行星齿轮减速器de设计讲解
https://www.wendangku.net/doc/c816864385.html,/view/5768e220bcd126fff7050bec.html 1 引言
行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]
。
2 设计背景
试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为
1
740KW p
=，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动
比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。
3 设计计算
3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图
根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：
图1
3.2 配齿计算
根据2X-A 型行星齿轮传动比
p
i
的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内
齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11
1
1
b a p i
z z
=-
()17.1117103.7103b z =-=≈
对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为
i ＝1＋
1
1
za zb ＝7．0588 其传动比误差i ?＝ip i ip -＝7.17.0588
7.1
-＝5℅
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为
()1
11243c b a z
z z =-=
所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：
11
2
za zb +＝ C ＝40 ()整数
第二级传动比
2p i
为
5，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1
＝
()111ip za -,1zb ＝()5123-＝92再考虑到其安装条件，选择1zb 的齿数为91
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为
1zc ＝﹙1zb －1za ﹚／2＝34
实际传动比为 i ＝1＋
1
1
za zb ＝4.957 其传动比误差 i ?＝ip i
ip
-＝8﹪
3.3 初步计算齿轮的主要参数
齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮A1和中心齿轮A2，以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC ，根据图二可知，取
lim H σ=14002N mm ,lim F σ=3402
N mm ,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速
级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为
217-259HRC ，根据图三可知，取
lim H σ=7802N mm ,lim F σ=4202
N mm 轮B1和B2的加工精度为7级。
3.3.1 计算高速级齿轮的模数m
按弯曲强度的初算公式，为m =
现已知1a Z ＝17,lim F σ=3402
N
mm
。中心齿轮a1的名义转矩为
1
1
740
19549
9549
2355.431000
P
P T Nmm X n n
=== 取算式系数12.1m K =，按表6-6取使用
系数 1.6A K =; 按表6-4取综合系数f k ∑=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 1.2hp k =，由公式可得()
()1 1.6
11 1.61.21 1.32fp hp
k k
=+-=+-=；由表
查得齿形系数1 2.67fa Y =；由表查的齿宽系数0.8d
φ=；则所得的模数m 为
m ==8.55()mm
取齿轮模数为9m mm = 3.3.2 计算低速级的齿轮模数m
按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数m 为
m =
现已知2za ＝23，lim F σ=4102
N
mm
。中心齿轮a2的名义转
矩 2a T =-()111x a T P T =+7.05882355.416626.29=?=n mm ? 取算式系数12.1m k =，按表6-6取使用系数 1.6a k =; 按表6-4取综合系数f k ∑=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数
1.2hp
k
=，由公式可得
()
()1 1.6
11 1.61.21 1.32fp
hp
k
k
=+-=+-=；由表查得齿形系数1 2.42fa Y =；由表查的
齿宽系数0.6d
φ=；则所得的模数m 为
m ==12.4mm
取齿轮模数为212m mm =
3.4 啮合参数计算
3．4．1高速级
在两个啮合齿轮副中11a c -，11b c -中，其标准中心距a1为 ()()111111
12174327022a c a c m a z z =
+=?+= ()()11111191034327022b c b c m a z z =-=?-=
3．4．2低速级
在两个啮合齿轮副中22a c -，22b c -中，其标准中心距a2为
()()22221112913434222b c b c m a z z =-=?-= ()()22221112913434222b c b c m a z z =-=?-=
由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量[2]
；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。
由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位()10x >，大齿轮采用负变位()20x <。内 齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即21x x =，zx A -型的传动中，当传动比
4b ax
i
>时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为
0c b
a x x
x ==-<。
3．4．3高速级变位系数
确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为270a '=，1260z z z ∑=+=根据表选择变位系数
0.314a
x
= 0.314b x =- 0.314c x =-
3．4．4低速级变位系数
因其啮合角仍为342a '= 1257z z z ∑=+=根据表选择变位系数 20.115a x = 20.115b x =- 20.115c x =-
3.5 几何尺寸的计算
对于双级的2x A -型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：
3.5.1 高速级
3.5.2 低速级：
3.5.3 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算
已知模数9m m m =，盘形直齿插齿刀的齿数为18，变位系数为
()0
0.1x
=中等磨损程度，试求被插齿的内齿轮1b ，2b 的齿圆直径。
齿根圆直径2f d 按下式计算，即()20022f a d d a =+'插齿
a d
——插齿刀的齿顶圆直径
02
a '
——插齿刀与被加工内齿轮的中心距
()00
2ao m m
ao d x z h *
=++=91829 1.25186.3mm ?+??=
高速级：20022f a d d a =+'186.32378.69943.68mm =+?= 低速级：选择模数12m mm =，盘形直齿插齿刀的齿数为17
()00
2ao m m
ao d x z h *
=++=()12172121.250.1236.4mm ?+?+=
2
0022f a d
d a =+'236.42416.4551069.31mm =+?=﹙填入表格﹚
3.6 装配条件的验算
对于所设计的双级2X-A 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件 3．6．1邻接条件 按公式验算其邻接条件，即
2sin ac ac p
d a n
π'< 已知高速级的399.35ac d =，270ac a ='和
3p
n
=代入上式，则得
399.352270sin
467.643
mm π
将低速级的429.25ac d =，342ac a ='和3p n =代入，则得
429.252342sin
592.3443
mm π
3．6．2 同心条件 按公式对于高度变位有2a c b z z z +=已知高速级17a z =，43c z =
103b
z
= 满足公式则满足同心条件。
已知低速级23a z =，34c z = 91b z = 也满足公式则满足同心条件。
3．6．3 安装条件 按公式验算其安装条件，即得
()1
1
1
a b p C z z n
+=整数 ()2
2
2
a b p C z
z n
+=整数
1
1
1
17103
403a b p z z n
++=
=（高速级满足装配条件） 2
2
2
2391
383
a b p z
z n
++=
= （低速级满足装配条件） 3.7 传动效率的计算
双级2X-A 型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为1
2
121122b b a x a x a x ηηη= 由表可得: 1
111
111b x a x p
p
η
?=-
+， 22
222
2
11b x a x p
p
η
?=-
+
3.7.1 高速级啮合损失系数1
x ?的确定
在转化机构中，其损失系数1
x ?等于啮合损失系数1x m ?和轴承损失系数1
x n ?之和。
即111
x x x m n ???=+∑∑
其中1
1
1
11
x x x m ma mb ???=+∑
11x mb ?——转化机构中中心轮1b 与行星齿轮1c 之间的啮合损失 11x ma ?——转化机构中中心轮1a 与行星齿轮1c 之间的啮合损失 11
x mb ?
