行星齿轮设计模板
第二章 原始数据及系统组成框图
（一）有关原始数据
课题: 一种行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：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 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =63
第五章 行星齿轮传动设计
（一）行星齿轮传动的传动比和效率计算
行星齿轮传动比符号及角标含义为： 123i 1—固定件、2—主动件、3—从动件
1、齿轮b 固定时（图1—1），2K —H （NGW ）型传动的传动比b
aH i 为 b aH i =1-H ab i =1+b z /a z
可得 H ab i =1-b
aH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15
输出转速：
H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算：
η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H
ψ
H ψ=*H H H
a b B
ψψψ+ H a ψ为a —g 啮合的损失系数，H b ψ为b —g 啮合的损失系数，H
B
ψ为轴承的损失系数，H ψ 为总的损失系数，一般取H ψ=0.025
按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、H
ab i =-21/5可得
η=1-|a n -H n /(H
ab i -1)* H n |*H ψ=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%
(二) 行星齿轮传动的配齿计算
1、传动比的要求——传动比条件
即 b aH i =1+b z /a z
可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH i
所以中心轮a 和内齿轮b 的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件
为保证行星轮g z 与两个中心轮a z 、b z 同时正确啮合，要求外啮合齿轮a —g 的中心距等于内啮合齿轮b —g 的中心距，即
w (a )a g - =()w b g a -
称为同轴条件。
对于非变位或高度变位传动，有 m/2(a z +g z )=m/2(b z -g z ) 得 g z =b z -a z /2=63-15/2=24
3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角H ?=2π/w n
中心轮a 相应转过1?角，1?角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即
1?=γ*2π/a z
式中2π/a z 为中心轮a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 p i =n/H n =1?/H ?=1+b z /a z 将1?和H ?代入上式，有
2π*γ/a z /2π/w n =1+b z /a z 经整理后γ=a z +b z =（15+63）/2=24
满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件
在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图1—2所示
可得 l=2w a *sin(180/)o w n ＞()a g d l=2*2/m*(a z +g z )*sin 60o
=393/2m ()a g d =d+2a h =17m
满足邻接条件。
(三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算
按齿根弯曲强度初算齿轮模数m 齿轮模数m 的初算公式为
m=2
3111lim /m A F FP Fa d F K T K K K Y z φσ∑
式中 m K —算数系数，对于直齿轮传动m K =12.1； 1T —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ；
1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m
A K —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得A K =1； F K ∑—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得F K ∑=2；
FP K —计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》公式6—5得FP K =1.85；
1Fa Y —小齿轮齿形系数， 图6—22可得1Fa Y =3.15；，
1z —齿轮副中小齿轮齿数，1z =a z =15；
lim F σ—试验齿轮弯曲疲劳极限，2
*N mm 按由《参考文献二》图6—26～6—30选取lim F σ=1202
*N mm
所以 m=
23111lim
/m A F FP Fa d F K T K K K Y z φσ∑=12.1×
3
20.298412 1.85 3.15/0.815120??????
=0.658 取m=0.9 1）分度圆直径d
()a d =m*a z =0.9×15=13.5mm
()g d =m*()g z =0.9×24=21.6mm ()b d =m*()b z =0.9×63=56.7mm
2) 齿顶圆直径a d
齿顶高a h ：外啮合1a h =*
a h *m=m=0.9
内啮合2a h =（*
a h -△*
h ）*m=(1-7.55/2z )*m=0.792
()a a d =()a d +2a h =13.5+1.8=15.3mm
()a g d =()g d +2a h =21.6+1.8=23.4mm ()a b d =()b d -2a h =56.7-1.584=55.116mm
3) 齿根圆直径f d
齿根高f h =（*
a h +*
c ）*m=1.25m=1.125
()f a d =()a d -2f h =13.5-2.25=11.25mm
()f g d =()g d -2f h =21.6-2.25=19.35mm ()f b d =()b d +2f h =56.7+2.25=58.95mm
4）齿宽b
《参考三》表8—19选取d ?=1
()a b =d ?*()a d =1×13.5=13.5mm ()a b =d ?*+5=13.5+5=18.5mm ()b b =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm
5) 中心距a
对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为：
1、a —g 为外啮合齿轮副
ag a =m/2(a z +g z )=0.9/2×(15+24)=17.55mm
2、b —g 为内啮合齿轮副
bg a =m/2(a z +b z )=0.9/2×(63-24)=17.55mm
中心轮a
行星轮g
内齿圈b
模数m 0.9 0.9 0.9 齿数z 15 24 63 分度圆直径d 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径a d 15.3 23.4 54.9 齿根圆直径f d 11.25 19.35 58.95 齿宽高b 18.5
18.5
8.5
中心距a ag a =17.55mm bg a =17.55mm
（四）行星齿轮传动强度计算及校核
1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级
中心轮a 选选用45钢正火，硬度为162～217HBS ，选8级精度，要求齿面粗糙度a R ≤1.6 行星轮g 、内齿圈b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选8级精度，要求齿面粗糙度
a R ≤3.2。
（2）转矩1T
1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm ； （3）按齿根弯曲疲劳强度校核
由《参考文献三》式8—24得出F σ 如F σ≤【F σ】则校核合格。
（4）齿形系数F Y
由《参考文献三》表8—12得Fa Y =3.15，Fg Y =2.7，Fb Y =2.29； （5）应力修正系数s Y
由《参考文献三》表8—13得sa Y =1.49，sg Y =1.58，sb Y =1.74； （6）许用弯曲应力[]F σ
由《参考文献三》图8—24得lim1F σ=180MPa ，lim2F σ=160 MPa ；
由表8—9得F s =1.3 由图8—25得1N Y =2N Y =1； 由《参考文献三》式8—14可得
[]1F σ=1N Y *lim1F σ/F s =180/1.3=138 MPa []2F σ=2N Y *lim2F σ/F s =160/1.3=123.077 MPa
1F σ=2K 1T /b 2m a z *Fa Y sa Y =(2×1.1×298.4/13.5×20.9×15)×3.15×1.49=18.78
Mpa< []1F σ=138 MPa
2F σ=1F σ*Fg Y sg Y /Fa Y sa Y =18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<[]2F σ=123.077
