毕业设计（论文）-NGW行星减速器设计.doc

11绪论行星齿轮减速器与普通定轴减速器相比，具有承载能力大、传动比大、体积小、重量轻、效率高等特点，被广泛应用于汽车、起重、冶金、矿山等领域。我国的行星齿轮减速器产品在性能和质量方面与发达国家存在着较大差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早巳进入分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等。本文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，并对设计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。本课题设计通过对行星齿轮减速器工作状况和设计要求对其结构形状进行分析，得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出行星齿轮减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，不断反复计算从而使减速器的性能主要使寿命和稳定性及润滑情况进行优化设计。22设计与校核2.1设计参数输入功率：P=10KW输入转速：n1=750r/min；输出转速：n2=20r/min；中等冲击；每天连续工作14小时；使用期限10年。2.2方案设计2.2.1传动形式选择减速器的总传动比i=750/20=37.5，属于二级NGW型的传动比范围。拟用两级太阳轮输入、行星架输出的形式串联，即i1·i2=37.5。两级行星轮数都选np=3。高速级行星架不加支承，与低速级太阳轮之间用单齿套联接，以实现高速级行星架与低速级太阳轮浮动均载。其中高速级行星轮采用球面轴承，机构镇定。低速级仍为静不定。其自由度为：54321654321610554133212113WnPPPPP机构的静定度为：1(3)4SWW2.2.2齿形及精度设计因属于低速传动，采用齿形角an=20o的直齿轮传动。精度定为6级。为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合aac=24o内啮合acb=20o左右。2.2.3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3寸。两级都采用相同的材料搭配，如表2-1疲劳极限Hlim和Flim选取区域图的下部数值。表2-1齿轮材料及其性能表齿轮材料热处理HlimFlim加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC586214003506级行星轮245内齿轮40Cr调质HB2622936502207级2.2.4传动比分配按照高速级和低速级齿面接触强度相等的原则分配传动比。取=1.2，取n=3,()=()=0.7,Hlim1=Hlim2其余系数确定如表2-2。则q值为：11221.21.81.1431.051.8HPHHPHKKXqKKX表2-2有关q值的系数表代号名称说明取值KA使用系数中等冲击，KA1=KA21.25KHP1行星轮间载荷分配系数行星架浮动，6级精度1.20KHP2太阳轮浮动，6级精度1.05KH1综合系数np=3，高精度，硬齿面，静定结构降低取值1.80KH21.80计算q3值q3=1.143x1.232以此值和传动比得p1=6.6可知：i1=1+p1=1+6.6=7.6i2=i/i1=37.5/7.6=4.9343高速级设计计算3.1配齿数按变位传动要求选配齿数。从弯曲强度的高可靠性出发,保证必要的工作平稳性，取za=14。按齿面硬度HRC=60，u=zc/zc=(7.6-2)/2=2.8等zamax=18,故12<za<18,故可用。由传动比条件知，Y=ibaxza=i1za=7.6+14=106.4,为满足装备条件取Y=108108363pYMn计算内齿轮和行星轮齿数：108149440()2399414babaccbazYzzzzzzz1abc1名义齿数（按下面变位计算确定的实际齿数）实际传动比：i=1+=1+=7.71配齿数结果：z=14,z=94,z=39,i=7.713.2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太阳轮传递的扭矩：1109549954942.43750paPTNmnn取u=40/14=2.86,Ktd=768,则太阳轮分度圆直径：lim131322142.41.251.21.82.861768370.714002.86HAHPHatddTKKKuddKmmu（2）按弯曲强度初算模数式中系数KA、d同前，其余系数如表3-15表3-1弯曲强度有关系数表代号名称说明取值Ktm算式系数直齿轮12.1KFp行星轮间载荷分配系数KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）1.3KF综合系数高精度，正变位，静定结构1.6YFa1齿形系数按x=0查值3.18YFa22.4所以应按行星轮计算模数：1233221lim242.41.251.31.62.412.12.40.714245AFPFtmdFaHTKKKYmKmmz若按模数m=2.5mm，则太阳轮直径da=zam=14x2.5=35mm，与接触强度初算结果da=37mm接近，故初定按da=35mm，m=2.5mm进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3.3齿轮变位计算（1）确定行星轮齿数zc1)由前面配齿数结果知：14,94,40abczzz2）初选a-c副的齿高变动系数和xac根据144054,241acacacaczzzax和左右的限制条件，初选3)初算a-c副的齿高变动系数acy根据初选的acacxxx，计算acy：按B查D：1000()10001cos118.521440xaxcBzazc=D=1.890,cos1,01.8914400.1021000cos1000aczzDac因所以则y=64）确定cz：4010.10239.102ccacaczzxy取39cz（2）a-c齿合副的计算1）确定中心距acaa-c和a-b啮合副和标准中心距：0.50.514392.566.250.50.594392.568.75acaccbbcazzmmmazzmmm根据确定aca的方法，因zc为小于计算值的圆整值，取aca=68.52）中心距分离系数acy：68.566.250.92.5acacacaaym3）齿高变动系数acy：1000cos1.96514390.1041000acacaczzcyy式中=0，=0，cos=1,c=1.965故：4）变位系数acx和啮合角aca0.90.1041.00466.25arccoscosarccoscos2024.65624392368.5acacacacacacacxyyaaaaacx在变位范围内，aca在推荐值范围内。5）变位系数分配根据齿数比39/142.785u得：11.0040.52,axxx时故：1.0040.520.484cacaxxx（3）变位系数分配71）中心距分离系数cby68.568.750.12.5accbcbaaym2）齿顶高变动系数cby已知cbacaa得：1000cosbccbzzcy式中=0，=0，cos=1,c=0.035故：0.03594390.0019251000cby3）变位系数bx0.10.0019250.09808cbcbcbxyy故0.098080.4840.3859bcbcxxx4）啮合角cba68.75arccoscosarccoscos2019.4171925268.5cbcbcbcbaaaacba在推荐范围内。3.4几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径和齿顶圆直径的计算值列于表3-2。表3-2齿轮几何尺寸表齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径说明太阳轮()35ad()36.189ad()42.08aad行星轮外啮合()97.5cd()100.811accd()104.4acd外啮合acy削顶内啮合()97.145cbcd内齿轮()235db()234.145bd()232.920abd已考虑了干涉