可按公式计算即
11
x mb ?
12112
m f
z z π
??
=
∈
± ?
???
高速级的外啮合中重合度∈=1.584,则得11x ma ?12112.486m f z z ??
=+ ?
???
式中1z ——齿轮副中小齿轮的齿数
2
z
——齿轮副中大齿轮的齿数 m
f
——啮合摩擦系数，取0.2
11
x ma ?
1
12.4860.21743??=?+ ???
=0.041
内外啮合中重合度∈=1.864,则的11
x mb ?
12112.926m f z z ??
=+ ?
???
11
x mb ?
1
12.9260.243103??=?- ???
=0.0080
即得 1
x m ?=0.041+0.008=0.049, 11
6.1
10.0490.957.1
b a x η=-
?= 3.7.2低速级啮合损失系数2
x ?的确定
外啮合中重合度∈=1.627
22
x ma ?
12112.554m f
z z ??=+ ? ???
=1
12.5440.22334???+ ???=0.037 内啮合中重合度∈=1.858
22
x ma ?
12112.917m f
z z ??=- ? ???
112.9170.22391??
=?- ???=0.019 即得
2x m ?=0.037+0.019=0.056, 2
224
10.0560.9555
b a x η
=-?= 则该行星齿轮的传动效率为1212
11
22
b b a x a x a x ηη
η
==0.95520.95?=0.9074，传动效率高满足
短期间断工作方式的使用要求。
3.8 结构设计
3.8.1 输入端
根据ZX-A 型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首先确定中心齿轮a1的结构，因为它的直径较小，1276d =所以a1采用齿轮轴的结构形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。
按公式0min d ≥1120.904101.3==?=mm 按照3﹪-5﹪增大，试取为125mm,同时进行轴的结构设计[3]
，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形。如图2所示
图2
带有单键槽的输入轴直径确定为125mm,再过台阶1d 为130mm 满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设2d 为150mm,宽度为10mm 。根据轴承的选择确定3d 为140mm 。对称安装轴承，试确定其他各段等。如图3
图3
3.8.2 输出端
根据0min d ≥300mm =，带有单键槽[4]
，与转臂2相连作为输出轴。
d为300mm，选择63X32的键槽。再到台阶2d为320mm。输出连接轴为310mm，选取
1
择70X36的键槽。如图4、图5所示
图4
图5
3.8.3 内齿轮的设计
内齿轮b1采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图7、图8所示
图6 图7
3.8.4 行星齿轮设计
行星齿轮采用带有内孔结构，它的齿宽应该加大[5]，以保证该行星齿轮c与中心齿轮a的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合。在每个行星齿轮的内孔中，可安装四个滚动轴承来支撑着。如图8、图9所示
图8 图9
而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴的固定。
3.8.4 转臂的设计
一个结构合理的转臂x 应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于2X-A 型的传动比4b
ax i >时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。转臂X 作为行星齿轮传动的输出基本构件时，承受的外转矩最大。如图10、图11所示
图10 图11
转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差a
f
可按公式计算，先已知
高速级的啮合中心距a=270mm [6]
，则得
()0.0517a mm f
≤=±= 取a
f
=51.7m μ
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1δ按公式计算，即
((13 4.53 4.50.04930.0739δ≤-=-=-
取1δ=0.062=62m μ
转臂X1的偏心误差x e 为孔距相对偏差1δ的12
，即
1312
x
m e
μδ≈= 先已知低速级的啮合中心距a=342mm ，则得
()0.0559********
a mm f
≤±=±= 取a
f
=55.9m μ
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1δ按公式计算，即
((3 4.53 4.50.055470.0832-=-=- 取1δ=0.069=69m μ
转臂X1的偏心误差x e 为孔距相对偏差1δ的12
，即
134.52
x
m e
μδ≈= 3．8．5 箱体及前后机盖的设计
按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为灰铸铁[7]
。如图12、13、14所示
壁厚0.566t mm K K δ=≥
t
K ——机体表面的形状系数 取1
d
K ——与内齿轮直径有关的系数d K 取2.6
d
T
_____作用在机体上的转矩
图12 图13
图14
3．8．6 齿轮联轴器的设计
浮动的齿轮联轴器是传动比1
i 的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线通常采用渐开线。选取齿数为23 ，因为它们是模数和齿数相等的啮合齿轮副[8]。如图15
图15
3．8．7标准件及附件的选用
轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的内径为140mm ，外径为210mm。行星齿轮中的轴承为双列角接触球的轴承内径为90mm,外径为160mm 。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。
螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计
参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。
3.9 齿轮强度的验算
校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大H δ值均小于其相应的许用接触应力Hp δ，即H Hp δδ< 3.9.1 高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核
考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击[8]
。故选a K 为1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击[9]
。故选a K 为1.8 1动载荷系数v K
考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得
v
K
=1.108
2齿向载荷分布系数H K β
考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数H K β主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。
()11H b H K
β
μθ=+-查表可得
1.12b
θ
=，3H μ=
则()1 1.1213 1.362H K β=+-= 3齿间载荷分配系数Ha k 、Fa k
齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得Ha k =1 ，Fa k =1 4行星齿轮间载荷分配不均匀系数Hp k
考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X 和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 Hp k =1.4 5节点区域系数H z
考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上
的法向力的系数。根据H
z
H z 为2.495
6弹性系数e Z
考虑材料弹性模量E 和泊松比ν对接触应力影响的系数，查表可得e Z 为 189.80
7重合度系数Z ε
考虑重合度对单位齿宽载荷
t b
F
的影响，而使计算接触应力减小的
系
Z ε
=
0.897
8螺旋角系数Z β
考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Z β=取Z β为1 9最小安全系数min H S ，min F S
考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。取min H S =1
10接触强度计算的寿命系数Nt Z
考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。 取1N t Z =1.039，2N t Z =1.085 11润滑油膜影响系数L Z ，V Z ，R Z
齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得
L
Z
=1，
V
Z
=0.987,
R
Z
=0.991
12齿面工作硬化系数w Z ，接触强度尺寸系数x Z
考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选w Z =1，x Z =1 根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力
HP
σ
[10]
，即中心齿轮a1的
min
lim
Nt
L
V
R
W
X
Hp
H H Z Z Z Z Z Z
S
σσ
==1422Pa
M
行星齿轮c1的min
lim
Nt
L
V
R
W
X
Hp H H Z Z Z Z Z Z S
σσ=
=1486Pa
M
外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中
1
2H H σ
σ=，
则
1
H H σ
σ=
H
E
H Z Z Z εβ
σ
=，经计算可得1
2987Pa H H M σσ==
则111422
H Hp σσ<=Pa
M
，
2
21486H HP σ
σ<=Pa
M
满足接触疲劳强度条件。
3.9.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核。 1名义切向力t F
已知2355.a N m T =，p n =3和a d '=153mm,则得
200020002355
319603153
a
t P
a
N T F n d
?=
=
=?'
使用系数a K ，和动载系数v K 的确定方法与
接触强度相同。
2齿向载荷分布系数F K β
齿向载荷分布系数F K β按公式计算，即()11F b F K βμθ=+- 由图可知F μ=1，
1.411b
θ
=，则F K β=1.311
3齿间载荷分配系数Fa K
齿间载荷分配系数Fa K 可查表Fa K =1.1 4行星齿轮间载荷分配系数Fp K
行星齿轮间载荷分配系数Fp K 按公式计算()1 1.61.21 1.32Fp K =+-= 5齿形系数fa Y
查表可得，1fa Y =2.421, 2fa Y =2.656 6应力修正系数sa Y
查表可得1sa Y =1.684, 2sa Y =1.577 7重合度系数Y ε 查表可得10.75
0.250.7231.58
Y ε=+= 8螺旋角系数1Y β= 9计算齿根弯曲应力f σ
11
t
Fa A V F Fa FP
F bm F
Y Y Y K K K K K εββσ
==187Pa
M
2
2t
Fa A
V
F
Fa
FP F bm F
Y Y Y K K K K K
εββσ=
=189Pa
M
10计算许用齿根应力Fp σ
min
min
F ST Nt relT RrelT X Fp F Y Y Y Y Y s
δσσ=已知齿根弯曲疲劳极限
min
F σ
=4002
N mm
查得最小安全系数min F S =1.6,式中各系数ST Y ，NT Y ，relT Y δ，RrelT Y 和x Y 取值如下：
查表ST
Y =2，NT
Y 寿命系数=
0.02
6
310L N ??
? ???
