NGW型行星齿轮减速器设计毕业设计 本文简介：
本科毕业论文（设计）题目NGW型行星齿轮减速器设计学院工程技术学院专业机械设计制造及其自动化年级学号姓名指导教师（教授）成绩___________________年月日目录摘要1ABSTRACT.20文献综述30.1行星轮的特点30.2发展概况41传动方案的确定61.2行星机构的类型选择61.2.1
NGW型行星齿轮减速器设计毕业设计 本文内容：
本科毕业论文（设计）
题
目
NGW型行星齿轮减速器设计学
院
工程技术学院
专
业
机械设计制造及其自动化
年
级
学
号
姓
名
指
导
教
师（教授）
成
绩
___________________年月
日
目录
摘要
1
ABSTRACT.
2
0文献综述
3
0.1行星轮的特点
3
0.2发展概况
4
1
传动方案的确定
6
1.2行星机构的类型选择
6
1.2.1行星机构的类型及特点
6
1.1.2确定行星齿轮传动类型
8
2
齿轮的设计计算
9
2.1
配齿计算
9
2.1.1确定各齿轮的齿数
9
2.1.2初算中心距和模数
10
2.2几何尺寸计算
11
2.3
装配条件验算
13
2.3.1
邻接条件
13
2.3.2同心条件
14
2.3.3安装条件
14
2.4
齿轮强度校核
15
2.4.1
a-c传动强度校核
15
2.4.2
c-b传动强度校核
20
3
轴的设计计算
23
3.1行星轴设计
23
3.2
转轴的设计
25
3.2.1
输入轴设计
25
3.2.2
输出轴设计
26
4
行星架及相关部件
28
4.1
行星架的设计与行星轮的支撑
28
4.2行星架变形的计算和校核
29
4.3浮动齿式联轴器的设计与计算
29
4.4减速器的润滑
30
4.4.1减速器润滑方式的选择
30
4.4.2行星齿轮减速器润滑油的选择
31
附录
35
参考文献
36
致谢
38
NGW型行星齿轮减速器设计
摘要：本文介绍了NGW型行星齿轮减速器的设计过程。它具有行星齿轮传动的通用的优点，比如：质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织等工业部门均获得了广泛的应用。首先介绍了行星齿轮减速器的应用背景及发展趋势。接下来是选定型号的行星齿轮减速器的具体设计过程，包括行星机构的类型选择，齿轮齿数的确定，齿轮强度的校核，轴和键的尺寸及强度校核，行星齿轮减速器的结构设计等组成部分。本文设计的行星齿轮减速器采用了双侧板整体式转臂，它具有刚性好的优势。箱体采用了法兰式机体。为了使三个行星轮的载荷均匀分布，采用了齿式浮动机构，这也是本文所设计的行星齿轮减速器的一大特点。最后对本减速器的设计进行了总结，完成了该减速器的总体设计。
关键词：行星齿轮；
传动机构；
结构设计；
校核计算
The
design
of
NGW
planetary
gear
reducer
ABSTRACT:This
paper
introduces
the
design
process?of
NGW
type
planetary
gear
reducer.?It
has?the
general?advantages
of?planetary
gear
transmission,?such
as:
the
quality
of?small,?small
size,large
transmission
ratio,?large
carrying
capacity,?smooth
transmission?and?high?transmission
efficiency.?Therefore,?the
planetary
gear
transmission?is?widely
used
in?engineering
machinery,?lifting
transport,?metallurgy,?petrochemical,?construction
machinery,?textile
and
light
industry?and
other
industrial
sectors.The
application
background?and
development
trend
of?first
introduced
the?planetary
gear
reducer.?The
following?is
the?detailed
design
process
of?the
planetary
gear?reducer?of
the
selected?type,?select
the
type
of?planetary?mechanism,?determine
the?number
of
gear
teeth,gear?strength?check,?the
size?and
strength
check
of?shaft
and
the?key,?planetary
gear
reducer
structure
design?part.?In
this
paper,?the
design?of
planetary
gear?reducer?with?double?plate
over
all?jib,?it
has?the
advantages
of?good
rigidity.?The
box
body
adopts
the
flange
body.?In
order
to
make
the?load?evenly
distributed?three?planetary
gear,?the?tooth
type?floating
mechanism,?a
major
feature
of?this
paper
is?the
design
of?planetary
gear?reducer.?Finally,?the
design
of
the?reducer?are
introduced,?the
basic
completion
of
the?overall
design
of
the
reducer.
