三級行星減速器設計（含三維SW模型+CAD圖紙+參考說明書）

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 目 錄 摘要 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小傳動比大、 承載能力大及傳動平穩和傳動效率高等優點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。本文將介紹三級行星齒輪減速器的基本原理，以及減速器的設計方案。首先完成行星傳動的均載機構的設計，然后利用Auto CAD完成行星齒輪減速器的傳動簡圖，繪制所有零件的主要零件圖和三維視圖。最后利用solidworks完成減速器所有零件的裝配圖，完成減速器的裝配仿真。 關鍵詞：行星齒輪傳動；Auto CAD；solidworks；設計；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 緒論 1.1 論文選題背景 減速器(Reducer，又稱為減速機或減速箱)是一種通過聯軸器將原動機與工作機連接起來閉式變速傳動裝置，大部分情況是降低輸出端的旋轉速度同時增大輸出端的轉矩，在某些特定的情況下，亦可用它來提升轉速降低轉矩，此時則稱之為增速器[1]。由于減速器的主要作用是改變原動機與執行機構之間的轉速和轉矩，因此減速器被廣泛的應用于機械行業[2]。 近日前瞻產業研究院經過實際調查研究分析，發布了《2015-2020 年中國減速機行業市場前瞻與投資戰略規劃分析報告》的數據，根據發布數據顯示，2013-2014 我國裝備制造行業整體出現回暖跡象，減速器行業各項經營指標整體呈現出快速增長趨勢。2014 年，整個減速器行業完成工業總產值為 758.08 億元，較上年同比增長 8.26%，銷售營業收入達到 743.65 億元，較上年增長 7.23%，整個行業的總資產為 623.78 億元，負債規模也下降了，負債 268.05 億元。據最新的權威統部門發布，2014 年整個減速器行業企業數量已經有 489 家，超過 79701 人從事該行業，整體利潤總額為 57.04 億元。分析認為，2015-2020 我國將進入“十三五規劃”，隨著國家城鎮化速度加快，大量二三線城市發展將進入黃金時期，基礎設施建設加快。而減速器在一些基礎設施建設尤其是在一些下游行業應用較廣泛。如水泥建材、航天航空、起重運輸、紡織輕工業、冶金、重型礦山、電力等行業。同時在一些高精尖領域也有著廣泛的應用，如航天航空等。可以說減速器已廣泛應用于國民經濟發展各個領域。隨著中國城鎮化加快，各行業對減速器的需求也增加，尤其是在這些下游市場需求更大，因此我國減速機行業發展前景被業內廣泛看好，其需求主要在以下四行業： （1）起重運輸設備行業對減速器的需求與發展前景 2014 年隨著國內外發展環境改善，世界經濟呈現出回暖跡象，中國經濟也出現積極信號，“十二五”規劃的國內基建項目將在最后兩年抓緊完成，這些跡象都為起重運輸制造企業發展創造了良好的宏觀環境。權威部門分析認為，“十三五”期間，我國的開放速度加快，國家將繼續扶持起重運輸行業發展，尤其在港口起重運輸行業將加大投入，速度也直接決定了減速器市場的發展，受此行業的影響，預計“十三五”期間，減速器的需求也會增加。 （2） 航天航空行業對減速器的需求與發展前景 21 世紀各國都在謀劃著航天航空發展，科學家甚至預測，21 世紀太空競爭將不亞于一次世界大戰，各國都將其視為優先發展行業。我國在太空領域的探索已經取得長足進步，相對歐美發達國家還有一定的差距，尤其在國產大飛機這個領域差距較大，為此我國制定了國產大飛機發展規劃。探月工程的實施，都為航天航空的發展描繪了藍圖。航天航空領域對設備的需求有著更高的要求，而減速器作為機械設備核心部件，在該領域同樣有著舉足輕重的地位。隨著國家一大批航天航空工程的推進與實施，減速器行業的發展前景也會隨之被看好。 （3）冶金行業對減速器的需求與發展前景 權威報告分析，“十二五”期間我國鋼鐵行業嚴重產能過剩，加上原材料價格上漲，整個制造成本上漲，整個鋼鐵行業面臨著嚴峻形勢。雖然目前鋼鐵行業的發展依舊困難重重，鋼鐵行業是整個國家的工業基礎，國家自古就對鋼鐵行業高度重視。隨著新一輪改革開發開啟，國家開始對經濟結構進行戰略性調整。