毕业设计（论文）NGW行星减速器的结构设计（全套图纸）.doc

《毕业设计（论文）NGW行星减速器的结构设计（全套图纸）.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）NGW行星减速器的结构设计（全套图纸）.doc（32页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、NGW行星减速器的结构设计全套CAD图纸，联系153893706目录摘要1前言2选题背景3第四章、总体方案设计44.1、总体方案的选择和确定94.2、传动系统的设计与计算104.3、根据设计要求计算各轴的转矩124.4、电动机的选择174.5、带传动的设计及校核18第五章、减速器中主要零部件的设计195.1、锥齿轮的齿轮参数设计及校核225.2、行星轮系的齿轮参数设计及校核265.3、传动轴的设计与校核275.4、行星架的选择285.5、减速器润滑方式选择29第六章结果分析30参考文献31致谢32摘要摘要本设计是将一对NGW行星减速器的结构设计，形成一个组合机构，用来传递两相交轴之间的运动和动

2、力，并实现较大的传动比。对齿轮与中心轮组合的受力状况分析时，应引入不均载系数根据传动，工作扭矩，载荷，根据级数转速要求计算出齿轮的齿数，模数，分度圆直径，计算出传动齿的齿厚，齿面硬度，选择齿形，根据上述要求选定达到此要求的材料，并且做出经济效益最好的选择，再根据此材料的弹性影响系数，各传动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料的选择正确与否做出校核，并且要满足减速器的使用寿命要求，根据载荷和传动扭矩计算传动主轴的直径及定位，计算中心距，确定行星轮系的周转圆半径及方向，并指定轮系的旋转方向，得到各项数据后，依据设计要求结构大小，确定各部件相对位置，进入外箱体的设计，秉承体积最小，拆装方便的原则，定好主轴

3、位置，窥视孔，润滑口在箱体上的位置，便于维修判断。除齿轮以外，对于承受工作载荷的其他零部件如轴、键、轴承等、也进行了设计校核。减速器箱体采用法兰式结构，用以满足工作环境的安装条件。减速器高速级为圆锥齿轮传动，以实现换向。由于功率、传动比较大，将这对圆锥齿轮设计为斜齿圆锥齿轮。低速级采用NGW行星机构进一步增大传动比，NGW行星机构可以传递较大的功率以及实现较大的传动比，因此在设计中采用直齿圆柱齿轮。关键词 转矩；锥齿轮；行星齿轮；行星机构；传动轴；强度校核 英 文This design is a bevel gear transmission with NGW planetary bodies

4、 in series, forming a combination of institutions, to transfer the two-axis intersection between the movement and momentum and to achieve greater transmission ratio. Gear and centre round the composition of the force analysis of the situation, should be introduced under the uneven transmission coeff

5、icient, the torque, load, in accordance with the requirements in order to speed the gear teeth, module, the circle diameter, calculated Drive Tooth tooth thick, tooth surface hardness, select profile, in accordance with the requirements of the selected material to this request, and make the best cho

6、ice for cost-effective, then this material under the impact of the flexibility factor, the transmission gear contact fatigue limit , And the choice of materials to check whether or not correct, and to meet the requirements of the life of reducer, according to load and transmission torque spindle dri

7、ve calculated the diameter and location, from the ICC to identify planets revolving round the circle of radius And direction, and specify the round of the direction of rotation, get the data, based on the design requirements of size, determine the relative position of components into the box, the de

8、sign is home to the smallest, to facilitate entry to the principle of the spindle good location, Peep hole, I lubrication in the box on the location, ease of main In addition to gear, the work load of other bear parts such as the axis, keys, the bearings, also had a design Reducer a flange-box struc

9、ture to meet the conditions for the installation of the working environment.for high-speed cone gear trans mission in order to achieve commutation. As power, drive more, on this bevel gear designed to ramp bevel gear. Low level used to further increase NGW planetary transmission ratio, NGW planetary

