行星齿轮减速器设计

学科0408本科毕业设计：Planetarygearreducerdesign学号：院〔系〕：指导教师：杨胜培本人*重声明：所呈交的本科毕业设计，是本人在指导教师的指导下，独立进展研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议，除设计中已经注明引用的内容外，本设计不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本设计的研究做出重要奉献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承当行星齿轮减速器设计作者姓名*兴工程与设计学院机械制造工艺教育专业2011年级杨胜培教授预计字数10000开题日期1月6日选题的目的和意义目的：本次毕业设计通过对行星齿轮减速器设计，利用三维软件Pro/e对其相关构造进展建模，便于分析，熟练使用三维软件，不但培养我们把所学相关的专业知识综合利用的能力，而且加深对行星齿轮减速速器的工作原理与构造的认知，是一次很好的将理论与实践相结合的锻炼时机。意义：行星齿轮传动不但用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。可用于减速、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开展有着十分重要的意义。主要研究内容：简单的行星齿轮机构包括一个太阳轮、假设干个行星齿轮和一个齿轮圈，其中行星齿轮由行星架的固定轴支承，允许行星轮在支承轴上转动。行星齿轮和相邻的太阳轮、齿圈总是处于常啮合状态，通常都采用斜齿轮以提高工作的平稳性。我主要研究的内容是：1、行星齿轮传动尺寸设计包含传动比的分配、配齿计算、齿轮的主要参数设计及装配条件验算2、行星齿轮传动强度的校核有高速级、低速级的齿轮啮合疲劳强度校核3、主要构件的构造设计分别是轴、齿轮、行星架、齿轮联轴器应到达的技术指标或要求：行星齿轮体积尽量小，重量尽量轻使整个构造具有合理性承载能力大工作平稳主要设计方法或技术路线：全盘认识行星齿轮减速器的构成，充分理解各局部工作的协调性运用所学的专业课程知识，掌握行星齿轮的构造、工作原理3、运用Pro/ENGINEER5.0画出齿轮各零件的构造简图与三维图完本钱课题应具备的环境〔软件、硬件〕：所使用的软件是Pro/ENGINEER5.0各阶段任务安排：2014年12月—2015年1月：通过互联网、校图书馆等一切可用资源进展查阅，完成开题报告2015年1月6日：提交开题报告2015年3月10日—2015年3月31日：行星齿轮减速器的理论资料整理2015年4月01日—2015年4月20日：书写毕业论文2015年4月21日—2015年4月30日：提交论文，教师批阅，进一步修改2015年5月1日—2015年5月8日：上交论文终稿，准备辩论材料2015年5月9日：辩论主要参考资料：[1]孙桓、陈作模、葛文杰.机械原理(第七版〕[M].：高等教育，2006[2]王巍.机械制图[M].：高等教育，2009[3]王文斌.机械设计手册/单行本/齿轮传动[M].：机械工业，2007[4]王文斌.机械设计手册/单行本/轮系[M].：机械工业，2007[5]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].：化学工业，2014[6]指导教师意见：指导教师签名:开题报告会纪要时间地点与会人员**职务〔职称〕**职务〔职称〕**职务〔职称〕会议记录摘要：会议主持人签名：记录人签名：年月日指导小组意见负责人签名：年月日学院意见负责人签名：年月日**师*大学工程与设计学院指导教师指导毕业设计情况登记表学生**指导教师指导时间二、**师*大学本科毕业设计评审表毕业设计题目作者**指导教师中文摘要行星齿轮传动与定轴轮系相比拟，具有以下优点，如体积小、重量轻、传动比*围大、效率高和工作平稳等，因此，行星传动在工业部门的应用日益广泛，如在起重运输、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、兵器、和航空航天方面。本次设计主要是对渐开线行星齿轮减速器进展研究，在已给定的电动机功率、输入转速、输出转速、输出转矩条件下，首先确定行星齿轮传动尺寸，然后根据高速级与低速级对其进展强度校核，最后为主要构件如轴、行星齿轮、行星架、齿轮联轴器设计其构造，并画出三维图。关键词〔3-5个〕行星齿轮传动；强度校核；构造设计；高速级；低速级英文摘要Planetarygeartransmissionasparedwiththefi*eda*isgeartrain,hasthefollowingadvantages,suchassmallvolume,lightweight,largerangeoftransmissionratio,highefficiencyandstablework,etc.,asaresult,planetarytransmissionapplicationisbeingmoreandmorewidelyintheindustrialsector,suchasinhoisting,transportation,engineeringmachinery,metallurgy,mining,petrochemicalindustry,constructionmachinery,lightindustry,te*tile,medicalequipment,instrumentsandmeters,automobiles,ships,weapons,andaerospace.Thisdesignmainlyisthestudyofinvoluteplanetarygearreducer,inhasgivenrotationalspeedofmotorpower,inputandoutputrotationalspeedandoutputtorqueconditions,firstdeterminethesizeofplanetarygeartransmission,andthenaccordingtothehighlevelandlowlevelofintensity,thelastasthemainponentssuchasa*is,planetarygear,planetcarrier,gearcouplingdesignitsstructure,anddrawathree-dimensionalfigure.