毕业设计（论文）-三级行星轮浮动齿轮减速机设计

济南大学毕业设计济南大学毕业设计2-中文摘要及关键词摘要：行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮的几何轴线绕着固定位置转动圆周运动的传动，变速器通常和若干行星轮和传递载荷的作用，为了使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：传动比大，结构紧凑，体积小、质量小，效率高，噪音低，运转平稳，因此被广泛应用于冶金，工程机械，起重，运输，航空，机床，电气机械及国防工业等部门，作为减速、变速或增速的齿轮传动装置。行星齿轮传动机构的传动原理：当高速轴由电机驱动，带动太阳轮，然后带动行星轮转动，内齿圈固定，然后带动行星架输出运动的，在行星架上的行星轮既自转和公转，具有相同的结构。二级，三级或多级传输。行星齿轮传动机构主要由太阳齿轮，行星齿轮，内齿圈，行星架，命名为基本成分后，也被称为zk-h型行星齿轮传动机构。本设计是基于行星齿轮结构设计的特点，。行星齿轮和各种类型的特性的比较，确定方案；其次根据输入功率，相应的输出转速，传动比的传动设计、总体结构设计；关键词：行星齿轮减速器；行星齿轮；减速器；减速装置英文摘要及关键词Abstract:Aplanetarygearreducerhavingatleastageometricaxisofrotationofthegearaboutafixedpositionofthecircularmotionofthedrivetransmissionactionandusuallyseveralplanetwheelsandtransfertheload,inordertomakethepowersplit.Involuteplanetarygeardrivehasthefollowingadvantages:transmissionratio,compactstructure,smallsize,lowweight,highefficiency,lownoise,smoothoperation,itiswidelyusedinmetallurgy,engineeringmachinery,lifting,transportation,aviation,machinetools,electricalmachineryanddefenseindustrysectors,asareduction,orstep-upgearingofthetransmission.Planetarygeartransmissionprinciple:Whenthehighspeedshaftdrivenbyamotortodrivethesungearandtheplanetarygeardriverotates,afixedringgear,andplanetcarrierdrivenbytheoutputofthemovement,inbothrotationandrevolutionoftheplanetwheelsontheplanetcarrier,Ithasthesamestructure.Two,threeormoretransmissionstages.Theplanetarygearmechanismismainlycomposedofasungear,planetgear,ringgear,planetcarrier,designatedasthebasiccomponent,alsocalledzk-htypeplanetarygearmechanism.Thisdesignisbasedonaplanetarygearstructuredesign.Comparisonofplanetgearsandvariouskindsofcharacteristics,theprogramisdetermined;followedaccordingtotheinputpower,thecorrespondingoutputspeed,transmissiongearratiodesign,theoverallstructure;Keywords:planetarygearreducer;planetarygear;reducer;decelerationdevice第1章前言1.1国内外的研究状况及其发展方向国内对行星齿轮传动比较深入的研究最早开始于20世纪60年代后期，20世纪70年代制定了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。一些专业定点厂已成批生产了NGW型标准系列产品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000KW）、高速气轮机（500KW）和万立方米制氧透平压缩机（6300KW）的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮减速器已成批生产，如矿井提升机的XL-30型行星齿轮减速器（800kW），双滚筒采煤机的行星齿轮减速器（375kW）。