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INGW 行星减速器设计摘 要本文完成了行星齿轮减速机的结构设计。该减速机具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点，适用于化工、轻工业以及机器人等领域。这些功用对于现代机械传动的发展有着较重要的意义。首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速机的研究现状和发展趋势，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数确定齿轮减速机的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。其中该减速机的设计与其他减速机的结构设计相比有三大特点：其一，为了使三个行星轮的载荷均匀分配，采用了齿式浮动机构，即太阳轮与高速轴通过齿式联轴器将二者连接在一起，从而实现了太阳轮的浮动；其二，该减速机的箱体采用的是法兰式箱体，上下箱体分别铸造而成；其三，内齿圈与箱体采用分离式，通过螺栓和圆锥销将其与上下箱体固定在一起。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速机的整体结构设计。关键词：关键词：行星齿轮，传动机构，结构设计，校核计算II ABSTRACTThis completed a single-stage planetary gear reducer design. The gear has a smaller transmission ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, outline, small size and light weight, carrying capacity, smooth motion, shock and vibration resistant and low noise characteristics, Used in chemical, light industry and robotics fields. The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance.First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend, and then compared various transmission structures, which determine the basic type of transmission. Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel, planet gear, ring gear and planet carrier in the design calculation, given by the input power, gear ratio, input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation. One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First, the three planetary gear to make the load evenly, using a gear-type floating body, the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear; Second, the box uses a reducer flange box, upper and lower box were cast; Third, the ring gear and Box with separate, through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box. Finally, a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer.KEY WORDS: planetary gear，driving machanism，structural design，checking calculation1目录前言.1第 1 章 传动方案的确定.61.1 设计任务.61.1.1 齿轮传动的特点.61.1.2 齿轮传动的两大类型.71.2 行星机构的类型选择.71.2.1 行星机构的类型及特点.71.2.2 确定行星齿轮传动类型.10第 2 章 齿轮的设计计算.122.1 配齿计算.122.1.1 确定各齿轮的齿数.122.1.2 初算中心距和模数.132.2 几何尺寸计算.152.3 装配条件验算.172.3.1 邻接条件.172.3.2 同心条件.182.3.2 安装条件.182.4 齿轮强度校核.192.4.1 a-c 传动强度校核.192.4.1 c-b 传动强度校核.24第 3 章 轴的设计计算.293.1 行星轴设计.293.2 转轴的设计.313.2.1 输入轴设计.313.2.2 输出轴设计.32第 4 章 行星架和箱体的设计.354.1 行星架的设计.354.1.1 行星架结构方案.3524.1.2 行星架制造精度.374.2 箱体的设计.39结论.42致谢.43参考文献.443前言本课题通过对行星齿轮减速机的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速机产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速机规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该减速机的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。1.齿轮减速机的研究现状齿轮是使用量大面广的传动元件。目前世器上齿轮最大传递功率已达6500kW，最大线速度达 210ms(在实验室中达 300m/s)；齿轮最大重量达 200t，最大直径达 (组合式)，最大模数 m 达 50mm。