关键词〔3-5个〕Planetarygeartransmission;Intensity;Structuredesign;Highlevel;Lowleve毕业设计指导教师评定成绩评审基元评审要素评审内涵总分值选题质量28%目的明确符合要求选题符合专业培养目标，表达学科、专业特点和综合训练的根本要求9选题恰当题目规模适当5题目难易度适中5联系实际9能力水平30%综合运用知识能力5应用文献资料能力能独立查阅相关文献资料，能对本设计所涉及的有关研究状况及成果归纳、总结5实验〔设计〕能力5计算能力5计算机应用能力5分析能力5设计质量32%插图或图纸质量5说明书撰写水平篇幅到达学校要求12规*化程度5成果的实用性与科学性成果富有一定的理论深度和实际运用价值5创见性5外文资料翻译10%外文应用能力10总成绩：评定等级：指导教师评审意见：指导教师签名：说明：评定成绩分为优秀、良好、中等、及格、不及格五个等级，总成绩90—100分记为优秀，80—89分记为良好，70—79分记为中等，60—69分记为及格，60分以下记为不及格。假设译文成绩为零，则不计总成绩，评定等级记为不及格。三、**师*大学本科毕业设计辩论记录表毕业设计题目行星齿轮减速器设计作者***兴所属院、专业、年级工程与**机械制造工艺教育专业2011年级指导教师**、职称杨胜培教授辩论会纪要时间地点辩论小组成员**职务〔职称〕**职务〔职称〕**职务〔职称〕辩论中提出的主要问题及答复的简要情况记录：会议主持人签名：记录人签名：年月日答辩小组意见评语：评定等级：负责人：年月日学院意见评语：毕业设计学院最终评定等级：负责人：学院年月日学校意见评语：评定等级：负责人：年月日目录TOC\o"1-3"\h\u6218摘要 132545Abstract 292671、前言 3245381.1研究行星齿轮减速器的目的、意义 376901.2国内外行星齿轮减速器开展概况 3108802、行星齿轮减速器方案确定 583832.1设计背景 5227952.2行星齿轮减速器的传动型式 5218242.3传动简图 5201673、行星齿轮传动尺寸设计 6162403.1传动比分配 678523.2配齿计算 7211203.3齿轮主要参数计算 7212103.4装配条件验算 1233273.5传动效率的计算 13166114、齿轮传动强度的校核 156214.1高速级齿轮啮合疲劳强度校核计算 15229424.1.1外啮合齿轮副中接触强度的校核 1598094.1.2外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 1762294.1.3高速级齿轮内啮合接触强度的校核 1833674.2低速级齿轮啮合疲劳强度的校核 1952514.2.1低速级外啮合接触疲劳强度校核 19147584.2.2低速级外啮合齿根弯曲疲劳强度的校核 2147474.2.3低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核 222885、主要构件的构造设计与计算 2448705.1轴的设计 24102605.1.1输入轴 2475785.1.2输出轴 2582355.1.3行星轴 26111315.2齿轮的设计 27233485.2.1太阳轮设计 27304675.2.2行星轮设计 287265.2.3内齿轮 30248415.3行星架设计 3189875.4齿轮联轴器设计 34250485.4.1齿轮联轴器的几何计算 3515305.4.2齿轮联轴器的强度计算 35273826、三维建模 36124276.1行星齿轮减速器装配图 3620806.2行星齿轮减速器爆炸图 3713968总结 3816676参考文献 3932619致谢 40行星齿轮减速器设计机械制造工艺教育*兴摘要行星齿轮传动与定轴轮系相比拟，具有以下优点，如体积小、重量轻、传动比*围大、效率高和工作平稳等，因此，行星传动在工业部门的应用日益广泛，如在起重运输、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、兵器、和航空航天方面。本次设计主要是对渐开线行星齿轮减速器进展研究，在已给定的电动机功率、输入转速、输出转速、输出转矩条件下，首先确定行星齿轮传动尺寸，然后根据高速级与低速级对其进展强度校核，最后为主要构件如轴、行星齿轮、行星架、齿轮联轴器设计其构造，并画出三维图。关键词：行星齿轮传动；强度校核；构造设计；高速级；低速级AbstractPlanetarygeartransmissionasparedwiththefi*eda*isgeartrain,hasthefollowingadvantages,suchassmallvolume,lightweight,largerangeoftransmissionratio,highefficiencyandstablework,etc.,asaresult,planetarytransmissionapplicationisbeingmoreandmorewidelyintheindustrialsector,suchasinhoisting,transportation,engineeringmachinery,metallurgy,mining,petrochemicalindustry,constructionmachinery,lightindustry,te*tile,medicalequipment,instrumentsandmeters,automobiles,ships,weapons,andaerospace.Thisdesignmainlyisthestudyofinvoluteplanetarygearreducer,inhasgivenrotationalspeedofmotorpower,inputandoutputrotationalspeedandoutputtorqueconditions,firstdeterminethesizeofplanetarygeartransmission,andthenaccordingtothehighlevelandlowlevelofintensity,thelastasthemainponentssuchasa*is,planetarygear,planetcarrier,gearcouplingdesignitsstructure,anddrawathree-dimensionalfigure.Keywords:Planetarygeartransmission;Intensity;Structuredesign;Highlevel;Lowleve1、前言1.1研究行星齿轮减速器的目的、意义本次通过对行星齿轮减速器设计，利用绘图软Pro/ENGINEER5.0对其相关构造进展建模，便于分析，熟练使用三维软件，不但培养我们把所学相关的专业知识综合利用的能力，而且加深对行星齿轮减速速器的工作原理与构造的认知，是一次很好的将理论与实践相结合的锻炼时机。