行星齿轮减速器设计

学科分类号 0408

本 科 毕 业 设 计

题目（中文）： 行星齿轮减速器设计 （英文）： Planetary gear reducer design

姓 名： 郑 兴 学 号： 2011180427 院 （系）： 工程与设计学院

专业、年级： 机 械 制 造 工 艺 教 育2011级 指导教师： 杨胜培

二〇一五年 五 月

湖南师范大学本科毕业设计诚信声明

本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计，是本人在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议，除设计中已经注明引用的内容外，本设计不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本设计的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。

本科毕业设计作者签名： 二〇一五年 五月九日

毕业设计题目

行星齿轮减速器设计

作 者 姓 名 郑兴 所属院、专业、年级 工程与设计学 院 机械制造工艺教育 专业 2011 年级 10000 开题日期 1月6日 指导教师姓名、职称 杨胜培 教授 选题的目的和意义 目的： 预计字数 本次毕业设计通过对行星齿轮减速器设计，利用三维软件Pro/e对其相关结构进行建模，便于分析，熟练使用三维软件，不但培养我们把所学相关的专业知识综合利用的能力，而且加深对行星齿轮减速速器的工作原理与结构的认知，是一次很好的将理论与实践相结合的锻炼机会。 意义： 行星齿轮传动不但用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。可用于减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中，这些功用对于现代机械传动发展有着十分重要的意义。 主要研究内容： 简单的行星齿轮机构包括一个太阳轮、若干个行星齿轮和一个齿轮圈，其中行星齿轮由行星架的固定轴支承，允许行星轮在支承轴上转动。行星齿轮和相邻的太阳轮、齿圈总是处于常啮合状态，通常都采用斜齿轮以提高工作的平稳性。我主要研究的内容是： 1、行星齿轮传动尺寸设计 包含传动比的分配、配齿计算、齿轮的主要参数设计及装配条件验算 2、行星齿轮传动强度的校核 有高速级、低速级的齿轮啮合疲劳强度校核 3、主要构件的结构设计 分别是轴、齿轮、行星架、齿轮联轴器 应达到的技术指标或要求： 1、行星齿轮体积尽量小，重量尽量轻 2、使整个结构具有合理性 3、承载能力大 4、工作平稳

主要设计方法或技术路线： 1、全盘认识行星齿轮减速器的构成，充分理解各部分工作的协调性 2、运用所学的专业课程知识，掌握行星齿轮的结构、工作原理 3、运用Pro/ENGINEER5.0画出齿轮各零件的结构简图与三维图 完成本课题应具备的环境（软件、硬件）： 所使用的软件是Pro/ENGINEER5.0 各阶段任务安排： 2014年12月—2015年1月：通过互联网、校图书馆等一切可用资源进行查阅，完成开题报告 2015年1月6日：提交开题报告 2015年3月10日—2015年3月31日：行星齿轮减速器的理论资料整理 2015年4月01日—2015年4月20日：书写毕业论文 2015年4月21日—2015年4月30日：提交论文，老师批阅，进一步修改 2015年5月1日—2015年5月8日：上交论文终稿，准备答辩材料 2015年5月9日：答辩 主要参考资料： [1]孙桓、陈作模、葛文杰. 机械原理(第七版）[M].北京：高等教育出版社，2006 [2]王巍.机械制图[M].北京：高等教育出版社，2009 [3]王文斌.机械设计手册/单行本/齿轮传动[M].北京：机械工业出版社，2007 [4]王文斌.机械设计手册/单行本/轮系[M].北京：机械工业出版社，2007 [5]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].北京：化学工业出版社，2014 [6]李建功.机械设计[M].北京：机械工业出版社.2007 [7]陆玉.机械设计课程设计[M].北京：机械工业出版社，2006 [8]Tamiya Planetary Gearbox Set, Item 72001-1400.Edmund Scientific, Catalog No. C029D, item #D30524-08 ($19.95). [9]C. Carmichael, ed., Kent's Mechanical Engineer's Handbook, 12th ed. (New York: John Wiley and Sons, 1950). Design and Production Volume, p.14-49 to 14-43. 指导教师意见： 指导教师签名:

开 题 报 告 会 纪 要 时间 与 会 人 员 姓 名 职务（职称） 姓 名 地点 姓 名 职务（职称） 职务（职称） 会议记录摘要： 会议主持人签名： 记录人签名： 年 月 日 指导小组意见

