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Xiangtan university
（課 程 設 計）
題 目： 漸開線行星齒輪減速器的設計
學 院： 興湘學院
姓 名： 張佳華
學 號： 2011964340
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
班 級： 11級機械6班
指導教師： 姜勝強 職 稱： 講師
2014 年 12 月
目錄
1. 電機的選擇.....................................................1
2.傳動方案設計...................................................3
2.1 傳動方案的要求...............................................3
2.2 擬定傳動方案 3
3 行星齒輪傳動的設計 4
3.1 行星齒輪傳動比和效率計算 4
3.2 行星齒輪傳動的配齒計算 5
3.3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 8
3.4 行星齒輪傳動的受力分析 17
3.5 行星齒輪傳動的均載機構的設計 19
4 中心輪、行星輪和行星架的結構設計 20
4.1 中心輪的結構設計 20
4.2 行星輪的機構設計 21
4.3 內齒圈的設計 23
4.4 行星架設計 23
5 行星齒輪減速器輸入軸輸出軸設計 24
5.1 減速器輸入軸設計 24
5.2 減速器輸出軸設計 27
6鑄造箱體的結構設計計算.....................................28
7 行星齒輪減速器裝配圖 28
參考文獻 29
1 電機的選擇
1.1電機的功率與轉速的確定
原始數(shù)據(jù)； 立軸輸出功率 5.2KW
立軸轉速 68r/min
電機轉速不超過 1000rpm
聯(lián)軸器的 減速器的預定為0,98，錐齒輪的為0.97
所以總的功率P=5.2/0.99/0.98/0.99/0.97=5.58kw。從而選定電機的型號為Y160M-6.同步轉速為1000r/min,滿載為970r/min
總的傳動比i=970/68=14.3.
取 ==5.0
2 傳動方案設計
2.1 傳動方案的要求
在設計傳動方案的時候，傳動系統(tǒng)必須滿足體積小，結構緊湊，傳動效率高，傳動平穩(wěn)，抗沖擊能力強的特點；傳動系統(tǒng)輸入輸出功率、轉速和扭矩必須滿足需要；另外傳動系統(tǒng)需要每天工作至少8小時，工作壽命為10年（設每年工作300天）。
2.2 擬定傳動方案
任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。作者設計的方案是首先是為滿足在一般的環(huán)境中能長期連續(xù)工作，其次結構簡單體積小。
圖2-1 2K—H行星傳動NGW型
a—中心輪 g—行星輪 b—內齒圈 H—行星架
行星傳動的基本構件都是由兩個中心輪（K）和一個行星架（H）所組成，通常稱為2K—H行星傳動。而我的設計的行星齒輪就是2K—H行星傳動中的單排內外嚙合NGW型。如圖6 所示，中心輪a的軸為輸入軸，行星架H的軸為輸出軸，而固定中心輪b的軸為輔助軸
3 行星齒輪傳動的設計
3.1 行星齒輪傳動比和效率計算
行星齒輪傳動比符號及角標含義為： ，其中1—固定件、2—主動件、3—從動件。
3.1.1 行星齒輪傳動比
由本設計中給的原始數(shù)據(jù)可得：
==5.0
輸出轉速：
===194r/min
3.1.2 行星齒輪轉動的效率計算：
行星齒輪傳動的效率計算公式為：
=1-
由 : =1—
得 : -1=-5
其中 :
式中 為a—g嚙合的損失系數(shù),為b—g嚙合的損失系數(shù)，為軸承的損失系數(shù)，為總的損失系數(shù)，一般取=0.025。
按=3000r/min，=600r/min，-1=-5可得：
=1-=1-=1-0.02=98%
3.2 行星齒輪傳動的配齒計算
行星齒輪傳動各齒輪齒輪數(shù)的確定，除了遵循圓柱齒輪傳動齒數(shù)選擇的原則外，還必須滿足傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
3.2.1 傳動比條件
配齒計算必須保證滿足給定傳動比，本設計的行星齒輪為內齒圈b固定的NGW型行星齒輪傳動，且主動輪為中心輪a，從動輪為行星架H，所以其必須滿足以下計算：
=1+
式中 為中心輪a的齒數(shù)；
為內齒輪b的齒數(shù)
3.2.2 同心條件
同心條件即行星架的回轉軸線應該與中心輪的幾何軸線相重合，本設計中的NGW型齒輪傳動，中心輪a與行星輪g的中心距應該等于行星輪g與內齒圈b的中心距,即=。
由此原理可以導出m(+)=m(-)，即+=-
