行星齿轮减速箱运动仿真分析【7张图/9600字】【优秀机械毕业设计论文】

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关键词：: 行星齿轮减速运动仿真分析优秀优良机械毕业设计论文

资源描述：

文档包括:
说明书一份。25页。9600字左右。
任务书一份。
开题报告一份。
外文翻译一份。

图纸共7张，如下所示
A0-装配图.dwg
A2-a轮.dwg
A2-e轮.dwg
A2-前端盖.dwg
A2-后端盖.dwg
A2-箱体.dwg
A2-转臂.dwg

目录
1 绪论
1.1行星减速器发展状况……………………………………………………………1
1.2选题分析与设计内容……………………………………………………………3
2行星齿轮减速器装置设计
2.1基本参数要求与选择………………………………………………………………5
3行星齿轮设计计算
3.1行星齿轮传动类型和传动简图的选择……………………………………………6
3.2配齿计算……………………………………………………………………………6
3.3初步计算齿轮的主要参数…………………………………………………………7
3.4啮合参数计算………………………………………………………………………7
3.5几何尺寸计算………………………………………………………………………10
3.6装配条件计算………………………………………………………………………13
3.7传动效率计算………………………………………………………………………13
3.8机构设计……………………………………………………………………………14
3.9行星齿轮强度验算…………………………………………………………………17
4 总结………………………………………………………………………………… 25

一、主要内容及基本要求
本设计的主要内容为：
1．根据给定工况，设计行星齿轮减速器主体结构；
2. 按照分解后的结构，在ProE或UG环境下进行关键部件的建模；
3. 在ProE或UG环境下对行星减速器进行装配，并对装配后的减速器整机进行运动学仿真分析。

本设计的基本要求如下：
1．掌握减速器的关键设计步骤；
2．掌握关键部件的三维建模及装配；
3．掌握整机运动学分析方法。

二、重点研究的问题
本设计的重点研究问题有两个：
1．减速器关键部件特别是具有复杂形状零部件的三维建模。
2．减速器的整机运动学仿真分析。

三、进度安排

序号各阶段完成的内容完成时间
1 查阅相关资料第1周
2 掌握减速器结构和关键设计步骤第2－3周
3 关键零部件的建模及整机装配第4－9周
4 整机运动学仿真第9－11周
5 翻译相关英文资料一份3000字左右第12周
6 撰写毕业论文（设计）说明书第13周

四、主要参考文献
[1] 璞良贵，纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社，2005
[2] 王昆主编.机械设计课程设计.武汉：华中理工大学出版社，1922
[3] 卢颂峰、王大康主编.机械设计课程设计.北京：北京工业大学出版社，1993
[4] 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1992
[5] 孙桓，陈作模主编.机械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002
[6] 成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004
[7] 饶振纲编著.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2003
[8] 饶振纲.行星齿轮变速箱的设计与研究.传动设计，1999，（2）
[9] 中华人民共和国国家标准.GB/T272-93.滚动轴承的代号.北京：中国标准出版社