10、 bodies can convey more power and the realization of the larger transmission ratio, used in the design of the spur gear.前言通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构性能，拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来满足生产上的要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的资源浪费现象，尤其是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是更高的效率和更合理的运转方式。齿轮减速器是各种机器中广泛采用的重要部件，其主要功

11、能是减速增力（降低转速度，增大扭矩）。现有的行星减速器具有结构紧凑、重量轻、体积小、传动比大及效率高等特点。目前，高速渐开线行星齿轮传动机构所传递的功率已经达到11000KW，输出转矩已达。本设计目的在于熟悉并掌握组合式行星齿轮减速器的设计方法。因此，减速器的发展前景还是十分光明的，由于本课题所研究的减速器在生活生产中应用范围极其广泛，因此，能够顺利的解决本类型机械在生产设计上的种种设计问题，优化在使用和配合上的不利因素，必将能够为生产力的发展起到极大的推动作用，为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进步和巨大的发展动力提供先进的技术先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意义的。目前对NGW

12、型行星减速器的研究已经十分的完善，达到了一个非常合理和完备的高度，研究体系和研究结论都十分值得我们借鉴和学习。本课题就是在目前研究的基础上，对NGW行星减速器的使用方案进行一次设计，使其在工作生产中得到更广泛的应用，也是对目前研究现状的一次检验和发展，更是对现有知识的一次生动的应用和鉴定。选题背景在日常生产和生活中，减速器的应用十分的广泛，大至各种大型生产机械，例如，各种机床，车床，矿山机械等，小至生活中常见的汽车，轮船等，都要应用到减速器。由于减速器对我们生活和生产有着巨大的影响，因此如何提升他的性能，改良他的构造，发展他的用途有着十分积极和有利的意义。生产开创研究的意义，研究推动生产的发展

13、。任何研究和发明都是基于人们生产和生活中的需求，本课题也不例外，也是来自于生产和生活实践中的需求。本课题解决关键在于减速器内部结构及各主要零件的设计，要明确本减速器的使用范围和工作要求，如何合理合适的分配传动比。对行星齿轮与中心轮组合的受力状况分析，引入不均载系数根据传动，工作扭矩，载荷，根据级数转速要求计算出齿轮的齿数，模数，分度圆直径，计算出传动齿的齿厚，齿面硬度，选择齿形，根据上述要求选定达到此要求的材料，并且做出经济效益最好的选择，再根据此材料的弹性影响系数，各传动齿轮接触疲劳强度极限，再对材料的选择正确与否做出校核，并且要满足减速器的使用寿命要求，根据载荷和传动扭矩计算传动主轴的直径

14、及定位，计算中心距，确定行星轮系的周转圆半径及方向，并指定轮系的旋转方向，设计要求结构大小，确定各部件相对位置，进入外箱体的设计，如何要求体积最小，拆装方便，定好主轴位置，窥视孔，润滑口在箱体上的位置，便于维修判断，并选择密封方式，并且要考虑到运输和装吊便捷，吊耳位置要设计合理，要能承受机构本身重量，减速器固定问题可由实际情况来决定如何选择，如此则大致即可完成，也是本设计中应解决的各项问题通过对现有减速器的改进或创新，抑或研发更新型的减速器，通过提高机构性能，拓展新的使用范围，来解决目前生活和生产上所遇到的一些实际问题。来满足生产上的要求，提高效率，使的效益和利润得到提高。并且，对目前严重的资

15、源浪费现象，尤其是能源浪费可以起到十分巨大的缓解，技术的提高带来的是更高的效率和更合理的运转方式。由于本课题所研究的减速器在生活生产中应用范围极其广泛，因此，能够顺利的解决本类型机械在生产设计上的种种设计问题，优化在使用和配合上的不利因素，必将能够为生产力的发展起到极大的推动作用，为机械生产所涉及的各个行业带来长足的进步和巨大的发展动力提供先进的技术先决条件。故而，对本课题的研究还是有着重大意义的。国内外减速器及各类型及型号的齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。在航空航天事

