机械课程设计说明书行星齿轮减速器传动装置设计单级汇总.docx

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机械课程设计说明书行星齿轮减速器传动装置设计单级汇总

你的穴学标蛊

基于行星轮减速器的传动装置设计

XXXXXXXXXXXXXXX

业:

机械设计制造及其自动化

级:

机械XXX

号:

XXXXX

名:

XXXXX

指导老师:

XXXXXXX

一、设计选题

1.1应用背景

1.2题设条件

二、传动装置的方案设计

2.1选取行星齿轮传动机构

2.2总体传动机构的设计

三、传动装置的总体设计

3.1选择电动机

3.2传动系统的传动比

.1.

1.

1.

2...

2...

3...

3...

3..

5...

3.3传动系统各轴转速/功率/转矩

5..

四、减速器传动零件的设计

6...

4.1齿轮的设计计算与校核

6...

4.1.1确定各齿轮的齿数

.6..

4.1.2初算中心距和模数

.7.

4.1.3齿轮几何尺寸计算

.9..

4.1.4齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核）

11

4.2轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核

1.6

4.2.1行星轴设计（轴/轴承）

1..6

.1..9

20

4.2.2行星架结构设计

4.2.3输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）

28

4.2.4输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）

、设计选题

1.1应用背景

近些年，随着国际工业水平的不断提高以及国家对工业技术的支持助力，越来越多的工业机器取代了人力，各行各业从中获利；同时由于市场工艺方面的需求，涌现了一批体积小，效率高的新型机械产品。

它们一般都是以小巧紧凑，平稳高效，方便快捷而深获各行各业的青睐。

这些机器其中就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结构。

现在市场上常用的减速器大多是普通齿轮减速器，一般都比较笨重粗糙，不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念。

而行星齿轮传动的主要特点就是体积、质量小，结构紧凑，承载能力、传动效率高，传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。

所以，设计出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的。

故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器的传动装置设计。

1.2题设条件

现取一款市场上常用的运输带工作机，其工作拉力F=10000N，

运输带速度v=1.30m/s,卷筒直径D=205mm;根据这款运输机的工作要求，设计出一套基于行星轮减速器的传动装置。

另要求该减速器能够连续工作10年；承受中等冲击。

、传动装置的方案设计

2.1选取行星齿轮传动机构

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

NN、WW、NGWN和N等类型（N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星轮）。

其中最常用为NGW型。

NGW型按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。

其中2Z-X型以其结构简单，制造方便，在机械传动中应用最广。

2Z-X型为单级传动,

效率高达0.97~0.99,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。

图

（1）2Z-X（A）行星齿轮传动机构简化图

如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，x为转臂,

II轴III轴可为输入输出轴。

当II轴为输入轴时，机构整体为减速;

当III轴为输入轴时，机构整体为加速。

2.2总体传动机构的设计

图

（2）带式运输机传动装置

卷筒组成。

电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器，行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒，使之带动运输带工作，完成传动方案。

三、传动装置的总体设计

3.1选择电动机

380V。

根据已知条件所给数据

为全封闭自扇冷式结构，电压为

工作机有效功率pw=1F00，

F=10000N,v=1.3m/s。

则工作机有效功率有：

叹盘二釁二愀⑷

从电动机到工作机输送带之间的总效率为

233

七/1X®X.X.=0.99X0.99X0.98x0.99=0.93

式中：

"1，“2，"3，n4，分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，行

星轮传动机构效率，卷筒效率3=0.99,n2=0.99“3=0.98“4=0.99所以电动机输出功率为:

d"送0.93

按资料查找2Z-X型的行星轮传动比I行星轮=2.8U13

工作机卷筒的转速为

205"

nw=6011000^=60"00W.3“21.1ir/min“21r/min

所以电动机转速的可选范围为

nd=吃沢nw=（2.8『3）x120=（336」1560）r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min，1500r/min三种,

比较三种电机，选1000r/min的电机时，总传动较小，传动装置结构尺寸小，在根据额定功率大小选择电机型号，故确定电机的型号为

Y180L-6.其满载转速为970r/min,额定功率为15KW。

电动机

型号：

Y180L-6额定功率：

15KW

同步转速：

1000r/min满载转速：

970r/min

k

3.2传动系统的传动比

总传动比二电机满载转速/工作机转速即

3.3传动系统各轴转速/功率/转矩

如图

（1）2Z-X（A）行星齿轮传动机构简化图所标注：

电动机轴为

轴I,减速器高速级轴为轴n,低速级轴为轴皿，卷筒轴为轴W,则

各轴的输入功率

Pn=RE[=14咒0.99=13.86kW

Pm=RE22亠=13.867.9办0.98=1330

Pv=PmR4=13.3%0.99^0.99=13kW

各轴的输入转矩

四、减速器传动零件的设计

行星齿轮减速器结构特点：

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器壳体内，太阳轮通过联轴器与高速轴联接，以实现传动。

传动零件的设计计算，大致包括:

齿轮的设计计算与校核

（齿数/模数/中心距/齿轮材料/弯曲接触强度校核）

轴的设计计算与校核

（三个轴:

行星轴/输入轴/输出轴轴尺寸及强度校核）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

4.1齿轮的设计计算与校核4.1.1确定各齿轮的齿数

据2Z-X（A）型行星传动的传动比iP值和按其配齿计算（见《行

星齿轮传动设计》公式（3-27）~公式（3-33））可求得内齿轮b和行

星轮c的齿数Zb和Zc。

现考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za=17和行星轮np=3.

根据内齿轮z^=（ip-1）Za壬8M咒17=11

对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取4=115，此

时实际的P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。

由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数Zc应按如下公

4.1.2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

太阳轮材料为40Cr，调质处理，强度极限bs=700MPa，屈服极限％=500MPa，齿面硬度为280HBS。

由《行星齿轮传动设计》P166

图6-13查得齿轮的接触疲劳极限bH讪=920MPa图6-26查得齿轮的弯曲疲劳极限「讪=350MPa

行星轮材料为40Cr，调质处理，强度极限讥=700MPa，屈服极限％=500MPa，齿面硬度为240HBS。

行星轮齿形为渐开线直齿。

最终加工为磨齿，精度为6级。

内齿圈材料为30CrMnSi，调质处理，强度极限1100MPa,屈服极限900MPa,表面硬度为320HBS。

齿形终加工为插齿，精度7级。

（2）减速器的名义输出转速n2

（3）载荷不均衡系数K

P

查《行星齿轮传动设计》，取Khp=Kfp=1.4

（4）齿轮模数m和中心距a（m=2・5,a^82.5mm）

首先计算太阳轮分度圆直径:

dk卩1KaKhpKh送Ui1

da二Kd#——（mm）

VdHlimU

式中：

正号为外啮合，负号为内啮合;

Kd――算式系数为768（直齿传动）；

48

u――齿数比为一=2.82

17

Ka――使用系数为1.25；

Khw综合系数为2；

T1――太阳轮单个齿传递的转矩。

T1=■

nP

其中

P14

'=955^^"=9550咒0.99N口=44.12\1m

n1np3"000

n—高速级行星齿轮传动效率，取=0.99

np—行星轮的数量半d—齿宽系数暂取b/da=0.5

^Hlim=1450Mpa

代入下式得:

da-ne号768严

模数m=『^62.45取模数m=2.5

11

则a0=-口（為+Zc）=-X2.5咒（17+49）mm=82.5mm

取中心距

由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故*厂0.4L0.6取*厂0.6

计算齿轮齿宽b=g=0.6天2.5X7=25.5mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm；

般会取小齿轮齿宽等于bi=35mm，大齿轮齿宽b^30mm

这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。

为了保证三者之间的稳定性，选择取行星轮齿宽35mm,太阳轮、内齿轮齿宽30mm。

4.1.3齿轮几何尺寸计算

图（3）行星轮结构各齿轮副

对于单级的2Z-X（A）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:

各齿轮副的几何尺寸的计算结果单位：

mm

项目

计算公式

a-c齿轮副

1（外啮合）

b-c齿轮副（内啮合）

分度圆直径

d^m1z1

di=2.5

xi7=42.5

di=i22.5

d

d2=m2Z2

d2=2.5x49=i22.5

d2=2.5xii5=287.5

基圆直径

db^dicosa

dm=42.5COS26=39.94

dbi=ii5

db

db2=d2cosa

db2=i22.5cos20=ii5

db2=287.5cos26=270.i6

外啮

dai=di

+2mha*

dai=47.5

齿顶圆直径

合

da2=d2

:

+2mha*

da2"27.5

da

内啮

dai=di+2mha*

dai=i27.5

合

da^—d2

-2mha*

da2=282.5

外啮

dfi=di-2m（ha*+c*）

dfi=36.25

齿根圆直径

合

df2"2—2m（ha*

df2=ii6.25

df

内啮

dfi=di-2m（ha*+£）

dfj=116.25

合

df2=d2+2m（haJc”）

df2=293.75

注：

齿顶高系数：

太阳轮、内齿轮、行星轮一ha=1，

顶隙系数：

内齿轮、行星轮一C=0.25；模数m=2.5

齿轮装配需满足4个条件：

传动比条件/邻接条件/同心条件/安装条件

本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/安装条件

'兀

现验算其邻接条件:

da^2aacSinn；

已知行星轮c的齿顶圆的直径dac=125，aac=82和np=3代入上式,

则得125