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1、本科毕业设计（论文）题目小型行星齿轮加速器设计专业学生姓名班级_学号指导教师二O年月日毕业设计（论文）原创性声明本人郑重声明：所提交的毕业设计（论文），是本人在导师指导下，独立进行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本研究做出过重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明并表示了谢意。论文作者签名:日期：年月行星齿轮加速器是一种至少有一个齿轮的几何轴线绕着固定位置转动圆周运动的传动，变速器通常和若干行星轮和传递载荷的作用，为了使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：传动比大，结构紧凑，体积小、质量小，效率
2、高，噪音低，运转平稳，因此被广泛应用于冶金，工程机械，起重，运输，航空，机床，电气机械及国防工业等部门,作为减速、变速或增速的齿轮传动装置。行星齿轮传动机构的传动原理：当高速轴由电机驱动，带动太阳轮，然后带动行星轮转动，内齿圈固定，然后带动行星架输出运动的，在行星架上的行星轮既自转和公转，具有相同的结构。二级，三级或多级传输。行星齿轮传动机构主要由太阳齿轮，行星齿轮，内齿圈，行星架，命名为基本成分后，也被称为Zkf型行星齿轮传动机构。本设计是基于行星齿轮结构设计的特点，和UG三维建模。行星齿轮和各种类型的特性的比较，确定方案；其次根据输入功率，相应的输出转速，传动比的传动设计、总体结构设计；三
3、维建模并最终完成了UG模型的装配，并完成了传动部分的和运动分析。关键词：行星齿轮加速器、装配、三维建模AbstractAcceleratorisaplanetarygearwithatleastonegeargeometricalaxisofrotationaroundafixedpositionthecircularmotionofthedrive,andusuallyseveralplanetwheelloadtransferandtheroleoftransmission,inordertomakepowersplit.Involuteplanetarygeardrivehasthefo
4、llowingadvantages:transmissionratio,compactstructure,smallsize,lowweight,highefficiency,lownoise,smoothoperation,itiswidelyusedinmetallurgy,engineeringmachinery,lifting,transportation,aviation,machinetools,electricalmachineryanddefenseindustryandothersectors,asthedeceleration,thegrowthrateoftheshift
5、orgeartransmission.Transmissionprincipleplanetarygeardrivemechanism:Whenthehighspeedshaftdrivenbyamotortodrivethesungear,andthendrivetherotationoftheplanetwheel,ringgearfixed,thentheoutputdrivecarriermovementontheplanetcarrieroftheplanetarygearbothrotationandrevolution,Ithasthesamestructure.Two,thre
6、eormulti-leveltransmission.Aftertheplanetarygearmechanismismainlycomposedofasungear,planetgear,ringgear,planetcarrier,namedasthebasiccomponent,alsocalledzk-htypeplanetarygeartransmissionmechanism.Thedesignisbasedontheplanetarygearstructuredesign,andUGthree-dimensionalmodeling.Comparisonoftheplanetar
7、ygearandvarioustypesofcharacteristics,todeterminetheprogram;secondlyaccordingtotheinputpower,thecorrespondingoutputspeedratiotransmissiondesign,theoverallstructuraldesign;three-dimensionalmodelingandeventuallycompletedtheassemblyUGmodel,andcompletedthedriveandmovingpartsoftheanalysis.Keywords:planet
8、arygearaccelerator,assembly,3Dmodeling目录第1章绪论11.1 国内外的研究状况及其发展方向11.2 UG行星齿轮的选题分析及设计内容11.3 主要的工作内容2第2章行星齿轮加速器方案确定32.1 机构简图的确定32.2 周转轮系部分的选择32.3 行星齿轮加速器方案确定32.4 行星轮系中各轮齿数的确定5第3章行星加速器结构设计73.1 基本参数要求与选择73.1.1 基本参数要求73.1.2 电动机的选择73.2 方案设计73.2.1 机构简图73.2.2 齿形及精度73.2.3 齿轮材料及性能83.3 齿轮的计算与校核83.3.1 配齿数83.3.2