MPa 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 2、齿轮齿面强度的计算及校核 （1）、齿面接触应力H σ
1H σ=0H σ12A V H Ha HP K K K K K β 2H σ=0
H σ22A V H Ha HP K K K K K β
0H σ=1/1/H E t Z Z Z Z F d b u u β∑?±
（2）、许用接触应力为Hp σ 许用接触应力可按下式计算，即
Hp σ=lim lim /H H S σ*NT L V R w x Z Z Z Z Z Z
（3）、强度条件
校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大H σ值均应不大于其相应的许用接触应力为Hp σ，即 H σ≤Hp σ
或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数H S 值应分别大于其对应的最小安全系数lim H S ，即 H S >lim H S
查《参考文献二》表6—11可得 lim H S =1.3 所以 H S >1.3 3、有关系数和接触疲劳极限 （1）使用系数A K
查《参考文献二》表6—7 选取A K =1 （2）动载荷系数V K
查《参考文献二》图6—6可得V K =1.02 （3）齿向载荷分布系数H K β
对于接触情况良好的齿轮副可取H K β=1 （4）齿间载荷分配系数Ha K 、Fa K
由《参考文献二》表6—9查得 1Ha K =1Fa K =1.1 2Ha K =2Fa K =1.2 （5）行星轮间载荷分配不均匀系数Hp K
由《参考文献二》式7—13 得Hp K =1+0.5（'Hp
K -1）
由《参考文献二》图7—19 得'Hp
K =1.5
所以 1Hp K =1+0.5（'Hp
K -1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25
仿上 2Hp K =1.75 （6）节点区域系数H Z
由《参考文献二》图6—9查得H Z =2.06 （7）弹性系数E Z
由《参考文献二》表6—10查得E Z =1.605 （8）重合度系数Z ∑
由《参考文献二》图6—10查得Z ∑=0.82 （9）螺旋角系数Z β Z β=cos β=1
（10）试验齿的接触疲劳极限lim H σ
由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 lim H σ=520Mpa （11）最小安全系数lim H S 、lim H F
由《参考文献二》表6-11可得lim H S =1.5、lim H F =2
（12）接触强度计算的寿命系数NT Z
由《参考文献二》图6—11查得 NT Z =1.38 （13）润滑油膜影响系数L Z 、V Z 、R Z
由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得L Z =0.9、V Z =0.952、R Z =0.82 （14）齿面工作硬化系数w Z
由《参考文献二》图6—20查得 w Z =1.2 （15）接触强度计算的尺寸系数x Z
由《参考文献二》图6—21查得 x Z =1 所以
0H σ=1/1/H E t Z Z Z Z F d b u u β∑?±=2.06× 1.605×0.82×1×
132.625 2.6
13.513.5 1.6
?
?=2.95 1H σ=0H σ12A V H Ha HP K K K K K β=2.95×1 1.021 1.1 1.25????=3.5 2H σ=0
H σ22A V H Ha HP K K K K K β=2.95×1 1.021 1.2 1.75????=4.32
Hp σ=lim lim /H H S σ*NT L V R w x Z Z Z Z Z Z =520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×
1.2×1=464.4
所以 H σ≤Hp σ 齿面接触校核合格
（五）行星齿轮传动的受力分析
在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即w n >1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H —K 型行星传动中，各基本构件（中心轮a 、b 和转臂H ）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力r F ，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F 代表切向力r F 。
为了分析各构件所受力的切向力F ，提出如下三点：
（1） 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。
（2） 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。
（3） 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。
在2H —K 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F ，如图1—3所示。
由于在输入件中心轮a 上受有w n 个行星轮g 同时施加的作用力ga F 和输入转矩A T 的作用。当行星轮数目w n 2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数p k 进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a 在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为
1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m 可得 a T =1T *w n =0.8952 N*m 式中 a T —中心轮所传递的转矩，N*m ； 1P —输入件所传递的名义功率，kw ；
图5-2传动简图：
按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g 作用于中心轮a 的切向力为
ga F =20001T /'a d =2000a T /w n '
a d =2000×0.2984/13.5=44.2N
而行星轮g 上所受的三个切向力为 中心轮a 作用与行星轮g 的切向力为
ag F =-ga F =-2000a T /w n '
a d =-44.2N
内齿轮作用于行星轮g 的切向力为
bg F =ag F =-2000a T /w n '
a
d =-44.2N 转臂H 作用于行星轮g 的切向力为
Hg F =-2ag F =-4000a T /w n '
a
d =-88.4N 转臂H 上所的作用力为
gH F =-2Hg F =-4000a T /w n '
a
d =--88.4N 转臂H 上所的力矩为
H T =w n gH F x r =-4000a T /'
a
d *x r =-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0 N*m 在内齿轮b 上所受的切向力为
gb F =-bg F =2000a T /w n '
a d =44.2N
在内齿轮b 上所受的力矩为
b T =w n gb F 'b d /2000=a T 'b d /'
a
d =0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m 式中 '
a d —中心轮a 的节圆直径，㎜ '
b d —内齿轮b 的节圆直径，㎜
x r —转臂H 的回转半径，㎜ 根据《参考文献二》式（6—37）得
-a T /H T =1/b aH i =1/1-H ab i =1/1+P
转臂H 的转矩为
H T =-a T *（1+P ）= -0.8952×（1+4.2）=-4.655 N*m 仿上
-b T /H T =1/b aH i =1/1-H ab i =p/1+P
内齿轮b 所传递的转矩，
b T =-p/1+p*H T =-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N*m
第六章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计
已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min ，传动比i=5.2，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 （一）轮材料及精度等级
行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220～250HBS ，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170～210HBS ，选用8级精度，要求齿面粗糙度a R ≤3.2～6.3m μ。 （二）按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用《参考文献四》式10—22求出1d 值。确定有关参数与系数。
1） 转矩1T
1T = 1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m
2） 荷系数K
查《参考文献四》表10—11 取K=1.1 3）齿数1z 和齿宽系数d ?