=1
查表齿根圆角敏感系数1relT Y δ=1， 20.95relT Y δ= 相对齿根表面状况系()
0.1
1 1.6740.529
1RrelT z Y R =-+=1.043
()
0.1
2
1.6740.5291RrelT z Y
R =-+=1.043
许用应力1Fp σ=694Pa
M
, 2474Fp σ=Pa
M
因此
1
F δ<1
Fp σ
；
2
F δ
<2Fp σ， a-c 满
足齿根弯曲强度条件。
3.9.3 高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核
高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择
v
K
=1.272，H K β=1.189,
=189.8,Z β=1, h Z =2.495, Ha K =1.098,Z ε=0.844，1N Z =1.095, 2N Z =1.151,
1
L Z
=1, 2L Z =1,1V Z =0.987,2V Z =0.974, 1R Z =0.991,1R Z =0.982,1W Z =1.153,
2
W Z
=1.153,
1X Z
=1,
2
X Z
=1, min H S =1
计算行星齿轮的许用应力为
1
min
lim
Nt
L
V
R
W
X
Hp H H Z Z Z Z Z Z
S
σσ
==1677pa
M
计算内齿轮c1的接触许用应力
1
min
lim
Nt
L
V
R
W
X
Hp H H Z Z Z Z Z Z
S
σσ
==641pa
M
而1
2H H σσ=
=H σpa
M
则
1
2H H σ
σ=<641pa M 得出结论：满足接触强度的条件。
3.9.4 低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核 1选择使用系数a K
原动机工作平稳，为中等冲击。故选a K 为1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击。故选a K 为1.8 2动载荷系数v K
0.25
1.034V
k
-=
=
3齿向载荷分布系数H K β
()11H b H K
β
μθ=+-=1.229
4齿间载荷分配系数Ha k 、Fa k
查表可得Ha k =1.021 Fa k =1.021 5节点区域系数H z
取H z =
=2.495
6弹性系数e Z
小型精密行星减速器的设计【开题报告】
毕业设计开题报告 机械设计制造及自动化 小型精密行星减速器的设计 1选题的背景、意义 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足各种机械的需要。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等。其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速机的应用。随着科学技术和国民经济的发展，且由于其传递运动准确可靠结构紧凑，效率高，寿命长，切使用维修方便，各行业对减速器的需求越来越大，这样对其综合质量提出了更高的要求。 行星齿轮减速器与普通定轴减速器相比较，具有质量小、体积小、结构紧凑，传动比大，传递功率大、承载能力高，传动效率高，运动平稳、抗冲击和振动的能力较强等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、，冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得各个方面。 我国的行星齿轮减速器产品在性能和质量方面与发达国家存在着较大的差距，其中一个重要原因就是设计手段的落后。发达国家在机械产品设计上早已进入分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现在设计方法，如有限元分析、优化设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等。从而得到最合理的设计参数。 渐开线少齿差传动是少齿差行星齿轮传动中的一种，是内外齿轮的齿廓曲线采用渐开线，其轮齿结构简单、啮合接触应力小，承载能力高，可以采用软齿面，加工也容易得多。渐开线行星齿轮减速器传动与普通定轴减速器传动相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、
行星齿轮减速器设计DOC
1 引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1] 。 2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 1 740KW p =，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动 比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：
图1 3.2 配齿计算 根据2X-A 型行星齿轮传动比 p i 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11 1 1 b a p i z z =- ()17.1117103.7103b z =-=≈ 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋＝7．0588 其传动比误差i ?＝ ip i ip -＝ 7.17.0588 7.1 -＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 ()1 11243c b a z z z =-= 所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 11 2 za zb +＝ C ＝40 ()整数
二级圆柱齿轮减速器图纸
30,31,323334353637,38,3940
292827262524232221201918171615
技术特性 技术要求 1.装配前，箱体与其他铸件不加工面应清洗干净，除去毛边毛刺，并浸涂防锈漆； 2.零件在装配前用煤油清洗，轴承用汽油清洗干净，晾干后配合表面应涂油； 3.减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油渗油，箱体剖分面允许涂以密封 油漆或水玻璃，不允许使用其他任何填料； 4.齿轮装配后应用涂色法检查接触斑点，圆柱齿轮沿齿高不小于30％，沿齿长不小 50％. 输入 功率(kW ) 入轴 转轴 (r/min )效率 η 总传动比 i 传动特性 第一级 第二级2.5m n β 齿数Z 12Z 7.3564850.9213.8412°3' 28精度等级000 12300 m n 5 β 齿数Z 120 Z 263 精度等级 000000
