传动采用2Z-X型NGW啮合方式两级行星齿轮减速器设计-二级行星齿轮减速器【5张CAD图纸及说明书全套】【YC系列】
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传动采用2Z-X型NGW啮合方式两级行星齿轮减速电机功率 75kW,输入转速: 735r/min;输出转速约为 26.3r/min;涉及到工作年限的按两年来,每天工作16-18小时,使用系数KA按1.5选取,有些参数不一定准确:同学们查找相关资料后可对相关参数进行修正。需要设计箱体,由于这个没有强调是什么机械上的行星减速器,所以箱体要求能把减速器装进去,拆装方便即可。CAD图纸加起来有两张A0就可以。必须有装配图,和行星齿轮的零件图。备注:只做行星齿轮减速器部分和论文。分析部分不做。XXXXX 毕 业 设 计 论 文 2Z X 型 NGW 啮合 两级行星齿轮减速设计 学 号 姓 名 专 业 系 别 指导教师 二 一五年六月 I 摘 要 本文完成了对 2Z X 型 NGW 啮合方式两级行星齿轮减速的设计 该减速器具有较 小的传动比 而且 它具有结构紧凑 传动效率高 外廓尺寸小和重量轻 承载能力 大 运动平稳 抗冲击和震动的能力较强 噪声低的特点 首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势 然后比较了 各种传动结构 从而确定了传动的基本类型 论文主体部分是对传动机构主要构件包 括太阳轮 行星轮 内齿圈及转臂的设计计算 通过所给的输入功率 传动比 输入 转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后 对其进行了整体结构的设计计算 和主要零部件的强度校核计算 最后对整个设计过程进行了总结 基本上完成了对该 减速器的整体结构设计 关键词 行星齿轮 传动机构 结构设计 校核计算 II ABSTRACT This paper completed the 2Z X of NGW structural design of the planetary gear reducer The reducer has a smaller gear ratio and it has a compact high transmission efficiency small size and light weight profile large carrying capacity smooth movement a strong ability to shock and vibration low noise characteristics Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer and then compare the various transmission structure which determines the basic types of transmission The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear planetary gear the ring gear and the planet carrier is designed to calculate by means of a given input power the transmission ratio the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components Finally a summary of the entire design process basically completed the overall structural design of the reducer KEYWORDS Planetary gear transmission mechanism Structural design Checking calculation III 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 目 录 III 1 绪论 1 1 1 研究背景及意义 1 1 2 行星齿轮减速器研究现状 1 1 3 行星齿轮减速器发展趋势 2 1 4 论文的基本内容 2 2 总体方案设计 3 2 1 设计要求 3 2 2 总体方案选择 3 2 2 1 行星机构的类型及特点 3 2 2 2 确定行星齿轮传动类型 5 3 齿轮的设计计算 6 3 1 配齿计算 6 3 2 初步计算齿轮的主要参数 7 3 2 1 计算高速级齿轮的模数 m 7 3 2 2 计算低速级的齿轮模数 m 7 3 3 啮合参数计算 8 3 3 1 高速级 8 3 3 2 低速级 8 3 3 3 高速级变位系数 9 3 3 4 低速级变位系数 9 3 4 几何尺寸的计算 9 3 4 1 高速级 9 3 4 2 低速级 10 3 4 3 插齿刀齿根圆直径的计算 10 3 5 装配条件的验算 11 3 5 1 邻接条件 11 3 5 2 同心条件 11 3 5 3 安装条件 12 IV 3 6 传动效率的计算 12 3 6 1 高速级啮合损失系数 的确定 12 1x 3 6 2 低速级啮合损失系数 的确定 13 2 3 7 齿轮强度的验算 14 3 7 1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 14 3 7 2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 16 3 7 3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 17 3 7 4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核 18 3 7 5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 19 3 7 6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核 21 4 轴的设计计算 22 4 1 行星轴设计 22 4 1 1 初算轴的最小直径 22 4 1 2 选择行星轮轴轴承 23 4 2 转轴的设计 24 4 2 1 输入轴设计 24 4 2 2 输出轴设计 25 5 转臂 箱体及附件的设计 27 5 1 转臂的设计 27 5 1 1 转臂结构方案 27 5 1 2 