负责人签名： 学 负责人签名： 年 月 日 院 意 见 年 月 日

湖南师范大学本科毕业设计任务书

湖 南 师 范 大 学

工程与设计 学院指导教师指导毕业设计情况登记表

论文（设计）题目 学生姓名 指导教师姓名 指导时间 郑兴 杨胜培 指导地点 行星齿轮减速器设计 所属专业、年级 职 称 指 导 内 容 机械制造工艺教育 专业 2011 级 教授 学 历 学生签名 博士 教师签名

二、湖南师范大学本科毕业设计评审表

毕业设计题 目 作者姓名 指导教师 姓名、职称 郑 兴 行星齿轮减速器设计 所属院、专业、年级 字 数 工程与设计院机械制造工艺教育专业2011年级 11000 定稿日期 5月9日 杨胜培 教授 中 文 摘 要 行星齿轮传动与定轴轮系相比较，具有以下优点，如体积小、重量轻、传动比范围大、效率高和工作平稳等，因此，行星传动在工业部门的应用日益广泛，如在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天方面。本次设计主要是对渐开线行星齿轮减速器进行研究，在已给定的电动机功率、输入转速、输出转速、输出转矩条件下，首先确定行星齿轮传动尺寸，然后根据高速级与低速级对其进行强度校核，最后为主要构件如轴、行星齿轮、行星架、齿轮联轴器设计其结构，并画出三维图。 关键词 （3-5个） 行星齿轮传动；强度校核；结构设计；高速级；低速级 Planetary gear transmission as compared with the fixed axis gear train, has the following advantages, such as small volume, light weight, large range of transmission ratio, high efficiency and stable work, etc., as a result, planetary transmission application is becoming more and more widely in the industrial sector, such as in hoisting, transportation, engineering machinery, metallurgy, mining, petrochemical industry, construction machinery, light industry, textile, medical equipment, instruments and meters, automobiles, ships, weapons, and aerospace. This design mainly is the study of involute planetary gear reducer, in has given rotational speed of motor power, input and output rotational speed and output torque conditions, first determine the size of planetary gear transmission, and then according to the high level and low level of intensity, the last as the main components such as axis, planetary gear, planet carrier, gear coupling design its structure, and draw a three-dimensional figure. 英 文 摘 要 关键词 Planetary gear transmission; Intensity; Structure design; High level; Low leve （3-5个）

毕业设计指导教师评定成绩 评审基元 选题质量28% 评审要素 目的明确 符合要求 选题恰当 联系实际 综合运用 知识能力 应用文献 资料能力 实验（设计） 能力 计算能力 计算机应用能力 分析能力 插图或图纸质量 设计质量32% 说明书撰写水平 规范化程度 成果的实用性与科学性 创见性 外文应用 能力 评审内涵 选题符合专业培养目标，体现学科、专业特点和综合训练的基本要求 题目规模适当 题目难易度适中 题目与生产、科研、实验室建设等实际相结合，具有一定的实际价值 能将所学专业知识和机能用与毕业设计中；设计内容有适当的深度、广度和难度 能独立查阅相关文献资料，能对本设计所涉及的有关研究状况及成果归纳、总结和恰当运用 能运用本学科常用的研究方法，选择合理可行的方案，能对实际问题进行分析，进行实验（设计），具有较强的动手能力 原始数据搜集得当；能进行本专业要求的计算，理论依据正确，数据处理方法和处理结果正确 能根据设计题目要求编程上机或使用专业应用软件完成设计任务 能对设计项目进行技术经济分析或对实验结果进行综合分析 能用计算机绘图，且绘制图纸表格符合标准 设计说明书齐全；概念清楚，内容正确，条理分明，语言流畅，结构严谨；篇幅达到学校要求 设计的格式、图纸、数据、用语、量和单位、各种资料引用和运用规范化，符合标准；设计栏目齐全合理 较好地完成设计选题的目的要求，成果富有一定的理论深度和实际运用价值 具有创新意识，设计具有一定的创新性 能搜集、阅读、翻译、归纳、综述一定量的本专业外文资料与外文摘要，并能加以运用，体现一定的外语水平，译文汉字数1500-2000 满分 9 5 5 9 5 5 5 5 5 5 5 12 5 5 5 实评分 能力水平30% 外文资料翻译 10% 总成绩： 指导教师评审意见： 指导教师签名： 评定等级： 10 说明：评定成绩分为优秀、良好、中等、及格、不及格五个等级，总成绩90—100分记为优秀，80—89分记为良好，70—79分记为中等，60—69分记为及格，60分以下记为不及格。若译文成绩为零，则不计总成绩，评定等级记为不及格。

