〔大学论文〕NGW-S62-45行星减速器设计（含word文档） .pdf

毕业设计毕业设计毕业设计毕业设计( ( ( (论文论文论文论文) ) ) )开题报告开题报告开题报告开题报告 题题 目目 名名 称称: : : : ngwngwngwngws62s62s62s6245454545 型二级型二级行星齿轮减速器行星齿轮减速器 题题 目目 类类 别别: : : : 生产实际 学学 院（系）院（系）: : : : 专专 业业 班班 级级: : : : 学学 生生 姓姓 名名: : : : 指指 导导 教教 师师: : : : 辅辅 导导 教教 师师: : : : 开题报告日期开题报告日期: : : : 2007.10.27 一、题目来源一、题目来源一、题目来源一、题目来源 科研真题生产实际实验室建 设 其它 二、研究目的和意义二、研究目的和意义二、研究目的和意义二、研究目的和意义 行星减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械装置。减速器的设计历来是机械设计中经 典的项目之一。 而减速器中设计难度最大的部件当数行星减速器的齿轮轴。 齿轮轴是支撑轴上零 件、传递运动和动力的关键部件，其设计不同于一般零部件的设计，它包含两个主要内容：强度 设计和结构设计。为了保证其足够的工作能力，一般必须对轴进行强度计算，必要时还要做刚度 计算、 振动稳定性计算等； 为了保证安装在轴上的零件能正确地定位和固定以及轴的加工和装配 的要求，必须合理地定出轴各部分形状和结构尺寸，也即进行结构设计。实际设计中，强度计算 和结构设计互相关联、互相影响，需要不断地交互。不仅如此，轴在减速箱体中的装配位置、 轴 上零件的结构及装配都会直接影响着轴的结构及强度， 从而使齿轮轴的设计复杂化， 成为行星减 速器设计的“瓶颈”。行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动 比大、 承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点， 这些已被我国越来越多的机械工程技 术人员所了解和重视。 随着科技高速发展，行星减速器技术逐步向小型化、高速化、低噪声、高可靠度的方向发展， 微小型减速器在国防及工业生产中越来越得到广泛的应用。 本文为适应这一发展趋势开发出可应 用在航空航天等领域的微小型圆柱正弦活齿减速器。该减速器具有重量轻、体积小、结构简单紧 凑、传动效率高、润滑性能好、能自锁等优点，在国防、冶金矿山、石油化工、汽车等生产部门 有着广阔的应用前景。 减速器作为一种最常用的传动装置，行星齿轮减速器是个量大面广的产品，几乎在国民经济 各个领域都少不了它，本产品广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、 印染、制药、食品环保等行业。 行星减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，其市场需求体现了我国装备领域的发展速 度和规模。如今的国产减速机在国家重点工程挑起了大梁。 三、阅读的主要参考文献及资料名称三、阅读的主要参考文献及资料名称三、阅读的主要参考文献及资料名称三、阅读的主要参考文献及资料名称 1. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会著，渐开线齿轮行星传动的设计与制造 编，机械工业出版社.2003 年 1 月 2. 姚家娣、李明、黄兴元主编.机械设计指导.南昌：江西高校出版社，2001 3. 任嘉卉、李建平主编.机械设计课程设计.北京：北京航空航天大学出版社，2001 4. 濮良贵、纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2001 5. 孙桓、陈作模主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2000 6. 饶振纲编著.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2003 7. 机械设计手册.第 3 版，2004 年 8 月. 8. 行星齿轮传动系中啮合相位关系j.汽车技术，2004（01） 9. 陈铁鸣.新编机械设计课程设计图册m.高等教育出版社.2003 10.纪名刚等.机械设计m.第八版.高等教育出版社.2005（12） 11.张展等.减速器设计选用手册m.上海科学技术出版社.2002（05） 12.程乃士.减速器和变速器设计与选用手册m.机械工业出版社.2007（01） 13.王先逵.机械制造工艺学m.第二版.机械工业出版社.2005. 四、国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向四、国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向四、国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向四、国内外现状和发展趋势与研究的主攻方向 行星齿轮传动是最重要的传动形式。它在航空、航天、交通、机械和仪表制造等各个工业部 门都获得了最广泛的应用。