Key
Words：Planetary
gear;
transmission
mechanism;
intensity
check;
Physical
design
0文献综述齿轮传动在各种机械设备中已经获得了广泛的应用。齿轮传动分为普通齿轮传动和行星齿轮传动。本文设计的减速器就采用了行星齿轮传动。行星齿轮传动和普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。比如：其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上；同时，在传递动力时它可以进行功率分流。现有的各类减速器多存在消耗能源和材料过多，对于大传动比的减速器，该问题更加突出。而行星齿轮减速器在这方面亦具有独特的优点，在各种机械和高科技领域已用来代替涡轮蜗杆传动和定轴齿轮传动。由于减速器在各部门中应用广泛，所以人们都十分重视研究这个基础部件。无论减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命以及降低成本，都可以促进资源优化配置和节省资源，可以预见，行星齿轮减速器的发展前景是广大的，特别是我国的超大型减速器，比如在水泥、冶金、采矿行业的大型减速器，现在都需要进口。而行星齿轮减速器的一个优势就是可以做超大型的减速器，完全可以替代国外同类型的产品。这将产生巨大的社会效益和经济效益。
0.1行星轮的特点
行星齿轮减速器已经越来越受到人们的青睐。行星齿轮传动的主要特点如下：
传动效率高。由于行星齿轮传动结构的对称性，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动效率选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可以达到0.97~0.99。
体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。
运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀的分布于中心轮周围，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，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。
传动比较大，可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮达到很大的传动比。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转动，故可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。
0.2发展概况
1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用作汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后，高速大功率船舰、透平发电机、透平压缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。
高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。
低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品。如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125吨，输出转矩3900kNm。
我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星减速器标准系列JB1799-1976。
0.3发展方向
世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，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了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，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了长足的进步。目前行星齿轮传动正向着以下几个方向发展：
向高速大功率机低速大转矩的方向发展。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。
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转动并传递功率。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），就能成为无级变速器。
向复合式行星齿轮传动发展。
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。
制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面，精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度，从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。
1
传动方案的确定
1.1原始条件和数据
传动比i=6，功率p=100kW，输入转速N=1000
rpm，中等冲击。使用寿命10年。且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小。
1.2行星机构的类型选择
1.2.1行星机构的类型及特点
最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。表1-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：
表1-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点
Tab.1-1
transmission
types
of
planetary
gear
and
its
characteristics
传动
形式
简图
性能参数
特点传动比
效率
最大功率/kWNGW（2Z-X
负号机构）
=1.13~13.7推荐2.8~9
0.97~0.99
不限
效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用NW（2Z-X负号机构）=1~50推荐7~21
效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故||7时不宜采用NN（2Z-X负号机构）
推荐值：
=8~30
效率较低，一般为0.7～0.8
40
传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比||大于某一值后，机构将发生自锁
WW（2Z-X负号机构）
=1.2~数千
||=1.2~5时，效率可达0.9~0.7，>5以后.随||增加徒降
20
传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时，||从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.8~3，最佳值为2，此时效率可达0.9NGW（Ⅰ）型（3Z）
小功率传动500；推荐：=20~100
0.8~0.9随增加而下降
短期工作120，长期工作10
结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出，当||大于某一数值时会发生自锁
NGWN（Ⅱ）型（3Z）
0.7~0.84随短期工作结构更紧凑，制造，安装比上列Ⅰ型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上
=60~500推荐：=64~300
增加而下降
120，长期工作10
1.1.2确定行星齿轮传动类型
根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表1-1中传动类型的工作特点可知，2Z-X(A)型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2Z-X(A)型行星传动较合理，其传动简图如图1-1所示。
行星轮传动图1-1减速器设计方案（单级NGW—2Z-X(A)型行星齿轮）
Planetary
wheel
drive
diagram
1-1
reducer
design
(single
stage
NGW
-
2Z-X
(A)
planetary
tooth)2
齿轮的设计计算
2.1
配齿计算
2.1.1确定各齿轮的齿数
据2Z-X(A)型行星传动的传动比值和按其配齿计算可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数=17和行星轮=3.
