NGW行星齿轮减速器--轴的设计

1、第一章绪论21.1 行星齿轮传动的特点 31.2 本文的主要容4第二章NGW行星齿轮减速器结构设计42.1 设计技术参数 42.2 机构简图确定42.3 齿形与精度52.4 齿轮材料及其性能5第三章齿轮的优化设计53.1 齿轮的设计53.11 配齿数53.12 初步计算齿轮主要参数 63.13 几何尺寸计算 83.2 重合度计算 83.3 齿轮啮合效率计算93.4 疲劳强度校核 103.41 外啮合2 啮合1.6第四章其他零件的设计 1.74.1 轴承的设计 行星架的设计 19Word文档第五章输入轴的优化设计 1.95.1 装配方案的选择 1.95.2 尺寸设计2

2、05.21 初步确定轴的最小直径 2 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 3 轴上零件轴向定位225.24 确定轴上圆角和倒角尺寸 225.3输入轴的受力分析225.31 求输入轴上的功率 P、转速n和转矩T22.5.32 求作用在太阳轮上的力22.5.33 求轴上的载荷24.5.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 265.5 精确校核轴的疲劳强度 275.6 按静强度条件进行校核35第六章 Solidworks 出图 36参考文献4.2第一章绪论渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作 圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用啮合且多采用几个行星

3、轮同时传递载荷, 以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点 ：传动比围大、结构紧凑、体 积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、 冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、 变速或增速齿轮传动装置。渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多， 按传动机构中齿轮的 啮合方式分为：NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表 示:N啮合，W外啮合，G外啮合公用行星齿轮，ZU锥齿轮。1.1 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与其他形式的齿轮传动相比有如下几个特点：(1)体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高

4、，这个特点是 由行星齿轮传动的结构等在因素决定的。(2)传动比大 只要适当的选择行星传动的类型及配齿方案， 就可以利用很 少的几个齿轮而得到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行 星机构中，其传动比可达到几千。止匕外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都 可以传动，故可以实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运 动。(3)传动效率高 由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构， 即它具有 数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡， 有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可 达 0.970.99。(4)运动平稳、抗

5、冲击和振动的能力较强由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，从而可使行星轮与转 臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动 平稳，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构形 式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求较高；由于体积较小、散热面积小导致 油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置等。行星齿轮传动的设计进行研究，对促进技术进步和国民经济的发展具有重要的理论和实用意义。1.2 本文的主要容NGW型行星齿轮传动机构的传动原理：当高速轴由电动机驱动时，带动太阳 轮回转，再带动行星轮转动，由于齿圈固定不动，

6、便驱动行星架作输出运动，行 星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。 NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、齿圈及行星架所组成，以基 本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。本设计的主要容是单级NGW型行星减速器的设计。第二章NGW行星齿轮减速器结构设计2.1 设计技术参数已知输入功率30KW,输入车速100r/min ,传动比6,每天工作16小时，使用寿命10年2.2 机构简图确定减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统（如图2-1）。-c图2-1查书渐开线行星齿轮传动设计书表 4-1确定np =2或3,从提高传动装置承载力，减小尺寸和

7、重量出发，取 np =30计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=12.3 齿形与精度因属于低速传动，以及方便加工，故采用齿形角为200,直齿传动，精度定位6级。2.4 齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面，齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸C 材料选择见表2-1。表2-1齿轮材料及其性能齿轮材料热处理H lim(N/mm 2)F lim(N/mm 2加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58 6214003506级行星轮245齿轮40Cr调制HB2622936502207级第三章齿轮的优化设计3.1 齿轮的设计3.11 配齿数采用比例法：Za ： Zc： Zb ： M Za

8、： Za(i2)/2 ： (i 1)Za ： Za(i/nP)Za：2Za：5Za：2Za按齿面硬度HRC=60, u Zc/Za 62 / 22查 渐开线行星齿轮传动设计 书图4-7a的Za max 20 ,又13 Za 20 ,取Za 17。由传动比条件知 Y iZa 17*6102M Y/3 102/3 34计算齿轮和行星齿轮齿数：Zb Y Za 102 17 85Zc 2 Za 343.12 初步计算齿轮主要参数(1)按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径用式d a KtdTaKAKHpKHu 12d H lim.二进行计算，相关系数取值如表3-1。其中：u= ZcZa 3417太阳轮传递