行星齿轮减速箱运动仿真分析

内容简介：: 1 i of in at to to is we be to of in n of to in a We in in of is to of in of to as we to is on a a of is an If a of in of a is a of a If we on an on an is an of is a of of is a a as In of is to of in is of It is of of to to at to or it be to A is to of by on 2 or on of be so as to or in of to as in of is on a a in in A of a a In of is be as if to or a of to is a is a A to a at is a is to of in to of a of is as or A is in or A in of a is of of of a of as on is on of it is to 3 is of on a 90to be to of is a 0 be be or be as In a of is of be a on of in in is to to in if As in of at of In it is to go to is of As in of a It is as in of to to of is a of a in of A is a or of it be to or or in to to be a be to at as is a or to A is 4 a or of a be to be on of is if is so is it is be by no it is to so he as or be to is to in of it to it is a of a or of a in a of in by as it is to or is in to of of In a of a or 1 2 at 1 2, of be in of to be to by or at is in a In of we be in is to of of or is in to be is to be to of or of is 5 of be as 1. . . . or . . he of of 1. or of on 2. a at . of to a) (b) c) as A of a of of To a of be or a or be so by or on of to of do is as or to to a An of is so as to at a is is is to be a An or of a 6 “is or of of of or an an is by is to a an of or is a is a An is in By to of be a to a be 7 齿轮和轴的介绍司徒忠摘要 :在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号，分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。关键词：齿轮；轴在直齿圆柱齿轮的受力分析中，是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此，在斜齿轮的情况下，其齿向是不平行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样，尚有其他道理需要学习，掌握。斜齿轮用于传递平行轴之间的运动。倾斜角度每个齿轮都一样，但一个必须右旋斜齿，而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一溅开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形（矩形）的纸张包围在齿轮圆柱体上，纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸，在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一点，当齿进入更多的啮合时，它就变成线。在直齿圆柱齿轮中，接触是平行于回转轴线的。在斜齿轮中，该先是跨过齿面的对角线。它是齿轮逐渐进行啮合并平稳的从一个齿到另一个齿传递运动，那样就使斜齿轮具有高速重载下平稳传递运动的能力。斜齿轮使轴的轴承承受径向和轴向力。当轴向推力变的大了或由于别的原因而产生某些影响时，那就可以使用人字齿轮。双斜齿轮（人字齿轮）是与反向的并排地装在同一轴上的两个斜齿轮等效。他们产生相反的轴向推力作用，这样就消除了轴向推力。当两个或更多个单向齿斜齿轮被在同一轴上时，齿轮的齿向应作选择，以便产生最小的轴向推力。交错轴斜齿轮或螺旋齿轮，他们是轴中心线既不相交也不平行。交错轴斜齿轮的齿彼此之间发生点接触，它随着齿轮的磨合而变成线接触。因此他们只能传递小的载荷和主要用于仪器设备中，而且肯定不能推荐在动力传动中使用。交错轴斜齿轮与斜齿轮之间在被安装后互相捏合之前是没有任何区别的。它们是以同样的方法进行制造。一对相啮合的交错轴斜齿轮通常具有同样的齿向，即左旋主动齿轮跟右旋从动齿轮相啮合。在 8 交错轴斜齿设计中，当该齿的斜角相等时所产生滑移速度最小。然而当该齿的斜角不相等时，如果两个齿轮具有相同齿向的话，大斜角齿轮应用作主动齿轮。蜗轮与交错轴斜齿轮相似。小齿轮即蜗杆具有较小的齿数，通常是一到四齿，由于它们完全缠绕在节圆柱上，因此它们被称为螺纹齿。