对于我自身来说，可以深入学习绘图软件，提高自学能力；大的方面则是为机械齿轮传动作出轻微奉献，行星齿轮传动可用于减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及在特殊的应用中，这些作用对于现代机械传动开展有着十分重要的意义，但这里，我只关注行星齿轮传动作为减速传动的局部。1.2国内外行星齿轮减速器开展概况国外开展:国外行星齿轮减速器应用非常普遍，开展非常迅速，其制造公司有NEWSTART纽氏达特、德国DEMAG、英国ALLEN齿轮公司、瑞士马格MAAG、日本三菱造船公司，以上公司主要表达在高速大功率传动方面；而法国雪特龙〔Citroen〕、德国法伦达〔Flender〕公司、日本宇都兴产公司则注重的是低速重载方面。英国ALLEN齿轮公司生产了一台功率为25740KW的压缩机用行星减速器，瑞士马格MAAG生产了一台功率为11030KW的船用行星减速器，日本三菱造船公司制造出了功率为8830KW的船用行星减速器；承载重量一般在50-125t左右。国内开展:我国的行星齿轮减速器生产地主要集中、**、**、**，而**的**市博山楷钧源机械厂主要生产的行星齿轮减速器类型有NGW-L型、NGW-S型、NGW系列等其他类型。总的来说，这行业还是有了很大的提高，表达在起重运输、轻工化工、工程机械等设备上。在1975年，制定了三个系列的NGW型行星减速器系列；在1984年，公布了NGW-L、NGW-S、NGW-Z系列的标准，全国拥有齿轮制造企业600多家，减速器制造企业400家，这就为我国的机械行业作出了重大奉献。2、行星齿轮减速器方案确定2.1设计背景试为一卷筒直径为3.5m的卷扬机设计行星齿轮减速器，高速轴通过弹性联轴器与电动机直接联接，电动机功率P=850kw，转速n入=950r/min，减速器输出轴转速n出=43r/min，最大输出转矩为Tma*=390×103N·m，预期寿命10年。2.2行星齿轮减速器的传动型式根据上述设计要求可知，此行星齿轮减速器应具有传动效率高，体积小，重量轻，传动比*围大等特点，所以我们采用双级行星齿轮传动。而双级NGW型符合上述要求，所以选用由两个行星齿轮串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理。2.3传动简图b2b1c2c1H2H1a2a1输出端输入端图2.1行星齿轮减速器传动简图3、行星齿轮传动尺寸设计3.1传动比分配由功率P=850kw,则算出总传动比i===22.09，用角标Ⅰ表示高速级参数，Ⅱ表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度一样，则σHlimⅠ=σHlimⅡ，取nwⅠ=nwⅡ，zwⅠ=zwⅡ，B=EQ\F(dbⅡ,dbⅠ)=1.03，〔dbⅡ为低速级内齿轮分度圆直径，dbⅠ为高速级内齿轮分度圆直径〕Kc1=KcⅡ,φdⅡ/φdⅠ=1.86,EQ\F(KvⅠKHβⅠZ2NⅡ,KvⅡKHβⅡZ2NⅠ)=1.3，引用多级行星齿轮传动的传动比分配，由式17.2-7得：E=AB3〔3.1〕A=EQ\F(nwⅡφdⅡKcⅠKvⅠKHβⅠZ2NⅡZ2wⅡσ2HlimⅡ,nwⅠφdⅠKcⅡKvⅡKHβⅡZ2NⅠZ2wⅠσ2HlimⅠ)式中：nw——行星轮数目；Φd——齿宽系数；Kc——载荷不均匀系数见表17.2-16；Kv——动载系数；KHβ——接触强度的齿向载荷分布系数；ZN——接触强度的寿命系数；ZW——工作硬化系数；σHlim——计算齿轮的接触疲劳极限。A=2.418E=AB3=2.418×1.033=2.64查图17.2-4得iⅠ=5.5，iⅡ=EQ\F(i,iⅠ)==43.2配齿计算高速级：查表17.2-1选择行星轮数目，取nw=3确定各轮齿数，按配齿方法进展计算=C，适当调整=5.53125使C为整数，×Za1=59∴Za1=32Zb1=w1－Za1=59×3－32=145Zc1=〔Zb1－Za1〕=×〔145－32〕=56.5取Zc1=56，则j===1.01136，由图17.2-3可查出适用的预计啮合角在α=20°、α=18°20´到α=23°、α=21°30´的*围内，预取α=21°30´低速级：计算方法同高速级，首先，=C，×=40∴=30=C－=40×3－30=90=〔－〕=×〔90－30〕=30j===1预计啮合角在α=20°、α=20°10´到α=22°、α=21°的*围内。3.3齿轮主要参数计算1〕按接触强度初算a-c传动的中心距和模数高速级：输入转矩T=9550=9550×N·m=8544N·m查表17.2-16，设载荷不均匀系数K=1.15，在一对a-c传动中，太阳轮传递的转矩T=·K=×1.15=3275N·m表3.1综合系数K载荷特性接触强度弯曲强度说明平稳中等冲击较大冲击2.0~2.42.5~3.03.5~4.21.8~2.32.3~2.93.2~4.0精度高、布置对称、硬齿面，采取有利于提高强度的变位时取低值，反之取高值由表3.1查得接触强度使用的综合系数K=3，齿数比u===1.75太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度56~60HRC，查图16.2-18选取σ=1300MPa，取齿宽系数==0.5按表16.2-20中的公式计算中心距a≧483〔u+1〕〔3.2〕a=483×〔1.75+1〕=249.7mm模数m1===5.67mm取m=6mm未变位时，a=m〔+)=×6×(32+56)=264mm按预取啮合角α=21°30´，可得a-c传动中心距变动系数，y=〔+〕〔－1〕=×〔32+56〕×〔－1〕=0.438625则中心距a=a+y·m=264+0.438625×6=266.63175mm取a=267mm低速级：低速级输入转矩TⅡ=TⅠiⅠη=8544×5.5×0.98=46052N·mT=·K=×1.15=17653.267N·m接触强度使用的综合系数K依然等于3，齿数比u===1，σ=1300MPa，==0.5由公式3.2得a≧483〔u+1〕=483×〔1+1〕=397.6mm模数m===13.25mm，取m=14mm未变位时，a=m(z+z)=×14×〔30+30〕=420mm按预取啮合角α=21°，y=〔z+z)(－1)=×(30+30)×(－1)=0.1965则中心距a=a+y·m=420+0.1965×14=422.751mm取a=423mm2〕计算a-c传动的实际中心距变动系数y和啮合角α高速级：y===0.5cosα=cosα=×cos20°=0.9291342∴α=20°42´低速级：y===0.214cosα=cosα=×cos20°=0.9330281∴α=21°5´〔注：式中上标与下标1、2表示为高速级、低速级。