鋼鐵行業將加快產業升級，對傳統的工藝技術進行改造，注入現代高新設備技術，這些也為減速器的發展與前景帶來了機遇?？傮w而言，機遇大于挑戰，據有關人士透露，“十三五”期間，國家將加大化解過剩產能，加快淘汰一些落后產能，大力發展環保和大型高效鋼鐵冶煉設備。冶金行業將迎來更高質量的春天，減速器作為冶金設備的重要部件，也必將隨著冶金行業健康可持續穩定發展。 （4）工程機械行業對減速器的需求前景 隨著我國工業化、城鎮化、農業現代化發展加快，西部大開發、中部崛起等國家戰略實施，基礎設施的建設將加快發展，特別是鐵路、公路、水利等行業將提速發展，這也為工程機械行業發展注入一針強心劑。減速器作為工程機械行業的核心部件也會得到極大的拉動效應。 行星齒輪減速器是減速器系列中及其重要的一種，并且行星齒輪具有以下主要特點[4]： （1）體積小、重量輕； （2）承載能力比較大、傳遞功率跨度大、結構較緊湊； （3）傳動比大； （4）傳動效率高； （5）傳動平穩、可靠性高。 因此行星齒輪減速器傳動將被廣泛應用于起重運輸、航天航空、冶金機械、工程機械等行業[5]。然而隨著現代工業技術的快速發展，科學技術日新月異，人們對產品的各方面都有更高的要求，各行業對行星齒輪減速器也有更高的要求，要求行星齒輪減速器穩定性越來越好，產品的質量越來越好，經濟成本越來越低[6]。行星齒輪減速從此進入到了快速更新換代的新時代，其結構越來越復雜，穩定性要求也越來越高，質量也越來越高，產品的更新周期也越來越短。但是在行星齒輪減速器的研發成本中，研發費用只占總成本的 5%，而設計費用卻占據了研發費用的 80%，由此可以看出，行星齒輪減速器研發中設計占據了舉足輕重的作用[7]。在減速器的設計過程中，本身參數就極其之多而且相互制約。而行星齒輪減速器設計時，對參數的相互制約有著更高的要求，傳統的設計方法和手段來確定各項參數，工作量極其之大，也很難保證參數的準確性，整個設計的周期也很長，難以滿足行業快速發展的需求[8]。因此，為了設計出更高質量、更為精確、更接近實際客觀需求的產品，同時降低設計成本，縮短設計周期。就必須將 CAD/CAE 等虛擬技術引入設計中，進而根據這些虛擬設計結果來指導實際，并且反復的修改達到實際需求。利用這些虛擬的設計方法，不僅能提出合理的設計方法，而且快速有效，極大的降低了設計人員的勞動強度，也縮短了設計的周期。由此可見，對減速器，尤其是行星齒輪減速器的設計，將CAD/CAE 等虛擬技術引入設計中是十分有必要的[9]。傳動裝置是整個行星齒輪減速器最核心的組成部分，其性能的優劣性在很大程度上直接影響了行星齒輪減速器工作性能好壞。因此，對行星齒輪減速器傳動裝置的分析與研究有著重大的意義。為了提高行星齒輪減速器產品質量及縮短研發周期，同時能滿足行業的需求降低經濟成本，本文選取了三級行星齒輪減速器的傳動裝置作為分析與研究對象，為行星齒輪減速器的設計提供一種行之有效的方法。 1.2 國內外發展現狀及發展趨勢 行星齒輪減速器已經有了很多年的發展歷史，在很久以前就有了相關的應用。但是，從20世紀60年代以來，中國才正式開始對行星齒輪傳動深入系統化的研究工作。在設計理論方面和試制應用方面，都取得了很大的成就。中國改革開放以來，憑借著科學技術水平的發展和進步，我國已經從其他工業發達國家引入了很多先進的機械設備和技術，通過科研人員不停地的積累和消化，努力奮進，開拓創新，才使得我們國家的行星傳動技術迅速的發展。 國外減速器發展起步比較早，特別是德國、日本、丹麥、美國等處于國際領先地位。無論在材料還是在制造工藝等方面都占據絕對優勢，而且在研發設計中更是處于絕對領先地位。上世紀七十年代到八十年代，世界上減速器技術得到了很大的發展，新的技術不斷在減速器上得到應用，當時已經可以制造出可靠而使用壽命長的產品[12]。由于行星齒輪減速器具有諸多的優點，社會的需求量不斷增大，早在上世紀六十年代，德國、美國、英國等工業發達國家的工程技術人員就新的工程設計思維和方法進行了探究性工作，優先開展了優化設計等研究，同時也提出了許多至今都有重大影響的方法，如遺傳算法的優化設計、可靠性優化設計、動態優化設計、模糊優化設計。 如今各國減速器及齒輪技術是向六高、二低、二化這幾個方面發展。高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率即為六高；低噪聲、低成本即二低；標準化、多樣化即二化。