资源描述
目录1 .绪论1.2 .拟定传动方案及相关参数31 .机构简图的确定3.2 .齿形与精度3.3 .齿轮材料及其性能 4.3 .设计计算4.1 .配齿数4.2 .初步计算齿轮主要参数 5.3 .几何尺寸计算 8.4 .重合度计算9.4 .太阳轮的强度计算及强度校核 1.01 .强度计算10(1)外载荷1.2(2)危险截面的弯矩和轴向力 1.22 .疲劳强度校核 1.4(1)齿面接触疲劳强度 1.4(2)齿根弯曲疲劳强度 183 .安全系数校核2.5 .零件图和装配图256 .参考文献26一.绪论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：1、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1/21/3;2、传动效率高；3、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；4、装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小 ；5、 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。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。行星齿轮传动与其他形式的齿轮传动相比有如下几个特点 ：(1)体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高， 这个特点是由行星齿轮传动的结构等内在因素决定的。a)功率分流 用几个完全相同的行星轮均匀地分布在中心轮的周 围来共同分担载荷，因而使每个齿轮所受到的载荷都很小， 相应齿轮 模数就可较小。b)合理地应用了内啮合 充分利用内啮合承载能力高和内齿轮的 空间体积，从而缩小了径向、轴向尺寸，使结构紧凑而承载能力又高。c)共轴线式的传动装置 各中心轮构成共轴线式的传动，输入轴 与输出轴共轴线，使这种传动装置长度方向的尺寸大大缩小。(2)传动比大 只要适当的选择行星传动的类型及配齿方案， 就 可以利用很少的几个齿轮而得到很大的传动比。 在不作为动力传动而 主要用以传递运动的行星机构中，其传动比可达到几千。此外，行星 齿轮传动由于它的三个基本构件都可以传动， 故可以实现运动的合成 与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。(3)传动效率高 由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结 构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮， 使作用于中心轮和转臂轴承 中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、 结构布置合理的情况下，其效率可达 0.970.99。(4)运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，从而可使 行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多， 故行星齿轮传动的运动平稳，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。.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b查书 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h H lim(N/mm2)仃 F lim(N/mm2)加工精度太阳轮20CrMnT i渗碳淬火HRC586214003506级行星轮245内齿轮40Cr调制HB2622936502207级三.设计计算1 .配齿数采用比例法：Za： Zc： Zb： M %: Z(i/2) 2-：i(alZ). aZ: i p( n)=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 Za max = 2013 Za = 510 _(d )b = 510(da)b=498对于太阳轮，各主要参数及数据计算值列于表 5表5太阳轮的几何尺寸名称代号数值齿数Za17模数m6压力角a20分度圆直径d102mm齿顶身ha6mm齿根高hf7.5mm齿全高h13.5mm齿顶圆直径da114mm齿根圆直径df87mm基圆直径db95.85mm4 .