我国自行设计的高速齿轮m6 .25(增)减速机的功率已达 44000kW，齿轮圆周速度达 150ms 以上。 由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速机，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。20 世纪末的 20 多年，世界齿轮技术有了很大的发展。产品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硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到 20 世纪 80 年代时在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 IS01328 一 1975 的 6 级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的 4 倍，为软齿而齿轮的 5 一 6 倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速机的重量仅为软齿面齿轮减速机的 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分及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速机，其核心技术是均载。模块化设计技术对通用和标准减速机旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖面需求的同时，尽可能减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件生产形成批量，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；普遍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 ISO 的 4 一 6 级；轴承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检4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，产品越来越完美。如非常粗略地估计一下，输出 IOONm 转矩的齿轮装置，如果在 1950 年时重 10kg，到 80 年代就可做到仅约 lkg。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(技术攻关)到独立设计制造 3 个阶段。现在我国的设计制造能力基本上可满足国内生产需要，设计制造的最高参数:最大功率 44MW,最高线速度 168m/s，最高转速 67000r/min。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年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴”、 “选用”等一系列有意义的工作。在 20 世纪 70-80 年代一直认为是国内重载齿轮两大难题的“水泥磨减速机”和“轧钢机械减速机”，可以说已完全解决。20 世纪 80 年代至 90 年代初，我国相继制订了一批减速机标准，如ZBJ19004 一 88圆柱齿轮减速机 、ZBJ19026 一 90运输机械用减速机和YB/T050 一 93冶金设备用 YNK 齿轮减速机等几个硬齿面减速机标准，我国有自己知识产权的标准，如 YB/T079 - 95三环减速机 。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 YNK 减速机较完整地吸取了德国 FLENDER 公司同类产品的特点，并结合国情作了许多改进与创新。（1） 渐开线行星齿轮效率的研究行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有3种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的2K2H 和3K 型行星齿轮的效率十分方便。（2） 渐开线行星齿轮均载分析的研究现状行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的5空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。2.齿轮减速机的发展趋势随着我国市场经济的推进， “九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制，改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。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，改变了制造业的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、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是 2l 世纪企业竞争的焦点。在 2l 世纪成套机械装备中，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、加工效率太为提高，从而推动了机械传动产品多样化，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。CNC 机床和工艺技术的发展，推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。6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(5060HRC)、高精度(45 级)、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驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)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会更加突出。