三、湖南师范大学本科毕业设计答辩记录表

毕业设计题 目 作者姓名 指导教师 姓名、职称 郑兴 行星齿轮减速器设计 所属院、专业、年级 工程与设计院机械制造工艺教育专业2011年级 杨胜培 教授 答 辩 会 纪 要 时间 答辩 小组 成员 姓 名 职务（职称） 姓 名 地点 职务（职称） 姓 名 职务（职称） 答辩中提出的主要问题及回答的简要情况记录： 会议主持人签名： 记录人签名： 年 月 日

评语： 答 辩 小 组 意 见 评定等级： 负责人： 年 月 日 评语： 学 院 意 见 毕业设计学院最终评定等级： 负责人： 学院 评语： 学 校 意 见 评定等级： 负责人： 年 月 日 年 月 日

目 录

摘 要 ................................................................................................ 1 Abstract ................................................................................................. 2 1、前 言 ................................................................................................ 3 1.1研究行星齿轮减速器的目的、意义 ................................................. 3 1.2国内外行星齿轮减速器发展概况 ..................................................... 3 2、行星齿轮减速器方案确定 ................................................................... 5 2.1设计背景 ........................................................................................ 5 2.2行星齿轮减速器的传动型式 ............................................................ 5 2.3传动简图 ........................................................................................ 5 3、行星齿轮传动尺寸设计 ...................................................................... 6 3.1传动比分配 ..................................................................................... 6 3.2配齿计算 ........................................................................................ 7 3.3齿轮主要参数计算 .......................................................................... 7 3.4装配条件验算 ............................................................................... 12 3.5传动效率的计算 ........................................................................... 13 4、齿轮传动强度的校核 ........................................................................ 15 4.1高速级齿轮啮合疲劳强度校核计算 ............................................... 15 4.1.1外啮合齿轮副中接触强度的校核 .......................................... 15 4.1.2外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 .......................................... 17 4.1.3高速级齿轮内啮合接触强度的校核 ....................................... 19 4.2低速级齿轮啮合疲劳强度的校核 ................................................... 19 4.2.1低速级外啮合接触疲劳强度校核 .......................................... 19 4.2.2低速级外啮合齿根弯曲疲劳强度的校核 ................................ 21 4.2.3低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核 ................................ 22 5、主要构件的结构设计与计算 ............................................................. 24 5.1轴的设计 ...................................................................................... 24 5.1.1输入轴 ................................................................................. 24 5.1.2输出轴 ................................................................................. 25 5.1.3行星轴 ................................................................................. 26 5.2齿轮的设计 ................................................................................... 28

I

5.2.1太阳轮设计 .......................................................................... 28 5.2.2行星轮设计 .......................................................................... 29 5.2.3内齿轮 ................................................................................. 31 5.3行星架设计 ................................................................................... 32 5.4齿轮联轴器设计 ........................................................................... 35 5.4.1齿轮联轴器的几何计算 ......................................................... 36 5.4.2齿轮联轴器的强度计算 ......................................................... 36 6、三维建模 ......................................................................................... 37 6.1行星齿轮减速器装配图 ................................................................. 37 6.2行星齿轮减速器爆炸图 ................................................................. 38 总 结 ................................................................................................ 39 参考文献 .............................................................................................. 40 致 谢 .................................................................................................. 41

II

行星齿轮减速器设计

机械制造工艺教育 2011级 郑兴

摘 要

行星齿轮传动与定轴轮系相比较，具有以下优点，如体积小、重量轻、传动比范围大、效率高和工作平稳等，因此，行星传动在工业部门的应用日益广泛，如在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天方面。本次设计主要是对渐开线行星齿轮减速器进行研究，在已给定的电动机功率、输入转速、输出转速、输出转矩条件下，首先确定行星齿轮传动尺寸，然后根据高速级与低速级对其进行强度校核，最后为主要构件如轴、行星齿轮、行星架、齿轮联轴器设计其结构，并画出三维图。

关键词：行星齿轮传动；强度校核；结构设计；高速级；低速级

1

Abstract

Planetary gear transmission as compared with the fixed axis gear train, has the

following advantages, such as small volume, light weight, large range of transmission ratio, high efficiency and stable work, etc., as a result, planetary transmission application is becoming more and more widely in the industrial sector, such as in hoisting, transportation, engineering machinery, metallurgy, mining, petrochemical industry, construction machinery, light industry, textile, medical equipment, instruments and meters, automobiles, ships, weapons, and aerospace. This design mainly is the study of involute planetary gear reducer, in has given rotational speed of motor power, input and output rotational speed and output torque conditions, first determine the size of planetary gear transmission, and then according to the high level and low level of intensity, the last as the main components such as axis, planetary gear, planet carrier, gear coupling design its structure, and draw a three-dimensional figure.

