畢業(yè)設計論文NGW行星減速器設計

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1、 1 緒 論 行星齒輪減速器與普通定軸減速器相比，具有承載能力大、傳動比大、體積小、重量輕、效率高等特點，被廣泛應用于汽車、起重、冶金、礦山等領域。我國的行星齒輪減速器產品在性能和質量方面與發(fā)達國家存在著較大差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發(fā)達國家在機械產品設計上早巳進入分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統(tǒng)在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查等。本文通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對設計結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價，實現行星齒輪減

2、速器規(guī)模化生產提供了參考和理論依據。 本課題設計通過對行星齒輪減速器工作狀況和設計要求對其結構形狀進行分析，得出總體方案.按總體方案對各零部件的運動關系進行分析得出行星齒輪減速器的整體結構尺寸，然后以各個系統(tǒng)為模塊分別進行具體零部件的設計校核計算，得出各零部件的具體尺寸，再重新調整整體結構，不斷反復計算從而使減速器的性能主要使壽命和穩(wěn)定性及潤滑情況進行優(yōu)化設計。 2設計與校核 2.1設計參數 輸入功率：P=10KW 輸入轉速：n1=750r/min； 輸出轉速：n2=20r/min； 中等沖擊； 每天連續(xù)工作14小時； 使用期限10年。

3、2.2方案設計 2.2.1傳動形式選擇 減速器的總傳動比i=750/20=37.5，屬于二級NGW型的傳動比范圍。擬用兩級太陽輪輸入、行星架輸出的形式串聯，即i1i2=37.5。 兩級行星輪數都選np=3。高速級行星架不加支承，與低速級太陽輪之間用單齒套聯接，以實現高速級行星架與低速級太陽輪浮動均載。 其中高速級行星輪采用球面軸承，機構鎮(zhèn)定。低速級仍為靜不定。其自由度為： 機構的靜定度為： 2.2.2齒形及精度設計 因屬于低速傳動，采用齒形角an=20o 的直齒輪傳動。精度定為6級。為提高承載能力，兩級均采用變位齒輪傳動，要求外嚙合aac=24o內

4、嚙合acb=20o左右。 2.2.3齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸。兩級都采用相同的材料搭配，如表2-1疲勞極限σHlim和σFlim選取區(qū)域圖的下部數值。 表2-1 齒輪材料及其性能表 齒輪 材料 熱處理 σHlim σFlim 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC58～62 1400 350 6級 行星輪 245 內齒輪 40Cr 調質HB262～293 650 220 7級 2.2.4傳動比分配 按照高速級和低速級齒面接觸強度相等的原則分配傳動比。取λ=1.2，取n

5、=3,(ф)=(ф)=0.7,σHlim1=σHlim2其余系數確定如表2-2。則q值為： 表2-2 有關q值的系數表 代號 名稱 說明 取值 KA 使用系數 中等沖擊，KA1=KA2 1.25 KHP1 行星輪間載荷分配系數 行星架浮動，6級精度 1.20 KHP2 太陽輪浮動，6級精度 1.05 KHΣ1 綜合系數 np=3，高精度，硬齒面，靜定結構降低取值 1.80 KHΣ2 1.80 計算qλ3值 qλ3=1.143x1.23≈2 以此值和傳動比得p1=6.6 可知： i1=1+p1=1+6.6=7.6 i2=i/

6、i1 =37.5/7.6=4.93 3 高速級設計計算 3.1配齒數 按變位傳動要求選配齒數。 從彎曲強度的高可靠性出發(fā),保證必要的工作平穩(wěn)性，取za= 14。按齒面硬度HRC=60，u=zc/zc =(7.6-2)/2=2.8等zamax=18,故 12< za <18,故可用。 由傳動比條件知，Y=ibaxza=i1za=7.6+14 =106.4 ,為滿足裝備條件取Y=108 計算內齒輪和行星輪齒數： 3.2初步計算齒輪主要參數 （1）按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 太陽輪傳遞的扭矩： 取u=40/14=2

7、.86,Ktd=768,則太陽輪分度圓直徑： （2）按彎曲強度初算模數 式中系數KA、同前，其余系數如表3-1 表3-1 彎曲強度有關系數表 代號 名稱 說明 取值 Ktm 算式系數 直齒輪 12.1 KFp 行星輪間載荷分配系數 KFp= 1+ 1.5（KHp - 1） = 1+ 1.5（1.2 - 1） 1.3 KFΣ 綜合系數 高精度，正變位，靜定結構 1.6 YFa1 齒形系數 按x=0查值 3.18 YFa2 2.4 所以應按行星輪計算模數： 若按模數m=2.5mm，則太陽輪直徑da=zam=14x2.

