NGW行星齒輪減速器--軸的設(shè)計.doc

目 錄第一章 緒論21.1 行星齒輪傳動的特點21.2 本文的主要內(nèi)容3第二章 NGW行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計32.1 設(shè)計技術(shù)參數(shù)32.2 機(jī)構(gòu)簡圖確定32.3 齒形與精度42.4 齒輪材料及其性能4第三章 齒輪的優(yōu)化設(shè)計43.1 齒輪的設(shè)計43.11配齒數(shù)43.12初步計算齒輪主要參數(shù)53.13幾何尺寸計算63.2 重合度計算73.2 齒輪嚙合效率計算73.4 疲勞強(qiáng)度校核83.41外嚙合83.42內(nèi)嚙合13第四章 其他零件的設(shè)計144.1 軸承的設(shè)計144.2 行星架的設(shè)計15第五章 輸入軸的優(yōu)化設(shè)計155.1 裝配方案的選擇155.2 尺寸設(shè)計165.21初步確定軸的最小直徑165.22根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度175.23軸上零件軸向定位175.24確定軸上圓角和倒角尺寸185.3 輸入軸的受力分析185.31求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T185.32求作用在太陽輪上的力185.33求軸上的載荷195.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度215.5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度225.6 按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核28第六章 Solidworks出圖30參考文獻(xiàn)34第一章 緒論漸開線行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪繞著位置固定的幾何軸線作圓周運動的齒輪傳動，這種傳動通常用內(nèi)嚙合且多采用幾個行星輪同時傳遞載荷，以使功率分流。漸開線行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點:傳動比范圍大、結(jié)構(gòu)緊湊、體積和質(zhì)量小、效率普遍較高、噪音低以及運轉(zhuǎn)平穩(wěn)等，因此被廣泛應(yīng)用于起重、冶金、工程機(jī)械、運輸、航空、機(jī)床、電工機(jī)械以及國防工業(yè)等部門作為減速、變速或增速齒輪傳動裝置。漸開線行星齒輪減速器所用的行星齒輪傳動類型很多，按傳動機(jī)構(gòu)中齒輪的嚙合方式分為:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飛VGW、W.W等，其中的字母表示:N內(nèi)嚙合，W外嚙合，G內(nèi)外嚙合公用行星齒輪，ZU錐齒輪。1.1 行星齒輪傳動的特點行星齒輪傳動與其他形式的齒輪傳動相比有如下幾個特點:（1）體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳遞功率大、承載能力高，這個特點是由行星齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等內(nèi)在因素決定的。（2）傳動比大 只要適當(dāng)?shù)倪x擇行星傳動的類型及配齒方案，就可以利用很少的幾個齒輪而得到很大的傳動比。在不作為動力傳動而主要用以傳遞運動的行星機(jī)構(gòu)中，其傳動比可達(dá)到幾千。此外，行星齒輪傳動由于它的三個基本構(gòu)件都可以傳動，故可以實現(xiàn)運動的合成與分解，以及有級和無級變速傳動等復(fù)雜的運動。（3）傳動效率高 由于行星齒輪傳動采用了對稱的分流傳動結(jié)構(gòu)，即它具有數(shù)個均勻分布的行星齒輪，使作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力相互平衡，有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率可達(dá)0.970.99。（4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強(qiáng)由于采用數(shù)個相同的行星輪，均勻分布于中心輪周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動的能力較強(qiáng)，工作較可靠。在具有上述特點和優(yōu)越性的同時，行星齒輪傳動也存在一些缺點，如結(jié)構(gòu)形式比定軸齒輪傳動復(fù)雜；對制造質(zhì)量要求較高；由于體積較小、散熱面積小導(dǎo)致油溫升高，故要求嚴(yán)格的潤滑與冷卻裝置等。行星齒輪傳動的設(shè)計進(jìn)行研究，對促進(jìn)技術(shù)進(jìn)步和國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展具有重要的理論和實用意義。1.2 本文的主要內(nèi)容NGW型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)的傳動原理:當(dāng)高速軸由電動機(jī)驅(qū)動時，帶動太陽輪回轉(zhuǎn)，再帶動行星輪轉(zhuǎn)動，由于內(nèi)齒圈固定不動，便驅(qū)動行星架作輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)，以此同樣的結(jié)構(gòu)組成二級、三級或多級傳動。NGW型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)主要由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架所組成，以基本構(gòu)件命名，又稱為ZK-H型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)。本設(shè)計的主要內(nèi)容是單級NGW型行星減速器的設(shè)計。