根据内齿轮(2-1)
=85
对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，此时实际的p值与给定的p值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。
实际传动比为
=
其传动比误差
由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即
(2-2)
因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。故
=
在考虑到安装条件为
（整数）
2.1.2初算中心距和模数
1）齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定
太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57~
61HRC。
试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。
试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。
行星轮=4850.7Mpa=339.5Mpa
(对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。
试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa
验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa
齿形的终加工为插齿，精度为7级。
2）减速器的名义输出转速
由
=
得
==
=166.673）载荷不均衡系数
采用太阳轮浮动的均载机构，取。
4）齿轮模数和中心距a
首先计算太阳轮分度圆直径：
(2-3)
式中：
一齿数比为
一使用系数为1.25；
一算式系数为768；
一综合系数为2；
一太阳轮单个齿传递的转矩。=
=314
其中
—高速级行星齿轮传动效率，取=0.985
—齿宽系数暂取=0.5
=1450Mpa
代入
=73.13
模数
m=
取
m=4
则
=100
取
齿宽取
2.2几何尺寸计算
2.2.1计算变位系数
1)
a-c传动
啮合角
因
，得=25.37
变位系数和
(2-4)
=（17+33）
=1.13
中心距变动系数y
y==1(2-5)
齿顶降低系数(2-6)分配边位系数：
齿顶降低系数(2-7)
分配边位系数：
根据线图法，通过查找线图2-1
得到边位系数
则2)
c-b传动
由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有从而且2.2.2几何尺寸计算结果
对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：
表2-1各齿轮副的几何尺寸的计算结果
Table
2-1
the
results
of
the
geometrical
dimensions
of
the
gear
pairs
项目
计算公式
a-c齿轮副
b-c齿轮副
分度圆直径
基圆直径
齿顶圆直径
外啮合
内啮合
齿根圆直径
外啮合内啮合注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮—，内齿轮—；
顶隙系数：内齿轮—
2.3
装配条件验算
对于所设计的单级2Z-X(A)型的行星齿轮传动应满足如下装配条件
2.3.1
邻接条件
按公式验算其邻接条件，即
(2-8)
已知行星轮c的齿顶圆的直径=146.3，和代入上式，则得
146.3满足邻接条件
2.3.2同心条件
按公式对于角变位有(2-9)
已知
，
代入上式得
=55.34满足同心条件
2.3.3安装条件
按公式验证其安装条件，即得
(2-10)
将代入该式验证得
满足安装条件
啮合要素的验算
1）
a-c传动端面重合度
a.顶圆齿形曲率半径(2-11)
太阳轮
=23.53
行星轮
=38.79
b.端面啮合长度
(2-12)
式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；
端面节圆啮合角。
直齿轮==
则
=17.76
c.端面重合度=1.50
(2-13)
2)
端面重合度
a.顶圆齿形曲率半径行星轮由上面计算得，=38.79
内齿轮
=53.91
b.端面啮合长度=
=20.45
c.端面重合度
=
=1.73
2.4
齿轮强度校核
2.4.1
a-c传动强度校核
本节仅列出相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程，大齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。
1)确定计算载荷
名义转矩
=313.53N·m
名义圆周力
==N=9221N
(2-14)
2)应力循环次数
=60=次=次
(2-15)
===133.33
(2-16)
=
=1000-133.33
(2-17)
=866.67
式中
—太阳轮相对于行星架的转速()
—寿命期内要求传动的总运转时间(h)
t=10a=51200h
3)确定强度计算中的各种系数
a.使用系数K
取K=1.
25
b.动负荷系数K
因z=17<50，可根据圆周速度
==
=2.97
查得（6级精度)：K=1.
039
c.齿向载荷分布系数K、K
(2-18)
=1+(-1)=1+(1.12-1)1=1.12
(2-19)
查图6-8得
=1.12，由图6-7得为0.7，由图6-7得为1。d.齿间载荷分布系数K、K
因=1.