总之，当今世界各国减速机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。减速机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，开拓和发展减速机和齿轮技术在我国有广阔的前景。3.论文的基本内容：（1）选择传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。（2）设计计算及校核。传动结构的设计计算，都大致包括：选择传动方案、传动零件齿轮的设计计算与校核、轴的设计计算与校核、轴承的选型与寿命计算、键的选择与强度计算、箱体的设计、润滑与密封的选择等。在对行星齿轮减速机的结构进行深入分析的基础上，依据给定的减速机设计的主要参数，通过 CAD 绘图软件建立行星齿轮减速机各零件的二维平面图，绘制出减速机的总装图对其进行分析。 7第 1 章 传动方案的确定1.1 设计任务设计一个行星齿轮传动减速机。已知电机 30KW ，输入转速：n=1470r.p.m ， 2K-H 行星传动输出转矩，输出转速 56-60r.p.m1.1.1 齿轮传动的特点齿轮传动与其它传动比较，具有瞬时传动比恒定、工作可靠、寿命长、效率高、可实现平行轴任意两相交轴和交错轴之间的传动，适应的圆周速度和传动功率范围大，但齿轮传动的制造成本高，低精度齿轮传动时噪声和振动较大，不适宜于两轴间距离较大的传动。齿轮传动是以主动轮的轮齿依次推动从动轮来进行工作的，是是现代机械中应用十分广泛的一种传动形式。齿轮传动可按一对齿轮轴线的相对位置来划分，也可以按工作条件的不同来划分。随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率已达到 20000kW,输出转矩已达到 4500kN。据有关资料介绍，人们认m为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下。（1） 标准化、多品种 目前世界上已有 50 多个渐开线行星齿轮传动系列设计；而且还演化出多种型式的行星减速机、差速器和行星变速器等多品种的产品。（2） 硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在 6 级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。（3） 高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。（4） 大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。81.1.2 齿轮传动的两大类型轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。（1）普通齿轮传动（定轴轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何位置都是固定不变的，则称为普通齿轮传动（或称定轴轮系） 。在普通齿轮传动中，如果各齿轮副的轴线均相互平行，则称为平行轴齿轮传动；如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副，则称为不平行轴齿轮传动（空间齿轮传动） 。（2）行星齿轮传动（行星轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，则称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。1.2 行星机构的类型选择1.2.1 行星机构的类型及特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下：（1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条件下） 。5121（2）传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达 0.970，99。（3）传动比较大。可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。（4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。9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，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。最常见的行星齿轮传动机构是 NGW 型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有 NGW、NW、NN、WW、NGWN和 N 等类型。按基本结构的组成情况不同有 2K-H、 2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X 等类型。行星齿轮传动最显著的特点是：在传递动力时它可进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统的中的减速机、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用，表 1-1 列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：表 1-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点性能参数传动形式简图传动比效率最大功率/kW特点NGW（2K-H 负号机构）=1.13BAXi13.7 推荐2.890.970.99不限效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用10NW（2K-H 负号机构）=150BAXi推荐 721效率高，径向尺寸比NGW 型小，传动比范围较 NGW 型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故|BAXi7 时不宜采用NN（2K-H 负号机构）推荐值：=8BXEi30效率较低，一般为0.70.840传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架 X 从动时，传动比| |大于某一i值后，机构将发生自锁WW（2K-H负号机构）=1.2数BXAi千|=1.25BXAi时，效率可达0.90.7，i5 以后.