3.2.3 裝配條件
設計行星齒輪時，其行星輪的數(shù)目和各輪的齒數(shù)必須正確選擇否則便裝配不起來。因為當?shù)谝粋€行星輪裝好后，中心輪a和內齒圈b的相對位置便確定了；又因為均勻分布的各行星輪的中心位置也是確定的，所以一般情況下其余行星輪的齒便有可能不能同時插入內、外兩個中心輪的齒槽中，亦即可能無法裝配起來。為了能裝配起來，設計時應使行星輪數(shù)和各輪齒數(shù)之間滿足一定的裝配條件。
本設計中的NGW型傳動，為了簡化計算和裝配，應使太陽輪與內齒輪的齒數(shù)和等于行星輪數(shù)的整數(shù)倍，即：
=整數(shù)或=整數(shù)
3.2.4 鄰接條件
為了保證行星輪系能夠運動，其相鄰兩行星輪的齒頂圓不得相交，兩相鄰行星齒輪齒頂圓半徑之和小于其中心距，這個條件稱為鄰接條件。這時相鄰的兩行星輪的中心距應大于行星輪的齒頂圓直徑。
圖3-1 鄰接條件
即 2（）<或（）<2asin
式中：（）、（）——行星輪c的齒頂圓半徑和直徑；
——行星輪個數(shù)；
a——a、g齒輪嚙合副的中心距；
——相鄰兩個行星齒輪中心之間的距離。
間隙=（）的最小允許值取決于行星齒輪減速器的冷卻條件和嚙合傳動時潤滑油的攪動損失。實際使用時，一般取間隙值0.5m，m為齒輪的模數(shù)。
3.2.5 配齒的計算
由本設計規(guī)定的原始數(shù)據(jù)根據(jù)裝配條件：
==整數(shù)
由此可知，取3的倍數(shù)即可使上式成立，故可以取=24
根據(jù)傳動比公式：
==1—=1+
可得： =（-1）=（5.0-1）24=96.
根據(jù)同心條件，若不變位，則由+=-
得==（88-22）/2=36
對于鄰接條件：
（）<2asin
2asin=m(+)sin=m51.96m
（）=m(+2)
式中GB1356-88規(guī)定 齒頂高系數(shù)標準值為=1
所以（）=m(36+2)=38m
因為51.96m>38m,所以該設計配齒計算滿足鄰接條件，即
=24，=96，=36
3.3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算
本設計中行星齒輪傳動選用的是直齒圓柱齒輪傳動。
3.3.1 齒輪傳動的主要參數(shù)
——基本輪廓，基本輪廓的基本參數(shù)：齒形角，齒頂高，工作
齒高，頂隙c=0.25m,齒根圓角半徑=0.38m
——模數(shù)，m
——中心距a，中心輪與行星輪間的中心距，行星輪與內齒輪間的中心距
——傳動比i,=5.0
齒數(shù)比u,
中心輪與行星輪間的齒數(shù)比 ==1.5
行星輪與內齒輪間的齒數(shù)比==2.67
——變位系數(shù)x,不進行變位，所以取x=0
3.3.2 精度等級選擇
由于洗衣機傳動裝置速度不是很高，故可以選擇精度為7級，選擇中心輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，行星輪材料為45鋼（調質），硬度為260HBS，兩種材料硬度相差20HBS。內齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，與行星輪材料硬度相差20HBS
3.3.3 按齒面接觸疲勞強度
首先對于中心輪與行星輪之間的齒輪傳動進行計算，
由齒面接觸疲勞強度的設計計算公式進行運算，即：
3.3.3.1 初步計算
1) 初取載荷系數(shù)K=1.8
2) 由大小齒輪均為鋼制，由參考文獻（2）中表12.12可查得：
=189.8；
當齒輪傳動未變位時，可由參考文獻（2）中表12.16查得：
=2.5；
由參考文獻（2）中公式12.6：
=，式中=，
可由算得 =1.69，
再由參考文獻（2）中公式12.10：
=0.88
3) 計算中心輪傳遞的轉矩
===947.4N.mm
4) 齒寬系數(shù)，
中心輪相對于軸承的位置為懸臂布置，由參考文獻（2）中表12.13查得
=0.4
5) 接觸疲勞強度極限為 ，由參考文獻（1）中表4-2查得
中心輪的接觸疲勞強度:
700MPa
行星輪的接觸疲勞強度:
600MPa
6) 初步計算許用接觸應力
中心輪的許用接觸應力:
0.9=0.9×700=630MPa
行星輪的許用接觸應力:
0.90.9×500=540MPa
7) 中心輪與行星輪是外齒輪嚙合，所以其齒數(shù)比是 :
u==1.32
則初步計算中心輪直徑:
20.514mm
初步 取:
=30mm
初步計算齒寬 :
==0.4×30=12mm
3.3.3.2 校核計算
由之前的計算得齒數(shù) :
=24，=96，=36
則模數(shù)為 :
m===1.25
由參考文獻（2）中表12.3取:
m=1.5mm
則可以計算得:
=m=36mm
==0.4×36=12.6mm
使用系數(shù):
=1.5
動載系數(shù):
=0.85
齒間載荷分配系數(shù):