25=192.10，精度6级，硬齿面直齿轮，查得K=K=1.0
e.节点区域系数Z按下式计算
Z==(2-20)
=2.186式中
直齿轮=
0—端面节圆啮合角
直齿轮==
—端面压力角
直齿轮==20
f.弹性系数
查得
=189.8(钢-钢)
g.载荷作用齿顶时的齿形系数Y
根据z=17和x=0.55
查得Y=2.160
h.载荷作用齿顶时的应力修正系数Y
由图6-24查得Y=1.796
i.重合度系数z、
z===0.91
(2-21)
=0.25+=0.25+=0.75
(2-22)
j.螺旋角系数、按下式计算
因
=0，z=
得=1
=得=1
4)齿数比
===1.941
5)计算接触应力的基本值
=(2-23)
=2.186189.80.911MPa
=698.75MPa
6)接触应力
=
(2-24)
=698.75
=839MPa
7)弯曲应力的基本值
=YYYY
(2-25)
=
=111.58MPa
8)齿根弯曲应力
=
(2-26)
=111.581.251.0681.121
=166.83MPa
9)确定计算许用接触应力时的各种系数
a.寿命系数Z
因N=
，由表6-12得=
b.润滑系数Z
因=220和>1200MPa
由图6-18查得Z=1.0
c.速度系数Z
因=2.97和=1591
MPa
查得Z=0.900
d.粗糙度系数Z
因
>1200
MPa和齿面R=1.66=9.6
查得Z=1.000
e.工作硬化系数
=1.012
f.尺寸系数查得Z=1.0
10)许用接触应力
=
(2-27)
=15910.8661.00.911.0121.0
=1254.91MPa
11)接触强度安全系数S
S===1.50
12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数
a.试验齿轮的应力修正系数=
2.0
b.寿命系数
c.相对齿根圆角敏感系数
由=1.796，查得=
1.0
d.齿根表面状况系数=
0.925(齿根R=6.36=
37.
8)
e.尺寸系数
可按下式计算
=0.01==1.01
(2-28)
13)许用弯曲应力
=
(2-29)
=4852.00.851.00.9251.01MPa
=770.29
MPa
14)弯曲强度安全系数S
S===4.62
(2-30)
2.4.2
c-b传动强度校核
本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程，小齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。
1）名义切向力
=9221N
2）应力循环次数N
N=60
=60次=1.53610次
式中
n—太阳轮相对于行星架的转速()
=
n-n==166.67
3）确定强度计算中的各种系数
a.使用系数K
取K=1.
25
b.动负荷系数K
根据
==
=2.97
由图6-6得=1.060
c.齿向载荷分布系数K,K
同太阳轮，，
d.齿间载荷分布系数K、K
因
=，精度7级，非硬齿面直齿轮由表5-9查得K=K=1.0
e.节点区域系数Z可查图5-13或按下式计算
Z==
=2.495式中
直齿轮=
0
—端面节圆啮合角
直齿轮==20
—端面压力角
直齿轮==20
f.弹性系数Z
查得
Z=189.8(钢一钢)
g.载荷作用齿顶时的齿形系数Y
查得Y=2.053
h.载荷作用齿顶时的应力修正系数Y
查得Y=2.65
i.重合度系数z，Y
z===0.870
=0.25+=0.25+=0.68
j.螺旋角系数Z
,
Y可按下式计算
因
=0，z=
得z=1
Y=
所以z=1,Y=1
4)齿数比u===2.58
5)计算接触应力的基本值
=
=2.495189.80.8701MPa
=347.88MPa
6)接触应力
=
=347.88
=416.15MPa
7)弯曲应力的基本值
=
YYYY
=
=142.14MPa
8)齿根弯曲应力
=KKKK
=142.141.251.0601.121
=210.94MPa
9）确定计算许用接触应力时的各种系数
a.寿命系数Z
，根据太阳轮计算
b.润滑系数Z
因和=1282MPa
查得Z=1
c.速度系数Z
因v=2.97和=1282MPa
查得Z=0.900
d.粗糙度系数Z
因
=1282
MPa和齿面R=6.36=9.6
查得Z=1.000
e.工作硬化系数
取=1.0
f.尺寸系数
查得Z=1.0
10)许用接触应力
=
Z
Z
Z
ZZw
Z=12820.86610.911.0121
=1011MPa
11)接触强度安全系数S
S==
12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数
a.试验齿轮的应力修正系数Y=
2.0
b.寿命系数因N=1.53610，查得Y=0.85
c.相对齿根圆角敏感系数Y
由Y=
1.796，查得Y=
1.0
d.齿根表面状况系数0.925(齿根R=6.36=
37.
