NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计要点

《NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计要点》由会员分享，可在线阅读，更多相关《NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计要点（28页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、目录一绪论31引言32 本文的主要内容 3二 拟定传动方案及相关参数 41机构简图的确定 42. 齿形与精度43. 齿轮材料及其性能5三设计计算51配齿数52初步计算齿轮主要参数 6（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 6（2）按弯曲强度初算模数 73几何尺寸计算 84重合度计算 95啮合效率计算 10四行星轮的的强度计算及强度校核 111 .强度计算112疲劳强度校核 151 外啮合 152内啮合 193安全系数校核 20五零件图及装配图 24六参考文献25一绪论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

2、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

3、1/21/3;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

4、组成，以基本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计。二拟定传动方案及相关参数1机构简图的确定减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统。b承载力，减小尺寸和重量出发，取np =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20，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H lim(N/mm2)b F lim(N/mm2)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火1400350

5、6级行星轮HRC58 62245内齿轮40Cr调制HB2622936502207级三设计计算1配齿数采用比例法：Z : Z : Z : M 二 Z : Z (i - 2) ,/2 : (i - 1)Z : Z (i/n )acba aa apz=Z : 2Z :5Z : 2Z=(6 2 ) / 2 = 2,查渐aaaa按齿面硬度HRC=60, U = Zc/ZaZ _ 2013 20开线行星齿轮传动设计书图4-7a的Za max _,Z a。取Z _ 17。a。由传动比条件知： Y _ iZ a _17*6 _102M _ Y/3 _102/ 3 _ 34计算内齿轮和行星齿轮齿数：Z _ Y-

6、Z _102-17 _85baZ _ 2 * Z _ 34ca2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Q)= Ktd.tdTaKKHpK 工 U 土 1P d H2limu 进行计算,式中系数：u= Z /Z 二 34/17 二 2C af太阳轮传递的扭矩T = 9549P/nn = 9549 * 30/(3 *100)= 954.9 N ma p a则太阳轮分度圆直径为：(d )a=KtdTaKKHpK L U 土 19 d H2lim954.9 x 1.25 x 1.05 x 1.8Z+T=768 x 3x0.7 x 14002T=103.76 mm表 2 齿面接触

7、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1.25K Hp行星轮间载荷分 配系数表7-2,太阳轮浮动，6级精度1.05K H Z综合系数n = 3表 6-4， p，高精度，硬齿面1.8-Td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齿轮传动设计上查得2）按弯曲强度初算模数用式m = KtmfTAKaK1 A Fp F 丫 Fa 1T Z 20进行计算。d 1F lim由刁虛金&=2451.2内啮合：(r)b= m. Zj2 = 6 x 85/2 = 255(r)c = m ZJ2 = 6 x

8、 342 = 102(r Y =(d = 495-2 = 247.5(r ) =(d ) /2 = 2162 = 108v a7 ba ba7 ca c；(aa)b = arccos(r)bcosa/(r) = arccos(255cos 20。/247.5) = 14.50。(aa)c = arccos(r)ccosa/(ra)c) = arccos(102cos 20。/108)= 27.441。J = zc (tan(a a) c tan a) Zb (tan(a a )b tan a/(2 兀)=34(tan 27.441。 tan 20。) 85(tan14.500 tan 20。)

9、 /(2兀)=2.2661.25啮合效率计算1iXHX耳=耳b = abaX 1 i xab式中H X为转化机构的效率，可用KygpBn计算法确定。 查图3-3a、b （取卩=0.06，因齿轮精度高）得： 各啮合副的效率为H ac = 0,978 n X二0.997HX转化机构效率为，H X， cb=HXHX = 0.987 x 0.997 = 0.984iX转化机构传动比 abac cbZb.石a85=5171 一 ix n x =耳 b = ab aX i Xab1 + 5 x 0.984TT5=0.987行星轮的的强度计算及强度校核1 强度计算图1 断面几何参数行星轮可归结为受内外载荷的