与其相配的齿轮叫做蜗轮，蜗轮不是真正的斜齿轮。蜗杆和蜗轮通常是用于向垂直相交轴之间的传动提供大的角速度减速比。蜗轮不是斜齿轮，因为其齿顶面做成中凹形状以适配蜗杆曲率，目的是要形成线接触而不是点接触。然而蜗杆蜗轮传动机构中蜗杆蜗轮机构有单包围和双包围机构。单包围机构就是蜗轮包裹着蜗杆的一种机构。当然，如果每个构件各自局部地包围着对方的蜗轮机构就是双包围蜗轮蜗杆机构。着两者之间的重要区别是，在双包围蜗轮组的轮齿间有面接触，而在单包围的蜗轮组的轮齿间有线接触。一个装置中的蜗杆和蜗轮正像交错轴斜齿轮那样具有相同的齿向，但是其斜齿齿角的角度是极不相同的。蜗杆上的齿斜角度通常很大，而蜗轮上的则极小，因此习惯常规定蜗杆的导角，那就是蜗杆齿斜角的余角；也规定了蜗轮上的齿斜角，该两角之和就等于 90 度的轴线交角。当齿轮要用来传递相交轴之间的运动时，就需要某种形式的锥齿轮。虽然锥齿轮通常制造成能构成 90 度轴交角，但它们也可产生任何角度的轴交角。轮齿可以铸出，铣制或滚切加工。仅就滚齿而言就可达一级精度。在典型的锥齿轮安装中，其中一个锥齿轮常常装于支承的外侧。这意味着轴的挠曲情况更加明显而使在轮齿接触上具有更大的影响。另外一个难题，发生在难于预示锥齿轮轮齿上的应力，实际上是由于齿轮被加工成锥状造成的。直齿锥齿轮易于设计且制造简单，如果他们安装的精密而确定，在运转中会产生良好效果。然而在直齿圆柱齿轮情况下，在节线速度较高时，他们将发出噪音。在这些情况下，螺旋锥齿轮比直齿轮能产生平稳的多的啮合作用，因此碰到高速运转的场合那是很有用的。当在汽车的各种不同用途中，有一个带偏心轴的类似锥齿轮的机构，那是常常所希望的。这样的齿轮机构叫做准双曲面齿轮机构，因为它们的节面是双曲回转面。这种齿轮之间的轮齿作用是沿着一根直线上产生滚动与滑动相结合的运动并和蜗轮蜗杆的轮齿作用有着更多的共同之处。轴是一种转动或静止的杆件。通常有圆形横截面。在轴上安装像齿轮，皮带轮，飞 9 轮，曲柄，链轮和其他动力传递零件。轴能够承受弯曲，拉伸，压缩或扭转载荷，这些力相结合时，人们期望找到静强度和疲劳强度作为设计的重要依据。因为单根轴可以承受静压力，变应力和交变应力，所有的应力作用都是同时发生的。 “轴 ”这个词包含着多种含义，例如心轴和主轴。心轴也是轴，既可以旋转也可以静止的轴，但不承受扭转载荷。短的转动轴常常被称为主轴。当轴的弯曲或扭转变形必需被限制于很小的范围内时，其尺寸应根据变形来确定，然后进行应力分析。因此，如若轴要做得有足够的刚度以致挠曲不太大，那么合应力符合安全要求那是完全可能的。但决不意味着设计者要保证；它们是安全的，轴几乎总是要进行计算的，知道它们是处在可以接受的允许的极限以内。因之，设计者无论何时，动力传递零件，如齿轮或皮带轮都应该设置在靠近支持轴承附近。这就减低了弯矩，因而减小变形和弯曲应力。虽然来自法在设计轴中难于应用，但它可能用来准确预示实际失效。这样，它是一个检验已经设计好了的轴的或者发现具体轴在运转中发生损坏原因的好方法。进而有着大量的关于设计的问题，其中由于别的考虑例如刚度考虑，尺寸已得到较好的限制。设计者去查找关于圆角尺寸、热处理、表面光洁度和是否要进行喷丸处理等资料，那真正的唯一的需要是实现所要求的寿命和可靠性。由于他们的功能相似，将离合器和制动器一起处理。简化摩擦离合器或制动器的动力学表达式中，各自以角速度动的两个转动惯量制动器情况下其中之一可能是零，由于接上离合器或制动器而最终要导致同样的速度。因为两个构件开始以不同速度运转而使打滑发生了，并且在作用过程中能量散失，结果导致温升。在分析这些装置的性能时，我们应注意到作用力，传递的扭矩，散失的能量和温升。所传递的扭矩关系到作用力，摩擦系数和离合器或制动器的几何状况。这是一个静力学问题。这个问题将必须对每个几何机构形状分别进行研究。然而温升与能量损失有关，研究温升可能与制动器或离合器的类型无关。因为几何形状的重要性是散热表面。各种各样的离合器和制动器可作如下分类： 1轮缘式内膨胀制冻块； 2轮缘式外接触制动块； 3条带式； 10 4盘型或轴向式； 5圆锥型； 6混合式。分析摩擦离合器和制动器的各种形式都应用一般的同样的程序，下面的步骤是必需的： 1假定或确定摩擦表面上压力分布； 2找出最大压力和任一点处压力之间的关系； 3应用静平衡条件去找寻（ a）作用力；（ b）扭矩； (c)支反力。混合式离合器包括几个类型，例如强制接触离合器、超载释放保护离合器、超越离合器、磁液离合器等等。强制接触离合器由一个变位杆和两个夹爪组成。各种强制接触离合器之间最大的区别与夹爪的设计有关。为了在结合过程中给变换作用予较长时间周期，夹爪可以是棘轮式的，螺旋型或齿型的。有时使用许多齿或夹爪。他们可能在圆周面上加工齿，以便他们以圆柱周向配合来结合或者在配合元件的端面上加工齿来结合。虽然强制离合器不像摩擦接触离合器用的那么广泛，但它们确实有很重要的运用。离合器需要同步操作。有些装置例如线性驱动装置或电机操作螺杆驱动器必须运行到一定的限度然后停顿下来。为着这些用途就需要超载释放保护离合器。这些离合器通常用弹簧加载，以使得在达到预定的力矩时释放。当到达超载点时听到的 “喀嚓 ”声就被认定为是所希望的信号声。超越离合器或连轴器允许机器的被动构件 “空转 ”或 “超越 ”，因为主动驱动件停顿了或者因为另一个动力源使被动构件增加了速度。这种离合器通常使用装在外套筒和内轴件之间的滚子或滚珠。该内轴件，在它的周边加工了数个平面。驱动作用是靠在套筒和平面之间契入的滚子来获得。因此该离合器与具有一定数量齿的棘轮棘爪机构等效。磁液离合器或制动器相对来说是一个新的发展，它们具有两平行的磁极板。这些磁极板之间有磁粉混合物润滑。电磁线圈被装入磁路中的某处。借助激励该线圈，磁液混合物的剪切强度可被精确的控制。这样从充分滑移到完全锁住的任何状态都可以获得。