转臂制造精度 28 5 2 箱体的设计 30 5 3 其他附件的选用 31 5 3 1 标准件及附件的选用 31 5 3 2 密封和润滑 32 结论 33 致谢 34 参考文献 35 1 1 绪论 1 1 研究背景及意义 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史 很早就有了应用 然而 自 20 世纪 60 年代以来 我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入 系统的研究和试制工作 无 论是在设计理论方面 还是在试制和应用实践方面 均取得了较大的成就 并获得了许 多的研究成果 近 20 多年来 尤其是我国改革开放以来 随着我国科学技术水平的进 步和发展 我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术 经 过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化 与时俱进 开拓创新地努力奋进 使我 国的行星传动技术有了迅速的发展 1 本课题通过对行星齿轮减速器的结构设计 初步计算出各零件的设计尺寸和装配 尺寸 并对涉及结果进行参数化分析 为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现 行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据 通过本设计 要能弄懂该减速器 的传动原理 达到对所学知识的复习与巩固 从而在以后的工作中能解决类似的问题 1 2 行星齿轮减速器研究现状 我国的低速重载齿轮技术 特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段 从 无到有逐步发展起来 除了摸索掌握制造技术外 在 20 世纪 80 年代末至 90 年代初推 广硬齿面技术过程中 我们还作了解决 断轴 选用 等一系列有意义的工作 1 渐开线行星齿轮效率的研究 行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一 国内外有许多学 者对此进行了系统的研究 现在 计算行星齿轮传动效率的方法很多 国内外学者提 出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法 在设计计算中 较常用的计算方有 3 种 啮合功率法 力偏移法 和传动比法 克莱依涅斯法 其中以啮合功率法的用途最为 广泛 此方法用来计算普通的 2K2H 和 3K 型行星齿轮的效率十分方便 2 渐开线行星齿轮均载分析的研究现状 行星齿轮传动具有结构紧凑 质量小 体积小 承载能力大等优点 这些都是由 于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式 充分利用了同心轴齿轮之间的空间 使 2 用了多个行星轮来分担载荷 形成功率流 并合理的采用了内啮合传动 从而使其具 备了上述的许多优点 为了更好的发挥行星齿轮的优越性 均载的问题就成了一个十 分重要的课题 在结构方面 起初人们只努力地提高齿轮的加工精度 从而使得行星 齿轮的制造和装配变得比较困难 后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不 加限制的专门措施和其它可自动调位的方法 1 3 行星齿轮减速器发展趋势 随着我国市场经济的推进 九五 期间 齿轮行业的专业化生产水平有了明显提 高 如一汽 二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂 车轿厂 通过企业改组 改制 改为相对独立的专业厂 参与市场竞争 随着军工转民用 农机齿轮企业转加工非农 用齿轮产品 调整了企业产品结构 私有企业的堀起 中外合资企业的涌现 齿轮行 业的整体结构得到优化 行业实力增强 技术进步加快 当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高 二低 二化方面发展 六 高即高承载能力 高齿面硬度 高精度 高速度 高可靠性和高传动效率 二低即低 噪声 低成本 二化即标准化 多样化 减速器和齿轮的设计与制造技术的发展 在一定程度上标志着一个国家的工业水 平 因此 开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景 1 4 论文的基本内容 1 选择传动方案 传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定 2 设计计算及校核 传动结构的设计计算 都大致包括 选择传动方案 传动 零件齿轮的设计计算与校核 轴的设计计算与校核 轴承的选型与寿命计算 键的选 择与强度计算 箱体的设计 润滑与密封的选择等 在对行星齿轮减速器的结构进行深入分析的基础上 依据给定的减速器设计的主 要参数 通过 CAD 绘图软件建立行星齿轮减速器各零件的二维平面图 绘制出减速器 的总装图对其进行分析 3 2 总体方案设计 2 1 设计要求 电机功率 75kW 输入转速 735r min 输出转速约为 26 3r min 工作年限的按 2 年 每天工作 16 18 小时 使用系数选取 KA 1 5 2 2 总体方案选择 2 2 1 行星机构的类型及特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较 它具有许多独特的优点 行星齿轮传动的 主要特点如下 1 体积小 质量小 结构紧凑 承载能力大 一般 行星齿轮传动的外廓尺寸 和质量约为普通齿轮传动的 即在承受相同的载荷条件下 51 2 2 传动效率高 在传动类型选择恰当 结构布置合理的情况下 其效率值可达 0 97 0 99 3 传动比较大 可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类 型及配齿方案 便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比 在仅作为传递运动的行 星齿轮传动中 其传动比可达到几千 应该指出 行星齿轮传动在其传动比很大时 仍然可保持结构紧凑 质量小 体积小等许多优点 4 运动平稳 抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮 均匀地分布于中心轮的周围 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 抵抗冲击和振动的能力较强 