随|增加徒降i20传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X 从动时，| |从某一i数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.83，最佳值XABi为 2，此时效率可达0.9NGW（）小功率传动500BAEi；推荐：0.80.9 随增加而BAEi下降短期工作120，长期工作10结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于 NGW 型，工艺性差，适用于中小11型（3Z）=2010BAEi0功率功率或短期工作。若中心轮 A 输出，当| |大于某一数值i时会发生自锁NGWN（）型（3Z）=6050BAEi0 推荐：=6430BAEi00.70.84 随增加而bAEi下降短期工作120，长期工作10结构更紧凑，制造，安装比上列型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上1.2.2 确定行星齿轮传动类型根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表 1-1 中传动类型的工作特点可知，2K-H型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2K-H型行星传动较合理，其传动简图如图 1-1 所示。12图 1-1 减速机设计方案（二级 NGW2K-H 型行星齿轮传动）13第 2 章 齿轮的设计计算2.1 配齿计算 2.1.1 确定各齿轮的齿数据 2K-H 型行星传动的传动比值和按其配齿计算（见参考文献1）一级行pi星轮公式（3-27）公式（3-33）可求得内齿轮 b 和行星轮 c 的齿数和。现考bzcz虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮 a 的齿数=17 和行星轮=3.azpn根据内齿轮 apbziz) 1(=76.5 1715 . 5）（bz对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，此时实际的 p 值79bz与给定的 p 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为=abzzi1647. 51779其传动比误差 =2.67%5 . 5647. 55 . 5ppiiii由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮 c 的齿数应按如下公式计算，即cz cabczzzz2因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，62abzz1cz既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善 a-c 啮合齿轮副的传动性能。故 =cz301-217-79在考虑到安装条件为 （整数）322Czzba14二级行星轮根据内齿轮 apbziz) 1(=100.4 (5.5 1) 25bZ 对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取100，此时实际的 pbZ 值与给定的 p 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为10014.5728i 其传动比误差 5.54.572.4%5.5ppiiii 由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮 c 的齿数应按如下公式计算，即cz cabczzzz2因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，62abzz1cz既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善 a-c 啮合齿轮副的传动性能。故 10022136.52cZ 在考虑到安装条件为362abZZC2.1.2 初算中心距和模数1. 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮材料为 20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为 57 61HRC。15试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。limH试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。limF行星轮=485 0.7Mpa=339.5Mpa (对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终limF加工为磨齿，精度为 6 级。内齿圈材料为 38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为 973HV。试验齿轮的接触疲劳极限=1282MpalimH验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPalimF齿形的终加工为插齿，精度为 7 级。2. 减速机的名义输出转速2n由 = i21nn得 =2nin15 . 51000minr=181.82 minr3. 载荷不均衡系数PK采用太阳轮浮动的均载机构，取。15. 1PPFHKK4. 齿轮模数和中心距 am首先计算太阳轮分度圆直径：3lim21a1duukkkTKHdHHPAtd式中： 一齿数比为u76. 11730一使用系数为 1.25；AK一算式系数为 768；tdK一综合系数为 2；HK一太阳轮单个齿传递的转矩。1TppannPnTT1119549=985. 0100031209549mN 16=376mN 其中 高速级行星齿轮传动效率，取=0.985齿宽系数暂取=0.5dadb=1450MpalimH代入 3lim21a1duukkkTKHdHHPAtd32a76. 