随着近代工业技术的高速发展和机械化、自动化水平的不断提高， 对 齿轮传动装置的技术及经济性能也提出了越来越高的要求。 在常见的齿轮传动装置中， 圆柱齿轮 传动一般传动比小、体积大、结构笨重；普通蜗杆传动在传递大功率时效率较低，而行星齿轮伟 动由于具有传动比大、自重轻和结构紧凑等优点，获得得日益广泛的应用。 行星齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前行 星减速器普遍存在着体积大、 重量大， 或者传动比大而机械效率过低的问题。 国外的行星减速器， 以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，行星减速器工作可靠 性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近 报导，日本住友重工研制的fa型高精度减速器，美国alan-newton公司研制的x-y式减速器，在传 动原理和结构上与本项目类似或相近， 都为目前先进的行星齿轮减速器。 当今的行星减速器是向 着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材 料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出 现就是一例。行星减速器与电动机的连体结构，也是大力行星开拓的形式，并已生产多种结构形 式和多种功率型号的产品。 目前， 超小型的行星减速器的研究成果尚不明显。 在医疗、 生物工程、 机器人等领域中， 微型发动机已基本研制成功， 美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米 级范围，如能辅以纳米级的行星减速器，则应用前景远大。 微行星齿轮减速器可以降低微马达的转速，提高微马达的输出力矩，是微机电系统的重要组 成部件。1994 年日本东芝技术研究所使用微细电火花技术(edm ) 制造出了模数为0104 mm、减 速比为44.2 的微行星齿轮减速器 1 ；1998 年，上海交通大学术能够制造大深宽比的三维微 结构，该结构侧壁陡峭，表面平整 3 。利用liga 技术的特点，我们又研制出模数为0.3 mm、 最大外径为2 mm 的3k- 2 型微行星齿轮减速器。用edm 技术研制出了模数为0.06mm、减速比为 44.2 的微行星齿轮减速器 2 。使用同步辐射光和x 射线掩模板的l iga 技 五、主要研究内容、需重点研究的关键问题及解决思路五、主要研究内容、需重点研究的关键问题及解决思路五、主要研究内容、需重点研究的关键问题及解决思路五、主要研究内容、需重点研究的关键问题及解决思路 1 1毕业设计应完成的主要内容毕业设计应完成的主要内容= = （1 1）行星齿轮减速器的发展史）行星齿轮减速器的发展史 （2 2）总体方案的确定）总体方案的确定 （3 3）该传动系统的设计计算）该传动系统的设计计算 （4 4）该减速器中主要零部件的设计计算）该减速器中主要零部件的设计计算 （5 5）润滑方式的选择）润滑方式的选择 （6 6）结束语）结束语 （7 7）参考文献）参考文献 （8 8）附件）附件 2.2.毕业设计的目标及具体要求毕业设计的目标及具体要求 在常规减速器的基础上，我们需要了解一系列特殊的减速器，比如题目中在常规减速器的基础上，我们需要了解一系列特殊的减速器，比如题目中的的 ngw-s62-45ngw-s62-45 型二级行星减速器，它的设计过程及设计方法值得笔者探究。型二级行星减速器，它的设计过程及设计方法值得笔者探究。 要求学生画出系列图纸要求学生画出系列图纸：总装图总装图 1 1 张张（1 1 号号）；齿轮图齿轮图 1 1 张张（3 3 号号）；轴图轴图 1 1 张张（3 3 号号） 。 六六六六、完成毕业设计完成毕业设计完成毕业设计完成毕业设计( ( ( (论文论文论文论文) ) ) )所必须具备的工作条件所必须具备的工作条件所必须具备的工作条件所必须具备的工作条件（如工具书如工具书如工具书如工具书、计算机辅助设计计算机辅助设计计算机辅助设计计算机辅助设计、 、 、 、 某类市场调研、实验设备和实验环境条件等）及解决的办法某类市场调研、实验设备和实验环境条件等）及解决的办法某类市场调研、实验设备和实验环境条件等）及解决的办法某类市场调研、实验设备和实验环境条件等）及解决的办法 为完成本毕业设计，将运用在校学习的图学为完成本毕业设计，将运用在校学习的图学，力学，材料学，机械学及计算机等相关，力学，材料学，机械学及计算机等相关 知识，结合在生产实习和工艺实习等实践教学中，学习的壳体，轴，齿轮及零部件的加工知识，结合在生产实习和工艺实习等实践教学中，学习的壳体，轴，齿轮及零部件的加工 制造和装配知识，以及再学习有关零部件的设计知识，通过对各种技术资料的收集调研，制造和装配知识，以及再学习有关零部件的设计知识，通过对各种技术资料的收集调研， 分析计算，设计绘图的实践，学习掌握由原理方案的设想，转化为结构的的设计思路及设分析计算，设计绘图的实践，学习掌握由原理方案的设想，转化为结构的的设计思路及设 计方法。熟练掌握各方面的知识计方法。熟练掌握各方面的知识 工具书工具书 方昆凡方昆凡. .公差与配合实用手册公差与配合实用手册m.m.机械工业出版社机械工业出版社.2006.2006（0202） 机械设计手册编委会机械设计手册编委会. .