两级NGW型行星齿轮传动设计计算及优化
NGW型行星齿轮传动系统的优化设计
NGW型行星齿轮传动系统的优化设计摘要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。
本设计的基本思想是以两级外啮合接触强度相等为原则分配传动比，而构造是以高速级传动比为设计变量的目标函数，采用黄金分割法得到合理的传动比分配。
然后采用离散变量的组合型法分别进行单级传动的优化设计。
关键词：渐开线齿轮，离散变量，齿轮传动，优化设计AbstractInvolute planetary gear reducer is a kind of at least one gear around the axis of the geometry of the fixed position for circular motion of gear transmission, the transmission usually use internal meshing and use more several planet round and load, in order to make power diversion. Involute planetary gear transmission has the following advantages: transmission range, compact structure, small volume and quality, and generally high efficiency, low noise and stable operation, etc, so are widely used in lifting, metallurgy, construction machinery, transportation,aviation, machine tools, electric machinery and defense industry and other sectors for slowing down, variable speed or growth gear transmission devicePlanetary gear transmission mechanism NGW modeled drive principle: when the shaft附录from motor driver, drive the sun turn rebirth, then drive the planet wheel rotation, with the inner circle teeth fixed, then drive planet shelf as the output motion, the planet round in the planet shelf is rotation and the revolution, to the same structure of the second and third or multi-stage transmission. NGW modeled planetary gear transmission main institutions by the sun, planets wheel, inner wheel gear circle and of planet shelf, with basic component named, also called ZK-H planetary gear transmission mechanism.The basic idea of this design is based on the two levels of meshing contact strength for principle equal distribution ratio, and structure is based on the level as the design variables transmission ratio, the objective function of the separation of gold get reasonable distribution of transmission ratio. And then the discrete variable combination method, single stage of transmission