【《2Z-X(B)型行星齿轮计算设计》7600字（论文）】

2Z-X(B)型行星齿轮计算设计摘要由于行星齿轮其体积小、减速比大、传动功率大、振动小、噪声低、可靠性高，在机械工程、冶金、起重运输、采矿、轻工等行业具有广泛的应用前景，石油化工行业以及车床、机器人、汽车、船舶等仪器仪表分布广泛。在设计过程中，计算了各齿轮的模数、齿数和平均齿距，计算了减速器的传动比、齿轮的不同参数，计算了轴的直径，并对齿轮、轴和轴承进行了校核。此外，我们还需要考虑行星传动的安装条件，如相邻条件、同心条件、安装条件等。设计不仅要考虑每个部件的结构，还要考虑部件的一致性。例如，考虑行星齿轮作为一个整体的浮动性质，是使用太阳能传动还是环形传动或行星传动。确定浮动部分后，还要考虑如何浮动。最后使用AutoCAD软件绘制了装配图及相关零件图，使用Solidworks进行了该减速器的三维建模。关键词：行星齿轮；减速器；参数计算；均载；目录摘要 绪论1.1国内外发展历程齿轮是机械传动中应用最广泛、特别重要的一种机械传动方式，它可以在空间任意轴之间传递动力和运动。与其他机械齿轮相比，该变速箱具有传动平稳可靠、传动效率高、传动范围大、调速范围大、结构紧凑、维护简单、使用寿命长等优点。这就是为什么它被广泛应用于机械行业。但随着科学技术的发展，对传动技术的技术指标提出了更高的要求。与普通传动相比，行星传动有许多独特的优点。它已被广泛应用于各种机械和高科技领域，取代了固定波的正常传输和蜗牛传输。

顾名思义，行星围绕恒星旋转，行星减速器也是如此。有三个行星传动装置围绕太阳轮运转，太阳轮驱动行星架旋转，从而驱动减速器。行星减速器是一种应用广泛的工业产品，其性能可以与其他军用减速机相媲美，但价格只是工业产品的价格。由于“价廉物美”，它常被用于工业场合。国外发展历程行星齿轮的探索已经进行了很多年。19世纪80年代，德国发明了第一种行星传动。19世纪，随着机械工业的发展，特别是汽车和航空工业的发展，20世纪第一台行星差速器已成功生产并作为汽车差速器使用，从20世纪30年代起，德国继1958年后，一直致力于汽车的发展，英、意、日、美、美、苏，瑞士等国能够生产和销售德国实验室公司生产的11030kw；整个齿轮压缩机的行星减速功率为25740kw，对于低速重载行星减速器来说，已经从产品开发演变为特殊产品。在20世纪20年代，第一次大规模发展的行星推进被广泛使用，直到1951年。在1958年以后，许多国家生产了一些能够进行高速重载的行星发动机。但直到六十年代，才开始了系统而深入的研究。在70年代，NGW行星齿轮的规则被制定出来。国内发展历程行星齿轮技术的发展和应用始于20世纪50年代的中国。然而，由于加工材料的局限性，在热处理质量和热处理质量方面，中国的设计理念和水平在全球传播领域还只是一个婴儿。改革开放后，许多地方单位引进先进的行星传能技术进行设计和生产，并在此基础上磨合吸收，创新发展，用于运输和生产的局部行星技术在系统动力学和动力学方面取得了很大的进展，并取得了一定的进展。行星传动的结构分析和生产装配过程使我国对行星传动的设计有了充分的了解。生产和安装行星传动的技术创造了许多强大的研发活动和生产组织。西安重型机械研究院与全球厂商联合在德国及国外推出第一代系列产品。标准化工作已经完成，新一代行星减速器将采用更先进的指标和更合理的结构。1.2行星齿轮传动的特点行星齿轮传动的特点主要概括为以下四方面：（1）体积小、质量小、结构紧凑、承载能力大。（2）传动比较大。（3）传动效率高。（4）运动平稳。1.3行星齿轮减速器的发展趋势现代设备要求可靠性和效率高，传动功率和传动比范围宽，结构紧凑，重量轻，动态特性好，加工速度快。对于相同的功率传输，传输的大小和重量可以减少至少一半。