机械设计手册（齿轮传动）机械设计手册（齿轮传动）m.m.机械工业出版社机械工业出版社.2007.2007（0303） 七、工作的主要阶段、进度与时间安排七、工作的主要阶段、进度与时间安排七、工作的主要阶段、进度与时间安排七、工作的主要阶段、进度与时间安排 第八周第八周第八周第八周开题报告开题报告开题报告开题报告10.22-10.2810.22-10.2810.22-10.2810.22-10.28 第九周第九周第九周第九周传动方案的拟定电机的选择传动方案的拟定电机的选择传动方案的拟定电机的选择传动方案的拟定电机的选择 10.2910.2910.2910.2911.0411.0411.0411.04 第十周第十周第十周第十周运动和动力参数的计算运动和动力参数的计算运动和动力参数的计算运动和动力参数的计算11.0511.0511.0511.0511.1111.1111.1111.11 第十一周第十一周第十一周第十一周传动件的设计计算传动件的设计计算传动件的设计计算传动件的设计计算11.12-11.1811.12-11.1811.12-11.1811.12-11.18 第十二周第十二周第十二周第十二周轴的设计轴的设计轴的设计轴的设计11.19-11.2511.19-11.2511.19-11.2511.19-11.25 第十三周第十三周第十三周第十三周箱体的设计箱体的设计箱体的设计箱体的设计11.26-12.0211.26-12.0211.26-12.0211.26-12.02 第十四周第十四周第十四周第十四周完成论文，准备毕业答辩完成论文，准备毕业答辩完成论文，准备毕业答辩完成论文，准备毕业答辩12.03-12.0912.03-12.0912.03-12.0912.03-12.09 八、指导教师审查意见八、指导教师审查意见八、指导教师审查意见八、指导教师审查意见 目录目录目录目录 摘 要 1 前言2 选题背景3 第四章、总体方案设计 4 4.1、总体方案的选择和确定 4 4.2、传动系统的设计与计算 5 4.3、根据设计要求计算各轴的转矩 5 4.4、电动机的选择 6 4.5、带传动的设计及校核 6 第五章、减速器中主要零部件的设计减速器中主要零部件的设计 7 5.1、锥齿轮的齿轮参数设计及校核 7 5.2、行星轮系的齿轮参数设计及校核 9 5.3、传动轴的设计与校核16 5.4、行星架的选择18 5.5、减速器润滑方式选择20 第六章、结果分析21 参考文献22 致谢23 摘要摘要 摘要 本设计是将一对圆锥齿轮传动与 ngw 行星机构串联，形成一个组合机构， 用 来传递两相交轴之间的运动和动力，并实现较大的传动比。对齿轮与中心轮组合 的受力状况分析时，应引入不均载系数根据传动，工作扭矩，载荷，根据级数转 速要求计算出齿轮的齿数，模数，分度圆直径，计算出传动齿的齿厚，齿面硬度， 选择齿形，根据上述要求选定达到此要求的材料，并且做出经济效益最好的选择， 再根据此材料的弹性影响系数，各传动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料的选择 正确与否做出校核，并且要满足减速器的使用寿命要求，根据载荷和传动扭矩计 算传动主轴的直径及定位，计算中心距，确定行星轮系的周转圆半径及方向，并 指定轮系的旋转方向，得到各项数据后，依据设计要求结构大小，确定各部件相 对位置，进入外箱体的设计，秉承体积最小，拆装方便的原则，定好主轴位置， 窥视孔，润滑口在箱体上的位置，便于维修判断。除齿轮以外，对于承受工作载 荷的其他零部件如轴、键、轴承等、也进行了设计校核。减速器箱体采用法兰式 结构，用以满足工作环境的安装条件。减速器高速级为圆锥齿轮传动，以实现换 向。由于功率、传动比较大，将这对圆锥齿轮设计为斜齿圆锥齿轮。低速级采用 ngw 行星机构进一步增大传动比，ngw 行星机构可以传递较大的功率以及实现 较大的传动比，因此在设计中采用直齿圆柱齿轮。 关键词转矩；锥齿轮；行星齿轮；行星机构；传动轴；强度校核 英 文this design is a bevel gear transmission with ngw planetarybodiesinseries,formingacombinationof institutions, to transfer the two-axis intersection between the movement and momentum and to achieve greater transmission ratio. gear and centre round the composition of the force analysis of thesituation,shouldbeintroducedundertheuneven transmission coefficient, the torque, load, in accordance with the requirements in order to speed the gear teeth, module, the circle diameter, calculated drive tooth tooth thick, tooth surfacehardness,selectprofile,inaccordancewiththe