工 作较可靠 最常见的行星齿轮传动机构是 NGW 型行星传动机构 行星齿轮传动的型式可按 两种方式划分 按齿轮啮合方式不同分有 NGW NW NN WW NGWN 和 N 等类 型 按基本结构的组成情况不同有 2Z X 3Z Z X V Z X 等类型 4 行星齿轮传动最显著的特点是 在传递动力时它可进行功率分流 同时 其输入 轴与输出轴具有同轴性 即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上 所以 行星齿轮 传动现已被人们用来代替普通齿轮传动 而作为各种机械传动系统的中的减速器 增 速器和变速装置 尤其是对于那些要求体积小 质量小 结构紧凑和传动效率高的航 空发动机 起重运输 石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦 克等车辆的齿轮传动装置 行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用 表 2 1 列出了 常用行星齿轮传动的型式及特点 表 2 1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点 性能参数传动 形式 简图 传动比 效率 最大功 率 kW 特点 NGW 2Z X 负号机构 1 1 BAXi 3 13 7 推荐 2 8 9 效率高 体积小 重量轻 结构简单 制造方便 传 递公路范围大 轴向尺寸 小 可用于各个工作条件 在机械传动中应用最广 单级传动比范围较小 耳 机和三级传动均广泛应用 NW 2Z X 负号机构 1 5 BAXi 0 推荐 7 21 0 97 0 99 不限 效率高 径向尺寸比 NGW 型小 传动比范围较 NGW 型大 可用于各种工作条 件 但双联行星齿轮制造 安装较复杂 故 7 时 BAXi 不宜采用 NN 2Z X 负号机构 推荐值 8 3 BXEi 0 效率较低 一般为 0 7 0 8 40 传动比打 效率较低 适 用于短期工作传动 当转 臂 X 从动时 传动比 大i 于某一值后 机构将发生 自锁 WW 2Z X 负号机构 1 2 BXAi 数千 1 2 BXAi 5 时 效 率可达 0 9 0 7 5 以后 i 随 增加 徒降 20 传动比范围大 但外形尺 寸及重量较大 效率很低 制造困难 一般不用与动 力传动 运动精度低也不 用于分度机构 当转臂 X 从动时 从某一数值起i 会发生自锁 常用作差速 器 其传动比取值为 1 8 3 最佳值为 2 XABi 5 此时效率可达 0 9 NGW 型 3Z 小功率 传动 BAEi 500 推荐 20 BAEi 100 0 8 0 9 随 增加 而下降 短期工 作 120 长期 工作 10 结构紧凑 体积小 传动 比范围大 但效率低于 NGW 型 工艺性差 适用 于中小功率功率或短期工 作 若中心轮 A 输出 当 大于某一数值时会发生i 自锁 NGWN 型 3Z 60 BAEi 500 推荐 64 300 0 7 0 84 随 增 bAEi 加而下降 短期工 作 120 长期 工作 10 结构更紧凑 制造 安装 比上列 型传动方便 由 于采用单齿圈行星轮 需 角度变为才能满足同心条 件 效率较低 宜用于短 期工作 传动自锁情况同 上 2 2 2 确定行星齿轮传动类型 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 总传动比为 95 27min 3 2675 ri输 出输 入 2Z X 型结构简单 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 2Z X 型 NGW 啮合方式的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 进行传动 传动简图如图 2 1 所示 16pi 24 p 图 2 1 传动方案简图 6 3 齿轮的设计计算 3 1 配齿计算 根据 2Z X 型行星齿轮传动比 的值和按其配齿计算公式 可得第一级传动的内pi 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1b1c 齿轮 数为 17 和行星齿轮数为 根据内齿轮a3pn 11bapiz 16785bz 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 11234cba 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 ZC C 51 12zab 整 数 第二级传动比 为 4 66 选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3 根据内齿轮2pi zb1 1iza zb4 62384 1 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 4 652i1 2zab 其传动比误差 0 2 i pi 4 652 再考虑到其安装条件 选择 的齿数为 852zb 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 2 311zcb1za 实际传动比为 4 696i1 zab 7 其传动比误差 1 i pi 3 2 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 350 中心齿轮加工精度为六级 高速级与低速级limH 2NlimF 2N 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 7 级 li 2li2 3 2 1 计算高速级齿轮的模数 m 按弯曲强度的初算公式 为 1132liAFPaTKYmdz 现已知 17 3401aZm2 N 中心齿轮 a1 的名义转矩为 11 759549434 8PTmn 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2 mK1 5AK fk 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2hpk 由表查得齿形系数 由表查 1 61 621 3fphpk 12 67faY 的齿宽系数 则所得的模数 m 为0 8d 324 5 71 4 0173m 取齿轮模数为 8 3 2 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1132liAFPaTKYmdz 现已知 23 