审核工艺 批准 设计标准化 年月日阶段标记重量比例共 张第 张 标记处数分区更改文件签名年月日 序号 代 号 名 称 数 量 材 料 单件总计重 量 备注 12345678910111213141516171819202122232425262728293031323334353637383940235齿轮轴 140Cr GB/T276-94深沟球轴承60141 外购 闷盖 1HT150 GB/T1096-2003键 20×94 145 套筒 145垫片 141424344454647484950515208F GB/T5783-2000 螺栓M12×30 垫圈12 24A级齿轮 2248.8级45GB/97.1-2002轴 140Cr GB/T1096-2003 键 12×80 245GB/T1096-2003键 12×100 145闷盖 2HT150GB/T276-94深沟球轴承63112 齿轮轴 140Cr GB/T1096-2003 键 10×100 145轴套 1铜合金O型密封圈 1橡胶GB/T5783-2000 螺栓 M10×30 88.8级GB/T97.1-2002垫圈10 8A级208F GB/T276-94深沟球轴承60151 0GB/T1096-2003键 28×130 145O型密封圈 1橡胶垫片 108F 透盖 1HT150GB/T276-94 深沟球轴承63112 垫片 208F 齿轮 140Cr GB/T5783-2000 螺栓 M16×90 88.8级GB/T5783-2000螺栓M10×25 28.8级轴尺M16 1Q235A 油封垫 1石棉橡胶板 螺塞M20×1.5 1Q235A GB/T5783-2000 螺栓 M10×25 2GB/T97.1垫圈10 2A级GB/T6170-2000 螺母 M10 2A级GB/T97.1垫圈8 1A级GB/T5783-2000 螺栓 M8×20 48.8级检查孔盖 1Q235A 通气螺栓M20×1.51 垫片 1软钢纸板箱盖 1HT150销8×35 235箱座 1HT1500 00 000000000000000000000外购 垫片 外购 8.8级二级圆柱齿轮 减速器(单位名称) (图样代号) 外购外购 外购 成组 成组销8×35 GB117-86
行星齿轮减速器的优化设计
减速器是机械行业中十分重要的传动装置，传统的减速器设计通常3 ）限制模数最小值，得： 需要有经验的人员选取适当的参数，进行反复的试凑、校核确定设计方4）限制齿宽系数b/m 的范围： ，得：案，但也不一定是最佳设计方案，而优化设计的方法则通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立数学模型，通过求解得到满足5）满足接触强度要求，得： 条件的最佳解，同时缩短设计周期。为了合理分配行星轮系的总传动比，并使系统体积小、质量轻，建立了具有3个设计变量、1个目标函数 和几个约束方程的优化设计数学模型，并用MATLAB 优化工具箱进行求6）满足弯曲强度要求，得：解。 2K-H （NGW ）型行星齿轮减速器的优化设计： 式中： 、 -齿轮的齿形系数和应力校正系数； -许用弯曲应力。 3 所选优化方法的介绍 惩罚函数法：根据惩罚函数项的不同构成形式，惩罚函数法又可分为外点惩罚函数法、内点惩罚函数法和混合惩罚函数法三种，分别简称为外点法、内点法和混合法。 3.1 外点法：外点法的计算步骤 1）给定初始点 、收敛精度ε、初始罚因子 和惩罚因子递增系数c ，置k=0； 1-中心轮 2-行星轮 3-壳体 图1 NGW 型行星轮系机构简图 图1为NGW 型行星轮系机构简图。已知：作用于中心轮的转矩T1＝1140N ·m ，传动比u ＝4.64，齿轮材料均为38SiMnMo ，表面淬火45-55HRC ，行星轮个数c=2，要求以重量最轻为目标，对其进行优化设计。 1 目标函数和设计变量的确定 行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和c 个行星轮重量之和来代替， 3.2 内点法：内点法是另一种惩罚函数法 因此目标函数可简化为： 其构成形式与上式相同，但要求迭代过程始终限制在可行域内进 行。 式中：z 1-中心轮1的齿数；m-模数，单位为（mm ）； b-齿宽，单位对于不等式约束 ，满足上述要求的复合函数有以下两种为（mm ）；c-行星轮的个数；u-轮系的传动比4.64。 影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即 在通常情况下，行星轮个数可以根据机构类型事先选定，这样，设计变量为： 其中，惩罚因子 是一递减的正数序列，即 2 约束条件的建立 由式（2）和式（3 ）可知，对于给定的某一惩罚因子 ，当点在可1）小齿轮z 1不根切，得： 行域内时，两种惩罚项的值均大于零，而且当点向约束边界靠近时，两 2）限制齿宽最小值，得： 行星齿轮减速器的优化设计 赵明侠 （宝鸡职业技术学院 机械工程系 陕西 宝鸡 721013） 摘 要： 根据可靠性设计理论和机械优化设计技术，以NGW 型行星齿轮减速器为例，初步探讨优化设计的原理和方法。关键词： 行星齿轮减速器；优化设计；优化设计方法 中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1671－7597（2011）1010074－02 2）构造惩罚函数
二级圆柱齿轮减速器装配图
{机械设计基础课程设计} 设计说明书 课程设计题目 带式输送机传动装置 设计者李林 班级机制13-1班 学号9 指导老师周玉 时间20133年11-12月
目录 一、课程设计前提条件 (3) 二、课程设计任务要求 (3) 三、传动方案的拟定 (3) 四、方案分析选择 (3) 五、确立设计课题 (4) 六、电动机的选择 (5) 七、传动装置的运动和动力参数计算 (6) 八、高速级齿轮传动计算 (8) 九、低速级齿轮传动计算 (13) 十、齿轮传动参数表 (18) 十一、轴的结构设计 (19) 十二、轴的校核计算 (20) 十三、滚动轴承的选择与计算 (24) 十四、键联接选择及校核 (25) 十五、联轴器的选择与校核 (26) 十六、减速器附件的选择 (27) 十七、润滑与密封 (30) 十八、设计小结 (31) 十九、参考资料 (31)
一．课程设计前提条件： 1. 输送带牵引力F(KN)： 2.8 输送带速度V(m/S)：1.4 输送带滚筒直径(mm)：350 2. 滚筒效率：η=0.94（包括滚筒与轴承的效率损失） 3. 工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳； 4. 工作环境：运送谷物，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内常温，灰尘较大。 5. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 二．课程设计任务要求 1. 用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。 2. 轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。 3.一份课程设计说明书（电子版）。 三．传动方案的拟定 四．方案分析选择 由于方案（4）中锥齿轮加工困难，方案（3）中蜗杆传动效率较低，都不予考虑；方案（1）、方案（2）都为二级圆柱齿轮减速器，结构简单，应用广泛，初选这两种方案。 方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此方案结构紧凑，节省材料，但由于此 方案中输入轴和输出轴悬臂，容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳，若使用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向，
行星减速器设计
