NGW行星齿轮减速器的设计.docx

1、NGW行星齿轮减速器的设计1.绪论 11.引言 12.本文的主要内容 12.确定设计数据 43.拟定传动方案及相关参数 51.对减速器进行结构设计 52齿形与精度 53.齿轮材料及其性能 6四，设计计算 61.配齿数 62.啮合效率计算 73.确定手摇力并进行运动及动力参数计算 84.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 115.几何尺寸计算 126.重合度计算 14五行星轮的强度校核 151.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

2、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

3、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1/21/3;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

4、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ZKH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 =10 r/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

5、动设计书表41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Il由度W=3*3-2*3-2=l2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CFH liin (N/mm2 )TF lim(N/mm2)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火14003506级行星轮HRC58 62245内齿轮40Cr调制HB262-2936502207级采用比例法：Za：Zc：Zb：M =Za： Za(i-2)/2

6、 : (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Za max = 20 , 13Za 20o IR 乙= 17。由传动比条件知：Y = iZa = 17*6 = 102M = Y/3 = 102/3 = 34计算内齿轮和行星齿轮齿数：Zb = Y Za = 102 17 = 85Z： = 2*Za = 342.啮合效率计算式中7X为转化机构的效率，可用Kp朋mb计算法确定。查图33a、b （取p=0.06 ,因齿轮精度高）得:各啮合副的效率为尤=

7、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】abZb _ 85Za 17r| 联=0.99 r 卷=0.96 r| 粘=0.983.确定手摇力并进行运动及动力参数计算输入功率：PdPwn卷n粘n联20.0480.96x0.98x0.992=0.052kW= 52W2FIrn=6/=2n=0.63m/sP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n p = 60r/min1昨=60r/minna = n p = 60r/minna = 60r/min% = lOr/minna 60nh = : = = lO

8、r/min Jh 6nw = lOr/minnw iq lOr/min2.各轴功率片=52WPd = 52W匕=kr| 联=52x0.99 = 51.5WPa = 51.5WPh = 50.5WPh = Pari 行=51.5 x 0.98 = 50.5W= 50W Ph0 联50.5 x 0. 99=50W3.各轴转矩r 9550Pd 9550x0.052 o OXTT r = =z8. 3N. m于 n手 60m 9550Pa 9550x0.0515 门“T a Q 1 . rnT手=8.3N mTa=8. IN-m1Q O.iV illa na 609550巳 _nanp9550R955

9、0 x 0.0515 _60 x 3 9550 x 0.05052.77V m48N m=2.7N m=48N m=47.8N m_ 9550fnw9550 x 0.05= 47.8/V m4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) = 2.7 N-则太阳轮分度圆臣径为:=14.67 mm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768Ka使用系数表6-5 ,中等）中击1.25Khp行星轮间载荷分 配系数表7-2 ,太

10、阳轮浮动，6级精度1.05Khs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6-30.7bHlim实验齿轮的接触 疲劳极限S6-161400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 TiKaKfpKfaYi用式】n= 炉2：力品 进行计算。= 12.1X3由 ctf iim2Uai/-a2 = 245x3.18/2.45 = 318 曲4dfh弁 d|D63.9mm磐 B尸Q.2mm齿距p6.28mm齿厚s3.14mm齿槽宽e3.14mm6.重合度计算外啮合：(r)a= m Za/2 = 2x17/2 = 17 (t)c 二 m Zc

11、/2 二 2 x 34/2 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)a cosa/(ia)a) = ai ccos(l 7 cos 20/l 9) = 32.78 (aa)c= ai*ccos(r)ccos a/(ra)c) = arccos(34 cos 20 /36) = 27.441 8a - Za(tan(aa)a 一 tan a) + Zc(tan(aa)c 一 tan a/(2)=17(tan 32.78 - tan 20) + 34(tan 27.441 - tan 20

12、 /(2n)=1.5981.2内啮合：(1)= mZZb/2 = 2 x 85/2 二 85 (r)c = inEZc/2 = 2x34/2 = 34(ra)b = (da)b/2 = l 66/2 = 83 (ra)c = (da)c/2 = 72/2 = 36(a?)b = ai*ccos(r)b cosa/(ra)b) = aiccos(85 cos 20*/83) = 15.78 (s)c = aiccos(r)c cos a/(ia)c) = ai*ccos(34cos 20 /36) = 27.441 8a 二Zc(taii(aa)c _ tail a) _ Zb(taii(aa)