世界上一些工业发达的国家，如：日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代的机械传动设备中获得了成功的应用。世界各先进工业国家，经由工业化、信息时代化，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到较高的水平。我国与世界先进水平虽存在明显的差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得很大的进步。目前行星齿轮传动正在向以下几个方面发展：1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kW；大型水泥磨中所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kNm。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都传动并传递功率，这只要对原行星机构中固定的构件附减一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为变速器。3）向复合式行星齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。4）向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。1.2UG行星齿轮的选题分析及设计内容本设计以本设计基于UG便于交互及强大的二维、三维绘图功能。先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用UG模块实现装配中零部件的装配、运动学仿真等功能。行星齿轮减速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用UG自带的模块，，模拟真实环境中的工作状况进行，对元件进行运动分析。减速器作为独立的驱动元部件，由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用UG工具来实现这一过程，不仅能完善上述工作，，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度减快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用UG参数化建模动态仿真。在此之前，我对分析的了解十分的有限，通过这次的毕业设计使我对使用更减的熟练，并且掌握了建模以及装配过程中的一些小技巧，对我以后的学习和工作有不小的帮助。通过有限元分析的过程使我意识到了先进的分析方法不仅可以有效地提高研究效率，而且分析结果简单明确，更减的省时省力令人一目了然。整个设计过程中，我学到最多的还是严谨认真的学习研究态度，培养了我一丝不苟的精神，毕业设计便是对我们这种一丝不苟精神的锻炼与培养，这是我在今后的工作学习中必不可少的品质，将伴随我的一生。这次毕业设计是对我们大学四年学习的总结，也是我们的下一个新的起点。第2章行星齿轮传动的方案设计2.1周转轮系部分的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为2Z-X、3Z和Z-X-F三大类(其中Z—中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型、N型等（其中N—内啮合，W—外啮合，G—公用齿轮，ZU—锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表1-1。2.2行星齿轮减速器方案确定NGW行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但NGW性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。表2-1行星齿轮传动的类型与传动特点传动类型机构简图传动特性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW2Z-X负号机构NGW1.13~13.7=2.7~9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好NW1~50=5~25不限>7时，径向尺寸比小，可推荐采用工作制度不限NN1700一个行星轮时=30~100三个行星轮时<3040可用于短时、间断性工作制动力传动转臂X为从动时，当，大于某值后，机构自锁3Z负号机构NGWN500=20~100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差当a轮从动时，达到某值后机构会自锁，即02.3行星轮系中各轮齿数的确定在行星轮系中，各齿轮齿数的选配需满足下述四个条件。现以图2-2所示的行星轮系为例，说明如下：图2-2行星轮系参考图图中，太阳轮1，齿数为，分度圆半径为；行星轮2，齿数为，分度圆半径为；内齿圈3，齿轮为，分度圆半径为。（1）保证实现给定的传动比根据上面的行星轮系图示，通过机械原理知识可以知道，因，故（2）保证满足同心条件要行星轮系能正常回转，其三个基本构件的回转轴线必须在同一直线上。