在最小空间条件下，采用行星式发射机是获得大传动比的有效途径，空间利用率可达9%以上。目前，国内外减排机制很多。行星齿轮传动与普通的固定齿轮传动相比，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力高、传动平稳、传动效率高等优点，被越来越多的中国机械师所理解和欣赏。由于高效利用了力分离和同轴输入输出装置，在不同类型的行星传动中，以及合理利用内部网络，具有以上许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率，也适用于低速、大扭矩的机械传动。它可用于减速、提速和变速、交通综合和退化及其具体应用：这些功能对现代机械传动的发展具有重要意义。行星传动广泛应用于起重运输、工程机械、冶金矿山、工程机械、轻工纺织、医疗机械、家用电器、汽车、船舶、兵器、航空航天等工业部门。目前行星齿轮传动正在向以下几个方面发展：（1）标准化、多品种。（2）硬齿面、高精度。（3）高转速、大功率。（4）大规格、大转矩。

2行星齿轮减速器传动设计2.1初始参数行星齿轮传动器按其主要部件可分为2K-H、3K和k-H-v三种。部件的基本代码为H-行星齿轮架；K—中心圆；V输出机构。行星齿轮传动根据齿轮转动方式的不同，可分为NGW型、NN型、NW型、WW型、N型、NGWN型和Zuwgv型。设计一个减速器，输入功率QUOTE，输入转速QUOTE，传动比QUOTE，它用来减慢传送带的速度。传送带连续八年每天工作16小时。要求减速器的传动效率高，体积小。2.2确定传送带行星减速器的传动形式对减速机的要求是：传动比大、体积小、质量轻、效率高、制造舒适。查找常用行星齿轮变速器的型号和特性表。只有2Z-X（a）和2Z-X（b）两种形式的行星齿轮可以匹配250KW的传动性能，A型的传动比的范围为QUOTE推荐值QUOTE，如果使用A型则必须使用两级串联的形式，结构复杂；B型的传动比的范围为QUOTE推荐值QUOTE，如果使用B型则只需使用一级行星齿轮，虽然要求的减速比比推荐值高2，但差距不大，故使用2Z-X(B)型的行星齿轮制造减速器。2.3根据给定的传动比确定各轮的齿数由于本设计的为二级NGW型行星齿轮减速器，则若两级传动的传动比越接近，传动越平稳，空间结构越紧凑。所以在传动比分配中，两级传动比的数值尽量相近。，允许则实际总传动比为：据2Z-X(B)型行星齿轮传动的传动比QUOTE值和按其配齿计算公式，可求得所需的各齿轮齿数QUOTE（2.1）QUOTE（2.2）QUOTE（2.3）选取系数K=6QUOTE（2.4）QUOTE（2.5）QUOTE（2.6）根据给定的传动比QUOTE可得其各齿轮的齿数为最后计算其实际的传动比值为QUOTE（2.7）2.4根据齿根弯曲强度确定模数通过内啮合和大齿面修形，提高了齿根的接触力和弯曲力。齿面接触力远大于齿根弯曲力。因此，小齿差的模数通常由弯曲力决定。也可以根据结构和性能尺寸的要求进行选择，然后进行弯曲力校核，因为端模往往受结构尺寸的限制。拔牙具有很强的抗点蚀能力，因此设计时以齿根弯曲力为基础，然后对齿面进行接触疲劳校核。根据齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）查得弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳应力安全系数S=1.44）计算载荷系数查得：齿向分布系数5）查取齿形系数查得：6）查取应力校正系数查得：7）计算并比较大小8)计算行星轮传递的转矩QUOTE式（2-8）得齿轮的模数各齿轮齿宽分别为QUOTE