===52.63N
==6.27N/mm<100N/mm
由之前的運算已經得出和:
=1.69
==0.88
由此可計算得:
===1.29
齒向載荷分布系數(shù):
=
由參考文獻（2）中表12.11得:
A=1.11 B=0.16 C=0.47
則可以算得:
=
=1.169
載荷系數(shù)K:
=
=1.5×0.85×1.26×1.169=1.92
彈性系數(shù) :
=189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù):
=2.5
接觸最小安全系數(shù):
=1.05
總工作時間 :
=10×300×8=24000h
應力循環(huán)次數(shù)
由參考文獻（2）公式12.12可進行計算:
=60×1×970×24000=1.4×
=1.4×÷5=2.8×
接觸壽命系數(shù) :
=1.1
=1.22
許用接觸應力:
===628.57MPa
===580.95MPa
則可以帶入設計公式檢驗取值是否合格
=19.97mm
=31.5mm>19.97mm
驗算:
=189.8×2.5×0.88×
=293.13MPa<
計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。
3.3.4 按齒根彎曲疲勞強度計算
由設計計算公式進行運算，即:
齒根彎曲疲勞強度驗算
重合度系數(shù)：
=0.25+=0.25+=0.69
齒間載荷分配系數(shù)：
=1/=1/0.69=1.45
齒向載荷分布系數(shù)：
由參考文獻（2）中圖12.14進行計算:
齒頂高=m=1.5mm
齒根高=(+)m=1.875mm
齒全高h=+=3.375mm
=12.6/3.375=3.73
結合已經算出的=1.169可推出：
=1.12
載荷系數(shù)K：
==1.5×0.85×1.41×1.12
=2.01
齒形系數(shù) 由參考文獻中圖12.21可取 ：
=2.75
=2.45
應力修正系數(shù) 由參考文獻中圖12.22可?。?
=1.55
=1.66
彎曲疲勞極限 由參考文獻中圖12.23 c可?。?
=550MPa
=430MPa
彎曲最小安全系數(shù) 由參考文獻表12.14可?。?
=1.25
應力循環(huán)次數(shù)Nl：
=60×1×3000×12000=2.16×
=2.16×÷5=4.32×
彎曲壽命系數(shù)：
=0.91
=0.98
尺寸系數(shù)：
=1.0
許用彎曲應力：
===400.4MPa
===337.12MPa
則可以帶入設計公式檢驗m取值是否合格：
對于中心輪 ==0.0106
對于行星輪 ==0.0121
按兩者較大的值進行計算，即按行星輪進行計算模數(shù)：
=
=1.42mm
所以之前所算得的模數(shù)m=1.5mm合格
驗算：
=
=
=18.97MPa<
==18.10MPa<
因為傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。
3.3.3.3 確定傳動主要尺寸
齒頂高系數(shù)=1
頂隙系數(shù)=0.25
分度圓壓力角=
分度圓直徑d：
==1.5×24=36mm
==1.5×36=54mm
==1.5×84=144mm
中心距a：
==45mm
==45mm
齒頂高：
=m=1.5mm
齒根高：
=(+)m=1.875mm
齒全高：
=+=3.375mm
齒頂圓直徑：
=+2=39mm
=+2=57mm
=—2=141mm
齒根圓直徑：
=-2=32.25mm
=-2=50.25mm
=+2=14.25mm
基圓直徑：
=cos20=33.83mm
=cos20=50.74mm
=cos20=135.32mm
節(jié)圓直徑：
==33.83/cos20=36.00mm
==50.74/cos20=54mm
==135.32/cos20=144mm
齒距p ：
p=m=4.712mm
齒厚s：
s=m/2=4.356mm
齒槽寬e：
e=m/2=4.356mm
齒寬b 之前算得b=12.6mm 取：
=12.6mm
=14mm
=15mm
頂隙c：
C=m=0.375mm
3.4 行星齒輪傳動的受力分析
在對行星齒輪傳動進行受力分析時，通常假設各中心輪與行星架作等速轉動或靜止，且不考慮摩擦損失。下面將對行星傳動的受力分析進行說明。
3.4.1 基本構件上作用的轉矩
由參考文獻中公式5-42：
可得：
=
=3819.6
3.4.2 基本構件上的作用力
圖3-2 行星傳動的受力分析
圖3-2的受力分析情況。圖中，中心輪a主動件，設a輪的螺旋角為右旋，行星齒輪傳動中移動齒輪嚙合作用力的分析和計算，與普通定軸齒輪傳動相同。從主動齒輪開始，依次確定各基本構件上的作用力和力矩。
中心輪a上的嚙合作用力為：
= ===52.63N
=
=
由參考文獻中表5-1，可以?。?