420 中心齿轮 a2 的名义转矩 m2 N 2aT 1xa 6324 819 取算式系数 按表 6 6 取使用系数 按表 6 4 取综合系数mk1 5ak 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f 1 2hp 由表查得齿形系数 由表查的齿 1 61 621 3fphp 1 4faY 宽系数 则所得的模数 为0d 6 07mm 3948 5 412 6230m 取齿轮模数为 m 3 3 啮合参数计算 3 3 1 高速级 在两个啮合齿轮副中 中 其标准中心距 a1 为1ac 1b 11 4730222acacmz 11 851bcbc 3 3 2 低速级 在两个啮合齿轮副中 中 其标准中心距 a2 为2ac 2b 22116316acbcmz 22 52bcbc 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 9 位的同心条件 但是在行星齿轮传动中 采用高度变位可以避免根切 减小机构的尺寸 和质量 2 还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力 由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位 大齿轮采用负变位 内 10 x 20 x 齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等 即 型的传动中 当传动比2 zA 时 中心齿轮采用正变位 行星齿轮和内齿轮采用负变位 其变位系数关系为4 baxi 0ca 3 3 3 高速级变位系数 确定外齿轮副的变位系数 因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变 在 啮合角仍为 根据表选择变位系数102a 125z 35x 3bx 0 315cx 3 3 4 低速级变位系数 因其啮合角仍为 根据表选择变位系数162a 1254z 20 15ax 0 b 0 1cx 3 4 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2xA 几何尺寸的计算结果如下表 3 4 1 高速级 项目 计算公式 齿轮副1ac 齿轮副1bc 分度圆直 径 1dmz 268d 2336d 240 10 3 4 2 低速级 项目 计算公式 齿轮副1ac 齿轮副1bc 分度圆直径 1dmz 238d 2686d 250 外 啮 合 112amdxh 2178 52ad 4b 顶圆 直径 1a内啮 合 2a 3a 21afmc 插 齿 14 8b 23a 外 啮 合 1fdxh212f 160 5fd 2348f 齿根圆直 径 f内啮 合 fa 202 插 齿 123 48f 50f 11 3 4 3 插齿刀齿根圆直径的计算 已知模数 盘形直齿插齿刀的齿数为 18 变位系数为4m 试求被插齿的内齿轮 的齿圆直径 0 1x中 等 磨 损 程 度 1b2 齿根圆直径 按下式计算 即2fd 20fad 插 齿 插齿刀的齿顶圆直径0a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距2 00aomaoxzh 4182 3582 m 高速级 2fd 40 低速级 选择模数 盘形直齿插齿刀的齿数为 176m00aoaoxz 1726 518 2 填入表格 22f 8 38 m 3 5 装配条件的验算 对于所设计的双级 2Z X 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件 3 5 1 邻接条件 外 啮 合 112amadxh 2215 38ad 296 齿顶圆 直径 1a 内 啮 合 a 23a 1afmdc 插 齿 2196 a 308 外 啮 合 1f xh212f a 124 38fd 69f 齿根圆 直径 f 内 啮 合 f 202fad 插 齿 169 2f 2348f 12 按公式验算其邻接条件 即 2sinacacpd 已知高速级的 和 代入上式 则得14 8ac 10ac 3 满足邻接条件 14 820sin76 3m 将低速级的 和 代入 则得92acd2ac pn 满足邻接条件 96 si80 5 3 5 2 同心条件 按公式对于高度变位有 2acbz 已知高速级 满足公式则满足同心条件 17a 34c85 已知低速级 也满足公式则满足同心条件 b 3 5 3 安装条件 按公式验算其安装条件 即得 1abpCzn 整 数 2abpCzn 整 数 高速级满足装配条件 178534abp 低速级满足装配条件 26abpz 3 6 传动效率的计算 双级 2Z X 型的基本行星齿轮传动串联而成的 故传动效率为 122baxax 由表可得 11bxaxp 13 221bxaxp 3 6 1 高速级啮合损失系数 的确定 1x 在转化机构中 其损失系数 等于啮合损失系数 和轴承损失系数 之和即 1x 1xm 1xn111xxxmn 其中 1ab 转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失 1xmb 11c 转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失1 xa a 可按公式计算即 xmb 1xb122mfz 高速级的外啮合中重合度 1 584 则得 1xma12 486mf 式中 齿轮副中小齿轮的齿数1z 齿轮副中大齿轮的齿数2 啮合摩擦系数 取 0 2mf 0 041 1xa 12 4860 743 内外啮合中重合度 1 864 则得 1xmb122 96mfz 0 0080 1xb 0 43 即得 0 041 0 008 0 049 1xm 16 049 57bax 14 3 6 2 低速级啮合损失系数 的确定 2x 外啮合中重合度 1 627 0 037 2xma 12 54mfz 1 540 234 内啮合中重合度 1 858 0 019 2xma12 97mf 1 970 239 即得 0 037 0 019 0 056 2xm 2410 56 bax 则该行星齿轮的传动效率为 122baxax 0 95 0974 传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求 3 7 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H 相应的许用接触应力 即Hp p 3 7 