9、的扭矩:Ta 9549P/ npna9549 30/ 3 100 954.9 N m则太阳轮分度圆直径为:TaKAKHpKH u 1d aKtdg3一2g d Hlimu768 3954.9 1.25 1.05 1.8 2 10.7 14002103.76 mm表3-1齿面接触强度有关系数代号名 称说 明取值Ktd算式系数直齿轮768Ka使用系数表6-5,中等冲击1.25Khp行星轮间载荷分配系数表7-2,太阳轮浮动，6级精度1.05Kh综合系数表6-4 , np 3 ,图精度，硬齿面1.8d小齿轮齿宽系数表6-30.7H lim实验齿轮的接触疲劳极限图 6-161400以上均为在书渐开线行星

10、齿轮传动设计上查得(2)按弯曲强度初算模数，TiKaKfpKf YFal用式mKtmg3彳进行计算。式中相关系数同表3-1 ,dZ1 F lim其余系数取值如表3-2。因为 Fiim2YrYFa2 245 3.182.54 306.73 Flimi 350 N mrt2,所以应按行星轮计算模数:Ktmg3TaKAKFpKF YFa2r 2dZ aFm 212.1J954.91.25 1.075 1.6 2.450.7 172 2455.64表3-2弯曲强度有关系数代号名称说明取值Ktm算式系数直齿轮12.1Kfp行星轮间载荷分配系数Kfp 1 1.5(Khp 1) =1+1.5(1.05-1)

11、1.075Kf综合系数表6-4 ,高精度，1.6YFa1齿形系数图6-25 ,按x=0查值3.18YFa2齿形系数图6-25 ,按x=0查值2.45以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得若取莫属m 6,则太阳轮直径：(d)a Zagm 17 6 102 mm接触强度初算结果d a 103.76 mm接近，故初定按d a 108.5 mmm 6进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3.13 几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表3-3表3-3齿轮几何尺寸齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径太阳轮d a 102d a 102da a 114行星轮外啮合d c 204d b 204da

12、 c 216啮合齿轮d b 510一一d b 510da b 4983.2重合度计算外啮合:X Xac cb0.987 0.997 0.984(r)a= mgZa2 6 17,251(r)cmgZc 2 6 34 2 102(ra)a daa 2 114257(a)c da c 2 216 2 108(a)a arccosr)acos . (ra)a) arccos51cos2057) 32.78(a)c arccos(r)ccos . (ra)c) arccos(102cos20 108) 27.441 Za(tan( a)a tan ) Zc(tan( a)c tan (2 )=17(ta

13、n32.78 tan20 ) 34(tan27.441 tan 20 . (2 ) =1.5981.2啮合：(r)b=mgZb 26 85. 2 255(r)cmgZc26 34 2 102(ra)b da b/2495.2 247.5(ra)cda c2216 2 108(a)b arccos(r)bcos . (ra)b) arccos(255cos 20 247.5) 14.50(a)c arccos(r)ccos /(ra)c) arccos(102cos 20 108) 27.441 Zc(tan( a)c tan ) Zb(tan( a)b tan (2 )=34(tan 27.4

14、41 tan20 ) 85(tan14.50 tan 20 ) , (2 ) =2.2661.23.2齿轮啮合效率计算X X，、，、，、b 1 iab，一、，按公式 aX - TX-进行计算。1 iab 式中为转化机构的效率，可用Ky印Hb 口诂算法确定。查渐开线行星齿轮传动设计中图3-3a、b (取 罚0.06,因齿轮精度高)得各啮合副的效率XX为ac 0.978 , cb 0.997 ,转化机构效率为:“-X Zb 85 匚转化机榭比：iabW 175X X b1 iabaX二一才1 lab1 5 0.9840.9873.4疲劳强度校核3.41外啮合（D齿面接触疲劳强度用式HH 0 JKa

15、KvKhKhKHp , H0ZhZeZ Z乐计算d1b uH 11m Zn接触应力h ,用式 HP ZLZvZRZWZX计算其许用应力 HP 0Sh min中的参数和系数取值如表3-4 。表3-4外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值Ka使用系数按中等冲击查表6-51.25Kv动载荷系数V0.445 6级精度60 10006VXZa/100 0.07565,查图 6-5b1.005Kh齿向载荷分布系数d 0.7,np 3 查图 6-6 得Kh 0 1.214,取 Khw 0.76,KHe 0.7 ,由式（6-25 ）得1.11410Kh1 (Kh 0 1)KhwKho= 1+(1.214

