本科毕业设计(论文) 题目：NGW行星减速器的设计 PAGE PAGE I NGW行星减速器的设计 摘 要 本文完成了行星齿轮减速机的结构设计。该减速机具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点，适用于化工、轻工业以及机器人等领域。这些功用对于现代机械传动的发展有着较重要的意义。 首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速机的研究现状和发展趋势，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的设计计算，通过所给的输出功率、传动比及工况系数确定齿轮减速机的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。其中该减速机的设计与其他减速机的结构设计相比有三大特点：其一，为了使三个行星轮的载荷均匀分配，采用了齿式浮动机构，即太阳轮与高速轴通过齿式联轴器将二者连接在一起，从而实现了太阳轮的浮动；其二，该减速机的箱体采用的是卧式箱体；其三，内齿圈与箱体采用分离式，通过螺钉箱体固定在一起。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速机的整体结构设计。 关键词：行星齿轮；传动机构；结构设计；校核计算 PAGE II PAGE II The Design of NGW Planetary Gear Reducer Abstract This completed a single-stage planetary gear reducer design.The gear has a smaller transmission ratio,and it has a compact,high transmission efficiency,outline,small size and light weight,carrying capacity,smooth motion,shock and vibration resistant and low noise characteristics,Used in chemical,light industry and robotics fields.The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance. First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend,and then compared various transmission structures,which determine the basic type of transmission.Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel,planet gear,ring gear and planet carrier in the design calculation,given by the input power,gear ratio,input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation.One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First,the three planetary gear to make the load evenly,using a gear-type floating body,the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear; Second,the box uses a reducer flange box,upper and lower box were cast; Third,the ring gear and Box with separate,through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box.Finally,a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer. Key Words: Planetary gear;Driving machanism;Structural design;Checking calculation PAGE PAGE IV 主要符号表 a中心矩 b齿轮宽度 d轴的直径 h 轴肩高度 i 传动比 K载荷系数 L轴的长度 m齿轮模数 n轴的转速 np 行星轮数目 Na 应力循环次数 t总运转时间 T转矩 W轴的抗弯截面系数 x齿轮变位系数 轴传递的功率 齿数 传动效率 齿轮分度圆直径 齿轮基圆直径 齿轮节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 孔距相对偏差 偏心误差 啮合损失系数 折合系数 齿轮啮合角 端面重合度 ρa 顶圆齿形曲径 ga 端面啮合长度 齿顶高系数 C* 齿轮顶隙系数 扭转切应力 齿宽系数 当量载荷 轴承寿命 中心距变位系数 齿顶高变位系数 应力修正系数 齿形系数 螺旋角系数 尺寸系数 应力修正系数 寿命系数得 齿根表面状况系数 相对齿根圆角敏感系数 中心距极限偏差 啮合摩擦系数 击载荷系数 圆周力 法向力 切向力 支反力 齿面接触疲劳极限 齿面弯曲疲劳极限 齿根弯曲应力 齿轮许用弯曲应力 轴的计算应力 轴的许用弯曲应力 、 重合度系数 水平面弯矩 垂直面弯矩 使用系数 动载荷系数 、 齿间载荷分布系数 、 齿向载荷分布系数 PAGE PAGE 1 PAGE PAGE 1 PAGE PAGE VI PAGE 1 PAGE 1 目 录 TOC \o 1-3 \h \u 4345 1 绪 论 1 10818 2 传动方案的确定 5 27832 2.1 设计任务 5 21651 2.1.1 齿轮传动的特点 5 16569 2.1.2 齿轮传动的两大类型 5 15571 2.2 行星机构的类型及特点 6 17364 3 行星齿轮传动设计 9 17936 3.1 行星齿轮传动类型 9 7696 3.2 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 9 25896 3.3 确定各主要参数 10 5908 3.3.1 传动比分配 10 5710 3.3.2 行星轮数目np 10 850 3.3.3 配齿计算 10 31348 3.3.4 确定齿轮齿数m和中心距a 10 22206 3.3.5 变位系数计算 12 18323 3.3.6 几何尺寸计算 13 4588 3.3.7 啮合计算 14 4745 3.3.8 齿轮强度校核计算 15 3880 3.3.9齿轮结构设计 