requirements of the selected material to this request, and make the best choice for cost-effective, then this material under the impact of the flexibility factor, the transmission gear contact fatigue limit , and the choice of materials to check whether or not correct, and to meet the requirements of the life of reducer, according to load and transmission torque spindle drive calculated the diameter and location, from the icc to identify planets revolving round the circle of radius and direction, and specify the round of the direction of rotation, getthedata,basedonthedesignrequirementsofsize, determine the relative position of components into the box, the design is home to the smallest, to facilitate entry to the principle of the spindle good location, peep hole, i lubrication in the box on the location, ease of main in addition to gear, the work load of other bear parts such as the axis, keys, the bearings, also had a design reducer a flange-box structure to meettheconditionsfortheinstallationoftheworking environment.for high-speed cone gear trans mission in order to achieve commutation. as power, drive more, on this bevel gear designed to ramp bevel gear. low level used to further increase ngw planetary transmission ratio, ngw planetary bodies can convey more power and the realization of the larger transmission ratio, used in the design of the spur gear. 前言前言前言前言 通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构 性能，拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来 满足生产上的要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的 资源浪费现象，尤其是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是 更高的效率和更合理的运转方式。齿轮减速器是各种机器中广泛采用的重要部件， 其主要功能是减速增力（降低转速度，增大扭矩） 。现有的行星减速器具有结构紧 凑、重量轻、体积小、传动比大及效率高等特点。目前，高速渐开线行星齿轮传 动机构所传递的功率已经达到 11000kw，输出转矩已达mkn2400。本设计目的 在于熟悉并掌握组合式行星齿轮减速器的设计方法。 因此，减速器的发展前景还是十分光明的，由于本课题所研究的减速器在生 活生产中应用范围极其广泛，因此，能够顺利的解决本类型机械在生产设计上的 种种设计问题，优化在使用和配合上的不利因素，必将能够为生产力的发展起到 极大的推动作用，为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进步和巨大的发展动 力提供先进的技术先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意义的。 目前对 ngw 型行星减速器的研究已经十分的完善， 达到了一个非常合理和完 备的高度，研究体系和研究结论都十分值得我们借鉴和学习。本课题就是在目前 研究的基础上， 对 ngw 行星减速器的使用方案进行一次设计， 使其在工作生产中 得到更广泛的应用，也是对目前研究现状的一次检验和发展，更是对现有知识的 一次生动的应用和鉴定。 选题背景选题背景 在日常生产和生活中，减速器的应用十分的广泛，大至各种大型生产机械， 例如，各种机床，车床，矿山机械等，小至生活中常见的汽车，轮船等，都要应 用到减速器。