=1.10 =1.15 =1.25
則可以得：
=22.23N
=8.09N
=0
行星輪g上的嚙合作用力為：
=-=-22.23N
==-22.23N
=-=0
=-=0
=-=-8.09N
=-=8.09N
=--==44.46N
轉臂H上的嚙合作用力和力矩為：
=-=-44.46N
=N.mm
中心輪b上的嚙合作用力為：
=-=22.23N
=-=0
=-=-8.09N
3.5 行星齒輪傳動的均載機構的設計
行星輪系的重要特點之一是采用多行星輪來分擔負荷，同時由于行星輪的均勻分布使徑向力和離心力得到平衡，從而使中心輪、系桿近似實現(xiàn)無徑向負荷地傳遞轉矩，消除振動。理論上說，在相同功率和轉速條件下，行星輪數(shù)目越多，與每一行星輪嚙合的中心輪輪齒受力越小，這樣可使結構緊湊，重量輕。但實際上因制造和安裝帶來的誤差，各行星輪的負荷不可能均勻分配。一般用最大法向力和平均法向力之比來表示各行星輪間負荷的不均勻程度，其值可在很大的范圍內變化。為了實現(xiàn)運動，一個行星輪即可，因此增加行星輪實際上就是增加了多余的約束條件，致使對制造和安裝精度的要求越苛刻。安裝過多的行星輪不僅使行星輪負載不均，而且會因為制造和安裝不可避免的誤差使各接觸件之間的預應力加大，降低效率，產生振動和噪聲，影響運轉的可靠性甚至會卡死難以運動。因此隨著行星齒輪系傳動速度和功率的增大，均載問題的研究變得更重要。
為了使行星輪間載荷分配均勻，我采用浮動構件均載機構。
浮動構件指凡沒有固定的徑向支承，并在工作中能自動調節(jié)軸心位置的構件。
本設計中采用浮動內齒套將輸入軸與中心輪作浮動聯(lián)接，使中心稱為浮動構件。受栽工作中，浮動的中心輪可在三個行星輪之間自動調節(jié)徑向位置，使得各行星輪間載荷分配趨于均勻。這種均載結構制造簡單、裝配方便、結構緊湊。
4 中心輪、行星輪和行星架的結構設計
4.1 中心輪的結構設計
在行星齒輪傳動中，中心輪的結構設計取決于行星傳動類型、傳動比大小、傳動轉矩的大小和支承方式以及所采用的均載機構。
由于本設計采用的是浮動構件均載機構，中心輪被設計成浮動構件。浮動用齒式聯(lián)軸器有單齒和雙齒兩種結構，雙齒輪聯(lián)軸器可以使浮動齒輪具有傾斜和徑向平移兩種運動的可能。這有利于減小載荷不均勻系數(shù)值，
圖4-1 中心輪浮動用雙齒聯(lián)軸器
4.2 行星輪的機構設計
行星輪的機構應根據(jù)行星齒輪傳動的類型、承載能力的大小、行星輪轉速的高低和所選用的軸承類型及其安裝形式而定。行星輪多做成中空的齒輪，以便在內孔中裝置行星輪軸或軸承。
中、低速行星齒輪傳動，常用的行星輪結構如圖。常采用滾動軸承支承
圖4-2 軸承裝于行星輪內的基本結構
4.3 內齒圈的設計
不旋轉也不浮動的內齒輪常用平鍵、圓銷或螺栓聯(lián)接裝置在機體上，且與機體有精確的定位配合。有時為了保證制造精度，直接把內齒輪加工在機體會上，這時機體的材料就按齒輪的要求確定。
我設計的內齒圈如圖
圖4-3 內齒圈
4.4 行星架設計
行星架的合理結構應該是重量輕、剛性好、便于加工和裝配。其常見結構形式有雙壁整體式、雙壁分開式和單臂式三種。
圖4-4 雙壁整體式行星架
a) 軸與行星架一體 b)軸與行星架為法蘭式鏈接