10、封闭圆环，其弯曲半径与断面厚度之比P /h Y 5，属于大曲率圆环，弯曲中性层不通过重心，相距为e。当轴承装在行星轮内时，其轮缘减薄，若h/mY 3时，在载荷作用下有较大 变形。此变形对齿轮弯曲强度和轴承的承载能力有显著影响，应准确且计算。但 在设计时由于轴承上载荷大小和分布规律不清楚，而难以计算。这里设想轴承中 反力按余弦规律分布，并且不考虑离心力对轴承载荷的影响，作一简化计算。Fr表6行星轮轮缘强度计算公式外载荷危险断面的弯矩口2TKt d na pF = F tgarttM = FHtt4 Fq =hcos(i -1)申 t兀ptM =- F p (0.094 + 0.318tga +

11、0.5)1 ttpM = F p(0.11 + 0.182tga - 0.138 2 ttp危险断面的轴向力轮缘外侧弯曲应力N = 01HN = F (0.796 - 0.5tga + 0.637 )2tipM hNC= 2+ 2 + CmaxSe( p + h)SM hNC =111 +ominSe( p + h)S在与内、外齿中心轮啮合处分别有一组相等且对称的载荷：圆周力F、径向t力F和F对弯曲中心的力矩M。在圆周力F相背的一半轴承上作用有按余弦规rttt律分布的径向分布力q。载荷计算式如表6。i内力素弯矩M在两个啮合节点，即断面1处达最小值，在与断面1成90。断面2处达最大值。这两个断面

12、的弯矩M、M和轴向力N、N的计算式列于表1 2 1 26。最大、最小应力都发生在轮缘的外侧，为弯曲应力、轴向应力和离心应力之 和。内力素及应力计算公式列于。其中离心力产生的应力5 2 p 2g0Y 式中 Y齿轮材料的比重；g 重力加速度；o 齿轮的绝对角速度；2nn _ 2兀 *50 =莎= 52.33也/ Jp 0轮缘断面重心位置的曲率半径。使用表 6 中的公式时，要从实际断面尺寸换算出一个相当矩形断面，才能较 准确的求出应力的大小和位置。相当断面的惯性矩为I 二 I + S a 2min min式中 I 、S 实际断面对 OX 轴的惯性矩和断面面积；min mina 系数，按经验公式确定：

13、a = 0.2S.m(h + 0.3m)二0.25*、6*(44.5 + 0.3*6)二4.167 耳 min中h 不计轮齿时的断面厚度；h二44.5m inminm 齿轮模数。相当断面的宽度取为轮缘的实际宽度b,其高度h、面积S、断面系数W分 别为：实际断面尺寸b二72，d(孔厂1006 二36300_ bh3 _ 72*553 min 1212h n t 飞 72 二55； S 二bh 二72*55 二3960；W 二罟=72*552二 998250, S 二 bh 二 72*55 二 3960minI 二 I + S a2 二 998250 + 3960*4.1672 二 1067011

14、 min min断面的弯曲半径为p = p -e ； p = 72.25，而00e =丄=1067011= 3.73p S 72.25*39600p = p -e = 72.25 -3.73 = 68.520y2兀%=j 2 p：=预 *52.332 *72.252 =299( N / mm 2)断面上承受最大、最小应力处到断面重心的距离为 h 和 h 。先决定内侧h” = 25.98，则 h = h - h” = 29.02 , H = 40.48。数据计算：2T K2 *954.9*1.25圆周力 F = a_a = 7.80(kN)102*3td nap径向力 F = Ftga = 7.

15、80*tg(32.78。) = 5.02(kN)r t t力矩M = FH = 7.8*40.48 = 315.744(N - m)tt径向分布力q = 4FhCOs(i - l)q =4 7.8cos(2 - l)q = 0.145cosG)N/mm)t 兀pt 3.14*68.52tt危险断面的弯矩M =- F p (0.094 + 0.318tga + 0.5) = -5.02*68.52*(0.094 + 0.318tg 32.78。+ 0.5*4048)1 tt p68.52=204.33( N - m)M = F p(0.11 + 0.182tga -0.138 = 5.02*68

16、.52*(0.11 + 0.182tg32.78。+ 0.138*)2 ttp68.52=106.17( N - m)危险断面的轴向力N = F (0.796 0.5tga + 0.637 ) = 5.02* (0.796 0.5tg32.78。+ 0.637 * 40) = 4.27kN2 tip68.52max轮缘外侧弯曲应力bminSe(p + h)SM hSe(p +h)S1+b=620.7( N / mm 2)512.9(N /mm2)2疲劳强度校核1外啮合1)齿面接触疲劳强度用式H=b H oKKKKK；,b H 0 = ZHZEZ 8 Z 卩F u 土 1td” ubZ计算接触应