8、5=35mm，與接觸強度初算結果da=37mm接近，故初定按da=35mm，m=2.5mm進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。 3.3齒輪變位計算 （1）確定行星輪齒數zc 1)由前面配齒數結果知： 2）初選a-c副的齒高變動系數和xΣac 根據 3)初算a-c副的齒高變動系數 根據初選的，計算： 按B查D： D= 1.89 4）確定： 取 （2）a-c齒合副的計算 1）確定中心距 a-c和a-b嚙合副和標準中心距： 根據確定的方法，因zc為小于計算值的圓整值，取= 68.5 2）中心距分離系數： 3）齒高變動系數： 4）變位系數和嚙合角

9、 在變位范圍內，在推薦值范圍內。 5）變位系數分配 根據齒數比得：故： （3）變位系數分配 1）中心距分離系數 2）齒頂高變動系數 已知得： 3）變位系數 故 4）嚙合角 在推薦范圍內。 3.4幾何尺寸計算 將分度圓直徑、節(jié)圓直徑和齒頂圓直徑的計算值列于表3-2。 表3-2 齒輪幾何尺寸表 齒輪 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 說明 太陽輪 行星 輪 外嚙合 外嚙合削頂 內嚙合 內齒輪 已考慮了干涉 3.5重合度計算 外嚙合： 按嚙合角查得，故

10、： 3.6 嚙合效率計算 嚙合效率： 機構的效率，查得各嚙合副的效率為， 轉化機構效率為： 轉化機構傳動比： 則： 轉化機構效率為：0.984 轉化機構傳動比為：0.986 3.7齒輪疲勞強度校核 （1）外嚙合 1）齒面接觸疲勞強度 各參數和系數取值如表3-3 表3-3 外嚙合接觸強度有關參數和系數表 代號 名稱 說明 取值 使用系數 按中等沖擊查 1.25 動載荷系數 1.01 齒向載荷分布系數 1.12 節(jié)點區(qū)域系數 2.21 彈性系數 查得

11、 重合度系數 0.95 螺旋角系數 直齒，，得 1 分度圓上的切向力 2425N 工作寬度 25mm 齒數比 2.786 壽命系數 1 潤滑油系數 1.03 續(xù)表3-3 代號 名稱 說明 取值 速度系數 查得 0.96 粗糙度系數 1.01 工作硬化系數 兩齒輪均為硬齒面得 1 尺寸系數 m<5mm 1 最小安全系數 按高可靠度查得 1.25 接觸應力基本值： 接觸應力： 許用接觸應力： 故，接觸強度通

12、過。 2）齒根彎曲疲勞強度 各參數和系數列于表3-4 表3-4 外嚙合齒根彎曲強度有關參數和系數表 代號 名稱 說明 取值 齒向載荷分布系數 1.08 齒間載荷分布系數 1 行星輪間再載荷分配系數 1.3 YFAC 太陽輪齒形系數 ，查得 2.28 YFAC1 行星輪齒形系數 ，查得 2.14 YSAA 太陽輪應力修正系數 查得 1.84 YSAC 行星輪應力修正系數 查得 1.86 彎曲壽命系數 1 試驗齒輪應力修正系數 查得 2 YYBTC 太陽輪齒根圓角敏感系數 查得 0.9

13、8 YYBTC 行星輪齒根圓角敏感系數 查得 1.01 齒根表面形狀系數 ，查得 1.045 最小安全系數 按高可靠度，查得 1.6 太陽輪 彎曲應力基本值: 彎曲應力: 許用彎曲應力： 行星輪： 彎曲應力基本值： 彎曲應力： 許用彎曲應力： 故彎曲應力大于許用彎曲彎曲應力，彎曲強度通過。 （2）內嚙合 1）齒面接觸疲勞強度 其中與外嚙合取值不同的參數為： 接觸應力基本值： 接觸應力： 故，接觸強度通過。 2）齒根彎曲疲勞強度 其中與外嚙合取值不同的參數為： 。 彎曲應力基本值： 許

14、用彎曲應力： 故，彎曲強度通過。 以上計算說明齒輪的承載能力足夠。 3.8行星輪軸承計算 考慮到采用直齒輪傳動，以及為了加工和裝配方便，擬用中空式行星輪，內孔中裝一個球面滾子軸承，心軸固定在行星架上。計算軸承的動負荷，其中系數確定如表3-5。 表3-5 計算軸承動負荷有關系數表 代號 名稱 說明 取值 負荷性質系數 中等沖擊，查得 1.25 齒輪系數 查得 1.06 安裝部分系數 對稱，查得 1 工作情況系數 1.325 溫度系數 一般低速傳動 1 壽命系數 更換期1.5年，，得 2.14