22 1432 3.3.10 传动效率 23 26193 4 其他主要零部件设计 24 7486 4.1 高速级行星轮轴及其轴承设计 24 15770 4.1.1 行星轮轴直径计算和轴承的选取 24 23498 4.1.2 轴承寿命计算 24 22366 4.2 低速级行星轮轴及其轴承设计 24 9832 4.2.1 行星轮轴直径计算和轴承的选取 25 26472 4.2.2 轴承寿命计算 25 32702 4.3 低速轴、中间轴、高速轴及其轴承设计 25 13225 4.3.1 输入轴设计 25 13398 4.3.2 中间轴设计 27 25458 4.3.3 输出轴设计 28 28516 4.4 行星架结构方案 29 14764 4.4.1 双侧板整体式转臂 29 8873 4.4.2 双侧板分开式转臂 30 6565 4.4.3 单侧板式转臂 30 17026 4.5 齿轮联轴器的结构和特点 32 29546 4.5.1 确定高速级分度圆直径、模数和齿数 33 8038 4.5.2 确定低速级分度圆直径、模数和齿数 34 23493 5 减速器箱体及其润滑 36 12385 5.1 箱体设计 36 30038 5.1.1 箱体结构设计 36 32330 5.1.2 机体主要尺寸的确定 37 15209 5.2 减速器润滑 38 1136 5.2.1 齿轮的润滑 38 22110 5.2.2 轴承的润滑 38 327 6 三维建模 39 18212 6.1 零件图 39 26545 6.2 装配图 42 7 7627 结 论 45 10673 参考文献 46 23312 致 谢 47 PAGE PAGE 1 1 绪论 PAGE PAGE 1 1 绪 论 PAGE PAGE 6 西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文） PAGE PAGE 1 本课题通过对行星齿轮减速机的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速机产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速机规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该减速机的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。 1.1齿轮减速机的研究现状 齿轮是使用量大面广的传动元件。目前世器上齿轮最大传递功率已达6500kW，最大线m/s)；齿轮最大重量达200t，最大直径达 (组合式)，最大模数m达50mm。我国自行设计的高速齿轮(增)减速机的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达150m／s以上。 由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速机，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。 20世纪末的20多年，世界齿轮技术有了很大的发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声、高可靠度。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。 硬齿面技术到20世纪80年代时在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于IS01328一1975的6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍，为软齿而齿轮的5一6倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速机的重量仅为软齿面齿轮减速机的1/3左右。 功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双分及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速机，其核心技术是均载。 模块化设计技术对通用和标准减速机旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖面需求的同时，尽可能减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件生产形成批量，降低成本，取得规模效益。 其他技术的发展还表现在理论研究(如强度计算、修形技术、现代设计方法的应用，新齿形、新结构的应用等)更完善、更接近实际；普遍采用各种优质合金钢锻件；材料和热处理质量控制水平的提高；结构设计更合理；加工精度普遍提高到ISO的4一6级；轴承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检测手段的提高等方面。 这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提.高，产品越来越完美。如非常粗略地估计一下，输出IOONm转矩的齿轮装置，如果在1950年时重10kg，到80年代就可做到仅约lkg。 20世纪70年代至90年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制、技术引进(技术攻关)到独立设计制造3个阶段。现在我国的设计制造能力基本上可满足国内生产需要，设计制造的最高参数:最大功率44MW,最高线r/min。 我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在20世纪80年代末至90年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴”、“选用”等一系列有意义的工作。在20世纪70-80年代一直认为是国内重载齿轮两大难题的“水泥磨减速机”和“轧钢机械减速机”，可以说已完全解决。 20世纪80年代至90年代初，我国相继制订了一批减速机标准，如ZBJ19004一88《圆柱齿轮减速机》、ZBJ19026一90《运输机械用减速机》和YB/T050一93《冶金设备用YNK齿轮减速机》等几个硬齿面减速机标准，我国有自己知识产权的标准，如YB/T079 - 95《三环减速机》。按这些标准生产的许多产品的主要技术指标均可达到或接近国外同类产品的水平，其中YNK减速机较完整地吸取了德国FLENDER公司同类产品的特点，并结合国情作了许多改进与创新。 （1）渐开线行星齿轮效率的研究 行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有3种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的2K2H和3K型行星齿轮的效率十分方便。 （2）渐开线行星齿轮均载分析的研究现状 行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以， 为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。 1.2齿轮减速机的发展趋势 随着我国市场经济的推进，“九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制，改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。 近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。 适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是2l世纪企业竞争的焦点。在2l世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度、加工效率太为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。 CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。 工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面(50～60HRC)、高精度(4～5级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。 随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。 总之，当今世界各国减速机及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。 减速机和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速机和齿轮技术在我国有广阔的前景。 1.3论文的基本内容： （1）选择传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。 （2）设计计算及校核。传动结构的设计计算，都大致包括：选择传动方案、传动零件齿轮的设计计算与校核、轴的设计计算与校核、轴承的选型与寿命计算、键的选择与强度计算、箱体的设计、润滑与密封的选择等。 在对行星齿轮减速机的结构进行深入分析的基础上，依据给定的减速机设计的主要参数，通过CAD绘图软件建立行星齿轮减速机各零件的二维平面图，绘制出减速机的总装图对其进行分析。 2 传动方案的确定 2.1 设计任务 设计一个行星齿轮传动减速机。 原始条件和数据： 传动比i=25.78，输转矩p=4520Nm。且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小，选择Y200L2-6号电机，输入转速为1000r/min。 2.1.1 齿轮传动的特点 齿轮传动与其它传动比较，具有瞬时传动比恒定、工作可靠、寿命长、效率高、可实现平行轴任意两相交轴和交错轴之间的传动，适应的圆周速度和传动功率范围大，但齿轮传动的制造成本高，低精度齿轮传动时噪声和振动较大，不适宜于两轴间距离较大的传动。 齿轮传动是以主动轮的轮齿依次推动从动轮来进行工作的，是是现代机械中应用十分广泛的一种传动形式。齿轮传动可按一对齿轮轴线的相对位置来划分，也可以按工作条件的不同来划分。 随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率已达到20000kW,输出转矩已达到4500kN.M。据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下。 （1）标准化、多品种 目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计；而且还演化出多种型式的行星减速机、差速器和行星变速器等多品种的产品。 （2）硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。 （3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮中已获得日益广泛的应用，其传动功率也越来越大。 （4）大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。 2.1.2 齿轮传动的两大类型 轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的 轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。 根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。 （1）普通齿轮传动（定轴轮系） PAGE PAGE 9 西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文） PAGE PAGE 1 当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何位置都是固定不变的，则称为普通齿轮传动（或称定轴轮系）。在普通齿轮传动中，如果各齿轮副的轴线均相互平行，则称为平行轴齿轮传动；如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副，则称为不平行轴齿轮传动（空间齿轮传动）。 （2）行星齿轮传动（行星轮系） 当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，则称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。 2.2 行星机构的类型及特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下： （1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条件下）。 （2）传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97~0，99。 （3）传动比较大。可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。 （4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，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，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。 