NGW行星齿轮减速器--轴的设计.doc

目 录第一章 绪论21.1 行星齿轮传动的特点21.2 本文的主要内容3第二章 NGW行星齿轮减速器结构设计32.1 设计技术参数32.2 机构简图确定32.3 齿形与精度42.4 齿轮材料及其性能4第三章 齿轮的优化设计43.1 齿轮的设计43.11配齿数43.12初步计算齿轮主要参数53.13几何尺寸计算63.2 重合度计算73.2 齿轮啮合效率计算73.4 疲劳强度校核83.41外啮合83.42内啮合13第四章 其他零件的设计144.1 轴承的设计144.2 行星架的设计15第五章 输入轴的优化设计155.1 装配方案的选择155.2 尺寸设计165.21初步确定轴的最小直径165.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度175.23轴上零件轴向定位175.24确定轴上圆角和倒角尺寸185.3 输入轴的受力分析185.31求输入轴上的功率P、转速n和转矩T185.32求作用在太阳轮上的力185.33求轴上的载荷195.4按弯扭合成应力校核轴的强度215.5精确校核轴的疲劳强度225.6 按静强度条件进行校核28第六章 Solidworks出图30参考文献34第一章 绪论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。1.1 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与其他形式的齿轮传动相比有如下几个特点:（1）体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高，这个特点是由行星齿轮传动的结构等内在因素决定的。（2）传动比大 只要适当的选择行星传动的类型及配齿方案，就可以利用很少的几个齿轮而得到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行星机构中，其传动比可达到几千。此外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都可以传动，故可以实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。（3）传动效率高 由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可达0.970.99。（4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，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，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求较高；由于体积较小、散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置等。行星齿轮传动的设计进行研究，对促进技术进步和国民经济的发展具有重要的理论和实用意义。1.2 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。第二章 NGW行星齿轮减速器结构设计2.1 设计技术参数 已知输入功率30KW,输入转速100r/min，传动比6，每天工作16小时，使用寿命10年2.2 机构简图确定 减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统(如图2-1)。图 2-1查书渐开线行星齿轮传动设计书表4-1确定=2或3，从提高传动装置承载力，减小尺寸和重量出发，取=3。 计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=12.3 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。2.4 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。材料选择见表2-1。表2-1 齿轮材料及其性能齿轮材料热处理 (N/mm) (N/mm)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58 6214003506级行星轮245内齿轮40Cr调制HB2622936502207级第三章 齿轮的优化设计3.1 齿轮的设计3.11配齿数采用比例法：按齿面硬度HRC=60，查 渐开线行星齿轮传动设计 书图4-7a的，又，取。 由传动比条件知 计算内齿轮和行星齿轮齿数：3.12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进行计算，相关系数取值如表3-1。其中：太阳轮传递的扭矩：则太阳轮分度圆直径为：表3-1 齿面接触强度有关系数代号名 称说 明取 值算式系数直齿轮768使用系数表6-5，中等冲击1.25行星轮间载荷分配系数表7-2，太阳轮浮动，6级精度1.05综合系数表6-4，高精度，硬齿面1.8小齿轮齿宽系数表6-30.7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进行计算。式中相关系数同表3-1，其余系数取值如表3-2。因为，所以应按行星轮计算模数：表3-2 弯曲强度有关系数代号名 称说 明取 值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.075综合系数表6-4，高精度，1.6齿形系数图6-25，按x=0查值3.18齿形系数图6-25，按x=0查值2.45 以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得若取莫属，则太阳轮直径：接触强度初算结果接近，故初定按进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。3.13几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表3-3。