完整word版行星齿轮减速器设计.docx
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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n11000rpm,传动比为ip35.5,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ip17.1,ip25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ip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np3。
根据内齿轮zb1ip11za1
zb17.1117103.7103
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＋za1＝7．0588
zb1
其传动比误差i＝ipi＝7.17.0588＝5℅
ip7.1
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ip2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
ip11za1,zb1＝5123＝92再考虑到其安装条件，选择zb1的齿数为91
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为
zc1＝﹙zb1－za1﹚／2＝34
实际传动比为
za1
i＝1＋za1＝4.957zb1
其传动比误差
ipi
i＝＝8﹪
ip
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
Hlim=1400Nmm2,Flim=340Nmm2,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
Hlim=780Nmm2,Flim=420Nmm2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
T1KAKFPKFYFa1
按弯曲强度的初算公式，为m32
dz1Flim
现已知Z＝17,Flim=340N2。
中心齿轮a1的名义转矩为
Zmm
P1740
T1954995492355.4Nmm取算式系数Km12.1，按表6-6取使用
3X1000m
系数KA1.6;按表6-4取综合系数kf=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp1.2，由公式可得kfp11.6khp111.61.211.32；由表查得齿形系数Yfa12.67；由表查的齿宽系数d0.8；则所得的模数m为
取齿轮模数为m9mm
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
m3T1KAKF2PKFYFa1现已知za2＝23，Flim=410N2。
中心齿轮a2的名义转
dz1Flimmm
矩Ta2=Tx1P1Ta17.05882355.416626.29n?
mm
取算式系数km12.1，按表6-6取使用系数ka1.6;按表6-4取综合系数kf=1.8;
取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp1.2，由公式可得kfp11.6khp111.61.211.32；由表查得齿形系数Yfa12.42；由表查的齿宽系数0.6；则所得的模数m为
d
取齿轮模数为m212mm
3.4啮合参数计算
3．4．1高速级
在两个啮合齿轮副中a1
c1，
b1
c1中，其标准中心距
a1为
aa1c1
1
m
2
za1
1
c1121743
zc12
270
ab1c1
1
m
2
zb1
1
zc112910343
270
3．4．2低速级
在两个啮合齿轮副中a2c2，b2c2中，其标准中心距a2为
11
ab2c22mzb2zc2212913434211
ab2c22mzb2zc22129134342
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。
齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即x2x1，zxA型的传动中，当传动比iabx4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
xcxbxa0。
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a270，zz1z260根据表选择变位系数
xa0.314xb0.314xc0.314
3．4．4低速级变位系数
因其啮合角仍为a342zz1z257根据表选择变位系数
xa20.115xb20.115xc20.115
3.5几何尺寸的计算
对于双级的2xA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
项目
计算公式
a1c1齿轮副
b1c1齿轮副
分度圆直径
d1m1z1
d1153
d1387
d2m1z2
d2387
d2927
基圆直径
db1d1cosa
db1143.77
db1363.661
db2d2cosa
db2363.66
db2871.095
顶圆
外啮合
da1
da2
d1
d2
2mha
2mha
x1x2
da1
db1
176.65
399.35
直径da1
内
d
a2
d2
2mha
x2
db1
399.35
啮合
d
a2
d2
2mha
x3
da2
906.33
d
a2
df1
2a2cm插齿
外啮
d
f1
d1
2ha
cx1m
df1
136.15
齿根圆直
径df
合
d
f2
d1
2ha
cx2m
df2
358.85
内啮
d
f1
d1
2ha
cx2m
df1
358.85
合
d
f2
da0
2a02
插齿
df2
943.68
3.5.2低速级：
项目
计算公式
a1
c1齿轮副
b1c1齿轮副
d1m1z1
d1
276
d1387
分度圆直径
d2m1z2
d2
408
d2927
基圆直径
db1d1cosa
db1
143.77
db1363.661
db2d2cosa
db2
363.66
db2871.095
外啮
合
da1d12mhax1
da1302.75
齿顶圆
da2d22mhax2
da2429.25
直径da1
内啮
da2d22mhax2
da2429.25
合
da2d22mhax3
da21069.31
da2df12a2cm插齿
外
啮
df1d12hacx1m
df1248.75
齿根圆直径
合
df2d12hacx2m
df2375.25
df
内
啮
df1d12hacx2m
df1375.25
合
df2da02a02插齿
df21119.21
3.5.3关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算
3.5.4
已知模数m9mm，盘形直齿插齿刀的齿数为18，变位系数为x00.1中等磨损程度，试求被插齿的内齿轮b1，b2的齿圆直径。
齿根圆直径df2按下式计算，即df2da02a02插齿
daomz02mhaox0918291.25186.3mm高速级：
df2da02a02186.32378.69943.68mm低速级：
选择模数m12mm，盘形直齿插齿刀的齿数为17daomz02mhaox012172121.250.1236.4mmdf2da02a02236.42416.4551069.31mm﹙填入表格﹚
4.6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
dac2aacsin已知高速级的dac399.35，aac270和
npacac
np3代入上式，则得
399.352270sin467.64mm满足邻接条件
3
将低速级的dac429.25，aac342和np3代入，则得
3．6．2同心条件按公式对于高度变位有za2zczb已知高速级za17，
zc43
zb103满足公式则满足同心条件。
已知低速级za23，zc34zb91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
za1zb1
np1
C整数
za2zb2C整数
np2
za1zb1
np1
17103
3
40
高速级满足装配条件）
za2zb2
np2
2391
3
38
低速级满足装配条件）
4.7
传动效率的计算
4.8
x1
mb1可按公式计算即
mb1
x1
mb1
1
mmz1
z2
高速级的外啮合中重合度=1.584,则得
x1
ma1
11
2.486f11
m
mz1z2
齿轮副中小齿轮的齿数
式中z1
z2——齿轮副中大齿轮的齿数
x1
ma1
f——啮合摩擦系数，取0.2m
2.4860.211=0.041
1743
外啮合中重合度=1.627
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，d1276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。
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d1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d2为150mm宽,度为10mm。
根据轴承的
选择确定d3为140mm。
对称安装轴承，试确定其他各段等。
如图
图3
3.8.2输出端
根据d0minc3np=1123P1300mm，带有单键槽，与转臂2相连作为输出轴
取d1为300mm，选择63X32的键槽。
再到台阶d2为320mm。
输出连接轴为310mm，选择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
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，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ibax4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f可按公式计算，先已知a
高速级的啮合中心距a=270mm，则得
f83a
fa1000
83270
0.