of optimization design.Key Words: Involute gear, discrete variables, gear transmission, optimization design 目录摘要 (1)Abstract (1)目录 (2)第1章绪论 (3)1.1 引言 (3)1.2 行星齿轮传动的特点及国内外研究现状 (4)1.2.1行星齿轮传动的特点及应用 (4)1.2.2 国内外的研究状况及其发展方向 (5)1.3 本文的主要内容 (7)第2章 NGW齿轮结构分析 (7)2.1NGW齿轮渐开线齿廓曲线方程 (7)2.2齿根过渡曲线方程 (9)2.3 行星轮系中各轮齿数的确定 (11)第3章 NGW型行星齿轮传动优化设计 (12)3.1双极NGW行星减速器传动比分配 (12)3.2优化设计分析 (15)3.2.1 建立齿轮优化设计模型 (15)3.2.2 选取目标函数 (16)3.2.3 确定设计变量 (16)3.2.4 约束条件的建立 (16)3.2.5 优化设计分析 (17)3.3建立、运行优化任务 (18)3.4分析优化结果和更新模型参数 (18)第4章 NGW型行星传动机构主要零部件设计 (19) 4.1行星轮轴、轴承、行星轮内孔设计 (19)4.2浮动机构齿轮联轴器的设计与校核 (20)4.2.1齿轮联轴器的特点 (20)4.2.2齿轮联轴器基本参数的确定 (20)4.2.3齿轮联轴器的强度校核 (21)4.2.4齿轮联轴器的几何计算 (21)总结与展望 (21)参考文献 (22)致谢 (23)附录 (24)第 1 章绪论1.1 引言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，以使功率分附录流。
ngw行星齿轮传动效率
ngw行星齿轮传动效率摘要：一、引言二、NGW行星齿轮传动的基本原理1.结构组成2.工作原理三、NGW行星齿轮传动的效率影响因素1.材料选择2.设计参数3.加工工艺四、提高NGW行星齿轮传动效率的方法1.优化设计2.改进加工工艺3.合理选用材料五、结论正文：一、引言GW行星齿轮传动作为一种高效、可靠的传动方式，在工程机械、汽车、风力发电等领域得到了广泛应用。
然而，其传动效率问题一直是研究人员关注的焦点。
本文将探讨NGW行星齿轮传动的效率影响因素及提高方法。
二、NGW行星齿轮传动的基本原理1.结构组成GW行星齿轮传动主要由太阳轮、行星轮、内齿圈和齿轮架组成。
太阳轮与内齿圈固定，行星轮与齿轮架连接，通过行星轮的滚动实现动力传递。
2.工作原理在NGW行星齿轮传动中，太阳轮驱动行星轮旋转，行星轮与内齿圈齿啮合。
行星轮在旋转过程中，会受到齿轮架的制动力矩，从而实现动力在不同轴之间的传递。
三、NGW行星齿轮传动的效率影响因素1.材料选择材料的物理性能和机械强度直接影响齿轮传动的承载能力和传动效率。
选用高强度、耐磨损的材料可以提高传动效率。
2.设计参数设计参数包括齿数、模数、压力角、齿宽等。
合理的設計参数可以提高齿轮传动的传动效率。
3.加工工艺加工工艺对齿轮的精度和表面质量有很大影响。
采用先进的加工工艺，如数控加工、磨齿等，可以提高齿轮传动的传动效率。
四、提高NGW行星齿轮传动效率的方法1.优化设计根据实际工况，合理选择设计参数，使齿轮传动在满足承载能力的前提下，具有较高的传动效率。
2.改进加工工艺采用先进的加工工艺，提高齿轮的精度和表面质量，减少齿轮传动过程中的摩擦损失和能量损耗。
3.合理选用材料选择高强度、耐磨损的材料，提高齿轮传动的承载能力和传动效率。
五、结论通过分析NGW行星齿轮传动的原理、效率影响因素和提高方法，为工程技术人员提供了有益的参考。
多级行星齿轮传动的传动比分配方案
多级行星齿轮传动的传动比分配
多级行星齿轮传动各级传动比的分配原则是获得各级传动的等强度和最小的外形尺寸。
在两级NGW型行星齿轮传动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径d BⅡ与高速级内齿轮分度圆直径d BⅠ之比(d BⅡ/d B Ⅰ)接近于1。
通常使d BⅡ/d BⅠ＝1~1.2
NGW型两级行星齿轮传动的传动比可利用下图进行分配(图中i1和i分别为高速级及总的传动比)先按下式计算数值E，而后根据总传动比i和算出的E值查线图确定高速级传动比iⅠ后，低速级传动比iⅡ由式iⅡ＝i/iⅠ求得
E＝AB3
式中和图中代号的角标Ⅰ和Ⅱ分别表示高速级和低速级；C s
为行星轮数目，K c为载荷分布系数，按表行星齿轮传动载荷不