表3-3 齿轮几何尺寸齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径太阳轮行星轮外啮合内啮合内齿轮3.2 重合度计算外啮合： 内啮合：3.2 齿轮啮合效率计算按公式进行计算。式中为转化机构的效率，可用Kyp计算法确定。查渐开线行星齿轮传动设计中图3-3a、b（取=0.06，因齿轮精度高）得各啮合副的效率为，转化机构效率为：转化机构传动比：则 .3.4 疲劳强度校核3.41外啮合（1）齿面接触疲劳强度用式，计算接触应力，用式计算其许用应力。三式中的参数和系数取值如表3-4。表3-4 外啮合接触强度有关参数和系数代号名 称说 明取值使用系数按中等冲击查表6-51.25动载荷系数，6级精度，查图6-5b1.005齿向载荷分布系数查图6-6得，取，由式（6-25）得1.114齿间载荷分配系数按，6级精度，硬齿面，查图6-91行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动，查表7-21.05节点区域系数查图6-102.5弹性系数查表6-7189.8重合度系数，查图6-110.89螺旋角系数直齿，1分度圆上的切向力18723.53Nb工作齿宽72 mmu齿比数2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1.03润滑油系数HRC=HV713,v=0.445m/s,查表8-10用中型极压油，1.05速度系数查图6-200.88粗造度系数按，查图6-211.03工作硬化系数两齿轮均为硬齿面，图6-221尺寸系数m61最小安全系数按可靠度查表6-81.25接触疲劳极限查图6-161400以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得接触应力基本值：接触应力：许用接触应力：因，故接触强度通过。（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力及其许用应力，用式和计算。并分别对太阳轮和行星轮进行校核。对于表3-4中未出现的参数和系数取值如表3-5。太阳轮：弯曲应力基本值：弯曲应力：许用弯曲应力:因，故太阳轮弯曲强度通过。行星轮：因，故行星轮弯曲强度通过。表3-5 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数代号名 称说 明取值齿向载荷分布系数由，b/m=12，查图6-23得，由式（6-38）得1.076齿间载荷分配系数1行星轮间载荷分配系数按式（7-43），1.075太阳轮齿形系数，查图6-252.95行星轮齿形系数，查图6-252.45太阳轮应力修正系数查图6-271.55行星轮应力修正系数查图6-271.68重合度系数式(6-40), 0.719弯曲寿命系数1试验齿轮应力修正系数按所给的区域图取时2太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-350.95行星轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96齿根表面形状系数，查图6-361.045最小安全系数按高可靠度，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3.42内啮合（1）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 。则：因，故接触强度通过。（2）齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮。计算公式与外啮合齿根弯曲疲劳强度相同，其中取值与外啮合不同的系数为。则：因,故弯曲强度通过。以上计算说明齿轮的承载能力足够。第四章 其他零件的设计4.1 轴承的设计考虑到采用直齿轮传动，以及为了加工和装配方便，拟用中空式行星轮，内孔中装一个深沟球轴承，心轴固定在行星架上。用式计算轴承的动负荷，其中系数确定如表4-1。选用深沟球轴承61914，轴承的额定动负荷满足条件。表4-1 轴承动负荷相关系数代号名 称说 明取值负荷性质系数表9-18，中等冲击1.25齿轮系数查表9-191.06安装部位系数表9-20，对称1.1工作情况系数1.4575温度系数一般低速传动1寿命系数更换期1.5年，2.36速度系数式（9-62）4.27行星架传递扭矩16964.75NmP当量载荷式（9-63），19404.13N以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得4.2 行星架的设计采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈。按经验取壁厚。两壁之间的扇形断面连接板其惯性中心所在半径按式计算。行星架外径b=251.84 mm，a=78.46mm， 按上述经验数据拟定的行星架尺寸，不必作强度计算。至此，NGW行星传动系统设计完成第五章 输入轴的优化设计5.1 装配方案的选择输入轴的装配方案如图6-1所示图 6-15.2 尺寸设计5.21初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调至处理。根据相关图表，由于轴无轴向载荷，故A取较大值，即A=118，于是得：输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径（如图6-1）。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩，查相关图标，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 Nmm。半联轴器孔径d=80 mm，故取，半联轴器长度L=172 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，一般定位轴肩的高度为故取-段的直径为。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴向定位可靠和轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比毂孔长度短23 mm，故取。