三级行星减速器设计（含三维SW模型+CAD图纸+参考说明书）

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 目 录 摘要 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。本文将介绍三级行星齿轮减速器的基本原理，以及减速器的设计方案。首先完成行星传动的均载机构的设计，然后利用Auto CAD完成行星齿轮减速器的传动简图，绘制所有零件的主要零件图和三维视图。最后利用solidworks完成减速器所有零件的装配图，完成减速器的装配仿真。 关键词：行星齿轮传动；Auto CAD；solidworks；设计；仿真 XXXVII Abstract Compared with ordinary fixed-axis gear transmission, planetary gear transmission has the advantages of small mass, small size, large transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and high transmission efficiency. These advantages have been understood by more and more mechanical engineering technicians in my country. Pay attention. This article will introduce the basic principles of the three-stage planetary gear reducer and the design scheme of the reducer. First, complete the design of the planetary transmission's load sharing mechanism, and then use Auto CAD to complete the transmission diagram of the planetary gear reducer, and draw the main part diagrams and three-dimensional views of all parts. Finally, use solidworks to complete the assembly drawing of all the parts of the reducer, and complete the assembly simulation of the reducer. Keywords: planetary gear transmission; Auto CAD; solidworks; design; simulation 第一章 绪论 1.1 论文选题背景 减速器(Reducer，又称为减速机或减速箱)是一种通过联轴器将原动机与工作机连接起来闭式变速传动装置，大部分情况是降低输出端的旋转速度同时增大输出端的转矩，在某些特定的情况下，亦可用它来提升转速降低转矩，此时则称之为增速器[1]。由于减速器的主要作用是改变原动机与执行机构之间的转速和转矩，因此减速器被广泛的应用于机械行业[2]。 近日前瞻产业研究院经过实际调查研究分析，发布了《2015-2020 年中国减速机行业市场前瞻与投资战略规划分析报告》的数据，根据发布数据显示，2013-2014 我国装备制造行业整体出现回暖迹象，减速器行业各项经营指标整体呈现出快速增长趋势。2014 年，整个减速器行业完成工业总产值为 758.08 亿元，较上年同比增长 8.26%，销售营业收入达到 743.65 亿元，较上年增长 7.23%，整个行业的总资产为 623.78 亿元，负债规模也下降了，负债 268.05 亿元。据最新的权威统部门发布，2014 年整个减速器行业企业数量已经有 489 家，超过 79701 人从事该行业，整体利润总额为 57.04 亿元。分析认为，2015-2020 我国将进入“十三五规划”，随着国家城镇化速度加快，大量二三线城市发展将进入黄金时期，基础设施建设加快。而减速器在一些基础设施建设尤其是在一些下游行业应用较广泛。如水泥建材、航天航空、起重运输、纺织轻工业、冶金、重型矿山、电力等行业。同时在一些高精尖领域也有着广泛的应用，如航天航空等。可以说减速器已广泛应用于国民经济发展各个领域。随着中国城镇化加快，各行业对减速器的需求也增加，尤其是在这些下游市场需求更大，因此我国减速机行业发展前景被业内广泛看好，其需求主要在以下四行业： （1）起重运输设备行业对减速器的需求与发展前景 2014 年随着国内外发展环境改善，世界经济呈现出回暖迹象，中国经济也出现积极信号，“十二五”规划的国内基建项目将在最后两年抓紧完成，这些迹象都为起重运输制造企业发展创造了良好的宏观环境。权威部门分析认为，“十三五”期间，我国的开放速度加快，国家将继续扶持起重运输行业发展，尤其在港口起重运输行业将加大投入，速度也直接决定了减速器市场的发展，受此行业的影响，预计“十三五”期间，减速器的需求也会增加。 （2） 航天航空行业对减速器的需求与发展前景 21 世纪各国都在谋划着航天航空发展，科学家甚至预测，21 世纪太空竞争将不亚于一次世界大战，各国都将其视为优先发展行业。