8)
e.尺寸系数Y
可按下式计算
Y=0.006m=1.03-0.0065=1.0
13)许用弯曲应力
=YYYYY
=37020.8510.9251.006MPa
=585.32MPa
14)弯曲强度安全系数S
S===2.773
轴的设计计算
3.1行星轴设计
3.1.1初算轴的最小直径
在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，两个轴承的距离较近，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷
危险截面（在跨度中间）内的弯矩Nmm(3-1)
=147536
Nmm
行星轮轴采用40Cr钢,调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径取
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。
3.1.2选择行星轮轴轴承
在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷
N(3-2)=1678N
在相对运动中，轴承外圈以转速
=429.29
(3-3)
考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6306型，其参数为kN
kN取载荷系数
；
当量动载荷
N=2014N；(3-4)
轴承的寿命计算
h=93617h
(3-5)
根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即h。所以设计决定选用6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到。
校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：
=
mm
(3-6)
式中
行星轮模数（mm）
mm
=35.712=8mm
满足条件>。
由于行星轮宽度mm，因此两个轴承之间安装一厚度为6mm，宽度为13mm的套筒。
3.2
转轴的设计
3.2.1
输入轴设计
1）初算轴的最小直径
由下式
初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表3-2查得=112
输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%~7%。
故其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。
2）选择输入轴轴承
a.轴的结构设计
根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6217型，其尺寸为。
轴承的寿命计算
其参数为kN
kN
（油浴）；
取载荷系数
；
当量动载荷
N=4027.2N;
轴承的寿命计算
h=146993h>51200h
故该对轴承满足寿命要求。
3.2.2
输出轴设计
1)初算轴的最小直径
在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo合金钢，其许用剪切应力MPa，即求出输出轴伸出端直径=85.65，取86mm。
Nmm=5557Nmm
式中
—输出轴转矩；
—齿轮啮合传动的效率，取=0.97。
2)选择输出轴轴承
由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。
输出轴端，轴颈mm。
由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=79.36mm。
故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6030型，其尺寸为。
轴承的寿命计算
其参数为kN
kN
（油浴）；
取载荷系数
；
当量动载荷
N=5088N;
轴承的寿命计算
h=1746460h>70400h
故该轴承满足寿命要求。
3)输出轴上键的选择及强度计算
平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件计算
（3-7）
式中
－转矩，；
－轴颈，mm;