湘潭大学毕业论文（设计）任务书论文（设计）题目：行星减速箱运动仿真分析学号： 2010962929 姓名：谭绍元专业：机械设计制造及自动化 (兴 ) 指导教师：刘柏希系主任：刘柏希一、主要内容及基本要求本设计的主要内容为： 1根据给定工况，设计行星齿轮减速器主体结构； 2. 按照分解后的结构，在境下进行关键部件的建模； 3. 在境下对行星减速器进行装配，并对装配后的减速器整机进行运动学仿真分析。本设计的基本要求如下： 1掌握减速器的关键设计步骤； 2掌握关键部件的三维建模及装配； 3掌握整机运动学分析方法。二、重点研究的问题本设计的重点研究问题有两个： 1 减速器关键部件特别是具有复杂形状零部件的三维建模。 2 减速器的整机运动学仿真分析。三、进度安排序号各阶段完成的内容完成时间 1 查阅相关资料第 1 周 2 掌握减速器结构和关键设计步骤第 2 3 周 3 关键零部件的建模及整机装配第 4 9 周 4 整机运动学仿真第 9 11 周 5 翻译相关英文资料一份 3000 字左右第 12 周 6 撰写毕业论文（设计）说明书第 13 周 7 8 四、主要参考文献 1 璞良贵，纪名刚主编第八版等教育出版社， 2005 2 王昆主编武汉：华中理工大学出版社， 1922 3 卢颂峰、王大康主编北京：北京工业大学出版社， 1993 4 吴宗泽、罗圣国主编北京：高等教育出版社， 1992 5 孙桓，陈作模主编第六版等教育出版社， 2002 6 成大先主编北京：化学工业出版社， 2004 7 饶振纲编著北京：化学工业出版社， 2003 8 饶振纲传动设计， 1999，（ 2） 9 中华人民共和国国家标准北京：中国标准出版社湘潭大学兴湘学院毕业论文题目：行星齿轮减速箱运动仿真分析专业：机械设计制造及其自动化学号： 2010962929 姓名：谭绍元指导教师：刘柏希完成日期： 2014 年 5 月湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目：行星齿轮减速箱运动仿真分析专业：机械设计制造及其自动化学号： 2010962929 姓名：谭绍元指导教师：刘柏希完成日期： 2014 年 5 月湘潭大学兴湘学院毕业论文目录 1 绪论星减速器发展状况 1 题分析与设计内容 3 2 行星齿轮减速器装置设计本参数要求与选择 5 3 行星齿轮设计计算星齿轮传动类型和传动简图的选择 6 齿计算 6 步计算齿轮的主要参数 7 合参数计算 7 何尺寸计算 10 配条件计算 13 动效率计算 13 构设计 14 星齿轮强度验算 17 4 总结 25 湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2010962926 姓名谭绍元专业机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）题目：行星齿轮减速箱运动仿真分析评价项目评价内容选题现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；量是否适当；生产、科研、社会等实际相结合。能力合归纳资料的能力；究方法和手段的运用能力；论文（设计）质量述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；无观点提炼，综合概括能力如何；无创新之处。综合评价在毕业设计过程中，积极主动与指导老师联系，根据阶段要求，按时提交相关文档，选题与本专业方向相关，符合要求。设计文档结构合理，层次清楚，对工作原理阐述清晰，较好的利用了所学的理论和有关专业知识。但在若应用于实际工作，还有待进一步加强。评阅人： 2014年 5月日湘潭大学兴湘学院毕业论文 1 第一章绪论由于国家采取了积极稳健的财政货币政策，固定资产投资力度加大，特别是基础建设的投资，使冶金、电力、水泥、建筑、建材、能源等加快了发展，因此，对减速机的需求也逐步扩大。随着国家对机械制造业的重视，重大装备国产化进程的加快以及城市化改造进程的加快，减速机行业仍将保持快速发展态势，尤其是齿轮减速机的增长将会大幅度提高，这与进口设备大多配套采用齿轮减速机有关。因此，业内专家希望企业抓紧开发制造齿轮减速机，尤其是大、中、小功率硬齿面减速机，以满足市场的需求。国内外动力齿轮传动正沿着小型化、高速化、标准化、小振动、低噪声的方向发展。行星齿轮传动的发展和少齿差零齿差内齿轮副的应用，是当代齿轮的一大特征，是齿轮传动小型化的一个典型的标志。行星传动把传统的定轴传动改为动轴传动，采用了功率分流并合理应用内啮合及均载装置，具有重量轻，体积小，承载高等优点，因此，行星传动技术的应用日渐广泛。 20世纪末的 20 多年，世界齿轮技术有了很大的发展，铲平发展的总趋势是小型化，高速化，低噪声，高可靠度。技术发展中最引人注目的是应吃面技术，功率分支技术和模块化设计技术。硬面齿轮技术到 20世纪 80年代在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件神探淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 6 级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的 4倍，为软齿面齿轮的 5个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软吃面齿轮减速器的 1/3左右。功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双份及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速器，其核心技术是均载。