NGW行星齿轮减速器的设计.docx

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NGW行星齿轮减速器的设计

1.绪论1

1.引言1

2.本文的主要内容1

2.确定设计数据4

3.拟定传动方案及相关参数5

1.对减速器进行结构设计5

2・齿形与精度5

3.齿轮材料及其性能6

四，设计计算6

1.配齿数6

2.啮合效率计算7

3.确定手摇力并进行运动及动力参数计算8

4.初步计算齿轮主要参数9

（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径9

（2）按弯曲强度初算模数11

5.几何尺寸计算12

6.重合度计算14

五•行星轮的强度校核15

1.疲劳强度校核13

（1）・外啮合13

（2）・内啮合20

六•行星轮部位的相关设计21

七•输入轴的设计24

八输出轴的设计26

九铸造箱体结构设计27

十参考文献28

一绪论

1・引言

渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的儿何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。

渐开线行星齿轮传动具有以下优点:

传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置。

渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:

NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:

N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。

NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有：

重最轻、体积小。

在相同条件下比硬齿而渐开线圆柱齿轮减速机重最减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3;

传动效率高；

传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高：

装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小；

外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。

因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。

2.本文的主要内容

NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:

当高速轴由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动，由于内齿圈固定不动，便驱动行星架作输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成一级、三级或多级传动。

NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架

所组成，以基本构件命名，乂称为ZK・H型行星齿轮传动机构。

本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计。

确定设计数据

F=800N,V=0.06m/S

输出功率pw=FV=800x0.06=48w=0.048kw,

总传动比i=6,n^=^=10r/min

得滚筒直径D=115mm,取滚筒直径为40mm

取手摇轮半径r=100mm=0.1m

三.拟定传动方案及相关参数

1.机构简图的确定

减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统。

查《渐开线行星齿轮传动设计》书表4・1确定Dp=2或3。

从提高传动装置承载力，减小尺寸和重量出发，取np=3°

计算系统I'l由度W=3*3-2*3-2=l

2・齿形与精度

因属于低速传动，以及方便加工，故采用齿形角为20。

，直齿传动，精度定位6级。

3・齿轮材料及其性能

太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸。

表1齿轮材料及其性能

齿轮

材料

热处理

CFHliin（N/mm2）

（N/mm2）

加工精度

太阳轮

20CrMnTi

渗碳淬火

1400

350

6级

行星轮

HRC58~62

245

内齿轮

40Cr

调制

HB262-293

650

220

7级

采用比例法：

Za：

Zc：

Zb：

M=Za：

Za（i-2）/2:

（i-l）Za:

Za（i/llp）

=Za:

2Za:

5Za:

2Za

按齿面硬度HRC=60,u=Z^/Za=（6—2）/2=2,查《渐

开线行星齿轮传动设计》书图4-7a的Zamax=20,13

由传动比条件知：

Y=iZa=17*6=102

M=Y/3=102/3=34

计算内齿轮和行星齿轮齿数：

Zb=Y—Za=102—17=85

Z：

=2*Za=34

2.啮合效率计算

式中7X为转化机构的效率，可用K"p朋mb计算法确定。

查图3・3a、b（取p=0.06,因齿轮精度高）得:

各啮合副的效率为尤=0.978,怎=0.997”

转化机构效率为“X=於朮=0.978x0.997二0.975

转化机构传动比】ab

Zb_85

Za17

r|联=0.99r\卷=0.96r|粘=0.98

3.确定手摇力并进行运动及动力参数计算

输入功率：

Pd

Pw

n卷n粘n联2

0.048

—0.96x0.98x0.992

=0.052kW

=52W

2FIrn

=6/=2n™=0.63m/s

P昇

管蔦吨5

动力、运动参数计算

计算项目

计算及说明

计算结果

1.各轴转速

np=60r/min

1昨=60r/min

na=np=60r/min

na=60r/min

%=lOr/min

na60

nh=■:

—=—=lOr/minJh6

nw=lOr/min

nw—iq—lOr/min

2.各轴功率

片=52W

Pd=52W

匕=kr|联=52x0.99=51.5W

Pa=51.5W

Ph=50.5W

Ph=Pari行=51.5x0.98=50.5W

=50W

—Ph0联—50.5x0.99=50W

3.各轴转矩

r9550Pd9550x0.052oOXT

Tr==—————z^8.3N.m

于n手60

m9550Pa9550x0.0515门““

T—a———Q1.rn

T手=8.3N•m

Ta=8.IN-m

1Q——O.±iVill

ana60

9550巳_

nanp

9550R

9550x0.0515_

60x39550x0.0505

2.77V・m

48N•m

=2.7N•m

=48N•m

=47.8N•m

_9550f

—nw

9550x0.05

=47.8/V・m

4初步计算齿轮主要参数

（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径

u=Zc/Za=34/17=2,

太阳轮单个齿传递的扭矩

Ti=9549P1/npna=9549x0.0515/（3x60）=2.7N-

则太阳轮分度圆臣径为:

=14.67mm

表2齿面接触强度有关系数

代号

名称

说明

取值

Ktd

算式系数

直齿轮

768

Ka

使用系数

表6-5,中等）中击

1.25

Khp

行星轮间载荷分配系数

表7-2,太阳轮浮

动，6级精度

1.05

Khs

综合系数

表6-4,

np=3，高精

度,硬齿面

1.8

（fid

小齿轮齿宽系数

表6-3

0.7

bHlim

实验齿轮的接触疲劳极限

S6-16

1400

以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》±＞得

（2）按弯曲强度初算模数

_一TiKaKfpKfaY^i

用式】n=炉2：

力品进行计算。

=12.1X3

由ctfiim2Uai/¥-a2=245x3.18/2.45=318<

2.7x1.25x1.075x1.6x2.45

O.7x172x245

=0.8

表3弯曲强度有关系数

名称

说明

取值

Ktm

算式系数

直齿轮

1乙1

Kfp

行星轮间载荷分配系数

Kfp=1+1.5（Khp-1）

=1+1.5（1.05-1）

1.075

Kfz

综合系数

表6«4,高精度，

1.6

Xal

齿形系数

图6・25,按x=0查值

3.18

齿形系数

图6・25,按x=0查值

2.45

以上均为在书綢开线行星齿轮传动设计》上查得

若取模数m=2，则太阳轮直径（d）&=乙3n=17x2=34inm，与癞蚪虽度初算结果（d）a二14.67mm不接近，故初定按（d）a=34nunzm=2进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。

5.几何尺寸计算

将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表4。

表4齿轮几何尺寸

内啮合

对于行星轮，各主要参数及数据计算值列于表5。

表5行星轮几何尺寸

名称

代号

数值

齿数

34

模数

m

2

压力角

a

20°

画圈或

aw>

曲

4

d

f

h

弁d|D

63.9mm

磐B

尸

Q.

2

m

m

齿距

p

6.28mm

齿厚

s

3.14mm

齿槽宽

e

3.14mm

6.重合度计算

外啮合：

（r）a=mZa/2=2x17/2=17（t）c二mZc/2二2x34/2二34

（la）a=（da）a/2二38/2二19（la）c二（da）c/2二72/2=36

（Qa）a=aiccos（（r）acosa/（ia）a）=aiccos（l7cos20°/l9）=32.78°（aa）c=ai*ccos（（r）ccosa/（ra）c）=arccos（34cos20/36）=27.441°8a-[Za（tan（aa）a一tana）+Zc（tan（aa）c一tana]/（2〃）

=[17（tan32.78°-tan20°）+34（tan27.441°-tan20°]/（2n）

=1.598>1.2

内啮合：

（1）=mZZb/2=2x85/2二85（r）c=inEZc/2=2x34/2=34

（ra）b=（da）b/2=l66/2=83（ra）c=（da）c/2=72/2=36

（a?

）b=ai*ccos（（r）bcosa/（ra）b）=aiccos（85cos20*/83）=15.78（s）c=aiccos（（r）ccosa/（ia）c）=ai*ccos（34cos20/36）=27.441°8a二[Zc（taii（aa）c_taila）_Zb（taii（aa）b_taiia]/（2^）

=[34（tan27.44f-tan20e）-85（tanl5.78e-tan20*）]/（2^）

=1.941>1.2

5.行星轮的的强度计算及强度校核

疲劳强度校核

1・外啮合

（1）齿面癞虫疲劳强度

用式bH二（ThO-\/KaKvKh/?