－键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度，mm；
－键的工作长度，mm,型键；型键；型键，其中为键的长度，为键的宽度；
－许用挤压应力，，在这里键材料为45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的=100~120。
由前面计算知输入转矩Nm，
选用型键，其型号为，
将数值，，
键连接处的轴颈
=110mm代入式（3-2）得
=39.9<
故该键满足强度要求。4
行星架及相关部件
4.1
行星架的设计与行星轮的支撑
在行星轮传动中，行星轮上的支撑所受的负荷最大。
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齿轮的支撑。在高速传动中，滚动轴承往往不能满足使用寿命的要求，所以要采用滑动轴承来支撑行星轮。
常见的采用滚动轴承作为支点的支撑结构。为了减小传动装置的轴向尺寸，轴承直接装入行星齿轮内孔。但由于轴承外圈旋转，其使用寿命要有所降低。
对于斜齿的NGW型传动，行星轮中也可装一个滚动轴承，但该轴承内外圈之间不可以有相对的轴向移动。如向心球轴承、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，因为行星轮受由啮合力产生的倾覆力矩的作用。
为了减小由制造误差和变形引起的沿齿长载荷分布不均，行星轮内装一个球面调心轴承是很有利的。应注意，此时传动的浮动构件只能有一个，并要计算机构自由度，不能有多余的自由度存在。
一般情况下，行星轮内可以装两个滚动轴承。为了避免轴承在载荷作用下，因为初始径向游隙和配合直径的不同而导致行星轮的倾斜。预先对轴承进行挑选配对是有必要的。还可以将轴承之间的距离加大，以减小这种倾斜。为了使行星轮和轴承之间可以做到轴向定位，采用矩形截面的弹性挡圈是最恰当的。它避免了在行星轮内设置工艺性并不好的台阶。调节环用于补偿轴向尺寸误差。为了增强挡圈在载荷作用下抵挡轴承外圈倾斜的能力，可在挡肩和轴承外圈之间增加一个倒角。
当行星轮直径较小。安装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。在这种情况下，轴外表面和行星轮内孔可直接作为轴承的滚道。用于这种结构的轴和齿轮要采用合金渗碳钢来制造。
行星架的合理结构应该是重量轻、加工好、便于加工和装配。其常见结构形式有双臂整体式、双臂分开式和单臂式三种。双臂整体式行星架刚性更为优秀，因此使用的也就更加广泛，我们在此就采用
了这种行星架。
将滚动轴承装在行星架上的方法可以解决因为轴承径向尺寸大，行星轮内无法容纳的困难。这时为了装配的可能性，行星架常常要做成分开式。在这种结构下，轴承因径向游隙而造成的行星轮倾斜将减小，但这种结构的缺点是结构复杂，轴向尺寸大。
行星轮的支撑如果采用两个可以轴向调整的轴承，则其工作性能取决于轴向调整的准确性。对斜齿轮和双联齿轮来说，因为有倾翻力矩的作用，轴向调整的重要性尤其突出。为简化装配时的调整工作，无特殊需要时，一般不采用可以轴向调整的轴承。如短圆柱滚子轴承以及针轴承等。
4.2行星架变形的计算和校核
行星架变形的计算和校核较为复杂，过程较为复杂。在本设计中，应力及载荷适中，无过大载荷及局部应力。因此在此忽略对行星架变形的考虑，选用双臂整体式行星架结构。
4.3浮动齿式联轴器的设计与计算
本节介绍行星轮间载荷完全均匀分配的各种浮动原理和相应的行星齿轮减速器结构。由这些结构可知，合理选择浮动件的组合，由于能减少旋转轴的支撑、联轴器等，从而可以简化减速器的结构。在本减速器中，我能采用使太阳轮浮动的方法。
本减速器采用了鼓形齿式联轴器，相比直齿联轴器，鼓形齿式联轴器有其独有的特点。
鼓形齿式联轴器的特点(与直齿式联轴器相比有以下特点)
1、承载能力强。在相同的内齿套外径和联轴器最大外径下，鼓形齿式联轴器的承载能力平均比直齿式联轴器
提高15～20%；
2、角位移补偿量大。当径向位移等于零时，鼓形齿式联轴器较直齿式联轴器提高了50%，在相同的模数、齿数、齿宽下，鼓形齿比直齿允许的角位移大；3、鼓形齿面使内、外齿的接触条件得到改善，避免了在角位移条件下直齿齿端棱边挤压，应力集中的弊端，同时改善了齿面摩擦、磨损状况，降低了噪声，维修周期长；
4、外齿套齿端呈喇叭形状，使内、外齿装拆十分方便。
5、传动效率高达99.7%。
