行星齿轮减速器设计

1、设计背景装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p=0.75 KW，输入转速3000rpm,传动比为32,每天要求工作16小时，要求寿命为10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。3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图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。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2X-A型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ip1=8,ip2=4进行传动。传动简图如图1所示：图13

2、.2 配齿计算根据行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮,行星齿轮的齿数。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数为18和行星齿轮数为np=2。根据内齿轮 Zb1=(8-1)18=126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8其传动比误差0根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为Zc1=(Zb1-Za1)/2=54所求得的适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： C 54第二级传动比为8，选择中心齿轮数为18和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1,18(4-1)54再考虑到

3、其安装条件，选择的齿数仍然为54。根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为-218实际传动比为 4其传动比误差 03.3 初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A1和中心齿轮A2，以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速，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58-62HRC，根据图二可知，取=1400,=340,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42CrMo,这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217-259HRC，根据图三可知，取=780,=420轮B1和B2的加工精度为

4、7级。3.3.1 计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式，为 现已知18,=340。中心齿轮a1的名义转矩为T1=9550*0.75/3000=2.3875Nmm取算式系数，按机械设计（东北大学2008版）表5-3取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8;取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；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数m为8.55取齿轮模数为 3.3.2 计算低速级的齿轮模数m按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数m为 现已知23，=410。中心齿轮a2的名义转矩 =取算式系数，按表6-6取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8;取接触强度计

5、算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，由公式可得；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数为12.4mm取齿轮模数为3.4 啮合参数计算341高速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a1为 0.5(54-18)*0.6=27 0.5(18+18)*0.6=27342低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a2为 0.5(18+18)*1.5=27 0.5(54-18)*1.5=27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.3.5 几何尺寸的计算对于双级的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：3.5.1

6、高速级项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径10.832.432.475.6基圆直径10.130.430.471.0齿顶圆直径外啮合da1=d1+2m ha*da2=d2+2m ha*12.033.6内啮合da2=d2+2m ha*da3=d3-2m ha*33.674.4齿根圆直径外啮合Df1=d1-2m (ha*+c)df2=d2-2m (ha*+c)9.330.9内啮合Df2=d2-2m (ha*+c)df3=d3+2m (ha*+c)30.977.13.5.2 低速级：项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径27.027.027.081.0基圆直径25.425.425.476.1齿顶圆直径外啮合

7、da1=d1+2m ha*da2=d2+2m ha*30.030.0 内啮合da2=d2+2m ha*da3=d3-2m ha*30.078.0齿根圆直径外啮合Df1=d1-2m (ha*+c)df2=d2-2m (ha*+c)23.2523.25内啮合Df2=d2-2m (ha*+c)df3=d3+2m (ha*+c)23.2584.753.6 装配条件的验算对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件361邻接条件 高速级按公式验算其邻接条件，即 (z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha*(18+54)*1=72>56满足邻接条件低速级按公式验算其邻接条件

8、，则得(z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha*(18+18)sin60=26.0>20满足邻接条件362 同心条件 按公式对于高度变位有已知高速级Za=18，Zc=54,Zb=126满足公式则满足同心条件。已知低速级Za=18，Zc=18 Zb=54 也满足公式则满足同心条件。363 安装条件 按公式验算其安装条件，即得 18+126 （高速级满足装配条件） 18+54 （低速级满足装配条件） 3.7 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: ， 3.7.1 高速级啮合损失系数的确定在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失

9、系数之和。即其中转化机构中内齿轮与行星齿轮之间的啮合损失转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失可按公式计算即高速级的外啮合中重合度=1.584,则得式中齿轮副中小齿轮的齿数齿轮副中大齿轮的齿数啮合摩擦系数，取0.2=0.0412.486*0.2(1/18+1/54)=0.0368内外啮合中重合度=1.864,则的=0.00802.926*0.2(1/54-1/126)=0.0062即得 =0.0368+0.0080=0.0448, 1-7/8*0.0448=0.96083.7.2低速级啮合损失系数的确定外啮合中重合度=1.627=0.037 内啮合中重合度=1.8582.544*0.2(1/

