NW行星齿轮减速机

1、）行星齿轮减速器设计朱万胜左家圣2K-H型双极（负号机构作者指导教师摘要：本文完成了对一个2K-H型双级负号机构（NW型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。此减速器的传动比是15,而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。然

2、后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。关键字：减速器、行星齿轮、NW型行星传动2K-Hbipolar(negativebody)designofplanetarygearreducerAbstract:Thecompletionofatwo-stagenegativebodies(NW-type)structureoftheplanetarygearreducerdesignandtransmissiondesign.Thisgeartransmissionratiois15,butitalsohasasmal

3、lsize,lightweight,compactstructure,smallsizeandwideoutsidethescopeoftheadvantagesoflargetransmissionpower.Subjectswerebrieflyintroducedthebackgroundandanoverviewofthegearreducer,speedreducerisadynamiccommunicationagencies,usingthegear,thespeedconverter,themotor'srotationalspeeddeceleratedtothede

4、siredrotationalspeedandgetmoretorqueinstitutions.Thentheoriginaldataanddriveagivensystemtocalculatethetransmissionefficiencyoftheprogramgraphandselectthemotoreffect,andthenthatisacorepartoftheplanetarygearreducerdesign,includingallthegearteeth,withtoothgeometryparametersandcalculatedFinally,accordin

5、gtotheintensityofstrengththeorycheckinggear.Thentheforceanalysisofeachgearandcalculated,andthendesigncalculationsandtheinputshaftandoutputshafttocheckitsstrength.Finally,alltheoriesarecalculatedsizeofthetotalassemblydrawingafterdrawing.Keywords:reducer,planetarygear,NWplanetarytransmission目录1概述32原始数

6、据及传动系统的方案43电动机的选择54行星齿轮传动设计64.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算64.2 行星齿轮传动的配齿计算64.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算74.4 行星齿轮传动强度计算及校核94.5 行星齿轮传动的受力分析134.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量154.7 轮间载荷分布均匀的措施155行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计176设计小结227主要参考文献238致谢241概述1.1 行星齿轮传动件简介行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、

7、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及KHlV三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NG州、NN型、WVffl、WG理、NGWN和N型等。我所设计的行星齿轮是2K-H双极（负号

8、机构）行星传动NW001.2减速器简介减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。一般的减速器有斜齿轮减速器（包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等）、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。1）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有

9、较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。2原始数据及传动系统的方案2.1 有关原始数据课题：2K-H型双极(负号机构)行星齿轮减速器设计原始数据及要求：(1)输出转矩：M=15N.m(2)采用8级卧式三相异步电动机驱动，降速比i=1/15;2.2 传动系统的方案3电动机的选

10、择3.1 电动机的类型8级卧式三相异步电动机、全封闭自扇冷式结构、电压380V。3.2 电动机的容量输出轴的有效功率为（由公式T=9.55M06P/n）Pw=Tn/9.55W6又电动机为8级，降速比为1/15;所以n约为：n=750/15=50r/minPw15X31050/9.55106=7.85kw从电动机到输出轴的总效率为：下=可2卡32式中明用，邛为联轴器、轴承、齿轮传动的传动效率，查表取=0.99,72=0.98,邛=0.97则4e=0.990.983>0.972=0.8767所以电动机所需工作功率为Pd=Pw/呷=7.85Kw/0.8767=8.96kW3.3 电动机的转速8

11、级卧式三相异步电动机转速为710r/min750r/min,根据电动机的类型、容量和转速，查表及有关手册选定电动机型号为Y180L-8,其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/（r/min）起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y180L-8117301.72.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表型号HABCDEFXGDGKbb1b2hAABBHAL1Y180L-81802792791214811014>942.51535528518043070379257754行星齿轮传动设计4.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算4.1.1 行星齿轮传动的传动比齿轮b固定时，ia：=1-iah

12、=-ZbZd/ZaZcabiah=1+ZbZd/ZaZC=154.1.2 行星齿轮的传动效率计算因，中心轮a输入所以根据公式q=1iaHb/（ia；-1）*中13H',;bH甲：为ag啮合的损失系数，bH为bg啮合的损失系数，中；为轴承的损失系数，甲为总的损失系数，一般取H=0.025ia；=-ZbZc/ZdZaTbaH=1-(ZbZc/ZaZd+ZbZc)*'二H=1-14/15%025=97.67%4.2 行星齿轮传动的配齿计算传动比i1H=1+ZcZb/ZaZc=15可得ZcZb/ZaZd=14由图示可得其同心条件为Za+Zc=Zb-Zd令A=Zc/ZaB=Zb/Zd可得