15、 續(xù)表3-5 代號 名稱 說明 取值 速度系數 ，查得 0.557 行星架傳遞扭矩 當量載荷 5653N 選用雙列向心求面滾子軸承3506，軸承額定動負荷為27900N。軸承符合要求。 3.9行星架設計計算 采用雙壁整體式行星架，一端有浮動內齒圈。按經驗取壁厚C1=C2=0.26a1=18mm。兩壁之間的扇形斷面連接板如圖1，其慣性中心On所在半徑計算為： 此經驗數據擬定的行星架尺寸，不必作強度計算，只計算其變形即可。連接板相當于固連在兩側伴之間的雙支點梁，在行星輪軸的作用力Fn作用下，連接板和側板都產生變形。Fn為側板的內力素

16、。因兩側板近似相等，相對切向變形的柔度計算各參數如表3-6。 表3-6 柔度計算各有關參數表 代號 名稱 算法及說明 取值 周圍上的切向力 1872N 續(xù)表3-6 代號 名稱 算法及說明 取值 彈性摸量 ZG45鑄鋼 連接板長度 58mm 連接板有效長度 46.4mm 側板慣性矩 35327mm4 側板斷面積 1305mm 圓盤形側板形狀系數 1.08 連接板慣性矩 連接板斷面積 1477.5mm2 連接板側板形狀系數 ，查得 1.04 連接板

17、形狀系數 凸四邊形 1 對連接板變形的影響系數 9.12 故： 兩側板相對切向位移引起行星輪嚙合面上的輪齒歪斜角γ為： 在NGW型傳動中，由于行星架變形而產生的輪齒歪斜角γ，可以補償太陽輪扭轉變形而產生的沿齒長方向的載荷集中現象。所以γ的大小以不超過太陽扭轉變形引起的輪齒歪斜角為宜。 4低速級設計計算 設計計算方法和步驟與高速級相同，在此從略，僅將部分計算結果給出。 4.1配齒數 4.2中心距 4.3變位計算結果 外嚙合： 內嚙合： 4.4嚙合效率

18、 5均載機構設計計算 5.1均載機構位移量計算 （1）高速級行星架浮動的位移量 高速級各構件的制造誤差確定如表5-1 表5-1 高速級各構件的制造誤差表 構件的誤差名稱 代號 組 成 誤差值 太陽輪偏心 機體上軸孔對基準圓徑向跳動公差之半+齒圈徑向跳動公差之半 22 內齒輪偏心 齒圈徑向跳動公差之半 16 行星輪偏心 齒圈徑向跳動公差之半 8 行星輪軸孔切向誤差 行星架上行星輪軸孔由于分度不均等引起的切向誤差 15 行星架 行星架中心線與主軸線不同軸度公差 10 高速級行星架浮動的位移量： （2）低

19、速級行星架浮動的位移量 低速級各構件的制造誤差確定如表5-2 表5-2 高速級各構件的制造誤差表 構件的誤差名稱 代號 組成 誤差值 太陽輪偏心 齒圈徑向跳動公差之半+太陽輪軸線對主軸線的不同軸度公差 22 內齒輪偏心 齒圈徑向跳動公差之半 16 續(xù)表5-2 構件的誤差名稱 代號 組成 誤差值 行星輪偏心 齒圈徑向跳動公差之半 14 行星輪軸孔切向誤差 行星架上行星輪軸線分度位置等引起的切向位置誤差 24 行星架 機體上行星架軸孔對基準圓徑向跳動公差之半 17.5 5.2浮動聯軸器傾斜角及主要參

20、數確定 在最嚴重的情況下，兩級浮動構件等效誤差的最大值和分布在過主軸線的一個平面上，且位于主軸線的兩側。由于低速級行星輪和高速級都用滾動軸承，可設想低速級太陽輪軸線只作范圍內的平動，高速級行星架軸線繞浮動聯接做傾斜運動的同時，補償和。確定單齒套長度應由浮動齒中間平面計算到滾動軸承的中間平面，經初步結構設計取為，則其最大傾斜角應為： 為提高均載效果，采用的鼓形齒聯軸器，考慮到加工工藝問題。取。根據結構取浮動聯軸器分度圓直徑 。 5.3聯軸器幾何計算 取模數m=2.5mm,齒數z=24,齒頂高系數，變位系數x=0.4;采用側面定心，則幾何尺寸計算如表5-3. 表5-3 聯軸器幾

21、何計算表 名 稱 計 算 式 結 果 嚙合角 節(jié)圓直徑 62mm 齒頂圓直徑 66mm 58mm 齒根圓直徑 55.75mm 68.25mm 鼓形齒刀具位移圓半徑 193.085mm 切向鼓形半徑 422.118mm 法向鼓形半徑 464.183mm 5.4聯軸器強度驗算 鼓形聯軸器的內齒套為高速級行星架的一部分，為鑄鋼調質，HB250～280，；外齒與低速級太陽輪是一個構件。計算齒面接觸應力。各參數和系數確定如表5-4。 表5-4 聯軸器強度計算參數和系數表 代號 名稱 說明 取值