10、18+1/18)=0.0565=0.019即得 2.917*0.2(1/18-1/54)=0.0216 =0.0565+0.0216=0.0781, 1-3/4*0.0781=0.941则该行星齿轮的传动效率为=0.9608*0.941=0.9045，传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。3.8 结构设计3.8.1 输入端根据ZX-A型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首先确定中心齿轮a1的结构，因为它的直径较小，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。 按公式mm 按照3-5增大，试取为125mm,同时进行轴的结构设计3，为了便于轴上的零件

11、的装拆，将轴做成阶梯形。如图2所示图2带有单键槽的输入轴直径确定为125mm,再过台阶为130mm满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设为150mm,宽度为10mm。根据轴承的选择确定为140mm。对称安装轴承，试确定其他各段等。如图3图33.8.2 输出端根据=112，带有单键槽4，与转臂2相连作为输出轴。取为300mm，选择63X32的键槽。再到台阶为320mm。输出连接轴为310mm，选择70X36的键槽。如图4、图5所示图4图53.8.3 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。如图7、图8所示 图6 图73.8.4 行星齿轮设计行星齿轮采

12、用带有内孔结构，它的齿宽应该加大5，以保证该行星齿轮c与中心齿轮a的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合。在每个行星齿轮的内孔中，可安装四个滚动轴承来支撑着。如图8、图9所示 图8 图9而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴的固定。3.8.4 转臂的设计一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，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X作为行星齿轮传动的输出基本构件时，承受的外转矩最大。

13、如图10、图11所示 图10 图11转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差可按公式计算，先已知高速级的啮合中心距a=270mm6，则得 取=51.7各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差按公式计算，即取0.062=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=342mm，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385 箱体及前后机盖的设计按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽量的避免壁

14、厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁7。如图12、13、14所示壁厚机体表面的形状系数 取1与内齿轮直径有关的系数取2.6_作用在机体上的转矩 图12 图13图14386 齿轮联轴器的设计浮动的齿轮联轴器是传动比的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线通常采用渐开线。选取齿数为23 ，因为它们是模数和齿数相等的啮合齿轮副8。如图15图15387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。行星齿轮中的轴承为双列角接触球的轴承内径为90mm,外径为160mm 。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-19

15、94的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。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。3.9 齿轮强度的验算校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大值均小于其相应的许用接触应力，即3.9.1 高速级外啮合齿轮副中接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。故选为1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选为1.81动载荷

16、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=1.1082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。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 ，=14行星齿轮间载荷分配不均匀系数考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.45节点区域系数考虑到节点处齿廓曲

17、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2.4956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 189.807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，故取0.8978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19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=110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=1.039，=1.08511润滑油膜影响系数

18、，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，=1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a1的 =1422行星齿轮c1的=1486外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中，则，经计算可得 则， 满足接触疲劳强度条件。3.9.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核。1名义切向力已知，=3和=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齿向载荷分布系数 齿向

19、载荷分布系数按公式计算，即由图可知=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行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算5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=187=18910计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限=400查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和取值如下： 查表=2，=1查表齿根圆角敏感系数=1， 相对齿根表面状况系=1.043=1.043许用应力694, 因此；， a-c满足齿根弯曲强度条件。3.9.3 高速级内啮合齿轮副中接触

20、强度的校核高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，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相似。选择=1.272，=1.189, =189.8,=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=1677计算内齿轮c1的接触许用应力=641而=396则641 得出结论：满足接触强度的条件。3.9.4 低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核1选择使用系数原动机工作平稳，为中等冲击。故选为1.6, 工作机

21、的环境恶劣，属于严重冲击。故选为1.82动载荷系数3齿向载荷分布系数=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 189.807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人参数=14519最小安全系数，取=110接触强度计算的寿命系数取=1.116，=1.11711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，=0.958, =

22、0.99612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=1770 中心齿轮a2=1525 行星齿轮c2 接触强度校核：1451满足接触强度校核3.9.5 低速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核1名义切向力已知，=3和=276mm,则得使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。2齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算，即由图可知=1，则=1.2293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5齿形系数查表可得，=2.531, =2.5846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=396=39410计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限=400查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和取值如下 查表=2，=1查表齿根圆角敏感系数=1，相对齿根表面状况系=1.043=1.043许用应力674, 因此；， a2-c2满足齿根弯曲强度条件。3.9.6 低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，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相似11。选择=1.051，=1.213, =189.