9、初步计算齿轮主要参数83.3.3 按弯强度曲初算模数m103.3.4 齿轮疲劳强度校核113.4 轴上部件的设计计算与校核153.4.1 轴的计算153.4.2 行星架设计193.5 键的选择与校核223.5.1 键的选择223.5.2 键的校核23第4章UG的建模与运动仿真254.1 建模软件的介绍254.2 行星齿轮机构的建模254.2.1 对行星齿轮的建模254.2.2 行星齿轮其他部件的建模274.3 行星齿轮机构的虚拟装配284.4 装配体的实现38总结40致谢41参考文献42第1章绪论1.1国内外的研究状况及其发展方向国内对行星齿轮传动比较深入的研究最早开始于20世纪60年代后期，
10、20世纪70年代制定了NGW型渐开线行星齿轮加速器标准系列JB1799-1976。一些专业定点厂已成批生产了NGW型标准系列产品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多种行星齿轮加速器，如列车电站燃气轮机（3000KW）、高速气轮机（500KW）和万立方米制氧透平压缩机（6300KW）的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮加速器已成批生产，如矿井提升机的XL-30型行星齿轮加速器（800kW）,双滚筒采煤机的行星齿轮加速器（375kW）0世界上一些工业发达的国家，如：日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领
11、先地位；并出现了一些新型的传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代的机械传动设备中获得了成功的应用。世界各先进工业国家，经由工业化、信息时代化，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较高的水平。我国与世界先进水平虽存在明显的差距，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很大的进步。目前行星齿轮传动正在向以下几个方面发展：D向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150ms;日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功
12、率为22065kW;大型水泥磨中所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kNmo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。2）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传动并传递功率，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），就能成为变速器。3）向复合式行星齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交
13、轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。4）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。1.2 UG行星齿轮的选题分析及设计内容本设计以本设计基于UG便于交互及强大的二维、三维绘图功能。先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用UG模块实现装配中零部件的装配、运动学仿真等功能。行星齿轮加速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用UG自带的模块,，模拟
14、真实环境中的工作状况进行，对元件进行运动分析。加速器作为独立的驱动元部件，由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的加速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用UG工具来实现这一过程，不仅能完善上述工作，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度加快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用UG参数化建模动态仿真。在此之前，我对UG建模以及之后的有
15、限元分析的了解十分的有限，通过这次的毕业设计使我对UG的使用更加的熟练，并且掌握了UG建模以及装配过程中的一些小技巧，对我以后的学习和工作有不小的帮助。通过有限元分析的过程使我意识到了先进的分析方法不仅可以有效地提高研究效率，而且分析结果简单明确，更加的省时省力令人一目了然。整个设计过程中，我学到最多的还是严谨认真的学习研究态度，培养了我一丝不苟的精神,毕业设计便是对我们这种一丝不苟精神的锻炼与培养，这是我在今后的工作学习中必不可少的品质，将伴随我的一生。这次毕业设计是对我们大学四年学习的总结，也是我们的下一个新的起点。1.3 主要的工作内容1 .设计计算部分：分析行星齿轮机构传动方案；并通过
16、计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。2 .工程仿真分析部分：本论文利用三维软件UG对行星齿轮加速器进行三维建模，并完成与整机的装配；利用UG加速器机构模型进行全局，对内外啮合齿轮传动进行运动学分析。第2章行星齿轮加速器方案确定2. 1机构简图的确定加速器传动比i=5.4,故属于1级行星传动系统。b查渐开线行星齿轮传动设计书表4-1确定为=2或3。从提高传动装置承载力，减小尺寸和重量出发，取为=3。计算系统自由度W=3*3-2*3-2=l3. 2周转轮系部分的选