13、Zc=AZaZb=BZd将带入得AB=14式中系数AB的取值范围为：1.2三A三4.22.4三B三4.8可取A=3.5B=4最小中心轮a的齿数Za可按公式选取即Za=Knp取K=6np=3Za=18将式带入得Za+Aza=BZc-Zd代入数据4.5>18=3zc得Zc=27Zc=AZa=63zb=Bzc=108za/np+Zb/np=C再考虑其传动的安装条件，即公式得0=18/3+108/3=42协整数）所以符合安装条件。4.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为m=Km3TKaKfKfpYfh1/：Z1）;而式中Km算数系数，对于直齿轮

14、传动Km=12.1；一啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m;T1=Ta/nw=9549P1/nwn=9549>7.85/3730=34.228N*mKA使用系数，由参考文献二表67查得Ka=1；KFy一综合系数，由参考文献二表65查得kF£=2;Kfp一计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式6-5得Kfp=1.2;YFa1一小齿轮齿形系数，图622可得YFa1=2.05；,Z1一齿轮副中小齿轮齿数，Z1=Za=18；叫lim一试验齿轮弯曲疲劳极限，N*mm2按由参考文献二图626-630选取cFlim=300N*mm所以m=Km肃1KaKfKFPYFa1/律

15、1cm=12.1§34.228x1X2x1.2x2.05/1M18父3。0=1.506取m=2.0（1）分度圆直径dd（a）=mza=2X18=36mmd（b）=mzb=2X108=216mmd（c）=mzc=2>63=126mmd（d）=mzc=2><27=54mm（2）齿顶圆直径da齿顶高ha:内啮合ha1=ha2=ham=m=2.0外啮合ha2=（h*a-Ah*）m=（1-7.55/Z2）m=1.86da（a）=d（a）+2ha=36+4=40mmda（b）=d（b）-2ha2=216-3.72=212.28mmda（c）=d（c）+2ha=126+4=130

16、mmda（d）=d（d）+2ha=54+4=58mm（3）齿根圆直径df齿根高hf=（h+c*）m=1.25m=2.5df（a）=d（a）-2hf=36-5=31mmdf（b）=d（b）+2hf=216+5=221mmdf（c）=d（c）-2hf=126-5=121mmdf(d)=d(d)-2hf=54-5=49mm中心距aa-c为外啮合齿轮副aac=m/2(za+zc)=1X(18+63)=81mmb-d为内啮合齿轮副&d=m/2(zb+zd)=1>(108-27)=81mm中心轮a齿轮c齿轮d内齿圈b模数m2.02.02.02.0齿数z186327108分度圆直径d(mm36

17、12654216齿顶圆直径da(mm4013058212.28齿根圆直径df(mm3112149221中心距aaac=81mmabd=81mm4.4行星齿轮传动强度计算及校核4.4.1行星齿轮弯曲强度计算及校核(1)选择齿轮材料及精度等级中心轮a选选用45钢正火，硬度为162217HBs选8级精度，要求齿面粗糙度Ra<1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛(一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料)选8级精度，要求齿面粗糙度Ra<3.2。(2)转矩丁T产Ta/nw=9549P1/nwn=9549>7.85/3730=34

18、228N*mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献二式824得出<tf如0><【crF则校核合格。(4)齿形系数丫由参考文献三表812得YFa=2.05,YFg=2.0,YFb=1.84;(5)应力修正系数Ys由参考文献三表813得Ysa=1.49,YSg=1.58,YSb=1.74;g(6)许用弯曲应力Lf由参考文献三图824得与股1=300MPa,3同2=280MPa;由表89得sF=1.3由图825得yN1=yN2=1;由参考文献三式814可得f=Yn1*仃Fiim1/sf=300/1.3=230.8MPaLf1=Yn2*Oflim2/Sf=280/1.3=215.4

19、MPaoF1=2KT1/bm2za*YFaYsa=(2M.134228/402.02X18)&051.49=79.86Mpa<瓦1=230.8MPaaF2=aF1*YFgYsg/YFaYsa=79.862.01.58/2.051.74=82.84<bF2=215.4MPa齿根弯曲疲劳强度校核符合。4.4.2齿轮齿面强度的计算及校核(1)、齿面接触应力0H二H1=；=H0'_KaKvKhKhh1KhP2、H2=；-H0JKaKvKhI.KHa2KHP2二h0=ZhZeZ%Z：.Ft/d1bu_1/u(2)、许用接触应力为仃Hp许用接触应力可按下式计算，即G=CT/&l