由于减速器对我们生活和生产有着巨大的影响，因此如何提升他的 性能，改良他的构造，发展他的用途有着十分积极和有利的意义。生产开创研究 的意义，研究推动生产的发展。任何研究和发明都是基于人们生产和生活中的需 求，本课题也不例外，也是来自于生产和生活实践中的需求。 本课题解决关键在于减速器内部结构及各主要零件的设计，要明确本减速器 的使用范围和工作要求，如何合理合适的分配传动比。对行星齿轮与中心轮组合 的受力状况分析，引入不均载系数根据传动，工作扭矩，载荷，根据级数转速要 求计算出齿轮的齿数，模数，分度圆直径，计算出传动齿的齿厚，齿面硬度，选 择齿形，根据上述要求选定达到此要求的材料，并且做出经济效益最好的选择， 再根据此材料的弹性影响系数，各传动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料的选择 正确与否做出校核，并且要满足减速器的使用寿命要求，根据载荷和传动扭矩计 算传动主轴的直径及定位，计算中心距，确定行星轮系的周转圆半径及方向，并 指定轮系的旋转方向，设计要求结构大小，确定各部件相对位置，进入外箱体的 设计，如何要求体积最小，拆装方便，定好主轴位置，窥视孔，润滑口在箱体上 的位置，便于维修判断，并选择密封方式，并且要考虑到运输和装吊便捷，吊耳 位置要设计合理，要能承受机构本身重量，减速器固定问题可由实际情况来决定 如何选择，如此则大致即可完成，也是本设计中应解决的各项问题 通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构 性能，拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来 满足生产上的要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的 资源浪费现象，尤其是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是 更高的效率和更合理的运转方式。由于本课题所研究的减速器在生活生产中应用 范围极其广泛，因此，能够顺利的解决本类型机械在生产设计上的种种设计问题， 优化在使用和配合上的不利因素，必将能够为生产力的发展起到极大的推动作用， 为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进步和巨大的发展动力提供先进的技术 先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意义的。 国内外减速器及各类型及型号的齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用 着，是一种不可缺少的机械传动装置。减速器与电动机的连体结构，也是大力开 拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。在航空航天事业，医 疗事业、生物工程事业、机器人研究制造等领域中，微型发动减速联体机已基本 研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳 米级的减速器，则应用前景远大。 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问 题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺 方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮 传动为主，体积和重量问题，也未解决好，并且目前超小型的减速器的研究成果 也尚不明显。 第一章第一章总体设计方案设计总体设计方案设计 1.11.1 总体方案的选择和确定总体方案的选择和确定 根据本减速器的设计要求，减速是将原动机的输入转矩传递放大，并且将转 速降低的装置，电动机的初始转矩经过带传动一次减速后，经由输入轴输入该 行星减速器，经 ngw 行星减速器减速中一级减速的锥齿轮减速后，经轴输入至 行星轮系，再经由轴将最终达到减速要求的转矩输出。了解此系统的工作原理 后，确定出以下设计方案步骤： 行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星齿轮、行星轮轴及轴承、行星 架等。为了进行齿轮、输入轴、输出轴、行星轮轴及轴承的强度计算，需分析行 星齿轮传动中各构件受力状况。在分析中先假定行旱齿轮受载均匀并略占摩擦力 和自重的影响，因此，各构件在输入转矩作用下处于平衡状态，构件间的作用力 等于反作用力。但是，实际上由于各种误差的存在使各行星轮受载不均匀，因而 在对其中任意一对行星齿轮与中心轮组合的受力状况分析 1 分配 ngw 二级行星减速器中的锥齿轮系和行星轮系的各级传动比 2.选择合适的带传动的减速传动比 图 1传动机构简图 3.将输出轴的标准转矩经过各级传动比减速的各轴转速逐一计算，并验算无 误后，得到电机的转速，由转速和转矩的关系计算出功率，并逐级考虑机械效率， 得到电机的最小输出功率，并由以上 2 项参数选取合适的电机，做为动力系统 4.转矩及受力分析，计算出带传动的扭矩，并选取合适的带传动轮，根据受力分 析选取合适 v 带，确定带的参数，并逐一校核验算 5.