第二章 NGW行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計2.1 設(shè)計技術(shù)參數(shù) 已知輸入功率30KW,輸入轉(zhuǎn)速100r/min，傳動比6，每天工作16小時，使用壽命10年2.2 機(jī)構(gòu)簡圖確定 減速器傳動比i=6,故屬于1級NGW型行星傳動系統(tǒng)(如圖2-1)。圖 2-1查書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計書表4-1確定=2或3，從提高傳動裝置承載力，減小尺寸和重量出發(fā)，取=3。 計算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=12.3 齒形與精度因?qū)儆诘退賯鲃?，以及方便加工，故采用齒形角為20，直齒傳動，精度定位6級。2.4 齒輪材料及其性能太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸。材料選擇見表2-1。表2-1 齒輪材料及其性能齒輪材料熱處理 (N/mm) (N/mm)加工精度太陽輪20CrMnTi滲碳淬火HRC58 6214003506級行星輪245內(nèi)齒輪40Cr調(diào)制HB2622936502207級第三章 齒輪的優(yōu)化設(shè)計3.1 齒輪的設(shè)計3.11配齒數(shù)采用比例法：按齒面硬度HRC=60，查 漸開線行星齒輪傳動設(shè)計 書圖4-7a的，又，取。 由傳動比條件知 計算內(nèi)齒輪和行星齒輪齒數(shù)：3.12初步計算齒輪主要參數(shù)（1）按齒面接觸強(qiáng)度計算太陽輪分度圓直徑用式進(jìn)行計算，相關(guān)系數(shù)取值如表3-1。其中：太陽輪傳遞的扭矩：則太陽輪分度圓直徑為：表3-1 齒面接觸強(qiáng)度有關(guān)系數(shù)代號名 稱說 明取 值算式系數(shù)直齒輪768使用系數(shù)表6-5，中等沖擊1.25行星輪間載荷分配系數(shù)表7-2，太陽輪浮動，6級精度1.05綜合系數(shù)表6-4，高精度，硬齒面1.8小齒輪齒寬系數(shù)表6-30.7實驗齒輪的接觸疲勞極限圖6-161400 以上均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得(2)按彎曲強(qiáng)度初算模數(shù)用式進(jìn)行計算。式中相關(guān)系數(shù)同表3-1，其余系數(shù)取值如表3-2。因為，所以應(yīng)按行星輪計算模數(shù)：表3-2 彎曲強(qiáng)度有關(guān)系數(shù)代號名 稱說 明取 值算式系數(shù)直齒輪12.1行星輪間載荷分配系數(shù)1.075綜合系數(shù)表6-4，高精度，1.6齒形系數(shù)圖6-25，按x=0查值3.18齒形系數(shù)圖6-25，按x=0查值2.45 以上均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得若取莫屬，則太陽輪直徑：接觸強(qiáng)度初算結(jié)果接近，故初定按進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算。3.13幾何尺寸計算將分度圓直徑、節(jié)圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表3-3。表3-3 齒輪幾何尺寸齒輪分度圓直徑節(jié)圓直徑齒頂圓直徑太陽輪行星輪外嚙合內(nèi)嚙合內(nèi)齒輪3.2 重合度計算外嚙合： 內(nèi)嚙合：3.2 齒輪嚙合效率計算按公式進(jìn)行計算。式中為轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的效率，可用Kyp計算法確定。查漸開線行星齒輪傳動設(shè)計中圖3-3a、b（取=0.06，因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為，轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為：轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)傳動比：則 .3.4 疲勞強(qiáng)度校核3.41外嚙合（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度用式，計算接觸應(yīng)力，用式計算其許用應(yīng)力。三式中的參數(shù)和系數(shù)取值如表3-4。表3-4 外嚙合接觸強(qiáng)度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)代號名 稱說 明取值使用系數(shù)按中等沖擊查表6-51.25動載荷系數(shù)，6級精度，查圖6-5b1.005齒向載荷分布系數(shù)查圖6-6得，取，由式（6-25）得1.114齒間載荷分配系數(shù)按，6級精度，硬齒面，查圖6-91行星輪間載荷不均衡系數(shù)太陽輪浮動，查表7-21.05節(jié)點區(qū)域系數(shù)查圖6-102.5彈性系數(shù)查表6-7189.8重合度系數(shù)，查圖6-110.89螺旋角系數(shù)直齒，1分度圓上的切向力18723.53Nb工作齒寬72 mmu齒比數(shù)2壽命系數(shù)按工作10年每年365天，每天16小時計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)1.03潤滑油系數(shù)HRC=HV713,v=0.445m/s,查表8-10用中型極壓油，1.05速度系數(shù)查圖6-200.88粗造度系數(shù)按，查圖6-211.03工作硬化系數(shù)兩齒輪均為硬齒面，圖6-221尺寸系數(shù)m61最小安全系數(shù)按可靠度查表6-81.25接觸疲勞極限查圖6-161400以上均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得接觸應(yīng)力基本值：接觸應(yīng)力：許用接觸應(yīng)力：因，故接觸強(qiáng)度通過。