最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。 行星齿轮传动最显著的特点是：在传递动力时它可进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统的中的减速机、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用，表2.1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点： 表2.1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点 传动 形式 简图 性能参数 特点 传动比 效率 最大功率/kW NGW（2Z-X 负号机构） =1.13~13.7推荐2.8~9 0.97~0.99 不限 效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用 NW（2Z-X负号机构） =1~50推荐7~21 效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故7时不宜采用 NN（2Z-X负号机构） 推荐值： =8~30 效率较低，一般为0.7～0.8 40 传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比大于某一值后，机构将发生自锁 WW（2Z-X负号机构） =1.2~数千 =1.2~5时，效率可达0.9~0.7，5以后.随增加徒降 20 传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时，从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.8~3，最佳值为2，此时效率可达0.9 NGW（Ⅰ）型（3Z） 小功率传动500；推荐：=20~100 0.8~0.9随增加而下降 短期工作120，长期工作10 结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出，当大于某一数值时会发生自锁 NGWN（Ⅱ）型（3Z） =60~500推荐：=64~300 0.7~0.84随增加而下降 短期工作120，长期工作10 结构更紧凑，制造，安装比上列Ⅰ型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上 3 行星齿轮传动设计 3.1 行星齿轮传动类型 本设计为纺织传动机械装置设计所配用的行星齿轮减速器。已知输出转矩=4520Nm，传动比=25.78，传动比误差?ii≤5%，且要求该行星齿轮传动结构紧凑，轴向尺寸较小和传动效率高。 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 根据上述设计要求：结构简单紧凑、轴向尺寸小、传动效率高、传动比较大。再结合各传动类型的特点，选择NGW型行星传动完全可以满足要求，由于NGW型行星传动的传动比较小，因此，此次设计中为弥补NGW型行星传动传动比小的缺点，采用二级传动。其传动简图如图3.1所示。 图3.1 传动示意图 3.2 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 按典型搭配，太阳轮、行星轮材料为40Cr,表面渗碳淬火处理。 试验齿轮齿面许用接触疲劳极限=1450MPa 试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限 PAGE 11 太阳轮=400MPa 行星轮=400×0.7=280MPa 齿轮为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。 内齿圈材料42CrMo，调质处理。 试验齿轮齿面许用接触疲劳极限σHmin=750MPa 试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限σFmin=280MPa 齿形的最重加工为插齿，精度为7级。 3.3 确定各主要参数 3.3.1 传动比分配 低速级传动比 =0.5+2~5=0.5×+2~5=4.54~7.54 高速级传动比 =/=3.42~5.67 经过合理的分析 取=5.6，取=4.6 3.3.2 行星轮数目np 取np=np=3 3.3.3 配齿计算 a. 高速级配齿 根据传动比条件、同心条件和装配条件联立求解，得配齿计算式： ∶∶∶M=∶(-1)∶ 将=5.6代人上式，结合考虑齿轮强度及传动平稳性等条件，取=17 则 =30 =79 b. 低速级配齿 同上，将=4.6带入得，取=19得： =25 =71 3.3.4 确定齿轮齿数m和中心距a a. 高速级模数和中心距 根据下式确定小齿轮的分度圆直径d，然后按几何关系确定中心距a。 d= （3.1） “+”用于外啮合，“-”用于内啮合 式中 ——算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿传动=768； ——单对啮合副中小齿轮名义转矩N?m， ——使用系数，由3得=1.25； ——计算接触强度行星轮齿间载荷分布不均衡系数；=1.1； PAGE PAGE 26 西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文） PAGE 1 PAGE 1 ——综合系数，取=2.0硬齿面； ——齿宽系数，暂取=0.5； ——试验齿轮的接触疲劳强度（MPa），=1450MPa； u——齿数比，u=:=1.76 模数 得d=51 m===3mm 计算中心矩： 47=67.37mm 取=68mm 则齿宽 b=d==25.5mm， 取26mm; b. 低速级模数和中心距 根据下式确定小齿轮的分度圆直径d，然后按几何关系确定中心距a。 d= （3.2） “+”用于外啮合，“-”用于内啮合 式中 ——算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿传动=768； ——单对啮合副中小齿轮名义转矩N?m， ——使用系数，由3得=1.25； ——计算接触强度行星轮齿间载荷分布不均衡系数；=1.1； ——综合系数，取=2.0硬齿面； ——齿宽系数，暂取=0.5； ——试验齿轮的接触疲劳强度（MPa），=1450MPa； u——齿数比，u=:=25:19=1.32。 将各参数代入式 d= （3.3） 得 d=95mm 模数 m==95/19=5mm 则计算中心距 44=103.5 取a=104mm 则齿宽 b=d=0.5×5×19=47.5mm。 取b=48mm; 3.3.5 变位系数计算 a. 高速级变位系数算啮合角cos=cos （3.4） 由于 所以 ==20° 变位系数和 计算得 太阳轮变为系数=0.549 行星轮变为系数=0.592 内齿圈变为系数=0.592 b. 