模块化设计技术队通用和标准减速器旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖面需求的同时，尽量减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件产生形成批量，降低成本，取得规模效益。其他技术的发展还表现在理论研究（如强度计算，修形技术，现代设计方法的应用，新齿形，新结构的应用等）更完善，更接近实际；普通采用各种优质合金钢锻件；材料和热处理质量控制水平的提高；结构设计更合理；加工精度普遍提高到 4承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检测手段的提高等方面。这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提高，产品越来越完湘潭大学兴湘学院毕业论文 2 美。如非常粗略地估计一下，输出 100N 果在 1950 年时重 10 80年代就可做到仅为 1 20 世纪 70 年代至 90 年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制，技术引进到独立设计制造 3个阶段。现在我国的设计制造能力基本可满足国内生产需要，设计制造的最高参数：最大功率 44高线速度 168m/s，最高转速 67000r/ 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 年代初步推广硬齿面技术过程中，我们还做了解决“断轴”，“选用”等一系列有意义的工作。在 20 世纪 70代一直认为是国内重齿轮两大难题的“水泥磨减速器”和“轧钢机械减速器”可以说已完全解决。 20世界 80年代至 90年代初，我国相继制定了一批减速器标准，如 88圆柱齿轮减速器， 90运输机械用减速器和 050 93冶金设备用轮减速器等几个硬齿面减速器标准，我国有自己只是产权的标准，如079 95三环减速器。按这些标准生产的许多产品的主要技术指标均可达到或接近国外同类产品的水平，其中德国司同类产品的特点，并结合国情做了血多改进与创新。世界上一些工业发达国家，如日本，德国，英国，美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化，传动性能，传动效率，转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星齿轮传动技术，如封闭行星齿轮传动，行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮颤动在我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，均有了较大的成就，并获得了血多的研究成果。近十几年来，计算机技术，信息技术，自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了执照也得传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产，敏捷执照，智能执照等先进技术。形成了高精度，高效率的智能化圣餐先和计算机网络化管理。在 21 世纪成套件机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大为提高，从而推动了机械传动湘潭大学兴湘学院毕业论文 3 产品多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观。动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制，液压传动，齿轮，带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面，高精度，高可靠度软启动，运行监控，运行状态记录，低噪声，高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制，自动调速，多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服器驱动，已成为经年中小功率变速箱产品追求的目标。随着我国航天，航空，机械，电子，能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将更会更加突出。总之，当今世纪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。行星齿轮传动与普通定州齿轮传动相比较，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，这些已经被我过越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动种均有效地利用了功率分流性和输入，输出地同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速，大功率而且可用于低速，大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速，增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输，工程机械，冶金矿山，石油化工，建筑机械，轻工纺织，医疗器械，仪器仪表，汽车，船舶，兵和航空航天等工业部门获得了广泛的应用。本设计以本设计基于维绘图功能。先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用部件的装配、运动学仿真等功能。