1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 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 5 工作机的环境恶劣 属于严重冲击 9 故选 为 1 8aKaK 1 动载荷系数 v 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 108v 2 齿向载荷分布系数 H 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HK 15 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 1HbK 1 2b 3H 则 23 6 3 齿间载荷分配系数 HakF 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 1HakFa 4 行星齿轮间载荷分配不均匀系数 Hp 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 4Hpk 5 节点区域系数 Hz 考虑到节点处齿廓曲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 2 495 2cosintaHtz Hz 6 弹性系数 eZ 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 80 eZ 7 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 tbF 故取 0 897 43aZ 8 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 1cos 9 最小安全系数 minHSinF 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 16 等 取 1minHS 10 接触强度计算的寿命系数 NtZ 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 0851NtZ2Nt 11 润滑油膜影响系数 LVR 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 991LZVR 12 齿面工作硬化系数 接触强度尺寸系数wZx 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 1wxZ 根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力 10 即 HP 中心齿轮 a1 的 1422min lNtLVRWXHpZS PaM 行星齿轮 c1 的 1486in ltLp a 外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中 12H 110AUHaPHK 01t EubFZd 经计算可得 2987PaHM 则 满足接触疲劳强度条件 14p 221486H Pa 3 7 2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 1 名义切向力 tF 已知 3 和 153mm 则得235 aNmT pnad 17 2002351960atP NTFnd 使用系数 和动载系数 的确定方法与接触强度相同 aKv 2 齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 按公式计算 即 1FbFK 由图可知 1 则 1 311F 1 4b 3 齿间载荷分配系数 Fa 齿间载荷分配系数 可查表 1 1 4 行星齿轮间载荷分配系数 Fp 行星齿轮间载荷分配系数 按公式计算K 1 621 3Fp 5 齿形系数 faY 查表可得 2 421 2 6561f 2fa 6 应力修正系数 s 查表可得 1 684 1 5771sa2a 7 重合度系数 Y 查表可得 1 0 75 38 8 螺旋角系数 9 计算齿根弯曲应力 f 18711 tFaAVFaFPFbmYK PaM 18922 ta a a 10 计算许用齿根应力 Fp minFSTNtrelTRrlXpYs 18 已知齿根弯曲疲劳极限 400minF 2N 查得最小安全系数 1 6 式中各系数 和 取值如iSSTYNrelT RrelTYx 下 查表 2 1STYNT寿 命 系 数 0 2631L 查表齿根圆角敏感系数 1 1rel 20 95relTY 相对齿根表面状况系 1 043 1 674 RrelTz 1 043 0 121 6740 529RrelTz 许用应力 694 1Fp PaM247Fp Pa 因此 a c 满足齿根弯曲强度条件 2F 3 7 3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 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 vKH Z hHaKZ 1 095 1 151 1 1 0 987 0 974 1NZ2N1L2L1V2V 0 991 0 982 1 153 1 153 1 1 1R1R1W2W1XminHS 计算行星齿轮的许用应力为 1677 1minlNtLVRXHpZS paM 计算内齿轮 c1 的接触许用应力 641 1minlNtLVRWXHp pa 而 39612 10AUHaHPHK pa 则 641 得出结论 满足接触强度的条件 H pa 19 3 7 4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核 1 选择使用系数 aK 原动机工作平稳 为中等冲击 故选 为 1 6 工作机的环境恶劣 属于严重冲a 击 故选 为 1 8a 2 动载荷系数 v0 251349Vk 3 齿向载荷分布系数 HK 1 229 1Hb 4 齿间载荷分配系数 HakF 查表可得 1 021 1 021Ha 5 节点区域系数 z 取 2 495 2cosintaHtz 6 弹性系数 eZ 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 80 eZ 7 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tbF 故取 0 889 43aZ 8 