1) 176. 1 (15915 . 06 . 115. 125. 123.376768d =78.66mm模数 m=63. 41766.78aazd取 m=5则 mmzzmaga)3017(521)(210 =117.5mm取 mma5 .122齿宽 5 .421755 . 0dbd取 mmb622.2 几何尺寸计算1. 计算变位系数(1) a-c 传动啮合角ac因 20cos5 .1225 .117coscos0aaac =0.93969262所以 =ac“543920变位系数和2tan)(invinvzzxacca17 =（17+30）20tan220543920invinv =1.141图 2-1 选择变位系数线图中心距变动系数 y y=155 .1175 .1220maa齿顶降低系数 y 141. 01141. 1yxy分配边位系数：根据线图法，通过查找线图 2-1中心距变动系数 y y=155 .1175 .1220maa18齿顶降低系数 y 141. 01141. 1yxy分配边位系数：根据线图法，通过查找线图 2-1得到边位系数 549. 0ax则 592.5490. 0141. 1acxxx(2) c-b 传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有0bcxxx从而 592. 0cbxx且 aa 0y0y2. 几何尺寸计算结果对于单级的 2K-H 型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：表 3-1 各齿轮副的几何尺寸的计算结果项目 计算公式a-c 齿轮副b-c 齿轮副分度圆直径d111zmd 222zmd 851751d1503052d1501d3957952d基圆直径bdcos11ddbcos22ddb87.7920cos851bd95.14020cos1502bd95.1401bd19.37120cos3952bd外啮合)(211yxhmddaaa)(222yxhmddcaa076.991ad513.1642ad齿顶圆直径ad内啮合)(2*11yxhmddcaa)(222yxhmddbaa513.1641ad09.3912ad外啮)(2*11aafxchmdd)(2*22cafxchmdd987.771fd424.1432fd19合齿根圆直径fd内啮合)(2*11cafxchmdd)(222bafxchmdd424.1431fd424.4132fd注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮，内齿轮；1ah8 . 0ah顶隙系数：内齿轮25. 0c2.3 装配条件验算对于所设计的单级 2K-H 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件2.3.1 邻接条件按公式验算其邻接条件，即 pacacnadsin2已知行星轮 c 的齿顶圆的直径=164.513，和代入上式，acd5 .122aca3pn则得164.513满足邻接条件mm176.2123sin5 .12222.3.2 同心条件按公式对于角变位有coscosbccbaccazzzz已知 ， 代入上式得17az30cz79bz543925ac20bc =52.145 满足同心条件20cos3079543920cos30172.3.2 安装条件按公式验证其安装条件，即得20)(整数Cnzzpba将 代入该式验证得17az79bz3pn 满足安装条件3237917啮合要素的验算1. a-c 传动端面重合度a（1）顶圆齿形曲率半径a22)2()2(baadd太阳轮221)2874.79()20076.99(a=29.31mm行星轮222)2954.140()2513.164(a=42.416mm（2）端面啮合长度ag)sin(21taaaag式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；端面节圆啮合角。t直齿轮=tac543925则mmga)543925sin5 .122416.4231.29( =18.67mm（3）端面重合度20cos567.18)cos/(costnaamg =1.2652. 端面重合度bc a（1）顶圆齿形曲率半径a22)2()2(baadd21行星轮由上面计算得，=42.4161a1amm内齿轮222)218.371()208.391(amm =61.597mm（2）端面啮合长度ag21sintaaaag=20sin5 .122597.61146.42mm=24.05mm（3）端面重合度 = =1.63)cos/(costnaaamg20cos505.242.4 齿轮强度校核2.4.1 a-c 传动强度校核本节仅列出相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程，大齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。1确定计算载荷名义转矩 =376.89 NmT名义圆周力=N=8868NtFdT20008589.37620002应力循环次数aN=60=次=次aNHanpnt70400318.81860910037. 1=181.82anin5 . 51000minrminr= =HanHann 82.1811000=818.18minr 式中 太阳轮相对于行星架的转速()Hanminr 寿命期内要求传动的总运转时间(h)t22 t=10a=70400hdhad223203. 确定强度计算中的各种系数1)使用系数 KA取 K =1. 25A2)动负荷系数 Kv因 z =1750 和=143.03 1200MPa40smm2limH查得 Z =1.0L3)速度系数 Zv因 =3.64和=1591 MPavsmlimH查得 Z =0.975v4)粗糙度系数 ZR因 1200 MPa 和齿面 R =1.6 6=9.6limHzmm查得 Z =1.026R5)工作硬化系数WZ25因大小齿轮均为硬齿面，且齿面 R =9.66,zmm由图 5-17 取=1.0WZ6)尺寸系数 查得 Z=1.0X10许用接触应力HP=HPlimHXWRVLNTZZZZZZ =1591 1.0 1.0 0.975 1.026 1.0 1.0=1592MPa11接触强度安全系数 SHS=1.985HHHP802159212确定计算许用弯曲应力时的各种系数FPl)试验齿轮的应力修正系数= 2.0STY2)寿命系数因 N =，查得=0.83L910037. 