1、皖西学院本科毕业论文（设计）第 1 页2K-H 型双极（负号机构)行星齿轮减速器设计作 者 朱万胜指导教师 左家圣摘要：本文完成了对一个 2K-H型双级负号机构（NW 型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。此减速器的传动比是 15，而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几
2、何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。然后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。关键字：减速器、行星齿轮、 NW 型行星传动2K-H bipolar (negative body) design of planetary gear reducerAbstract:The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer design and transmission d
3、esign. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, speed reducer is a dynam
4、ic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motors rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph and select the motor
5、 effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and then design calculati
6、ons and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing.Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmission皖西学院本科毕业论文（设计）第 2 页目录1 概述 32 原始数据及传动系统的方案 43 电动机的选择54 行星齿轮传动设计64.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算64.2 行星齿
7、轮传动的配齿计算64.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算74.4行星齿轮传动强度计算及校核94.5行星齿轮传动的受力分析134.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量154.7 轮间载荷分布均匀的措施155 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计176 设计小结227 主要参考文献238 致谢24皖西学院本科毕业论文（设计）第 3 页1 概述1.1 行星齿轮传动件简介行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了
8、解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及 KHV三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW 型、NN 型、WW 型、WGW 型、NGWN 型和 N型等。我所设计的行星齿轮是 2KH双极（负号机构）行星传动 NW型。1.2 减速器简介减速器是一种
9、动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。1） 蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不
10、在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。2） 谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。3） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。皖西学院本科毕业论文（设计）第 4 页2 原始数据及传动系统的方案2.1有关原始数据课题：2K-H 型双极（负号机构）行星齿轮减速器设计原始数据及要求：（1）输出转矩：M=15N.m（2）采用 8级卧式三相异步电动机驱动，降速比 i=1/15；2.2传动系统的方案图 2-1系统
11、传动方案图皖西学院本科毕业论文（设计）第 5 页3 电动机的选择3.1电动机的类型8级卧式三相异步电动机、全封闭自扇冷式结构、电压 380V。3.2电动机的容量输出轴的有效功率为 （由公式 T=9.55106P/n）PW=Tn/9.55106又电动机为 8级，降速比为 1/15；所以 n约为：n750/15=50r/minP W15103509.5510 67.85kw从电动机到输出轴的总效率为:=12332式中 1， 2， 3为联轴器、轴承、齿轮传动的传动效率，查表取1=0.99， 2=0.98， 3=0.97 则=0.990.9830.972=0.8767所以电动机所需工作功率为Pd=PW
12、/=7.85Kw/0.8767=8.96kW3.3电动机的转速8级卧式三相异步电动机转速为 710r/min 750r/min，根据电动机的类型、容量和转速，查表及有关手册选定电动机型号为Y180L-8，其主要性能如下表：电动机型号 额定功率/kW 满载转速/（r/min）起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y180L-8 11 730 1.7 2.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表:型号 H A B C D E FGD G K b b1 b2 h AA BB HA L1Y180L-8 180 279 279 121 48 110 149 42.5 15 355 285 180 430 70