（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根彎曲疲勞應(yīng)力及其許用應(yīng)力，用式和計算。并分別對太陽輪和行星輪進(jìn)行校核。對于表3-4中未出現(xiàn)的參數(shù)和系數(shù)取值如表3-5。太陽輪：彎曲應(yīng)力基本值：彎曲應(yīng)力：許用彎曲應(yīng)力:因，故太陽輪彎曲強(qiáng)度通過。行星輪：因，故行星輪彎曲強(qiáng)度通過。表3-5 外嚙合齒根彎曲強(qiáng)度的有關(guān)參數(shù)和系數(shù)代號名 稱說 明取值齒向載荷分布系數(shù)由，b/m=12，查圖6-23得，由式（6-38）得1.076齒間載荷分配系數(shù)1行星輪間載荷分配系數(shù)按式（7-43），1.075太陽輪齒形系數(shù)，查圖6-252.95行星輪齒形系數(shù)，查圖6-252.45太陽輪應(yīng)力修正系數(shù)查圖6-271.55行星輪應(yīng)力修正系數(shù)查圖6-271.68重合度系數(shù)式(6-40), 0.719彎曲壽命系數(shù)1試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù)按所給的區(qū)域圖取時2太陽輪齒根圓角敏感系數(shù)查圖6-350.95行星輪齒根圓角敏感系數(shù)查圖6-350.96齒根表面形狀系數(shù)，查圖6-361.045最小安全系數(shù)按高可靠度，查表6-81.6以上均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得3.42內(nèi)嚙合（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度同外嚙合齒面接觸疲勞強(qiáng)度所用公式相同，其中與外嚙合取值不同的參數(shù)為 。則：因，故接觸強(qiáng)度通過。（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度只需計算內(nèi)齒輪。計算公式與外嚙合齒根彎曲疲勞強(qiáng)度相同，其中取值與外嚙合不同的系數(shù)為。則：因,故彎曲強(qiáng)度通過。以上計算說明齒輪的承載能力足夠。第四章 其他零件的設(shè)計4.1 軸承的設(shè)計考慮到采用直齒輪傳動，以及為了加工和裝配方便，擬用中空式行星輪，內(nèi)孔中裝一個深溝球軸承，心軸固定在行星架上。用式計算軸承的動負(fù)荷，其中系數(shù)確定如表4-1。選用深溝球軸承61914，軸承的額定動負(fù)荷滿足條件。表4-1 軸承動負(fù)荷相關(guān)系數(shù)代號名 稱說 明取值負(fù)荷性質(zhì)系數(shù)表9-18，中等沖擊1.25齒輪系數(shù)查表9-191.06安裝部位系數(shù)表9-20，對稱1.1工作情況系數(shù)1.4575溫度系數(shù)一般低速傳動1壽命系數(shù)更換期1.5年，2.36速度系數(shù)式（9-62）4.27行星架傳遞扭矩16964.75NmP當(dāng)量載荷式（9-63），19404.13N以上均為在書漸開線行星齒輪傳動設(shè)計上查得4.2 行星架的設(shè)計采用雙壁整體式行星架，一端有浮動內(nèi)齒圈。按經(jīng)驗取壁厚。兩壁之間的扇形斷面連接板其慣性中心所在半徑按式計算。行星架外徑b=251.84 mm，a=78.46mm， 按上述經(jīng)驗數(shù)據(jù)擬定的行星架尺寸，不必作強(qiáng)度計算。至此，NGW行星傳動系統(tǒng)設(shè)計完成第五章 輸入軸的優(yōu)化設(shè)計5.1 裝配方案的選擇輸入軸的裝配方案如圖6-1所示圖 6-15.2 尺寸設(shè)計5.21初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)至處理。根據(jù)相關(guān)圖表，由于軸無軸向載荷，故A取較大值，即A=118，于是得：輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑（如圖6-1）。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查相關(guān)圖標(biāo)，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，且查相關(guān)手冊，選用LH7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000 Nmm。半聯(lián)軸器孔徑d=80 mm，故取，半聯(lián)軸器長度L=172 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。5.22根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，一般定位軸肩的高度為故取-段的直徑為。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸向定位可靠和軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比轂孔長度短23 mm，故取。（2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承61919，其尺寸為dDB=95 mm130 mm18 mm。右端深溝球軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因為滾動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，查相關(guān)手冊知深溝球軸承61919內(nèi)圈，故取。（3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關(guān)手冊取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離l=36 mm；考慮到軸承端蓋和前機(jī)蓋的寬度，故取。