1NTY3)相对齿根圆角敏感系数relTY由=1.796，查得= 1.0saYrelTY4)齿根表面状况系数= 0.925(齿根 R=6.3 6= 37. 8)TRrelYzmm5)尺寸系数 可按下式计算XY =0.01m=1.0XY05. 1501. 005. 113许用弯曲应力FP =FPlimFSTYNTYrelTYTRrelYXY =485 2.0 0.83 1.0 0.925 1.0MPa =745 MPa14弯曲强度安全系数 SFS =5.21FFFP1437452.4.1 c-b 传动强度校核本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程，小齿轮(行星轮)的计算26方法相同，从略。齿轮强度验算按第 5 章中的有关公式和图表进行。1名义切向力 tF=8868NtF2应力循环次数 NbN =60 =60次=2.3 10 次bHanpnt70400382.1819式中 n太阳轮相对于行星架的转速()Hbminr= n-n =181.82 HbnHb)082.181(minrminr3确定强度计算中的各种系数1)使用系数 K 取 K =1. 25AA2)动负荷系数 Kv根据 =v60Hbdn10006082.1813951416. 3sm=3.76 sm查得（7 级精度)：K =1. 068v3)齿向载荷分布系数 K,KHF由式(5-1)和(5-2) K= 1+(K-1 )KKH0HHWHe K=1+(K-1)KKF0FFWFe式中 K 计算接触强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，查0H得 K= 1.187 (=0.5);0HdK 计算接触强度时的跑合影响系数，查得 K= 0.83(v HWHW=3.76，HB =450)；sm2K 计算弯曲强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，由图 5-40F查得 K=1.12(=12.4) 0FmbK计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图 5-5 查得 K=0.95 (v =3.76FWFW，HB =450)；sm2K与均载系数有关的系数，K=0.7HeHeK与均载系数有关的系数，K=0.85FeFe则 K= 1+(1.187-1 ) 0.83 0.7=1.149H27 K=1+(1.12-1) 0.95 0.85=1.097F4)齿间载荷分布系数 K、KHF因 =178.79，精度 7 级，非硬齿面直齿bFKtA62886825. 1mmNmmN轮由表 5-9 查得 K=K=1.0HF5)节点区域系数 Z可查图 5-13 或按下式计算H Z=H2sincoscoscos2tttb20sin20cos20cos0cos22 =2.495 式中 直齿轮= 0b端面节圆啮合角t直齿轮=20tcb端面压力角t直齿轮=20t6)弹性系数 ZE查得 Z =189.8(钢一钢)EMPa7)载荷作用齿顶时的齿形系数 YFa查得 Y=2.053Fa8)载荷作用齿顶时的应力修正系数 Ysa查得 Y=2.65sa9)重合度系数 z ，Yz =0.88934a363. 14 =0.25+=0.25+=0.71Ya75. 063. 175. 010)螺旋角系数 Z , Y 可按下式计算因 =0，z = 得 z =1cos Y = 1120所以 z =1,Y =1284齿数比 u=2.633cbzz30795计算接触应力的基本值0H= 0HzzzzEHuubdFt11=2.495 189.8 0.889 1MPa 633. 21633. 2621508868=323.75MPa6接触应力H=H0HHHvAKKKK =323.751149. 1068. 125. 1=401MPa7弯曲应力的基本值0F= YYY Y0FbmFtFaSa=171. 065. 2053. 2. 5628868=110.497MPa8齿根弯曲应力F=K K KKF0FAvFF =110.49 1.25 1.068 1.097 1=161.812MPa9确定计算许用接触应力时的各种系数HPl)寿命系数 ZNT因 N = 2.3 10 ，查得 Z=1L9NT2)润滑系数 ZL因和=1282MPasmm /220240limH查得 Z =1L3)速度系数 Zv因 v=3.76和=1282MPasmlimH29查得 Z =0.975v4)粗糙度系数 ZR因 =1282 MPa 和齿面 R =6.3 6=9.6limHzmm查得 Z =1.026R5)工作硬化系数WZ取=1.0WZ6)尺寸系数 查得 Z=1.0X10许用接触应力HP= Z Z Z Z Zw ZHPlimHNTLvRX =1282 1 1 0.975 1.026 1 1 =1283MPa11接触强度安全系数 SHS=3.2HHHP401128312确定计算许用弯曲应力时的各种系数FPl)试验齿轮的应力修正系数 Y= 2.0ST2)寿命系数因 N =2.3 10 ，查得 Y=1.0L9NT3)相对齿根圆角敏感系数 YrelT由 Y= 2.65，查得 Y= 1.0SarelT4)齿根表面状况系数0.925(齿根 R=6.3 6= 37. 8)TRrelYzmm5)尺寸系数 Y 可按下式计算XY=0.006m=1.03-0.006 5=1.0X03. 113许用弯曲应力FP=YYYYYFPlimFSTNTrelTTRrelX=370 2 1 1 0.925 1MPa =684.5MPa14弯曲强度安全系数 SFS =4.23FFFP812.1615 .6843031第 3 章 轴的设计计算行星齿轮减速机结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速机壳体内，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图 3-1 所示： 图 3-1 太阳轮浮动原理3.1 行星轴设计1. 