〕3〕计算a-c传动变位系数高速级：*=〔z+z)=〔32+56〕×=0.52079用图16.2-7校核，*在P5与P6线之间，为综合性能较好区，可用。用图16.2-8分配变位系数，得*=0.31,*=*-*=0.52079-0.31=0.21079低速级：*=〔z+z)=(30+30)×=0.20111用图16.2-7校核，*在P4与P5线之间，为综合性能较好区，可用。同样，用图16.2-8分配变位系数，得*=0.1,分配变位系数方法如下：先在图16.2-8上找出由和所决定的点，由此点按L射线的方向作一射线，在此射线上找出与z和z相应的点，然后即可从纵坐标轴上查得变位系数*。*=*-*=0.20111-0.1=0.101114〕计算c-b传动的中心距变动系数ycb和啮合角αc-b传动未变位时高速级：a=(z－z)=×(145－56)=267mm则y===0∴α=20°低速级：a=(z－z)=×〔90－30〕=420mm∵a不等于a∴低速级的c-b传动与a-c传动一样，y=y=0.214α=α≈21°5〕计算c-b传动的变位系数高速级：∵α=20°∴*=0*=*+*=0+0.21079≈0.21低速级：∵z+z=z－z∴*=*=0.20111*=*+*=0.20111+0.10111=0.30222≈0.36〕几何尺寸计算高速级：见表3.2〔单位：mm)低速级：见表3.3表3.2高速级几何尺寸名称分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径公式d=mz外:d=d+2(h+*-)m内:d=d-2(h-*+-k)md=d-2(h+c-*)m,d=d+2(h+c+*)mad=192d=207.470d=180.720cd=336d=350.280d=323.529bd=870d=863.205d=887.520表3.3低速级几何尺寸名称分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径公式d=mz外:d=d+2(h+*-)m内:d=d-2(h-*+-k)md=d-2(h+c-*)d=d+2(h+c+*)mad=420d=450.439d= 387.8cd=420d=450.470d=387.831bd=1260d=1245.989d=1303.43.4装配条件验算对于我设计的双级NGW型的行星齿轮传动应满足如下装配条件：邻接条件按公式验算邻接条件，即2asin>d〔3.3〕d——行星轮的齿顶圆直径高速级的a=267mm，d=350.280mm，n=32×267×sin=462.457>350.280mm，从而满足邻接条件；低速级的a=423mm,d=450.470mm2×423×sin=732.657mm>450.470mm,满足邻接条件。2〕同心条件按z+2z=z的条件，高速级，z=32,z=145,z=56则满足同心条件；低速级，z=30，z=90，z=30满足同心条件。3〕安装条件按此公式验算，=C〔整数〕=59〔整数〕高速级满足安装条件=40〔整数〕低速级满足安装条件3.5传动效率的计算双级NGW型是由根本的行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为〔3.4〕而=1－，=1－，p=高速级啮合损失系数确实定在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和，即，=+，这里计算时轴承损失系数为0其中，=+〔3.5〕——转化机构中中心轮a1与行星轮c1之间的啮合损失——转化机构中中心轮b1与行星轮c1之间的啮合损失=〔〕〔3.6〕=〔〕〔3.7〕高速级中外啮合的重合度查图16.2-10可得，=0.84+0.89=1.73内啮合的重合度=0.89+0.94=1.833.6与3.7式中——啮合摩擦系数，取=0.2——齿轮副中小齿轮的齿数——齿轮副中大齿轮的齿数=×1.73×0.2×〔〕=0.02667=×1.83×0.2×〔〕=0.00629==0.02667+0.00629=0.03296而p===4.53125则=1－=1—×0.03296=0.972低速级啮合损失系数确实定低速级中啮合的重合度查图16.2-10可得=0.83+0.83=1.66，=0.83+0.92=1.75=×1.66×0.2×〔〕=0.03474=×1.75×0.2×〔〕=0.01221==0.03474+0.01221=0.04695p=3=1－=1—×0.04695=0.965综上所述，总的传动效率为=0.972×0.965=0.93798由此可见，该行星齿轮传动效率高，满足使用要求。4、齿轮传动强度的校核4.1高速级齿轮啮合疲劳强度校核计算4.1.1外啮合齿轮副中接触强度的校核1〕使用系数K考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等振动,[3]取K=1.752〕动载系数K考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数,[3]由式16.2-12得，K=1.1083〕齿向载荷分布系数考虑沿齿向载荷分布不均匀影响的系数,[3]按表16.2-40、41公式计算确定，=1.1254〕齿间载荷分配系数K考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数,[3]由表16.2-42查得，K=15〕行星齿轮间载荷分配不均匀系数考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数,[3]