湘潭大学兴湘学院毕业论文 4 行星齿轮减速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用带的模块，模拟真实环境中的工作状况进行运动仿真，对元件进行运动分析。减速器作为独立的驱动元部件，由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用具来实现这一过程，不仅能完善上述工作，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度加快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用在设计计算方面：分析行星齿轮机构传动方案；并通过计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。在工程仿真分析方面：本论文利用三维软件完成与整机的装配。湘潭大学兴湘学院毕业论文 5 第二章行星齿轮减速器方案设计行星齿轮传动的类型很多，其分类方法也不少。在库氏的分类方法中，行星齿轮传动的基本代号为： Z 中心轮， X 转臂， V 输出轴（现说明：在库氏原著作中， K 中心轮， H 转臂）。根据其基本构件的配置情况，可将行星齿轮传动分为 23Z 和种基本传动类型；其他的结构型式的行星齿轮传动大都是它们的演化型式或组合型式。设计行星齿轮减速器，已知该行星传动的输入功率 2入转速500r/动比 34，允许的传动比偏差期间断的工作方式，每天工作 16h，要求使用寿命 8年；且要求该行星齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小和传动功率较高。湘潭大学兴湘学院毕业论文 6 第三章设计计算根据上述要求：短期间断，传动比大，结构紧凑和外轮廓尺寸较小。据书【 7】和书【 5】传动类型的工作特点可知， 3Z 型适用于短期间断的工作方式，结构紧凑，传动比大。为了装配方便，结构更加紧凑，适用具有单齿圈行星齿轮的 3Z 型行星齿轮传动较合理，其传动简图如图 3 图 3根据 3 b，虑到该行星齿轮传动的外轮廓尺寸较小，故选择中心轮的齿数 5和行星齿轮数目 3。为了使内齿轮 b与应取将书【 1】，则的内齿轮 1 )z()1( 69+3=72 湘潭大学兴湘学院毕业论文 7 因 27为奇数，应按如下公式求得行星轮 1（ 1（ 728 再按传动比验算公式验算其实际的传动比 be zz 6972 721569 +1 =传动比误差 i 书【 1】为 i = = =34 和中心距潭大学兴湘学院毕业论文 10 按书【 3】公式可得到行星齿轮 = 2）轮副在轮副中，8 17， bz 12 34 和42 34 和66 由此可知，该齿轮副的变位目的是为改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即 0 可得内齿轮 e 的变位系数为 ce 对于该 3Z(行星齿轮传动可按下面计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表 1 表 13Z(行星齿轮传动几何尺寸计算项目计算公式变位系数 x 1x 2x = x 1x 1x =x =x =x =x =x =度圆直径 d 1d = 12d = 21d =45 2d =207 1d =84 2d =207 1d =84 2d =216 基圆直径1d 2ad 1圆直径d1d =2 a121 zz z1d =d =d =84 湘潭大学兴湘学院毕业论文 11 2d =2 a122 zz z2d =d =d =216 齿顶圆直径)(21 )(22 12啮合 )(2 1 )(22yx 12 124 e2)(2 1 - e )(2 2 2221f e 1 e2齿根圆直径)(2111a )(2222a 内啮合 )(2 111f a 用插齿刀加工 0202 2 1212： 2a为插齿刀与被加工齿轮之间湘潭大学兴湘学院毕业论文 12 的中心距。 e = 2，其中 1 2 /2z 。关于用插齿刀加工内齿轮，起齿根圆直径2 已知模数 m =3齿刀齿数0z=25，齿顶高系数 0位系数0x=0（中等磨损程度）。试求被插制内齿轮的齿根圆直径2 齿根圆直径2 202a式中 0 插齿刀的齿顶圆直径； 02a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 0 000 2 a =3 25 = 现对内啮合齿轮副（ 1） x ，9） = 20in 0ta =表得02a= 7129 02y= o o o sc o 20 b 加工中心距02a为 02a= 20 b （按一下公式计算内齿轮 020 = 入表 2中） (2)x ，2）仿上，02 = 20in 0ta =潭大学兴湘学院毕业论文 13 查表得02a= 7321 02y= 1c o sc o 20 e= o o 02a= 20 e （则得内齿轮 20 填入表 2中）对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件邻接条件按书【 5】如下公式验算其邻接条件，即将已知的得故该 3Z(星传动的传动功率采用书【 5】如下公式进行计算，即已知 =69/15=啮合损失系数和可按书【 5】如下公式计算，即有 1 1取齿轮的啮合摩擦因数 1.0将cz、得即有 =以，其传动效率为 9 可见，该行星齿轮传动的效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。输入端根据 3Z(星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮 a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以，轮湘潭大学兴湘学院毕业论文 15 将中心轮按该行星的输入功率 P 和转速 n 的初步估算输入轴的直径同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。