Key words: Planetary gear transmission; Intensity; Structure design; High level;

Low leve

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1、前 言

1.1研究行星齿轮减速器的目的、意义

本次通过对行星齿轮减速器设计，利用绘图软Pro/ENGINEER5.0对其相关结构进行建模，便于分析，熟练使用三维软件，不但培养我们把所学相关的专业知识综合利用的能力，而且加深对行星齿轮减速速器的工作原理与结构的认知，是一次很好的将理论与实践相结合的锻炼机会。

对于我自身来说，可以深入学习绘图软件，提高自学能力；大的方面则是为机械齿轮传动作出轻微贡献，行星齿轮传动可用于减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及在特殊的应用中，这些作用对于现代机械传动发展有着十分重要的意义，但这里，我只关注行星齿轮传动作为减速传动的部分。 1.2国内外行星齿轮减速器发展概况 国外发展:

国外行星齿轮减速器应用非常普遍，发展非常迅速，其制造公司有NEWSTART纽氏达特、德国DEMAG、英国ALLEN齿轮公司、瑞士马格MAAG、日本三菱造船公司，以上公司主要体现在高速大功率传动方面；而法国雪特龙（Citroen）、德国法伦达（Flender）公司、日本宇都兴产公司则注重的是低速重载方面。英国ALLEN齿轮公司生产了一台功率为25740KW的压缩机用行星减速器，瑞士马格MAAG生产了一台功率为11030KW的船用行星减速器，日本三菱造船公司制造出了功率为8830KW的船用行星减速器；承载重量一般在50-125t左右。 国内发展:

我国的行星齿轮减速器生产地主要集中北京、江苏、洛阳、成都，而山东的淄博市博山楷钧源机械厂主要生产的行星齿轮减速器类型有NGW-L型、NGW-S型、NGW系列等其他类型。总的来说，这行业还是有了很大的提高，体现在起重运输、轻工化工、工程机械等设备上。在1975年，制定了三个系列的NGW型行星减速器系列；在

3

1984年，颁布了NGW-L、NGW-S、NGW-Z系列的标准，全国拥有齿轮制造企业600多家，减速器制造企业400家，这就为我国的机械行业作出了重大贡献。

4

2、行星齿轮减速器方案确定

2.1设计背景

试为一卷筒直径为3.5m的卷扬机设计行星齿轮减速器，高速轴通过弹性联轴器与电动机直接联接，已知电动机功率P=850kw，转速n

入=950r/min，减速器输出轴转速

n出=43r/min，最大输出转矩为

Tmax=390×103N·m，预期寿命10年。 2.2行星齿轮减速器的传动型式

根据上述设计要求可知，此行星齿轮减速器应具有传动效率高，体积小，重量轻，传动比范围大等特点，所以我们采用双级行星齿轮传动。而双级NGW型符合上述要求，所以选用由两个行星齿轮串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理。 2.3传动简图

b2 b1 c2 c1 H2 H1 a2 a1 输出端 输入端

图2.1行星齿轮减速器传动简图

5

3、行星齿轮传动尺寸设计

3.1传动比分配

由功率P=850kw,则算出总传动比i=

n入950==22.09，用角标Ⅰ表n出43示高速级参数，Ⅱ表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材dbⅡ料、齿面硬度相同，则σHlimⅠ=σHlimⅡ，取nwⅠ=nwⅡ，zwⅠ=zwⅡ，B=d =1.03，

bⅠ（dbⅡ为低速级内齿轮分度圆直径，dbⅠ为高速级内齿轮分度圆直径）KvⅠKHβⅠZ2NⅡKc1=KcⅡ, υdⅡ/υdⅠ=1.86, KKZ2 =1.3，引用多级行星齿轮传动的