行星轮架内齿圈齿数1z 取11，则齿轮轴外齿面齿数2z =11。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由《参考文献四》表10—20选取d ?=1。 4）许用接触应力[]H σ
由《参考文献四》图10—24查得 lim1H σ=560Mpa, lim2H σ=530 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 H S =1
1N =60nj h L =60×1600×1×(10×52×40)=1.997×9
10 2N =1N /i=1.997×9
10 由《参考文献四》图10—27可得1NT Z =2NT Z =1.05。 由《参考文献四》式10—13可得
[]1H σ=1
NT Z
lim1H σ/H S =1.05×560/1=588 Mpa
[]2H σ=2NT Z lim2H σ/H S =1.05×530/1=556.5 Mpa
（三）按齿根弯曲疲劳强度计算
由《参考文献四》式10—24得出F σ，如1211111a a d d m z ==+=?= 则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数F Y
由《参考文献四》表10—13查得 1F Y =2F Y =3.63 2）应力修正系数S Y
由《参考文献四》表10—14查得 1S Y =2S Y =1.41 3）许用弯曲应力[]F σ
由《参考文献四》图10—25查得 lim1F σ=210Mpa, lim2F σ=190 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 F S =1.3 由《参考文献四》图10—26查得 1NT Y =2NT Y =1
由《参考文献四》式10—14可得 []1F σ=1NT Y lim1F σ/F S =210/1.3=162 Mpa []2F σ=2
NT Y lim2F σ/F S =190/1.3=146 Mpa
故
m
≥
1.26
[]
2
3
11/F S d F KTY Y z ?σ=1.26×
3
21.1298.4 3.63 1.41/111146?????=0.58
1F σ=2K 1T /b 2m 1z F Y S Y =
2
2 1.1298.4
111 11
????×3.63×1.41=27.77MPa<[]1F σ=162 Mpa 2F σ=1F σ 2F Y 2S Y /1F Y 1S Y =27.77MPa<[]2F σ=146 Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
由《参考文献四》表10—3取标准模数m=1 （四）主要尺寸计算
1d =2d =mz=1×11mm=11mm
1b =2b =d ?1d =1×11mm=11mm
a=1/2 m(1z +2z )=1/2×1×(11+11)mm=11mm （五）验算齿轮的圆周速度v
v=π1d 1n /60×1000=π×11×1600/60×1000=0.921m/s
由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。
第七章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计
（一）减速器输入轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件 选用45号钢,并经调质处理,由《参考文献四》表14—4查得强度极限
B σ=650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力[]1b σ-=60MPa
2、按扭转强度估算轴径
根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d 3/C P n ≥=(118～107)30.15/1600=5.36～4.86310.15/1600C d ≥
取直径1d =8.5mm 3、确定各轴段的直径
轴段1(外端)直径最少1d =8.5mm 7d ，
考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：2d =9.7mm, 3d =10mm,
4d =11mm, 5d =11.5mm, 6d =12mm, 7d =15.42mm ， 8d =18mm 。
4、确定各轴段的长度
齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离
合器中所必须满足的安装条件，初定：L=107mm, 1L =3.3mm, 2L =2mm, 3L =44.2mm,
4L =4mm, 5L =18.5mm, 6L =1.5mm, 7L =16.3mm 。
按设计结果画出轴的结构草图：
(a) 水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图
圆周力：t F =112/T d =2×298.4/13.5=44.2N 径向力：r F ='tan t F a =44.2×tan 0
20=16.1N 法向力：n F =t F /cos 'a =44.2/ cos 0
20=47.04N
b 、作水平面内弯矩图（7-2a ）。支点反力为： H F =t F /2=22.1N 弯矩为：1H M =22.1×77.95/2=861.35N mm 2H M =22.1×29.05/2=321 N mm
c 、作垂直面内的弯矩图（7-2b ），支点反力为：v F =r F /2=8.04N 弯矩为：1v M =8.04×77.95/2=313.5N mm 2v M =8.04×29.05/2=116.78 N mm
d 、作合成弯矩图（7-2c ）：1M =2
2
11H V M M +=22861.35313.5+=994.45 N mm
2M =2222H V M M +=22
321116.78+=370.6 N mm
e 、作转矩图(7-2d)：
T=95491P /n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mm
f 、求当量弯矩
1e M =221()M aT +=22
994.45(0.6895.2)+?=1130.23 N mm 2
222()e M M aT =+=22370.6 (0.6895.2)+?=652.566 N mm
g 、校核强度
1e σ=1e M /W=1130.23/0.13
6d =1130.23/0.1×3
12=6.54Mpa 2e σ=2e M /W=652.566/0.13
4
d =652.566/0.1×311=4.9 Mpa 所以 满足
