NGW型行星齿轮减速器设计Word格式.doc
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NGW型行星齿轮减速器设计
摘要：
本文介绍了NGW型行星齿轮减速器的设计过程。
它具有行星齿轮传动的通用的优点，比如：
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。
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、轻工纺织等工业部门均获得了广泛的应用。
首先介绍了行星齿轮减速器的应用背景及发展趋势。
接下来是选定型号的行星齿轮减速器的具体设计过程，包括行星机构的类型选择，齿轮齿数的确定，齿轮强度的校核，轴和键的尺寸及强度校核，行星齿轮减速器的结构设计等组成部分。
本文设计的行星齿轮减速器采用了双侧板整体式转臂，它具有刚性好的优势。
箱体采用了法兰式机体。
为了使三个行星轮的载荷均匀分布，采用了齿式浮动机构，这也是本文所设计的行星齿轮减速器的一大特点。
最后对本减速器的设计进行了总结，完成了该减速器的总体设计。
关键词：
行星齿轮；
传动机构；
结构设计；
校核计算
ThedesignofNGWplanetarygearreducer
ABSTRACT:
Thispaperintroducesthedesignprocess
ofNGWtypeplanetarygearreducer.
Ithas
thegeneral
advantagesof
planetarygeartransmission,
suchas:
thequalityof
small,
smallsize,largetransmissionratio,
largecarryingcapacity,
smoothtransmission
and
high
transmissionefficiency.
Therefore,
theplanetarygeartransmission
is
widelyusedin
engineeringmachinery,
liftingtransport,
metallurgy,
petrochemical,
constructionmachinery,
textileandlightindustry
andotherindustrialsectors.Theapplicationbackground
anddevelopmenttrendof
firstintroducedthe
planetarygearreducer.
Thefollowing
isthe
detaileddesignprocessof
theplanetarygear
reducer
oftheselected
type,
selectthetypeof
planetary
mechanism,
determinethe
numberofgearteeth,gear
strength
check,
thesize
andstrengthcheckof
shaftandthe
key,
planetarygearreducerstructuredesign
part.
Inthispaper,
thedesign
ofplanetarygear
with
double
plateoverall
jib,
ithas
theadvantagesof
goodrigidity.
Theboxbodyadoptstheflangebody.
Inordertomakethe
load
evenlydistributed
three
planetarygear,
the
toothtype
floatingmechanism,
amajorfeatureof
thispaperis
thedesignof
planetarygear
reducer.
Finally,
thedesignofthe
areintroduced,
thebasiccompletionofthe
overalldesignofthereducer.
KeyWords：
Planetarygear;
transmissionmechanism;
intensitycheck;
Physicaldesign
0文献综述
齿轮传动在各种机械设备中已经获得了广泛的应用。
齿轮传动分为普通齿轮传动和行星齿轮传动。
本文设计的减速器就采用了行星齿轮传动。
行星齿轮传动和普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。
比如：
其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上；
同时，在传递动力时它可以进行功率分流。
现有的各类减速器多存在消耗能源和材料过多，对于大传动比的减速器，该问题更加突出。
而行星齿轮减速器在这方面亦具有独特的优点，在各种机械和高科技领域已用来代替涡轮蜗杆传动和定轴齿轮传动。
由于减速器在各部门中应用广泛，所以人们都十分重视研究这个基础部件。
无论减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命以及降低成本，都可以促进资源优化配置和节省资源，可以预见，行星齿轮减速器的发展前景是广大的，特别是我国的超大型减速器，比如在水泥、冶金、采矿行业的大型减速器，现在都需要进口。
而行星齿轮减速器的一个优势就是可以做超大型的减速器，完全可以替代国外同类型的产品。
这将产生巨大的社会效益和经济效益。
0.1行星轮的特点
行星齿轮减速器已经越来越受到人们的青睐。
行星齿轮传动的主要特点如下：
传动效率高。
由于行星齿轮传动结构的对称性，从而有利于达到提高传动效率的作用。
在传动效率选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可以达到0.97~0.99。
体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。
由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使结构非常紧凑。
再由于在中心轮的周围均匀分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。
运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。
由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀的分布于中心轮周围，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，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。
传动比较大，可以实现运动的合成与分解。
只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮达到很大的传动比。
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转动，故可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。
0.2发展概况