重合度计算外啮合:(r)a= m_Za/2 = 6 17/2 = 51(r)c = m_Zc/2 = 6 34 2= 102(ra)a = da a/2 =114/2 = 57(ra)c= da c/2= 216/2= 108(：a)a = arccos(r)acos： /(ra)a) = arccos(51cos20,57)= 32.78(二 a)c = arccos(r)ccos /(ra)c) = arccos(102cos 20 108) = 27.441；：-iZa(tan(二 a)a - tan:)Zc(tan(： a)c- tan- 1 (2-)=17(tan32.78 - tan20 ) 34(tan 27.441 - tan 20 / (2二) =1.5981.2内啮合：(r)b= m-Zb/2 = 6 85 2 = 255(r)c = m-Zc/2 = 6 34 2 = 102(ra)b = da b/2 = 495/2 = 247.5 (ra)c = da c/2 = 216, 2 = 108 (1 a)b = arccos(r)bcos ： /(ra)b) = arccos(255cos 20.247.5) = 14.50 (二 a)c = arccos(r)ccos : /(ra)c) = arccos(102cos 20 108)= 27.441 ；? - iZc(tan(: a)c - tan 二)- Zb(tan(: a)b - tan ： L (2二)=34(tan 27.441 - tan 20 ) - 85(tan14.50 - tan 20 ) / (2二) =2.2661.25 .啮合效率计算x X b = i ab 一 aX 一 /. X1- iabX式中为转化机构的效率，可用 Kya pn b田畲法确te。查图3-3a、b （取底0.06,因齿轮精度高）得各啮合副的效率为XXac = 0.978 , %b = 0.997,转化机构效率为X = ： Cb = 0.987 0.997 : 0.984, X Zb 85 匚转化机构传动比iab云一行一51 5 0.9841 5=0.987四.太阳轮的强度计算及强度校核1.强度计算受力分析如图所示:a）断面参数b）计算简图首先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 一 I minSmin a式中IminSmin一不计轮齿时，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：a = 0.25V m熊所+0.3m);其中hmin -不计轮齿时的断面厚度； m-轮齿模数。相当截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h = 3 ; S = bh;W =bbh2断面的弯曲半径为P=%-e,而$ = :./S断面上承受最大，最小应力处到断面重心的距离为h和h。其中先决定内侧h,则h=h-h。通过分析计算得出相关参数如下：表6太阳轮强度计算相关参数参数数值备注P090.75mmP = (87+15) + 4I min279936mm41min=72M363 + 12Smin2592 mm287 -15Smin=722)a3.765a = 0.25vm(hmin + 0.3m)I316678.18mm421 - 1 minSmin ae1.35mme = %0SP89.4mmP = P-eHa32.85mmHa=e + 31.5, h18mmh =18(1)外载荷l 2TaKA , r节圆上的圆周力 Ft丁式中 Ta=954.9Nm, Ka=1.25, da =102,d anpnp=3 贝U2 954 9 1 25Ft= 2 954.9 1.25 1000 =7801N；102 3节圆上的径向力Fr =%式中at=o( =20；所以 Fr =7801 tq20 =2839.3N; 1 g节圆上的圆周力Ft对弯曲中心的力矩Mt =FtHa式中Ha =32.85mm,所以 m t =7801 父32.85 = 256262.85Nmm ;(2)危险截面的弯矩和轴向力危险截面1的弯矩和轴向力弯矩 Ml-Ft”H4 也;t轴向力 Ni =Ft(x, - 1tg： t)危险截面2的弯矩和轴向力_ Ha ，弯矩 M2 = Ft： 。2tg： t 8;轴向力 N2 =-Ft(X2 2tg)t)上 式 中 系 数查表 9-8 可知；1 =0.1888; 2 =0.0800; = 0.0244;X1 =0.5; X2 =0.408; 1 =0.288; 2 =0.409所以危险截面1的弯矩和轴向力弯矩3 32.85QMl7801M89.4父 + 0.1888父tan20 i1 2x89.4JM1 = -176055.71Nmm轴向力N1 =7801 0.5 -0.288 tan 20N1 -3082.77N危险截面2的弯矩和轴向力弯矩3 32.85M 2 = 7801m89.4m 十0.0244十0.0800m tan20 2 8x89.4JM 2 =69356.55Nmm轴向力N2 = -7801 0.408 0.409 tan20N2 = -4344.09N(3)危险截面上的应力危险截面上的应力为弯曲应力，轴向应力及离心力产生的应力 之和。