因此，对于图示的行星轮系来说，必须满足下式当采用标准渐开线直齿齿轮传动或等变位齿轮传动时，上式变为或（3）保证安装均布条件为使各个行星轮都能够正确均布地安装在太阳轮和内齿之间，行星轮的数目与各轮之间齿数必须满足一定的关系，否则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉不能正确装配（图2-4所示）。下面就对为了使行星轮能均布且正确装配，行星轮个数k与各轮齿数之间应满足的关系进行分析。（4）保证满足邻接条件对于标准齿轮传动：式中，m为模数，为齿顶高系数。以上式子说明的是在选择各齿轮的齿数与行星轮个数时，所必需满足的条件。第3章行星齿轮减速器的设计3.1概述由于总的传动比通过计算可以得到，如下：将总的传动比分成三级，即，三级行星齿轮减速器，各级传动比公式已给出。3.2设计的四个条件要是安装的行星轮的齿数满足设计的条件，必须满足以下四个方面。3.2.1满足给定的传动比图4-1行星齿轮系按选定的行星轮系形式列出传动比与各轮齿数的关系式，然后即可初步选择各轮齿数。其传动比为按给定即可求得比值，若先选定值，即可求出值。如不是整数，则可重新选取。有时无法准确实现给定的传动比，这是则应找出最近似的比值。3.2.2同心条件行星轮系各轮之中心距（节圆半径之和或差）必须符合一定关系，才能保证中心轮、系杆共轴线，即要满足同心条件。即若均用标准齿轮，则必须满足所以前面给定的传动比选定、后就必须按照同心条件选定，若算出的不是整数，则要重新选定、的齿数。3.2.3邻接条件在行星轮系中，一般均匀安装两个以上的行星轮以分担载荷和平衡行星轮在运转中产生的离心力。为了是行星轮之间不致碰撞，必须使相邻行星轮的中心距大于二行星轮齿顶圆半径之和，即所谓的邻接条件。设为行星轮数，为行星轮齿顶圆半径。如图所示，很显然必须满足的邻接条件为图4-2邻接条件示意图若采用标准齿轮，则：代入上式整理后得：3.2.4安装条件选择行星轮数还要满足安装条件，即要使所有的行星轮能均匀的安装进去。通过查询得知行星轮系的安装条件表述为：单排负号机构中两中心轮的齿数之和应是行星轮数的整数倍。即3.3行星轮系的设计通过对一级二级三级行星轮系的设计完成总的轮系的设计。3.3.1一级行星轮系的设计已知；行星轮数传动比条件：同心条件：取，则；邻接条件：安装条件：通过以上条件的计算和验证，一级行星轮系满足以上四个条件。3.3.2二级行星轮系的设计已知；行星轮数传动比条件：同心条件：取，则；邻接条件：安装条件：通过以上条件的计算和验证，二级行星轮系满足以上四个条件。3.3.3三级行星轮系的设计已知；行星轮数传动比条件：同心条件：取，则；邻接条件：安装条件：通过以上条件的计算和验证，三级行星轮系满足以上四个条件。3.4啮合效率的计算一级行星轮系：二级行星轮系：三级行星轮系：3.5总的传动效率计算查询机械设计手册表1-7得知：；选择的轴承有2个深沟球轴承6006，则；选择的轴承有3个深沟球轴承6007，则；则总效率为:电动机校验：电动机符合要求。三级行星轮系的输出功率：三级行星轮系的输入功率：二级行星轮系的输出功率：二级行星轮系的输入功率：一级行星轮系的输出功率：一级行星轮系的输入功率：3.6齿轮强度的校核选择齿轮的材料为，考虑到减速器越小越容易安装到螺栓拧紧机中，选取齿轮的模数为1。计算各级轮系中心轮的最大转速：计算各级轮系中心轮的扭矩：通过查询机械设计手册知的许用接触应力，选择每一级行星轮系的中心轮和行星轮进行校核。在a-c传动中，转矩，在c-b传动中，。上述两式中，a表示中心轮，c表示行星轮，b表示内齿圈，k为行星轮的个数，指载荷不均匀的系数，取值为.1对一级行星轮系校核对于a-c传动，通过查询《齿轮手册》7-1得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。对于c-b传动，通过查询《齿轮手册》得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。3.6.2对二级行星轮系校核对于a-c传动，通过查询《齿轮手册》得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。对于c-b传动，通过查询《齿轮手册》得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。3.6.3对三级行星轮系校核对于a-c传动，通过查询《齿轮手册》得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。对于c-b传动，通过查询《齿轮手册》7-1得知：使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间接触寿命许用接触应力验算：符合强度要求。3.7轴上部件的设计计算与校核3.7.1轴的计算输出轴1.输出轴上的功率(为齿轮啮合效率)2..求齿轮上的力2.