均匀系数中表1选取；K Hβ为接触强度的载荷分布系数。
K V、
K Hβ
及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积
等于1.8~2。
齿面工作硬化系数Z W，一般可
取Z W＝1，如果全部采用硬度＞350HB的齿轮时，可取。
最后算得之E值如果大于6，则取E＝6 两级NGW型传动比分配。
二级行星齿轮课程设计说明书
目录1.课程设计任务书 (2)2.电动机选择 (3)3.传动比及其分配 (3)4.前减速器设计 (3)5.行星齿轮减速器齿轮设计 (7)6.行星齿轮传动轴及键的设计 (12)7.轴承寿命计算 (21)8.齿轮加工工艺 (23)9.箱体结构尺寸 (23)10.附录1 (25)11.参考文献 (28)12.感想 (29)课程设计说明书1.课程设计任务书设计题目：NGW（2K-H负号机构）行星减速装置设计一．设计要求与安排1、学习行星传动运动学原理，掌握2K-H机构的传动比计算、受力分析、传动件浮动原理。
2、参考有关书籍、刊物、手册、图册了解2K-H行星传动装置（减速器）的基本结构及技术组成的关键点。
3、按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。
1）、齿数的选择：传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。
2）、了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。
3）、参考设计手册根据齿轮、轴、轴承的设计要点进行有关设计计算。
4）、按有关制图标准，绘制完成教师指定的行星传动装置（减速器）总图、部件图、零件图。
书写、整理完成设计计算说明书。
4、对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写该零件加工工艺5、行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用A0号图面绘制，主要技术参数（特征）、技术要求应表达清楚，在指导教师讲授、指导下标注、完成总图所需的尺寸、明细及图纸的编号等各类要求。
按零件图要求完成零图纸的绘制，提出技术要求，上述图纸总量不应少于：A0+ A01/2。
二．设计条件1．机器功用减速装置用于绞车卷筒传动2．使用寿命预期寿命10 年，平均每天工作12～16小时2课程设计说明书三．原始数据1．电机功率：150kw2．输入转速：n=960r.p.m 输出转速：43—45r.p.m3．前减速器传动比 5.62i 4．2K-H行星传动输出转速43—45r.p.m2．电动机的选择电机功率150kw，输入转速为960r.p.m,查表选用Y200L—4型。
多级行星齿轮传动的传动比分配方案
多级行星齿轮传动的传动比分配
多级行星齿轮传动各级传动比的分配原则是获得各级传动的等强度和最小的外形尺寸。
在两级NGW型行星齿轮传动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径d BⅡ与高速级内齿轮分度圆直径d BⅠ之比(d BⅡ/d B Ⅰ)接近于1。
通常使d BⅡ/d BⅠ＝1~1.2
NGW型两级行星齿轮传动的传动比可利用下图进行分配(图中i1和i分别为高速级及总的传动比)先按下式计算数值E，而后根据总传动比i和算出的E值查线图确定高速级传动比iⅠ后，低速级传动比iⅡ由式iⅡ＝i/iⅠ求得
E＝AB3
式中和图中代号的角标Ⅰ和Ⅱ分别表示高速级和低速级；C s
为行星轮数目，K c为载荷分布系数，按表行星齿轮传动载荷不
均匀系数中表1选取；K Hβ为接触强度的载荷分布系数。
K V、
K Hβ
及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积
等于1.8~2。
齿面工作硬化系数Z W，一般可
取Z W＝1，如果全部采用硬度＞350HB的齿轮时，可取。
最后算得之E值如果大于6，则取E＝6 两级NGW型传动比分配。
NGW二级行星齿轮减速器设计图纸
42CrMo 技术要求1、装配前应用煤油将各零部件清洗干净，机体内不得有杂质。
2、装配验收按YZB100.9-88规定。
3、齿轮接触斑点：沿齿长不少于80%，沿齿高不少于60%。
4、啮合侧隙jmin=0.14。
5、在工作转数下空负荷试车正反各一小时，运行应平稳不得有冲击、振动现象，各密封处不得漏油。
6、装配时在油标上划最高、最低油位两条红线。