初算轴的最小直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于NFt88682行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间tF隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中mm5 . 22mmbl675622220的配合选为 H7/h6 时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，0l两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图 3-2） 。0/lFqt 32 图 3-2 行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩 N mm8678868288020lFqlMt=148538. N mm行星轮轴采用 40Cr 钢,调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全440s系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直5 . 2S )5 . 2/440(/sbS径 mmmmMdb485.201761485383232330取 mmd485.200其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2. 选择行星轮轴轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷rFN220tan8868220tantrFF =1614N在相对运动中，轴承外圈以转速=463.64301718.818caHaHczznnminrminr考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，其mmd485.200外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承 6306 型，其参数为 mmd30mmD72mmB19kN kN （油浴） ；0 .27rC2 .150rC12000limnminr33取载荷系数 ；2 . 1pf当量动载荷 N=1937N;16142 . 1rpFfP轴承的寿命计算 h=97377h3306)193727000(64.46316670)(6010PCnLHch根据设计要求，该减速机要求连续工作 10 年，每年按 320 天计算，每天按22 小时计算，即h。所以设计决定选用 6306 型70400/22/32010dhadaLh轴承，并把行星轮轴直径增大到。mmdd300校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：c = mmcmDdcf5 . 22)(min式中 行星轮模数（mm）m mm55 . 2272424.143minc=35.712=12.5mmcmin满足条件。cmin由于行星轮宽度mm，因此两个轴承之间安装一厚度为 5mm，宽6202 bb度为 13mm 的套筒。3.2 转轴的设计3.2.1 输入轴设计1初算轴的最小直径由下式30nPAd 初步估算轴的最小直径，选取轴材料为 40Cr 钢，调质处理。根据表 3-2 查得。0A表 3-2 轴常用几种材料的及值 T0A轴的材料Q235-A、20Q275、4540Cr、35SiMn3435（1Cr18Ni9Ti）38SiMnMo/ TPaM15252035254535550A14912613511212610311297查表取=112，得0A mmnPAd243.551000120112330min输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大 5%7%。故 mmd11.5901.58min，其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2选择输入轴轴承(1) 轴的结构设计根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承 6217 型，其尺寸为，可画出输入轴草图（如附图 03） 。mmmmmmBDd2815085轴承的寿命计算 其参数为 mmd85mmD150mmB28kN kN （油浴） ；2 .83rC8 .630rC5000limnminr取载荷系数 ；2 . 1pf当量动载荷 N=3873N;32282 . 1rpFfP轴承的寿命计算 h=165258h70400h3306)387383200(100016670)(6010PCnLah故该对轴承满足寿命要求。3.2.2 输出轴设计1初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo 合金钢，其许用剪切应力MPa，即求出输出轴伸出端直径 4535 mmTd33224561142 .172 .17=88.423mmN mm97. 082.1811209549954922npT=6114 N mm式中 输出轴转矩；2T齿轮啮合传动的效率，取=0.97。2选择输出轴轴承由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重） ，所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。输出轴端，轴颈mm。1102d由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=99.076mm。 aad故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承 6030 型，其尺寸为，可画出行星架草图（如附图 03） 。mmmmmmBDd35225150轴承的寿命计算 其参数为 mmd150mmD225mmB35kN kN （油浴） ；132rC1250rC3000limnminr取载荷系数 ；2 . 1pf当量动载荷 N=5088N;42402 . 1rpFfP轴承的寿命计算 h=1600938h70400h3306)5088132000(82.18116670)(6010PCnLch故该轴承满足寿命要求。