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3），取,于是得轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径dⅠ-Ⅱ,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查【1】表14-1，取，则（3-47）按计算转矩小于联轴器公转转矩条件，查【6】表11-17，ZL3弹性柱销齿式联轴器dⅠ=38，半联轴器长度L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=60。3.轴的结构设计(1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求Ⅰ-Ⅱ轴端有段需制造出轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50。半联轴器与轴配合得毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应该L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=58mm。2）初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm.端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的6010轴间高度，h=3,因此选取dⅥ-Ⅶ=56。取安装齿轮出的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=54,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm,为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=64mm。轴环宽度取10mm。轴承端盖的总宽度为21mm(由加速器及轴承端盖的结构设计而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。取齿轮距箱体的内壁之间的距离a=10.5,.(2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表6-1查的平键截面,键槽用槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处的直径尺寸公差为m6。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面为 H面，垂直面为 V面。图3-2轴的载荷分析图3,（3-47）,（3-48）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N（3-49）总弯矩：（3-50）（3-51）5.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力(3-52)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，，故<输入轴1．输入轴上的功率、转速、和转矩=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2．求作用在齿轮上的力3.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3），取,于是得(3-53)4．轴的结构设计按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-4所示选滚动轴承型号为：6005(单位为mm)联轴器处键槽：滚动轴承的寿命校核1．求轴向力与径向力的比值根据【1】表13-5<e2．初步计算当量动载荷p（3-55）按【1】表13-6，按式13-5，X=1,Y=0则：（3-56）=1.2=1818.924N3．验算6010的寿命，根据【1】式（13-5），，（深沟球轴承）（3-57）>,满足寿命要求。3.7.2行星架设计因为单臂式行星架结构简单，可容纳较多的行星轮，所以选择单臂式行星架。轴与孔之见采用过盈配合（），用温差装配，配合长度为1.5d-2.5d范围内取，取配合长度为20mm。取左端与齿轮轴配合长度为20mm,孔与轴之间采用间隙配合。基本几何参数如图3-7所示（三）、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核①根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：图3-3高速轴轴承的校核=2\*GB3②求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松=4\*GB3④求轴承当量动载荷查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得则=5\*GB3⑤验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核①根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为：图3-4低速轴轴承的校核=2\*GB3②求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松=4\*GB3④求轴承当量动载荷查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得则=5\*GB3⑤验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.3.8键的选择与校核3.8.