=1.46〕节点区域系数考虑节点啮合处法面曲率与端面曲率的关系，并把节圆上的圆周力换算为分度圆上的圆周力，把法面圆周力换算为端面圆周力的系数，[3]其计算公式为Z=〔4.1〕式中——分度圆端面压力角；——节圆端面啮合角；——基圆柱螺旋角，取Z=2.57〕弹性系数考虑配对齿轮的材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数,[3]公式为=〔4.2〕取=189.808〕重合度考虑端面重合度、纵向重合度对齿面接触应力影响的系数[3]=〔4.3〕取=0.8979〕螺旋角系数考虑螺旋角β对齿面接触应力影响的系数,[3]=，取=110〕最小平安系数S考虑齿轮工作可靠性的系数[3]，取S=111〕接触强度计算的寿命系数考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的接触疲劳极限可以提高的系数[3]按表16.2-44中公式计算得，=1.03812〕润滑油膜影响系数考虑润滑油粘度、圆周速度、以及齿面粗糙度对润滑油膜影响的系数,[3]取=113〕工作硬化系数考虑经光整加工的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质钢大齿轮齿面产生冷作硬化，从而使大齿轮的齿面接触疲劳极限提高的系数，[3]取=114〕接触强度计算的尺寸系数考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮的模数时，由于尺寸效应使齿轮的齿面接触疲劳极限降低的系数,[3]取=1.04315〕分度圆上的切向力查表16.2-32得:=〔4.4〕而==2848N·m∴=27454.57N接触应力:=×〔4.5〕=2.5×189.80×0.897×=785.38MPa许用接触应力===1407MPa∵<∴满足接触疲劳强度条件4.1.2外啮合齿轮副中弯曲强度的校核1〕齿向载荷分布系数由表16.2-40、41，取=1.3012〕齿间载荷分布系数由表16.2-42，取=1.13〕行星轮载荷分布系数取=1.314〕太阳轮、行星轮齿形分布系数、=2.43，=2.615〕太阳轮、行星轮应力修正系数、=1.64，=1.536〕重合度系数由图16.2-25，=0.727〕抗弯强度计算的尺寸系数由表16.2-49得，=1.028〕抗弯强度计算的寿命系数查表16.2-47得，=0.8579〕太阳轮、行星轮齿根圆角敏感性系数、查表16.2-48得，=1，=110〕相对外表状况系数由式16.2-21至16.2-23得，=0.98711〕弯曲强度最小平安系数查表16.2-46得，=1.10齿根弯曲应力===119.32MPa===110.36MPa取=119.32MPa许用弯曲应力===235.30MPa∵<∴满足齿根弯曲强度条件4.1.3高速级齿轮内啮合接触强度的校核内啮合齿轮副中弯曲强度可以忽略，主要表现为接触强度的计算，而校核与外啮合齿轮副的接触强度校核相似。选择参数K=1.128，=1.225，K=1，=1.42，Z=2.48，=189.80，=0.987，=1，S=1，=1.058，=1，=1，=1.056，u==2.58,=750MPa接触应力=×=2.48×189.80×0.987×=664.45MPa许用接触应力===837.9MPa∵<∴满足接触疲劳强度条件4.2低速级齿轮啮合疲劳强度的校核4.2.1低速级外啮合接触疲劳强度校核1〕使用系数K考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等振动,[3]取K=1.752〕动载系数K考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数,[3]由式16.2-12得，K=1.0953〕齿向载荷分布系数考虑沿齿向载荷分布不均匀影响的系数，按表16.2-40、41公式计算确定,[3]=1.1024〕齿间载荷分配系数K考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数[3]，由表16.2-42查得，K=15〕行星齿轮间载荷分配不均匀系数考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数,[3]=1.356〕节点区域系数考虑节点啮合处法面曲率与端面曲率的关系，并把节圆上的圆周力换算为分度圆上的圆周力，把法面圆周力换算为端面圆周力的系数，[3]其计算公式为式，取Z=2.57〕弹性系数考虑配对齿轮的材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，[3]公式为=，取=189.808〕重合度考虑端面重合度、纵向重合度对齿面接触应力影响的系数[3]=，取=0.8979〕螺旋角系数考虑螺旋角β对齿面接触应力影响的系数,[3]=，取=110〕最小平安系数S考虑齿轮工作可靠性的系数，取S=111〕接触强度计算的寿命系数考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的接触疲劳极限可以提高的系数[3]按表16.2-44中公式计算得，=1.05612〕润滑油膜影响系数考虑润滑油粘度、圆周速度、以及齿面粗糙度对润滑油膜影响的系数,[3]取=113〕工作硬化系数考虑经光整加工的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质钢大齿轮齿面产生冷作硬化，从而使大齿轮的齿面接触疲劳极限提高的系数，[3]取=114〕接触强度计算的尺寸系数考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮的模数时，由于尺寸效应使齿轮的齿面接触疲劳极限降低的系数，[3]取=1.08615〕分度圆上的切向力查表16.2-32得，=，而==15350.67N·m∴=68158.7N16〕齿宽b及齿数比uB=120,u==1低速级外啮合接触应力=×==695.08MPa许用接触应力===1490.86MPa∵<∴满足接触疲劳强度条件4.2.2低速级外啮合齿根弯曲疲劳强度的校核1〕齿向载荷分布系数由表16.2-40、41，取=1.3132〕齿间载荷分布系数由表16.2-42，取=1.13〕行星轮载荷分布系数取=1.314〕太阳轮、行星轮齿形分布系数、=2.43，=2.615〕太阳轮、行星轮应力修正系数、=1.64，=1.536〕重合