其中离心力产生的应力:- 二-，：2g式中不一齿轮材料的比重；g-重力加速度；齿轮的绝对角速度；P0-轮缘断面重心位置的曲率半径。则轮缘外侧的最大应力和最小应力为、-max-minM2hN2= 2 , - 2S：h） SM1hN1-Se（ ： h） S22三 10092.75首先求得10301000血1%所以有69356.55 18-4344.096c- max = 0.19 10max 2592 1.35 89.4 182592max =1.65MPamin-176055.71 183082.77 019 102592 1.35 89.4 182592min = 一 7.24MPa2.疲劳强度校核(1)齿面接触疲劳强度用 式 仃 H =仃 0 JKHP KA K v Ir r r r - Ft U - 1仃hlZhZeZsZPJh一计算接触应力仃h ,用式 , d1b u_ 二 H l ZNm仃HP = -IZlZvZrZwZx计算其许用应力仃HP。三式中的Sh m i n参数和系数取值如表7。接触应力基本值0H0 ：=2.5 189.8 0.89 118723.53 2 1102 722=825.85 N/mm2接触应力圻H :二 ho?KaKvKh ：Kh： KHp=825.85 1.25 1.005 1.114 1 1.05= 1001.98 N/mm1许用接触应力0r HP :二 H lim Zn二 HP = ZlZvZrZwZxSh min1400 1.03-1.05 0.88 1.03 1 11.25=1097.9 N/mm2故仃H 仃HP ,接触强度通过。表7 外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值Ka使用系数按中等冲击查表6-51.25Kv动载荷系数X (d)anXV =二二2 = 0.445 , 6 级精度 60M1000VXZa/100= 0.07565,查图 6-5b1.005KhP齿向载荷分布系数呼d = 0.7,np=3 查图 6-6 得KhP0 = 1.214 ,取 Khw= 0.76,KHe=0.7 ,由式(6-25)得KhP = 1 +(KhP。- 1)KHwKHe =1+(1.214-1) M 0.76m 0.7 = 1.1141.114Kh 口齿间载荷分配系数按%-1.6 , 6级精度，硬齿面，查图6-91Khp行星轮间载 荷不均衡系 数太阳轮浮动，查表7-21.05Zh节点区域系数(Xa+ Xc)/(Za+Zc)= 0=0查图6-102.5Ze弹性系数查表6-7189.8Jn/ mm2Z重合度系数= 1.6 ,5=0 查图 6-110.89ZP螺旋角系数直齿，B = 01Ft分度圆上的切向力P30Ta = 9549P =9549*卫=2864.7 N m n100Ft=驷空=四叱2里7 =18723.53 N np(d)a310218723.53Nb工作齿宽b=cpd(d)a = 0.7M02= 71.4 mm72 mmu齿比数Zc/Za=34/17=22Zn寿命系数按工作10年每年365天，每天16小时计算应力循环次数Nl= 60(na- nx)npt = 8.76 1081.03Zl润滑油系数HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10用中型极压油，2V50 = 200 mm / s1.05Zv速度系数查图6-200.88Zr粗造度系数按 8,Rz= 2.45,_Rz-Rz2 c 丽一一Rz100 =3 = 2.08查图 6-212 V a1.03Zw工作硬化系数两出轧均为硬出面，图6-221Zx尺寸系数mH1Sh min最小安全系数按可靠度查表6-81.25h H lim接触疲劳极限查图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仃F及其许用应力仃FP,用式Ft x, 一、一仃 F =。FoKaKvKf PKfuKfp,。F0 = YFotYs Y P和bmn二 F lim YsTYnt仃FP = Y6relTY R relTYX计算。并分别对太阳轮和行星轮Sf min进行校核。对于表7中未出现的参数和系数列于表8。