我国在太空领域的探索已经取得长足进步，相对欧美发达国家还有一定的差距，尤其在国产大飞机这个领域差距较大，为此我国制定了国产大飞机发展规划。探月工程的实施，都为航天航空的发展描绘了蓝图。航天航空领域对设备的需求有着更高的要求，而减速器作为机械设备核心部件，在该领域同样有着举足轻重的地位。随着国家一大批航天航空工程的推进与实施，减速器行业的发展前景也会随之被看好。 （3）冶金行业对减速器的需求与发展前景 权威报告分析，“十二五”期间我国钢铁行业严重产能过剩，加上原材料价格上涨，整个制造成本上涨，整个钢铁行业面临着严峻形势。虽然目前钢铁行业的发展依旧困难重重，钢铁行业是整个国家的工业基础，国家自古就对钢铁行业高度重视。随着新一轮改革开发开启，国家开始对经济结构进行战略性调整。钢铁行业将加快产业升级，对传统的工艺技术进行改造，注入现代高新设备技术，这些也为减速器的发展与前景带来了机遇。总体而言，机遇大于挑战，据有关人士透露，“十三五”期间，国家将加大化解过剩产能，加快淘汰一些落后产能，大力发展环保和大型高效钢铁冶炼设备。冶金行业将迎来更高质量的春天，减速器作为冶金设备的重要部件，也必将随着冶金行业健康可持续稳定发展。 （4）工程机械行业对减速器的需求前景 随着我国工业化、城镇化、农业现代化发展加快，西部大开发、中部崛起等国家战略实施，基础设施的建设将加快发展，特别是铁路、公路、水利等行业将提速发展，这也为工程机械行业发展注入一针强心剂。减速器作为工程机械行业的核心部件也会得到极大的拉动效应。 行星齿轮减速器是减速器系列中及其重要的一种，并且行星齿轮具有以下主要特点[4]： （1）体积小、重量轻； （2）承载能力比较大、传递功率跨度大、结构较紧凑； （3）传动比大； （4）传动效率高； （5）传动平稳、可靠性高。 因此行星齿轮减速器传动将被广泛应用于起重运输、航天航空、冶金机械、工程机械等行业[5]。然而随着现代工业技术的快速发展，科学技术日新月异，人们对产品的各方面都有更高的要求，各行业对行星齿轮减速器也有更高的要求，要求行星齿轮减速器稳定性越来越好，产品的质量越来越好，经济成本越来越低[6]。行星齿轮减速从此进入到了快速更新换代的新时代，其结构越来越复杂，稳定性要求也越来越高，质量也越来越高，产品的更新周期也越来越短。但是在行星齿轮减速器的研发成本中，研发费用只占总成本的 5%，而设计费用却占据了研发费用的 80%，由此可以看出，行星齿轮减速器研发中设计占据了举足轻重的作用[7]。在减速器的设计过程中，本身参数就极其之多而且相互制约。而行星齿轮减速器设计时，对参数的相互制约有着更高的要求，传统的设计方法和手段来确定各项参数，工作量极其之大，也很难保证参数的准确性，整个设计的周期也很长，难以满足行业快速发展的需求[8]。因此，为了设计出更高质量、更为精确、更接近实际客观需求的产品，同时降低设计成本，缩短设计周期。就必须将 CAD/CAE 等虚拟技术引入设计中，进而根据这些虚拟设计结果来指导实际，并且反复的修改达到实际需求。利用这些虚拟的设计方法，不仅能提出合理的设计方法，而且快速有效，极大的降低了设计人员的劳动强度，也缩短了设计的周期。由此可见，对减速器，尤其是行星齿轮减速器的设计，将CAD/CAE 等虚拟技术引入设计中是十分有必要的[9]。传动装置是整个行星齿轮减速器最核心的组成部分，其性能的优劣性在很大程度上直接影响了行星齿轮减速器工作性能好坏。因此，对行星齿轮减速器传动装置的分析与研究有着重大的意义。为了提高行星齿轮减速器产品质量及缩短研发周期，同时能满足行业的需求降低经济成本，本文选取了三级行星齿轮减速器的传动装置作为分析与研究对象，为行星齿轮减速器的设计提供一种行之有效的方法。 1.2 国内外发展现状及发展趋势 行星齿轮减速器已经有了很多年的发展历史，在很久以前就有了相关的应用。但是，从20世纪60年代以来，中国才正式开始对行星齿轮传动深入系统化的研究工作。在设计理论方面和试制应用方面，都取得了很大的成就。中国改革开放以来，凭借着科学技术水平的发展和进步，我国已经从其他工业发达国家引入了很多先进的机械设备和技术，通过科研人员不停地的积累和消化，努力奋进，开拓创新，才使得我们国家的行星传动技术迅速的发展。 国外减速器发展起步比较早，特别是德国、日本、丹麦、美国等处于国际领先地位。无论在材料还是在制造工艺等方面都占据绝对优势，而且在研发设计中更是处于绝对领先地位。上世纪七十年代到八十年代，世界上减速器技术得到了很大的发展，新的技术不断在减速器上得到应用，当时已经可以制造出可靠而使用寿命长的产品[12]。由于行星齿轮减速器具有诸多的优点，社会的需求量不断增大，早在上世纪六十年代，德国、美国、英国等工业发达国家的工程技术人员就新的工程设计思维和方法进行了探究性工作，优先开展了优化设计等研究，同时也提出了许多至今都有重大影响的方法，如遗传算法的优化设计、可靠性优化设计、动态优化设计、模糊优化设计。 如今各国减速器及齿轮技术是向六高、二低、二化这几个方面发展。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即为六高；低噪声、低成本即二低；标准化、多样化即二化。减速器和齿轮的发展，在很大程度上象征着国家的工业水平。所以，开拓和发展减速器和齿轮技术对我国的综合国力提升具有重要的意义。 1.3 本文主要内容 本文的行星齿轮减速器的设计，主要包含三个方面的设计，即行星齿 轮传动比的设计，主轴的设计以及减速器箱体的设计和后期润滑处理。