转矩及受力分析，暂取齿轮模数，并考虑根切，顶切等相关问题，确定出 小齿轮最小齿数，根据选取方案，暂取小齿轮齿数，根据传动比，确定各齿轮的 齿数，根据暂定齿轮的各项参数，进行受力，扭矩计算分析，确定选取齿轮 满足各项强度，刚度要求后，对目前参数的模数选取进行验算，再确定最佳模数， 齿数，并得出该轮系的各个齿轮的各项参数，根据最后选取的轮系参数进行统一 校核验算无误后确定各项参数并选取齿轮均为直齿。 6.对整个传动系统中轴承做受力，扭矩分析，选取轴承材料，并根据应力计 算确定轴承的直径各项参数，并进行校核验算。 4.24.2 传动系统的设计计算传动系统的设计计算 本 ngw 二级行星减速器要求的二级公称传动比=45，根据查找资料显示，锥 齿轮传动比相对较小i=0.57 ，行星轮系传动比相对较大i=2500 ，并且查阅 相关资料，二级公称传动比i=45，分配为锥齿轮传动比 1 i= 5 ，行星轮系传动比 2 i=9，且按如此比例分配，保证选取传动比都在传动范围均值范围内，并且传动 比分配相对较为均匀协调，不会因为过大的传动比而损失效率，并且前人在分配 公称传动比i= 45 时，也多才取这种分配，故选取该分配方式是合理的。 4.34.3 根据设计要求计算各轴转矩根据设计要求计算各轴转矩 根据资料查阅 ngw 型行星减速器的二级减速传动效率 = 0.950.96 ，根 据输出轴的要求转矩 1 t=5500mn，根据各级分配的传动比 2 i= 9 ， 2 1 t t = 2 i=9 ， 行星轮系轴转矩 2 t= 643.27mn， 2 3 t t = 1 i= 5 ，锥齿轮系轴转矩 3 t=138.34mn，同样高速轴的输入转速 1 =1500 min r ，根据传动比分配，锥 齿轮系 1 i= 5 ， 2 1 = 1 i= 5 ，计算结果锥齿轮系轴输出及行星轮系输入转速 2 =300 min r ，行星轮系 2 i= 9， 3 2 = 2 i=9，计算结果，得到行星轮系输出轴转速 3 =6.67 min r 。 4.44.4 电动机的选择电动机的选择 电动机转速一般为 0 =500n min r ，而电机经过带传动减速后，减速器的输入 转速 2 =1500 min r ， 并且考虑到带传动的传动比相对较小 0 i7，为使电机转速为 一整值，故选取带传动传动比 0 i=2，较为合适，此时电动机转速 0 =3000 min r ， 1 0 t t = 0 i=2 电动机转矩 0 t=76.86mn，选取电动机的功率也由于转速，转矩的 确定而确定， 0 p= 0 t* 0 =76.86*3000=230580w=23.058kw，则选取电动机功率 25kw，转速 3000 min r 的交流电机作为本系统的原动机。 4.54.5 带传动的设计及校核带传动的设计及校核 根据带传动资料，v 带传动根据带型号的不同，分为 a，b，c，z，根据小带 轮直径与单根普通 v 带传动功率对照表，b，c 型带论传动功率较大，但带轮实体 尺寸过大，小带轮直径 d150，相对 a，z 型单带传动功率过小，需配用 v 带根数 较多。权衡之下，暂选取 b 型小带轮转速为 3000 min r 是，但带传动功率约为 v p=6.2kw，而电动机的输出功率约为 25kw，因此需选配 4 根 v 带作为带传动 带轮皮带传动，功率上完全可以满足设计要求，且带传动机构的尺寸较为适中， 并由 b 型带传动的传动功率增量，查的资料p=0.89kw，最后总传动功率 p= v p+p=6.2+0.89=7.09选配 4根v带传动， 满足功率传输要求。 v带传动比 0 i=2， 0 t=76.86mn， 暂 定 小 带 轮 直 径 1 d=200mm， 大 带 轮 直 径 2 d= 0 i* 1 d=2*200=400mm ，上述选取 b 型带轮的包角=，再对 v 带传动中心 距a及强度进行确定和校核。 工作情况系数 a k由于减速器为载荷变动小机械，因此 a k=1.1 ， c p= a k* 0 p=230580*1.1=253628=25.363kw， 实 际 应 选 取 v 带 根 数 z= 0 p pc = () 00 c al p ppk k+ ， 0 a=1.5（ 1 d+ 2 d）=900mm ， 0 l=2 0 a+ 2 （ 1 d+ 2 d） + () 0 21 4 2 a dd =2753.1mm ， 由表 13-2 查阅得带长修正系数 l k=1.05 ， z 为 v 带 根数，由带型及载荷参数验算 v 带实际应选取条数，z= 0 p pc = () 00 c al p ppk k+ ， = 05 . 1 09 . 7 547.26 + =3.57 ， v 带条数应为整数，由校核得到的实际 v 带条数与选取的 v 带条数相同，z=4 。 带传动参数选择，验算以校核都满足设计要求的各项条件和要求，v 带传动设 计最终结果为，小带轮直径 1 d=200mm ，大带轮直径 2 d=400mm ， 采取普通 b 型 v 带传送，v 带条数为 z=4 条。 5.5.减速器中主要零部件的设计计算减速器中主要零部件的设计计算 5.15.1 锥齿轮的参数设计及校核锥齿轮的参数设计及校核 在分配行星减速器内部的二级传动比时，锥齿轮系传动比 1 i= 5， 1 i= 1 2 1 2 d d z z = =cot 1 = 2 tan=5 ，计算得到锥齿轮系大小齿轮的各分度圆锥角 1 =3 .11， 2 = 7 . 