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：表3-9键的尺寸表轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+03.8.2键的校核键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图3-5键剪切受力图键的剪切受力图如图3-5所示，其中b=8mm,L=25mm.键的许用剪切应力为[τ]=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-1）=10M30（结构合理）键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100）图3-6键挤压受力图由（5-2）=2000N又有（5-3）8结构合理。第4章UG的建模与运动仿真4.1建模软件的介绍目前中国市场的常见的三维CAD产品主要包括CATIA、PRO/E、UGNX、SW、Inventor、SolidEdge、CAXA、Solid3000等产品。每个产品都有着自己的发展历史和特点，在设计功能、模块设置、操作方法、以及外围产品等方面各有千秋。其中UG、PRO/E、UGNX已经成为目前市场上的主流三维CAD产品。由于UG操作简单、方便，在同类产品中性价比更优。与其它各种三维软件兼容性好且具有高端三维机械设计软件类似的功能，而且功能强大技术创新和易学易用是UG的三大主要特点，使得UG成为全球装机量最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的UG软件使用许可约28万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、医疗器械、娱乐工业、日用品/消费品、离散制造等分布于全球100多个国家的约3万1千家企业。本论文利用UG软件强大的建模功能，以某阀门主加速器内两级行星齿轮传动机构为例，构建了行星齿轮机构模型，结合UG内嵌的Motion软件完成了其运动仿真。本论文先利用UG对行星轮系的各个零部件进行建模，然后对各个零部件进行装配另外在齿轮建模的过程中，需要利用到CAXA这款软件，通过UG软件建立渐开线齿廓，能够更为准确的建立齿轮模型，能够防止在行星齿轮机构的装配中出现干涉的情况。建立模型需要用到UG软件，UG是Unigraphics的缩写，这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统，它功能强大，可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站，但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长，在PC上的应用取得了迅猛的增长，已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。在建立模型时，我们可以先画出各个构建的模型，容纳后在黄配在一起。4.2行星齿轮机构的建模4.2.1对行星齿轮的建模在UG中对渐开线齿轮进行建模时，时常会发生误差，从而对齿轮的后续装配产生影响，虽然目前有许多种齿轮的建模方法，基于方便的原则，本文采用了在CAXA中进行齿轮建模，然后转入到UG中，这样能够很好的保证齿轮的轮廓为渐开线齿轮。点击保存，保存为.dwg格式，保存名称为输入齿轮轴。创建3个行星轮和内齿圈的三维实体模型。图4-1渐开线生成图由于渐开线行星齿轮加速器靠齿轮的啮合来传递运动与动力,齿轮的参数化建模最为关键。齿轮齿廓由渐开线、过渡曲线、齿根圆、齿顶圆几部分组成,并不是连续的曲线,所以在绘制过程中也需要这几种曲线的组合。渐开线齿轮这几部分的几何尺寸都是由齿轮的模数m、齿数z、变位系数x决定的,是独立变量,因此应将m,z,x作为驱动尺寸。则渐开线齿轮零件形体尺寸即相关变量可用如下参数化模型表达。分度圆半径（1）齿根圆半径（2）齿顶圆半径（3）齿根过渡圆角半径（4）式中,m为模数;z为齿数;α为标准齿形角;为齿顶高系数,正常齿取1.0,短齿取0.8;为顶隙系数,正常齿取0.25,短齿取0.3;x为变位系数;为齿顶高变动系数;分度圆上的展角tan通过起点为y轴上的象限点绘制渐开线,这时y轴与齿轮渐开线的镜像中心夹角为为1/2齿厚的夹角。将坐标旋转tanα-α+,然后以y轴为镜像中心(图1),进行镜像,这样轮齿的两条渐开线绘毕。将渐开线按其与齿顶圆、齿根圆的交点进行修剪并在齿顶圆与齿根圆上画出它们与渐开线的交点之间的两段圆弧,使其组成封闭曲线,再拉伸至相应宽度,这样,一个轮齿就绘制好了。