目录 第一章概述 (1) 第二章要求分析 (2) （一）原始数据 (2) （二）系统组成框图 (2) 第三章方案拟定 (4) 第四章传动系统的方案设计 (5) 传动方案的分析与拟定 (5) 1.对传动方案的要求 (5) 2.拟定传动方案 (5) 第五章行星齿轮传动设计 (6) (一)行星齿轮传动比和效率计算 (6) (二)行星齿轮传动的配齿计算 (6) 1.传动比条件 (6) 2.同轴条件 (6) 3.装配条件 (7) 4.邻接条件 (7) (三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (8) （四）行星齿轮传动强度计算及校核 (10) 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 (10) 2、齿轮齿面强度的计算及校核 (11) 3、有关系数和接触疲劳极限 (11) （五）行星齿轮传动的受力分析 (13) （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (15) （七）轮间载荷分布均匀的措施 (15) 第六章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 (17) （一）选择齿轮材料及精度等级 (17) （二）按齿面接触疲劳强度设 (17) （三）按齿根弯曲疲劳强度计算 (18) （四）主要尺寸计算 (18)
（五）验算齿轮的圆周速度v (18) 第七章行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 (19) （一）减速器输入轴的设计 (19) 1、选择轴的材料，确定许用应力 (19) 2、按扭转强度估算轴径 (19) 3、确定各轴段的直径 (19) 4、确定各轴段的长度 (19) 5、校核轴 (19) （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 (21) 1、选择轴的材料，确定许用应力 (21) 2、按扭转强度估算轴径 (21) 3、确定各轴段的直径 (21) 4、确定各轴段的长度 (21) 5、校核轴 (22)
3Z型行星齿轮减速器设计
1．绪论 1.1课题研究的背景和意义 “十一五”期间我国将按照国家储备与企业储备相结合，以国家储备为主的方针，统一规划，分批建设国家战略石油储备基地。为了快速建立起我国独立的石油储备基地，根据我国国情石油储备形式以大型工业油罐为主。 在使用大型油罐进行原油储备的过程中，遇到最关键的问题就是油泥的问题，储运重未经提炼制的原油重平均约含2.2%的油泥，即对一个10万立方的储罐来说，灌满原油后其中约有2200立方的油泥成点在油罐底部。如不及时清除，再次加入原油是油泥将继续累积在一起，形成硬块，为油罐的检查及清洗增加困难。而且数量如此巨大的油泥存在于油罐底部，不经减小油罐的有效储存空间，降低储存周期寿命，造成进出阀的阻塞，而且较厚的油泥层使浮顶灌的浮顶不能不下降到底而引起浮顶倾斜，对储油安全造成威胁。因此大型原油储罐在建立时就必须增设油泥防止和消除系统，以增加油罐的储油效率，提高储油安全性，减小清灌难度。 大型原油储罐灌底油泥的防止和消除方法主要是在灌内增加油泥的混合搅拌系统，使油泥破碎细化，便于通过管线输出，我们选用了旋转喷射搅拌器。但是，其喷嘴口径相对于大型储罐的直径而言是很小的，喷嘴固定是射流束的搅拌范围是有限的，于是，在旋转喷射器入口处设置轴流涡轮，考循环油泵加压后的原油流动带动轴流涡轮高速旋转，旋转的涡轮通过主轴带动结构上完全隔绝的传动箱内一系列的减速传动使喷嘴缓慢旋转，而且通过传动箱内有关参数的选择来调节喷嘴旋转的速度，是从喷嘴喷出的射流也随之缓慢旋转，射流可打击到油罐底周向任一位置的油泥，实现彻底清除油泥，不留死角的功能。 可见，旋转喷射器中减速箱是工业油罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部分。高速旋转的涡轮带动喷水嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连接。 1.2行星齿轮减速器研究现状及发展动态 行星齿轮传动与普通定州齿轮传动相比较，具有质量小，体积小，传动比大，承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已经被我过越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动种均有效地利用了功率分流性和输入，输出地同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速，大功率而且可用于低速，大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速，增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：
一级直齿圆柱齿轮减速器画法
一级圆柱齿轮减速器 装配图的画法 一、仔细分析，对所画对象做到心中有数 在画装配图之前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结构特点以及各组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中有数。 二、确定表达方案 根据装配图的视图选择原则，确定表达方案。 对该减速器其表达方案可考虑为： 主视图应符合其工作位置，重点表达外形，同时对右边螺栓连接及放油螺塞连接采用局部剖视，这样不但表达了这两处的装配连接关系，同时对箱体右边和下边壁厚进行了表达，而且油面高度及大齿轮的浸油情况也一目了然；左边可对销钉连接及油标结构进行局部剖视，表达出这两处的装配连接关系；上边可对透气装置采用局部剖视，表达出各零件的装配连接关系及该结构的工作情况。 俯视图采用沿结合剖切的画法，将内部的装配关系以及零件之间的相互位置清晰地表达出来，同时也表达出齿轮的啮合情况、回油槽的形状以及轴承的润滑情况。左视图可采用外形图或局部视图，主要表达外形。可以考虑在其上作局部剖视，表达出安装孔的内部结构，以便于标注安装尺寸。 另外，还可用局部视图表达出螺栓台的形状。 建议用A1图幅，1：1比例绘制。 画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系，下面介绍该减速器的有关结构： 1、两轴系结构由于采用直齿圆柱齿轮，不受轴向力，因此两轴均由滚动轴承支承。轴向位置由端盖确定，而端盖嵌入箱体上对应槽中，两槽对应轴上装有八个零件，如图2-3所示，其尺寸96等于各零件尺寸之和。为了避免积累误差过大，保证装配要求，轴上各装有一个调整环，装配时修磨该环的厚度g使其总间隙达到要求0.1±0.02。因此，几台减速器之间零件不要互换，测绘过程中各组零件切勿放乱。
NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计
目录 一．绪论 (2) 1．引言 (2) 2．本文的主要内容 (2) 二．拟定传动方案及相关参数3 1．机构简图的确定 (3) ２．齿形与精度 (4) ３．齿轮材料及其性能 (4) 三．设计计算 (4) 1．配齿数 (4) 2．初步计算齿轮主要参数 (5) （1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 (5) （2）按弯曲强度初算模数 (6) 3．几何尺寸计算 (7) 4．重合度计算 (8) 5．啮合效率计算 (9) 四．行星轮的的强度计算及强度校核10 １．强度计算 (10) ２．疲劳强度校核 (13) 1．外啮合 (13) 2．内啮合 (18) ３．安全系数校核 (19)
五．零件图及装配图 (23) 六．参考文献 (24) 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
NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计 (1).