16、业，医疗事业、生物工程事业、机器人研究制造等领域中，微型发动减速联体机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好，并且目前超小型的减速器的研究成果也尚不明显。第一章 总体设计方案设计1.25总体方案的选择和确定根据本减速器的设计要求，减速是将原动机的输入转矩传递放大，并且将转速降低的装置，电动

17、机的初始转矩经过带传动一次减速后，经由输入轴输入该行星减速器，经NGW行星减速器减速中一级减速的锥齿轮减速后，经轴输入至行星轮系，再经由轴将最终达到减速要求的转矩输出。了解此系统的工作原理后，确定出以下设计方案步骤：行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星齿轮、行星轮轴及轴承、行星架等。为了进行齿轮、输入轴、输出轴、行星轮轴及轴承的强度计算，需分析行星齿轮传动中各构件受力状况。在分析中先假定行旱齿轮受载均匀并略占摩擦力和自重的影响，因此，各构件在输入转矩作用下处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力。但是，实际上由于各种误差的存在使各行星轮受载不均匀，因而在对其中任意一对行星齿轮与中心轮组合的

18、受力状况分析1分配NGW一级行星减速器中的锥齿轮系和行星轮系的各级传动比2.选择合适的带传动的减速传动比3.将输出轴的标准转矩经过各级传动比减速的各轴转速逐一计算，并验算无误后，得到电机的转速，由转速和转矩的关系计算出功率，并逐级考虑机械效率，得到电机的最小输出功率，并由以上2项参数选取合适的电机，做为动力系统4.转矩及受力分析，计算出带传动的扭矩，并选取合适的带传动轮，根据受力分析选取合适V带，确定带的参数，并逐一校核验算5.转矩及受力分析，暂取齿轮模数，并考虑根切，顶切等相关问题，确定出小齿轮最小齿数，根据选取方案，暂取小齿轮齿数，根据传动比，确定各齿轮的齿数，根据暂定齿轮的各项参数，进行

19、受力，扭矩计算分析，确定选取齿轮满足各项强度，刚度要求后，对目前参数的模数选取进行验算，再确定最佳模数，齿数，并得出该轮系的各个齿轮的各项参数，根据最后选取的轮系参数进行统一校核验算无误后确定各项参数并选取齿轮均为直齿。6. 对整个传动系统中轴承做受力，扭矩分析，选取轴承材料，并根据应力计算确定轴承的直径各项参数，并进行校核验算。7. 功率P=10KW、传动比i=4.、输入转速n=1000rpm4.2传动系统的设计计算本NGW一级行星减速器，根据查找资料显示，锥齿轮传动比相对较小=0.57 ，行星轮系传动比相对较大=25 ，并且查阅相关资料，分配为锥齿轮，行星轮系传动比=4，且按如此比例分配，

20、保证选取传动比都在传动范围均值范围内，并且传动比分配相对较为均匀协调，不会因为过大的传动比而损失效率。4.3根据设计要求计算各轴转矩根据资料查阅NGW型行星减速器的一级减速传动效率 = 0.950.96 ，根据输出轴的要求转矩 =5500 ，根据各级分配的传动比 = 4 ， = =4 ， 行星轮系轴转矩 = 1375 ，同样高速轴的输入转速=1000。4.4电动机的选择电动机转速一般为=500n，而电机经过带传动减速后，减速器的输入转速=1000，并且考虑到带传动的传动比相对较小7，为使电机转速为一整值，故选取带传动传动比=2.6，较为合适，此时电动机转速=1300，=2电动机转矩=7.68，

21、选取电动机的功率也由于转速，转矩的确定而确定，=*=7.68*1300=99918=9.9918，则选取电动机功率10，转速1000的交流电机作为本系统的原动机。4.5带传动的设计及校核根据带传动资料，V带传动根据带型号的不同，分为A，B，C，Z，根据小带轮直径与单根普通V带传动功率对照表，B，C型带论传动功率较大，但带轮实体尺寸过大，小带轮直径D150，相对A，Z型单带传动功率过小，需配用V带根数较多。权衡之下，暂选取B型小带轮转速为3000是，但带传动功率约为=6.2，而电动机的输出功率约为25，因此需选配4根V带作为带传动带轮皮带传动，功率上完全可以满足设计要求，且带传动机构的尺寸较为适