1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。
19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动的发展有很大影响。
1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用作汽车的差速器。
1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。
二次世界大战后，高速大功率船舰、透平发电机、透平压缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。
高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。
低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品。
如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125吨，输出转矩3900kNm。
我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星减速器标准系列JB1799-1976。
0.3发展方向
世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。
我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得了长足的进步。
目前行星齿轮传动正向着以下几个方向发展：
向高速大功率机低速大转矩的方向发展。
在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。
向无级变速行星齿轮传动发展。
实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率。
这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为无级变速器。
向复合式行星齿轮传动发展。
向少齿差行星齿轮传动方向发展。
这类传动主要用于大传动比、小功率传动。
制造技术的发展方向。
采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面，精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度，从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。
5
1传动方案的确定
1.1原始条件和数据
传动比i=6，功率p=100kW，输入转速N=1000rpm，中等冲击。
使用寿命10年。
且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小。
1.2行星机构的类型选择
1.2.1行星机构的类型及特点
最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。
行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：
按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。
按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。
表1-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：
表1-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点
Tab.1-1transmissiontypesofplanetarygearanditscharacteristics
传动
形式
简图
性能参数
特点
传动比
效率
最大功率/kW
NGW（2Z-X
负号机构）
=1.13~13.7推荐2.8~9
0.97~0.99
不限
效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。
单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用
NW（2Z-X负号机构）
=1~50推荐7~21
效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。
但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故||7时不宜采用
NN（2Z-X负号机构）
推荐值：
=8~30
效率较低，一般为0.7～0.8
40
传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。
当行星架X从动时，传动比||大于某一值后，机构将发生自锁
WW（2Z-X负号机构）
=1.2~数千
||=1.2~5时，效率可达0.9~0.7，>
5以后.随||增加徒降
20
传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。
运动精度低也不用于分度机构。
当行星架X从动时，||从某一数值起会发生自锁。
常用作差速器；
其传动比取值为=1.8~3，最佳值为2，此时效率可达0.9
NGW（Ⅰ）型（3Z）
小功率传动500；
推荐：
=20~100
0.8~0.9随增加而下降
短期工作120，长期工作10
结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。
若中心轮A输出，当||大于某一数值时会发生自锁
NGWN（Ⅱ）型（3Z）
=60~500推荐：
=64~300
0.7~0.84随增加而下降
结构更紧凑，制造，安装比上列Ⅰ型传动方便。
由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。
效率较低，宜用于短期工作。
传动自锁情况同上
1.1.2确定行星齿轮传动类型
根据设计要求：
连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。
根据表1-1中传动类型的工作特点可知，2Z-X（A）型效率高，体积小，机构简单，制造方便。
适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。
本设计选用2Z-X（A）型行星传动较合理，其传动简图如图1-1所示。
行星轮传动图1-1减速器设计方案（单级NGW—2Z-X（A）型行星齿轮）
Planetarywheeldrivediagram1-1reducerdesign（singlestageNGW-2Z-X（A）planetarytooth）
2齿轮的设计计算
2.1配齿计算
2.1.1确定各齿轮的齿数
据2Z-X（A）型行星传动的传动比值和按其配齿计算可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。
现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数=17和行星轮=3.