度系数由图16.2-25，=0.727〕抗弯强度计算的尺寸系数由表16.2-49得，=1.028〕抗弯强度计算的寿命系数查表16.2-47得，=0.8579〕太阳轮、行星轮齿根圆角敏感性系数、查表16.2-48得，=1，=110〕相对外表状况系数由式16.2-21至16.2-23得，=0.98711〕弯曲强度最小平安系数查表16.2-46得，=1.10齿根弯曲应力===298.95MPa===276.51MPa取=298.95MPa许用弯曲应力===352.95MPa∵<∴满足齿根弯曲强度条件4.2.3低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核选择参数K=1.128，=1.225，K=1，=1.42，Z=2.48，=189.80，=0.987，=1，S=1，=1.058，=1，=1，=1.056，u==3,=780MPa接触应力=×=2.48×189.80×0.987×=811.2MPa许用接触应力===871.45MPa∵<∴满足接触疲劳强度条件5、主要构件的构造设计与计算根据双级NGW行星齿轮传动的特点、传递功率的大小和转速的上下情况，对其进展具体的构造设计，考虑到齿轮间传动的均载，本次设计采用高速级行星架浮动、低速级太阳轮浮动形式，上下速级之间通过双联齿轮联轴器联结，两内齿轮采用固定方式与箱体联结。5.1轴的设计5.1.1输入轴太阳轮a1因其直径较小，d=192mm，所以a1采用齿轮轴的构造形式，即将太阳轮a1与输入轴连成一体。取c为135—160，由公式d≧c=135×=130mm，取d=150mm，为了便于轴上零件的装拆，将轴设计成阶梯形，带有A型平键槽的输入轴直径为150mm，对称安装轴承。图5.1输入轴5.1.2输出轴根据轴向定位的要求来确定轴的长度与直径，为了满足和转臂的轴向定位要求，中间局部制造出轴肩，左端轴长设为280mm，右端为300mm，右端与转臂〔行星架H〕联结，键选为A型平键，其尺寸具体情况如下列图5.2图5.2输出轴5.1.3行星轴根据条件和要求，两轴的设计如下图：Ⅰ与Ⅱ级之间直径一致，只是长度不同而已，其长度与直径如下列图：高速级图5.3高速级行星轴低速级图5.4低速级行星轴5.2齿轮的设计5.2.1太阳轮设计因其高速级Ⅰ的太阳轮a1与输入轴是整体的，所以这里，我只展现低速级Ⅱ的太阳轮a2的设计，而a2是由齿轮与轴合成的，且右端与联轴器啮合，图形如下：详细尺寸如下列图：图5.5低速级太阳轮5.2.2行星轮设计行星齿轮的构造根据传动型式、传动比大小、轴承类型及轴承的安装形式而定，这里我们采用带有内孔构造，它的齿宽是加大的设计，以保证该行星齿轮与太阳轮啮合良好，同时还应保证它与内齿轮相啮合。行星轮内孔中安装滚动轴承来支撑，如下图：图5.6高速级行星轮图5.7低速级行星轮材料选用20CrMnTi渗碳钢，密度为7.85g/cm35.2.3内齿轮内齿轮与箱体连接并固定在一起，低速级与高速级内齿轮其形状一致，大小不同，这里我们就只看一个，材料选用42CrMo，密度为7.85g/cm3，如下列图：高速级b1图5.8高速级内齿轮低速级b2图5.9低速级内齿轮5.3行星架设计也就是转臂，行星架的类型有双壁整体式，双壁分开式和单壁式三种。可采用铸造、锻造和焊接等方法制造行星架。一个构造合理的行星架应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，对于双级NGW型的传动比i>4时，选择双壁整体式的构造，材料用铸钢，如ZG45。〔带齿套的〕双壁整体式的构造如下图，图5.10高速级行星架材料选用20Cr，密度为7.82g/cm3模型图分两侧展示出来，如下列图：图5.11低速级行星架5.4齿轮联轴器设计在行星齿轮传动中，广泛使用齿轮联轴器来保证浮动机构中的浮动件，在受力不平衡时产生位移，以使各行星轮之间载荷分布均匀。齿轮联轴器分为单联和双联齿轮联轴器两种。本次设计高速级行星架浮动、低速级太阳轮浮动，所以采用双联齿轮联轴器，联轴器的左端与低速级的太阳轮啮合，右端与高速级的行星架啮合，外形构造如下图：图5.12齿轮联轴器齿轮联轴器的几何计算齿轮联轴器的齿形为渐开线，几何计算见下表〔非变位〕：(mm)表5.1齿轮联轴器工程代号计算公式结果分度圆直径dd=mzd=272基圆直径dd=dcosαd=255.596393齿顶圆直径dd=d＋2hmd=d—2hmd=288d=256齿根圆直径dd=d—2hmd=d＋2hmd=262d=282齿顶高hh=hmh=8齿根高hh=hm=(h＋c)mh=10齿宽bb=120,b=65啮合角αα=20°根据该啮合传动的受载荷情况，它的失效形式主要是齿面点蚀和齿面磨损，一般不会造成轮齿折断。5.4.2齿轮联轴器的强度计算轮齿切应力τ=≦〔5.1〕这里T=2848N·m式中——节圆上弦齿厚=；K——载荷不均匀系数，取k=2；K——工况系数，K=1.5；K——轮齿载荷分布系数，见表17.2-27，取K=1；K——寿命系数见表17.2-26，取K=1；——许用切应力，见表17.2-25。∴所以满足使用要求。6、三维建模6.1行星齿轮减速器装配图6.2行星齿轮减速器爆炸图总结一个好的设计者，对产品必须要有完整的设计思路，具有全局观。我本次设计的题目是行星齿轮减速器，设计构造主要表达在三大模块，一是行星齿轮传动尺寸设计，二是行星齿轮传动强度校核，三是主要构件的构造设计，所有的设计内容由给定的设计背景而产生。模块一设计的内容有传动比的分配，本次设计是采用的两级行星齿轮传动的传动比分配，利用书中所示图找出我们需要的传动比；配齿计算，满足行星轮等于内齿轮与太阳轮之差的二分之一；齿轮的主要参数；装配条件验算，从三方面验算，首先是邻接条件，其次是同心条件，最后是安装条件。模块二设计的是行星齿轮传动在高速级与低速级时强度的校核，强度校核也是从接触疲劳强度与弯曲疲劳强度两方面进展校核。模块三设计的是主要构件构造，有轴的设计、齿轮的设计、行星架设计、齿轮联轴器设计，本人这里从三维图〔pro/e5.0)和零件图展现出来。此次设计的行星齿轮减速器是双级NGW型的，它主要表达在安装方式不同、要求的精度不同、尺寸设计不同方面，整个设计过程中遇到了不少问题，如计算齿轮参数时，计算的结果和想要的数据匹配不上；构造设计中，尺寸大小容易弄错，如果事先不准备好设计图纸，那用三维软件绘制实物图时，会出现大小不一，配不了的情况等等问题，一份优秀的设计真的需要设计者考虑十分周全，知识面广，总的来说，设计之路十分艰辛，只有不断学习，才能顺利走下去。