e σ≤[]1b σ-=60Mpa 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。 （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件： 齿轮轴选用45钢正火,由《参考文献四》表14—4查得强度极限B σ=600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力[]1b σ-=55MPa
2、按扭转强度估算轴径
'P =P η=0.15×97.98%=0.147kw
根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得
d 3'/C P n ≥=(118～107)30.147/1600=5.34～4.8330.147/1600C d ≥
取直径2d d ==8.9mm 3、确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少6d =8.9m
考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：1d =12mm,
2d =4d =11.3mm, 3d =5d = 7d =12mm 。
4、确定各轴段的长度
齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离
合器中所必须满足的安装条件，初定：L=136.5mm, 1L =19.2mm, 2L =1.1mm, 3L =74.5mm,
4L =1.5mm, 5L =15.8mm, 6L =1.2mm, 7L =23.2mm 。
按设计结果画出轴的结构草图：见图7-3
5、校核轴：
a 、受力分析图 见图
(a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 圆周力：t F =112/T d =2×465.5/11=84.64N 径向力：r F ='
tan t F a =846.4×tan 0
20=308.1N
法向力：n F =t F /cos 'a =846.4/ cos 0
20=90.72N
b 、作水平面内弯矩图（7-4a ）。支点反力为： H F =t F /2=42.32N 弯矩为：1H M =42.32×68.25/2=1444.17N mm 2H M =423.2×33.05/2=699.338N mm
c 、作垂直面内的弯矩图（7-4b ），支点反力为：v F =r F /2=15.405N
弯矩为：1v M =154.05×68.25/2=525.7 N mm 2v M =154.05×33.05/2=254.57 N mm
d 、作合成弯矩图（7-4c ）：1M =2
2
11H V M M +=2214441.75257+=1536.87 N mm
2M =2222H V M M +=22
6993.382545.7+=744.23 N mm
e 、作转矩图(7-4d)：
T= -H T =a T *（1+P ）= 0.8952×（1+4.2）=465.5 N*mm f 、求当量弯矩
1e M =221()M aT +=22
15368.7(0.64655)+?=1562.04 N mm 2
222()e M M aT =+=227442.3 (0.64655)+?=794.9N mm
g 、校核强度
1e σ=1e M /W=1562.04/0.136d =1562.04/0.1×3
12=9.1Mpa 2e σ=2e M /W=794.9/0.13
4
d =794.9/0.1×312= 4.6Mpa 所以 满足
e σ≤[]1b σ-=55Mpa 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。
NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计
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，
注塑齿轮三维分析及模具设计
SHANDONG ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹ ＯＦ ＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ 课程设计说明书 脚套注塑模 学院 机械工程学院 专业 材料成型及控制工程 班级 材料0902班 姓名及学号 许文然 0911012106 2012年1月
摘要 (3) 第一章齿轮的设计 (4) 1.1注塑材料的选择 1.2齿轮的设计 第二章模具设计 (7) 2.1模架与注塑机的选择 第三章成型零件设计 (10) 第四章浇注系统设计 (14) 第五章顶杆设计 (16) 第六章冷却系统设计 (16) 第七章模具装配图 (19)
摘要 本文运用三维绘图软件UG NX进行塑料齿轮的模具设计，实现计算机辅助设计（CAD）。 首先，根据零件大小确定排样、模架类型，确定初步的成型工艺；然后运用使用UG NX 来生成模具的型腔，并装配模架，实现由计算机来辅助设计模具。 这样的设计方法可以保证产品质量和性能，同时也验证模具制造时的注意和工艺，缩短了模具制造周期和成本。 关键词：UG NX，注塑，齿轮 随着人类社会的进步，材料的使用也发生着变化。从石器时代开始，人类就在寻找更新、更好的材料，制作不同的器物和工具。到目前为止，人类所使用的材料可以分为四大类：木材、水泥、钢铁和塑料[1]。 塑料，作为高分子聚合物，它的性能和应用可以说是无穷无尽，同时，塑料的生产成本比金属要低，使得塑料制品在一些领域逐渐代替金属材料，在农业、包装、运输、电气、化工、建筑、航空航天、仪表以及日用品都离不开塑料。 塑料制品的获得方法有很多，与金属材料相比，塑料制品不仅可以通过机械加工获得，还可以通过成型加工直接获得，而不同的材料就需要用不同的成型工艺和加工方法。部分塑料产品必须依靠模具来成型，例如手机、电脑的外壳，饮料瓶等等。因此，模具的设计直接与塑料制品的复杂程度、美观程度、结构工艺性相关。同时，制品的设计必须考虑模具设计的问题，从而避免制品出现缺陷。 本文所要分析的塑料齿轮就是塑料制品代替金属制品的一个例子。
行星齿轮的注塑模具设计
引言 伴随着全世界范围内机械加工技术的发展和计算机技术的进步,模具工业已是高新技术产业化的重要领域。例如，在电子产品生产中，制造集成电路的引线框架的精密级进冲模和精密的集成电路塑封模，计算机的机壳、插件和许多元件器件的制造中的精密塑料模具、精密冲压模具等，都是产品生产不可或缺的工具装备。精密模具已使模具行业成为一个与高新技术产品互为依托的产业。1996年至2002年间，我国模具制造业的产值年平均增长14%左右，2003年增长25%左右，沿海一带城市的增长在25%以上。而近几年来，我国模具技术有了很大发展，模具技术有了很大的提高。生产的模具有些已接近或达到国际水平。大型、精密、复杂、高效和长寿命模具又上了新台阶。 虽然在很多方面我国的模具有了很大的发展，但仍有很比较突的问题。目前模具设计及模具制造大都依靠设计的经验进行设计。模具的好坏完全由个人的平时累计的经验控制。这样使得模具设计的周期长，效率低且模具的质量也难以保证。模具工业除需要“高技艺”的从业人员外，还需要更多的“高技术”来保证。本文就是以提高模具设计效率，缩短设计周期，降低模具成本，保证模具质量为目的，试探性的研究三维技术在冲压模具中的应用与开发。 1