基于经上特点，国内外已普遍以鼓形齿替代直齿式联轴器。UMA生产的鼓形齿式联轴器品种规格齐全，并符合相应的标准。
鼓形齿式联轴器，其刚性大，有
挠性，无弹性，故不适宜用于要求减振、缓冲及二轴对中要求严格的机械。
太阳轮通过鼓形齿式联轴器与高速轴联接而实现浮动（双联浮动）。由于太阳轮质量小、惯性小、浮动灵活、结构简单、容易制造、通用性强，因此广泛应用于低速传动。当=3时均载效果最为显著。载荷不均衡系数=1.1~1.15。
太阳轮浮动的齿轮联轴器，通常是单联齿或双联齿的实心或空心扭转轴与太阳轮做成一体。具有双联齿浮动的均载机构，对太阳轮最为有利。在这种结构中，由扭转变形而引起的载荷沿轮齿的分布不均匀性大大减小。
由分析齿式联轴器的浮动效果可知，在结构条件允许的情况下，应尽量增加联轴器的分度圆直径和长度，其齿宽按强度计算确定。内齿圈的齿宽稍大于，通常取。
选=20，则=20mm。齿轮模数为3.5，齿数选为25。
4.4减速器的润滑
4.4.1减速器润滑方式的选择
行星齿轮减速器的润滑相比一般定轴减速器有其特殊之处。
1）
行星齿轮减速器既有外啮合传动又有内啮合传动。工作温度随工作制度等变化。所以润滑油在行星齿轮减速器的启动和正常运行中具有良好的粘温特性。
2）
行星齿轮减速器由于体积小，散热面积小，要求润滑油有良好的抗挤压性能，热稳定性好，耐氧化性能好。
3）
行星轮一般有两个以上，而且围绕着中心轮旋转。这就要求润滑油有良好的抗泡沫性。
4）
要求润滑油对油漆、油封、轴承保持架具有良好的相容性。
行星齿轮减速器的润滑方式常采用油浴润滑或者压力喷油润滑两种方式。喷油润滑较为可靠安全，也有利于散热和冷却。
1）油浴润滑
采用油浴润滑时以减速器箱体作为油箱，油位控制在低速级机架轴承最下面的滚珠为宜。输入级的轴承采用在前机盖上设置集油槽润滑。油浴润滑的行星齿轮减速器在运行过程中，要经常检查工作状态油位，并能及时补充和定期更换润滑油。
2）循环强制喷油润滑
行星减速器循环喷油润滑有两种形式，一是以减速器箱体为油箱，另加一套润滑装置；另一种是另外配置油箱和润滑装置。这两种型式的喷油润滑都是用油泵将油经过滤器，冷却器后打入箱内润滑齿轮和轴承。进油管一般在前机盖和后机盖分别设置，使润滑油喷在行星齿轮和内齿轮的啮合处。在前机盖上的进油管上，在集油槽的上方打一个孔润滑前机盖上的轴承。行星齿轮减速器回油管的高度不应低于油浴润滑时的油位高度。
油箱的储油量应满足齿轮各啮合点润滑、轴承润滑及散热冷却的需要。
通常油箱储油量可按喷油流量乘以循环冷却时间来计算，一般为4~15min。油箱的体积可按总油量的1.1~1.2倍适当加大。当环境温度比较低时，应设加热装置，油箱温度超过60摄氏度，则需加冷却装置。
本文涉及的减速器采用了油浴润滑的方式。
4.4.2行星齿轮减速器润滑油的选择
1）环境温度
一般情况下，行星齿轮减速器可以在-40℃~+50℃范围条件下工作。环境温度定义为与减速器最为接近的空气的温度。
2）行星齿轮减速器油池内油的极限温度
润滑油的温度过高会引起润滑油过早老化，缩短使用周期，甚至会引起齿轮失效。矿物基齿轮润滑油的最高使用温度上限为95℃，合成型工业齿轮用油的最高使用温度上限为107℃。当润滑油超出了上述的最高上限时，许多润滑剂就失去了其稳定性。
行星齿轮减速器在低温环境下工作，应保证润滑油能自由循环流动，并不引起过大的启动转矩。这时可选择合适的低温工业齿轮润滑油。所选润滑油的冰点至少要比使用温度的最低值低5℃以上。
4.3
箱体的设计
机体结构要根据制造工艺、安装工艺和使用维护的方便与否以及经济性等条件来决定。
对于非标准的、单件生产和要求质量较轻的传动，一般采用焊接机体。反之，在大批量生产时，通常采用铸造机体。机体的形状随传动装置的安装形式分为卧式、立式和法兰式等。大型传动装置的机体一般要做成轴向剖分式，以便于安装和检修。
本文中的减速器采用卧式轴向剖分式结构。
铸造机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等铸造缺陷。
铸造机体的常用材料为灰铸铁，承受较大振动和冲击的场合可用铸钢。为了减轻重量也有用铝合金或其他轻金属来铸造机体。
铸造机体的特点是能有效地吸收振动和降低噪声，且有良好的耐腐蚀性。
机体的强度和刚度计算很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸。铸造机体的壁厚可按下表计算。对于重要的传动可取两者中的较大值。