7、各机盖、端盖在装配时涂以密封胶。
8、外表面涂苹果绿.Ø60r 6300130228170337.5443.5811163630050653.5137750Ø65k 6Ø220H 7r 6Ø300k 6Ø100k 6Ø60k 62222Ø260k 6Ø400H 7Ø120H 7Ø900H 7Ø560H 7Ø845H 7Ø800H 7400-0.0622000-0.2R321H7/m65200-0.52058084010804-Ø4660540.01035.5R51028620油位刻度线R432.5H7/m6序号名称代号数量材料单件总计重量备注43444546474849505152535455565758键40×280145输出轴1输出轴透盖1HT200GB/T1096-2003键40×180145轴承60521Ø260×Ø400×65GB/T 276-1994GB/T 1096-2003后机盖1HT200键50×160145GB/T1096-2003低速级行星架1ZG40CrMn 低速级内齿轮1后机体1HT200轴承160601Ø300×Ø460×50GB/T 276-1994前机体1HT200键16×80145GB/T1096-2003高速级内齿轮11ZG40CrMn 高速级行星架1HT200前机盖轴承6213245Ø65×Ø120×23GB/T 276-19941HT200输入轴透盖序号代号名称数量材料重量单件总计备注123456789101112131415161718192021222324252627282930313233343536373839404142毡圈1201JB12Q 4606-1986键16×100145GB/T1096-2003142CrMo 输入轴挡圈65165Mn GB/T 894.1-1986轴套65×74×1001铜合金GB/T 2509-1981高速级行星轮轴142CrMo 套筒6铜合金轴承NF2126454545Ø60×Ø110×22GB/T 283-1994套筒铜合金3高速级行星轮3GB/T 119.1-2000圆柱销Ø8×503奥氏体不锈钢通气器M27×1.5145齿轮联轴器1球顶445太阳轮142CrMo 42CrMo 42CrMo 42CrMo 42CrMo 套筒3铜合金吊环145645轴承NF220Ø100×Ø180×34GB/T 283-1994低速级行星轮342CrMo 套筒铜合金6GB/T 119.1-2000奥氏体不锈钢3圆柱销Ø12×60142CrMo 低速级行星轮轴顶块445螺栓M24×100123565Mn 1212Q235平垫圈24弹簧垫圈24GB/T 97.1-2002GB/T 93-1987GB/T 5780-2000GB/T 5780-200035GB/T 93-1987GB/T 97.1-2002Q23565Mn 888平垫圈20弹簧垫圈20螺栓M20×80油塞1Q235-A M42×2GB/T 5780-2000GB/T 93-1987GB/T 97.1-2002Q23565Mn 35GB/T 5780-2000GB/T 93-1987GB/T 97.1-2002Q23565Mn 35平垫圈20弹簧垫圈20螺栓M20×80GB/T 5780-2000GB/T 93-1987GB/T 97.1-2002Q23565Mn 35平垫圈20弹簧垫圈20681266881212螺栓M16×65弹簧垫圈16平垫圈16螺栓M20×120DDCCD-DAABBA-AB-B160-0.043530-0.2C-C润滑方式啮合特性参数太阳轮行星轮内齿轮太阳轮行星轮级别高速级低速级a i zmα精度等级啮合轴承油池飞溅8-7-7FH 8-7-7FH 油池飞溅3720°16212.517891992228164620°110内齿轮标记设计处数分区更改文件号签名年、月、日阶段标记重量比例共张第张标准化批准审核工艺斗轮减速器总装图1:51156575853545550515249464748434445424140393837363534333231302928272625242322212019181716151413121110987654321405808401080712572AA4×Ø46(锪平Ø70）C-C5200-0.51035201080882.5+0.12R 475R 510R 470M 148612015°15°3.23.250+0.0453.232C12-M24R25R20R20C60305.560112.5100367.5622-M19R35134.51506.37210405072×4=288R3120020026820443.5Ø845+0.046601429160151403×45°3×45°Ø865+0.052Ø880Ø901+0.0523.23.23.23.23.2H3.20.06H3.20.06HBBA-AR10R20R20R20R20R16R16Ø0.06H其余ⅡⅠ301072R5221022Ⅱ2:1M3012Ø50R82:1ⅠDDB-B50500305.5143.520020035540R20R20R20R203.26.3D-D1、铸件不得有夹砂，裂纹和缩孔等影响强度的铸造缺陷。