2 绪论 2.1模具概述 塑料，Plastic,是以高分子合成树脂为主要成分，在一定的温度和压力下，可塑成一定形状且在常温下保持形状不变的材料。 模具，mould，是利用其特定形状去成型具有一定形状和尺寸的制品的工具。 成型塑料制品的模具叫做塑料模具。对塑料模具的全面要求是：能生产出在尺寸精度、外观、物理性能等各方面均能满足使用要求的优质制品。从模具使用的角度，要求高效率、自动化、操作简便；从模具制造的角度，要求结构合理、制造容易、成本低廉。 注射成型生产中使用的模具称为注射成型模具，简称注射模，也称为注塑模。注射模主要适用于热塑性塑料的成型加工，近年来也逐渐用于加工部分热固性塑料塑料制件。注射模具有很多优点，如对塑料的适应性较广，塑料制件的外观质量较好，生产效率特别高，易于实现自动化生产等，广泛用于塑料制件的生产中。 注射模具的结构由塑件的复杂程度及注射机的结构形式等因素决定。注射模具可分为动模和定模两大部分，定模部分安装在注射机的固定模板上，动模部分安装在注射机的移动模板上，注射时动模与定模闭合构成浇注系统和型腔，开模时动模与定模分离，由推出机构推出塑品。 根据模具上各个零部件所起的作用注塑模具一般有以下几部分组成：定模机构、动模机构、浇注系统、导向装置、顶出机构、抽芯机构、冷却和加热装置、排气系统等。 注塑成型全过程分为：塑化过程、充模过程、冷却凝固过程、脱模过程，由这四个过程就形成了一个循环，完成了一次成型一个乃至数十个塑件的过程。 1.1.1我国模具业存在的问题 1、模具水平落后 在模具制造水平上，虽然我国有些设备已达到或接近世界先进水平，但总体上要比德、美、日、法、意等，发达国家落后许多。国内模具的使用寿命只有国外发达国家的1/2至1/10，甚至更短。模具生产周期却比国际先进水平长许多。此外，开发
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
(完整word版)NGW型行星轮中太阳轮的设计和计算要点
目录 一．绪论 (1) 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 (3) 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) 3．几何尺寸计算 (8) 4．重合度计算 (9) 四．太阳轮的强度计算及强度校核 (10) 1.强度计算 (10) （1）外载荷 (12) （2）危险截面的弯矩和轴向力 (12) 2.疲劳强度校核 (14) （1）齿面接触疲劳强度 (14) （2）齿根弯曲疲劳强度 (18) 3.安全系数校核 (21) 五．零件图和装配图 (25) 六．参考文献 (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1/2—1/3; 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，
行星齿轮设计【模板】
第二章 原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据 课题: 一种行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：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 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =63 第五章 行星齿轮传动设计 （一）行星齿轮传动的传动比和效率计算 行星齿轮传动比符号及角标含义为： 123i 1—固定件、2—主动件、3—从动件 1、齿轮b 固定时（图1—1），2K —H （NGW ）型传动的传动比b aH i 为 b aH i =1-H ab i =1+b z /a z 可得 H ab i =1-b aH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15 输出转速： H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算： η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψ H ψ=*H H H a b B ψψψ+ H a ψ为a —g 啮合的损失系数，H b ψ为b —g 啮合的损失系数，H B ψ为轴承的损失系数，H ψ 为总的损失系数，一般取H ψ=0.025 按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、H ab i =-21/5可得
η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψ=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% (二) 行星齿轮传动的配齿计算 1、传动比的要求——传动比条件 即 b aH i =1+b z /a z 可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH i 所以中心轮a 和内齿轮b 的齿数满足给定传动比的要求。 2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件 为保证行星轮g z 与两个中心轮a z 、b z 同时正确啮合，要求外啮合齿轮a —g 的中心距等于内啮合齿轮b —g 的中心距，即 w (a )a g - =()w b g a - 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有 m/2(a z +g z )=m/2(b z -g z ) 得 g z =b z -a z /2=63-15/2=24 3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角H ?=2π/w n 中心轮a 相应转过1?角，1?角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即 1?=γ*2π/a z 式中2π/a z 为中心轮a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 p i =n/H n =1?/H ?=1+b z /a z 将1?和H ?代入上式，有 2π*γ/a z /2π/w n =1+b z /a z 经整理后γ=a z +b z =（15+63）/2=24 满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件 在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图1—2所示