22、中，并由B型带传动的传动功率增量，查的资料=0.89，最后总传动功率P=+=6.2+0.89=7.09选配4根V带传动，满足功率传输要求。V带传动比=2，=7.68，暂定小带轮直径=200mm ，大带轮直径=*=2*200=400mm ，上述选取B型带轮的包角= ，再对V带传动中心距及强度进行确定和校核。工作情况系数由于减速器为载荷变动小机械，因此=1.25 ，=*=230580*1.25=253628=25.363，实际应选取V带根数Z= ， =1.5（+）=900mm ， =2+（+）+=2753.1mm ， 由表13-2查阅得带长修正系数=1.05 ， Z为V带根数，由带型及载荷参数验算

23、V带实际应选取条数，Z= ， =3.57 ， V带条数应为整数，由校核得到的实际V带条数与选取的V带条数相同，Z=4 。 带传动参数选择，验算以校核都满足设计要求的各项条件和要求，V带传动设计最终结果为，小带轮直径=200mm ，大带轮直径=400mm ， 采取普通B型V带传送，V带条数为Z=4 条。5.减速器中主要零部件的设计计算5.1锥齿轮的参数设计及校核在分配行星减速器内部的一级传动比时，锥齿轮系传动比= 4 ，= =5 ，计算得到锥齿轮系大小齿轮的各分度圆锥角= ， = 故该锥齿轮传动主动轮（小齿轮）锥齿轮分度圆锥角= ， 从动轮（大齿轮）锥齿轮分度圆锥角= 1)齿数 减速器中每个齿轮

24、的齿数应当是自然数，因此，作为齿数的设计变量应当在优化过程中以正整数出现，并且和中心距、锥轮传动的安装条件和邻接条件。圆锥齿轮不产生根切时的最小齿数=/为锥齿轮的当量最小齿数，= ，暂定锥齿轮选取标准齿轮，通用的分度圆压力角一般= ，齿顶高系数=1 ，=17 =/=17/=18 ， 于是主动轮（小齿轮）的最小齿数应为18时才能保证不产生内根切现象的发生，以免对齿轮在工作中产生剧烈的磨损和表面强度的破坏。= ，=18 ， 齿轮选取应用的最小齿数应大于不产生内根切时的最小齿数，=18 ， 则选定小齿轮齿数=20 齿圆锥齿轮分锥角= ， 由= =5 ， 计算出从动轮（大齿轮）齿数=100 齿圆锥齿轮

25、分锥角= 2)模数 减速器各级传动听轮的模数友优化过程中取值应当符合模数系列的规定由于本设计减速器要求的输入转矩较大，转速较高，为了保证齿轮系能安全有效，并满足工作时间及工作寿命的要求，则根据标准模数系列表优先选择第一系列模数的原则，根据锥齿轮总齿数考虑到齿轮的装配难度，实体尺寸不宜过大，总齿数间的装配问题，选取锥齿轮系模数=43)中心距 减速器各级传动的中心距如果实现了标准化，将给制造和维护带来很大方便。则在该模数选择下，锥齿轮传动的大齿直径=400mm ， 小齿轮直径=80mm 中心距=0.5（+） 齿宽=37mm否则，如任意取值的话，但是实际上这点好处会完全被制造与维护中将产生麻烦所抵消

26、。通常情况下，外啮合强度低于内啮合强度，所以外啮合角应大于内啮合角。齿轮副啮合角确定应以内外啮合等强度为依据。齿轮材料选择满足本设计要求的材料及尺寸要求，20Cr号调质钢在零件的制造中应用十分广泛，便于材料的来源方便及实用性和便于维修互换，本设计中设计的初始要求。M=的锥齿轮系齿轮材料的选择也决定使用20Cr号调质钢。下面选取20Cr号调质钢的各项参数对本设计的锥齿轮系的强度进行校核，以确定本设计的锥齿轮系的参数设计是否合理及满足 载荷系数K=11.2，本减速器为电动几传动，载荷均匀，故载荷系数取值=1.25 转矩T=138.34 传动比i=4= =20查阅资料11-9 ，标准齿轮齿数Z=10