取模数m=52.5啮合参数的计算在两个啮合齿轮副中a-c，b-d其标准中心距为两组齿的标准平均距离不相同，因此行星齿轮不能以正常方式满足浓度状态。如果每对的平均距离应相同，则应执行行星齿轮的角度偏移。现选取其中心距QUOTE为各齿轮副的公用中心距值。按参考文献[1]中公式4-19~公式4-22计算ac齿轮副的角度变位啮合参数。中心距变位系数为QUOTE啮合角QUOTE变位系数和重合度：QUOTE（2-9）QUOTE（2-10）确定各齿轮的变位系数ac齿轮副按公式4-38可求得中心轮a的变位系数xa为按公式4-39可得行星轮c的变位系数xc为bd齿轮副由于bd齿轮副不需要变位所以xb=xd=01.低速级配齿按传动比条件选择中心轮a、内齿轮b行星轮的齿数、和，则按式：（2-1）（2-2）M=（2-3）根据传动比条件、同心条件和装配条件联立求解，得配齿计算式：将带入配齿公式得：见上式，若为30的整数倍，即可使式中各项均为整数。结合考虑齿轮强度传动平稳性等条件，取，则校核邻接条件:则符合要求2.高速级配齿中心轮a、内齿轮b、行星轮的齿数、和将代入配齿计算式得：可见，若为4的整数倍（如），即可使式中各项均为整数，结合考虑齿轮强度及传动平稳性等条件，取，则校核邻接条件:（则符合要求2.6几何尺寸的计算1）齿数（滚齿）（插齿）插齿刀齿数2）初始齿形角º查表得3）齿顶高系数ha=0.8（短齿制）4）选择变位系数及啮合角由于内齿轮和外齿轮的齿数相差很小，需要对其齿形进行修形。为了保证齿廓与多对牙线之间没有重叠，内外齿轮必须选择相应的修正系数。加工齿轮时，刀具逐渐切削工件，加工设备的尺寸随切削端的位置而变化。刀具切割工件时有三个不同的端部位置，另外两个是离开或与分离圆相交的中心线。经过处理的设备不是标准传输，而是经过修改的传输。第一种被称为正校正传输，第二种被称为负校正传输。小齿差内啮合混合时，由于内齿轮箱与外齿轮箱的齿差较小，在切削和装配时通常会涉及不同类型的干涉，造成报废。因此，为了保证内燃机的正常运行，应采用Mathab计算机程序计算传动修正系数。在已知齿数和模数的情况下，首先要选择合适的啮合角，改变变位系数，以满足设计要求。分度圆dQUOTE（2-11）QUOTE（2-12）QUOTE（2-13）QUOTE（2-14）齿宽1）齿数（滚齿）（插齿）插齿刀齿数2）初始齿形角3）齿顶高系数ha=0.8（短齿制）4）选择变位系数及啮合角已知分度圆（2-6）齿顶圆（2-7）齿根圆(2-8)（2-9）齿顶高系数：中心轮、行星轮——内齿轮——顶隙系数：中心轮、行星轮——内齿轮——齿高变动系数（高度变位直齿轮传动）啮合角°5）插齿刀与被切内齿轮之间的切削啮合角查得°6）插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数7）标准中心距8）安装中心距9）中心距分离系数10）齿顶降低系数11）齿顶高外齿轮内齿轮12）插内齿轮时的中心距13）分度圆半径外齿轮内齿轮14）基圆半径外齿轮内齿轮15）齿根圆半径因为是短齿制，取顶隙系数外齿轮内齿轮16）齿顶圆半径外齿轮内齿轮17）齿顶压力角外齿轮查得º内齿轮查得º18）验算重合度重合度是网络的实际长度与参考圆之间的比率，重合度必须大于1。2.7传动效率的计算轧制变形的主要有效形式是疲劳、过度永久变形和磨损。正常工作时，内圈、外圈和运动部件上的接触压力会发生变化。工作一段时间后，接触面上可能会出现疲劳，因此疲劳间距是决定营地使用寿命的常见露营形式，因此营地的使用寿命通常指疲劳。如果静载荷或冲击载荷过大，环形轨道与运动部件之间的局部接触载荷将超过材料的拉力，导致表面塑性变形过大。如果润滑和密封性差，机身接触面容易磨损，转速越高磨损越严重。