NGW行星齿轮参数计算
外啮合
内啮合
端面重合度 纵向重合度
总重合度
εa εβ εγ 判定
1.163068938
1.986915546
合格
0.823846608
3
2.332040538
合格
加工根切限制
Zmin Xmin
17.09726434083 不合格
0.235294118 合格
17 合格 -1.176470588 合格
0.6554 0.000880691
0.690961381 3.8108
4.501761381 182.8972374 191.9007601
外啮合节圆直径
dˊ
28.08
79.92
浙江康明斯机械有限公司行星副计算卡（NGW）
变位系数限制条件 （外啮合）
此计算程序主要参数书籍：《机械设计手册》《齿轮手册》《齿轮传动设计手册》
0.110616746
0.047084456
0.013755708
amt(度)
37.28307755
28.79708555
19.48918298
量棒距离（奇数齿）
35.72662738
M
量棒距离（偶数齿）
35.95744581
86.03308256 86.10679324
178.5953631 178.6238529
此程序蓝色区域需手动输入参数，其余参数均为自动计算。
太阳轮图号：
行星轮图号：
内齿圈图号：
设计： 日期：
项目
内啮合节圆直径 基圆直径
齿顶圆压力角
符号 太阳轮
dˊ
db
25.18832357
aa
NGW行星齿轮减速器的设计
NGW行星齿轮减速器的设计首先，我们需要确定NGW行星齿轮减速器的传动比。
传动比是指输入轴转速与输出轴转速之间的比值，通常由齿轮的齿数比确定。
在确定传动比时，需要考虑到被传动装置的工作条件和要求，以及NGW行星齿轮减速器的结构特点和制造工艺。
一般而言，NGW行星齿轮减速器的传动比可以根据工作条件和设计要求进行选择。
接下来，我们需要进行NGW行星齿轮减速器的齿轮参数设计。
齿轮的参数设计包括齿轮的模数、齿数、齿轮啮合角等。
模数决定了齿轮的尺寸和齿面接触强度，一般通过强度计算来确定。
齿数决定了齿轮的传动比，并且齿数的选择还需要满足齿轮传动的平滑性要求。
齿轮啮合角则决定了齿轮的啮合性能和传动效率，一般通过减速器的运动试验来确定。
在设计NGW行星齿轮减速器时，还需要考虑到齿轮的材料选择和热处理工艺。
齿轮的材料应具有良好的力学性能和疲劳强度，一般选择高强度合金钢或工程塑料。
齿轮的热处理工艺包括淬火和回火等，可以提高齿轮的强度和硬度，延长使用寿命。
此外，NGW行星齿轮减速器还需要进行结构设计和强度计算。
结构设计包括减速器的内部组成部分、外部壳体和密封装置等。
强度计算主要包括齿轮的强度计算和轴的强度计算等，以确保减速器在工作过程中能够承受所需的工作载荷和传动力矩。
最后，需要进行NGW行星齿轮减速器的动力学分析和传动效率计算。
动力学分析可以通过数值模拟或实验来进行，以研究减速器在工作过程中的振动和噪声情况。
传动效率计算可以通过减速器的理论计算和实际测试来进行，以评估减速器的传动效率和能量损耗情况。
综上所述，NGW行星齿轮减速器的设计涉及传动比的选择、齿轮参数设计、材料选择、热处理工艺、结构设计、强度计算、动力学分析和传动效率计算等多个方面。
通过合理的设计和优化，可以实现减速器的高精度、高扭矩传动，并满足各种机械设备的要求。
毕业设计(论文)-ngw行星减速器设计[管理资料]
![毕业设计(论文)-ngw行星减速器设计[管理资料]](https://img.taocdn.com/s3/m/915a0276bceb19e8b9f6ba79.png)
1 绪论行星齿轮减速器与普通定轴减速器相比，具有承载能力大、传动比大、体积小、重量轻、效率高等特点，被广泛应用于汽车、起重、冶金、矿山等领域。