传动比设计部分:主要是对要设计的减速器的需求来设计减速比再通过减速比来依次确定各行星齿轮的齿数与分布。主轴的设计部分：主要是对传动中力的计算和分析，轴的的材料和型号的选择与校核等。箱体的结构设计： 要对箱体的结构的参数设计和润滑油的选择等。 详细了解行星齿轮减速器工作时的具体情况，制定出行星齿轮的传动方案。参考机型设计手册，以及相关国家标准，做出行星齿轮传动结构的设计。参考有关书籍，确定行星齿轮各轮参数的设计。最后，完成减速器箱体的设计和绘制相关零件图以及模型原理图。 第二章 减速器系统概述 2.1 行星减速器系统的结构 行星齿轮减速机主要传动结构为：行星轮、太阳轮和外齿圈。行星齿轮传动的主要特点是体积小，承载能力大，工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂，要求制造精度高。行星齿轮减速器基本传动结构如下： 驱动源以直结或连接方式启动太阳齿轮，太阳齿轮将组合于行星架上的行星齿轮带动运转。整组行星齿轮系统沿着外齿轮环自动绕行转动，行星架连结出力轴输出达到减速目的。更高减速比则借由多组阶段齿轮与行星齿轮倍增累计而成。 行星减速机由一个内齿环(A)紧密结合于齿箱壳体上，环齿中心有一个自外部动力所驱动之太阳齿轮(B)介于两者之间有一组由三颗齿轮等分组合于托盘上之行星齿轮组(C)该组行星齿轮依靠着出力轴、内齿环及太阳齿支撑浮游于期间；当入力侧动力驱动太阳齿时，可带动行星齿轮自转，并依循着内齿环之轨迹沿着中心公转，行星之旋转带动连结于托盘之出力轴输出动力。 2.2行星齿轮减速机的特性 高扭力、耐冲击：行星齿轮的结构异于传统行星齿轮的运转方式。传统齿轮仅依靠两个齿轮间极少数点接触挤压驱动，所有负荷集中于相接触的少数齿轮面（图一），容易产生齿轮的摩擦和断裂。而行星减速机具有六个更大面积齿轮接触面360度均匀负荷（图二），多个齿轮面共同均匀承受瞬间冲击负荷，使其更能承受较高扭力冲击。本休及各大轴承零件也不会因高负荷而损坏破裂。 体积小，重量轻：传统齿轮减速机的设计有多套大小齿轮偏移到交错驱动减速，因为减速比必须加倍两个齿轮的数量，齿轮的尺寸必须有咬合之间有一定的距离，因此，齿盒包含较大的空间，特别是当高速比的组合需要由两个或多个减速齿轮箱组合时，结构强度相对减弱，并且齿的长度盒子加长，导致体积和重量巨大。行星减速器的结构可以根据所需的段数重复连接，并且多个段可以分开完成。 2.3行星减速机传动比的分配 由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级 或多级减速器。此时就应考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸的大 小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比： (1)使各级传动的承载能力接近于相等； (2)使减速器的外廓尺寸和质量最小； (3)使传动具有最小的转动惯量； (4)使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。 第三章 行星齿轮减速器设计 3.1 技术参数 3.1.1 齿轮箱 设计：带方便电机连接法兰（B5）的低齿隙同轴行星齿轮箱。 偏心率：小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离1.5mm（不是对中）。 减速比：i=155.4 驱动电机旋转速度：额定：n速度=2420rpm 运行：n运行=0~1700rpm 最大：n最大=4000rpm 效率：≥0.9 电机法兰：A250 3.1.2 材料 小齿轮：18Cr2Ni4W，表面渗碳处理 轴承箱体：20CrMnTi 其他箱体：20CrMnTi 3.1.3 大齿环和小齿轮 齿轮类型：内啮合部正齿，正常压力角20°，基准齿廓符合DIN 867 转轴中心距：744mm 3.1.4 大齿环齿轮 模数：12mm 齿数z2：-139 齿宽b：100mm 齿形修正x2*m：-6mm按DIN3990 齿形质量：DIN 3967/12 e 27 齿面硬度：HRC50+5/475 HV 10 Rht=1.4+0.8mm （齿侧和齿根部硬度） 3.1.5 小齿轮 模数：12mm 齿数：z1=15 齿宽b=100mm 齿形修正x1*m：6mm按DIN3990 齿形质量：DIN 3967/7 e 26，Ra最小=3.2磨亮 齿面硬度HRC58+4/600 HV 10 Rht=1.4+0.8mm（齿侧和齿根部硬度） 修形：制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议，并且由东方汽轮机厂决定。 3.1.6 小齿轮轴承 小齿轮轴承应采用一个小的预加载圆锥滚子轴承。 3.1.7 小齿轮力矩 M最大力矩＝10500Nm 变化范围：ΔM运行＝8300Nm 负荷循环次数：n=2.0*108 3.1.8 轴承设计的载荷 齿轮的平均扭矩： Mgear outlet=4150Nm 轴承额定寿命：Lrequ=66500h 3.1.9 电动机总量载荷 直流电机安装在齿轮箱的B5法兰上。电机的总量是85Kg。电机的重心在离B5法兰大约500mm处。在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩，负荷周期大约为次循环。 