参考文献[1]孙桓、陈作模、葛文杰.机械原理(第七版〕[M].：高等教育，2006[2]王巍.机械制图[M].：高等教育，2009[3]王文斌.机械设计手册/单行本/齿轮传动[M].：机械工业，2007[4]王文斌.机械设计手册/单行本/轮系[M].：机械工业，2007[5]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].：化学工业，2014[6]致谢毕业设计已到了尾声，算上前期的开题工作，共用了两个多月的时间，在这里我要感谢我的指导教师杨教师，因为他的悉心指导，我才顺利的完成了毕业设计！其次我要感谢我所选择的题目的出题教师，也是杨教师，这个题目牵涉的知识是我所学专业的重点之一，它能让我把大学四年所学的知识综合运用起来，充分利用各种资源如校园网、图书馆等来设计。还要感谢大学里所有给我授课的教师，正是因为他们付出，才让我收获了如此珍贵的知识，也要感谢本次设计运用的所有参考文献的作者，他们的参考给了我许多启示。最后还要感谢各位教师在百忙之中抽出珍贵时间来看我的毕业论文！谢谢！外文文献：PlanetarygearsIntroductionTheTamiyaplanetarygearbo*isdrivenbyasmallDCmotorthatrunsatabout10,500rpmon3.0VDCanddrawsabout1.0A.Thema*imumspeedratiois1:400,givinganoutputspeedofabout26rpm.Fourplanetarystagesaresuppliedwiththegearbo*,two1:4andtwo1:5,andanybinationcanbeselected.Notonlyisthisagooddriveforsmallmechanicalapplications,itprovidesane*cellentreviewofepicyclegeartrains.Thegearbo*isaverywell-designedplastickitthatcanbeassembledinaboutanhourwithveryfewtools.ThesourceforthekitisgivenintheReferences.Let’sbeginbyreviewingthefundamentalsofgearing,andthetrickofanalyzingepicyclicgeartrains.Apairofspurgearsisrepresentedinthediagrambytheirpitchcircles,whicharetangentatthepitchpointP.Themeshinggearteethe*tendbeyondthepitchcirclebytheaddendum,andthespacesbetweenthemhaveadepthbencaththepitchcirclebythededendum.Iftheradiiofthepitchcirclesareaandb,thedistancebetweenthegearshaftsisa+b.Intheactionofthegears,thepitchcirclesrollononeanotherwithoutslipping.Toensurethis,thegearteethmusthaveapropershapesothatwhenthedrivinggearmovesuniformly,sodoesthedrivengear.Thismeansthatthelineofpressure,normaltothetoothprofilesincontact,passesthroughthepitchpoint.Then,thetransmissionofpowerwillbefreeofbibrationandhighspeedsarepossible.Wewon’ttalkfurtheraboutgearteethhere,havingstatedthisfundamentalprincipleofgearing.IfagearofpitchradiusahasNteeth,thenthedistancebetweencorrespondingpointsonsuccessiveteethwillbe2a/N,aquantitycalledthecircularpitch.Iftwogearsaretomate,thecircularpitchesmustbethesame.Thepitchisusuallystatedastheration2a/N,calledthediametralpitch.Ifyoucountthenumberofteethonagear,thenthepitchdiameteristhenumberofteethtimesthediametralpitch.Ifyouknowthepitchdiametersoftwogears,thenyoucanspecifythedistancebetweentheshafts.Thevelocityratiorofapairofgearsistheratiooftheangularvelocityofthedrivengeartotheangularvelocityofthedrivinggear.Bytheconditionofrollingofpitchcircles,r=-a/b=-N1/N2,sincepitchradiiareproportionaltothenumberofteeth.Theangularvelocityofthegearsmaybegiveninradians,revolutionsperminute,oranysimilarunits.Ifwetakeonedirectionofrotationaspositive,thentheotherdirectionisnegative.Thisisthereasonforthesignintheabovee*pression.Ifoneofthegearsisinternal,thenthevelocityratioispositive,sincethegearswillrotateinthesamedirection.Theusualinvolutegearshaveatoothshapethatistolerantofvariationsinthedistancebetweenthea*es,sothegearswillrunsmoothlyifthisdistanceisnotquitecorrect.Thevelocityratioofthegearsdoesnotdependonthee*actspacingofthea*es,butisfi*edbythenumberofteeth,orwhatisthesamething,bythepitchdiameters.Slightlyincreasingthedistanceaboveitstheoreticalvaluemakesthegearsruneasier,sincetheclearancesarelarger.Ontheotherhand,backlashisalsoincreased,whichmaynotbedesitedinsomeapplications.Anepicyclicgeartrainhasgearshaftsmountedonamovingarmorcarrierthatcanrotateaboutthea*is,aswellasthegearsthemselves.Thearmcanbeaninputelement,oranoutputelement,andcanbehedfi*edorallowedtorotate.Theoutergearistheringgearorannulus.Asimplebutverymonepicyclictrainisthesun-and-planetepicyclictrain,showninthefigureattheleft.Threeplanetarygearsareusedformechanicalreasons;theymaybeconsideredasoneindescribingtheactionofthegearing.Thesungear,thearm,ortheringgearmaybeinputoroutputlinks.Thetrickisthatanymotionofthegeartraincancarriedoutbyfirstholdingthearmfi*edandrotatingthegearsrelativetooneanother,andthenlockingthetrainandrotatingitaboutthefi*eda*is.Thenetmotionisthesumordifferenceofmultiplesofthetwoseparatemotionsthatsatisfiestheconditionsoftheproblem.Tocarryoutthisprogram,constructatableinwhichtheangularvelocitiesofthegearsandarmarelistedforeach,foreachofthetwocases.Thelockedtraingives1forarm,gear1,gear2andgear3.Armfi*edgives0,1,-N1/N2,-N1/N3.Supposewewantthevelocityrationbetweenthearmandgear1,whengear3isfi*ed.Multiplythefirstrowbyaconstantsothatwhenitisaddedtothesecondrow,thevelocityofgear3willbezero.ThisconstantisN1/N3.Now,doingonedisplacementandthentheothercorrespondstoaddingthetworows.WefindN1/N3,1+N1/N3,N1/N3-N1/N2.Thefirstnumberisthearmvelocity,thesecondthevelocityofgear1,sothevelocityratiobetweenthemisN1/(N1+N2),aftermultiplyingthroughbyN3.ThisisthevelocityratioweneedfortheTamiyagearbo*,wheretheringgeardoesnotrotate,thesungearistheinput,andthearmistheoutput.Theprocedureisgeneral,however,andwillworkforanyepicyclictrain.OneoftheTamiyaplanetarygearassemblieshasN1=N2=16,N3=48,whiletheotherhasN1=12,N2=18,N3=48.Becausetheplanetarygearsmustfitbetweenthesunandringgears,theconditionN3=N1+2N2mustbesatisfied.Itisindeedsatisfiedforthenumbersofteethgiven.Thevelocityratioofthefirstsetwillbe16/(48+16)=1/4.Thevelocityratioofthesecondsetwillbe12/(48+12)=1/5.Bothratiosareasadvertised.Notethatthesungearandarmwillrotateinthesamedirection.Thebestgeneralmethodforsolvingepicyclicgeartrainsisthetabularmethod,sinceitdoesnotcontainhiddenassumptionslikeformulas,norrequiretheworkofthevectormethod.Thefirststepistoisolatetheepicyclictrain,separatingthegeartrainsforinputsandoutputsformit.Findtheinputspeedsorturns,usingtheinputgeartrains.Thereare,ingeneral,twoinputs,oneofwhichmaybezeroinsimpleproblems.Nowpreparetworowsofthetableofturnsorangularvelocities.The