =1，=1计算行星齿轮的许用应力为计算内齿轮c1的接触许用应力而=652则652MPa。得出结论：满足接触强度的条件。3.4.5低速级内啮合齿轮副弯曲强度的设计1.名义切向力已知Ta=T2=1908.8Nm，Ta=16223.47Nm，=3和da=276mm,则得Ft=3495.97N。使用系数和动载系数的确定方法和接触强度是相同的。2.齿向载荷分布系数 齿

42、向载荷分布系数按公式计算，即=1+。由图可知=1，=1.301，则3.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.0214.行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算=1+1.6(1.2-1)=1.325.齿形系数查表可得，=2.622, =2.5516.应力修正系数查表可得=1.621, =1.5847.重合度系数查表可得 8.螺旋角系数9.计算齿根弯曲应力 （3-3）10.计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限为查得最小安全系数，式中各系数，和取值如下： 查表=2，寿命系数查表齿根圆角敏感系数=1，相对齿根表面状况的系数：许用应力674MPa，484 MPa因此； ，满足齿根弯曲

43、强度条件，a3-c3满足齿根弯曲强度条件。3.4.6内齿轮的设计内齿轮b1、b2采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图3-5所示：图3-5 低速级内齿轮3.5 输出轴的设计为便于轴上零件装拆将输出轴做成阶梯轴，同上可设计出输出轴左端花键轴。左端花键选渐开线花键Z=36，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花键的平均直径dm=80mm,载荷分配系数=0.8。(在载荷作用下移动的动连接，使用和制造情况良好时，)左边留有退刀槽，其直径为75mm,宽10mm，轴肩80mm，长8mm,右端选轴承为圆锥滚子轴承30217，d=85mm,D=150mm,B=28mm。其所在轴段长50mm。再往

44、右轴承选为30218的圆锥滚子轴承，d=90mm,D=170mm,B=32mm。图3-6 输出轴3.6 行星齿轮的设计和基本构件上的作用力3.6.1行星齿轮设计为了保证行星齿轮和中心轮的啮合较为良好，现将行星齿轮成带有内孔的结构，且加大了它的齿宽。与此同时，安装了2个滚动轴承作为支撑来保证其与内齿轮、行星轮相啮合。见图3-7所示： 图3-7 行星轮3.6.2基本构件上的作用力 在行星齿轮传动时，输出轴及其基本构件不仅受到来自行星齿轮的啮合力，而且在轴的伸出端还受到其他连接零件的作用力，在进行输出轴和轴承的计算时，作用力的大小可以按下列公式计算如：式中T传动轴上的转矩。D圆柱销中心分布圆的直径在

45、2X-A型中，中心齿轮a作用在行星齿轮c上的切向力Fac为Fac=高速级 Fa1k1=Fb1k1=1410.0288N；低速级Fa2k2=Fb2k2=31851.7081N基本构件的轴承上所承受的作用力的大小可按下列公式计算。 （3-4）式中的传动轴的直径齿轮的螺旋角 法面压力角制造和安装误差的休正系数在2X-A型传动中，作为中间齿轮的行星齿轮在行星齿轮传动中总是承受双向的弯曲载荷。所以，行星齿轮易出现齿轮疲劳折断。需注意：在行星齿轮传动中齿轮折断具有很大的破坏性。如果行星齿轮中的某个轮齿折断，其碎块落在内齿轮的齿轮上，当行星轮与内齿轮啮合时容易使两啮合的齿轮卡死，从而产生过载而烧坏电机，或是

46、破坏整个行星齿轮减速机，所以应当提高齿轮的弯曲强度增加其工作的强度相当重要3.7 其余零件的设计3.7.1转臂的设计转臂的结构应该合理，即外廓尺寸小、质量小、足够的强度和刚度、动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于2X-A型的传动比时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。转臂作为行星齿轮传动的基本构件承受的外转矩最大24。如图3-8所示图3-8 行星架转臂上各行星齿轮轴孔和转臂轴线的中兴极限偏差可按公式计算，现已知高速级的啮合中心距a=85.5mm，则得 取=51.7各行星齿轮的轴孔孔距相对偏差按公式计算，即取0.062=

47、62转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的，即先已知低速级的啮合中心距a=228mm，则得 取=55.9各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算，即取0.069=69转臂X1的偏心误差为孔距相对偏差的，即都等于34.5微米3.7.2箱体及前后机盖的设计根据工作环境的需要和安装类型的不同，本减速机选用了整体铸造的卧式机体。其特点是结构简单、紧凑、能有效的用于行星齿轮传动中。铸造机体应尽量避免壁厚突变，设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选灰铸铁。如图3-9所示壁厚机体表面的形状系数 取1作用在机体上的转矩与内齿轮直径有关的系数取2.6 图3-9 输入法栏 图3-10 中间法图3-11输出法兰3

48、.7.3标准件及附件的选用轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的内径为140mm，外径为210mm。行星齿轮1中的圆柱滚子轴承的内径d=45mm，外径D=85mm，B=19mm。 行星齿轮2中的轴承为圆柱滚子轴承，内径d=40mm，外径D=70mm，宽B=18mm。输出轴左端为圆锥滚子轴承且内径d=85mm，外径D=130mm，宽B=20mm；右端也为圆锥滚子轴承，内径d=90mm，外径D=160mm,宽B=40mm。螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计

49、。图3-12 圆锥滚子轴承 图3-13 深沟球圆柱滚子轴承3.7.4密封和润滑本行星齿轮减速器采取了油润滑的方式，通过内齿轮和行星齿轮的转动把油甩进零件的各个部分，轴承为脂润滑。在输入轴的前机盖上有两个通油孔，便与油入轴承。在油标中显示油位，便于即时补油。制动部分为双密封，简单低廉。但接触面的摩擦损失大，因而功能耗大，使用期限短。3.8 运动仿真 行星齿轮减速器装配完成后，利用Solidworks中制作动画的模式让行星减速器运动起来进行运动仿真设计。把液压马达安装在输入轴上，通过设置输入轴上的齿轮来带动行星齿轮绕着中心轮转动同时也绕着行星轴自转。同时转臂1进行转动。通过齿轮的传动，带动了输出轴的转动。最后保存为AVI的格式动画，可以对外输出。图3-14 减速机的仿真结论本论文阐述的是关于二级行星轮减速机的设计，主要包括零件设计、零件选择、solidworks绘制零件图、装配、仿真、模具设计、数控编程等27。首先，对此次设计要求作了简单的介