磨损会增加磨损、振动和噪声，技术性能也会显著降低，从而导致磨损抑制。2.8装配条件的验算邻接条件QUOTE（2-15）满足邻接条件同心条件QUOTE（2-16）满足同心条件安装条件QUOTE（2-17）满足安装条件2.9初步选择各个齿轮的主要参数齿轮材料的选择和热处理：中型设备和行星传动用20CrMnTi经过碳化和烟熏处理，阻锈材料的硬度为56-62hrc。中心轮和行星轮C的加工精度为6级；内齿和行星轮d均采用42CrMo，调制。硬度217-259HB，据图6-11和图6-26取QUOTE和QUOTE内齿轮b和行星轮d的加工精度为7级。2.10强度校核因为该减速器长期工作，所以要验算其齿面接触强度和齿根弯曲强度齿面接触强度校核a-c齿轮副由《行星齿轮传动设计》6-51、6-53、6-54、6-55得QUOTE（2-18）QUOTE（2-19）QUOTE（2-20）QUOTE（2-21）确定各系数使用系数QUOTE根据原动机为电动机、轻度冲击，查表得eq\o\ac(○,1)动载荷系数QUOTE根据6级精度、对称支承查表得根据：硬齿面直齿轮，6级精度，查表得根据：6级精度，中心论浮动，查表得QUOTE（2-22）QUOTE（2-23）查表得所以查表6-10得QUOTE查表6-11，较高可靠性查表6-12QUOTE查图得QUOTE查图得QUOTE查图得QUOTE齿轮a的硬度为600HB查表6-15得QUOTE（2.24）QUOTE（2.25）QUOTE（2.26）因为QUOTE所以满足齿面接触强度的要求。b-d齿轮副同上确定各参数eq\o\ac(○,10)试验齿轮的接触疲劳极限QUOTEeq\o\ac(○,11)最小安全系数QUOTEeq\o\ac(○,12)接触强度计算的寿命系数QUOTEeq\o\ac(○,13)润滑油膜影响系数QUOTEeq\o\ac(○,14)齿面工作硬化系数QUOTEeq\o\ac(○,15)接触强度计算的尺寸系数QUOTEeq\o\ac(○,16)端面内分度圆上的名义切向力QUOTE因为QUOTE所以满足齿面接触强度的要求齿根弯曲强度校核a-c齿轮副由6-69、6-70、6-71、6-72得QUOTE（2.27）QUOTE（2.28）QUOTE（2.29）QUOTE（2.30）确定各系数eq\o\ac(○,1)使用系数QUOTEeq\o\ac(○,2)动载荷系数QUOTEeq\o\ac(○,3)端面内分度圆上的名义切向力QUOTEeq\o\ac(○,4)齿向载荷分布系数QUOTEQUOTE（2.30）由图得QUOTE由图得QUOTEeq\o\ac(○,5)齿间载荷分配系数QUOTE,由表查得QUOTEeq\o\ac(○,6)行星轮间载荷分配系数QUOTE按公式计算eq\o\ac(○,7)齿形系数QUOTE由图查得QUOTEeq\o\ac(○,8)应力修正系数QUOTE由图查得QUOTEeq\o\ac(○,9)螺旋角系数QUOTE由图查得QUOTEeq\o\ac(○,10)重合度系数QUOTE按公式计算QUOTE=0.0924eq\o\ac(○,11)齿根弯曲疲劳极限QUOTEeq\o\ac(○,12)最小安全系数QUOTE,查表得最小安全系数QUOTEeq\o\ac(○,13)应力系数QUOTE,按给定的QUOTE区域图取QUOTE时取QUOTEeq\o\ac(○,14)寿命系数QUOTE应力循环次数NL按表中的公式计算按每年工作300天每天工作16小时计算eq\o\ac(○,15)齿根圆角敏感系数QUOTE,查图得QUOTEeq\o\ac(○,16)相对齿根表面状况系数QUOTE,按表中对应的公式计算取齿根表面微观不平度QUOTE代入上式得eq\o\ac(○,17)尺寸系数QUOTE按中对应