27、0 时， =2.2 =2.36 取=2.36= =70.1 1.255 校核实际模数选取计算得到1.255 时 模数选取即为合理数值，则设计初始选取的模数M=4 ， 略微偏大，最终改取锥齿轮大（小）齿轮模数均取为模数M=3 ， 大齿轮齿数Z=100 ，小齿轮齿数Z=20的20Cr号调质钢，齿轮表面接触强度校核计算 = =16.87=205.2行星轮系的齿轮参数设计及校核周转轮系的组成1)行星轮 企周转轮系中作口转和公转运动、如同行星的起动一样的齿轮称为行星齿轮2)转臂 支承行星轮系并使其公转的构件称为转臂(又稠；系杆、行星架)，用符号H表示3)中心轮 与行星轮相啮合而其轴线义与主轴线相重合的齿

28、轮称中心轮，外齿中心轮用符号u或c表示。内齿中心轮用符号b或e表不。通常又将最小的外齿中心轮a称为太阳轮而将固定不动的中心轮称为支持轮(内齿轮) 4)基本构件 转臂H绕其转功的轴线构；为中轴线，凡是轴线与主轴线重合刚又承受外力矩的构件称为基本构件，中心轮a、b和转臂H。大多数周转轮系都具有这这个基本构件本设计中一级行星减速传动器中，NGW的传动比分配为=9根据查阅资料显示，行星齿轮系各轮齿数的设计选定方法，要满足=9 太阳轮a，b由于啮合转向方向相反=9=1+=9 =8（）a-b=（）g-b=在常见的NGW型高速行星传动中内齿轮通常采用人字内齿轮，即由两个对称的斜齿轮组成，两个内齿轮通过外因上

29、的三联齿轮套a相结合，再通过二联齿轮套b将三联齿轮套与机体或传动轴相联接。 行星传动中的齿轮，除计算轮齿的承载能力外，尚须进行结构设计和轮缘的强度与刚度计算。 齿轮的结构设计受轮系类型、传动比大小、载荷特点、总体结构和尺寸的影响t特别是载荷方式在很大程度上决定了齿轮的结构形式。反过来，齿轮的结构、尺寸、支承方式、强度和刚度又严重地影响行星传动的尺寸、承载能力、使用寿命和工艺性。因此，对合理设计特定场合下齿轮的结构，以及对轮缘进行有一定可靠程度的强度和刚度计算应给予足够曲重视。当太阳轮不浮动时可以简文在机体和行星架上，或悬臂文承在机体上。根据齿轮的大小，可以做成齿轮轴，可做成中空齿轮，用键或花键

30、装在轴上。3z类传动中的太阳轮本身支持在机体和内齿中心轮的输出轴上，同时它又是行星架的支承，常做成比较细长的齿轮轴。由于行星传动中往往有三个以上的行星轮对称朽置，太阳轮横向力在有均载的措施的情况下基本是平衡的，即是v=1。所以太阳轮轴之间不存在弯曲强度问题。用齿形联轴器浮动的太阳轮，可以是一端带浮动的外齿轮；当太阳轮直径较大时，可做成带浮动的内齿轮节圆L的圆周力。径向力和对弯曲中心的力矩。内侧作用有浮动联接(齿廓)啮合上的分和载荷：切向力矩、径向力矩和人对弯曲中心的力矩。在这些载荷作用下，对直齿轮面言，产生平面变形。根据齿轮啮合与浮动联接啮合的转矩平衡并设1，浮动啮合处的载荷均匀分布，封闭圆环