17、择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为2Z-X、3Z和Z-X-F三大类（其中Z中心轮）。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型、N型等（其中N内啮合，W外啮合，G一公用齿轮，ZU锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表I-Io4. 3行星齿轮加速器方案确定NGW行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但NGW性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。表2-1行星齿轮传动的类型与传动特点传动类型机
18、构简图传动特性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW负广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度2Z-X号机NGWIa二1.1313.7.b_IaX-2.79不限不限，可作为减速、增速和差速装置轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好L构NWJd7g50.b_IaX-525不限Ix7时，aX径向尺寸比小，可推荐采用工作制度不限rbNN*1700一个行星轮时Ka=30100个行星轮时Ixa51，故应将唳1代入齿面接触疲劳设计公式，得（i7C“LZF、2KT、/+1CCC189.811.592.451035.4+12.323（r-i）L=2.323XXmm=58.4mmVEdH612）15.4J
19、圆周速度V11nid601000rx576x58.4601000=1.7598加/s查机械设计学基础P.表57,v2ms,该齿轮传动选用9级精度。用式(6-6)进行计算式中系数，Kh、/如表Mu=2919,电动机效率7=0.83,电机与输入轴间弹性柱销联轴器之间的效率为=0.99o则输入功率：77=p77o77=3xO.83x0.99=2.456左W则太阳轮的传递扭矩为-9549p1_960x2,456na3x960=8.143Nm(3-5)直齿轮算式系数Kci=7.68,则太阳轮分度圆直径T.KaKheHhpu+1OdCrHlimU/8.143x1.25x1.80x1.2029+19=768
20、3X=24.816V0.7UOO219(3-6)代号名称说明取值KA使用系数查书【5】表6-5,轻微冲击1.25KHP行星轮间载荷分配不均系数查书【5】表7-2行星架浮动，6级精度1.20KHE综合系数11p=3,高精度，硬齿面1.80Od齿宽系数查书【5】表6-60.7表3-4接触强P度有关系数3.3,3按弯强度曲初算模数m因为b111m取Himl和叫血2产中的较小值Fal525x2.842.54=293.5a=o.957ms,6级精度，60100VZ/100=0.18查5图6-5b1.01KHS齿向载荷分布系数查书【4】图6-7（八）(b)(c)得ULo.31UF=0.480=1.21,K
21、班=1+(-1h=1.0651.065KHa齿间载荷分布系数查【4】表6-9,六级精度1KHP行星轮间载荷分布系数行星架浮动，查【5】表7-21.20ZH节点区域系数(Xa+XP(2q+2。)=0,P=O,查56-92.5ZE弹性系数查【5】表6-17189.8乙重合度系数Ea-1.595,=0,查【4】6-10得，0.90Z夕螺旋角系数直齿,:01Ft分度圆上切向力=三=685.7(0685.7Nb工作齿宽7=猴(d),=0.7X23.75=16.62517U齿数比2/2,=29/19=1.5261.526ZN寿命系数按工作15年，每年工作300天，每天12小时计算Nl=60nt=60(%-
22、11x)npt=7.48109109,按5图6T8HRC=60,v=0.957,查5表8T01A润滑油系数v50=150106m22,vS4图6171.03ZV速度系数查5图6-20,0.95ZR粗超度最小安全系数查5图6-211.01ZW工作硬化系数内齿轮均为硬齿面，查【5】图6-221ZX尺寸系数查4表6-151VoHlim最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-221.25接触应力基本值ZHZEZ,Z.Z589809j6857x(l526+l)=r724.6N/mm2he,dibuV23.75171.526(3-10)JKAKVHKHP=724.061.251.011.065l1.2=91
23、9.64Nm2H0V（3-11）许用接触应力：QHP=crHlimZNZLZyZrZWZ/SHlim1400xlxl.03x0.95XLOIXlXlL25=Ilo6.88N/根加2(3-12)故H31061ST试验齿轮应力修正系数按所给b11im区域图取11m2LerrQ太阳轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.96LerrC行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.97XelT齿根表面形状系数Rz=2.4,查【5】图6-351.045SFlim最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-81.6太阳轮：弯住B应力基本值：p0oap0oa=ybm=685.72.841.570.72l(171.