減速器和齒輪的發展，在很大程度上象征著國家的工業水平。所以，開拓和發展減速器和齒輪技術對我國的綜合國力提升具有重要的意義。 1.3 本文主要內容 本文的行星齒輪減速器的設計，主要包含三個方面的設計，即行星齒 輪傳動比的設計，主軸的設計以及減速器箱體的設計和后期潤滑處理。傳動比設計部分:主要是對要設計的減速器的需求來設計減速比再通過減速比來依次確定各行星齒輪的齒數與分布。主軸的設計部分：主要是對傳動中力的計算和分析，軸的的材料和型號的選擇與校核等。箱體的結構設計： 要對箱體的結構的參數設計和潤滑油的選擇等。 詳細了解行星齒輪減速器工作時的具體情況，制定出行星齒輪的傳動方案。參考機型設計手冊，以及相關國家標準，做出行星齒輪傳動結構的設計。參考有關書籍，確定行星齒輪各輪參數的設計。最后，完成減速器箱體的設計和繪制相關零件圖以及模型原理圖。 第二章 減速器系統概述 2.1 行星減速器系統的結構 行星齒輪減速機主要傳動結構為：行星輪、太陽輪和外齒圈。行星齒輪傳動的主要特點是體積小，承載能力大，工作平穩；但大功率高速行星齒輪傳動結構較復雜，要求制造精度高。行星齒輪減速器基本傳動結構如下： 驅動源以直結或連接方式啟動太陽齒輪，太陽齒輪將組合于行星架上的行星齒輪帶動運轉。整組行星齒輪系統沿著外齒輪環自動繞行轉動，行星架連結出力軸輸出達到減速目的。更高減速比則借由多組階段齒輪與行星齒輪倍增累計而成。 行星減速機由一個內齒環(A)緊密結合于齒箱殼體上，環齒中心有一個自外部動力所驅動之太陽齒輪(B)介于兩者之間有一組由三顆齒輪等分組合于托盤上之行星齒輪組(C)該組行星齒輪依靠著出力軸、內齒環及太陽齒支撐浮游于期間；當入力側動力驅動太陽齒時，可帶動行星齒輪自轉，并依循著內齒環之軌跡沿著中心公轉，行星之旋轉帶動連結于托盤之出力軸輸出動力。 2.2行星齒輪減速機的特性 高扭力、耐沖擊：行星齒輪的結構異于傳統行星齒輪的運轉方式。傳統齒輪僅依靠兩個齒輪間極少數點接觸擠壓驅動，所有負荷集中于相接觸的少數齒輪面（圖一），容易產生齒輪的摩擦和斷裂。而行星減速機具有六個更大面積齒輪接觸面360度均勻負荷（圖二），多個齒輪面共同均勻承受瞬間沖擊負荷，使其更能承受較高扭力沖擊。本休及各大軸承零件也不會因高負荷而損壞破裂。 體積小，重量輕：傳統齒輪減速機的設計有多套大小齒輪偏移到交錯驅動減速，因為減速比必須加倍兩個齒輪的數量，齒輪的尺寸必須有咬合之間有一定的距離，因此，齒盒包含較大的空間，特別是當高速比的組合需要由兩個或多個減速齒輪箱組合時，結構強度相對減弱，并且齒的長度盒子加長，導致體積和重量巨大。行星減速器的結構可以根據所需的段數重復連接，并且多個段可以分開完成。 2.3行星減速機傳動比的分配 由于單級齒輪減速器的傳動比最大不超過10，當總傳動比要求超過此值時，應采用二級 或多級減速器。此時就應考慮各級傳動比的合理分配問題，否則將影響到減速器外形尺寸的大 小、承載能力能否充分發揮等。根據使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比： (1)使各級傳動的承載能力接近于相等； (2)使減速器的外廓尺寸和質量最??； (3)使傳動具有最小的轉動慣量； (4)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。 第三章 行星齒輪減速器設計 3.1 技術參數 3.1.1 齒輪箱 設計：帶方便電機連接法蘭（B5）的低齒隙同軸行星齒輪箱。 偏心率：小齒輪和驅動軸與裝配法蘭中心偏離1.5mm（不是對中）。 減速比：i=155.4 驅動電機旋轉速度：額定：n速度=2420rpm 運行：n運行=0~1700rpm 最大：n最大=4000rpm 效率：≥0.9 電機法蘭：A250 3.1.2 材料 小齒輪：18Cr2Ni4W，表面滲碳處理 軸承箱體：20CrMnTi 其他箱體：20CrMnTi 3.1.3 大齒環和小齒輪 齒輪類型：內嚙合部正齒，正常壓力角20°，基準齒廓符合DIN 867 轉軸中心距：744mm 3.1.4 大齒環齒輪 模數：12mm 齒數z2：-139 齒寬b：100mm 齒形修正x2*m：-6mm按DIN3990 齒形質量：DIN 3967/12 e 27 齒面硬度：HRC50+5/475 HV 10 Rht=1.4+0.8mm （齒側和齒根部硬度） 3.1.5 小齒輪 模數：12mm 齒數：z1=15 齒寬b=100mm 齒形修正x1*m：6mm按DIN3990 齒形質量：DIN 3967/7 e 26，Ra最小=3.2磨亮 齒面硬度HRC58+4/600 HV 10 Rht=1.4+0.8mm（齒側和齒根部硬度） 修形：制造商應給出能夠得到最好的傳動效果的建議，并且由東方汽輪機廠決定。 