16、-1) 0.76 0.7 1.114Kh齿间载荷分配系数按1.6, 6级精度，硬齿面，查图6-91Khp行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动，查表7-21.05Zh节点区域系数(Xa Xc)/(Za Zc) 0,0查图6-102.5Ze弹性系数查表6-7189.8z重合度系数1.6,0 查图 6-110.89z螺旋角系数直齿，01Ft分度圆上的切向力八 J八八 30Ta9549 9549 2864.7Nmn100l 2000Ta2000 2864.7 ,一门 K1Ft= 18723.53 Nnp(d)a3 10218723.53Nb工作齿宽b= d(d)a 0.7 102 71.4 mm72 mm

17、u齿比数Zc/Za 34/17 22Zn寿命系数按工作10年每年365天，每天16小时计算应力循环次数Nl 60(na nx)npt 8.76 1081.0311Zl润滑油系数HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型极压油，2V50 200 mm / s1.05Zv速度系数查图6-200.88Zr粗造度系数按 8, Rz2.4 m,Rz1 Rz2 RooRz100c 32.08查图 6-212 V a1.03Zw工作硬化系数两四*匕均为硬四面，图6-221Zx尺寸系数m41Sh min最小安全系数按可靠度查表6-81.25H lim接触疲劳极限查图6-161400以上均

18、为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得接触应力基本值 H 0 :Ft uho zhZez z 1 g d1b=2.5 189.8 0.89118723.53 2 1 102 722=825.85 N/mm2接触应力H:12HH0. KaKvKh Kh KHp=825.85 125 1.005 1.1141.05-2=1001.98 N/mm许用接触应力 Hp ：H lim Znhp ZlZvZrZwZx3H min1400 1.031.251.05 0.88 1.03 1 12=1097.9 N/mm2因H HP ,故接触强度通过(2)齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力F及其许用应力 FP,用式F

19、lim YstY ntFF0KaKvKf Kf KFp, fp Y 回丁丫 R 冏丁丫* 和Sf minFtF0 -Yf Ys Y Y计算。并分别对太阳轮和行星轮进行校核。对于表 bmn中未出现的参数和系数取值如表 3-5。太阳轮：弯曲应力基本值F0ga：3-4弯曲应力 Fga :Ft、，一 、F 0ga Yf gaYS gY Ybmn18723.53=-2.95 1.55 0.719 172 62=142.5 N/mm13FgaF0gaKAKvKF Kf KFp= 142.5 1.25 1.005 1.076 1 1.0752=207.67 N/mm2许用弯曲应力 FPga：F lim ga

20、YSTYNTFP ga Y relT gaY R relT gaYXS3 min350 2 12= 0.95 1.045 1=434.33 N/mm21.6因 F ga FPga,故太阳轮弯曲强度通过。行星轮:Ft F 0gc Yf gcYs gcY Ybmn18723.53=2.45 1.68 0.719 172 62=128.3 N/mm 2F gcF0gcKAKvKF Kf KFp= 128.3 1.25 1.005 1.076 1 1.075=186.43 N/mm2F limgcYSTYNTFPgc Y relT gcY R relT gcYXS3 min245 2 12= 0.96

21、 1.045 1=307.21 N/mm21.6因FtpFPgc ,故行星轮弯曲强度通过14表3-5外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代号名称说明取值Kf齿向载荷分布系数由 Kh 0 1.214, b/m=12，查图 6-23得 Kf 0 1.21 ,由式(6-38 )得Kf1 (Kf 0 1)KfwKfo=1+(1.21-1) 0.4 0.9 = 1.0761.076Kf齿间载荷分配系数Kf Kh1Kfp行星轮间载荷分配系数按式(7-43 ),Kfp 1 1.5KHp 1) 1 1.5(1.051)= 1.0751.075Yf ga太阳轮齿形系数xa 0,Za 17,查图 6-252.95Y

