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，如结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求较高；由于体积较小、散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置等。

行星齿轮传动的设计进行研究，对促进技术进步和国民经济的发展具有重要的理论和实用意义。

1.2 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，以基本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。

本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计。

第二章 NGW行星齿轮减速器结构设计2.1 设计技术参数已知输入功率30KW,输入转速100r/min，传动比6，每天工作16小时，使用寿命10年2.2 机构简图确定减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统(如图2-1)。

图2-1n=2或3，从提高传动装查书《渐开线行星齿轮传动设计》书表4-1确定p置承载力，减小尺寸和重量出发，取p n =3。

计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=1 2.3 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。

2.4 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。

材料选择见表2-1。

第三章 齿轮的优化设计3.1 齿轮的设计 3.11配齿数采用比例法：::::(2)2:(1):()a c b a a a a p Z Z Z M Z Z i i Z Z i n =--:2:5:2a a a a Z Z Z Z =按齿面硬度HRC=60，()c a uZ /Z 62/22==-=查 《渐开线行星齿轮传动设计》 书图4-7a 的max 20a Z =，又1320a Z <<，取17a Z =。

由传动比条件知 Y i 17*6102a Z ===M Y /3102/334===计算内齿轮和行星齿轮齿数：Y 1021785b a Z Z =-=-=234c a Z Z =*=3.12初步计算齿轮主要参数（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 用式()32limA p d Ha H atdT K K K ud K ϕσ=进行计算，相关系数取值如表3-1。

其中：u=34172c a Z Z == 太阳轮传递的扭矩：()a p a T 9549P /n n 954930/3100954.9 N m ==**=⋅则太阳轮分度圆直径为：()32lim768103.76 mmA p d Ha H a tdT K K K ud K ϕσ===(2)按弯曲强度初算模数 用式1321A Fp tmd T K K mK Z ϕσ=进行计算。

式中相关系数同表3-1，其余系数取值如表3-2。

因为2lim 212lim1245 3.182.54306.73350 F Fa Fa F Y Y Nmm σσ=⨯=<=，所以应按行星轮计算模数：3212.15.64a A Fp tmd a T K K m K Z ϕσ===6m =，则太阳轮直径：()176102 mm a a d Z m ==⨯=接触强度初算结果()103.76 mm a d =接近，故初定按()108.5 mm a d =6m =进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。

3.13几何尺寸计算将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表3-3。

3.2 重合度计算外啮合：()()a a a m Z 2617251 ()26342102()114257 ()2162108()(r)cos ())51cos 2057(r)=arccos(arccos()32.78()arccos((r)ccos ())arccos(102cos 20108)27.441c c a a a a a c a c a a a a r m Z r d r d r a c ra c ααεαα︒︒︒︒=⨯===⨯=============[](tan()tan )(tan()tan )=17(tan 32.78tan 20)34(tan 27.441tan 20(2)=1.598>1.2Za a a Zc a c αααααππ︒︒︒︒=-+-⎡⎤-+-⎣⎦内啮合：()()b b b c m Z 26852255 ()26342102()24952247.5 ()22162108()(r)cos ())255cos 20247.5()(r)cos ())102cos 20108(r)=arccos(arccos()14.50arccos(arccos()27.c c a b a b a c a c a b a b a c a c r m Z r d r d r r αααα︒︒︒=⨯===⨯=============[](tan()tan )(tan()tan (2)=34(tan 27.441tan 20)85(tan14.50tan 20)(2)=2.266>1.2441c a c b a b Z Z αεααααππ︒︒︒︒︒=---⎡⎤---⎣⎦3.2 齿轮啮合效率计算按公式11X Xb ab aXXabi i ηηη-==-进行计算。

式中Xη为转化机构的效率，可用Kyдpявпев计算法确定。

查《渐开线行星齿轮传动设计》中图3-3a 、b （取µ=0.06，因齿轮精度高）得各啮合副的效率为0.978X ac η=，0.997X cb η=，转化机构效率为：0.9870.9970.984X Xac cb X ηηη==⨯=转化机构传动比：85517b a XabZ Z i=-=-=-则 1150.9840.987115X X b ab aXXab i i ηηη-+⨯====-+. 3.4 疲劳强度校核 3.41外啮合（1）齿面接触疲劳强度用式HH σσ=，0H H E Z Z Z Z b uεσ=计算接触应力H σ，用式lim minH NHP L v R W X H Z Z Z Z Z Z S σσ=计算其许用应力HP σ。

三式中的参数和系数取值如表3-4。

基本值0Hσ：02=2.5189.80.891 =825.85 N/mm H H E Z Z Z Z b uεσ=⨯⨯⨯接触应力H σ：2=825.85 =1001.98 N/mm H H σσ=许用接触应力HP σ：lim min21400 1.03 1.050.88 1.03111.25=1097.9 N/mm H NHP L v R W XH Z Z Z Z Z Z S σσ=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯因H HP σσ<，故接触强度通过。

（2）齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力F σ及其许用应力FP σ，用式0,F F A v F F Fp K K K K K βασσ=lim R minF ST NTFP relT relT X F Y Y Y Y Y S δσσ=和0tF F S nF Y Y Y Y bm ααεβσ=计算。

并分别对太阳轮和行星轮进行校核。

对于表3-4中未出现的参数和系数取值如表3-5。

太阳轮：弯曲应力基本值0F a σ：0 218723.53= 2.95 1.550.7191726=142.5 N/mm tF a F a S a nF Y Y Y Y bm ααεβσ=⨯⨯⨯⨯⨯弯曲应力F a σ：2=142.5 1.25 1.005 1.0761 1.075 =207.67 N/mm F a F a A v F F FpK K K K K βασσ=⨯⨯⨯⨯⨯许用弯曲应力FP a σ:lim R min235021=0.95 1.0451=434.33 N/mm1.6F a ST NTFP a relT a relT a XF Y Y Y Y Y S δσσ=⨯⨯⨯⨯⨯ 因F a FP a σσ<，故太阳轮弯曲强度通过。