78 故该锥齿轮传动主动轮（小齿轮）锥齿轮分度圆锥角 1 =3 .11， 从动轮（大 齿轮）锥齿轮分度圆锥角 2 = 7 . 78 1)齿数减速器中每个齿轮的齿数应当是自然数，因此，作为齿数的设计变 量应当在优化过程中以正整数出现，并且和中心距、锥轮传动的安装条件和邻接 条件。 圆锥齿轮不产生根切时的最小齿数 min z= minv z/cos minv z为锥齿轮的当量最小齿数， minv z= 2 * sin 2 a h ，暂定锥齿轮选取标准齿轮， 通用的分度圆压力角一般=20， 齿顶高系数 * a h=1， minv z= 2 * sin 2 a h = 20sin 1*2 2 =17 min z= minv z/cos=17/ 3 . 11cos=18 ， 于是主动轮（小齿轮）的最小齿数应为 18 时才能保证不产生内根切现象的发生，以免对齿轮在工作中产生剧烈的磨损和 表面强度的破坏。 1 i= 1 2 1 2 d d z z =， min z=18 ， 齿轮选取应用的最小齿数应大于不 产生内根切时的最小齿数， min z=18 ， 则选定小齿轮齿数 1 z=20 齿圆锥齿轮分锥 角 1 =3 .11， 由 1 i= 1 2 1 2 d d z z =5 ， 计算出从动轮（大齿轮）齿数 3 z=100 齿圆 锥齿轮分锥角 2 = 7 . 78 2)模数减速器各级传动听轮的模数友优化过程中取值应当符合模数系列的 规定 由于本设计减速器要求的输入转矩较大，转速较高，为了保证齿轮系能安全 有效，并满足工作时间及工作寿命的要求，则根据标准模数系列表优先选择第一 系列模数的原则，根据锥齿轮总齿数考虑到齿轮的装配难度，实体尺寸不宜过大， 总齿数间的装配问题，选取锥齿轮系模数m=4 3)中心距减速器各级传动的中心距如果实现了标准化，将给制造和维护带 来很大方便。则在该模数选择下，锥齿轮传动的大齿直径 2 d=400mm ， 小齿轮直 径 1 d=80mm 中心距a=0.5（ 1 d+ 2 d） 齿宽b=37mm 否则，如任意取值的话，但是实际上这点好处会完全被制造与维护中将产生 麻烦所抵消。通常情况下，外啮合强度低于内啮合强度，所以外啮合角应大于内 啮合角。齿轮副啮合角确定应以内外啮合等强度为依据。 齿轮材料选择满足本设计要求的材料及尺寸要求，20cr 号调质钢在零件的制 造中应用十分广泛，便于材料的来源方便及实用性和便于维修互换，本设计中设 计的初始要求。 m= () 1 0.5 3 22 1 4 1 r f rf kty iz + 的锥齿轮系齿轮材料的选择也决定使用 20cr 号调质钢。 下面选取 20cr 号调质钢的各项参数对本设计的锥齿轮系的强度进行校核，以 确定本设计的锥齿轮系的参数设计是否合理及满足 载荷系数 k=11.2，本减速器为电动几传动，载荷均匀，故载荷系数取值 k=1.1 转矩 t=138.34n m 传动比i=5 e r = () 2 3 335 i1 1 0.54 rf kt ri + h =20 a mp 查阅资料 11-9 ，标准齿轮齿数 z=100 时， f y=2.2 e m= 1 0.5 m r m = 1 0.5*0.28 m m = 0.86 m m =2.36 取 e m=2.36 e r= 22 12 2 e m zz+= 2 1 1 2 e m z i+ e r=26*13.75=70.1 m m () 22 1 41 0.5 1 r fr f kty iz + m m1.15 校核实际模数选取计算得到 m m1.15 时 模数选取即为合理数值， 则设计初 始选取的模数 m=4 ， 略微偏大，最终改取锥齿轮大（小）齿轮模数均取为模数 m=3 ， 大齿轮齿数 z=100 ，小齿轮齿数 z=20 的 20cr 号调质钢，齿轮表面接 触强度校核计算 h = 22 1 2 f kty bm z h = () 2 2 1 335 ikt iba + =16.87 a mp h =20 a mp 5.25.2 行星轮系的齿轮参数设计及校核行星轮系的齿轮参数设计及校核 周转轮系的组成 1)行星轮企周转轮系中作口转和公转运动、如同行星的起动一样的齿轮称 为行星齿轮 2)转臂支承行星轮系并使其公转的构件称为转臂(又稠；系杆、行星架)， 用符号 h 表示 3)中心轮与行星轮相啮合而其轴线义与主轴线相重合的齿轮称中心轮， 外齿中心轮用符号 u 或 c 表示。内齿中心轮用符号 b 或 e 表不。通常又将最小 的外齿中心轮 a 称为太阳轮而将固定不动的中心轮称为支持轮(内齿轮) 4)基本构件转臂 h 绕其转功的轴线构；为中轴线，凡是轴线与主轴线 重合刚又承受外力矩的构件称为基本构件，中心轮 a、b 和转臂 h。大多数周转 轮系都具有这这个基本构件 本设计中二级行星减速传动器中，ngw 的传动比分配为 2 i=9 根据查阅资料显示，行星齿轮系各轮齿数的设计选定方法，要满足 2 i=9 太阳轮 a，b 由于啮合转向方向相反 2 i=9=1+ a b z z =9 a b z z =8 （ a）a-b=（ a）g-b ()()gaa zz ga + cos = ()()bga zz gb cos 在常见的 ngw 型高速行星传动中内齿轮通常采用人字内齿轮，即由两个对 称的斜齿轮组成，两个内齿轮通过外因上的三联齿轮套 a 相结合，再通过二联齿 轮套 b 将三联齿轮套与机体或传动轴相联接。 