低速级变位系数计算 同理： 太阳轮变为系数=0.559 行星轮变为系数=0.589 内齿圈变为系数=0.589 3.3.6 几何尺寸计算 d=mz (3.5) 齿顶圆 齿根圆 ，“”号中正号用于外啮合，负号用于内啮合。 基圆 齿顶高系数： 太阳轮、行星轮ha*=1 内齿轮ha*=0.8 顶隙系数：c*=0.25 齿高变动系数?y=0（高度变位直齿轮传动） 根据上述公式计算 a. 高速级 太阳轮 d=3×17mm=51mm =51+2×3×(1+0.11)=57.66mm =51-2×3×(1+0.25-0.11)=44.16mm 行星轮 d=3×30mm=90mm =90+2×3×(1-0.11)mm=95.34mm =90-2×3×(1+0.25+0.11)mm=81.84mm 啮齿圈 d=3×79mm=231mm =231-2×3×(0.8+0.11)mm=228.54mm =231+2×3×(0.8+0.25-0.11)mm=236.64mm b. 低速级 太阳轮 d=5×19mm=95mm =95+2×5×(1+0.11)mm=106.1mm =95-2×5×(1+0.25-0.11)mm=83.6mm 行星轮 d=5×25mm=125mm =125+2×5×(1-0.11)mm=133.9mm =125-2×5×(1+0.25+0.11)mm=116mm 啮齿圈 d=5×71mm=345mm =345-2×5×(0.8+0.11)mm=335.2mm =345+2×5×(0.8+0.25-0.11)mm=356.6mm 3.3.7 啮合计算 a. 高速级啮合计算 (1) a-g传动端面重合度 1) 顶圆齿形曲率半径 (3.6) 太阳轮 ==16.05mm 行星轮 ==22.00mm 2) 端面啮合长度 =±(asin) (3.7) 式中“±”号正号用于外啮合，负号用于内啮合。 则 =16.05+22.00-68sin20°=14.79mm 3) 端面重合度 ===1.67≥满足要求 (2) g-b传动端面重合度 计算过程同上 ===174≥满足要求 b. 低速级啮合计算 (1) a-g传动端面重合度 1) 顶圆齿形曲率半径 太阳轮 ==28.69mm 行星轮 ==32.14mm 2) 端面啮合长度ga =+(—asin)=28.69+32.14—104sin=25.26mm 3) 端面重合度 ===17.68≥满足要求 注：齿轮传动的许用重合度=1.3~1.4 3.3.8 齿轮强度校核计算 高速级在设计时已经保证了25%左右的工作裕度，因此，在此仅列出低速级的齿轮强度验算过程。 a. 齿面接触疲劳强度校核计算 (1) 计算公式 计算齿面接触应力 (3.8) 计算齿面接触应力基本值 (3.9) 许用齿面接触应力 (3.10) 强度条件：应满足≤ (2) a-g传动 （这里仅计算太阳轮的齿面接触疲劳强度，行星轮的计算过程相同） 1) 确定式中各参数的值 1.使用系数=1.25； 2.动载系数 根据圆周速度=0.41m/s，查得：=1.04（6级精度）； 3.齿向载荷分布系数 =1+(-1) 式中 ——计算接触疲劳强度时未经跑合的齿向载荷分布系数 =1.1（φd=0.5，np=3）； ——计算接触疲劳强度时的跑合系数，=0.67 ——与均载系数有关的系数，=0.7； 则 =1+(1.15-1(×0.67×0.7=1.07 4.齿间载荷分布系数=1.0（6级精度，硬齿面直齿轮）； 5.计算接触强度的行星轮间载荷分配不均衡系数=1.1； 6.节点区域系数=2.5（β=0，x1+x2=0）； 7.弹性系数=189.8M； 8.接触强度计算用重合度系数=0.92 9.计算接触强度的螺旋角系数Zβ 因为 =0 所以 ==1.0 10.圆周力 ===7333N 11.齿数比u u===1.76 12.寿命系数 根据应力循环系数 =60=60=7.7次 得=0.95； 13.润滑系数=1.03； 14.速度系数=0.95 15.粗糙度系数=0.90； 16.工作硬化系数=1.0； 17.尺寸系数=1.0（m=6）； 18.最小安全系数=1.12（一般可靠传动）； 2) 计算 计算齿面接触应力基本值 (3.11) =2.5×189.8×0.92×1.0 =704MPa 计算齿面接触应力 =704 =870.8MPa 许用齿面接触应力 = =1083.1MPa 因≤ 故太阳轮齿面接触疲劳强度满足设计要求。 (3) g-b传动 （在此仅计算内齿圈的齿面接触疲劳强度） 1) 确定计算式中各参数的值 1.使用系数=1.25； 2.动载系数==1.05（7级精度）； 3.齿向载荷分布系数=1.07 4.齿间载荷分布系数=1.0（7级精度，非硬齿面直齿轮）； 5.计算接触强度的行星轮间载荷分配不均衡系数=1.1； 6.节点区域系数=2.52； 7.弹性系数189.8MP； 8.接触强度计算用重合度系数=0.87； 9.计算接触强度的螺旋角系数 因为 β=0 所以 =cosβ=1.0 10.圆周力 ===7333N 11.齿数比u u===2.63 12.寿命系数 根据应力循环系数 =60=60××3×4×320×24=2.41次 得：=0.94； 13.润滑系数=1.04； 14.速度系数=0.90 15.粗糙度系数=0.80； 16.工作硬化系数=1.11； 17.尺寸系数=1.0（m=3）； 18.最小安全系数=1.12（一般可靠传动）； 2) 计算 计算齿面接触应力基本值 (3.12) =2.52×189.8×0.87×1.0 =591MPa 计算齿面接触应力 =591× =720.6MPa 许用齿面接触应力 =×1.04×0.90×0.80×1.11×1.0 =1003.8MPa 因≤ 故内齿圈齿面接触疲劳强度满足设计要求。 b. 齿根弯曲疲劳强度校核计算 计算齿根弯曲应力 (3.13) 计算齿根弯曲应力基本值 (3.14) 许用弯曲应力 (3.15) 强度条件：应满足 （这里仅列出太阳轮的计算过程，行星轮的计算过程与其相同） 1) 确定式中各参数值 1.使用系数=1.25； 2.动载系数=1.04（由前面计算接触疲劳强度一节知）； 3.齿向载荷分布系数 4.齿间载荷分布系数1.0（6级精度，硬齿面直齿轮）； 5.弯曲强度计算用行星轮间载荷分布不均衡系数 =1+1.5(-1)=1+1.5×1..1-1=1.15 6.圆周力=7333N； 7.载荷作用齿顶时的齿形系数=2.70 8.载荷作用齿顶时的应力修正系数=1.6 9.弯曲强度计算用重合度系数 0.25+=0.25+0.751.57=0.73 10.弯曲强度计算用螺旋角系数Yβ 因 β=0 故 =1°=1.0 11.试验齿轮弯曲疲劳强度极限=280MPa 12.试验齿轮应力修正系数=2.0； 13.弯曲强度计算用寿命系数=0.9； 14.相对齿根圆角敏感系数=0.97； 15.齿根表面状况系数=0.925； 16.尺寸系数=1.05-0.01m=1.05-0.01×6=0.99 17.