由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用。这个额定激励力矩能根据周期为n=1.8*108负荷循环情况进行估计，然后再加上自重加速度为a=1g=9.81m/s2 3.2 传动系设计及校核 3.1 已知条件 额定输入功率：6.5 kW 额定输入转速：1700 rpm 额定输出转速：10.94 rpm 总传动比：155.4 效率： ≥0.9 3.2 方案设计 3.2.1 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用3级NGW型行星传动，减速比大、传动效率高、结构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成，其中1、2、3级行星轮个数为3个。各级之间，上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 第一级选用行星架浮动； 第二级选用太阳轮与行星架同时浮动； 第三级选用太阳轮浮动。 3.2.2 齿形及精度 因属于低速传动，采用齿形角的直齿轮传动，精度定为6级。 3.2.3 齿轮材料及其性能 太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮用软齿面，以提高承载能力、减小尺寸。三级都采用相同的材料搭配。 太阳轮： 20CrMnTi，渗碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 行星轮： 20CrMnTi，表面淬火，渗碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2。因双向转动，实际σFlim=470*0.8=376 N·mm-2 内齿圈： 20CrMnTi，齿面渗碳淬火HRC56~60.，σHlim=1500 N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 3.2.4 配齿及传动比计算 表1 分配传动比及各级配齿 传动级 za小齿轮 zc行星齿轮 zb内齿轮 传动比 行星数 模数m 第一级 17 43 103 7.0588 3 2 第二级 17 31 79 5.6471 3 2.5 第三级 20 19 58 3.9000 3 4 实际总传动比为： 3.3 齿轮参数初步确定 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 [2] (3-1) 3.3.1.1 估算第一级法向模数 (3-1)式中： (直齿轮)[2] (载荷平稳)[2] (尺寸精度为6级，转速超过300r/min)[3] N·m N·m ， ()，[4] ，取 mm 3.3.1.2 估算第二级法向模数 (3-1)式中： (直齿轮) (载荷平稳) (尺寸精度为6级，转速低于300r/min) N·m N·m ， ()， ，取 mm 3.3.1.3 估算第三级法向模数 (3-1)式中： (直齿轮) (载荷平稳) (尺寸精度为6级，转速低于300r/min) N·m N·m ， ()， mm，取 mm 3.3.2 各级主要几何尺寸 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径： mm 行星轮分度圆直径： mm 内齿圈分度圆直径： mm 齿宽： mm 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径： mm 行星轮分度圆直径： mm 内齿圈分度圆直径： mm 齿宽： mm 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径： mm 行星轮分度圆直径： mm 内齿圈分度圆直径： mm 齿宽： mm 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 3.4.1 第一级疲劳强度校核 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力[5]： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力[6]： 式中 N[21] mm mm ，[23] ，[24] [17][19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力：。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 3.4.2 第二级疲劳强度校核 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力： 式中 N[21] mm mm ，[23] ，[24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力：。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 3.4.3 第三级疲劳强度校核 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力： 式中 N[21] mm mm ，[23] ，[24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 N/mm2 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力：。