目录 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，
二级圆柱齿轮减速器CAD图纸张
二级圆柱齿轮减速器(CAD图纸张)
————————————————————————————————作者：————————————————————————————————日期：
目录 概述 (1) 设计任务书 (2) 第1章传动方案的总体设计 (4) 1.1传动方案拟定 (4) 1.2电动机的选择 (4) 1.3 传动比的计算及分配 (5) 1.4 传动装置运动、动力参数的计算 (6) 第2章减速器外传动件（三角带）的设计 (7) 2.1功率、带型、带轮直径、带速 (7) 2.2确定中心距、V带长度、验算包角 (7) 2.3确定V带根数、计算初拉力压轴力 (8) 2.4带轮结构设计 (9) 第3章减速器内传动的设计计算 (10) 3.1高速级齿轮传动的设计计算 (10) 3.2低速级齿轮传动的设计计算 (14) 3.3齿轮上作用力的计算 (18) 第4章减速器装配草图的设计 (21) 4.1合理布置图面 (21) 4.2绘出齿轮的轮廓尺寸 (21) 4.3箱体内壁 (21) 第5章轴的设计计算 (22) 5.1高速轴的设计与计算 (22) 5.2中间轴的设计与计算 (28) 5.3低速轴的设计计算 (34) 第6章减速器箱体的结构尺寸 (41) 第7章润滑油的选择与计算 (42) 第8章装配图和零件图 (43) 1.1附件设计与选择 (43) 8.2绘制装配图和零件图 (43) 参考文献 (44) 致谢 (45)
概述 毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造及自动化专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为： 1. 通过毕业设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。 2. 通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。 3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。
NGWN(III)型行星轮减速器设计
1 前言 NGWN（III）型行星轮减速器设计 1 前言 随着现代化工业的发展，机械化和自动化水平不断地提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力大、运转可靠和寿命长等。而行星齿轮传动具有减速比大、传动效率高、结构小巧、承载能力强等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，因此行星轮减速器被广泛应用于各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得广泛的应用，所以目前行星传动技术已成为世界各国机械传动重点之一。目前国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 行星轮减速装置经过一个多世纪的发展设计理论及制造技术有了很大的进步，而且与新技术革命的发展紧密结合。当今世界行星轮减速装置总的发展趋势是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率、高的承载能力以及利用寿命长的目标发展，而且其重量更轻，噪声更低，效率更高，可靠性也更高。目前世界各国由工业化信息化时代正在进入知识化时代，行星轮在设计上的研究也趋于完善，制造技术也不断改进。行星齿轮传动类型很多，行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2K—H、3K、及K—H—V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW 型、NGWN型和N型等。我所研究的NGWN（III）行星齿轮属于3Z型行星齿轮传动的一种。本文主要对NGWN（III）齿轮减速器设计方法进行了探讨，主要内容包括齿轮传动比的分配计算，主要零部件参数设计，标准零部件的选用，以及减速器中零件三维模型的设计。
NGW行星齿轮减速器轴的设计
目录 第一章绪论 (2) 1.1 行星齿轮传动的特点 (2) 1.2 本文的主要内容 (3) 第二章NGW行星齿轮减速器结构设计 (3) 2.1 设计技术参数 (3) 2.2 机构简图确定 (3) 2.3 齿形与精度 (4) 2.4 齿轮材料及其性能 (4) 第三章齿轮的优化设计 (4) 3.1 齿轮的设计 (4) 3.11配齿数 (4) 3.12初步计算齿轮主要参数 (5) 3.13几何尺寸计算 (6) 3.2 重合度计算 (7) 3.2 齿轮啮合效率计算 (7) 3.4 疲劳强度校核 (8) 3.41外啮合 (8) 3.42内啮合 (13) 第四章其他零件的设计 (14) 4.1 轴承的设计 (14) 4.2 行星架的设计 (15) 第五章输入轴的优化设计 (15) 5.1 装配方案的选择 (15) 5.2 尺寸设计 (16) 5.21初步确定轴的最小直径 (16) 5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 (17) 5.23轴上零件轴向定位 (17) 5.24确定轴上圆角和倒角尺寸 (18) 5.3 输入轴的受力分析 (18) 5.31求输入轴上的功率P、转速n和转矩T (18) 5.32求作用在太阳轮上的力 (18) 5.33求轴上的载荷 (19) 5.4按弯扭合成应力校核轴的强度 (21) 5.5精确校核轴的疲劳强度 (22) 5.6 按静强度条件进行校核 (28) 第六章Solidworks出图 (30) 参考文献 (34)
第一章绪论 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。 1.1 行星齿轮传动的特点 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。 （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0.97~0.99。 （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。 在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构形
ngw行星减速器的设计大学论文
NGW行星减速器的设计 摘要 本文完成了对一级行星齿轮减速器的结构设计。该减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、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。 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 齿轮传动原理就是在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里输入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过，这种齿轮叫惰轮。 在包含行星齿轮的齿轮系统中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是说，可以有三条转动轴允许动力输入/输出，还可以用离合器或制动器之类的手段，在需要的时候限制其中一条轴的转动，剩下两条轴进行传动，这样一来，互相啮合的齿轮之间的关系就可以有
多种组合。确定选用2Z-X(A)型的行星传动较为合理。 我们简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器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，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后，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。其中该减速器的设计与其他减速器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，该减速器的箱体采用的是法兰式箱体，上下箱体分别铸造而成；其三，内齿圈与箱体采用分离式，通过螺栓和圆锥销将其与上下箱体固定在一起。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速器的整体结构设计。 关键词：行星齿轮; 传动机构; 结构设计; 校核计算
精密行星减速器设计