22、f gp行星轮齿形系数xp 0,Zc 34,查图 6-252.45Ys ga太阳轮应力修正系数查图6-271.55Ys gp行星轮应力修正系数查图6-271.68y重合度系数Y 0.25 0.75/式(6-40),=0.25+0.75/1.598=0.7190.719Ynt弯曲寿命系数Nl 8.76 108115Yst试验齿轮应力修正系数按所给的F lim区域图取 F lim时2Y relT ga太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-350.95Y relT gc行星轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96Y R relT齿根表间形状系数Rz2.4 ,查图 6-361.045Sf min最小安全系数按高

23、可靠度，查表6-81.6以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得3.42啮合(1)齿面接触疲劳强度同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同， 其中与外啮合取值不同的参数为u=2.5,Zh=2.5,Z =0.7,Z n=1.11,Z l=1.03,Z v=0.88,Z r=1.04, Zw=1.11则:H0ZhZeZ z=2.5 189.8 0.7 118732.53 2.5 1 204 722.5=254.045 N/mm 2HH0*KaKvKH KH KHp=254.045 J1.251.0051.114T1.075=311.60 N/mm216H lim Znhp ZlZvZrZwZxSh m

24、in650 1.11-1.03 0.88 1.04 1.11 11.252=603.95 N/mm2因H HP ,故接触强度通过。(2)齿根弯曲疲劳强度只需计算齿轮。计算公式与外啮合齿根弯曲疲劳强度相同，其中取值与外啮 合不同的系数为 Yf =2.22, Ys =1.84 Y =0.582,Y T=1.03 YRelT = 1.045。贝：Ft foYfYsYYbmn 18723.53 =2.22 1.84 0.582 172 62=103.04 N/mm2FF0KAKvKF Kf KFp2= 103.04 1.25 1.005 1.076 1 1.075=149.73 N/mm2F lim

25、YstYntFP Y relTY R relTYXS3 min220 2 121.6= 1.03 1.045 1=295.996 N/mm2因FFP,故弯曲强度通过。以上计算说明齿轮的承载能力足够。第四章 其他零件的设计4.1轴承的设计考虑到采用直齿轮传动，以及为了加工和装配方便，拟用中空式行星轮，孔17中装一个深沟球轴承，心轴固定在行星架上。用式 CfhfP -P计算轴承的动负 fnft荷，其中系数确定如表4-1。fhfp2.36 1.4575C P - 19404.13 15631.00 Nfnft4.27 1选用深沟球轴承61914 ,轴承的额定动负荷满足条件。表4-1轴承动负荷相关系数

26、代号名称说明取值fP1负荷性质系数表9-18,中等冲击1.25fP2齿轮系数dc 204,m 6, fPt0.014 0.02 查表 9-191.06fP3安装部位系数表9-20 ,对称1.1fP工作情况系数fPfP1fP2fP3 1.25 1.06 1.11.4575ft温度系数一般低速传动1fh寿命系数更换期1.5年，Lh 8760 h2.36fn速度系数式(9-62)4.27Tx行星架传递扭矩PTx 9549i na30=95496 0.98710016964.75N mP当量载荷式(9-63),19404.13N18p 1000TxKp anpKb_1000 1.05 16964.75

27、一153 3 2以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得4.2行星架的设计采用双壁整体式行星架，一端有浮动齿圈。按经验取壁厚ci C2 0.26a 40 mm。两壁之间的扇形断面连接板其惯性中心On所在b 2a 一半径按式rn R 5计算。 - 行星架外径 D 2a 0.8(d)c 2 153 0.8 204 470mmb=251.84 mm , a=78.46mm , ha 75mm Rn (0.85 0.5)R160 mmc b 2arn R ha3(b a)470251.84 2 78.46 女7523 (251.84 78.46)=204.06 mm按上述经验数据拟定的行星架尺寸，不必

28、作强度计算。至此,NGW行星传动系统设计完成第五章输入轴的优化设计5.1装配方案的选择输入轴的装配方案如图6-1所示195.2尺寸设计5.21 初步确定轴的最小直径先按式dmin=A3n初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调至处理。根据相关图表，由于轴无轴向载荷，故 A取较大值，即A=118,于是得：PP0dmin=A 3118 3 79.0 mmn100输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径di-n （如图6-1 ）。为了使所选的轴的直径dI-口与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩 Tca KaT ,查相关图标，考虑到转矩变化很小，故取Ka 1.3,则：