只计算内齿轮。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 表2 各级轮系强度校核表（N/mm2） 级数 计算接触强度 接触强度安全系数 计算弯曲强度 弯曲强度安全系数 第 1 级 太阳轮 577 2.60 73 6.44 行星轮 577 2.60 64 5.88 内齿轮 210 7.14 81 5.80 第 2 级 太阳轮 1174 1.28 272 1.73 行星轮 1174 1.28 248 1.52 内齿轮 498 3.01 279 1.68 第 3 级 太阳轮 1244 1.21 271 1.73 行星轮 1244 1.21 275 1.37 内齿轮 689 2.18 294 1.60 3.5 齿轮静强度校核 考虑到传动系的瞬时过载，按各级Tmax=1.5T进行静强度校核。 对20CrMnTi，Mpa 第一级太阳轮 Mpa 第一级行星轮 Mpa 第二级太阳轮 Mpa 第二级行星轮 Mpa 第三级太阳轮 Mpa 第三级行星轮 Mpa 3.6 传动装配条件验算 3.6.1 传动比条件 各级齿轮齿数的选择均满足所给定的传动比要求。 3.6.2 邻接条件 必须保证相邻两行星轮互不相碰，并留有大于0.5倍模数的间隙。[26] 表3 各级传动邻接条件表 参数 级数 邻接条件 第一级 90 60 103.9 满足 第二级 82.5 60 103.9 满足 第三级 84 78 135 满足 3.6.3 同心条件 为了保证正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等。即，[27]。本传动方案各级传动均按手册推荐选取，满足同心条件。 3.6.4 装配条件 保证各行星轮均能均布地安装于两中心齿轮之间，并且与两个中心轮啮合良好，没有错位现象。本传动方案各级传动均按手册推荐选取，满足装配条件。 3.7 啮合参数 各级齿轮副间均采用标准传动。 3.8 齿轮几何尺寸计算 表4第一级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2 2 2 2 压力角 20° 20° 20° 3 变位系数 0 0 0 4 分度圆直径mm 34 86 206 5 齿顶高mm 2 2 2 6 齿根高mm 2.5 2.5 2.5 7 齿顶圆直径mm 38 90 210 8 齿根圆直径mm 29 81 201 9 基圆直径mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距mm 60 60 11 齿顶圆压力角 32.77° 26.12° 22.81° 12 重合度 1.617 1.72 表5第二级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2.5 2.5 2.5 2 压力角 20° 20° 20° 3 分度圆直径mm 42.5 77.5 197.5 4 齿顶高mm 2.5 2.5 2.5 5 齿根高mm 3.125 3.125 3.125 6 齿顶圆直径mm 47.5 82.5 202.5 7 齿根圆直径mm 36.25 71.25 191.25 8 基圆直径mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距mm 60 60 10 齿顶圆压力角 32.77° 28.02° 23.58° 11 重合度 1.588 1.94 表6第三级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 4 4 4 2 压力角 20° 20° 20° 3 分度圆直径mm 80 76 240 4 齿顶高mm 4 4 4 5 齿根高mm 5 5 5 6 齿顶圆直径mm 88 84 248 7 齿根圆直径mm 70 66 230 8 基圆直径mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距mm 78 78 10 齿顶圆压力角 31.33° 31.78° 24.58° 11 重合度 1.552 1.94 3.9 传动效率计算[28] 第一级传动效率： 第二级传动效率： 第三级传动效率： 总啮合效率： 3.10 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用3级NGW型行星传动，减速比大、传动效率高、结构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成，其中1、2、3级行星轮个数为3个。各级之间，上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 3.11 轴承设计及校核 表7 各级行星轮轴承选择及额定载荷[29] 型号 基本额定动载荷(KN) 基本额定静载荷(KN) 输入轴轴承 16010 16.1 13.1 第一级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第二级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第三级行星轮轴承 NA4906 25.5 35.5 输出轴左侧轴承 NU1022 115 155 输出轴右侧轴承 33119 298 498 3.11.1第一级行星轮轴承校核 行星轮切向力为： N 单个轴承所受力为： N， N 冲击载荷系数，考虑轻微冲击，取 对于深沟球轴承16004，当量动载荷为： N[30] 轴承寿命为： 计算额定动载荷为： 计算当量静载荷为： N[31] 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取[32] 计算额定静载荷为： N 第一级行星轮轴承16004通过校核。 