我国的行星齿轮减速器产品在性能和质量方面与发达国家存在着较大差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早巳进入分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等。
本文通过对行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。
本课题设计通过对行星齿轮减速器工作状况和设计要求对其结构形状进行分析，，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，不断反复计算从而使减速器的性能主要使寿命和稳定性及润滑情况进行优化设计。
2设计与校核输入功率：P=10KW 输入转速：n 1=750r/min ； 输出转速：n 2=20r/min ； 中等冲击；每天连续工作14小时； 使用期限10年。
减速器的总传动比i=750/20=，属于二级NGW 型的传动比范围。
拟用两级太阳轮输入、行星架输出的形式串联，即i 1·i 2=。
两级行星轮数都选n p =3。
高速级行星架不加支承，与低速级太阳轮之间用单齿套联接，以实现高速级行星架与低速级太阳轮浮动均载。
其中高速级行星轮采用球面轴承，机构镇定。
低速级仍为静不定。
其自由度为：()()54321654321610554133212113W n P P P P P =-++++=⨯-⨯+⨯+⨯+⨯+⨯=- 机构的静定度为：1(3)4S W W =-=--=＇因属于低速传动，采用齿形角a n =20o的直齿轮传动。
精度定为6级。
为提高承载能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合a ac =24o 内啮合a cb =20o 左右。
NGW 型行星齿轮传动分级优化设计方法研究
⎧⎪Min F ( xm , xn )
⎨ ⎪⎩
f
j
(
xm
,
xn
)
≤
0
j = 1, 2,3,
(2)
式中：xm 是元件级尺寸设计变量向量；xn 是元件级 形 状 设 计 变 量 向 量 ；F ( xm , xn ) 是 结 构 接 触 应 力 ； f j ( xm , xn ) 是包含应力、位移和设计变量上下界等的 约束．
弱环节是太阳轮和行星轮的外啮合齿轮副，根据文 献[5]写出满足外啮合齿轮副的接触强度条件为
3
d1 ≥ 2.32
KT1 ϕd
⋅
u
± u
1
([σZ
E
]H
)2
(9)
式中：d1 = mz1 为小齿轮分度圆直径，mm；T1 为小齿 轮工作转矩，N·mm；K 为工作情况系数，根据设计手
册选取；ϕd = b / d 为齿宽系数；[σ ]H 为接触疲劳许用
Abstract：By using gradual optimizing designing to choose the coefficient of NGW plant transmission，a two level optimization mathematical model was constructed．The modulus，tooth number and tooth width were the designing variables．While minimum volume was the optimization objective of the first level of the optimization model，the selection of variable coefficient to improve the meshing performance was the target of the second level of the optimization model. Optimization was thus realized for volume and the capability of meshing under the carrying capacity. The mathematical model was established and its effectiveness was proved with examples. Key words：planet gear transmission；optimized coefficient；gradual optimal design；NGW
两级NGW型行星齿轮传动设计计算及优化
两级NGW型行星齿轮传动设计计算及优化摘要：随着社会的不断向前发展和科技进步，齿轮的传动在各行各业都得到了较快的发展。