29、Tca KaT 1.3 2865000 3724500 Ngmm20按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册，选用 LH7 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000 N mm。半联轴器孔径d=80 mm ,故 取d I - n =80 mm ,半联轴器长度 L=172 mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=132 mm。5.22 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半联轴器轴向定位要求，I - n轴段右端需制出一轴肩，一般 定位轴肩的高度为 h 0.07: 0.1 di 口 5.6 mm : 8 mm故取u-in段的 直径为dn皿95 mm。半联轴器与轴

30、配合的毂孔长度 Li=132 mm ,为了保 证轴向定位可靠和轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - II段的长度应比毂孔长度短23 mm，故取l】n 130 mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求并根据dn m 95 mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、 标准精度级的深沟球轴承 61919 ,其尺寸为d XD XB=95 mm X130 mm X18 mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，因为滚动轴承的定位轴肩高度必须 低于轴承圈端面高度，查相关手册知深沟球轴承 61919圈d 105.8 mm,故取 dm iv 10

31、3 mm。(3)为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关 手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=36 mm；考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取h皿268 mm。(4)因该行星轮传动系统为太阳轮浮动， 故输入轴的IV - V段与太阳轮通过 花键连接，查相关手册选取小径d=92的花键，故IV-V段直径为 dw v 92 mm ；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取21lw v 65 mm；为了保证输入轴的正常装配， 取1皿w 10 mm。（可参照附录-行星轮传动系统装配图）5.23 轴上零件轴向定位半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键

32、连接。根据di-n=80 mm查相关手册，选用平键 bxhxi =22 mm X14 mm X110 mm；选用花键为 NMXDXB=10 mm 92 mm 98 mm X14 mm。5.24 确定轴上圆角和倒角尺寸查得相关手册，输入轴 I - n段轴端倒角为2 M5 , IV- V段轴端倒角为5.25 5,截面II处轴肩圆角为R2,其余轴肩圆角为R2.5。5.26 入轴的受力分析5.31 求输入轴上的功率P、转速n和转矩T已知 P=30 KW,n=100 r/minP30955000095500002865000 N gmmn1005.32 求作用在太阳轮上的力已知太阳轮分度圆直径为：d a

33、 mza 6 17 102 mm太阳轮上所受的径向力如图6-2（按受载不均匀条件下的合成计算不定向）22图6-2假设行星轮C1与太阳轮a啮合传递转矩为：Tai 1432500 Ngmm (不均匀条件下最大转矩)则行星轮C2、C3与太阳轮a啮合传递的转矩为：Ta2 Ta 3 (T Tai)；2 716250 Ngmm太阳轮与行星轮啮合处圆周力如图 6-2所示，则有:2Ta1Fta1 =d a2 143250010228088 N其径向力为:l l2Ta2Fta2 = Fta3=d a2 71625010214044 NFra1Fta1tan2028088 tan20 10223 NFra2=Fr

34、a3=Fta2tan2014044 tan20 5112 N则太阳轮所受圆周力合力、径向力合力如图6-3所示23图6-3径向力：Fra=Fra1-2Fra2cos60（方向不定）10223 2 5112 cos60 5111 N圆周力：Fta=Fta1-2Fta2cos60（与Fra垂直）28088 2 14044 cos60 14044 N5.33 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图如何6-4a；做出轴的弯矩图和扭矩图如图6-4所示(1)作为简支梁的轴的支撑跨距:|-1+L2+L3=197 mm+164 mm+255 mm=616 mm(根据轴与轴上零件的装配关系见附录 4)(2

35、)左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力Fao=（0.2 : 0.5）FtA ,取 FA0=0.3FtA （如图 6-4a）,则:FtA2T D2 286500032017906 NFao=0.3Ra=0.3 17906=5372 N(3)轴xoz平面上受力分布及弯矩图(如图 6-4b)24L3255Rcz=Fra5111 7946.98 NL2164RDz=Rcz+Fra 5111 7946.98 13057.98 N则 D 点处的弯矩 Mdz FraL3 5111 255 1303305 Ngmm(4)轴xoy平面上受力分布及弯矩图(如图 6-4c):L3255RCy=Fta 14044 21836.71 N L2164RDy=RCy Fta=21836.71 14044 35880.71 N则 D 点的弯矩 MDy=FtaL3 14044 255 3581220 Ngmm(5)初步合成弯矩图(如图6-4d)Md v Mdz