NGW行星齿轮减速器的设计

目录TOC\o"1-3"\h\u一．绪论11．引言12．本文的主要内容1二．确定设计数据4三．拟定传动方案及相关参数51．对减速器进行结构设计5２．齿形与精度5３．齿轮材料及其性能6四，设计计算……………61.配齿数62．啮合效率计算73.确定手摇力并进行运动及动力参数计算………84.初步计算齿轮主要参数9〔1〕按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径9〔2〕按弯曲强度初算模数115．几何尺寸计算126．重合度计算14五．行星轮的强度校核151．疲劳强度校核13〔1〕．外啮合13〔2〕．内啮合20六.行星轮部位的相关设计…………….21七.输入轴的设计24八输出轴的设计26九铸造箱体结构设计27十参考文献28一绪论1．引言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，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、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—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有:重量轻、体积小。在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3;传动效率高;传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高;装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小;外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。2．本文的主要内容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，由于内齿圈固定不动，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、内齿圈及行星架所组成，以根本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计。二．确定设计数据F=800N，V=0.06m/S输出功率pw取手摇转速n手总传动比i=6，n滚=60输出转速n滚=60×1000V得滚筒直径D=115mm，取滚筒直径为40mm取手摇轮半径r=100mm=0.1m三．拟定传动方案及相关参数1．机构简图确实定减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统。查《渐开线行星齿轮传动设计》书表4-1确定=2或3。从提高传动装置承载力，减小尺寸和重量出发，取=3。计算系统自由度W=3*3-2*3-2=1２．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20º，直齿传动，精度定位6级。３．齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸。表1齿轮材料及其性能齿轮材料热处理(N/mm²)(N/mm²)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58~6214003506级行星轮245内齿轮40Cr调制HB262~2936502207级四，设计计算1．配齿数采用比例法：按齿面硬度HRC=60，，查《渐开线行星齿轮传动设计》书图4-7a的，。取。由传动比条件知：计算内齿轮和行星齿轮齿数：2．啮合效率计算式中为转化机构的效率，可用Kyдpявпев计算法确定。查图3-3a、b〔取µ=0.06，因齿轮精度高〕得：各啮合副的效率为，，转化机构效率为转化机构传动比那么η3.确定手摇力并进行运动及动力参数计算输入功率：pd=V手=2Πrn手P手=pdV动力、运动参数计算计算工程计算及说明计算结果1.各轴转速nnnnnnnn2.各轴功率Pd=52PPPw=PPPP3.各轴转矩Ta=9550TTTTTa=8.1TTT4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进行计算，式中系数：，太阳轮单个齿传递的扭矩那么太阳轮分度圆直径为：表2齿面接触强度有关系数代号名称说明取值算式系数直齿轮768使用系数表6-5，中等冲击1.25行星轮间载荷分配系数表7-2，太阳轮浮动，6级精度1.05综合系数表6-4，，高精度，硬齿面1.8小齿轮齿宽系数表6-30.7实验齿轮的接触疲劳极限图6-161400以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得〔2〕按弯曲强度初算模数用式进行计算。由，所以应按行星轮计算模数表3弯曲强度有关系数符号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.075综合系数表6-4，高精度，1.6齿形系数图6-25，按x=0查值3.18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》上查得假设取模数，那么太阳轮直径，与接触强度初算结果不接近，故初定按，进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。5．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４。表4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行星轮外啮合内啮合内齿轮对于行星轮，各主要参数及数据计算值列于表５。表5行星轮几何尺寸名称代号数值齿数34模数m2压力角α20°分度圆直径d68mm齿顶高2mm名称代号数值齿根高2.5mm齿全高h4.5mm齿顶圆直径72mm齿根圆直径63mm基圆直径63.9mm齿距p6.28mm齿厚s3.14mm齿槽宽e3.14mm6．重合度计算外啮合：内啮合：.五.行星轮的的强度计算及强度校核疲劳强度校核1．外啮合〔1〕齿面接触疲劳强度用式，计算接触应力，用式计算其许用应力。三式中的参数和系数取值如表７。接触应力根本值：接触应力：许用接触应力：故，接触强度通过。表7外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值使用系数按中等冲击查表6-51.25动载荷系数，6级精度，查图6-5b1.005齿向载荷分布系数查图6-6得，取，，由式〔6-25〕得1.114齿间载荷分配系数按，6级精度，硬齿面，查图6-91行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动，查表7-21.05节点区域系数查图6-102.5弹性系数查表6-7189.8重合度系数，查图6-110.89螺旋角系数直齿，1分度圆上的切向力158.82Nb工作齿宽24mmu齿比数2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1.03润滑油系数HRC=HV713,v=0.107m/s,查表8-10用中型极压油，1.05速度系数查图6-200.88粗造度系数按，查图6-211.03工作硬化系数两齿轮均为硬齿面，图6-221尺寸系数m≥61最小平安系数按可靠度查表6-81.25接触疲劳极限查图6-161400以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得〔2〕齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力及其许用应力，用下式计算。并对行星轮进行校核。行星轮：故，弯曲强度通过。