（4）因該行星輪傳動系統(tǒng)為太陽輪浮動，故輸入軸的-段與太陽輪通過花鍵連接，查相關(guān)手冊選取小徑d=92的花鍵，故-段直徑為；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故?。粸榱吮ＷC輸入軸的正常裝配，取。（可參照附錄-行星輪傳動系統(tǒng)裝配圖）5.23軸上零件軸向定位半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連接。根據(jù)查相關(guān)手冊，選用平鍵bh=22 mm14 mm110 mm；選用花鍵為NdDB=10 mm92 mm98 mm14 mm。5.24確定軸上圓角和倒角尺寸查得相關(guān)手冊，輸入軸-段軸端倒角為245，-段軸端倒角為2.545，截面處軸肩圓角為R2，其余軸肩圓角為R2.5。5.3 輸入軸的受力分析5.31求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T已知P=30 KW,n=100 r/min則 5.32求作用在太陽輪上的力已知太陽輪分度圓直徑為：太陽輪上所受的徑向力如圖6-2（按受載不均勻條件下的合成計算不定向）圖6-2假設(shè)行星輪C1與太陽輪a嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩為：（不均勻條件下最大轉(zhuǎn)矩）則行星輪C2、C3與太陽輪a嚙合傳遞的轉(zhuǎn)矩為：太陽輪與行星輪嚙合處圓周力如圖6-2所示，則有：其徑向力為：則太陽輪所受圓周力合力、徑向力合力如圖6-3所示。圖6-3徑向力：（方向不定）圓周力：（與垂直）5.33求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的受力簡圖如何6-4a；做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-4所示（1）作為簡支梁的軸的支撐跨距：（根據(jù)軸與軸上零件的裝配關(guān)系見附錄4）（2）左端聯(lián)軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯(lián)軸器，有方向不定徑向力，?。ㄈ鐖D6-4a），則：（3）軸xoz平面上受力分布及彎矩圖（如圖6-4b）:則D點處的彎矩（4）軸xoy平面上受力分布及彎矩圖（如圖6-4c）：則D點的彎矩（5）初步合成彎矩圖（如圖6-4d）（6）與聯(lián)軸器徑向力在同一平面內(nèi)的受力分布及彎矩圖（如圖6-4e）：則該平面內(nèi)彎矩為（7）合成彎矩圖如圖（6-4f）所示（8）扭矩圖如圖（6-4g）所示：T=2865000 Nmm圖 6-45.4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式進(jìn)行校核。其中，因為軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取=0.6；為軸的計算應(yīng)力；M為軸所受的彎矩；T為軸所受的扭矩；W為軸的抗彎截面系數(shù)，因為截面C為圓形，所以W=0.1d。（1）C、D兩截面軸徑相同，又,故校核D截面即可：則軸的計算應(yīng)力;前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)至處理，查相關(guān)手冊查得。因為，故截面C處安全。（2）由于截面B左側(cè)不受扭矩作用，故只要校核截面B右側(cè)即可。則軸的計算應(yīng)力為：故截面B右側(cè)安全5.5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）截面處校核 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩M為截面上的扭矩T為T=2865000 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查相關(guān)手冊查得:抗拉強(qiáng)度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和可按相關(guān)手冊查取。因r/d=2.0/80=0.025，D/d=95/80=1.19,經(jīng)過插值后可查得：又由相關(guān)手冊可查得軸的材料的敏感系數(shù)為：故有效應(yīng)力集中為：根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為：又由碳鋼的特性系數(shù)：，取，取于是，計算安全系數(shù)的值，得：故可知其安全。 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的彎矩M為截面上的扭矩T為T=2865000 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,經(jīng)過插值后可查得：有效應(yīng)力集中為根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為：于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。（2）截面處校核 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為T=2865000 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因r/d=2.5/95=0.026，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得：有效應(yīng)力集中為:根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為：于是，計算安全系數(shù)的值，得：故可知其安全。 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為T=2865000 Nmm截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