（2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61919，其尺寸为dDB=95 mm130 mm18 mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，因为滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，查相关手册知深沟球轴承61919内圈，故取。（3）为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=36 mm；考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取。（4）因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的-段与太阳轮通过花键连接，查相关手册选取小径d=92的花键，故-段直径为；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取；为了保证输入轴的正常装配，取。（可参照附录-行星轮传动系统装配图）5.23轴上零件轴向定位半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。根据查相关手册，选用平键bh=22 mm14 mm110 mm；选用花键为NdDB=10 mm92 mm98 mm14 mm。5.24确定轴上圆角和倒角尺寸查得相关手册，输入轴-段轴端倒角为245，-段轴端倒角为2.545，截面处轴肩圆角为R2，其余轴肩圆角为R2.5。5.3 输入轴的受力分析5.31求输入轴上的功率P、转速n和转矩T已知P=30 KW,n=100 r/min则 5.32求作用在太阳轮上的力已知太阳轮分度圆直径为：太阳轮上所受的径向力如图6-2（按受载不均匀条件下的合成计算不定向）图6-2假设行星轮C1与太阳轮a啮合传递转矩为：（不均匀条件下最大转矩）则行星轮C2、C3与太阳轮a啮合传递的转矩为：太阳轮与行星轮啮合处圆周力如图6-2所示，则有：其径向力为：则太阳轮所受圆周力合力、径向力合力如图6-3所示。图6-3径向力：（方向不定）圆周力：（与垂直）5.33求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图如何6-4a；做出轴的弯矩图和扭矩图如图6-4所示（1）作为简支梁的轴的支撑跨距：（根据轴与轴上零件的装配关系见附录4）（2）左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力，取（如图6-4a），则：（3）轴xoz平面上受力分布及弯矩图（如图6-4b）:则D点处的弯矩（4）轴xoy平面上受力分布及弯矩图（如图6-4c）：则D点的弯矩（5）初步合成弯矩图（如图6-4d）（6）与联轴器径向力在同一平面内的受力分布及弯矩图（如图6-4e）：则该平面内弯矩为（7）合成弯矩图如图（6-4f）所示（8）扭矩图如图（6-4g）所示：T=2865000 Nmm图 6-45.4按弯扭合成应力校核轴的强度根据式进行校核。其中，因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6；为轴的计算应力；M为轴所受的弯矩；T为轴所受的扭矩；W为轴的抗弯截面系数，因为截面C为圆形，所以W=0.1d。（1）C、D两截面轴径相同，又,故校核D截面即可：则轴的计算应力;前已选定轴的材料为45钢，调至处理，查相关手册查得。因为，故截面C处安全。（2）由于截面B左侧不受扭矩作用，故只要校核截面B右侧即可。则轴的计算应力为：故截面B右侧安全5.5精确校核轴的疲劳强度（1）截面处校核 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩T为T=2865000 Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理，查相关手册查得:抗拉强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和可按相关手册查取。因r/d=2.0/80=0.025，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为：故有效应力集中为：根据相关手册查得尺寸系数，表面质量系数为轴按磨削加工，则表面质量系数为；轴未经表面强化处理，即，则综合系数为：又由碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数的值，得：故可知其安全。 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为截面上的扭矩T为T=2865000 Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：有效应力集中为根据相关手册查得尺寸系数，表面质量系数为，则综合系数为：于是，计算安全系数的值，得： 故可知其安全。（2）截面处校核 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩T为T=2865000 Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力因r/d=2.5/95=0.026，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：有效应力集中为:根据相关手册查得尺寸系数，表面质量系数为，则综合系数为：于是，计算安全系数的值，得：故可知其安全。 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为：截面上的扭矩T为T=2865000 Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得： 有效应力集中为根据相关手册查得尺寸系数，表面质量系数为，则综