KHaKHpCFH0=ZhZeZ^Z^

_bHlimZbT<7<7<7<7<7

计算接角城力bH,用式"HP二—乙I厶乙PZW乙X计算其许用应

OHmin

力bHP。

三式中的参数和系数取值如表7。

接触^力基本值bH0:

=2.5xl89.8xO.89xlx

158.822+1

x

34x242

=228.18N/mm2

扌麴逍力bH:

（TH=CTHO（KAKvKH“KHaKHp

=22&18x>/1.25xl.005xl.114x1x1.05

=276.84N/mm2

许用融应力6IP:

二1400X1.03"05x088x1.03x1x1

1.25

=1097.9N/mm2

故bHVbHP，癱虫强度通过。

表7外啮合扌麺虫强度有关参数和系数

代号

名称

说明

取值

Ka

使用系数

按中等）中击查表6-5

1.25

Kv

动载荷系数

V*==0.1076级精度

60x1000，〃不

VxZa/100=0.01819，誰6・5b

1.005

Kh0

齿向载荷分布

系数

0d=0.7,np=3杳图6-6得Kh0o=1.214，取Khw=0.76,

KHe=0.7，由式（6・25）得

Khq=1+（Kh0O—l）KmvKHe=l+（1.214-l）x0.76x0.7=1.114

1.114

Kna

齿间载荷分配

按氐=L6,6级精度，硬齿面，杳图

6-9

1

系数

Khp

行星轮间载荷不均衡系数

太阳轮浮动，查表7-2

1.05

Zh

节点区域系数

（Xa+Xc）/（乙+乙）=0，0=0

查图6-10

2.5

Ze

弹性系数

查表6-7

189.8

JN/nmi2

Zr

重合度系数

&=1.6,£0=0杳图

0.89

Zp

螺J徒角系数

直齿，0=0

1

Ft

分度圆上的切

Ta一9549卩一9549x00515-8.1Nm

158.82

向力

it60

「200（m2000x8.1

Ft=--158.82N

nP（d）a3x34

N

b

工作齿宽

b=0d（d）a=0.7x34=23.8min

24mm

u

齿比数

Zz/Za=34/17=2

2

Zn

寿命系数

按工作10年每年365天，每天16寸计算励循对欠数

1SL=60（na-iK）npt=5.26x10s

1.03

Zl

润滑油系数

HRC=HV713zv=0.107m/szW表8-10用中型极压油，

1.05

V5O=200mnr/s

Zv

速度系数

杳图6-20

0.88

Zr

粗造度系数

按X/gRzr2.4pmr

Rzi+Rz?

1100

Rzioo=a•=2.08杳图6-21

1.03

Zw

工作硬化系数

两齿轮均为硬齿面，图6-22

1

Zx

尺寸系数

m>6

1

Shmin

最小安全系教

按可靠度查表6-8

1.25

O"Hliin

扌麴虫疲劳极限

查图6-16

1400

以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得

（2）齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳应力6及其许用应力CFft,用下式计算。

并对行星轮进行校核。

Ft

bniii

CFF=CFFoKAKvKF^KFaKFpjCTFO=

行星轮：

=9.8N/nuii2

CFFc=cffocKaKvKf/?

KfaKFp

=9.8x1.25x1.005x1.076xlx1.075=14.24N/mm2

（7FlirnJcWYrr

CTFPH二Y<5relTOcYRrelTDcYc

Sfmin

245x2x1

=x0.96xl.045x1=307.21N/mm2

1.6

故bFJc<6卩上,弯曲强度通过。

表8外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数

代表

名称

说明

取值

Kf“

齿向载荷分布系数

由Kh0o=1.214,b/m=12,杳图6・23得Kf0。

=1.21，由式（6-38）得Kfq二1+（Kf/?

o-1）KfwKfc

=1+（1.21-1）x0.4x0.9

=1.076

1.076

Kf«

齿间载荷分配系数

Kfa=Kila

1

Kfp

行星轮间载荷分配系数

按式（7・43）,

Kfp=1+1.5（Khp-1）=1+1.5（1.05-1）

=1.075

1.075

行星轮齿形系数

Xc=O,Zc=34’杳图6-25

2.45

\sahc

行星轮应力修破数

查图6-27

1.68

Yr

重合度系数

Ye=0.25+0.75/滋

式（6如=0.25+0.75/1.598

=0.719

0.719

Yrr

弯曲寿命系数

Nl=8.76x10s

1

Zt

试验齿轮应力修正系数

按所给的bFliin区域图取CTFlim时

2

YjrelTli

行星轮齿根圆角敏感系数

杳图6-35

0.96

YRrelT

齿根表面形状系数

Rz=2.4，杳图6・36

1.045

SfUlin

最小安全系

数

按高可靠度/查表6-8

1.6

以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上査得

2・内啮合

齿面癞虫疲劳强度同外啮合齿面癞虫疲劳强度所用公式相同,其中与外啮合取值不同的参数为：

u=2.5Zh=25Z&=082，Zn=1.11?

