NGW型行星齿轮减速器行星轮的设计要点docx.docx
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NGW型行星齿轮减速器行星轮的设计要点docx
一．绪论3
1．引言3
2．本文的主要内容3
二．拟定传动方案及相关参数4
1．机构简图的确定4
２．齿形与精度4
３．齿轮材料及其性能5
三．设计计算5
1．配齿数5
2．初步计算齿轮主要参数6
（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径6
（2）按弯曲强度初算模数7
3．几何尺寸计算8
4．重合度计算9
5．啮合效率计算10
四．行星轮的的强度计算及强度校核11
１．强度计算11
２．疲劳强度校核15
1．外啮合15
2．内啮合19
３．安全系数校核20
五．零件图及装配图24
六．参考文献25
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几何轴线作
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:
重量轻、体积小。
在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻
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二级、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，又称为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。
二．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np=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。
计算系统自由度W=3*3-2*3-2=1
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20o，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
Hlim
Flim
加工精度
（N/mm2）
（N/mm2）
太阳轮
20CrMnTi
渗碳淬火
1400
350
6级
行星轮
HRC58~62
245
内齿轮
40Cr
调制
650
220
7级
HB262~293
三．设计计算
1．配齿数
采用比例法：
Za:
Zc:
Zb:
M
Za:
Za（i
2）2:
（i1）Za:
Za（inp）
Za:
2Za:
5Za:
2Za
按齿面硬度HRC=60，u
Zc/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
a
20。
取
Z
Za17。
由传动比条件知：
Y
iZa
17*6
102
MY/3
102/334
计算内齿轮和行星齿轮齿数：
Z
Y
Z
102
17
85
b
a
Zc
2
Za
34
2．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
T
K
K
K
H
u1
d
a
A
Hp
用式
a
Ktd3
d
2
u
进行计算，式中系数：
Hlim
u=ZcZa
3417
2
，
太阳轮传递的扭矩
T
a
9549P/nn
954930/
3100
954.9Nm
pa
则太阳轮分度圆直径为：
T
K
K
K
H
u
1
da
Ktd
a
A
Hp
3
2
u
d
Hlim
768
3
954.9
1.25
1.05
1.8
2
1
0.7
14002
2
103.76mm
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，中等冲击
1.25
KHp
行星轮间载荷分
表7-2，太阳轮浮动，1.05
配系数
6级精度
综合系数
p
1.8
KH
表6-4，n
3，
高精度，硬齿面
d
Hlim
小齿轮齿宽系数
表6-3
0.7
实验齿轮的接触
图6-16
1400
疲劳极限
以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得
（2）按弯曲强度初算模数
T
1
K
A
K
Fp
K
F
Y
用式m
K
tm3
Fa1
dZ
2
F
lim
进行计算。
1
Flim2YFa1YFa22453.182.54306.73Flim1
2
由
350Nmm，
所以应按行星轮计算模数
m
Ktm
TaKAKFpKFYFa2
3
dZa2
Flim2
12.1
954.9
1.25
1.075
1.6
2.45
3
0.7
172
245
?
5.64
表3
弯曲强度有关系数
符号
名称
说明
取值
Ktm
算式系数
直齿轮
12.1
KFp
行星轮间载荷分配系数
KFp
11.5（KHp
1）
1.075
=1+1.5（1.05-1）
KF
综合系数
表6-4，高精度，
1.6
YFa1
齿形系数
图6-25，按x=0查值
3.18
YFa2
齿形系数
图6-25，按x=0查值
2.45
以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得
若取模数m
6，则太阳轮直径（d）aZam176
102mm，与
接触强度初算结果da103.76mm接近，故初定按
da108.5mm，m6进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。
3．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
齿轮
分度圆直径
节圆直径
齿顶圆直径
太阳轮
da
102
d'
a
102
daa
114
外啮合
dc
204
d'
b
204
dac
216
行
星
内啮合
轮
内齿轮
db510
d'
b510
dab498
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Zc34
模数m6
压力角α20°
分度圆直径d204mm
齿顶高ha6mm
名称代号
齿根高hf
齿全高h
齿顶圆直径da
齿根圆直径df
基圆直径db
齿距p
齿厚s
齿槽宽e
4．重合度计算
外啮合：
数值
7.5mm
13.5mm
216mm
189mm
191.70mm
18.84mm
9.42mm
9.42mm
（r）=mZ
a
2
6
172
51
（r）
c
mZ
c
2
6
342
102
a
（r）
d
a
a
2
1142
57
（r
）
c
d
c
2
2162
108
aa
a
a
（
）
arccos（
cos
（r
）
）
arccos（
57
）
32.78
a
a
（r）
a
a
a
51cos20
（
a）c
arccos（（r）ccos
（ra）c）
arccos（102cos20
108）
27.441
Z
a
（tan（
a
）
a
tan
）Z（tan（
a
）
c
tan
（2
）
c
=
17（tan32.78
tan20）
34（tan27.441
tan20
（2
）
=1.598>1.2
内啮合：
（r）b=m
Zb
2
6
852
255
（r）c
mZc
2
6
342
102
（ra）b
da
b2
4952
247.5
（ra）c
da
c
2
2162
108
（
a）b
arccos（（r）bcos
（ra）b）
arccos（255cos20
247.5）
14.50
（
a）c
arccos（（r）ccos
（ra）c）
arccos（102cos20108）
27.441
Zc（tan（a）ctan
）Zb（tan（a）btan
（2）
=34（tan27.441
tan20）85（tan14.50
tan20）
（2）
=2.266>1.2
5．啮合效率计算
b1
iabXX
aX
iabX
1
X
式中为转化机构的效率，可用Kyдpявпев计算法确定。
查图3-3a、b（取μ=0.06，因齿轮精度高）得：
X
0.978，
X
0.997，
各啮合副的效率为ac
cb
X
X
X
0.9870.9970.984
转化机构效率为
ac
cb
转化机构传动比iabX
Zb
85
5
Za
17
b1
iabXX
15
0.984
则
aX
X
1
0.987.