行星齿轮传动设计详解
1 绪论 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，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，这些已被我国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中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，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；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用[1-2]。 1．1 发展概况 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，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[1-8]。 1．2 3K型行星齿轮传动 在图4所示的3K型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮a、b和e，故其传动类型代号为3K[10]。在3K型行星传动中，由于其转臂H不承受外力矩的作用，所以，它不是基本构件，而只是用于支承行星轮心轴所必需的结构元件，
螺纹模具设计要点
螺纹模具设计要点 塑胶产品螺纹分外螺纹与内螺纹两种,精度不高的外螺纹一般用哈夫块成型,而内螺纹则大多需要卸螺纹装置。 今天简单介绍内螺纹脱模方法,重点介绍齿轮的计算与选择。 一、卸螺纹装置分类 1、按动作方式分 ①螺纹型芯转动,推板推动产品脱离; ②螺纹型芯转动同时后退,产品自然脱离。 2、按驱动方式分 ①油缸+齿条 ②油马达/电机+链条
③齿条+锥度齿轮 ④来福线螺母
二、设计步骤 必须掌握产品的以下数据(见下图) ①“D”——螺纹外 ②“P”——螺纹牙距 ③“L”——螺纹牙长 ④螺纹规格/方向/头数 ⑤型腔数量
2、确定螺纹型芯转动圈数: U=L/P + Us U 螺纹型芯转动圈数 Us 安全系数,为保证完全旋出螺纹所加余量,一般取0、25~1 3、确定齿轮模数、齿数与传动比: 模数决定齿轮的齿厚,齿数决定齿轮的外径,传动比决定啮合齿轮的转速。 在此之前有必要讲一下齿轮的参数与啮合条件。 三、齿轮的参数与啮合条件 模具的卸螺纹机构中大多应用的就是直齿圆柱齿轮,而且一般都就是渐开线直齿圆柱齿轮,因此下面就以渐开线直齿圆柱齿轮为研究对象。 1 齿轮传动的基本要求 ①要求瞬时传动比恒定不变 ②要求有足够的承载能力与较长的使用寿命 2、直齿圆柱齿轮啮合基本定律 两齿轮廓不论在何处接触,过接触点所作的两啮合齿轮的公法线,必须与两轮连心线相交于一点“C”,这样才能保证齿轮的瞬时传动比不变。将所有“C”点连起来就成了2个外切圆,称之为分度圆,分度圆圆心距即齿轮圆心距。详见下图 3、渐开线直齿圆柱齿轮参数 分度圆直径------“d”表示 分度圆周长--------“S”表示 齿轮齿距--------“p”表示 齿轮齿厚--------“sk”表示 齿轮齿槽宽--------“ek”表示 齿轮齿数--------“z”表示 齿轮模数--------“m”表示 齿轮压力角--------“ɑ”表示 齿轮传动比--------“i”表示 齿轮中心距--------“l”表示
(完整word版)行星齿轮减速器设计
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n1 1000rpm , 传动比为i p 35.5, 允许传动比偏差iP0.1, 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 p1 7.1, i p2 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 np 3 。根据内齿轮 z b1 i p1 1 z a1 zb1 7.1 1 17 103.7 103 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 i ＝ ip i ＝ 7.1 7.0588 ＝5℅ ip 7.1 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 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： 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 z c1 z b1 z a1 2 43 za1 zb1 2 C ＝ 40 整数
齿轮模具设计步骤
齿轮模具设计 专业班级： 姓名： 学号： 指导教师： 设计时间:
物理与电气工程学院 2015 年6 月20日 下面一图1-1所示的齿轮为例，介绍CREO2.0模具设计的一般过程。 图1-1齿轮模型 1.1.1参照零件的布局 （1）启动CREO2.0，执行“文件”中的“设置工作目录”命令，选择一个合适的工作目录。 （2）选择下拉菜单“文件”，“新建”命令对话框。在“新建”对话框中的
“类型”选项中选择“制造”，“子类型”中选择“模具型腔”，在名称文本框中输入模具型腔的文件名为“chuitou，同时取消选择“使用默认模板”复选框，如图1-2所示。单击“确定”按钮，在弹出的“新文件选项”对话框，选择“mmns_mfg_mold”模板，如图1-3所示。单击“新文件选项”对话框中的“确定”按钮，进入模具设计模块。 图1-2“新建“对话框 图1-3“新文件选项“对话框
（3）单击“模具制造“工具栏上的“模具型腔布局”按钮，弹出“打开”对话框，同时弹出“布局”对话框，如图1-4所示。 （4）在“打开”对话框中选择“chuitou.prt”零件后，单击“打开”按钮，弹出“创建参照模型”对话框，如图1-5所示。在“创建参照模型”对话框中选择“按参照合并”单选框，单击“确定”按钮接受默认的参照模型名称。 图1-4“布局”对话框图1-5“创建参考模型”对话框 （5）单击“布局”对话框中的“参照模型起点与定向”选项区域中的拾取箭头，出现浮动参照模型窗口，同时出现“坐标系类型”菜单管理器，如图1-6所示。
1.1.2设置收缩率 （1）单击“模具制造”工具栏上的“按比例收缩”按钮，弹出“选取”对话框，按照提示单击任何一个参照模型，选中的模型变成红色。 （2）在弹出的“按比例收缩”对话框中选择“1+S”收缩率公式，选中参照模型中的坐标系PRT_CSYS_DEF，在“收缩率”文本框中输入0.005，如图1-8所示。 （3）单击“按比例收缩”对话框中的“确定”按钮，即可完成全部零件的收缩率设置。 图1-8 设置按比例收缩参数 1.1.3创建工件 创建工件步骤如下： （1）选择“模具”菜单管理器中的“模具模型”，“创建”，“工件”，“自动”
行星齿轮减速机
行星齿轮减速机