Zl=1.03,Zv=0.889

Zr=1.04,Zw=1.11

Ftu±l

=143.62N/mm2

CFH二CTHOJKaKvKhqKhqKhp

=143.62x>/1.25x1.005x1.114x1x1.075

=174.1N/nmr

=603.95N/nmr

故bHVCFHP,接触强度通过。

6.行星轮部位的相关设计

1行星架的设计

齿轮轴之间的中心距d詣（Za+ZC）=51mm

采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈。

按经验取壁厚

Cl=C2=0.26a=0.26x51=14nmio两壁之间的扇形断面连接板其惯性中心6所在半彳召安式"=R_计算'

3（b+a）

行星架外径D=2a+0.8（d）c=2x51+0.8x68«157nnn

b=251.84mm,a=78.46mm,ha二75mm

R】=（0.85〜0.5）R=0.7x15755nun

3（b+a）

157

9

251.84+2x78,46

3x（251.84+78.46）

=47.6mm

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（dJ=38mm

按上述经验数据扌以定的行星架尺寸,不必作强度讨算。

至此,NGW行星传动系统设计完成

2行星轴设计

1.初算轴的最小直径

2000Ti2000x2.7“f

在相对运动中耳=,]=—-—=159N,每个行星轮轴承受稳定载da34

荷Ft*=2xl59=318N,当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷耳则作用在轴跨距的中间。

取行星轮与行星架之间的间隙=2.5mm,查表6・13得行星轮的齿宽系数%=0.4厚度b产始＞d=0.35x68=24,取b:

=24mm则跨距长度

l0=b2+2A2=24+5=29mm。

当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/K6时，就可以把它看成是具有跨距为1°的双支勰。

当轴谨时，两个轴承几乎紧紧地靠看，因此，可以认为轴是汨看整个跨度承受均布载荷q二耳/10（见图3-2）。

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

M=^=^=318^=1153Nmm

888

行星轮轴采用40Cr钢，调质辺=440MPa,老虑到可能的冲击振动，取安全系数S=2.5;则许用弯曲应力［crl=a;/S=（440/2.5）MPa=i76MPa,故行星轮轴直径」、I32M（32x1153

dn>3—；^-=3/111111=4.05nun

护［巩V龙X176

取dgn4.05inm

其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。

3行星轴承设计

在行星轮内安装两个轴承，每个轴淨上的径向载荷耳

FVan20-=318xtan20-N

22

=57.87N

nh=Y=y=10r/min

if=na—nh=60-10=50r/min

在相对运动中,轴承外圈以转速

z17

x」=50x—=25r/mill

乙34

考虑到行星轮轴的直径％>4.05nnn，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制,故初步选用单列深沟球轴承6000型,其参数为

d=10nunD=26nunB=8mm

所以行星轮轴的直径为10mm

行星轮孑b的直径为26mm

7.输入轴的设计

1输入轴的设计

输入轴的装配方案如图6-1所示

5.21初步确定轴的最小直径

选取轴材料为45钢，调质处理。

根据表3・2查得A。

表3-2轴常用几种材料的［坯］及A值

轴的材料

Q235-A、20

Q275、

35

（lCrl8Ni9Ti）

45

40Crs35SMn

38SiMhMo

[rT]/MPa

15-25

20-35

25-45

35-55

A

126-149

112-135

103-126

97-112

先按式dwA扑初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调至处理。

根据相关图表，由于轴无轴向载荷，故A取较大值，即A=118,于是得：

输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径dIr（如图6-1）o为了使所选的轴的直径d-i与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器计算转矩T“=KaT,童相关图标,考虑到转矩变化很小,故取

Ka=1.3,则:

Tea=KATa=1.3X8100=10530Njdid

按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册,选用HL1型弹注梯肖联轴器,其公称转矩为160000N-mm.取半联轴器孔径d=19mm,故取di・ii二19mm,半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=30mmo

5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

（1）为了满足半联轴器轴向定位要求，1・1【轴段右端需制出T由肩，根据du查表15・2得C=0.8,T殳定位轴肩的高度为

h=（2Z3）C=1.6nmi□2.4mm故取］l・ll］段的直径为dii-iii=25mm。

半

联轴器与轴配合的毂孔长度Li=30mm,为了保证轴向定位可靠^轴端挡

压在半联轴器