1
iab
5
四．行星轮的的强度计算及强度校核
１．强度计算
图1断面几何参数
行星轮可归结为受内外载荷的封闭圆环，其弯曲半径与断面厚度之比
/h5，属于大曲率圆环，弯曲中性层不通过重心，相距为e。
当轴承装在行星轮内时，其轮缘减薄，若h/m3时，在载荷作用下有较大变形。
此变形对齿轮弯曲强度和轴承的承载能力有显著影响，应准确且计算。
但在设计时由于轴承上载荷大小和分布规律不清楚，而难以计算。
这里设想轴承中反力按余弦规律分布，并且不考虑离心力对轴承载荷的影响，作一简化计算。
图2计算简图及弯矩分布
表6行星轮轮缘强度计算公式
外载荷
危险断面的弯矩
Ft
2TaKA
M1
Ft
（0.094
0.318tg
'
H
'
danp
t
0.5）
Fr
Fttgt'
M2
'
H
Mt
Ft
H
Ft（0.110.182tgt
0.138
qt
4Ft
cos[（i1）
t]
危险断面的轴向力
轮缘外侧弯曲应力
N1
0
max
M2h'
N2
Se（
h'）
S
N2
Ft（0.796
0.5tgi'
0.637H）
M1h'
N1
min
Se（
h'）
S
在与内、外齿中心轮啮合处分别有一组相等且对称的载荷：
圆周力
Ft、径向
力Fr和Ft对弯曲中心的力矩Mt。
在圆周力Ft相背的一半轴承上作用有按余弦规律分布的径向分布力qi。
载荷计算式如表6。
内力素弯矩
M
在两个啮合节点，即断面
1处达最小值，在与断面
1成90
断
面２处达最大值。
这两个断面的弯矩
M1、M2和轴向力
N1、N2
的计算式列于表
6。
最大、最小应力都发生在轮缘的外侧，为弯曲应力、轴向应力和离心应力之
和。
内力素及应力计算公式列于。
其中离心力产生的应力
2
2
g
0
2
2
式中
——齿轮材料的比重；np
3
g——重力加速度；
——齿轮的绝对角速度；
2n
2*50
60
52.33rad/s
60
1——轮缘断面重心位置的曲率半径。
使用表6中的公式时，要从实际断面尺寸换算出一个相当矩形断面，才能较
准确的求出应力的大小和位置。
相当断面的惯性矩为
I
Imin
Smina2
式中
Imin、Smin——实际断面对
OX
轴的惯性矩和断面面积；
a——系数，按经验公式确定：
a0.25m（hmin0.3m）0.25*6*（44.50.3*6）4.167hmin——不计轮齿时的断面厚度；hmin44.5
m——齿轮模数。
相当断面的宽度取为轮缘的实际宽度b，其高度h、面积S、断面系数W分
别为：
实际断面尺寸b72，d孔100
h
12
12
55;Sbh
72*55
bh2
72*552
3
3
3960;W
36300
b
72
6
6
Imin
bh3
72*553
bh
72*553960
12
12
998250,Smin
IImin
Smina2
998250
3960*4.167
2
1067011
断面的弯曲半径为
0e；0
72.25，而
I
1067011
3.73
e
72.25*3960
0S
0e
72.253.73
68.52
2
2
2
*52.33
2
*72.25
2
2
）
g
0
299（N/mm
3*10
断面上承受最大、最小应力处到断面重心的距离为
h'和h''。
先决定内侧
h''
25.98，则h'
hh''
29.02，H
40.48。
数据计算：
2TaKA
2*954.9*1.25
7.80（kN）
圆周力Ft
102*3
da'np
径向力FrFttgt'
7.80*tg（32.78）5.02（kN）
力矩MtFtH7.8*40.48315.744（Nm）
径向分布力
qt
4Ftcos[（i1）t]
4*7.8
cos[（21）t]0.145costkN/mm
3.14*68.52
危险断面的弯矩
M1
Ft
（0.0940.318tg
t'
0.5
H）
5.02*68.52*（0.0940.318tg32.780.5*40.48）
68.52
204.33（Nm）
M2
Ft
（0.110.182tgt'
0.138
H
5.02*68.52*（0.110.182tg32.780.138*40.48）
68.52
106.17（Nm）
危险断面的轴向力
N10
N2Ft（0.7960.5tgi'
H40.48
0.637）5.02*（0.7960.5tg32.780.637*）4.27kN
max
M2h'
N2
620.7（N/mm2）
轮
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