的公式计算计算齿根弯曲应力取弯曲应力QUOTE计算许用齿根应力因齿根应力QUOTE小于许用齿根应力QUOTE即QUOTE所以ac齿轮副满足齿根弯曲强度条件b-d齿轮副同上确定各参数eq\o\ac(○,1)使用系数QUOTEeq\o\ac(○,2)动载荷系数QUOTEeq\o\ac(○,3)端面内分度圆上的名义切向力QUOTEeq\o\ac(○,4)齿向载荷分布系数QUOTEeq\o\ac(○,5)齿间载荷分配系数QUOTEeq\o\ac(○,6)行星轮间载荷分配系数QUOTEeq\o\ac(○,7)齿形系数QUOTEeq\o\ac(○,8)应力修正系数QUOTEeq\o\ac(○,9)螺旋角系数QUOTEeq\o\ac(○,10)重合度系数QUOTEeq\o\ac(○,11)齿根弯曲疲劳极限QUOTEeq\o\ac(○,12)最小安全系数QUOTEeq\o\ac(○,13)应力系数QUOTEeq\o\ac(○,14)寿命系数QUOTEeq\o\ac(○,15)齿根圆角敏感系数QUOTEeq\o\ac(○,16)相对齿根表面状况系数QUOTEeq\o\ac(○,17)尺寸系数QUOTE计算齿根弯曲应力取弯曲应力QUOTE计算许用齿根应力因齿根应力QUOTE小于许用齿根应力QUOTE即QUOTE所以bd齿轮副满足齿根弯曲强度条件

3行星齿轮减速器结构设计3.1各构件的力分度圆上的切向力中心轮双联行星轮转臂QUOTE=﹣44298.5N内齿轮各行星轮作用在轴上的总力及转矩3.2轴的设计及校核选择轴的材料输入轴与输出轴都是主要承受转矩作用的传动轴，所以采用40QUOTE为轴的材料。并通过热处理，提高轴的许用扭剪应力，QUOTEN/mm行星齿轮轴是主要承受弯矩作用的心轴，所以采用40QUOTE为轴的材料。并通过热处理，提高轴的许用弯曲应力，QUOTEN/mm按扭应力初步估算轴径输入轴输出轴由于输入轴与输出轴都要用键连接，所以直径增大7％圆整为QUOTE和QUOTE行星齿轮轴圆整为d=40mm图3-1轴的弯扭合成图轴传递的扭矩齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力水平面支撑反力由QUOTE得由QUOTE得垂直面支撑反力水平弯矩图水平弯矩垂直弯矩图合成弯矩图扭矩图轴的疲劳强度安全因数校核计算确定危险截面，根据弯矩图、转矩图、应力集中和轴的结构尺寸等参数进行分析，选取轴上的BCD截面进行受力分析，其中C截面最危险，故选C截面进行校核。校核危险截面的安全因数A．弯矩作用时的安全因数QUOTE（3-1）QUOTE弯曲疲劳极限QUOTEQUOTE：弯曲应力幅值QUOTEQUOTE：弯曲平均应力QUOTEQUOTE：正应力有效应力集中因数QUOTEQUOTE表面质量因数QUOTEQUOTE：尺寸因数QUOTEQUOTE：材料弯曲时的平均应力折算因数QUOTEB．转矩作用时的安全因数QUOTE（3.2）QUOTE扭转疲劳极限QUOTE;QUOTE：弯曲应力幅值QUOTEQUOTE：弯曲平均应力QUOTE;QUOTE：扭剪有效应力集中因数QUOTEQUOTE表面质量因数QUOTE;QUOTE：尺寸因数QUOTEQUOTE：材料扭转时的平均应力折算因数QUOTE查表得QUOTEQUOTE，所以C的疲劳强度足够。轴的静强度安全因数校核计算A．弯矩作用时的安全因数QUOTE（3.3）QUOTE：材料正应力屈服点QUOTEB．