31、任意横截面上的力因素为弯矩、轴向力。根据计算，得到轮数和太阳轮的几何参数。（）a-b=（）g-b 满足传动啮合角比例关系 =太阳轮和内齿圈的齿数关系及几何参数保持一定的啮合角比例关系。E=表1 基本齿廓齿轮的值故当和同时为奇数或者偶数时，才能得到整数齿数，同时由于=8 条件下 ， 因此， ，必定同时为偶数齿，本设计的行星轮齿数才能保证实用性质才能为整数齿数并且，行星轮系装配相对普通轮系要复杂，因此必须满足一定的装配条件 E= 必须唯一整数，才能满足装配条件 在查阅资料的设计案例中，行星轮数目一般取为=3 ， 如果不浮动小行星轮和行星架的轴不受外载荷(原动机或工作机械传给的径向和轴向载荷)当行星

32、轮数2时，较为合理，并且从整个轮系结构的稳定性和安装设计尺寸等方面考虑，三角形是较为稳定的结构，且行星轮数2 ，而且行星轮数目较为合适，不会无故增大减速器的实体体积，对材料的使用和空间的使用都十分的合理。故而，在此设计中取行星轮数=3并且行星轮系的装配条件E=3 必定为整数，行星轮数目的选择也能满足装配条件的要求。因此，本设计行星轮数目的选择是精确合理的。计算确定各太阳轮和行星轮的齿数及模数，便可以完成行星齿轮系的计算及强度刚度校核，选择参数合理的齿轮进行应用。鉴于上述锥齿轮系，模数，齿数的选取计算，行星轮系的输送扭矩相对较大，故暂定行星轮系的模数=4 齿数选择为保证行星轮系各齿轮间不发生根切

33、现象，必须保证小齿轮（主动轮）的最小齿数=17 ， 齿数必须大于最小齿数=17 ，行星轮系各齿轮的齿数根据传动比关系，由小齿轮齿数推算而来。由于本设计的行星轮系传动比 = 9 ，=8 ， ，表2 内齿数和内齿圈的齿数关系内齿圈齿数3240506380100125160插齿刀齿数12-2214-2519-3424-4025-5034-5040-8050-100如按照某些行星轮系的设计方案，采取变位齿轮作为本行星轮系的传动齿轮时，如上表显示需根据齿轮变位系数的确定来校核齿轮，我们暂设定本设计的变位齿轮的变位系数=0 时来对齿轮系进行设计计算： 保证齿轮系不产生根切，取小齿轮齿数=18=17 =则根

34、据传动比关系，得到行星轮系行星轮齿数=3.5=63 =内齿轮齿数=8=144 =图2 齿轮转矩及受力简图行星轮与内齿轮不发生齿顶干涉的约束条件为： 即 将上述结果数据代入得到计算结果，满足不发生干涉的约束条件根据行星轮系法平面受应力分析：输入轴转矩(Nmm)；电动机功率(kw)；行星架(即偏心轴)转速； 可沿x方向与y方向进行分解的分力(N)。=21719.38N ， =1375 Nmm ， =60 ， =3.5 =不同情况下各精度等级齿轮的节圆线速度限定值参见表61。对于较高精度等级的齿轮采用适宜的齿廓修缘可以提高许用节圆线速度约40左右。目前重载行星齿轮传动的节困线速度一般不超过25ms左

35、右。这只的节圆线速度指行星轮的自转线速度。齿轮精度的选择 在大多数的应用场合下、行星传动的体积、重量、平稳性等指标都能满足较为严格的要求。但这些要求更加苛刻或迫切需要时应适当提高齿轮的精度。在齿轮精度为48级范围内，精度等级每提高一“级大致可使承载能力提高10左右或体积，重量减少8一10。鉴于本设计前面的锥齿轮选用20Cr号调质钢作为齿轮材料,在此也选用40CrMnTi钢调质作为齿轮材料行星轮系强度计算及校核强度计算式渐开线少齿差行星齿轮传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度得到较大的提高，与此刚度齿根弯曲强度也提高。一般其齿向接触强度安全程度远高于齿根弯曲强度格度电动机传动,载荷