弯曲强度计算用最小安全系数 2) 计算 计算齿根弯曲应力基本值 =×2.7×1.6×0.73×1.0 =76MPa 计算齿根弯曲应力 =76×1.25×1.04×1.08×1.0×1.15 =110MPa 许用弯曲应力 =×0.97×0.925×0.99 =358.2MPa 因 故太阳轮的齿根弯曲疲劳强度满足设计要求。 (3) g-b传动 （这里仅列出内齿圈的弯曲疲劳强度计算过程） 1) 确定式中各参数的值 1.使用系数=1.25； 2.动载系数=1.05 3.齿向载荷分布系数=1.04 4.齿间载荷分布系数=1.0（7级精度，非硬齿面直齿轮）； 5.弯曲强度计算用行星轮间载荷分布不均衡系数=1.15 6.圆周力=7333N； 7.载荷作用齿顶时的齿形系数=2.053； 8.载荷作用齿顶时的应力修正系数=2.65； 9.弯曲强度计算用重合度系数 =0.25+0.75εα=0.25+0.751.75=0.68 10.弯曲强度计算用螺旋角系数 因 β=0 故 =1°=1.0 11.试验齿轮弯曲疲劳强度极限=280MPa； 12.试验齿轮应力修正系数=2.0； 13.弯曲强度计算用寿命系数=0.95； 14.相对齿根圆角敏感系数=1.06； 15.齿根表面状况系数=0.925； 16.尺寸系数=0.994 17.弯曲强度计算用最小安全系数=1.25（一般可靠传动） 2) 计算 计算齿根弯曲应力基本值 =×2.053×2.65×0.68×1.0 =109.6MPa 计算齿根弯曲应力 =109.6×1.25×1.05×1.04×1.0×1.15 =171.1MPa 许用弯曲应力 =×1.06×0.925×0.994 =414.8MPa 因 故内齿圈的齿根弯曲疲劳强度满足设计要求。 3.3.9齿轮结构设计 太阳轮结构设计 首先按下式估算太阳轮轴的轴径（轴的材料用40Cr钢） (3.16) (1) 高速级太阳轮轴轴径 取 =115 轴传递的功率P=19.5Kw； 轴的转速 n=1000r/min； 代入得=30.9mm (2) 低速级太阳轮轴轴径 取=115； 轴传递的功率p=19kw； 轴的转速 n==179r/m； 代入得=54.45mm 由于160,故做成实心结构齿轮 b. 行星轮结构设计 低速级行星轮做成中空的齿轮，以便在内孔中装置行星轮轴及轴承，为了减少行星轮间的尺寸差，可将同一传动中的行星轮成组一次加工，加工中用齿轮端面做轴向定位。 轴承装在行星轮内，为增大轴承间距，减小行星轮倾斜，将弹簧挡圈装在轴承内侧，此法存在的一个缺点是拆卸轴承比较复杂。 高速级因为传动比较大故将轴承设计在外边。 c. 内齿圈结构设计 采用螺钉固定在机体上，但要满足与机体有精确的定位配合。 内齿圈做成薄壁带孔结构，以增加柔性，起缓冲和弹性均载作用。 3.3.10 传动效率 （3.17） （3.18） （3.19） 式中 f——系数，与两齿轮齿顶高有关，因，所以取； u——啮合接触摩擦系数,，取； 代入得 高速级传动效率 低速级传动效率 总传动比 4 其他主要零部件设计 4.1 高速级行星轮轴及其轴承设计 4.1.1 行星轮轴直径计算和轴承的选取 行星轮轴的直径可按内齿圈的分度圆直径与比例系数估算： 查表得=0.11，则 0.11=24.07mm 根据工业实践，行星轮内孔设置的轴承直径范围如下： 轴承内孔直径行星轮分度圆直径； 轴承外圈直径0.7行星轮分度圆直径； 即 轴承内孔直径 轴承外圈直径 结合以上条件，查《机械设计课程设计》表15-2（GB/T283-1994）初选=25mm，D=47mm。轴承代号为6005。基本额定动载荷KN。 4.1.2 轴承寿命计算 查《机械设计手册》得纺织机械的预期计算寿命=4000060000 轴承基本额定寿命= 式中 C——基本额定动载荷18.5（kN），； n——轴承转速（r/min），=77.58r/min； p——轴承所受载荷（kN），p=3.1kN； ——指数。 代入得 =45652h 由于满足=4000060000范围内 故此轴承能满足使用寿命要求。 4.2 低速级行星轮轴及其轴承设计 4.2.1 行星轮轴直径计算和轴承的选取 轴承内孔直径 轴承外圈直径 结合以上条件，查《机械设计课程设计》表15-2（GB/T283-1994）初选=40mm，D=68mm。轴承代号为6008，基本额定动载荷KN。 4.2.2 轴承寿命计算 查[得纺织机械的预期计算寿命=4000060000 轴承基本额定寿命= 式中 C——基本额定动载荷35.8（kN），； n——轴承转速（r/min），=456.3r/min； p——轴承所受载荷（kN），p=2.9kN； ——指数。 代入得 =68715h 由于满足=4000060000范围内 故此轴承能满足使用寿命要求。 4.3 低速轴、中间轴、高速轴及其轴承设计 4.3.1 输入轴设计 a. 初算轴的最小直径由下式 (4.2) 初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表4.1查得。查表取=126，得 P——轴传递的功率（kw）,p=19.61kw； n——轴的转速（r/min），n=1000r/min； 表4.1 轴常用几种材料的及值 轴的材料 Q235-A、20 Q275、 35（1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、35SiMn 38SiMnMo / 15~25 20~35 25~45 35~55 149~126 135~112 126~103 112~97 输入轴的最小直径安装，该截面处开有键槽，轴径增大5%~7%。 故 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 b. 选择输入轴轴承 根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对角接触轴承轴承7208AC型，其尺寸为，。 轴承的寿命计算 其参数为 kN 取载荷系数 ； 当量动载荷 N=3873N; 轴承的寿命计算 h=165258h70400h 故该对轴承满足寿命要求。 c. 轴的强度校核计算 因为高速轴为传动轴，故仅作扭转强度的校核。轴的扭转强度条件为： 式中 轴径d=40mm P——轴传递的功率（kw）,p=19.61kw； n——轴的转速（r/min），n=1000r/min； PAGE PAGE 35 PAGE 1 PAGE 1 ——许用扭转切应力（MPa），查表4.1轴常用几种材料的及值 得=2545 MPa（材料为45钢）。 代入得 =14.63 因 故轴的强度满足设计要求。 d. 键的选择 选择平键正常连接，,深度为。 4.3.2 中间轴设计 a. 初算轴的最小直径 由下式 (4.3) 初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表11查得。 