3.1.6 小齒輪軸承 小齒輪軸承應采用一個小的預加載圓錐滾子軸承。 3.1.7 小齒輪力矩 M最大力矩＝10500Nm 變化范圍：ΔM運行＝8300Nm 負荷循環次數：n=2.0*108 3.1.8 軸承設計的載荷 齒輪的平均扭矩： Mgear outlet=4150Nm 軸承額定壽命：Lrequ=66500h 3.1.9 電動機總量載荷 直流電機安裝在齒輪箱的B5法蘭上。電機的總量是85Kg。電機的重心在離B5法蘭大約500mm處。在運行期間的旋轉運動給了整個齒輪箱變化的重力矩，負荷周期大約為次循環。 由電機自重的激勵引起的力矩和風機在惡劣環境下產生的力矩疊加作用。這個額定激勵力矩能根據周期為n=1.8*108負荷循環情況進行估計，然后再加上自重加速度為a=1g=9.81m/s2 3.2 傳動系設計及校核 3.1 已知條件 額定輸入功率：6.5 kW 額定輸入轉速：1700 rpm 額定輸出轉速：10.94 rpm 總傳動比：155.4 效率： ≥0.9 3.2 方案設計 3.2.1 結構設計 本行星齒輪減速箱在結構上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結構緊湊、承載能力大。 各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內齒圈構成，其中1、2、3級行星輪個數為3個。各級之間，上一級的行星架與下一級太陽輪軸通過齒輪連軸器實現穩定連接。輸出軸采用花鍵實現扭矩的傳遞。本設計進行了各級齒輪連軸器和花鍵連接的強度校核。 第一級選用行星架浮動； 第二級選用太陽輪與行星架同時浮動； 第三級選用太陽輪浮動。 3.2.2 齒形及精度 因屬于低速傳動，采用齒形角的直齒輪傳動，精度定為6級。 3.2.3 齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面，內齒輪用軟齒面，以提高承載能力、減小尺寸。三級都采用相同的材料搭配。 太陽輪： 20CrMnTi，滲碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 行星輪： 20CrMnTi，表面淬火，滲碳淬火回火，表面硬度HRC56~62，σHlim=1500N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2。因雙向轉動，實際σFlim=470*0.8=376 N·mm-2 內齒圈： 20CrMnTi，齒面滲碳淬火HRC56~60.，σHlim=1500 N·mm-2、σFlim=470 N·mm-2 3.2.4 配齒及傳動比計算 表1 分配傳動比及各級配齒 傳動級 za小齒輪 zc行星齒輪 zb內齒輪 傳動比 行星數 模數m 第一級 17 43 103 7.0588 3 2 第二級 17 31 79 5.6471 3 2.5 第三級 20 19 58 3.9000 3 4 實際總傳動比為： 3.3 齒輪參數初步確定 3.3.1 按彎曲強度估算各級齒輪法向模數 [2] (3-1) 3.3.1.1 估算第一級法向模數 (3-1)式中： (直齒輪)[2] (載荷平穩)[2] (尺寸精度為6級，轉速超過300r/min)[3] N·m N·m ， ()，[4] ，取 mm 3.3.1.2 估算第二級法向模數 (3-1)式中： (直齒輪) (載荷平穩) (尺寸精度為6級，轉速低于300r/min) N·m N·m ， ()， ，取 mm 3.3.1.3 估算第三級法向模數 (3-1)式中： (直齒輪) (載荷平穩) (尺寸精度為6級，轉速低于300r/min) N·m N·m ， ()， mm，取 mm 3.3.2 各級主要幾何尺寸 3.3.2.1 第一級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑： mm 行星輪分度圓直徑： mm 