vⅡHβⅡNⅠ传动比分配，由式17.2-7得：

E=AB3 （3.1） nwⅡυdⅡKcⅠKvⅠKHβⅠZ2NⅡZ2wⅡσ2HlimⅡA= nυKKKZ2Z2σ2

wⅠdⅠcⅡvⅡHβⅡNⅠwⅠHlimⅠ式中：nw——行星轮数目； Φd——齿宽系数；

Kc——载荷不均匀系数见表17.2-16； Kv——动载系数；

KHβ——接触强度的齿向载荷分布系数； ZN——接触强度的寿命系数； ZW——工作硬化系数；

σHlim——计算齿轮的接触疲劳极限。 A=2.418

i22.09E=AB3=2.418×1.033=2.64查图17.2-4得iⅠ=5.5， iⅡ=i==4

Ⅰ

5.5 6

3.2配齿计算 高速级：

查表17.2-1选择行星轮数目，取nw=3确定各轮齿数，按配齿方法进

b1ia1H1Za15.531251行计算=C，适当调整ib=5.53125使C为整数，×Za1=59 a1H1nw13∴ Za1=32

Zb1=Cnw1－Za1=59×3－32=145 Zc1=（Zb1－Za1）=×（145－32）=56.5 取Zc1=56，则j=

zb1?zc1145－56==1.01136，由图17.2-3可查出适用的za1?zc132＋561212预计啮合角在αac1=20°、αcb1=18°20′到αac1=23°、αcb1=21°30′的范围内，预取αac1=21°30′ 低速级：

2ib4a2H2za2计算方法同高速级，首先，=C，×za2=40

nw3∴ za2=30

zb2=Cnw－=40×3－3za20=90

zc2=（zb2－za2）=×（90－30）=30 j=

zb2?zc290-30==1 za2?zc230?301212预计啮合角在αac2=20°、αcb2=20°10′到αac2=22°、αcb2=21°的范围内。 3.3齿轮主要参数计算

1）按接触强度初算a-c传动的中心距和模数 高速级：输入转矩T1=9550=9550×Pn850N·m=8544N·m 950查表17.2-16，设载荷不均匀系数Kc=1.15，在一对a-c传动中，太阳

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轮传递的转矩Ta=

8544T1·Kc=×1.15=3275N·m

3nw综合系数K 说 明 精度高、布置对称、硬齿面，采取有利于提高强度的变位时取低值，反之取高值 表3.1 载荷特性 平 稳 中等冲击 较大冲击 接触强度 2.0~2.4 2.5~3.0 3.5~4.2 弯曲强度 1.8~2.3 2.3~2.9 3.2~4.0 由表3.1查得接触强度使用的综合系数K=3，齿数比u=

zc156==1.75 za132太阳轮和行星轮的材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度56~60HRC，查图16.2-18选取σHlim=1300MPa，取齿宽系数?a==0.5 按表16.2-20中的公式计算中心距 a≧483（u+1）3a=483×（1.75+1）3模数m1=

KTa （3.2） 2?au?Hlimba3?3275=249.7mm

0.5?1.75?130022a2?249.7==5.67mm za1?zc132?56取m=6mm

未变位时，aa1c1=m（za1+zc1)=×6×(32+56)=264mm 按预取啮合角αac1=21°30′，可得a-c传动中心距变动系数， ya1c1=（za1+zc1）（

12121212osc?－1） osc?1ca =×（32+56）×（ =0.438625

cos20?－1）

cos21?30? 8

x1 ?ma1=

11??afm（?） （3.7）

zz212高速级中外啮合的重合度?查图16.2-10可得，?a=0.84+0.89=1.73 内啮合的重合度?b=0.89+0.94=1.83

3.6与3.7式中 fm——啮合摩擦系数，取fm=0.2 z1——齿轮副中小齿轮的齿数 z2——齿轮副中大齿轮的齿数

?11×1.73×0.2×（?）=0.02667 23256?11x1?m=×1.83×0.2×（）=0.00629 —b1256145x1?ma1=

x1?x1=??m=0.02667+0.00629=0.03296

而p1=

zb145==4.53125 za32p14.53125?x1=1—×0.03296=0.972 p1?15.53125则?ab11x1=1－

低速级啮合损失系数?x2的确定

低速级中啮合的重合度?查图16.2-10可得

?a=0.83+0.83=1.66， ?b=0.83+0.92=1.75 ?11x2?m=×1.66×0.2×（?）=0.03474 a223030?11x2?m=×1.75×0.2×（）=0.01221 —b223090x2?x2=??m=0.03474+0.01221=0.04695

p2=3

b2?a2x2=1－

p23?x2=1—×0.04695=0.965 p2?14b1b2 综上所述，总的传动效率为?a1x2??a0.965=0.937981x1??a2x2=0.972×

由此可见，该行星齿轮传动效率高，满足使用要求。

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4、齿轮传动强度的校核

4.1高速级齿轮啮合疲劳强度校核计算 4.1.1外啮合齿轮副中接触强度的校核 1）使用系数KA

考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等振动,[3]取KA=1.75 2）动载系数KV

考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数,[3]由式16.2-12得，KV=1.108 3）齿向载荷分布系数KH?