20、t;*777777HpHlim/SHlimZNTZLZVZRZwZx(3)、强度条件校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大h值均应不大于其相应的许用接触应力为Gp,即<Jh<<!hp或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数Sh值应分别大于其对应的最小安全系数Shlim,即Sh>Shlim查参考文献二表611可得sHlim=i.3所以sH>1.34.4.3有关系数和接触疲劳极限(1)使用系数KA查参考文献二表6-7选取ka=1(2)动载荷系数Kv查参考文献二图66可得Kv=1.02(3)齿向载荷分布系数KhP对于接触情况良好的齿轮副可取Kh

21、1=1(4)齿间载荷分配系数3a、KFa由参考文献二表69查得KHa1=KFa1=1.1Kha2=KFa2=1.2(5)行星轮间载荷分配不均匀系数Khp由参考文献二式713得Khp=1+0.5(K'-1)HpHp7由参考文献二图719得K=1.5Hp所以Khpi=1+0.5(K：p-1)=1+0.5X(1.5-1)=1.25仿上Khp2=1.75(6)节点区域系数Zh由参考文献二图69查得Zh=2.06(7)弹性系数Ze由参考文献二表610查得ze=1.605(8)重合度系数zs由参考文献二图610查得Z=0.82(9)螺旋角系数ZpZ=cos-=1(10)试验齿的接触疲劳极限0Hli

22、m由参考文献二图611图615查得crHlim=520Mpa(11)最小安全系数SHlim、Fhim由参考文献二表6-11可得5Hlim=1.5、FHlim=2(12)接触强度计算的寿命系数ZNT由参考文献二图611查得znt=1.38(13)润滑油膜影响系数Zl、Zv、Zr由参考文献二图617、图618、图619查得zl=0.9、ZV=0.95、ZR=0.82(14)齿面工作硬化系数Zw由参考文献二图6-20查得Zw=1.2(15)接触强度计算的尺寸系数Zx由参考文献二图6-21查得zx=1(16) Ft一断面内分度圆上的名义切向力，N;可按公式Ft=2000T1/d1求得；Ft=2000T

23、1/d1=2000102.68/54=3802.96N所以Oh0=ZhZeZ乃pjFt/d1bMu±1/u=2.061.6050.821M.737=4.71二H1二；;H0KaKvKhKHa1KHP2=4.71X11.0211.11.25=5.578-H2=-H0KaKvKhIKHa2KHP2=4.71X-11.0211.21.75=6.89二Hp=；Hlim/SHlim*ZntZlZvZrZWZx=520/1.3%380.90.950.82X.21=464.4所以Ohhp齿面接触校核合格4.5行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1,即*>1,且均匀

24、对称地分布于中心轮之间；所以在2FHK型行星传动中，各基本构件(中心轮a、b和转臂H)对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力Fr,且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力Frc为了分析各构件所受力的切向力F,提出如下三点：(1)在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。(2)如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。(3)为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。本行星传动中各构件的啮合切向力如下图所示。图

25、4-1传动简图图4-2构件受力分析中心轮a在每一套中所承受的输入转矩为T1=Ta/np=9545P1/npn1=34.228N*mTa=9545P1/n1=102.68N*m中心轮a的切向力为Fca=2000Qnpda=2000X114.457336=1901.564N双联行星轮c-d的切向力为Fac=-Fca=-2000Ta/rpda=-1901.564NFbd=d'c/ddFac=-2000dCTa/rpddda=-4437NFxc=-(Fac+Fbd)=2000Ta/rpd'a(1+dc/dd)=6556.58N转臂x的切向力为Fcx=-Fxc=-2000Ta/rpd&#

26、39;a(1+dc/dd)=-6556.58N转矩Tx为Tx=rprxFcx/1000=-ibaxTa=-15>102.68=-1540.27N*m式中da一中心轮a的节圆直径，mmdb内齿轮b的节圆直径，mm晨一转臂H的回转半径，mm内齿轮b的切向力为Fdb=-Fbc=2000dcTa/rpddd'a=4437N转矩Tb为Tb=rpdbFdb/2000=(iax-1)Ta=1437.58N4.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量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。这些是由于在其结构上采用了多个(nw>2)行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空

27、间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理地采用了内啮合传动；从而，才使其具备了上述的许多优点。4.7 轮间载荷分布均匀的措施为了使行星轮间载荷分布均匀，起初，人们只努力提高齿轮的加工精度，从而使得行星轮传动的制造和转配变得比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门措施和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。从而，有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易转配,且使行星齿轮传动输入功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。在选用行星齿轮传动均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点

28、要求：(1)载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和转配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数Kp值最小。(2)均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受力的较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。(3)在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。(4)均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动性能。均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。(5)均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均