36、分配均匀,载荷波动小,因此载荷系数1-1.2 取1.25转矩=1375齿形系数=3.0 齿数 =18 模数=4 齿宽=16.3mm选取标准无变位斜齿齿轮目前同内外各种系列行星减速器中各齿轮的精度等级范围为：外齿轮(包括太阳轮行星轮等普通采用硬齿而)：47级；内齿圈(普遍采用调质处理，个别情况采用表而硬化处理)；68级内部齿轮联接中的齿轮件：78级(个别情况更高)。上述精度范围中较高精度用于速度较高或能力指标要求较高的场1典型精度等级：太阳轮、行星轮：6级；内齿圈；7级；其他内部齿轮：8级。典型精度情况下允许使用的最大节圆线速度大致为1520ms。常用齿轮加工机床所能实现的齿轮加工精度为：卧式滚

37、齿机：68(较高精度需要刀具等配套)；立式滚齿机：78级；磨公机；5一7级；插齿机68级(较高精度需要采取措施)，精密齿轮机床可以比普通齿轮机床提高加工精度12级 40CrMnTi调质钢表面淬火后起弯曲强度均值=40 因此弯曲强度校核是在安全限度范围以内表3 主要零件的常用材料和参数零件名称材料热处理硬度说明行星轮内齿圈等45，45Cr，35CrMo，40MoB调质处理300HBS个别采用QT500-7等45，40Cr，42CrMo表面淬火35-50HRC20Cr，20CrMnTi，20CrMnMo渗碳淬火58-62HRC销轴销轴套浮动盘GCr15淬火销轴套56-62HRC销轴40-55HRC

38、销轴,浮动盘60-64HRC45，40Cr表面淬火20CrMnMoVBA渗碳淬火表3 主要零件的常用材料和参数滑块40Cr淬火48-55HRC铸后消除应力处理青铜，球墨铸铁，酚醛甲布胶木输入轴输出轴45，40Cr，35CrMo调质处理300HBS壳体HT200， QT400-15=3.5齿宽=6.3mm齿形系数=3.0转矩=1375中心距=324mm查阅资料显示上述40CrMnTi调质钢表面淬火后材料表面接触强度=100-300表4 常用材料的值和C值轴的材料Q235，203540CrMnTi40Cr，35SiMn/C12-20160-13520-30135-11835-40118-10740

39、-52107-98因此接触强度的校核计算和是在安全限度的范围之内安全系数=1.25-1.3 , 选取安全系数=1.3进行安全校核73.13*1.3=95.07 , 仍在安全系数限定范围之内,因此表面接触强度的安全性是合格的.经过弯曲强度,接触强度各方面的校核都是在安全和合理的范围之内.因此,本设计方案的材料选取校核是安全合理的.中心距=324mm 行星轮系输出轴转速=6.67低速轴的圆周速度V=*=0.2262对低速轴的圆周速度计算，保证在输入轴输入转速=1000，公称传动比=45时，NGW-S62型的低速轴转速要求之内=455.3传动轴承的设计与校核输出轴转矩 =5500表5 常用轴材料参数

40、材料及热处理毛坯直径Mm硬度HBS强度极限屈服极限弯曲疲劳极限应用说明 45正火100170-217600300275用于较重要的轴，应用最为广泛45调质200217-25565036030040CrMnTi调质251000800500用于载荷较大，而无很内大冲击的重要轴行星齿轮系轴转矩 = 1375锥齿轮系轴转矩=138.34本设计的减速器工作要求为每工作300日，每日工作24小时本次设计中减速器中轴承主要传递转矩，弯矩承载载荷相比较小，因此，主要对其转矩的抗扭强度进行校核计算，选取合适的轴承直径载荷不均衡系数低速级采用太阳轮浮动的均载机构，取115。轴圆轴截面强度条件为 抗扭截面系数轴承转

41、速：表6 齿间载荷分布系数输出轴转速=1000行星齿轮系轴转速=300锥齿轮系轴转速=6.67输出轴转矩 =5500行星齿轮系轴转矩 = 1375锥齿轮系轴转矩=138.34传动功率=（35-40）轴材料和承载情况确定系数C=118-107本设计系统由电动机传动，载荷分布均匀，变动较小，因此取C=107首先为了简化计算，有估算公式表7 NGW减速器的行星轮转速表为同级齿轮中心距最终，通过将各项参数代入计算式计算，得到各轴在选用C45号调质钢情况下的最小许用直径=74.54mm=58.19mm=43.64mm为保证轴承的更高的安全性，则采取安全系数=1.25来保证和加强轴的各项参数，更好的保证轴