考虑沿齿向载荷分布不均匀影响的系数,[3]按表16.2-40、41公式计算确定，KH?=1.125 4）齿间载荷分配系数KH?

考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数,[3]由表16.2-42查得，KH?=1

5）行星齿轮间载荷分配不均匀系数KHP

考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数,[3]KHP=1.4 6）节点区域系数ZH

考虑节点啮合处法面曲率与端面曲率的关系，并把节圆上的圆周

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力换算为分度圆上的圆周力，把法面圆周力换算为端面圆周力的系数，[3]其计算公式为

ZH=

2cos?b （4.1） 2`cos?tan?tt式中?t——分度圆端面压力角；?`——节圆端面啮合角；?b——基圆柱螺旋角，取ZH=2.5 7）弹性系数ZE

考虑配对齿轮的材料弹性模量E和泊松比?对接触应力影响的系数,[3]

公式为 ZE=

121-?121-?2?（?）E1E2 （4.2）

取ZE=189.80 8）重合度Z?

考虑端面重合度??、纵向重合度??对齿面接触应力影响的系数[3] Z?=（取Z?=0.897 9）螺旋角系数Z?

考虑螺旋角β对齿面接触应力影响的系数,[3]Z?=cos?，取Z?=1 10）最小安全系数SHmin

考虑齿轮工作可靠性的系数[3]，取SHmin=1 11）接触强度计算的寿命系数ZNT

考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的接触疲劳极限可以提高的系数[3]按表16.2-44中公式计算得，ZNT=1.038 12）润滑油膜影响系数ZLVR

考虑润滑油粘度、圆周速度、以及齿面粗糙度对润滑油膜影响的系数,[3]取ZLVR=1 13）工作硬化系数Zw

考虑经光整加工的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质钢大齿轮

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（4-??）（1-??）???） （4.3）

3??

齿面产生冷作硬化，从而使大齿轮的齿面接触疲劳极限提高的系数，

[3]

取Zw=1

14）接触强度计算的尺寸系数ZX

考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮的模数时，由于尺寸效应使齿轮的齿面接触疲劳极限降低的系数,[3]取ZX=1.043 15）分度圆上的切向力Ft 查表16.2-32得: Ft=而T1=

9549P1=2848N·m nwn入2000T1 （4.4） da∴Ft=27454.57N 接触应力:

?H=ZHZEZ??×?H=2.5×189.80×0.897×(Ftu?1)KAKVKH?KH?bd1u （4.5）

(27454.57?1.75?1)?1.75?1.108?1.125?1

120?270.470?1.75 =785.38MPa 许用接触应力?HP=∵?H

∴满足接触疲劳强度条件

4.1.2外啮合齿轮副中弯曲强度的校核 1）齿向载荷分布系数KF? 由表16.2-40、41，取KF?=1.301 2）齿间载荷分布系数KF? 由表16.2-42，取KF?=1.1 3）行星轮载荷分布系数KFP

17

?HlimZNTZLVRZWZXSHmin=

1300?1.038?1?1?1.043=1407MPa

1

取KFP=1.31

4）太阳轮、行星轮齿形分布系数YFa1、YFa2

YFa1=2.43，YFa2=2.61

5）太阳轮、行星轮应力修正系数Ysa1、Ysa2

Ysa1=1.64，Ysa2=1.53

6）重合度系数Y? 由图16.2-25，Y?=0.72 7）抗弯强度计算的尺寸系数YX 由表16.2-49得，YX=1.02 8）抗弯强度计算的寿命系数YNT 查表16.2-47得，YNT=0.857

9）太阳轮、行星轮齿根圆角敏感性系数Y?relT1、Y?relT2 查表16.2-48得，Y?relT1=1，Y?relT2=1 10）相对表面状况系数YRrelT

由式16.2-21至16.2-23得，YRrelT=0.987 11）弯曲强度最小安全系数SFmin 查表16.2-46得，SFmin=1.10 齿根弯曲应力

FtYFa1YSa1Y?Y?KAKVKF?KF?KFP bm27454.57?2.43?1.64?0.72?1.0?1.75?1.108?1.301?1.1?1.31=119.32MPa =