引言 本课题研究的是一种精密行星齿轮减速器，通过对精密行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各齿轮的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数分析，为精密行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该行星减速器的传动原理，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 减速器国内外现状、水平和发展趋势： 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。20世纪70－80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新。减速器与电动机的一体结构也是大力发展的方向，并已成功生产多种结构和多种功率型号的产品。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率和重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器多从国外进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点，但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质没有突破，因此，没能从根本上解决传动功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结果简单，效率也高。由于该减速器的三轴平行结果，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。 减速器技术已经接受了时间的考验，成为当今世界成熟技术之一。其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技术水平。因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。随着我国改革开放的不断进行，世界级的跨国大公司已开始大举进军中国市场，在我国生产汽车、工程机械、大型成套设备的齿轮及齿轮装置，齿轮产品在我国将会有大量国际品牌加入，这必将促使我国零部件结构的大调整，齿轮生产的专业化集中度也将继续提升。总之，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：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。 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。在常用的齿轮传动中，普通的圆柱齿轮传动一级传动比小，体积大，结构笨重，普通的涡轮蜗杆传
(完整word版)行星齿轮减速器设计.docx
1引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自 20 世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。 无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就 , 并获得 了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水 平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和 技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力 奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。 2设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p1740KW，输入转速n11000rpm ,传动比为i p35.5, 允许传动比偏差i P0.1,每天要求工作16 小时，要求寿命为 2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3设计计算 3.1 选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境 恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i p17.1, i p 2 5 进行传动。传动简图如图 1 所示：
图1 3.2配齿计算 根据 2X-A 型行星齿轮传动比i p的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮b1 , 行星齿轮c1的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮a1数为 17 和行星齿轮数为n p 3 。根据内齿轮z b1i p11z a1 z b17.1 1 17103.7103 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋za 1 ＝7．0588 zb 1 其传动比误差 ip i 7.17.0588 ＝5℅ i ＝＝ ip7.1 根据同心条件可求得行星齿轮c1 的齿数为 z c1z b1z a1 2 43 所求得的 ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： za1zb1 2＝ C ＝40整数 第二级传动比i p2为 5，选择中心齿轮数为23 和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1
圆锥齿轮圆柱齿轮减速器(内含装配图和零件图)
目录. 第1章选择电动机和计算运动参数 (3) 1.1 电动机的选择 (3) 1.2 计算传动比： (4) 1.3 计算各轴的转速： (4) 1.4 计算各轴的输入功率： (5) 1.5 各轴的输入转矩 (5) 第2章齿轮设计 (5) 2.1 高速锥齿轮传动的设计 (5) 2.2 低速级斜齿轮传动的设计 (13) 第3章设计轴的尺寸并校核。 (19) 3.1 轴材料选择和最小直径估算 (19) 3.2 轴的结构设计 (20) 3.3 轴的校核 (25) 3.3.1 高速轴 (25) 3.3.2 中间轴 (27) 3.3.3 低速轴 (29) 第4章滚动轴承的选择及计算 (33) 4.1.1 输入轴滚动轴承计算 (33) 4.1.2 中间轴滚动轴承计算 (35) 4.1.3 输出轴滚动轴承计算 (36) 第5章键联接的选择及校核计算 (38) 5.1 输入轴键计算 (38) 5.2 中间轴键计算 (38) 5.3 输出轴键计算 (38) 第6章联轴器的选择及校核 (39) 6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 (39) 6.2 联轴器的校核 (39) 第7章润滑与密封 (39) 第8章设计主要尺寸及数据 (40) 第9章设计小结 (41) 第10章参考文献： (42)
机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 设计内容： （1）设计说明书（一份） （2）减速器装配图（1张） （3）减速器零件图（不低于3张 系统简图： 联轴器 联轴器 输送带 减速器 电动机 滚筒 原始数据：运输带拉力 F=2400N ，运输带速度 s m 5.1=∨，滚筒直径 D=315mm,使 用年限5年 工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C ；允许运输带速 度误差为±5%，小批量生产。 设计步骤：
行星轮系减速器设计说明书
第一章概述 行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。 根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。 行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2K—H、3K、及K—H—V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。我所设计的行星齿轮是2K—H行星传动NGW型。
第二章原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据 课题: 一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：自动洗衣机减速离合器内部减速装置； 传动比：p i=5.2 输入转速:n=2600r/min 输入功率：P=150w n=3 行星轮个数： w z=63 内齿圈齿数 b （二）系统组成框图
洗涤：A制动，B放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮 脱水：A放开，B制动，运动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶）、中心齿轮、行星架、 波轮与脱水桶等速旋转。
第三章减速器简介 减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。 减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。 一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 1）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。 2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。