3输出轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按（3-2）式计算36 （3-2） pp2000kldT式中 转矩，；TN mmA轴颈，mm; d键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；khk5 . 0h键的工作长度，mm,型键；型键；型键，lAbLlBLl C/2lLb其中为键的长度，为键的宽度；Lb许用挤压应力，在这里键材料为 45 钢。其许用挤压应力值 p2mmN按轻微冲击算查相关资料的=100120。 pMPa由前面计算知输入转矩N m， 1146T选用型键，其型号为，ALhb1001832将数值，mm9185 . 0kmm583290l键连接处的轴颈 =110mm 代入式（3-2）得d=39.94)较大时，行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮缘孔内baxi臂较合理。对于尺寸较小的整体式转臂结构，可以采用整休锻造毛坯来制造，但其切削加工量较大。因此，对于尺寸较大的整体式转臂结构，则可采用铸造和焊接的方法，以获得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯。但在制造转臂的工艺过程中，应注意消除铸造或焊接的内应力和其他缺陷;否则将会影响到转臂的强度和刚度，而致使其产生较大的变形，从而，影响行星齿轮机构的正常运转。在此，还应该指出的是:在加工转臂时，应尽可能提高转臂 x 上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度 38图 4-1 双侧板整体式转臂2. 双侧板分开式转臂双侧板分开式转臂(见图 4-1)的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上，故又称之为装配式转臂;其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传动比较小，例如，2K-H 型的传动比4，故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。baxi4.1.2 行星架制造精度由于在转臂 x 上支承和安装着3 个行星轮的心轴，因此，转臂 x 的制造pn精度对行星齿轮传动的工作性能、运动的平稳性和行星轮间载荷分布的均匀性等都有较大的影响。在制定其技术条件时，应合理地提出精度要求，且严格地控制其形位偏差和孔距公差等。1. 中心距极限偏差af在行星齿轮传动中，转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距偏差的大小和方向，可能增加行星轮的孔距相对误差和转臂 x 的偏心量，且引起行星轮产1生径向位移;从而影响到行星轮的均载效果。所以，在行星齿轮传动设计时，应严格地控制中心距极限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般应af控制中心距极限偏差=0.010.02mm 的范围内。该中心距极限偏差之值应afaf根据巾心距值，按齿轮精度等级按照a表 4-1 选取。40 表 4-1 中心距极限偏差 afm齿轮副的中心距 a精度等级af1830305050808012012018018025025031531540087109IT821IT92116.52619.53123372743.531.5503657.540.56544.5702. 各行星轮轴孔的孔距相对偏差1由于各行星轮轴孔的孔距相对偏差对行星轮间载荷分布的均匀性影响很大，1故必须严格控制值的大小。而值主要取决于各轴孔的分度误差，即取决于机11床和工艺装备的精度。一般，值可按下式计算，即11mm1000a)5 . 43(括号中的数值，高速行星齿轮传动取小值，一般中低速行星传动取较大值。3. 转臂 x 的偏心误差xe转臂 x 的偏心误差，推荐值不大于相邻行星轮轴孔的孔距相对偏差xexe的 1/2，即1xemm2114. 各行星轮轴孔平行度公差各行星轮轴孔对转臂 x 轴线的平行度公差和可按相应的齿轮接触精度要xfyf求确定，即和是控制齿轮副接触精度的公差，其值可按下式计算，即xfyf=xfmbBfx=yfmbBfy式中和在全齿宽上方向和方向的轴线平行度公差，；按xfyfxym41GB/T100951988 选取。 转臂 x 上两臂轴孔对称线(支点)间的距离。B 齿轮宽度。b5. 平衡性要求为了保证行星齿轮传动运转的平稳性，对中、低速行星传动的转臂 x 应进行静平衡;一般，许用不平衡力矩可按表 4-2 选取。对于高速行星传动，其转臂pMx 应在其.上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡。表 4-2 转臂 x 许用不平衡力矩pM转臂外圆直径mm/D 200200300350500许用不平衡力矩/NpMm0.150.250.506. 浮动构件的轴向间隙如前所述，在行星齿轮传动中，上述各基本构件(中心轮 a, b 以及转臂 x)均可以进行浮动，以便使其行星轮间载荷均匀分布。但是，在进行各浮动构件的结构设计时，应注意在每个浮动构件的两端与其相邻零件间需留有一定的轴向间隙，通常，选取轴向间隙=0.51.5mm，否则，使相邻两零件接触后，不仅会影响浮动和均载效果，而且还会导致摩擦发热和产生噪声。轴向间隙的大小通常是通过控制有关零件轴向尺寸的制造偏差和装配时固定有关零件的轴向位置或修配有关零件的端面来实现。对于小尺寸、小规格的行星齿轮传动其轴向间隙可取小值，对于较大尺寸、大规格的行星传动其轴向间隙可取较大值。4.2 箱体的设计机体是上述各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的重要组成部分。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动，一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时，通常采用铸造机体。42按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式(见图 4-4 )。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。图 4-4 机体结构形式图 4-4(a)所示为卧式整体铸造机体，其特点是结构