行星传动中的齿轮，除计算轮齿的承载能力外，尚须进行结构设计和轮缘的 强度与刚度计算。 齿轮的结构设计受轮系类型、传动比大小、载荷特点、总体结构和尺寸的影 响 t 特别是载荷方式在很大程度上决定了齿轮的结构形式。反过来，齿轮的结构、 尺寸、支承方式、强度和刚度又严重地影响行星传动的尺寸、承载能力、使用寿 命和工艺性。 因此，对合理设计特定场合下齿轮的结构，以及对轮缘进行有一定可靠程度 的强度和刚度计算应给予足够曲重视。 当太阳轮不浮动时可以简文在机体和行星架上，或悬臂文承在机体上。根据齿 轮的大小，可以做成齿轮轴，可做成中空齿轮，用键或花键装在轴上。3z 类传动 中的太阳轮本身支持在机体和内齿中心轮的输出轴上，同时它又是行星架的支承， 常做成比较细长的齿轮轴。由于行星传动中往往有三个以上的行星轮对称朽置， 太阳轮横向力在有均载的措施的情况下基本是平衡的，即是 v=1。 所以太阳轮轴之间不存在弯曲强度问题。用齿形联轴器浮动的太阳轮，可以是一 端带浮动的外齿轮；当太阳轮直径较大时，可做成带浮动的内齿轮节圆l 的圆周 力。径向力和对弯曲中心的力矩。内侧作用有浮动联接(齿廓)啮合上的分和载荷： 切向力矩、径向力矩和人对弯曲中心的力矩。在这些载荷作用下，对直齿轮面言， 产生平面变形。根据齿轮啮合与浮动联接啮合的转矩平衡并设 p k1，浮动啮 合处的载荷均匀分布，封闭圆环任意横截面上的力因素为弯矩 m、轴向力m。 根据计算，得到轮数和太阳轮的几何参数。 （ a）a-b=（ a）g-b 满足传动啮合角比例关系 gbga zzzz=+ g z= 2 ab zz = () 2 2 2a zi 太阳轮和内齿圈的齿数关系及几何参数保持一定的啮合角比例关系。 e= p ba n zz+ ()()gaa zz ga + cos = ()()bga zz gb cos 表 1基本齿廓齿轮的 f y值 故当 a z和 b z同时为奇数或者偶数时， g z才能得到整数齿数，同时由于 b z=8 a z 条件下 ， 因此， a z， b z必定同时为偶数齿，本设计的行星轮齿数才能保证 实用性质 g z才能为整数齿数 并且，行星轮系装配相对普通轮系要复杂，因此必须满足一定的装配条件 e= p ba n zz+ 必须唯一整数，才能满足装配条件 在查阅资料的设计案例中，行星轮数目 p n一般取为 p n=3 ， 如果不浮动小行 星轮和行星架的轴不受外载荷(原动机或工作机械传给的径向和轴向载荷) 当行星轮数 p n2 时，较为合理，并且从整个轮系结构的稳定性和安装设计尺寸 等方面考虑，三角形是较为稳定的结构，且行星轮数 p n2 ，而且行星轮数目较 为合适，不会无故增大减速器的实体体积，对材料的使用和空间的使用都十分的 合理。故而，在此设计中取行星轮数 p n=3 并且行星轮系的装配条件 e= p ba n zz+ = 3 8 aa zz+ = 3 9 a z =3 a z必定为整数， 行星轮数目的选择也能满足装配条件的要求。因此，本设计行星轮数目的选择是 精确合理的。 计算确定各太阳轮和行星轮的齿数及模数，便可以完成行星齿轮系的计算及 强度刚度校核，选择参数合理的齿轮进行应用。 鉴于上述锥齿轮系，模数，齿数的选取计算，行星轮系的输送扭矩相对较大， 故暂定行星轮系的模数m=4 齿数选择为保证行星轮系各齿轮间不发生根切现象，必须保证小齿轮（主动 轮）的最小齿数 mina z=17 ， 齿数必须大于最小齿数 mina z=17 ，行星轮系各 齿轮的齿数根据传动比关系，由小齿轮齿数推算而来。 由于本设计的行星轮系传动比 2 i= 9 ， b z=8 a z， ag zz5 . 3=， 表 2内齿数和内齿圈的齿数关系 内齿圈 齿数 a z 3240506380100125160 插齿刀 齿数 0 z 12-2214-2519-3424-4025-5034-5040-8050-100 如按照某些行星轮系的设计方案，采取变位齿轮作为本行星轮系的传动齿轮 时，如上表显示需根据齿轮变位系数的确定来校核齿轮，我们暂设定本设计的变 位齿轮的变位系数 1 x=0 时来对齿轮系进行设计计算： 保证齿轮系不产生根切 () agg h zzr t ，取小齿轮齿数 a z=18 mina z=17 a r= a zm* 则根据传动比关系，得到行星轮系行星轮齿数 g z=3.5 a z=63 g r= g zm* 内齿轮齿数 b z=8 a z=144 b r= b zm* 图 2齿轮转矩及受力简图 行星轮与内齿轮不发生齿顶干涉的约束条件为： bg rra+ 2 1 ga rra 2 1 2 1 +=即 bga rrr+ 2 1 将上述结果数据代入得到计算结果，满足不 发生干涉的约束条件 根据行星轮系法平面受应力分析： h h n p t9549000= h t输入轴转矩(nmm)； p电动机功率(kw)； h n行星架(即偏心轴)转速； n f可沿 x 方向与 y 方向进行分解的分力(n)。 p=21719.38n， h t=643.27 nmm， h n=60 min r ， g a i=3.5 cos*a t f h n = () agg h zzr t = g g ah r it 不同情况下各精度等级齿轮的节圆线速度限定值参见表 61。对于较高精度 等级的齿轮采 用适宜的齿廓修缘可以提高许用节