1000
0517mm取f=51.7m
a
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差
1按公式计算，
即
a
270
134.5
34.5
0.04930.0739
1000
1000
取10.062=62m
转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的12，即
ex2131m
先已知低速级的啮合中心距a=342mm，则得
fa
83a833420.0559mm取f=55.9
10001000a
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即
取10.069=69m
转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的12，即
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0.56KtKd4Td6mm
Kt——机体表面的形状系数取1
Kd——与内齿轮直径有关的系数Kd取2.6
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i1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值均小于
其相应的许用接触应力Hp，即HHp
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Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击[9]。
故选Ka为1.8
1动载荷系数Kv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
Kv=1.108
2齿向载荷分布系数KH
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KH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。
KH1b1H查表可得b1.12，H3则KH11.12131.3623齿间载荷分配系数kHa、kFa
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kHa=1，kFa=1
4行星齿轮间载荷分配不均匀系数kHp
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kHp=1.45节点区域系数zH
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
cosatsinat
6弹性系数Ze考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得Ze为189.80
7
重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷Ftb的影响，而使计算接触应力减小的系
8螺旋角系数Z考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。
Zcos，取Z为1
9最小安全系数SHmin，SFmin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SHmin=1
10接触强度计算的寿命系数ZNt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ZN1t=1.039，ZN2t=1.085
11润滑油膜影响系数ZL，ZV，ZR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。
查表可得ZL=1，ZV=0.987,ZR=0.991
12齿面工作硬化系数Zw，接触强度尺寸系数Zx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Zw=1，Zx=1
H1H0KAKUKHKHa1KHP1
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Ft
已知Ta2355N.m，np=3和da=153mm则,得
Ft2000Ta2000235531960N使用系数Ka，和动载系数Kv的确定方法与
d
3153a
接触强度相同。
2齿向载荷分布系数K
齿向载荷分布系数KF按公式计算，即KF1b1F
由图可知F=1，b1.411，则KF=1.311
齿间载荷分配系数KFa可查表KFa=1.1
5齿形系数Yfa
查表可得，Yfa1=2.421,Yfa2=2.656
查表可得Ysa1=1.684,Ysa2=1.577
7重合度系数Y
查表可得Y10.250.750.723
Y11.58
8螺旋角系数Y1
9计算齿根弯曲应力
F1bFmtYFa1YYKAKVKFKFaKFP=187MPa
F2bFmtYFa2YYKAKVKFKFaKFP=189MPa
10
计算许用齿根应力
查得最小安全系数SFmin=1.6,式中各系数YST，YNT，YrelT，YRrelT和Yx取值如下：
查表YST=2，寿命系数YNT
0.02
=3106=1
NL
查表齿根圆角敏感系数YrelT1=1，YrelT20.95
相对齿根表面状况系YRrelT1
0.1
1.6740.529Rz1=1.043
YRrelT2
0.1
1.6740.529Rz1=1.043
许用应力Fp1694MPa,
Fp2474MPa因此F1Fp1；F2Fp2，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Kv=1.272，KH=1.189,=189.8,Z=1,Zh=2.495,KHa=1.098,Z=0.844，ZN1=1.095,ZN2=1.151,ZL1=1,ZL2=1,ZV1=0.987,ZV2=0.974,ZR1=0.991,ZR1=0.982,ZW1=1.153,
ZW2=1.153,ZX1=1,ZX2=1,SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为
计算内齿轮c1的接触许用应力
H2=H0KAKUKHKHa1KHP1=396Mpa
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Ka
原动机工作平稳，为中等冲击。
故选Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于
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