120?20F?F2=tYFa2YSa2Y?Y?KAKVKF?KF?KFP

bm27454.57?2.61?1.53?0.72?1.0?1.75?1.108?1.301?1.1?1.31=110.36MPa =

130?20?F1=

取?F=119.32MPa 许用弯曲应力

?FP=

?FlimSFminYSTYNTY?relTYRrelTYX

=

300?1?0.857?1?0.987?1.02=235.30MPa 1.10 18

∵?F

∴满足齿根弯曲强度条件

4.1.3高速级齿轮内啮合接触强度的校核

内啮合齿轮副中弯曲强度可以忽略，主要表现为接触强度的计算，而校核与外啮合齿轮副的接触强度校核相似。

选择参数KV=1.128，KH?=1.225，KH?=1，KHP=1.42，ZH=2.48，

ZE=189.80，Z?=0.987，Z?=1，SHmin=1，ZNT=1.058，ZLVR=1，Zw=1，

ZX=1.056，u=

145=2.58,?Hlim=750MPa 56(Ftu?1)KAKVKH?KH?bd1u接触应力?H=ZHZEZ??×=2.48×189.80×0.987×=664.45MPa 许用接触应力?HP=∵?H

(27454.57?2.58?1)?1.75?1.128?1.225?1

120?270.470?2.58?HlimZNTZLVRZWZXSHmin=

750?1.058?1?1?1.056=837.9MPa

1∴满足接触疲劳强度条件

4.2低速级齿轮啮合疲劳强度的校核 4.2.1低速级外啮合接触疲劳强度校核 1）使用系数KA

考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等振动,[3]取KA=1.75 2）动载系数KV

考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数,[3]由式16.2-12得，KV=1.095 3）齿向载荷分布系数KH?

考虑沿齿向载荷分布不均匀影响的系数，按表16.2-40、41公式

19

计算确定,[3]KH?=1.102 4）齿间载荷分配系数KH?

考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀影响的系数[3]，由表16.2-42查得，KH?=1

5）行星齿轮间载荷分配不均匀系数KHP

考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数,[3]KHP=1.35 6）节点区域系数ZH

考虑节点啮合处法面曲率与端面曲率的关系，并把节圆上的圆周力换算为分度圆上的圆周力，把法面圆周力换算为端面圆周力的系数，[3]其计算公式为式5.1.6，取ZH=2.5 7）弹性系数ZE

考虑配对齿轮的材料弹性模量E和泊松比?对接触应力影响的系数，[3] 公式为ZE=

121-?121-?2?（?）E1E2，取ZE=189.80

8）重合度Z?

考虑端面重合度??、纵向重合度??对齿面接触应力影响的系数[3]

（4-??）（1-??）??Z?=（，取Z?=0.897 ?）3??9）螺旋角系数Z?

考虑螺旋角β对齿面接触应力影响的系数,[3]Z?=cos?，取Z?=1 10）最小安全系数SHmin

考虑齿轮工作可靠性的系数，取SHmin=1 11）接触强度计算的寿命系数ZNT

考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的接触疲劳极限可以提高的系数[3]按表16.2-44中公式计算得，ZNT=1.056 12）润滑油膜影响系数ZLVR

考虑润滑油粘度、圆周速度、以及齿面粗糙度对润滑油膜影响的系数,[3]取ZLVR=1

20

13）工作硬化系数Zw

考虑经光整加工的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质钢大齿轮齿面产生冷作硬化，从而使大齿轮的齿面接触疲劳极限提高的系数，

[3]

取Zw=1

14）接触强度计算的尺寸系数ZX

考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮的模数时，由于尺寸效应使齿轮的齿面接触疲劳极限降低的系数，[3]取ZX=1.086 15）分度圆上的切向力Ft 查表16.2-32得，Ft=∴Ft=68158.7N 16）齿宽b及齿数比u B=120,u=

30=1 302000T19549P1，而T1==15350.67N·m danwn入低速级外啮合接触应力?H=ZHZEZ??×=2.5?189.80?0.897?许用接触应力?HP==1490.86MPa ∵?H