內齒圈分度圓直徑： mm 齒寬： mm 3.3.2.2 第二級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑： mm 行星輪分度圓直徑： mm 內齒圈分度圓直徑： mm 齒寬： mm 3.3.2.3 第三級主要幾何尺寸 太陽輪分度圓直徑： mm 行星輪分度圓直徑： mm 內齒圈分度圓直徑： mm 齒寬： mm 3.4 各級齒輪疲勞強度校核 3.4.1 第一級疲勞強度校核 3.4.1.1 第一級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力[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 第一級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力[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 第一級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.1.4 第一級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 3.4.2 第二級疲勞強度校核 3.4.2.1 第二級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.2 第二級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力： 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 第二級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.2.4 第二級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 3.4.3 第三級疲勞強度校核 3.4.3.1 第三級外嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.2 第三級外嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力： 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 第三級內嚙合齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力： 式中 [10] [11] m/s，[12] [13] [14] [15] [16] [17] [18] [20] N[21] mm [22] N/mm2 3.4.3.4 第三級內嚙合齒根彎曲疲勞強度 計算彎曲應力：。只計算內齒輪。 式中 N[21] mm mm [23] [24] [17] [19] [25] [11] m/s，[12] [13] [14] N/mm2 表2 各級輪系強度校核表（N/mm2） 級數 計算接觸強度 接觸強度安全系數 計算彎曲強度 彎曲強度安全系數 第 1 級 太陽輪 577 2.60 73 6.44 行星輪 577 2.60 64 5.88 內齒輪 210 7.14 81 5.80 第 2 級 太陽輪 1174 1.28 272 1.73 行星輪 1174 1.28 248 1.52 內齒輪 498 3.01 279 1.68 第 3 級 太陽輪 1244 1.21 271 1.73 行星輪 1244 1.21 275 1.37 內齒輪 689 2.18 294 1.60 3.5 齒輪靜強度校核 考慮到傳動系的瞬時過載，按各級Tmax=1.5T進行靜強度校核。 對20CrMnTi，Mpa 第一級太陽輪 Mpa 第一級行星輪 Mpa 第二級太陽輪 Mpa 第二級行星輪 Mpa 第三級太陽輪 Mpa 第三級行星輪 Mpa 3.6 傳動裝配條件驗算 3.6.1 傳動比條件 各級齒輪齒數的選擇均滿足所給定的傳動比要求。 3.6.2 鄰接條件 必須保證相鄰兩行星輪互不相碰，并留有大于0.5倍模數的間隙。