雙壁整體式行星架結構剛性較好，行星輪的軸承一般安裝在行星輪內。
圖4-5 雙臂分開式行星架
雙壁分開式行星架結構較復雜，剛性較差。當傳動比較小時，行星輪軸承安裝在行星架上。裝配較方便。
圖4-6 單臂式行星架
單臂式行星架結構簡單，裝配方便，軸向尺寸小，但行星輪屬懸臂布置，受力不好，剛性差。
本設計中采用雙壁分開式行星架結構
5 行星齒輪減速器輸入軸輸出軸設計
5.1 減速器輸入軸設計
5.1.1 材料選擇和許用應力
選用45號鋼，并經過調質處理，強度極限=600MPa 許用彎曲應力=60MPa。
已知輸入軸的轉矩=947.4n.mm 功率為Pt=7.5kw,轉速n=970r/min中心輪的直徑=31.5mm
5.1.2 估算軸徑
由參考文獻中公式：
==22.9mm
為了便于軸上零件的拆裝、定位、位置調整等強度設計，輸入軸輸出軸都設計成階梯軸
所以估算軸徑,確定各個軸段的直徑
考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：軸段1直徑最小d1=26mm d2=30mm d3=35mm d4=34mm d5=35mm d6=38.5 d7=34.5mm.
齒輪齒寬為12.6mm，為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L1=105mm,L2= 30mm,L3=13mm, L4=13.5mm, L5=18mm, L6=13.5mm,L7=17mm
圖5-1 輸入軸
5.1.2 校核軸
圖5-2 輸入軸的受力分析
a)水平面彎矩圖 b)垂直面內的彎矩圖 c）合成彎矩圖 d）轉矩圖
圓周力：
==52.63N
徑向力：
==22.07N
法向力：
==64.52N
作水平面內彎矩圖A，
支點反力為：
=30.62N
彎矩為：
==1500.38N.mm
作水平面內彎矩圖b，
支點反力為：
=11.04N
彎矩為：
=540.96N.mm
做合成彎力矩C
合彎矩：
=1594.92N.mm
求當量彎矩：
==1694.73N.mm
校核強度：
=1694.73/（0.1×）=0.5422MPa<，
故設計的軸有足夠的強度，并有很大的裕量。
5.2 減速器輸出軸設計
5.2.1 材料選擇和許用應力
選用45號鋼，并經過調質處理，強度極限=600MPa 許用彎曲應力=60MPa。
輸出功率：
==0.98×7.5=7.35kw
5.2.2 輸出軸的選用
本設計中采用的是花鍵軸進行輸出。
圖5-3 花鍵軸
6鑄造箱體的結構設計計算（見參考文獻[1]）
鑄造機體的壁厚：
查表7.5（見參考文獻[1]）得
下列計算均按表7.5-16（見參考文獻[1]）算：
機體壁厚：
前機蓋壁厚：
后機蓋壁厚：
機蓋法蘭凸緣厚度：
加強肋厚度：
加強肋的斜度為2.
機體寬度：
機體機蓋緊固螺栓直徑：
軸承端蓋螺栓直徑：
底腳螺栓直徑：
機體底座凸緣厚度： 取
地腳螺栓孔的位置： 取
取
7 行星齒輪減速器裝配圖
7.1 裝配圖
圖7-1 NWG行星齒輪減速器的裝配圖
圖7-1為本設計中的NWG行星齒輪減速器的裝配圖，其中軸上的墊圈都是采用的非標準件。
參考文獻
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