∴满足接触疲劳强度条件

(Ftu?1)KAKVKH?KH?bd1u

（68158.7?1?1）?1.75?1.095?1.102?1=695.08MPa

120?450.439?1?HlimZNTZLVRZWZXSHmin=

1300?1.056?1?1?1.086

14.2.2低速级外啮合齿根弯曲疲劳强度的校核 1）齿向载荷分布系数KF? 由表16.2-40、41，取KF?=1.313 2）齿间载荷分布系数KF? 由表16.2-42，取KF?=1.1 3）行星轮载荷分布系数KFP 取KFP=1.31

4）太阳轮、行星轮齿形分布系数YFa1、YFa2

21

YFa1=2.43，YFa2=2.61

5）太阳轮、行星轮应力修正系数Ysa1、Ysa2

Ysa1=1.64，Ysa2=1.53

6）重合度系数Y? 由图16.2-25，Y?=0.72 7）抗弯强度计算的尺寸系数YX 由表16.2-49得，YX=1.02 8）抗弯强度计算的寿命系数YNT 查表16.2-47得，YNT=0.857

9）太阳轮、行星轮齿根圆角敏感性系数Y?relT1、Y?relT2 查表16.2-48得，Y?relT1=1，Y?relT2=1 10）相对表面状况系数YRrelT

由式16.2-21至16.2-23得，YRrelT=0.987 11）弯曲强度最小安全系数SFmin 查表16.2-46得，SFmin=1.10 齿根弯曲应力

FtYFa1YSa1Y?Y?KAKVKF?KF?KFP bm68158.7?2.43?1.64?0.72?1.0?1.75?1.108?1.313?1.1?1.31=298.95MPa =

120?20F?F2=tYFa2YSa2Y?Y?KAKVKF?KF?KFP

bm68158.7?2.61?1.53?0.72?1.0?1.75?1.108?1.313?1.1?1.31=276.51MPa =

130?20?F1=

取?F=298.95MPa 许用弯曲应力

?FP=

?FlimSFminYSTYNTY?relTYRrelTYX

=

450?1?0.857?1?0.987?1.02=352.95MPa 1.10∵?F

∴满足齿根弯曲强度条件

4.2.3低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核

选择参数KV=1.128，KH?=1.225，KH?=1，KHP=1.42，ZH=2.48，

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ZE=189.80，Z?=0.987，Z?=1，SHmin=1，ZNT=1.058，ZLVR=1，Zw=1，

ZX=1.056，u=

90=3,?Hlim=780MPa 30接触应力?H=ZHZEZ??×=2.48×189.80×0.987×许用接触应力?HP=∵?H

(Ftu?1)KAKVKH?KH?bd1u

(68158.7?3?1)?1.75?1.128?1.225?1=811.2MPa

120?450.439?3?HlimZNTZLVRZWZXSHmin=

780?1.058?1?1?1.056=871.45MPa

1∴满足接触疲劳强度条件

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5、主要构件的结构设计与计算

根据双级NGW行星齿轮传动的特点、传递功率的大小和转速的高低情况，对其进行具体的结构设计，考虑到齿轮间传动的均载，本次设计采用高速级行星架浮动、低速级太阳轮浮动形式，高低速级之间通过双联齿轮联轴器联结，两内齿轮采用固定方式与箱体联结。 5.1轴的设计 5.1.1输入轴

太阳轮a1因其直径较小，d1=192mm，所以a1采用齿轮轴的结构形式，即将太阳轮a1与输入轴连成一体。取c为135—160，由公式d≧c3p850=135×3=130mm，取d=150mm，为了便于轴上零件的n950装拆，将轴设计成阶梯形，带有A型平键槽的输入轴直径为150mm，对称安装轴承。

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图5.1 输入轴

5.1.2输出轴

根据轴向定位的要求来确定轴的长度与直径，为了满足和转臂的轴向定位要求，中间部分制造出轴肩，左端轴长设为280mm，右端为300mm，右端与转臂（行星架H2）联结，键选为A型平键，其尺寸具体情况如下图5.2

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图5.2 输出轴

5.1.3行星轴

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根据已知条件和要求，两轴的设计如图所示：

Ⅰ与Ⅱ级之间直径一致，只是长度不同而已，其长度与直径如下图： 高速级

图5.3高速级行星轴

低速级

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图5.4低速级行星轴

5.2齿轮的设计 5.2.1太阳轮设计

因其高速级Ⅰ的太阳轮a1与输入轴是整体的，所以这里，我只展现低速级Ⅱ的太阳轮a2的设计，而a2是由齿轮与轴合成的，且右端与联轴器啮合，图形如下：

详细尺寸如下图：

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/tg66.html