[26] 表3 各級傳動鄰接條件表 參數 級數 鄰接條件 第一級 90 60 103.9 滿足 第二級 82.5 60 103.9 滿足 第三級 84 78 135 滿足 3.6.3 同心條件 為了保證正確的嚙合，各對嚙合齒輪之間的中心距必須相等。即，[27]。本傳動方案各級傳動均按手冊推薦選取，滿足同心條件。 3.6.4 裝配條件 保證各行星輪均能均布地安裝于兩中心齒輪之間，并且與兩個中心輪嚙合良好，沒有錯位現象。本傳動方案各級傳動均按手冊推薦選取，滿足裝配條件。 3.7 嚙合參數 各級齒輪副間均采用標準傳動。 3.8 齒輪幾何尺寸計算 表4第一級傳動齒輪副幾何參數 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數 2 2 2 2 壓力角 20° 20° 20° 3 變位系數 0 0 0 4 分度圓直徑mm 34 86 206 5 齒頂高mm 2 2 2 6 齒根高mm 2.5 2.5 2.5 7 齒頂圓直徑mm 38 90 210 8 齒根圓直徑mm 29 81 201 9 基圓直徑mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距mm 60 60 11 齒頂圓壓力角 32.77° 26.12° 22.81° 12 重合度 1.617 1.72 表5第二級傳動齒輪副幾何參數 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數 2.5 2.5 2.5 2 壓力角 20° 20° 20° 3 分度圓直徑mm 42.5 77.5 197.5 4 齒頂高mm 2.5 2.5 2.5 5 齒根高mm 3.125 3.125 3.125 6 齒頂圓直徑mm 47.5 82.5 202.5 7 齒根圓直徑mm 36.25 71.25 191.25 8 基圓直徑mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距mm 60 60 10 齒頂圓壓力角 32.77° 28.02° 23.58° 11 重合度 1.588 1.94 表6第三級傳動齒輪副幾何參數 序號 名稱 太陽輪 行星輪 內齒輪 1 模數 4 4 4 2 壓力角 20° 20° 20° 3 分度圓直徑mm 80 76 240 4 齒頂高mm 4 4 4 5 齒根高mm 5 5 5 6 齒頂圓直徑mm 88 84 248 7 齒根圓直徑mm 70 66 230 8 基圓直徑mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距mm 78 78 10 齒頂圓壓力角 31.33° 31.78° 24.58° 11 重合度 1.552 1.94 3.9 傳動效率計算[28] 第一級傳動效率： 第二級傳動效率： 第三級傳動效率： 總嚙合效率： 3.10 結構設計 本行星齒輪減速箱在結構上采用3級NGW型行星傳動，減速比大、傳動效率高、結構緊湊、承載能力大。 各級行星輪系都由太陽輪、行星輪和內齒圈構成，其中1、2、3級行星輪個數為3個。各級之間，上一級的行星架與下一級太陽輪軸通過齒輪連軸器實現穩定連接。輸出軸采用花鍵實現扭矩的傳遞。本設計進行了各級齒輪連軸器和花鍵連接的強度校核。 3.11 軸承設計及校核 表7 各級行星輪軸承選擇及額定載荷[29] 型號 基本額定動載荷(KN) 基本額定靜載荷(KN) 輸入軸軸承 16010 16.1 13.1 第一級行星輪軸承 16004 7.9 4.5 第二級行星輪軸承 16004 7.9 4.5 第三級行星輪軸承 NA4906 25.5 35.5 輸出軸左側軸承 NU1022 115 155 輸出軸右側軸承 33119 298 498 3.11.1第一級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數，考慮輕微沖擊，取 對于深溝球軸承16004，當量動載荷為： N[30] 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： 計算當量靜載荷為： N[31] 滾動軸承安全系數按正常使用軸承取[32] 計算額定靜載荷為： N 第一級行星輪軸承16004通過校核。 