29、载的系统，其结构类型可分为两种：(1)静定系统该系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。(2)静不定系统均载机构：1基本构件浮动的均载机构（1）中心轮a浮动（2）内齿轮b浮动（3）转臂H浮动（4）中心轮a与转臂H同时浮动（5）中心轮a与内齿轮b同时浮动（6）组成静定结构的浮动2杠杆联动均载机构本次所设计行星齿轮是静定系统，基本构件中心轮a浮动的均载机构。5行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计5.1 减速器输入轴的设计5.1.1 选择轴的材料，确定许用应力由已知条件选用45号钢，并经调质处理，由参考文献四表14-4查得强度极限QB=650MPa再由表142得许用弯曲应力仃上=60MPa

30、5.1.2 按扭转强度估算轴径根据参考文献四表141得C=11A107。又由式142得d"3/p/n=（118107）V7.85/730=223.62C27.67/730d1取直径d1=26mm5.1.3 确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少d1=26m考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：d2=30mm,d3=32mm,ck=31mm。5.1.4 确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为30mm为保证行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：Li=48.5mm,L2=30mm,L3=45mm,L4=15mm,L5=40mm。按设计结果画出轴的

31、结构草图：5.1.5 校核轴a、受力分析图n1111门M7图5-2受力分析（a）水平面弯矩图（b）垂直面内的弯矩图（c）合成弯矩图（d）转矩图圆周力：Ft=2T1/d1=2X10268/54=380.3N径向力：Fr=Ftlana'=380.3桧口20°=138.4N法向力：Fn=Ft/cosa'=380.3/COS200=404.7Nb、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为：Fh=f"2=202.35N弯矩为：mH1=202.35100/2=10117.5NgmmMH2=202.3540/2=4047N.mmc、作垂直面内的弯矩图（7-2b）,支点反力

32、为：Fv=Fr/2=69.2N弯矩为：Mv1=69.2X00/2=3460NgmmMv2=69.240/2=1384N-mmd、作合成弯矩图（7-2c）:Mi=JmH1+M；1=50117.52+34602=10692.8NgmmM2=.MH2M；2=.4047213842=4277N-mme、作转矩图（7-2d）:T=9549P1/n=95497.85/730=102.68N*m=102680Ngmmf、求当量弯矩2222Me1=，Mi(aT)=10692.8(0,6102680)=62529N二mm22122-Me2=M2(aT)=.4277(0.6102680)=61756N.mmg、校

33、核强度二e1=Me1/W=62529/0.1d；=62529/0.1303=23.16Mpa二e2=Me2/W=61756/0.1d：=61756/0.1313=22.47Mpa所以满足工<匕工=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。5.2行星轮系减速器齿轮输出轴的设计5.2.1 选择轴的材料，确定许用应力由已知条件：齿轮轴选用45钢正火，由参考文献四表144查得强度极限oB=600MPa,再由表142得许用弯曲应力b“=55MPa5.2.2 按扭转强度估算轴径P=Pr=7.85X97.67%=7.67kw根据参考文献四表141得0=118107。又由式142得d,c3

34、,P'/n=(118107)3.7.67/730=2623,6_C37.67/730d取直径d2=d=45mm5.2.3 确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少d5=45mm,考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：d1=46mm,d2=d4=50mm,d3=52mm,d5=45mm。5.2.4 确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L=180mm,L1=45mm,l2=27mm,l3=38mm,l4=40mm,L5=40mm。按设计结果画出轴的结构草图：图5-3输出轴简图5.2.

35、5 校核轴a、受力分析图见图11-''"T'ILIii'-T-m"IIIIIIIIIIIIII图5-4受力分析图（a）水平面内弯矩图（b）垂直面内的弯矩图（c）合成弯矩图（d）转矩图圆周力：Ft=2T1/d1=2X10268/33=622.3N径向力：Fr=Ftlana=622.3桧n200=226.5N法向力：Fn=Ft/cosa'=622.3/COS200=662.3Nb、作水平面内弯矩图（7-4a）。支点反力为：Fh=f"2=311.15N弯矩为：mhi=311.15100.5/2=15635.3NgmmMH2=311.1539.5/2=6145.2N打mc、作垂直面内的弯矩图（7-4b）,支点反力为：Fv=Fr/2=113.25N弯矩为：Mv1=113.25100.5/2=5690.8N-mmMv2=113,2539.5/2=2236.7N却md、作合成弯矩图(7-4c):M1=Jm：1+M：1="15635.32+5690.82=16638.7NgmmM2=-.,MH2M；2=,6145.222236.72=6539,6N二mme、作转矩图(7-4d):T=9549P1/n=