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 1cosZ 计算齿面的接触应力 代人参数110AUHaHPHK 145112H paM 20 9 最小安全系数 minHSinF 取 1minH 10 接触强度计算的寿命系数 NtZ 取 1 116 1 1171NtZ2Nt 11 润滑油膜影响系数 LVR 齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力 查表可得 1 0 958 0 996LVZR 12 齿面工作硬化系数 接触强度尺寸系数wZx 选 1 1wZx 计算许用接触应力 1770 中心齿轮 a2 1minlNtLVRWXHpS paM 1525 行星齿轮 c2 2inltLVRXpHZpa 接触强度校核 1451 满足接触强度校核 12H 2H 3 7 5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 1 名义切向力 tF 已知 3 和 276mm 则得623 47aNmT pnad 001623 47862tPa Nnd 使用系数 和动载系数 的确定方法与接触强度相同 Kv 2 齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 按公式计算 即 1FbFK 由图可知 1 则 1 229F 1 29b 3 齿间载荷分配系数 Fa 21 齿间载荷分配系数 可查表 1 021FaKFa 4 行星齿轮间载荷分配系数 p 行星齿轮间载荷分配系数 按公式计算F 1 621 3Fp 5 齿形系数 faY 查表可得 2 531 2 5841f 2fa 6 应力修正系数 s 查表可得 1 630 1 5901sa2a 7 重合度系数 Y 查表可得 1 0 75 18 8 螺旋角系数 9 计算齿根弯曲应力 f 39611 tFaAVFaFPFbmYK PaM 39422 ta a a 10 计算许用齿根应力 Fp minFSTNtrelTRrlXpYs 已知齿根弯曲疲劳极限 400minF 2 查得最小安全系数 1 6 式中各系数 和 取值如i STYNrelT RrelTYx 下 查表 2 1STYNT寿 命 系 数 0 2631L 查表齿根圆角敏感系数 1 1rel 2relTY 相对齿根表面状况系 22 1 043 0 11 6740 529RrelTzY 1 043 0 12 rel 许用应力 674 1Fp PaM248Fp Pa 因此 a2 c2 满足齿根弯曲强度条件 2F 3 7 6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核 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 8 1 2 495 vKH Z hZ 1 098 0 844HaZ 1 192 1 261 1 1 0 958 0 912 1N2N1L2L1V2V 0 996 0 992 1 153 1 153 1 1 1R1RWW1XminHS 计算行星齿轮的许用应力为 1782 1minlNtLVRXHpZS paM 计算内齿轮 c1 的接触许用应力 665 1minlNtLVRWXHp pa 而 65212 10AUHaHPHK pa 则 652 得出结论 满足接触强度的条件 H pa 4 轴的设计计算 行星齿轮减速器结构特点 行星轮轴承安装在行星轮内 行星轴固定在转臂的行 23 星轮轴孔中 输出轴和转臂通过键联接其支承轴承在减速器壳体内 太阳轮通过双联 齿轮联轴器与高速轴联接 以实现太阳轮浮动 太阳轮浮动原理如图 4 1 所示 图 4 1 太阳轮浮动原理 4 1 行星轴设计 4 1 1 初算轴的最小直径 在相对运动中 每个行星轮轴承受稳定载荷 当行星轮相对于转臂KNFt862 对称布置时 载荷 则作用在轴跨距的中间 取行星轮与转臂之间的间隙 tF m5 2 则跨距长度 当行星轮轴在转臂中的配合选为 H7 h6 时 mbl 475220 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 0l 因此 可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷 见图 4 2 0 lFqt 图 4 2 行星轮轴的载荷简图 危险截面 在跨度中间 内的弯矩 N m 1538N m8 1762802 lFqMt 行星轮轴采用 40Cr 钢 调质 MPa 考虑到可能的冲击振动 取安全系数40s 则许用弯曲应力 MPa 176MPa 故行星轮轴直径5 2 S 5 2 bS 24 mMdb 85 2176532330 取 8 0 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定 4 1 2 选择行星轮轴轴承 在行星轮内安装两个轴承 每个轴承上的径向载荷 rF N 1614KN2 0tan8620tan rF 在相对运动中 轴承外圈以转速 463 6430 178 caHcznminrinr 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d5 2 寸将受到限制 故初步选用单列深沟球轴承 6006 型 其参数为 md30 D5B1 kN kN 油浴 27rC2 0r 0limninr 取载荷系数 1pf 当量动载荷 N 137N 14 rFP 轴承的寿命计算 h 7377h 3306 19720 6 PCnLHch 校核行星轮轮缘厚度 是否大于许用值 mmc mDdcf 5 22 in 式中 行星轮模数 mm m mm 74 13min c 35 712 12 5mmci 满足条件 min 25 4 2 转轴的设计 输入功率 转速 175Pkw 1735 minnr 输出功率 输出转速 268 026 i 4 2 1 输入轴设计 1 初算轴的最小直径 由下式 30nPAd 初步估算轴的最小直径 选取轴材料为 40Cr 钢 调质处理 根据表 4 2 查得 0A 表 4 2 轴常用几种材料的 及 值 T 0A 轴的材料 Q235 A 20 Q275 35 1Cr18Ni9Ti 45 40Cr 35SiMn 38SiMnMo T PaM15 25 20 35 25 45 35 550A 149 126 135 112 126 103 112 97 查表取 112 得 mnPd34 5271330min 输入轴的最小直径安装法兰 该截面处开有键槽 轴颈增大 3 5 故 9 45 in 