取=112， P——轴传递的功率（kw）,p=19.02kw； n——轴的转速（r/min），n=179r/min； 得 输入轴的最小直径安装， 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 b. 轴的强度校核计算 因为低速轴为传动轴，故仅作扭转强度的校核。轴的扭转强度条件为： 式中 轴径d=52mm P——轴传递的功率（kw）,p=19.02kw； n——轴的转速（r/min），n=179r/min； ——许用扭转切应力（MPa），查表1-1 轴常用几种材料的及值 得=3555 MPa（材料为40cr钢）。 代入得 =34.08 因 故轴的强度满足设计要求。 4.3.3 输出轴设计 a. 初算轴的最小直径 由下式 (4.4) 初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表1.1查得。 查表取=112，得 P——轴传递的功率（kw）,p=17.89kw； n——轴的转速（r/min），n=38.9r/min； 输入轴的最小直径安装，该截面处开有键槽，轴径增大5%7%。 故 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 b. 选择输入轴 根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承轴承6022型，其尺寸为： 。 由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。 轴承的寿命计算，其参数为： kN 取载荷系数 ； 当量动载荷 N=5088N; 轴承的寿命计算 h=148080h70400h 故该对轴承满足寿命要求。 c. 轴的强度校核计算 因为高速轴为传动轴，故仅作扭转强度的校核。轴的扭转强度条件为： 式中 P——轴传递的功率（kw）,p=17.89kw； n——轴的转速（r/min），n=38.9r/min； ——许用扭转切应力（MPa），查表1-1 轴常用几种材料的及 值得=3555 MPa（材料为40Cr钢）。 轴径d=96mm 代入得 =24.82 因 故轴的强度满足设计要求。 d. 键的选择 选择平键正常连接，,深度为。 4.4 行星架结构方案 转臂x是行星齿轮传动中的一个较重要的构件。一个结构合理的转臂x应当是外廓尺寸小，质垦小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星轮间的载荷分布均匀，而且应具有良好的加工和装配工艺。从而，可使行星齿轮传动具有较大的承载能力、较好的传动平稳性以及较小的振动和噪声。 由于在转臂x上一般安装有个行星轮的心轴或轴承，故它的结构较复杂，制造和安装精度要求较高。尤其，当转臂x作为行星街轮传动的输出基本构件时，它所承受的外转矩最大，即承受着输出转矩。 目前，较常用的转臂结构有双侧板整体式、双侧板分开式和单侧板式三种类型。 4.4.1 双侧板整体式转臂 在行星轮数 2的2Z-X型传动中，一般采用如图4.1所示的双侧板整体式转臂。 由于双侧板整体式转臂的刚性较好，因此，它已获得较广泛的应用。当传动比(如2Z-X(A)的传动比4)较大时，行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮缘孔内臂较合理。 对于尺寸较小的整体式转臂结构，可以采用整休锻造毛坯来制造，但其切削加工量较大。因此，对于尺寸较大的整体式转臂结构，则可采用铸造和焊接的方法，以获得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯。但在制造转臂的工艺过程中， 应注意消除铸造或焊接的内应力和其他缺陷;否则将会影响到转臂的强度和刚度，而致使其产生较大的变形，从而，影响行星齿轮机构的正常运转。在此，还应该指出的是:在加工转臂时，应尽可能提高转臂x上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度 图4.1 双侧板整体式转臂 4.4.2 双侧板分开式转臂 双侧板分开式转臂(见图4.2)的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上，故又称之为装配式转臂;其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传动比较小，例如，2Z-X(A)型的传动比4时，因行星轮的直径较小，行星轮的轴承通常需要安装在转臂的侧板孔内。此时，采用双侧板分开式的转臂，可使其装配较方便。 在双侧板整体式和双侧板分开式转臂中，均可采用连接板(连接块)将两块侧板连接在一起。这样的连接方式便于安装和拆卸。转臂x中所需连接板的数目一般应等于行星轮数。 图4.2 双侧板分开式转臂 4.4.3 单侧板式转臂 由图4.3可见，单侧板式转臂的结构较简单。但最明显的缺点是其行星轮为悬臂布置，受力情况不好。转臂x上安装行星轮的轴应按悬臂梁计算，轴径d应按弯曲强度和刚度确定。轴径与转臂x上轴孔之间的配合长度，一般可按关系式选取。轴与孔应采取过盈配合，如采取H和H的配合。 图4.3 单侧板式转臂 综上所述：故在此选用双壁分开式的行星架，采用铸造工艺制造，材料为ZG310-570牌号的铸钢，其结构如图4.4所示 图4.4 行星架结构 双壁分开的行星架的两个侧板通过中间连接板连接在一起。两个侧板的厚度，当不安装轴承时按经验公式选取： (4.5) (4.6) （左边为，右边为）。开口长度应比行星轮外径大10mm以上。连接板内圆半径按下式确定： (4.7) 式中R为行星架内圆直径，R（d为内齿圈分度圆直径）。 a. 低速级： 左侧侧板厚度计算： = =2631.2 右侧侧板厚度计算： =20.826 连接板内圆半径计算： =0.4d =0.4345 =128 b. 高速级 左侧侧板厚度计算： = =20.413.6 右侧侧板厚度计算： =1713.6 连接板内圆半径计算： =0.4d =0.4213 =85.2 4.5 齿轮联轴器的结构和特点 齿轮联轴器采用渐开线齿形，按其外齿轴套轮齿沿齿宽方向的截面形状区分有直齿和鼓形齿两种如图4.5。直齿联轴器用于与内齿轮或行星架制成一体的浮动用齿轮联轴器，其许用倾斜角小，一般不大于，且承载能力较低，易磨损，寿命较短。直齿联轴器的齿宽很窄，常取齿宽与齿轮节圆之比。为便于外齿轮在内齿套中转动，通常外齿轮齿顶沿齿向做成圆弧形。 鼓形齿联轴器许用倾斜角大（可达以上），承载能力和寿命都比直齿的高，但其外齿通常要用数控滚齿机或数控插齿机才能加工。鼓形齿多用于外啮合中心轮（太阳轮）或行星架端部直径较小、承受转矩较大的齿轮联轴器。鼓形齿的齿宽较大，常取。齿轮联轴器通常设计成内齿圈的齿宽稍大于外齿轮的齿宽，常取。 为限制联轴器的浮动构件轴向自由窜动常采用矩形截面的弹性挡圈或球面顶块作轴向定位，但均须留有合理的轴向间隙，球面顶块间隙取为，而挡圈的间隙按式 确定。 齿轮联轴器大多数采用内齿齿根圆和外齿齿顶圆定心的方式定心，配合一般采用或。