17、力H，用式HpH lim N Z Z Z Z ZSL v R旷X计算其许用应H minb力 HP。三式中的参数和系数取值如表7。bZHZEZ 8 Z 卩接触应力基本值 H0 ：H018723.532+1=2.5 x 189.8 x 0.89 x 1 xx102 x 72 P=825.85 N/mm2接触应力 b H ：Q =bKKKK KH H 0 A v H P Ha Hp=825 85 J1.25x 1.005x 1.114x 1 x 1.05=1001.98 N/mm许用接触应力b HP :O =QH limZN ZZZZ ZHP sL v r wxSH min1400 x l03 10

18、5 0 88 1 03 1 1 =x 1.05 x 0.88 x 1.03 x 1x 1125=1097.9 N/mm2故 H HP，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KA使用系数按中等冲击查表6-51.25KV动载荷系数vx J(D)出二 0.445 6 级精度60x 1000，6级精度VxZaf100 = 0.07565，查图小1.005K H 0齿向载荷分布 系数申 d 二 .7, Np 二 3 查图 6-6 得 KH0 0 = 1.214，取 Khw = 0.76， KHe = 7，由式(6-25)得Kh 厂 1 +(Kh 卩 0 - 1)KhwKhe

19、=1+(1.214-1) x 0.76 x 0.7 = 1.1141.114KH a齿间载荷分配 系数按ea-L6，6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= 0查图6-102.5ZE弹性系数查表6-7189.8JN/mM 2Z重合度系数e = 16，ep = 0查图 6-110.89Z卩螺旋角系数直齿，卩=01Ft分度圆上的切 向力T 二 9549 卩=9549 * 30 二 2864.7 N - m an100F=2000Ta 二 2000乂28647 二 18723.53

20、 N t n (d)3 x102pa18723.53Nb工作齿宽b=p (d) = 0.7 x102 = 71.4 mmda72 mmu齿比数Z/Z = 34/17 = 2C a/2ZN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N = 60(n - n )n t = 8.76 x 108L、 ax p1.03ZL润滑油系数HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中 型极压油，v50 = 200 mm2 / s1.05Zv速度系数查图6-200.88ZR粗造度系数按 V8, Rz = 2.4 pm，Rz100 -23 a 查图6-211.03ZW工作硬化

21、系数两齿轮均为硬齿面，图6-221ZX尺寸系数m61S 口 H min最小安全系数按可靠度查表6-81.25b H lim接触疲劳极限查图6-161400齿根弯曲疲劳应力 F 及其许用应力 O 校核。FP ，用下式计算。并对行星轮进行O F = F 0 KAKvKF 卩 KF a Kp，0 F 0Ft Y Y Y 人bm Fa S卩 n行星轮：F 0cO Y YF lim ST NT 丫 Y Y5 relT R relT XSF minF_L y Y Yrbm F a 叱 S 2 c &卩n18723.53x 2.45 x 1.68 x 0.719 x 172 x 6FacSac=128.3

22、N/mm 2O FcF 0 KKK 卩 KFa Kp=128.3x1.25x1.005x1.076x1x1.075=186.43 N/mm2oY YO FP.厂F lim c ST NT YYYS5 relTcR relTc XF min245x 2x1一 “x 096x 1.045 x 1=307.21 N/mm216故O Fc FPc，弯曲强度通过。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K F 0齿向载荷分 布系数由 Kh00 = 1.214，b/m=12,查图 6-23 得 Kf0o = 1-21，由式(6-

23、38)得KF 0= 1 + ( K 0 0 - 1)KFWKFe=1+(1.21-1) X 0.4 X 0.9=1.0761.076KF a齿间载荷分 配系数K= K 口F aH a1KFp行星轮间载荷分配系数按式(7-43),KFp=1+1.5KHp-1)=1+1.5(1.051)=1.0751.075Fa c行星轮齿形 系数xc = 0, Zc = 34，查图 6-252.45Y Sa C行星轮应力 修正系数查图6-271.68Y重合度系数Y = 0.25 + 0.75/ eea亠=0.25+0.75/1.598式(6-40),=0.7190.719YNT弯曲寿命系 数N = 8.76 x