太阳轮：弯曲应力基本值二F0wFt、，一、-F 0 a = Yf :工：aYS问丫 Y -bmn18723.53X72 62.95 1.55 0.719 12=142.5 N/mm弯曲应力:一 Fa二 F -a =二 F0 二aKaKvKf Kf： Kfp= 142.5 1.25 1.005 1.076 1 1.075=207.67 N/mm2许用弯曲应力:一 FP勺_二 F lim SYSTYNT二 FP a = Y、relT 2Y R relT 2YX350 2 1Sf min0.95 1.045 1=434.33 N/mm21.6故仃F电M仃FPa，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KfP齿向载荷分布系数由 Khp0= 1.214 , b/m=12,查图6-23 得 KfP0 = 1.21 ,由式(6-38)KfP= 1+ (KfPo-1)KFwKFe得 =1+(1.21-1尸 0.4父0.9 = 1.0761.076Kfq齿间载荷分配系数Kf = Khq1Kfp行星轮间载荷分配系数按式(7-43),Kfp = 1 + 1.5Khp-1)=1 + 1.5(1.051)= 1.0751.075Ym a太阳轮齿形系数Xa = 0, Za = 17 ,查图 6-252.95Yfc行星轮齿形系数Xc = 0, Zc = 34 ,查图 6-252.45Ysu a太阳轮应力修正系数查图6-271.55Ys c行星轮应力修正系数查图6-271.68Y重合度系数Y8= 0.25+0.75/沁式(6-40),=0.25+0.75/1.598=0.7190.719Ynt弯曲寿命系数Nl= 8.76,1081Yst试验齿轮 应力修正系数按所给的仃F lim区域图取仃F lim时2Y re 同丁 a太阳轮齿根圆角敏感系数查图6-350.95Y 6 relT 史行星轮齿根圆角敏感系数查图6-350.96Y R relT齿根表面形状系数Rz = 2.4 ,查图 6-361.045Sf min最小安全系数按高可靠度，查表6-81.6以上均为在书渐开线行星齿轮传动设计上查得3.安全系数校核由以上分析，计算知，行星传动中的齿轮轮缘内外侧任意一点上 的应力都在仃max和仃min之间变动，且为交变应力，故其强度计算以进 行疲劳安全系数校核为宜。具安全系数 S。和S,分别按下式计算： kJV_1_S 二 : S:a l - mYn。人1S 750N350时:Yn4 106Nl当循环次数NL4M106时，取丫1;计算结果Yn1.7时，取丫1.7；对于扭转计算，一般取 NL等于整个使用期间的起动次数；对于弯曲计算NL按表6-2确定；S2sj许用安全系数，当只进行弯曲计算时，一般 取仁之2；当中心轮（太阳轮）轮缘要同时校 核扭转时，可按下式计算总安全系数 S值：S= S2s 2sSc S一般取（S）=1.62 ,当材料性能可靠，载荷计 算准确时，可取=1.31.5。对于太阳轮只要进行弯曲疲劳强度校核，其安全系数SG按下式计 算：丁 - S- m其中各参数如下表表9参数数值备注丫仃1.52由图9-20 （a）可得Yr1.2由表9-15可得Ys2由表9-16可得Yxa0.66由表9-17可得?H+Yr1九crYxYS1.52+1.21-1.300.66父2表10参数数值备注仃b1100MPa机械设计（第八版）表 10-1高等教育出版社仃a4.445MR仃 a=TG max。min)仃A473MPa仃=0.43c bm m-2.795MPam m 2 b max 仃 min )九仃1.30表9Yn1(02由表10可知:=10335 s1ST 1.30 4.445 -2.7951 4731100故可知其安全五.零件图和装配图图1太阳轮B5/ O,O15|B|，9F一 / 0.020 B0到 H,29模地m6田地Q17曲形的2T齿顶高薮敷71变位系数i o精度等级y v*目/nncQ古柏土事心距同超5盟%3b阻d102全齿高h13LUK配对齿枪1门不国号齿地17 A差组拗t项目地信1FrG.G22GFw0.C-3OIIFpt0.0090ff0.0100III卜口0,D140苒齿欷K7技术暮求 I.调制处理 22026CHBS; 2.未注国的RJ;WW太阳轮KBM图2太阳轮的工程图WU1 31,1 1生,igULFMn I1U1 1.】演堂理工大学F就工晔 蝴衩陪睡图3装配图六.参考文献1马从谦，陈自修，张文照，张展，蒋学全，吴中心.渐开线行星齿轮传动设计M.机械工业出版社，1987.2孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理M.7版.北京：高等教育出版 社.20103濮良贵，纪名刚，陈国定,吴立言.机械设计M.8版.北京高等教育 出版社,2011.4任继生，唐道武，马克新.机械设计机械设计基础课程设计M.中国矿业大学出版社,2009.5行星齿轮减速器-课程设计计算说明书J.百度文库6 NWG型行星齿轮传动系统的优化设计J.百度文库27
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