齿轮传动尤其在园林工具行业得到了广泛的应用，比如外啮合齿轮传动、锥齿轮传动、斜齿轮传动和NGW型行星齿轮传动等。
本方案主要讲述两级NGW型行星齿轮减速器的设计过程和优化。
齿轮制造的精度要求也相对比较高，一般情况下，齿轮的精度不低于8-7-7级，髙速转动的太阳轮和行星轮不低于5级，内齿轮的精度不低于6级。
关键词：两级NGW型行星齿轮；计算：不等角变位；变位系数；强度；精度等级：啮合角前言目前锂电式园林工具中的绿篱机.在市场经济条件下的激烈竞争下，制造成本的激烈竞争下，所设讣和生产制造的产品必须向着轻量化，噪音小，体积小的方向发展」这就迫切需要研发设计岀一套符合体积小，重量轻，噪音小的齿轮传动。
所设讣的齿轮减速器体积的大小，直接决左了绿篱机的体积，只有把绿篱机的主要腔体的体积设讣的小，才有可能降低材料成本。
一个体积比较大的绿篱机，其材料的成本必然会髙，这是我们设汁工作者不愿意看到的现象。
而行星齿轮传动，具有效率髙，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传动功率范围大，轴向尺寸小等特点。
是设汁者首要选择和设计的对象。
本文仅仅羽绕两级NGW 型行星齿轮减速器的设计计算过程和优化，进行展开分析。
那么如何根据本公司的要求，设讣出符合条件的行星齿轮减速器呢？详情如下：原理图一. 设计要求：直流电机，电机功率500w,电机转速20800r/min左右，电机的输岀轴4>5mm0设计需要的切割刀片的速度为1600spm左右。
二、设计和计算过程：1.计算传动比i输入转速nl=20800r/min,输出转速n2=1600spmi= nl /n2=20800/1600=132.分配传动比为了减少制造成本，本案的两级NGW型行星齿轮减速器的所有齿轮，在强度等符合条件的情况下，采用粉末冶金件AE粉，而不是采用机加工的工艺进行，这样大大的减少了机加工带来的不必要的成本。
NGW型行星齿轮传动的优化设计的分析
Science and Technology &Innovation ┃科技与创新2017年第22期·95·文章编号：2095－6835（2017）22－0095－02NGW 型行星齿轮传动的优化设计的分析何会来（卓轮（天津）机械有限公司，天津300457）摘要：作为机械传动中至关重要的一种，齿轮传动的效率更高，且具有较强的可靠性，再加上其结构比较紧凑，因此，经常被用于我国航空发动机、直升机减速器等其他相关装置中。
为了有效保障NGW 型行星齿轮传动的强度及其运行的安全性和可靠性，需要结合实际情况对其进行优化设计。
基于此，尝试以NGW 型行星齿轮为例，简要分析和研究该型号行星齿轮传动的优化设计，以期为日后的工作提供参考。
关键词：NGW 型行星齿轮；齿轮传动；载荷；优化函数中图分类号：TH132.41文献标识码：ADOI ：10.15913/ki.kjycx.2017.22.095积极吸收和借鉴前辈们和相关学者的研究经验、理论成果，笔者发现，国内外研究人员和工程设计人员已经先后在基于最小接触应力条件下齿廓的最佳几何形状，以及齿轮泵、斜齿圆柱齿轮等方面的优化设计中取得了一定的研究成果。
但是，关于NGW 型行星齿轮传动的优化设计方面的研究相对比较少，因此，本文将重点围绕NGW 型行星齿轮传动的优化设计进行探究，希望为相关研究人员提供必要参考和研究思路。
1NGW 型行星齿轮传动优化设计构想为了有效研究齿轮传动的优化设计，本文以NGW 型行星齿轮传动系统为主要研究对象，运用优化技术手段简化NGW 型行星齿轮传动的优化设计问题，将设计要求与相关变量以及实际设计准则分别用f （x ）、X 和g （X ）来表示。
此后，根据目标函数f （X ）找出NGW 型行星齿轮传动的各项约束条件，建立起相应的数学模型，在对相关函数进行优化之后即可得到具体的NGW 型行星齿轮传动的优化设计方案，以延长NGW 行星齿轮传动的工作质量及其使用寿命，减少故障发生率。
二级行星齿轮课程设计说明书
轴肩处的综合影响系数 ， 为：
键槽处综合影响系数 ， 为：
同一截面上有两个以上应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按配合处系数 ， 。
（5）计算安全系数
由表8.13取许用安全系数
由式8-6
6）轴的弯矩图和扭矩图
（1）求轴承反力
水平面
，
－齿向载荷分布系数由推荐值1.0～1.2
载荷系数K
材料弹性系数 查表6.4
节点区域系数 查图6－3
重合度系数 由推荐值0.85～0.92
故
齿轮模数m
按表6.6圆整
太阳轮分度圆直径