42、的各项性能。得到最终的轴许用直径=1.25*=82mm=1.25*=64mm=1.25*=48mm5.4行星架的选择如果不浮动小心轮和行星架的袖不受外载荷(原动机或工作机械传给的径向和轴向载荷)当行星轮数小2时，轴承通常是按轴的直径选择轻型或特轻型的队L1球轴承。如果轴承受外载荷，则应以载荷大小和性质通过计算确定轴承型号。在高速传动中必须校核轴承极限转速，当该动轴承不能满足耍求时，可采用滑动轴承。浮动的中心轮和行星架本身不加支承，但通过浮动联轴器与其相联结的输入袖或输出轴上的支点也应按上述原则选择适合的轴承。旋转的不浮动基本构件的轴向定位是依靠轴承来实现的，而浮动的基本构件本身的轴向定位可通过

43、齿式联轴器的弹性挡团来实现，也可采用球面顶块、滚动轴承(最好是球面调心轴承)来进行轴向定位，这种方法有助于浮动的灵敏性。轴向定位间隙与本章第一节中确定联轴器轴向定位的间隙值相同。表8 NGW减速器尺寸控制表行星架的设计及行星轮的支承，在行星传动机构中，行星轮上的支承所受负荷最大。在一般用途的低速传动和航空机械的传动中采用滚动轴承作为行星轮的支承。在高速传动中滚动轴承往往不能满足使用寿命的要求，所以要采用滑动物承来支承行星轮。 常见的采用滚动轴承的行星轮支点结构。为了减小传动装置的轴向尺寸，轴承直接装入行星轮孔小，但由于轴承外因旋转，其Y6用寿命要有所降低(球面轴承除外)。对于且齿的NGW型传动

44、，行里轮中也可装一个滚动轴承，但该轴承必须是内外国之间不能相对抽向移动的，如向心球轴承，球调心球轴承和球面调心滚子轴承等。对于行星轮为斜齿轮和双联齿轮的情况。允许装一个滚动轴承，因为行星轮受有啮合力产生的倾翻力矩的作用。行星架厚度 ， 为齿轮宽度；行星架外径 ， 为中心距；为行星轮分度圆直径 为了减少由制造误差和变形引起的沿齿长载荷分布不均匀，行星轮内装一个球面调心轴承是很有利的，似应注意，此时传动中的浮动构件只能有一个，并要计算机构自由度，不能有多余自出度存在。 一般情况下，行星轮内可装两个滚动轴承G为了避免轴承在载荷作用下，由于初始径向游隙和配合直径的不同而产生行星轮倾斜，预先对轴承进行挑

45、选配对是有必要的。还可将轴承之间的距离LL加大、以减小这种倾斜。为了使行星轮和轴承之间抽向定位，采用矩形截面的弹性挡圈是最恰当的。它避免了在行星轮扎内设置：工艺性不好的台阶(挡肩)。调节环用子补偿袖向尺寸误差。为增强弹性挡圈抵抗在载荷作用下轴承外因歪斜的能力，可在挡圈与轴承外因之间加一个倒角。 当行星轮直径较小，装入普通标准轴承不能满足承载能力要求时，可采用专用的轴承，去掉两个或一个座圈的滚子轴承和滚针轴承的结构。在这种情况下轴外表血和行旱轮内孔可直接作为轴承的滚道(滚道需精磨)。用于这种结构的轴和齿轮常采用合金渗碳钢来制造，以保证硬度为6I一65HRC。行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。其常见结构型式有双壁整体式、双壁分开式和单壁式三种。双壁整体式行星架的刚性更为优秀，因此，使用的就更加广泛，我们在次也采取这种行星架。将该动轴承装在行星架上的方法可以解决因轴承径向尺寸大、行星轮体内无法容纳的困难