13、b _ taiia/(2)=34(tan27.44f -tan20e)-85(tanl5.78e - tan20*)/(2)=1.9411.25.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/?KHaKHp CFH 0 = ZhZeZZ_ bH lim ZbT 7 7 7 7 /1.25xl.005xl.114x1x1.05=276.84N/mm2许用融应力6IP :二 1400X1.03 05x0 88x1.03x1x11.25= 1097.9 N/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

14、明取值Ka使用系数按中等）中击查表6-51.25Kv动载荷系数V* = =0.107 6 级精度60x1000 ， 不VxZa/100 = 0.01819，誰 65b1.005Kh0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(625)得Khq = 1 + (Kh0O l)KmvKHe =l+(1.214-l)x0.76x 0.7 = 1.1141.114Kna齿间载荷分配按氐=L6 ,6级精度，硬齿面，杳图6-91系数Khp行星轮间载荷 不均衡系数太阳轮浮动，查表7-21.05Zh节点区域系

15、数(Xa + Xc)/(乙+ 乙)=0，0= 0查图6-102.5Ze弹性系数查表6-7189.8JN / nmi2Zr重合度系数& = 1.6 , 0=0 杳图0.89Zp螺J徒角系数直齿，0=01Ft分度圆上的切Ta一9549卩 一9549x 0 0515-8.1 N m158.82向力it 60 200(m 2000x8.1Ft= - -158.82 NnP(d)a 3x34Nb工作齿宽b=0d(d)a = 0.7 x 34 = 23.8 min24 mmu齿比数Zz/Za = 34/17 = 22Zn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

16、- iK)npt = 5.26x10s1.03Zl润滑油系数HRC=HV713zv=0.107m/szW 表 8-10 用 中型极压油，1.05V5O = 200 mnr / sZv速度系数杳图6-200.88Zr粗造度系数按 X/gRzr 2.4pm rRzi + Rz? 1100Rzioo = a = 2.08 杳图 6-211.03Zw工作硬化系数两齿轮均为硬齿面，图6-221Zx尺寸系数m61Sh min最小安全系教按可靠度查表6-81.25OH liin扌麴虫疲劳极限查图6-161400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CF

17、ft ,用下式计算。并对行星轮进行 校核。FtbniiiCFF = CFFoKAKvKFKFaKFpjCTFO =行星轮：=9.8 N/nuii2CFF c = cffo cKaKvKf /?Kf aKFp=9.8x 1.25x 1.005 x 1.076xlx 1.075=14.24 N/mm2(7 F lirnJc W YrrCTFPH 二 Y5relTOcY R relTDcYcSf min245 x 2 x 1= x0.96xl.045x1=307.21 N/mm21.6故bFJc /1.25x 1.005x1.114x1x1.075=174.1 N/nmr=603.95 N/nmr故

18、bH V CFHP ,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=14 nmio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 157 nnnb=251.84 mm , a=78.46mm , ha 二 75mmR】=(0.85 0.5)R=0.7x 15755 nun3(b+ a)1579251.84+2x78,463x(251.84

19、+ 78.46)=47.6 mm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（d J =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2000Ti 2000x2.7 “ f在相对运动中耳=,=-=159N ,每个行星轮轴承受稳定载 da 34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613得行星轮的齿宽系数 % =0.4厚度b产始d =0.35x68=24 ,取b:

20、 =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=1153Nmm8 8 8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 (32x1153dn 3；-

21、 = 3/ 111111= 4.05nun护巩 V龙X176取 dg n4.05inm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-N2 2=57.87Nnh=Y=y=10r/minif =na nh=60 - 10=50r/min在相对运动中,轴承外圈以转速z 17x=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 = 10nun D = 26nun B = 8mm所以行星轮轴的直径为10

22、mm行星轮孑b的直径为26mm7.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32查得A。表3-2轴常用几种材料的坯及A值轴的材料Q235-A、20Q275、35(lCrl8Ni9Ti)4540Crs 35SMn38SiMhMorT/MPa15-2520-3525-4535-55A126-149112-135103-12697-112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d I

23、 r (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 = 1.3 X 8100 = 10530 Njdid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160000 N-mm.取半联轴器孔径 d=19mm ,故取d iii二19mm ,半联轴器长度L=42 mm ,半联轴器与轴配合 的毂孔长度Li=30mm o5.22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，11【轴段右端需制出T由肩，根 据du查表152得C=0.8 , T殳定位轴肩的高度为h = (2Z 3)C= 1.6nmi 2.4mm故取lll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