3.11.2第二級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數，取 對于深溝球軸承16004，當量動載荷為： N 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： N 計算當量靜載荷為： N 滾動軸承安全系數按正常使用軸承取 計算額度靜載荷為：N 第二級行星輪軸承16004通過校核。 3.11.3第三級行星輪軸承校核 行星輪切向力為： N 單個軸承所受力為： N， N 沖擊載荷系數，取 對于滾針軸承NA4906，當量動載荷為： N 軸承壽命為： 計算額定動載荷為： N 計算當量靜載荷為： N 滾動軸承安全系數按正常使用軸承取 計算額定靜載荷為： N 第三級行星輪軸承NA4906通過校核。 3.11.4輸出軸軸承載荷校核 輸出轉矩： N.m 輸出小齒輪分度圓上名義切向力： N 輸出小齒輪名義徑向力： N 齒輪合成受力為 N 根據輸出軸的合成力矩平衡條件： 輸出軸左端軸承所受徑向力：N，由于左端軸承采用一個圓柱滾子軸承NJ1020和一個深溝球軸承61824，所以每個軸承所受徑向力： N， N 輸出軸右端軸承所受徑向力：N，由于右端軸承采用兩個圓錐滾子軸承352217X2，所以單個軸承所受最大徑向力： N， N 滾動軸承安全系數按正常使用軸承取 計算左端NJ1020軸承額定靜載荷為： N 輸出軸左側軸承NJ1020通過校核。 計算左端61824軸承額定靜載荷為： N 輸出軸左側軸承61824通過校核。 計算右端352217X2額定靜載荷為： N 輸出軸右側軸承352217X2通過校核。 3.12 軸的強度校核 3.12.1太陽輪軸強度計算 按轉矩太陽輪軸最小軸徑： mm[33] 由于太陽輪軸采用20CrMnTi，所以＝52MPa，計算結果見下表： 表8太陽輪軸計算 參數 級數 太陽輪軸最小軸徑mm 實際太陽輪軸徑mm 第1級太陽輪軸 15.2 28 第2級太陽輪軸 29.2 35 第3級太陽輪軸 50 50 3.12.2行星輪軸強度計算 行星軸按心軸彎矩進行校核： mm[34] 其中，行星輪軸的材料為40CrNiMoA，其許用彎曲應力為Mpa，計算結果見下表： 表9軸校核 級數 彎矩M(N.mm) 最小軸徑mm 實際行星輪軸徑mm 第一級行星輪軸 11018 6.9 20 第二級行星輪軸 56434 12 20 第三級行星輪軸 241660 19.4 30 3.13直齒聯軸器強度校核計算 3.13.1第二級直齒聯軸器 直齒聯軸器輪齒剪切應力校核計算公式：[35] 直齒聯軸器輪齒擠壓應力校核計算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第二級直齒齒聯軸器強度校驗通過。 3.13.2第三級直齒聯軸器 直齒聯軸器輪齒剪切應力校核計算公式：[35] 直齒聯軸器輪齒擠壓應力校核計算公式：[35] N·m [35] [36] mm mm [35] [36] mm[36] [36] 第三級鼓形齒聯軸器強度校驗通過。 3.14花鍵軸擠壓強度校核 花鍵擠壓強度公式：；許用壓強[37] N·m mm mm mm < 花鍵擠壓強度校驗通過。 第四章 減速器裝配及仿真 4.1 三維軟件 solidworks 簡介 SolidWorks 三維實體建模軟件是由美國 SolidWorks 軟件公司開發的，該公司自建立之前就致力于打造一款簡單、實用面向大眾的產品，經過科研人員的大量努力于 1995年誕生了第一款產品，公司緊跟用戶的需求，每年都不斷的完善更新產品，時至今日已經在市場產生 15 個新舊不同的產品。該軟件不僅具有 CAD 軟件的易用性、高效性、創新性，還具有操作簡單易上手、功能強大實用，因而廣泛被世界各大工程公司采用，也得到用戶的高度的認可。Solidworks 軟件的圖形界面采用的是絕大部分技術人員所熟悉的 MicrosoftWindows 界面，該軟件是利用模型的尺寸、約束等條件建模的，不僅能快速簡單的建立平面草圖也可以將草圖轉化為三維實體模型圖，同時也可以將三維實體模型 圖轉化為二維工程圖。也可以利用一些特殊的模塊進行參數化建模。在實際建模中可以很方便的利用尺寸、約束等功能建立零件圖，然后根據零件的位置關系與裝配關系實現零件的準配完成裝配圖。該軟件還能對裝配圖進行干涉檢查。也能將建立的三維圖存為不同的格式實現和三維仿真軟件的無縫導入。 4.2 行星齒輪減速器零件圖