圆形阵列上述特征,齿轮的三维参数化造型就完成了。依照上述过程,可以编制出齿轮绘制程序。画出的齿轮造型如图4-2。图4-2齿轮造型图（5）选择插入—凸台/基体—旋转凸台/基体，弹出对话框，对草图进行旋转拉伸。4.2.2行星齿轮其他部件的建模行星齿轮的建模与输入齿轮轴的齿轮方法相同，通过UG软件生成渐开线齿廓，然后转入到UG中，建立行星齿轮模型。基本方法与输入齿轮轴相同。对于其他各个部件的建模与输入齿轮轴的建模类似，通过旋转、拉伸、扫描获得。行星齿轮和箱体中的内齿轮轮廓依然用UG软件生成，然后将其转到UG中，进行建模，其他的尺寸要求进行模拟根据具体要求进行建模。在此就不进行详细的概述。其他零件图一次方法一一设计，其中包括行星轮、太阳轮、系杆的零件建模见图4-3和图4-4，和图4-5。图4-3行星轮图4-4太阳轮图4-5各零件实体模型4.3行星齿轮机构的虚拟装配行星齿轮传动机构的装配对于图4-6所示的2K-H行星齿轮传动,装配要满足以下约束:太阳轮1和内齿圈3的轴线和行星架H的轴线重合;行星轮沿圆周均匀分布并保证与太阳轮1和内齿圈3正确啮合而不发生错位现象;各轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比。装配前太阳轮和内齿圈相对位置的初始化当行星齿轮为偶数时,太阳轮和内齿圈齿沟中线应调整到图4-6所示位置Ⅰ;当行星齿轮为奇数时,太阳轮齿沟和内齿圈齿厚中线应调整到图4-6所示位置Ⅰ。图4-6行星齿轮传动机构位置（1）固定外齿圈，分别将太阳轮，内齿圈与外齿圈设为同心配合。（2）调整太阳轮，当行星轮数目为奇数时，太阳轮和内齿圈的齿槽中线应处于共线位置；当行星轮数为偶数时，太阳轮齿槽中线和内齿圈的齿厚中线应处于共线位置。（3）导入行星轮，每一行星轮应与行星架上对应行星轴同心配合。当行星轮齿数为奇数时，行星轮的齿厚中线和内齿圈的齿槽中线应处于共线位置，太阳轮齿厚中线和行星轮的齿厚中线共线。而当行星轮齿数为偶数时，行星轮的齿对称线与太阳轮和内齿圈的齿槽中线应共线。第1个行星齿轮在太阳轮和内齿圈经初始化调整后。即可在图4-4所示位置Ⅰ装入第1个行星齿轮。第2个行星齿轮如图4-4所示,将第1个行星齿轮转至位置Ⅱ,在位置Ⅰ可装入第2个行星齿轮,轮系各轮转角为太阳轮转角:（4-1）内齿圈转角:（4-2）第1个行星齿轮自转角：（4-3）式中Np———行星齿轮的个数Za———太阳轮的齿数Zc———行星齿轮的齿数Zb———内齿圈的齿数③第3个行星齿轮的装配将第1个行星齿轮转至位置Ⅲ,此时,第2个行星齿轮转至位置Ⅱ,在位置Ⅰ可装入第3个行星齿轮。轮系各轮转角同上。在满足装配约束条件下,按照上述装配方法,对行星齿轮传动机构进行虚拟装配。其装配实体模型见图4-7。图4-7行星齿轮传动的虚拟装配模型1：行星轮12：行星轮23：行星轮3在行星齿轮加速器的设计中,应该特别注意结构布置的合理性。因为结构布置如果不合理,将会直接造成载荷分配的不均匀。从而使设备达不到原设计效果。曾经我们有过失败的教训,某加速器太阳轮轴心线与其它轴不在同一水平面水平面上,用螺钉将内齿圈固定在箱体上。这样设计不仅装配比较困难,同时由于螺钉固定无法保证径向尺寸,使主轴下沉,这样直接影响了载荷分配,在空转试车时就有比较明显的噪音,而且接触不良。后来进行了改造,将主轴和其它轴放在同一水平面上,刚度也适当加强收到明显效果,噪音减小运转平稳。（1）新建一个装配零件图;并且插入箱体零件和一个行星齿轮。（2）新建基准轴，基准轴参考实体为装配体的右视基准面和上师基准面；记为基准轴1。（3）新建基准面，基准面参考实体为基准轴1和右基准面旋转角度为120度；记为基准面1。（4）新建基准面，基准面参考实体为基准轴1和右基准面旋转角度为240度；记为基准面2。（5）选择箱体1，右击箱体，选择浮动。对箱体进行配合。步骤①选择箱体基准轴1和装配体1中的基准轴1选择重合按钮；②选择箱体右视基准面和装配体右视基准面选择重合按钮。（6）选择箱体1，右击箱体，选择固定。（7）插入零部件行星齿轮，打开配合按键，配合后如图4-8。步骤：①选择行星齿轮基准轴1和装配体的右视基准面，选择重合按钮；②选择基准轴1和行星齿轮的基准轴1，选择距离按钮，输入距离36；③选择行星齿轮基准面1和装配体中的右视基准面，选择重合按钮；④选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。图4-8行星齿轮与箱体的配合（8）.再次插入零部件行星齿轮，打开配合按钮。步骤：①选择行星齿轮基准轴1和装配体基准面1，选择重合按钮；②选择基准轴1和行星齿轮的基准轴1，选择距离按钮，输入距离36；③选择行星齿轮基准面1和装配体中的基准面1，选择重合按钮；④选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。如图4.3。（9）再次插入零部件行星齿轮，打开配合按钮，进行配合，配合完成后再此插入一个行星齿轮，步骤与下面的步骤基本相同，除了步骤（1）中与行星齿轮基准轴配合的是装配体基准面3，其他步骤相同。