2K-H型双极（负号机构)行星齿轮减速器设计 作者朱万胜 指导教师 左家圣 摘要： 本文完成了对一个2K-H型双级负号机构（NW型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。此减速器的传动比是15，而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，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。然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率 并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。然后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。
关键字：减速器、行星齿轮、 NW型行星传动2K-H bipolar (negative body) design of planetary gear reducer Abstract: The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer design and transmission design. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, speed reducer is a dynamic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motor's rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph and select the motor effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and then design calculations and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing. Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmission 目录
齿轮模具设计步骤
齿轮模具设计 专业班级： ______________________ 姓名： _______________________________ 学号： _____________________________ 指导教师： ______________________________ 设计时间: _______________________________ 物理与电气工程学院 2015年6月20日
F面一图1-1所示的齿轮为例，介绍CREO2.0模具设计的一般过程。 图1-1齿轮模型 1.1.1参照零件的布局 （1）启动CREO2.0,执行“文件”中的“设置工作目录”命令，选择一个合适的工作目录。 （2）选择下拉菜单“文件”，“新建”命令对话框。在“新建”对话框中的“类型”选项中选择“制造”，“子类型”中选择“模具型腔”，在名称文本框中输入模具型腔的文件名为“ chuitou,同时取消选择“使用默认模板”复选框，如图1-2所示。单击“确定”按钮，在弹出的“新文件选项”对话框，选择 “ mmn s_mfg_mold ”模板，如图1-3所示。单击“新文件选项”对话框中的“确定”按钮，进入模具设计模块。
图 本 石二 4 m 3 一匡览亠亠一蚁宰 和总 零 渎 制红 格 捉 布 记 标 Fxa p% 虫 C1B 卡 冋 鱼 SOOOOOO 阪宝件 ?掘貝型腔 Ejcpizt :?L "1 皿皿 了臭里
(3)单击“模具制造“工具栏上的“模具型腔布局”按钮总,弹出“打开” 对话框，同时弹出“布局”对话框，如图1-4所示。 (4)在“打开”对话框中选择“ chuitou.prt”零件后，单击“打开”按钮，弹出“创建参照模型”对话框，如图1-5所示。在“创建参照模型”对话框中选择“按参照合并”单选框，单击“确定”按钮接受默认的参照模型名称。
封闭式行星齿轮减速器的设计毕业论文
封闭式行星齿轮减速器的设计毕业论文 目录 毕业论文设计任务书......................................................... I 开题报告 (Ⅱ) 指导教师审查意见 (Ⅲ) 评阅教师评语 (Ⅳ) 答辩会议记录 (Ⅴ) 中文摘要 (Ⅵ) 英文摘要 (Ⅶ) 1 前言 (1) 1.1设计的目的 (1) 1.2研究本课题的意义 (1) 1.3本课题研究的围 (1) 2 选题背景 (2) 2.1题目来源 (2) 2.2研究目的和意义 (2) 2.3国外现状和发展趋势 (2) 2.4应解决的主要问题 (5) 3 方案论证 (6) 3.1设计要求 (6) 3.2方案得拟定 (6) 3.3行星排级数得选择 (6) 3.4最终方案 (7) 4 设计论述 (9) 4.1总体传动比设计 (9) 4.2封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算 (10) 4.3扭矩的计算 (11) 4.4初步计算齿轮的主要参数 (12) 4.5几何尺寸的计算 (15) 4.6装配条件的验算 (15)
4.7齿轮强度验算 (16) 4.8效率的计算 (30) 4.9输入轴的强度校核 (31) 5 结果分析 (32) 5.1计算结果 (32) 5.2结果分析 (33) 6 有限元分析 (34) 6.1有限元简介 (34) 6.2二级行星架的有限元分析过程 (34) 6.3二级行星架有限元分析结果总结 (34) 7 总结 (37) 参考文献 (37) 致谢 (39)
1 前言 1.1 设计的目的 机械毕业设计是学生学习机械专业进行的一项综合训练，其主要目的是通过毕业设计使学生巩固、加深在四年机械课程学习中学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置和简单机械的设计方法与步骤。 本课题研究的主要问题是电动葫芦中行星齿轮该减速器的设计，针对行星齿轮的结构设计，从而达到优化电动葫芦的结构。研究本课题的目的是使电动葫芦达到体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长的目的。 1.2 研究本课题的意义 电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。 1.3 本课题研究的围 本次设计主要研究的围是钢丝绳电动葫芦。本次设计的封闭式行星齿轮减速器主要应用于钢丝绳电动葫芦。
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：
齿轮模具设计步骤
齿轮模具设计专业班级: 姓名: 学号: 指导教师: 设计时间: 物理与电气工程学院 2015 年6 月20日 下面一图11所示得齿轮为例,介绍CREO2、0模具设计得一般过程。