13、379 25 775皖西学院本科毕业论文（设计）第 6 页4 行星齿轮传动设计4.1行星齿轮传动的传动比和效率计算4.1.1行星齿轮传动的传动比齿轮 b固定时，=1-iah=-zbzd/zazcHabi iah=1+ zbzd/zazc=154.2.2行星齿轮的传动效率计算因，中心轮 a输入 所以根据公式 =1- /( -1)*HbiH= *aB为 ag 啮合的损失系数， 为 bg 啮合的损失系数， 为轴承的损失系数，HHHB为总的损失系数，一般取 =0.025因 =-zbzc/zdzaHai baH=1-(zbzc/zazd+zbzc)* H=1-14/150.025=97.67%4.2行星
14、齿轮传动的配齿计算传动比 i1H=1+zczb/zazd=15可得 zczb/zazd =14 由图示可得其同心条件为 za+zc=zb-zd 令 A= zc/za B=zb/zd可得 zc=Aza zb=Bzd 将带入得 AB=14式中系数 AB 的取值范围为：1.2A4.22.4B4.8皖西学院本科毕业论文（设计）第 7 页可取 A=3.5 B=4最小中心轮 a 的齿数 za 可按公式选取 即 za=Knp取 K=6 np=3z a=18将式带入得 za+ Aza =Bzd- zd代入数据 4.518=3 zd 得 zd=27zc=Aza=63 zb=Bzd=108再考虑其传动的安装条件,
15、即公式za/np+ zb/np=C得 C=18/3+108/3=42 (为整数 )所以符合安装条件。4.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数 m齿轮模数 m的初算公式为m= 2311lim/AFPadFKTYz式中 算数系数，对于直齿轮传动 =12.1；m K啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ； 1T= / =9549 / n=95497.85/3730=34.228N*mawn1Pw使用系数，由参考文献二表 67查得 =1；AK AK综合系数，由参考文献二表 65查得 =2；F F计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式 65P得 =1.2；
16、FK小齿轮齿形系数，1aY图 622可得 =2.05；，1Fa皖西学院本科毕业论文（设计）第 8 页齿轮副中小齿轮齿数， = =18；1z1za试验齿轮弯曲疲劳极限， 按由参考文献二图 626630 选取limF2*Nm=300li 2*N所以 m= =12.12311lim/mAFPadFKTYz3 2301/05.2128.48=1.506 取 m=2.0（1）分度圆直径 dd(a)=mza=218=36mmd(b)=mzb=2108=216mmd(c)=mzc=263=126mmd(d)=mzd=227=54mm（2）齿顶圆直径 da齿顶高 ha: 内啮合 ha1=ha2=h*am=m=
17、2.0外啮合 ha2=（h *a-h *）m= （1-7.55/z 2）m=1.86da(a)=d(a)+2ha=36+4=40mmda(b)=d(b)-2ha2=216-3.72=212.28mmda(c)=d(c)+2ha=126+4=130mmda(d)=d(d)+2ha=54+4=58mm（3）齿根圆直径 df齿根高 hf=（h *a+c*）m=1.25m=2.5df(a)=d(a)-2hf=36-5=31mm皖西学院本科毕业论文（设计）第 9 页df(b)= d(b)+2hf=216+5=221mmdf(c)= d(c) -2hf=126-5=121mmdf(d)= d(d) -2h
18、f=54-5=49mm(4)中心距 a a-c 为外啮合齿轮副aac=m/2(za+zc)=1（18+63）=81mm b-d 为内啮合齿轮副abd =m/2(zb+zd)=1(108-27)=81mm中心轮 a 齿轮 c 齿轮 d 内齿圈 b模数 m 2.0 2.0 2.0 2.0齿数 z 18 63 27 108分度圆直径 d（mm） 36 126 54 216齿顶圆直径 da（mm） 40 130 58 212.28齿根圆直径 df（mm） 31 121 49 221中心距 a aac=81mm abd=81mm4.4行星齿轮传动强度计算及校核4.4.1行星齿轮弯曲强度计算及校核（1）选
19、择齿轮材料及精度等级中心轮 a选选用 45钢正火，硬度为 162217HBS，选 8级精度，要求齿面粗糙度 1.6aR行星轮 g、内齿圈 b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突皖西学院本科毕业论文（设计）第 10 页出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选 8级精度，要求齿面粗糙度3.2。aR（2）转矩 1T= / =9549 / n=95497.85/3730=34228N*mm1awnPw（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献三式 824得出 如 【 】则校核合格。FF（4）齿形系数 FY由参考文献三表 812得 =2.05， =2.0， =1.84
20、；FaYFgFbY（5）应力修正系数 s由参考文献三表 813得 =1.49， =1.58， =1.74；sasgsb（6）许用弯曲应力 F由参考文献三图 824得 =300MPa， =280 MPa ；lim1Flim2F由表 89得 =1.3 由图 825 得 = =1；s1NY2由参考文献三式 814可得= * / =300/1.3=230.8 MPa1FNYlim1Fs= * / =280/1.3=215.4 MPa2li2=2K /b * =(21.134228/402.0218)2.051.49=79.86 Mpa =230.8 1FTmazFsa 1FMPa= * / =79.862.01.58/2.051.74=82.84 =215.4 MPa 齿根弯曲疲2F1FgYsas 2F劳强度校核符合。4.4.2齿轮齿面强度的计算及校核（1） 、齿面接触应力 H=H012AVaPK=2H=0H1/EtZFdbu