根据内齿轮（2-1）
=85
对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，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的范围内。
实际传动比为
=
其传动比误差
由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即
（2-2）
因为为偶数，故取齿数修正量为。
此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。
故
=
在考虑到安装条件为
（整数）
2.1.2初算中心距和模数
1）齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定
太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57~61HRC。
试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。
试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。
行星轮=4850.7Mpa=339.5Mpa（对称载荷）。
齿形为渐开线直齿。
最终加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。
试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa
验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa
齿形的终加工为插齿，精度为7级。
2）减速器的名义输出转速
由=
得==
=166.67
3）载荷不均衡系数
采用太阳轮浮动的均载机构，取。
4）齿轮模数和中心距a
首先计算太阳轮分度圆直径：
（2-3）
式中：
一齿数比为
一使用系数为1.25；
一算式系数为768；
一综合系数为2；
一太阳轮单个齿传递的转矩。
=314
其中—高速级行星齿轮传动效率，取=0.985
—齿宽系数暂取=0.5
=1450Mpa
代入
=73.13
模数m=
取m=4
则
=100
取
齿宽
2.2几何尺寸计算
2.2.1计算变位系数
1）a-c传动
啮合角
因，得=25.37
变位系数和（2-4）
=（17+33）
=1.13
中心距变动系数y
y==1（2-5）
齿顶降低系数
（2-6）
分配边位系数：
齿顶降低系数
（2-7）
根据线图法，通过查找线图2-1
得到边位系数
则
2）c-b传动
由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有
从而
且
2.2.2几何尺寸计算结果
对于单级的2Z-X（A）型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：
表2-1各齿轮副的几何尺寸的计算结果
Table2-1theresultsofthegeometricaldimensionsofthegearpairs
项目
计算公式
a-c齿轮副
b-c齿轮副
分度圆直径
基圆直径
齿顶圆直径
外啮合
内啮合
齿根圆直径
注：
齿顶高系数：
太阳轮、行星轮—，内齿轮—；
顶隙系数：
内齿轮—
2.3装配条件验算
对于所设计的单级2Z-X（A）型的行星齿轮传动应满足如下装配条件
2.3.1邻接条件
按公式验算其邻接条件，即
（2-8）
已知行星轮c的齿顶圆的直径=146.3，和代入上式，则得
146.3满足邻接条件
2.3.2同心条件
按公式对于角变位有
（2-9）
已知，代入上式得
=55.34满足同心条件
2.3.3安装条件
按公式验证其安装条件，即得
（2-10）
将代入该式验证得
满足安装条件
啮合要素的验算
1）a-c传动端面重合度
a.顶圆齿形曲率半径
（2-11）
太阳轮
=23.53
行星轮
=38.79
b.端面啮合长度
（2-12）
式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；
端面节圆啮合角。
直齿轮==
则
=17.76
c.端面重合度=1.50（2-13）
2）端面重合度
行星轮由上面计算得，=38.79
内齿轮
=53.91
=20.45
c.端面重合度==1.73
2.4齿轮强度校核
2.4.1a-c传动强度校核
本节仅列出相啮合的小齿轮（太阳轮）的强度计算过程，大齿轮（行星轮）的计算方法相同，从略。
1）确定计算载荷
名义转矩
=313.53N·
m
名义圆周力
==N=9221N（2-14）
2）应力循环次数
=60=次=次（2-15）
===133.33（2-16）
==1000-133.33（2-17）
=866.67
式中—太阳轮相对于行星架的转速（）
—寿命期内要求传动的总运转时间（h）
t=10a=51200h
3）确定强度计算中的各种系数
a.使用系数K
取K=1.25
b.动负荷系数K
因z=17<
50，可根据圆周速度
==
=2.97
查得（6级精度）：
K=1.039
c.齿向载荷分布系数K、K
（2-18）
=1+（-1）=1+（1.12-1）1=1.12（2-19）
查图6-8得=1.12，由图6-7得为0.7，由图6-7得为1。
d.齿间载荷分布系数K、K
因=1.25=192.10，精度6级，硬齿面直齿轮，查得K=K=1.0
e.节点区域系数Z按下式计算
Z==（2-20）
=2.186
式中直齿轮=0
—端面节圆啮合角
—端面压力角
直齿轮==20
f.弹性系数
查得=189.8（钢-钢）
g.载荷作用齿顶时的齿形系数Y
根据z=17和x=0.55
查得Y=2.160
h.载荷作用齿顶时的应力修正系数Y
由图6-24查得Y=1.796
i.重合度系数z、
z===0.91（2-21）
=0.25+=0.25+=0.75（2-22）
j.螺旋角系数、按下式计算
因=0，z=得=1
=得=1
4）齿数比===1.941
5）计算接触应力的基本值
=（2-23）
=2.186189.80.911MPa
=698.75MPa
6）接触应力
=（2-24）
=698.75
=839MPa
7）弯曲应力的基本值
=YYYY（2-25）
=111.58MPa
8）齿根弯曲应力
=（2-26）
=111.581.251.0681.121
=166.83MPa
9）确定计算许用接触应力时的各
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