图11齿轮模型 1.1.1参照零件得布局 (1)启动CREO2、0,执行“文件”中得“设置工作目录”命令,选择一个合适得工作目录。 (2)选择下拉菜单“文件”,“新建”命令对话框。在“新建”对话框中得“类型”选项中选择“制造”,“子类型”中选择“模具型腔”,在名称文本框中输入模具型腔得文件名为“chuitou,同时取消选择“使用默认模板”复选框,如图12所示。单击“确定”按钮,在弹出得“新文件选项”对话框,选择“mmns_mfg_mold”模板,如图13所示。单击“新文件选项”对话框中得“确定”按钮,进入模具设计模块。
图12“新建“对话框 图13“新文件选项“对话框 (3)单击“模具制造“工具栏上得“模具型腔布局”按钮,弹出“打开”对话框,同时弹出“布局”对话框,如图14所示。 (4)在“打开”对话框中选择“chuitou、prt”零件后,单击“打开”按钮,弹出“创建参照模型”对话框,如图15所示。在“创建参照模型”对话框中选择“按参照合并”单选框,单击“确定”按钮接受默认得参照模型名称。
图14“布局”对话框图15“创建参考模型”对话框 (5)单击“布局”对话框中得“参照模型起点与定向”选项区域中得拾取箭头,出现浮动参照模型窗口,同时出现“坐标系类型”菜单管理器,如图16所示。 1.1.2设置收缩率 （1）单击“模具制造”工具栏上得“按比例收缩”按钮,弹出“选取” 对话框,按照提示单击任何一个参照模型,选中得模型变成红色。 (2) 在弹出得“按比例收缩”对话框中选择“1+S”收缩率公式,选中参照模型中得坐标系PRT_CSYS_DEF,在“收缩率”文本框中输入0、005,如图18所示。 (3) 单击“按比例收缩”对话框中得“确定”按钮,即可完成全部零件得收缩率设置。
行星齿轮减速器项目可行性分析报告(模板参考范文)
行星齿轮减速器项目 可行性分析报告 规划设计 / 投资分析
行星齿轮减速器项目可行性分析报告说明 该行星齿轮减速器项目计划总投资5230.46万元，其中：固定资产投 资4124.95万元，占项目总投资的78.86%；流动资金1105.51万元，占项 目总投资的21.14%。 达产年营业收入7414.00万元，总成本费用5851.33万元，税金及附 加88.80万元，利润总额1562.67万元，利税总额1867.01万元，税后净 利润1172.00万元，达产年纳税总额695.01万元；达产年投资利润率 29.88%，投资利税率35.69%，投资回报率22.41%，全部投资回收期5.96年，提供就业职位138个。 本报告所描述的投资预算及财务收益预评估均以《建设项目经济评价 方法与参数（第三版）》为标准进行测算形成，是基于一个动态的环境和 对未来预测的不确定性，因此，可能会因时间或其他因素的变化而导致与 未来发生的事实不完全一致，所以，相关的预测将会随之而有所调整，敬 请接受本报告的各方关注以项目承办单位名义就同一主题所出具的相关后 续研究报告及发布的评论文章，故此，本报告中所发表的观点和结论仅供 报告持有者参考使用；报告编制人员对本报告披露的信息不作承诺性保证，也不对各级政府部门（客户或潜在投资者）因参考报告内容而产生的相关
后果承担法律责任；因此，报告的持有者和审阅者应当完全拥有自主采纳权和取舍权，敬请本报告的所有读者给予谅解。 ...... 主要内容：项目基本信息、建设背景分析、市场分析、调研、项目建设方案、选址评价、项目工程方案分析、项目工艺说明、环境保护、项目生产安全、项目风险评估、节能分析、实施进度、投资方案说明、经济收益分析、项目结论等。
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
齿轮模具设计
湖南信息职业技术学院 塑料成型工艺与模具设计 课程设计 设计课题：注射模具设计——罩 说 明 书 系部机电工程 专业模具设计与制造 班级模具0804 学生姓名谭玉亮 指导教师王宗华 2009年12月2日
目录 1、设计任务书 2、塑件的分析 2.1塑件原材料的分析 2.2 塑件的工艺性分析 2.2.1塑件的结构分析 2.2.2 塑件的尺寸精度分析 2.2.3 塑件的表面质量分析 3、计算塑件的体积和重量 4、塑件注射工艺参数的确定 5、对注塑机主要工艺参数的校核 5.1 最大注射量的校核 5.2 最大注射压力的校核 5.3 锁模力的校核 5.4 安装尺寸的校核 5.5 开模行程的校核 6、注射模的结构设计 6.1 分型面的选择 6.2 型腔的排列方式 6.3 浇注系统的设计 6.3.1 主流道的设计 6.3.2 分流道的设计 6.3.3 浇口的设计 7、成型零件的结构设计 7.1 型腔的结构设计 7.2 型芯的结构设计 8、成型零件的尺寸计算 9、推出机构的设计 10、冷却水道的设计 11、标准模架的选择 12、参考文献 附：模具总装配图
1、设计任务书 罩零件的设计任务书如下图所示：
2、塑件的分析 2.1塑件原材料的分析 PP料是一种热塑性塑料，原料易得，价格便宜，产量很大，仅次于PE、PVC 和PS。聚丙烯无味、无色、无毒，是结晶性的线性结构高聚物。外观似聚乙烯，但比聚乙烯更透明更轻。密度为0.90～0.91g/cm3，硬度为R80--110 ，吸水率为0.01%，收缩率为1.0％～2.5％，成型温度为160～220℃。聚丙烯不吸水、光泽好、易着色。具有特别高的抗弯曲疲劳强度。聚丙烯的熔点为164℃～170℃，其耐热性好,能在100℃以上的温度下进行消毒灭菌，聚丙烯在低温下使用温度可达-15℃，在-35℃时会脆裂。聚丙烯的高频绝缘性能好，而且由于其不吸水，绝缘性能不受湿度的影响。聚丙烯的严重缺点是在氧、热、光的作用下极易降解、老化，所以必须加入稳定剂。 聚丙烯不吸水，所以成型前不需干燥。PP料的成型收缩范围大，易发生缩孔、凹痕及变形等缺陷。聚丙烯的热容量大，注射成型模具必须设计能充分进行冷却的冷却回路，应注意控制模具温度，模温太低（＜50℃），塑件无光泽，易产生熔接痕；模温太高（＞90℃），易产生翘曲、变形。 聚丙烯的成型特性为： （1）成型性好，可采用注射、吹塑、真空热成型、涂覆、旋转成型、电镀和发泡，还可以在金属表面喷涂。 （2）结晶料，吸湿性小，成型前不需要干燥。 （3）易发生融体破裂，长期与热金属接触易分解，成型时需加入稳定剂。（4）流动性好，溢边值为0.03mm左右，收缩范围及收缩值大,易发生缩孔，凹痕，变形。 （5）冷却速度慢,模具应设计能充分进行冷却的冷却回路，并注意控制成型温度，模具温度低于50度时,塑件不光滑,易产生熔接不良,留痕，填充不足,90度以上易发生翘曲变形。 （6）塑料壁厚须均匀，避免缺胶，尖角，以防应力集中。塑件成型后应采用火焰处理或类似技术。脱模斜度宜取1°～3°。 （7）质软易脱模，当塑件有浅侧凹（凸）时，可强制脱模。 2.2塑件的工艺性分析 综合看来，该塑件结构简单，无特殊的结构要求，可采用注射成型加工。在注射成型生产时，只要工艺参数控制得当，该塑件是比较容易成型的。 2.2.1塑件的结构分析 ○1从图纸上分析，该塑件的外形为回转体，壁厚均匀，且符合最小壁厚要求。○2塑件端面有6个φ17的孔，应注意孔的位置。 ○3塑件的转角处都采用圆弧过渡，以防止应力集中，提高塑件的强度。