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定 2 选择输入轴轴承 1 轴的结构设计 根据估算所得直径 轮彀宽及安装情况等条件 轴的结构尺寸可进行草图设计 该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承 6213 型 其尺寸为 可画出输入轴草图 如附图 03 mBDd20165 轴承的寿命计算 其参数为 N N 油浴 2 83rC8 630r5li ninr 26 取载荷系数 2 1 pf 当量动载荷 N 3873N 328 rFP 轴承的寿命计算 h 1258h 700h 306 8720 16 PCnLah 故该对轴承满足寿命要求 4 2 2 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 则输出轴运转时只承受转矩 输出轴选用 42CrMo 合金钢 其许用剪切应力 MPa 即求出输出轴伸出端直径 45 2 输出轴的设计与校核 mnPAd7 13 26081330min 输入轴的最小直径安装法兰 该截面处开有键槽 轴颈增大 3 5 故 4 5 in 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定 3 选择输出轴轴承 由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷 仅承受输出转臂装置的自重 所示轴承 的尺寸应由结构要求来确定 输出轴端 轴颈 mm 1602 d 由于结构特点 输出轴轴承须兼作转臂轴承 为了太阳轮安装方便 使太阳轮能 通过转臂轮毂中的孔 故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径 17mm ad 故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承 6237 型 其尺寸为 可画出转臂草图 如附图 03 mBDd402815 轴承的寿命计算 其参数为 kN kN 油浴 rC0r3li ninr 取载荷系数 2 1pf 27 当量动载荷 N 5088N 420 1 rpFfP 轴承的寿命计算 h 10938h 7000h 3306 508 2 167 1 CnLch 故该轴承满足寿命要求 4 输出轴上键的选择及强度计算 平键连接传递转矩时 其主要失效形式是工作面被压溃 因此 通常只按工作面 上的挤压应力进行强度校核计算 普通平键连接的强度条件按下式计算 pp20 kldT 式中 转矩 NmA 轴颈 mm 键与轮毂键槽的接触高度 此处 为键的高度 mm k hk5 0 键的工作长度 mm 型键 型键 型键 其中l bLl BLl C 2lLb 为键的长度 为键的宽度 Lb 许用挤压应力 在这里键材料为 45 钢 其许用挤压应力值按轻 p 2mN 微冲击算查相关资料的 100 120 p MPa 由前面计算知输入转矩 KN m 146 T 选用 型键 其型号为 A Lhb1028 将数值 285 0 k 365 l 键连接处的轴颈 315mm 代入式 3 2 得d 13 4 4 较大时 行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮缘孔内臂较合理 baxi 对于尺寸较小的整体式转臂结构 可以采用整休锻造毛坯来制造 但其切削加工 量较大 因此 对于尺寸较大的整体式转臂结构 则可采用铸造和焊接的方法 以获 得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯 图 5 1 双侧板整体式转臂 2 双侧板分开式转臂 双侧板分开式转臂 见图 5 1 的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上 故又 称之为装配式转臂 其结构较复杂 这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关 当传 29 动比较小 例如 2Z X A 型的传动比 4 baxi 故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂 5 1 2 转臂制造精度 由于在转臂 x 上支承和安装着 3 个行星轮的心轴 因此 转臂 x 的制造精度pn 对行星齿轮传动的工作性能 运动的平稳性和行星轮间载荷分布的均匀性等都有较大 30 的影响 在制定其技术条件时 应合理地提出精度要求 且严格地控制其形位偏差和 孔距公差等 1 中心距极限偏差 af 在行星齿轮传动中 转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距偏差的大小和方 向 可能增加行星轮的孔距相对误差 和转臂 x 的偏心量 且引起行星轮产生径向位1 移 从而影响到行星轮的均载效果 所以 在行星齿轮传动设计时 应严格地控制中心 距极限偏差 值 要求各中心距的偏差大小相等 方向相同 一般应控制中心距极限偏af 差 0 01 0 02mm 的范围内 该中心距极限偏差 之值应根据巾心距 值 按齿轮af af a 精度等级按照表 5 1 选取 表 5 1 中心距极限偏差 af m 齿轮副的中心距 a精度 等级 af 1830 305 5080 8012 12080 18025 25031 315408 7109 IT82 IT9 16 5 26 19 5 31 23 37 27 43 5 31 5 50 36 57 5 40 5 65 44 5 70 2 各行星轮轴孔的孔距相对偏差 1 由于各行星轮轴孔的孔距相对偏差 对行星轮间载荷分布的均匀性影响很大 故 必须严格控制 值的大小 而 值主要取决于各轴孔的分度误差 即取决于机床和工1 1 艺装备的精度 一般 值可按下式计算 即1 m10a 5 4 3 括号中的数值 高速行星齿轮传动取小值 一般中低速行星传动取较大值 3 转臂 x 的偏心误差 xe 转臂 x 的偏心误差 推荐 值不大于相邻行星轮轴孔的孔距相对偏差 的 1 2 1 即 xem21 4 各行星轮轴孔平行度公差 各行星轮轴孔对转臂 x 轴线的平行度公差 和 可按相应的齿轮接触精度要求确 xf y 31 定 即 和 是控制齿轮副接触精度的公差 其值可按下式计算 即 xf y xfm bB yf 式中 和 在全齿宽上 方向和 方向的轴线平行度公差 按xyfxym GB T10095 1988 选取 转臂 x 上两臂轴孔对称线 支点 间的距离 B 齿轮宽度 b 5 平衡性要求 为了保证行星齿轮传动运转的平稳性 对中 低速行星传动的转臂 x 应进行静平 衡 一般 