按书【 1】公式 30 pc =1123 150022=27 按照 3 大，试取为 30有单键槽的输入轴直径确定为 30过台阶16环用于轴承的轴向定位和固定。可知2度为 135据轴承的选择确定轴肩32 4d 为 38 附图。输出端根据30 m in pc =112 =50有单键槽，与齿轮连作为输出轴。取17择 16 附图所示内齿轮的设计（ 1）内齿轮而可以将其固定。其尺寸如上已算出，图形如附图。（ 2）内齿轮将轮按该轮的输入功率 P 和转速 n 的初步估算输出轴的直径时进行轴的结构设计。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。转臂的设计一个结构合理的转臂量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于3Z( 中的转臂 x 不承受外力矩的作用，也不是行星传动的输入或输出构件（此时它不是基本构件），故采用双侧板整体式转臂（其侧板两端无凸缘）。双侧板整体式转臂，可采用连接板将两块侧板连接在一起。整体式转臂的毛皮是采用锻造或焊接的湘潭大学兴湘学院毕业论文 16 范式得到的，即在其毛坯上已将两侧板与连接板制成一个整体。转臂 x 中所需连接板得数目一般应等于行星齿轮数厚为 a = 壁厚为 15，其中 a 为实际啮合中心距。沟槽宽度为 80圆直径 D 268外圆直径 170 附图所示。转臂已知高速级的啮合中心距 a=66得 1000 66810008 33 af a 取2.3 m 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 1 按公式计算，即 1000 1 a 取 1 0 m 转臂的 12 ，即1=15 m 先已知低速级的啮合中心距 a=66得 1000 6681000833 取2.3 m 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 1 按公式计算，即 1000 1 a 取 1 0 m 转臂的 12 ，即 me x 1521 箱体及前后机盖的设计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剖分机体，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，铸造机湘潭大学兴湘学院毕业论文 17 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。如附图所示壁厚 40 . 5 6 6t d d T 机体表面的形状系数取 1 与内齿轮直径有关的系数.6 标准件及附件的选用螺钉的选择：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行星齿轮的齿宽便保证该行星齿轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 e 相啮合。在每个行星轮的内孔中，可以安装两个滚动轴承来支撑着。而行星齿轮轴在安装到转臂采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该 3Z 型行星传动的转臂 x 不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有 3此，其转臂转臂转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差已知啮合中心距 66a 得 0 06681 0 0 0833 取 32各行星轮轴孔的孔距先对偏差 1 可按以下公式计算，即 1 )(1000)( 取 1 =0 m 转臂的 1/2,即 21=15 m 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条湘潭大学兴湘学院毕业论文 18 件，且进行了结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图（或装配图）。度验算由于 3Z(行星齿轮齿轮传动具有短期间间断的工作特点，且具有结构紧凑、外轮廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按书【 5】其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即首先按书【 5】以下公式计算齿轮的齿根应力，即其中，齿根应力的基本值按书【 5】以下公式计算，即按书【 5】以下公式计算，即 Z(星传动按照三个齿轮副名义切向力中心轮 a 的切向力tF=下公式计算；已知 TNm, 3d 得 N）有关系数。 a 使用系数。使用系数书【 5】中等冲击查表得 1.5 先按下式计算轮 x 19100- 中 a m/s）湘潭大学兴湘学院毕业论文 19 所以 x 1 9 1 0 0 0 （ m/s）已知中心轮级，即精度系数 C=6；再按下公式计算动载荷系数式中 B= = A=50+56 B 则得中心轮 + 1查表得书【 1】 1F a = 查表得，代入上式，则得 +（ 1=1.3 齿间载荷分配系数【 1】表得 .1 行星轮间载荷分配系数【 1】下式计算即 +1 得 + =潭大学兴湘学院毕业论文 20 齿形系数【 1】得。修正系数应力修正系数【 1】得 Y 。重合度系数 Y 可按下式计算，即 Y = = 。螺旋角系数Y=1 因行星轮 c 不仅与中心论 a 啮合，

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