22、傳遞扭矩 與高速級行星架扭矩同 968Nm 使用系數 中等沖擊 1.25 續(xù)表5-4 代號 名稱 說明 取值 輪齒間載荷分配不均系數 非柔性構件浮動 1 輪齒有效接觸高度系數 1.2 壽命系數 ，日工作14時 1.6 載荷分布系數 與聯軸器傾角有關 0.45 接觸應力符合要求。 6潤滑裝置及散熱計算 采用集中潤滑，潤滑站XYZ-63，供油壓力0.4MPa，流量63L/min。 連續(xù)工作產生的熱量Q1=3600（1-η）P1 =360

23、0x（1-0.98x0.98）x22=3136.32（kJ/h） 箱體表面排出的最大熱量Q2max=4.1868hS（Qymax-Q0） =4.1868x35x0.85x（50-20）=3737 Q1（kJ/h） 式中η——傳動效率取0.92， P1——輸入軸的傳動功率，KW h——自然通風不好的地方h=31～38(KJ/ m2h℃) 自然通風良好的地方h=50～63(KJ/h m2h℃) S——散熱的計算面積（m2、）， Qymax—油溫的最大許用值（50℃～60℃），取50℃ Q0——周圍空氣的溫度取，20℃；環(huán)境30℃時Q

24、2max=2491（kJ/h） 考慮安全和潤滑充分，故增加潤滑站。 結論 論文在查閱大量文獻和分析、計算的基礎上，取得如下的研究成果： （1）對行星齒輪減速器的現狀和發(fā)展前景進行了探討。 （2）通過對現有行星齒輪減速器的研究方法進行分析，認識到國內行星齒輪減速器發(fā)展面臨的主要問題以及相應的解決方案。 （3）通過對行星齒輪傳動各部件的設計，為行星齒輪減速器總體結構設計提供了理論依據。 由于研究時間短及本人設計能力有限，行星齒輪減速器的總體結構設計還不完善，主要還存在以下不足： （1）在整機設計中未充分分析齒輪在旋轉過

25、程中產生的振動，希望能在以后的研究中，完善設計。 （2）本文僅對行星齒輪減速器的提升裝置進行了初步的試驗研究，未能在具體樣機中進行設計合理性的校核，希望在以后的研究中，通過生產實踐，完善設計存在的缺陷。 致謝 值此成文之際，首先我要衷心地感謝我的指導教師劉家倫在畢業(yè)設計這段時間來對我的教育和培養(yǎng)。導師嚴謹的治學作風、兢兢業(yè)業(yè)的工作精神和求精、求實的科學研究理念將對我以后獨立學習和生活產生深刻的影響。每當遇到困惑和疑難時，在我仿徨、不知所措時，劉老師總能及時查明我的心態(tài)，幫助我克服學習和生活中的困難，給予我充分信任、鼓勵和支

26、持，并為我提供十分寶貴的學習機會。其辛勞和對學生的良苦栽培無以言表。論文定稿之前的細致修改無不銘刻著導師為人師表和嘔心瀝血的烙印，而這種治學精神將成為學生終身受用不盡，用之不竭的寶貴財富。謹向老師致以深深的敬意和最誠摯的謝意。 感謝多年來培育我的宜賓職業(yè)技術學院的老師們和關心我的同學們。 衷心感謝我的父母，感謝他們對我的理解、關心、照顧和支持，讓我的生活充滿無比的快樂與幸福。 最后，感謝那些默默地關心和支持我而在此無法一一提及的師長、朋友和親友們。 參 考 文 獻 [1]漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編

27、委會編.漸開線齒輪行星傳動的設計與制造.北京:機械工業(yè)出版社，2002 [2]張國瑞，張展.行星傳動技術.上海:上海交通大學出版社，1989 [3]彭書志.一種新型行星齒輪減速器的理論研究.光機電信息，1998 [4]張鎖懷，隋鐵成.三軸式內齒行星齒輪減速器傳動力學及運動性能的研究.機械設計，1995 [5]林將，張學峰.無自轉活齒雙擺線行星齒輪減速器.東北大學學報(自然版)，1995 [6]繞振綱.新式3K傳動的設計理論研究.傳動技術(上海)，1993 [7]黃曉劍.雙擺線滾子行星傳動原理初探.機械設計與研究，1989 [8]繞振剛.火炮行星齒輪減速器反求設計.機械設計，1992 [9]張蕾，盧玉明.高速、中截圓柱齒輪減速器的穩(wěn)健設計.機械設計，1999 [10]程自彬.NGW行星齒輪減速器的模糊優(yōu)化設計.湖南大學學報，1991 [11]熊銀根，淮良貴一齒差擺線針輪行星傳動的多目標優(yōu)化設計.機械設計與研究，1989