表4-1箱体尺寸表
Tab.4-1Box
size
table
尺寸系数壁厚
尺寸系数
壁厚
0.6
6
>2.0~2.5
>15~17
>0.6~0.8
7
>2.5~3.2
>17~21
>0.8~1
8
>3.2~4.0
>21~25
>1.0~1.25
>8~10
>4.0~5.0
>25~30
>1.25~1.6
>10~13
>5.0~6.3
>30~35
>1.6~2.0
>1.6~2.0
对于大型传动装置，为了减轻重量可以采用双臂焊接式结构。为把这种结构的噪声控制在较小的范围内，壁与壁之间的连接是非常重要的，其连接板与壁板要有一定的厚度差。对于小功率传动装置，可以采用与机体壁板弹性模数不同的材料作为连接板。
不论哪一种机体，在同一轴线上的镗孔直径最好相同或直径阶梯式地减小，以简化加工工艺，提高加工精度。
和一般齿轮传动得机体一样，行星齿轮传动装置的机体上也要设置通气帽、观察孔、起吊钩、油标和放油塞等。
结论本文设计了一个NWG型行星齿轮减速器。包括了该减速器运行原理的阐述，以及各个部分的设计。在本文中还对行星齿轮减速器的齿轮、轴以及轴承进行了校核，均满足设计要求。通过这个减速器的设计，我知道了行星齿轮减速器与其他定轴减速器相比结构更加紧凑，但相对也比较复杂，有更高的设计、安装要求。本文对行星齿轮减速器的大多数部件进行了简要的说明，但由于本人缺乏减速器设计经验，而且对行星齿轮减速器缺乏一个系统的认识，对减速器的有些地方还是有缺乏认识或者理解不到位的情况。在今后的工作学习中，我会逐步提高自己在这方面的认识。在行星齿轮减速器图纸的绘制过程中，我掌握了基本的三维及二维软件的绘图方法。行星齿轮减速器虽然应用比较广泛，但相比其他减速器，能够查到的资料不多，加上本人能力有限，所以论文图纸不可避免的存在某种缺漏。图纸的绘制涉及到的知识面较广，包括减速器的各种结构尺寸的制定还有各种公差的制定等。因为本人没有养成良好的学习习惯，对这些细致的东西也没有做到尽善尽美，对各种公差的理解也不透彻，所以可能存在一些错标漏标的情况。
论文虽然完成了，但是错误在所难免，这也是我今后的方向。我会在今后的工作学习中不断总结错误，提高自己正确设计、绘图的能力。
附录
主要代号
Main
code
name
代号
意
义
单
位
代号
意
义
单
位
a
b
Cde
H
HB
HRC
中心距、标准中心距
角度变位齿轮的中心距
切齿中心距
齿宽
顶隙
顶隙系数
直径、分独圆直径
插刀齿的分度圆直径
齿顶圆直径
基圆直径
齿根圆直径
节圆直径
齿槽宽
作用力
法向力
径向力
切向力
齿向公差
摩擦系数
基节极限偏差
齿距极限偏差
高度
布氏硬度
mm
mm
mm
mm
mmmm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
N
N
N
N
mm
mm
m
N
角的渐开线函数
系数、载荷系数
使用系数
行星轮间载荷分布不均匀系数
齿间载荷分布系数
齿向载荷分布系数
动载系数
长度
弯矩
模数
指数
应力循环次数
转速
行星轮数目
功率
半径、分度圆半径
节圆半径
齿顶圆半径
基圆半径
齿根圆半径
转矩
重合度
效率
计算齿根弯曲应力
mmmm
r/minkW
mm
mm
mm
mm
mmX
洛氏硬度
齿顶高
齿顶高系数
齿根高
传动比
齿数
变位系数
转臂
变位系数和
系数
齿形系数
弯曲强度计算时的寿命系数
应力修正系数mm
y
许用齿根弯曲应力
系数
弯曲强度计算时的尺寸系数
弯曲强度计算时的螺旋角系数
弯曲强度计算时的重合度系数
中心距变动系数
压力角、齿形角
齿顶压力角rad
rad
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致谢我的论文是这学期做完的，在这学期的学习设计过程中，我首先要感谢李华英老师对我的指导。她对我论文图纸的方方面面都提出了修改的意见，让我拙劣的设计尽善尽美。写出论文的基础知识是学院老师教导给我的。在大学四年的学习中，工院老师细致、耐心、严谨的教学风格给我留下了深刻的印象，也让我受益匪浅。所以在此一并致谢。
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NGW型行星齿轮减速器设计毕业设计》
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