扭矩作用时的安全因数QUOTE（3.4）QUOTE：材料切应力屈服点QUOTE查表得QUOTEQUOTE，所以C的疲劳强度足够3.3轴承的选用及校核选用：根据内径确定选用的轴承是7234c、7026c和7014c三种型号的轴承校核：查表得7014C，C=38.3KN,C0=35.2KN,Nmax=5300r/min，D=110,B=20轴齿轮受切向力=11657.5N齿轮分度圆直径d=90mm齿轮转速n=1500r/min查滚动轴承标准，角接触球轴承7014c的基本额定动载荷C=38.3KN基本额定静载荷C0=35.2KN2计算轴向力和查表轴承派生轴向力QUOTE其中e为判断系数，其值由QUOTE的大小来确定由于未知，故先取e=0.4因为QUOTE所以QUOTE因此QUOTE查表得e1=0.46e2=0.43两次计算的QUOTE值相差不大，因此确定。e1=0.46Fa1=2996.67Ne1=0.43Fa1=2211.49N因为查表的径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1X1=1Y1=0轴承2X1=1Y1=0查表中等冲击载荷Fd=1.2由于p1>p2所以按轴承1受力验算故所选轴承满足要求3.4结构的设计其中一个主要原因是能量由多个行星齿轮传递。然而，在齿轮和行星齿轮架的生产和安装过程中不可避免地会出现误差，这将导致行星齿轮箱之间的负载不均。因此，在行星齿轮箱的结构上增加了负载的平衡结构。由于本设计为两级NGW行星减速器，考虑到低功率、低速度、低价格等因素，采用了中心与行星架同时游动的浮动主件平衡加载机构。根据本设计中的减速器的参数（各部件的转速、传递的扭矩等），再结合2Z-X(B)型行星齿轮的传动特点对其进行具体的结构设计。太阳轮:首先，应确定中心轮的结构，由于它的直径d相对较小，所以a采用齿轮轴的结构形式。转臂:由于行星齿轮减速器的整体尺寸较大，所以转臂采用双侧板整体式，采用焊接制造。转臂靠近输入端的一侧采用两个大小不同的向心球轴承分别与输入轴和箱体相配合。输出轴端采用两个较大的向心球轴承支承安装在箱体上。齿圈:齿圈用弹性销钉直接固定在壳体上。行星轮:QUOTE行星轮为双联齿轮，由于两齿轮都是硬齿面所以制造时将两齿轮分开制造，最后装配到一起，由于传递功率较大，且齿轮直径较小所以采用滑动轴承。目前广泛采用的滑动轴承以齿轮的轮缘为轴瓦，一与其相配合的心轴为轴颈。通常在钢制心轴上浇注抗磨材料：QUOTE和QUOTE合金层厚度为1-3mm心轴表面粗糙度QUOTE。3.5箱体零件参数表3-1减速器箱体零件参数：名称厚度机体壁厚20mm前机盖壁厚16mm后机盖壁厚20mm机盖法兰凸缘厚25mm加强筋厚度20mm机体机盖紧固螺栓M20轴承端盖螺栓M16地脚螺栓M42机体底座凸缘厚度60mm地脚螺栓孔位置c1=55mmc2=47mm结论行星齿轮的传动类型很多，由此设计的减速器的种类也各种各样，本设计主要通过对2Z-X(B)型行星齿轮进行设计，计算主要参数，确定各部件的尺寸。通过本次设计，明白了行星齿轮的工作原理，我掌握了设计的一般流程，我得出以下结论：(1)在传递功率相同、减速比相同的情况下，行星齿轮减速器比普通齿轮减速器体积更小，重量更轻，震动以及噪音也更小。(2)比较2Z-X(A)型和2Z-X(B)型两种类型行星齿轮的特点：2Z-X(A)型行星齿轮由于结构简单，所以有较高的传动效率。2Z-X(B)型行星齿轮通过使用双联齿轮，将单级减速比扩大，有利于减小行星齿轮减速器的体积。(3)行星齿轮要求的精度更高，所以在设计和安装时要特别注意精度问题，防止因为精度不够引起减速器的过度磨损。(4)通过计算比较滚动轴承可以承受的有效载荷，允许的最高转速，以及外形尺寸得出，在传递功率较大的行星齿轮减速器中，行星齿轮轴与行星齿轮之间使用滑动轴承可以有效的缩小体积，同时降低震动和噪声。在设计中由于本人的能力和经验有限，在设计中难免会出现错误，出现不合理的地方，以后会进一步进行行星齿轮的