3.11.2第二级行星轮轴承校核 行星轮切向力为： N 单个轴承所受力为： N， N 冲击载荷系数，取 对于深沟球轴承16004，当量动载荷为： N 轴承寿命为： 计算额定动载荷为： N 计算当量静载荷为： N 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 计算额度静载荷为：N 第二级行星轮轴承16004通过校核。 3.11.3第三级行星轮轴承校核 行星轮切向力为： N 单个轴承所受力为： N， N 冲击载荷系数，取 对于滚针轴承NA4906，当量动载荷为： N 轴承寿命为： 计算额定动载荷为： N 计算当量静载荷为： N 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 计算额定静载荷为： N 第三级行星轮轴承NA4906通过校核。 3.11.4输出轴轴承载荷校核 输出转矩： N.m 输出小齿轮分度圆上名义切向力： N 输出小齿轮名义径向力： N 齿轮合成受力为 N 根据输出轴的合成力矩平衡条件： 输出轴左端轴承所受径向力：N，由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承NJ1020和一个深沟球轴承61824，所以每个轴承所受径向力： N， N 输出轴右端轴承所受径向力：N，由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承352217X2，所以单个轴承所受最大径向力： N， N 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 计算左端NJ1020轴承额定静载荷为： N 输出轴左侧轴承NJ1020通过校核。 计算左端61824轴承额定静载荷为： N 输出轴左侧轴承61824通过校核。 计算右端352217X2额定静载荷为： N 输出轴右侧轴承352217X2通过校核。 3.12 轴的强度校核 3.12.1太阳轮轴强度计算 按转矩太阳轮轴最小轴径： mm[33] 由于太阳轮轴采用20CrMnTi，所以＝52MPa，计算结果见下表： 表8太阳轮轴计算 参数 级数 太阳轮轴最小轴径mm 实际太阳轮轴径mm 第1级太阳轮轴 15.2 28 第2级太阳轮轴 29.2 35 第3级太阳轮轴 50 50 3.12.2行星轮轴强度计算 行星轴按心轴弯矩进行校核： mm[34] 其中，行星轮轴的材料为40CrNiMoA，其许用弯曲应力为Mpa，计算结果见下表： 表9轴校核 级数 弯矩M(N.mm) 最小轴径mm 实际行星轮轴径mm 第一级行星轮轴 11018 6.9 20 第二级行星轮轴 56434 12 20 第三级行星轮轴 241660 19.4 30 3.13直齿联轴器强度校核计算 3.13.1第二级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式：[35] 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第二级直齿齿联轴器强度校验通过。 3.13.2第三级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式：[35] 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第三级鼓形齿联轴器强度校验通过。 3.14花键轴挤压强度校核 花键挤压强度公式：；许用压强[37] N·m mm mm mm < 花键挤压强度校验通过。 第四章 减速器装配及仿真 4.1 三维软件 solidworks 简介 SolidWorks 三维实体建模软件是由美国 SolidWorks 软件公司开发的，该公司自建立之前就致力于打造一款简单、实用面向大众的产品，经过科研人员的大量努力于 1995年诞生了第一款产品，公司紧跟用户的需求，每年都不断的完善更新产品，时至今日已经在市场产生 15 个新旧不同的产品。该软件不仅具有 CAD 软件的易用性、高效性、创新性，还具有操作简单易上手、功能强大实用，因而广泛被世界各大工程公司采用，也得到用户的高度的认可。Solidworks 软件的图形界面采用的是绝大部分技术人员所熟悉的 MicrosoftWindows 界面，该软件是利用模型的尺寸、约束等条件建模的，不仅能快速简单的建立平面草图也可以将草图转化为三维实体模型图，同时也可以将三维实体模型 图转化为二维工程图。也可以利用一些特殊的模块进行参数化建模。在实际建模中可以很方便的利用尺寸、约束等功能建立零件图，然后根据零件的位置关系与装配关系实现零件的准配完成装配图。该软件还能对装配图进行干涉检查。也能将建立的三维图存为不同的格式实现和三维仿真软件的无缝导入。 4.2 行星齿轮减速器零件图