24、 108L1YST试验齿轮应 力修正系数按所给的 F lim区域图取& F lim时2Y5 relTc行星轮齿根 圆角敏感系 数查图6-350.96YR relT齿根表面形 状系数RZ = 2.4，查图 6-361.045S DF mm最小安全系 数按咼可靠度，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：u=2.5,ZH=2.5,Z =0.7,Zn=1.11,Zl=1.03,Z =0.8 8,ZR=1.04,ZW=1.11O H 0 二 ZHZEZ 8 Z 卩FU1t,d 1bu=2.5

25、x 189.8 x 0.7 x lx18732.53 2.5 +1x204 x 72=254.045 N/mm2cKKKTK7K7H H 0 A v H P Ha Hp=254.045/1.25 x 1.005 x 1.114 x1x1.075=311.60 N/mm2OZO 二 H lim NZZZZ ZHP SL v R WXSH min650x1.11-x 1.03 x 0.88 x 1.04 x 1.11x 11.25=603.95 N/mm2故O H S o九 OOoO4 +mY ooN -1bS - At 1 T S TA TTTT_+ mY TTN -1b式中 O、T 齿轮材料的

26、抗拉强度和抗扭强度，对于近似计算可 bb取t 二 0.68q ；bb-1t 齿轮材料的弯曲和扭转对称循环疲劳极限，一般取q = 0.43q ,-1bt 二(0.54 0.6)q-1-1ta 正应力和切应力的应力幅， aQ =_(Q -Q )a 2 max minTT =a KWPjT中心轮上作用的扭矩；WPj扭转净截面模量；K考虑应力循环特性的计算系数K=1 （对称循环）或 K=2 （脉动循环）；T 正应力和切应力的平均应力 mm 2 max minT二T （脉动循环或二0（对称循环）ma九材料的对称循环极限应力对实际轮缘的折算系数,T按下式计算：Y + Y -1QRY YX Q SY + Y

27、 -1RY YX T SYq、I弯曲和扭转的有效应力集中系数。4当齿轮材料的Q750N/mm2时，取Y =Y ，Y 读图可得。bQ Q 0 Q 0yr表面光洁度系数。查表可得。Y 表面强化系数。查表可得。 sY 、Y 绝对尺寸系数。查表可得。X Q XT寿命系数，与材料种类、硬度和应力循环次数N有关,L-1当齿面硬度HB 2 ；对于扭转计算，可按下式计算总安全系数aSSS 的值:S =ls V-S 2 + S 2 a t一般取sL 1.62 ；当材料性能可靠、载荷计算准确时，可取s L 1.3 1.5。表 9 安全系数的有关参数和系数参数数值备注Ya1.77由图9-20 (a)可得YR1.2由

28、表9-15可得YS2由表9-16可得Y xa0.66由表9-17可得.Y + Y -1g Y YRXgS1.77 +1.2 -1| “-1.490.66 x 2Gb1100 MPa机械设计（第八版）表10-1高等教育出版社Ga53.9 MPaG - + G -G )a2maxminG-1473MPaG - 0.43G-1bGm566.8 MPaG -十 G +G )m2maxmin九G1.49见上表中。YN1N4 x106 时取 Y -1LN(S 2S(52.59S -九1 g九GGGa + mY GGN -1b以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得故S S 安全。五.零件图及装配图图3 行

29、星轮图4装配体技术荽求*1 亠/a/*0,014AmB也齿顶高豆叢哪 口口 f 1A .8=1 ii C Friil I-1哽忖系敷-1咛中心护1 涉.：d204-全舌高hI3.500d蛋号1;卷湼粗项冃較也1rC.C2UJI.0.025CiIIrpD. D10CIIff、:.、：:)IIIl-pal:7220-260 HB 52. 采注圆舲;3. 未注ISIA2X45L.行星轮rawi r/n I氏：.匚农離埋丄文沪权械工丹学射I.试 4(油图5 行星轮的工程图六.参考文献1 马从谦，陈自修，张文照，张展，蒋学全，吴中心.渐开线行星齿轮传 动设计M.机械工业出版社,1987.2 孙恒，陈作模,葛文杰.机械原理M.7版.北京:高等教育出版社.20103 濮良贵,纪名刚,陈国定，吴立言.机械设计M.8版.北京高等教育出版 社,2011.4 任继生，唐道武,马克新.机械设计机械设计基础课程设计M.中国矿业 大学出版社,2009.