某些加工精度高，侧隙小的齿轮联轴器，也采用齿侧定心，径向则无配合要求。由于要满足轴线倾斜角的要求，齿轮联轴器的侧隙比一般齿轮传动要大，所需侧隙取决于浮动构件的浮动量、轴线的偏斜度及制造、安装精度等。从强度考虑，可以将所需总侧隙大部或全部分配在内齿轮上。 图4.5 齿形 4.5.1 确定高速级分度圆直径、模数和齿数 a. 估算法分度圆 首先根据行星传动总体结构的要求确定分度圆直径，而后根据该直径参照图表确定一组相应的模数m和齿数Z。鼓形齿分度圆直径可按下式估算： (4.8) 式中 ——使用系数,=1.25; T——工作转矩（），T=187.3； ——试验齿轮齿面接触疲劳强度（MPa），齿轮材料选40Cr，调质处理， 故= 750MPa。 代入得 =42.645mm 为了保证足够的强度，取d=45mm。 选齿轮模数m=3，则齿数Z=d/m=15。 b. 确定齿宽 按经验公式 取=13 齿宽，取16mm。 c. 几何尺寸确 径向变位系数 分度圆直径d=mz 齿顶圆球面直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 外齿圈 内齿轮 4.5.2 确定低速级分度圆直径、模数和齿数 低速级与高速级计算过程相同这里省去计算过程， a. 分度圆直径 =5056mm (4.9) 为了保证足够的强度，取d=57mm。 选齿轮模数m=3，则齿数Z=d/m=19。 b. 确定齿宽 按经验公式 取=15 齿宽，取18mm。 c. 几何尺寸确定 径向变位系数 分度圆直径d=mz 齿顶圆球面直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 外齿轮 内齿轮 PAGE PAGE 38 5 减速器箱体及其润滑 PAGE PAGE 1 5 减速器箱体及其润滑 5.1 箱体设计 图5.1 箱体 5.1.1 箱体结构设计 机体是各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的重要的部分。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。 对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动，一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时，通常采用铸造机体。 按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。 图5.1 减速器箱体(a)所示为卧式整体铸造机体，其特点是结构简单、紧凑，能有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。 铸造机体应尽量避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。 图5.1 减速器箱体(b)所示为轴向剖分式机体结构，通常用于大规格的、单件生产的行星齿轮传动中；它可以铸造，也可以焊接。采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较方便，便于进行调试和测量。 图5.1 减速器箱体（c）所示为立式法兰式机体结构，它可适用于与立式电动机相组合的场合。成批量生产时可以铸造；单件生产时可以焊接。 铸造机体的一般材料为灰铸铁，如HT150和HT200等；若机体承受较大的载荷，且有振动和冲击的作用可用铸钢，如ZG45和ZG55等。为了减小质量，机体也可以采用铝合金来铸造，如ZL101和ZL102等。 机体由灰铸铁铸造，机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷，铸造机体能有效地吸收振动和降低噪音，且有良好的耐腐蚀性。 5.1.2 机体主要尺寸的确定 机体的强度和刚度设计很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸。 机体壁厚按下式确定： 28.8 机体各筋板厚度及散热筋最小高度 16.419.4 ==43.2 其他有关尺寸的确定参考下表和图： 表5.1 箱体尺寸表 名称 代号 计算方法 上机体壁厚 下机体壁厚 机体加强筋厚度 加强筋斜度 机体内壁直径 D D= 机体机盖紧固螺栓直径 轴承端盖螺栓直径 地脚螺栓直径 机体底座凸缘厚度 地脚螺栓孔的位置 5.2 减速器润滑 5.2.1 齿轮的润滑 行星减速器中各齿轮的圆周速度： a. 高速级 太阳轮 行星轮 内齿圈 b. 低速级 太阳轮 行星轮 内齿圈 由于各齿轮圆周速度12～15 m/s，因此采用油池浸油润滑，即把齿轮浸在油池中。待齿轮转动时，将润滑油带到啮合表面，同时将油甩上箱壁，用来散热。在多级传动中，还可以用甩油环将油甩起来润滑。油池中的油量取决于齿轮传递功率的大小，对于单级传动，每传递1KW的功率，需要油量约为0.35～0.7L，对于多级传动，需要的油量按级数成倍增加，则油池容量： 5.2.2 轴承的润滑 减速器中齿轮圆周速度时，不能依靠飞溅的润滑油来润滑轴承，应采用润滑脂来润滑。通常在装配支承元件时，就把润滑脂填入轴承。添油时可拆去轴承端盖，也可以打开油孔，使用旋盖油杯或用油枪供油。润滑脂的装入量可占轴承空间的1/3。每工作三个月后，补充一次新油，每过一年，拆开清洗部件，并换新油。为了不使润滑因箱体内的润滑油侵入而稀释或变质，并防止润滑油带来金属屑或其他污物，应在轴承向着箱体内壁的一侧安装密封装置，最常用的密封装置是封油环。 PAGE 46 6 三维建模 PAGE PAGE 1 6 三维建模 本次运用三维绘图Solidworks，该软件功能强大，组件繁多。 Solidworks有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，成为领先的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks 不仅提供如此强大的功能，而且对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。 因为低速级跟高速级结构基本相同，所以在这里只做出高速级三维图。 6.1 零件图 图6.1 行星架左半边 图6.2 行星架右半边 图6.3 行星齿轮 图6.4 行星轮销轴 图6.5 挡圈 图6.6 太阳论 6.2 装配图 首先将销轴，如图6.7 装配图A所示。 图6.7 装配图A 然后安装行星轮以及挡圈，图6.8 装配图B所示。 图6.8 装配图B 安装太阳轮，如 图6.9 装配图C所示。 图6.9 装配图C 安装行星架右臂，如图 6.10 装配图D所示。 图6.10 装配图D 结 论 7 结 论 随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不

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