24、25)=105.Wmm2(3-13)弯曲应力：Fpoa=m.fl%Y.Yx=37.52l0.961.045l1.6=470.25Nmrf(3-14)故bFabm=685.72.541.720.72l(171.25)=103.79Nmm2crFpoccrHim.c,STSTYNTrelT.XeIr/SHim=262.52l0.971.045l1.6=332.60NmrfFoc-crFOoc-KAKV.KF夕.KFaKFP=103.791.251.011.054l1.3=179.54Nmm2故/cFpC弯曲强度通过(2)内啮合齿轮接触疲劳强度(hp仍用【5】式(6-19)、(6-20).(6-21
25、)计算，其中与外啮合取值，不同的参数为u=7729=2655,ZJO.87,Z7v=1.03,Z7,=0.97,Zw=l.11crH=ZHZEZeZ.ZA2.5189.80.87L685.71.947-136.25x171.947(3-15)=305.879N/相机2CrH=choa.Kv.KH/7.Klia.Khp=305.879V1.251.011.065l1.20=388.536Nnm2(3-16)_ohIimZNZLZVZHZWZX_656义1.03.1.05义.93义0.97义1.11义1_IN/mm2HP25一(3-17)故bHHP齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮，计算公式仍为书【5
26、】(6-34)、(6-35)和式6-36,其中取值与外啮合不同的系数：L=2.23,%=1.83,匕=0.6837rel=1.02=1.045外二切=685.7x2.23x1.83x0.683x1/(17x1.25)=89.94N/加/(3-18)crFoc-cfoKaKv.Kf.KFqKfp=89.941.251.011.054l1.3=155.59Nmrf(3-19)p=m.c.YSTYNT心后/=2752l1.021.045l1.25=468.996N11m2(3-20)故bFgp,弯曲强度通过3. 4轴上部件的设计计算与校核4. 4.1轴的计算4.4. L1输出轴1 .输出轴上的功率也
27、转速上，和转矩4pe=Pd=2.432X0.98=2.383KW(为齿轮啮合效率)9550Pe95502.383594=383125Mmm2 .求齿轮上的力=4213Nf_2Te_2383125d181.875t分TIryF=Ft=1533N,F=FAanS=OYLCjUL/COSp3 .初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表1】式（15-3）,取AO=Io0,于是得dnin=0空=100X34I2二34.2加加59.4轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径dI-II,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查【
28、1】表14-1,取Ka=1.3,则TCa=KA工=1.3x383125=498062.5N.mm(347)按计算转矩TCa小于联轴器公转转矩条件，查【6】表H-17,ZL3弹性柱销齿式联轴器di=38,半联轴器长度L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度Ll=60o4 .轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求ITI轴端有段需制造出轴肩，故IlTIl段，d-I11=46mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50。半联轴器与轴配合得毂孔长度L=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故I-II段的长度应该Ll略短一些
29、，现取Lii=58mm02)初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010,其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故d-v=dvil-VI11=50mm,而Lv11-v三=16mm.端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的6010轴间高度，h=3,因此选取dv-v11=56o1 )取安装齿轮出的轴段IV-V的直径dv-v=54,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60IlIm,为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LIV-v=56mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=611叫则轴环处的直径dV-VI=64mm。轴环宽
30、度取IOmmo2 )轴承端盖的总宽度为21mm(由加速器及轴承端盖的结构设计而定)，取LlII-IV=30.5o3 )取齿轮距箱体的内壁之间的距离a=10.5,.(2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表6T查的平键截面bx=16xl0,键槽用槽铳刀力口工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为电；同时半联轴器的连接，选用平键为11610mm8mm50mm,半联轴器的配合为OZ。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来k6保证的，此处的直径尺寸公差为m6。4 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位
31、置为滚动轴承的中点位置。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为Ll+L2=72.5+127.5=200mm令水平面为H面，垂直面为V面。图3-2轴的载荷分析图3F,=4164.08N,G=1515.77NZ=383125N.mmFNHl+Fnhz=Ft,Fvl+Fv2-Ft(3-47)FNH1=.(Ll+L2)-FtL2=0,(3-48)代入数值可得：Fnh1=1509.4792V则截面C处的MH=Fnh1,L1=1924.59N.mmdMG=F=140209mm2FNVI(Ll+L2)-Me-FL2=O,代入数值可得，M+FL2FNVl=7二=1250.5N(3-49)NvL1+L2Mvl=Fnv
32、JI=159440N.rnnMv2=M1-Me=159440-140209=19231N.mm(3-50)(3-51)总弯矩：M1=J河；+M1=249923NjmnM2=JMlf+M2=193417NmmZVrLVZ5 .按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6,轴的计算应力J2499232+(0.6x383125)2V0.1503=216MPa(3-52)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由1】表15-1查得，6=70M,故4acr.J=70M6 .4.1.2输入轴1 .输入轴上的功率Pa、转速%、和转矩7；Pa=2.465kw,na=960rmin,T=8.413N.m2 .求