许用不平衡力矩 可按表 5 2 选取 对于高速行星传动 其转臂 x 应在其 pM 上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡 表 5 2 转臂 x 许用不平衡力矩 pM 转臂外圆直径 m D 200 200 300 350 500 许用不平衡力矩 NpM 0 15 0 25 0 50 5 2 箱体的设计 机体是上述各基本构件的安装基础 也是行星齿轮传动中的重要组成部分 在进 行机体的结构设计时 要根据制造工艺 安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定 其具体的结构型式 对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动 一般采用焊接机体 对于 中 小规格的机体在进行大批量的生产时 通常采用铸造机体 按照行星传动的安装型式的不同 可将机休分为卧式 立式和法兰式 见图 5 4 按其结构的不同 又可将机体分为整体式和剖分式 32 图 5 4 机体结构形式 图 5 4 a 所示为卧式整体铸造机体 其特点是结构简单 紧凑 能有效地吸收振动 和噪声 还具有良好的耐腐蚀性 通常多用于专用的行星齿轮传动中 且有一定的生 产批量 铸造机体应尽量避免壁厚突变 应设法减少壁厚差 以免产生疏松和缩孔等铸造 缺陷 图 5 4 b 所示为轴向剖分式机体结构 通常用于大规格的 单件生产的行星齿轮 传动中 它可以铸造 也可以焊接 采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较 方便 便于进行调试和测量 图 5 4 c 所示为立式法兰式机体结构 它可适用于与立式电动机相组合的场合 成批量生产时可以铸造 单件生产时可以焊接 铸造机体的一般材料为灰铸铁 如 HT150 和 HT200 等 若机体承受较大的载荷 且有振动和冲击的作用可用铸钢 如 ZG45 和 ZG55 等 为了减小质量 机体也可以采 用铝合金来铸造 如 ZL101 和 ZL102 等 结合本设计要求 采用法兰式机体与立式电动机相组合 上 下机体采用 HT200 铸造而成 上 下机体结构图见附录图 03 04 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 40 566tdmKT 机体表面的形状系数 取 1t 33 与内齿轮直径有关的系数 取 2 6dKdK 作用在机体上的转矩T 5 3 其他附件的选用 5 3 1 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 65mm 外径为 120mm 行星齿轮中的轴承为深沟球轴承内径为 90mm 外径为 160mm 行星 齿轮 2 中的轴承为 GB T283 1994 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 5 3 2 密封和润滑 行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式 通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起 来 带到零件的各个部分 在输入轴的前机盖上有两个通油孔 便与油入轴承 在油 标中显示油位 便于即时补油 密封的方式为采用毡圈式密封 简单低廉 但接触面 的摩擦损失大 因而功能耗大 使用期限短 34 结论 通过对行星齿轮的设计过程的熟悉 与传统的减速器的设计有很大的不同 计算 方式不一样 安装方式不一样 要求精度不一样等 行星轮系减速器较普通齿轮减速 器具有体积小 重量轻 效率高及传递功率范围大等优点 行星齿轮减速器的类型很 多 本设计主要通过对 2Z X 型的进行系列设计的 计算主要参数 确定主要零件的各 部位的尺寸 通过对每个零件的建模再进行组装 通过对行星齿轮减速器的设计 基 本熟悉设计的一般流程 理解行星减速器的工作原理 对于传递转矩要求高的行星齿 轮减速器 行星齿轮中应当安装滑动轴承 输入轴应尽量避免采用齿轮轴的形式 行 星齿轮的安装较为复杂 在设计中 同时由于本人能力和经验有限 在设计过程中难 免会犯很多错误 也可能有许多不切实际的地方 个人觉得设计行星减速器的工艺要 求很高 在装配零件图较为复杂 运动仿真主要困难在于行星齿轮与转臂的运动上 我以后会做更多的关于行星齿轮减速器的研究 35 致 谢 经过四个多月的忙碌和工作 毕业设计接近了尾声 在这段时间中我所做的工作 是比较肤浅的 很多方面由于知识跨度较大 我的设计方面的基础显得很欠缺 所以 遇到了不小的困难 在设计计算的关键步骤上 指导老师给了我很大的帮助和指导 同时在设计的每一个细节上都为我考虑得很周到 毕业设计能够完成 首先要感谢的 是我的老师 在本文的完成过程中 我还要感谢的是在大学期间给我授过课的老师 正是他们 出色的工作使我掌握了较为扎实的基础知识 本课题的研究工程中我多次得益于大学 阶段的学习 本文所引用文献的作者也给我了很大的帮助 正是他们做在前面的工作 使我在做这个课题的时候有很多资料可以借鉴 有很多前人的方法可以参考 他们的 工作大大的丰富了我的思路 给我了很多有益的启示 然后 感谢我的同学 是他们在我感到困惑时 给予我信心与前进的动力 是他 们在我快乐时 分享我的喜悦 感谢所有关心和帮助过我的人 最后感谢学院两年来对我的大力栽培 谢谢 36 参考文献 1 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局 中国国家标准化管理委员 会 JB T7681 2006ZJ 系列行星齿轮减速器 北京 机械工业出版社 2006 2 江渡 陈世刚 马铁强 基于 Pro E 的行星齿轮减速器三维参数化 CAD 系统 机 械设计 2006 2 3 张展 张弘松 张晓维 行星差动传动装置 北京 机械工业出版社 2009 1 4 饶振刚 行星齿轮传动设计 北京 化学工业出版社 2003 5 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会 渐开线齿轮行星传动的设计与制造 北 京 机械工业出版社 2002 6 马从谦 陈自修 渐开线行星齿轮传动设计 北京 机械工业出版社 1987 7 濮良贵 纪名刚 机械设计 北京 高等教育出版社 2009 8 孙桓 陈作模 葛文杰 机械原理 北京 高等教育出版社 2009 9 朱孝录 齿轮传动设计手册 北京 化学工业出版社 2000
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