步骤：①选择行星齿轮基准轴1和装配体基准面2，选择重合按钮；②选择基准轴1和行星齿轮的基准轴1，选择距离按钮，输入距离36；③选择行星齿轮基准面1和装配体中的基准面2，选择重合按钮；④选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。如图4.3。（10）打开干涉按钮，计算是否发生干涉；若发生干涉，检查干涉放生在哪里，并进行修改。（11）插入输入齿轮轴，打开配合按钮，配合后如图4-9。步骤：①选择输入齿轮轴的基准轴和装配体的基准轴，选择重合按钮；②选择行星齿轮基准面和输入齿轮轴的基准面3，选择重合按钮；③选择行星齿轮端面和输入齿轮轴齿轮端面，选择重合按钮。图4-9行星齿轮与输入齿轮轴的配合（12）打开干涉按钮，计算是否发生干涉；若发生干涉，检查干涉放生在哪里，并进行修改。（13）右击箱体，选择隐藏零部件。（14）插入小轴，打开配合按钮，配合后如图4.5。步骤：①选择行星齿轮中心孔面和小轴的外圆柱面，选择同轴心按钮；②选择行星齿轮端面和小轴的端面，选择重合。图4-10小轴与行星齿轮的配合（15）再次插入两个小轴，分别装入另外两个行星齿轮中，配合方式与步骤14相同。（16）插入零件调整垫，打开配合按钮。步骤：①选择调整垫的中心孔面和小轴的外圆柱面，选择同轴心按钮；②选择行星齿轮端面和调整垫的端面，选择重合。（17）再次插入两个调整垫，分别装入另外两个小轴中，配合方式与步骤16相同。（18）插入零件转盘，打开配合按钮，配合完成后如图4-11。图4-11转盘与小轴的配合步骤：①选择转盘前视基准面和装配体的右视基准面，选择重合按钮；②选择转盘右视基准面和装配体的上视基准面，选择重合按钮；③选择转盘基准轴3和装配体的右视基准面，选择重合按钮。（19）打开工具选项，选择插件栏，最后单击确定。（20）打开设计库，选择GB—垫圈和挡圈—平垫圈，选择小垫圈-A级GB/T848-1985，设置属性大小为M12。步骤：①选择垫圈的基准轴和小周的基准轴，选择重合按钮：②选择垫圈的端面和转盘的端面，选择重合按钮。（21）继续打开设计库，重新选择两个垫片，配合在另外两个小轴上，属性和装配步骤与步骤20相同（22）打开设计库，选择Toolbox中的GB—螺母—六角螺母，选择六角薄螺母GB/T6172.1-2000，设置属性大小为M12，螺纹线显示为简化模式，打开配合按钮。步骤：①选择六角螺母的基准轴和小轴的基准轴，选择重合按钮；②选择六角螺母的端面和按片的端面，选择重合按钮。（23）继续打开设计库，重新选择两个六角螺母，配合的部件是另外两个小轴，属性大小与步骤20相同，配合步骤与步骤20相同。（24）插入零部件输出齿轮轴，移动齿轮轴至合适位置，打开配合按钮。步骤：①选择输出齿轮轴基准轴和装配体基准轴，选择重合按钮；②选择输出齿轮轴键槽底面和转盘键槽底部，选择平行按钮。（25）打开设计库，选择Toolbox中的GB—销和键—平行键，选择普通平键GB1096—79，设置属性大小为8，长度28，类型A，打开配合按钮，配合完成后如图4-12。完成后再次选择一个相同的并行健，装入输出轴的另外一个键槽之中，装配的基本步骤与之前的相同。步骤：①选择输出齿轮轴键槽底面和键槽顶面，选择重合按钮；②选择输出齿轮轴键槽圆柱面和键槽圆柱面，选择重合按钮；③选择输出齿轮轴键槽侧端面和键槽侧端面，选择重合按钮。图4-12输出齿轮轴与普通平键的配合（26）打开配合按钮，选择转盘的顶面和输出齿轮轴台阶端面，选择重合按钮。（28）插入零部件端盖，移动至合适位置，打开配合按钮,如图4-13。图4-13端盖的装配步骤：①选择端盖外圆柱面和箱体外圆柱面，选择同心按钮；②选择端盖拉伸切除内圆柱面和箱体M8螺纹孔，选择同心按钮；③选择端盖最内里的端面和铜套端面，选择重合按钮。（32）打开设计库，GB—销和键—平行键，选择普通平键GB1096—79，设置属性大小为6，长度28，类型A，打开配合按钮，配合步骤与第23步的步骤相同。（33）将除了三个行星齿轮、输入齿轮轴和箱体，将其他零件隐藏。打开配合设计树，找到步骤7中的装配（1）、（3），步骤8中的装配（1）、（3），步骤9中的装配（1）、（3），步骤11中的（2）。删除这些配合，然后打开配合按钮，进行齿轮配合。步骤：①选择机械配合中的齿轮按钮，选择要配合的实体，选择行星齿轮的内孔和输入齿轮轴的外圆柱，输入齿轮比率为18:30,选择反转框，如图4-14。图4-14行星齿轮与输入齿轮轴的齿轮配合②再次对另外两个行星齿轮进行同样的配合方法。③选择机械配合中的齿轮按钮，选择要配合的实体，选择行星齿轮的内孔和箱体的外圆柱，输入齿轮比率为18:66，选择反转框，如图4-15。图4-15箱体与行星齿轮的齿轮配合④再次对另外两个行星齿轮进行同样的配合方法。⑤右击箱体，选择隐藏按钮，右击转盘，选择显示按钮，打开配合按钮，选择机械配合中的齿轮按钮，选择转盘中的基准轴1和行星齿轮1的基准轴，输入齿轮比率为1:1。（34）右击箱体，选择显示零部件。（35）选择干涉，对零件进行干涉检查，若发生干涉，将要对装配中出现的位置进行检查。在装配的过程中，有的零件重复出现，可以通过阵列的方法装配，例如以上步骤中的步骤9、15、17、21、23等，可以通过阵列的方式进行装配。阵列出来的零件需要进行配合定位。在装配过程中的说明：（1）在进行干涉检查的时候，会发现螺钉与螺孔的装配和小轴与螺母的装配有干涉提示，这是由