湘潭大学专业课程设计 题 目 行星减速器 学 院 兴湘学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 11机械4班 学 号 姓 名 指导教师 完成日期 20 年 月 日 目录一．绪论与电机的确定 31．引言 32． 本文的主要内容 3二． 拟定传动方案及相关参数 41．机构简图的确定 4２．齿形与精度 4３．齿轮材料及其性能 5三．设计计算 51．配齿数 52．初步计算齿轮主要参数 6（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 6（2）按弯曲强度初算模数 73．几何尺寸计算 84．重合度计算 95．啮合效率计算 10四．行星轮的的强度计算及强度校核 11１．强度计算 11２．疲劳强度校核 151．外啮合 152．内啮合 19３．安全系数校核 20五．其他零件的设计 22六．参考文献 231绪论与电机的确定已知题目要求立轴输出功率：4.0kw立轴转速：60r/min电机转速不超过1000r/mim所以选取电机型号为Y132M2-6额定功率为5.5kw 满载转速为960/min 传动比分配： 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。
渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮1.1 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动与其他形式的齿轮传动相比有如下几个特点:（1）体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高，这个特点是由行星齿轮传动的结构等内在因素决定的2）传动比大 只要适当的选择行星传动的类型及配齿方案，就可以利用很少的几个齿轮而得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传动，故可以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3）传动效率高 由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。
在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可达0.97~0.994）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，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，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求较高；由于体积较小、散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置等行星齿轮传动的设计进行研究，对促进技术进步和国民经济的发展具有重要的理论和实用意义1.2 本文的主要内容NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:当高速轴由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动，由于内齿圈固定不动，便驱动行星架作输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成，以基本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计第二章 NGW行星齿轮减速器结构设计2.1 设计技术参数 已知输入功率4.6KW,输入转速960r/min，传动比5，每日一班，使用寿命10年2.2 机构简图确定 减速器传动比i=5,故属于1级NGW型行星传动系统(如图2-1)。
图 2-1查书《渐开线行星齿轮传动设计》书表4-1确定=2或3，从提高传动装置承载力，减小尺寸和重量出发，取=3计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=12.3 齿形与精度因属于低速传动，以及方便加工，故采用齿形角为20º，直齿传动，精度定位6级2.4 齿轮材料及其性能太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸材料选择见表2-1表2-1 齿轮材料及其性能齿轮材料热处理 (N/mm²) (N/mm²)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58 ~6214003506级行星轮245内齿轮40Cr调制HB262~2936502207级第三章 齿轮的优化设计3.1 齿轮的设计3.11配齿数采用比例法： 按齿面硬度HRC=60，查 《渐开线行星齿轮传动设计》 书图4-7a的，又，取由传动比条件知 计算内齿轮和行星齿轮齿数： 3.12初步计算齿轮主要参数（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径用式进行计算，相关系数取值如表3-1。
其中：u=1.5太阳轮传递的扭矩：则太阳轮分度圆直径为：表3-1 齿面接触强度有关系数代号名 称说 明取 值算式系数直齿轮768使用系数表6-5，中等冲击1.25行星轮间载荷分配系数表7-2，太阳轮浮动，6级精度1.05综合系数表6-4，，高精度，硬齿面1.8小齿轮齿宽系数表6-30.7实验齿轮的接触疲劳极限图6-161400 以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得(2)按弯曲强度初算模数用式进行计算式中相关系数同表3-1，其余系数取值如表3-2因为，所以应按行星轮计算模数：表3-2 弯曲强度有关系数代号名 称说 明取 值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.075综合系数表6-4，高精度，1.6齿形系数图6-25，按x=0查值3.18齿形系数图6-25，按x=0查值2.45 以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得若取模数m=2，则太阳轮直径：接触强度初算结果mm接近！m=2进行接触和弯曲疲劳强度校核计算表3-3 齿轮几何尺寸齿轮分度圆直径节圆直径齿顶圆直径太阳轮行星轮外啮合内啮合内齿轮对于行星轮，各主要参数及数据计算值列于表５。
表5 行星轮几何尺寸名称代号数值齿数27模数m2压力角α20°分度圆直径d54.000mm齿顶高2.000mm名称代号数值齿根高2.500mm齿全高h4.500mm齿顶圆直径58.000mm齿根圆直径49.000mm基圆直径54.743mm齿厚s3.140mm齿槽宽e3.140mm4．重合度计算 内啮合：5．啮合效率计算式中为转化机构的效率，可用Kyдpявпев计算法确定查图3-3a、b（取µ=0.06，因齿轮精度高）得：各啮合副的效率为，，转化机构效率为转化机构传动比则 四．行星轮的强度计算及强度校核１．强度计算图1 断面几何参数行星轮可归结为受内外载荷的封闭圆环，其弯曲半径与断面厚度之比，属于大曲率圆环，弯曲中性层不通过重心，相距为e当轴承装在行星轮内时，其轮缘减薄，若时，在载荷作用下有较大变形此变形对齿轮弯曲强度和轴承的承载能力有显著影响，应准确且计算但在设计时由于轴承上载荷大小和分布规律不清楚，而难以计算这里设想轴承中反力按余弦规律分布，并且不考虑离心力对轴承载荷的影响，作一简化计算图2 计算简图及弯矩分布表6 行星轮轮缘强度计算公式外载荷危险断面的弯矩危险断面的轴向力轮缘外侧弯曲应力在与内、外齿中心轮啮合处分别有一组相等且对称的载荷：圆周力、径向力和对弯曲中心的力矩。
在圆周力相背的一半轴承上作用有按余弦规律分布的径向分布力载荷计算式如表6内力素弯矩在两个啮合节点，即断面1处达最小值，在与断面1成断面２处达最大值这两个断面的弯矩、和轴向力、的计算式列于表6最大、最小应力都发生在轮缘的外侧，为弯曲应力、轴向应力和离心应力之和内力素及应力计算公式列于其中离心力产生的应力式中 ——齿轮材料的比重；——重力加速度；——齿轮的绝对角速度；——轮缘断面重心位置的曲率半径使用表6中的公式时，要从实际断面尺寸换算出一个相当矩形断面，才能较准确的求出应力的大小和位置相当断面的惯性矩为式中 ——实际断面对OX轴的惯性矩和断面面积；——系数，按经验公式确定：——不计轮齿时的断面厚度；——齿轮模数相当断面的宽度取为轮缘的实际宽度b，其高度h、面积S、断面系数W分别为：实际断面尺寸断面的弯曲半径为；，而断面上承受最大、最小应力处到断面重心的距离为和先决定内侧，则，数据计算：圆周力径向力力矩径向分布力危险断面的弯矩危险断面的轴向力轮缘外侧弯曲应力２．疲劳强度校核1．外啮合（1）齿面接触疲劳强度用式，计算接触应力，用式计算其许用应力三式中的参数和系数取值如表７接触应力基本值：接触应力：许用接触应力：故，接触强度通过。
表7 外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值使用系数按中等冲击查表6-51.动载荷系数，6级精度，查图6-5b1.024齿向载荷分布系数查图6-6得，取，，由式（6-25）得1.149齿间载荷分配系数按，6级精度，硬齿面，查图6-91.065行星轮间载荷不均衡系数太阳轮浮动，查表7-21.05节点区域系数查图6-102.5弹性系数查表6-7189.8重合度系数，查图6-110.89螺旋角系数直齿，1分度圆上的切向。