表8外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代表名称说明取值齿向载荷分布系数由，b/m=12，查图6-23得，由式〔6-38〕得1.076齿间载荷分配系数1行星轮间载荷分配系数按式〔7-43〕，1.075行星轮齿形系数，查图6-252.45行星轮应力修正系数查图6-271.68重合度系数式(6-40),0.719弯曲寿命系数1试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取时2行星轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96齿根外表形状系数，查图6-361.045最小平安系数按高可靠度，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2．内啮合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：故，接触强度通过。以上计算说明齿轮的承载能力足够。六.行星轮部位的相关设计1行星架的设计齿轮轴之间的中心距=m2〔Za+Zc采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈。按经验取壁厚。两壁之间的扇形断面连接板其惯性中心所在半径按式计算。行星架外径b=251.84mm，a=78.46mm，为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=38mm按上述经验数据拟定的行星架尺寸，不必作强度计算。至此，NGW行星传动系统设计完成2行星轴设计1.初算轴的最小直径在相对运动中2000T1da=2000×2.734=159N，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷那么作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，查表6-13得行星轮的齿宽系数=0.4厚度==0.35×68=24，取=24mm那么跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷〔见图3-2〕。图3-2行星轮轴的载荷简图危险截面〔在跨度中间〕内的弯矩行星轮轴采用40Cr钢,调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取平安系数;那么许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径取其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。3行星轴承设计在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷N=57.87Nnh=nai=na-nh在相对运动中，轴承外圈以转速考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6000型，其参数为所以行星轮轴的直径为10mm行星轮孔的直径为26mm七.输入轴的设计1输入轴的设计输入轴的装配方案如图6-1所示图6-15.2尺寸设计5.21初步确定轴的最小直径选取轴材料为45钢，调质处理。根据表3-2查得A。表3-2轴常用几种材料的及A值轴的材料Q235-A、20Q275、35〔1Cr18Ni9Ti〕4540Cr、35SiMn38SiMnMo/15~2520~3525~4535~55A126~149112~135103~12697~112先按式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：输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径〔如图6-1〕。为了使所选的轴的直径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，查相关图标，考虑到转矩变化很小，故取，那么：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N·mm。取半联轴器孔径d=19mm，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。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-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，根据查表15-2得C=0.8，一般定位轴肩的高度为故取Ⅱ-Ⅲ段的直径为。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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2~3mm，故取。半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，根据查相关手册，选用平键b×h=5mm×5mm；〔2〕初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25mm×47mm×12mm。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内圈端面高度，查相关手册知深沟球轴承6005内圈，故取。〔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=6mm；两轴承之间加个10mm的套筒，考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取。〔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=26的花键，故Ⅳ-Ⅴ段直径为；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取；为了保证输入轴的正常装配，取。〔可参照附录-行星轮传动系统装配图〕，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。由轴端直径选用花键为N×d×D×B=6mm×23mm×26mm×6mm与太阳轮的轴相连。轴的设计数据为输入轴：L1=+++=27+40+5+10=82mm与太阳轮相连的轴长L2=+ba+e=10+24+6=40mm总长为122mm5.24确定轴上圆角和倒角尺寸查得相关手册，输入轴Ⅰ-Ⅱ段轴端倒角为1×45°，Ⅳ-Ⅴ段轴端倒角为1×45°，所以轴肩圆角为R1八.输出轴设计1．初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，那么输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用40Cr,取A=112即求出输出轴伸出端直径为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=38mm为了与行星架的轮毂配合，取输出轴的大直径=40mm，长=35mm，为进行行星架的轴向定位需制出一轴肩，h=〔2~3〕c，根据直径取C=1.2，可取h=3，所以=46mm，取长=10mm，由容绳量为L=50m=50000mm，钢丝绳的直径为10mm，取滚筒长度为150mm，知每层可绕15圈，并对其总体尺寸进行验算，L1=15xΠd=47.1x40=1884mmL2=15xΠd1=47.1x60=2826mmL3=15xΠd1=47.1x80=3768mmL4=15xΠd1=47.1x100=4710mmL5=15xΠd1=47.1x120=5652mmL6=15xΠd2=47.1x140=6594mmL7=15xΠd3=47.1x160=7536mmL8=15xΠd4=47.1x180=8478mmL9=15