圆周速度v
标准中心距a
齿宽b
行星轮齿宽
太阳轮齿宽
2）太阳轮－行星轮齿根弯曲疲劳强度校核计算
有式6－10
齿形系数 查表6.5小轮
碳钢材料特性系数： ，
（4）确定综合影响系数 ,
轴肩圆角处有效应力集中系数 ， ，根据 ，由表8.9插值计算得 ，
配合处综合影响系数 ， ，根据 ， ，配合 ，由表8.11插值计算得 ,
键槽处有效应力集中系数 ， ，根据 ，由表8.10插值计算得 ，
尺寸系数 ， ，根据 ，由表8-12查得， ， 。
许用接触应力
接触疲劳极限 查图6－4
接触强度寿命系数 应用循环次数N由式6－7
查图 6－5得
接触强度最小安全系数
许用弯曲应力 由式6－12，
弯曲疲劳强度极限 查图6－7，双向应力乘0.7
弯曲强度寿命系数 查图6－8
弯曲强度尺寸系数 查图6－9
弯曲强度最小安全系数
则
1）太阳轮－行星轮齿面接触疲劳强度设计计算
机械设计2级齿轮计算过程及计算说明
计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2）原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。
二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3、计算各轴扭矩（N•mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N•mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N•mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000N•mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2=-0.048<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。
两级封闭行星齿轮传动系统的设计研究
两级封闭行星齿轮传动系统的设计研究作者：段福海钟勇来源：《海峡科学》2010年第12期[摘要] 通过对两类两级封闭行星齿轮传动系统的分析，研究了功率分配系数与系统内部功率流的关系，确定了无功率循环的必要条件，建立了功率分配系数与单元传动比的关系表达式以及效率计算公式。
通过分析结合实例绘出的传动比和效率曲线图，说明只要合理地选择单元传动比便可获得高效率的传动，为两级封闭行星齿轮传动系统的高效率设计提供一种有效简洁的分析和处理方法。
[关键词] 行星齿轮效率功率流两级封闭行星齿轮传动系统若在两条传递路径上分配输入功率，则通过双路径传动使其构件上转矩减小，在传递相同载荷条件下结构更加紧凑；另外，通过速度合成，扩大了传动比选择范围，可灵活地选择传动比，尤其对一些严格要求传动比的场合，可精确地得到传动比，如航空加法传动[1]。
由于封闭行星齿轮传动的上述优点,广泛地应用于工业机械、起重机械、建筑机械、冶金机械以及航空机械等现代机械传动领域。
另外，由于封闭行星齿轮传动可以进行多个动力源的功率分流与汇流、结构紧凑，使其在混合动力车辆传动系统得到了广泛应用，如艾里逊油电混合器、丰田普锐斯的油电混合系统。
每对齿轮副所传递的功率取决于齿数比和轮系结构，即轮系结构和齿数比决定着齿轮副的功率流。
然而，如果封闭行星齿轮传动系统各支路的传动比选择不当，将会使其内部存在较大的循环功率[2-6]（封闭功率）。
循环功率的存在加大了构件上的载荷,加剧了磨损，产生较大的振动和噪音，严重降低了传动系统的性能。
文中通过对两级封闭行星齿轮传动系统的功率流分析，说明合理地选择单元传动比可获得高效率的传动，介绍一种避免功率循环的单元传动比配置方法。
1 两级行星齿轮传动系统简单的单级行星齿轮传动系统有3个运动的基本构件，为两自由度系统。
通过接入一个控制元件，制动一个构件或者使2个构件刚性连接，使其成为具有确定运动的单自由度系统，因此，可通过给定一个构件的运动来实现对其它构件运动的控制[2]。
ngw行星齿轮传动效率
ngw行星齿轮传动效率【最新版】目录一、行星齿轮传动概述二、行星齿轮传动的效率分析1.基本啮合效率2.升速与减速时的基本啮合效率差异3.行星齿轮减速机的传动效率三、行星齿轮减速机的优点与应用注意事项正文一、行星齿轮传动概述行星齿轮传动是一种常见的齿轮传动方式，因其结构紧凑、传动比稳定、承载能力大等特点而广泛应用于各种机械传动系统中。
在行星齿轮传动中，有一个或多个行星轮与一个太阳轮和一个或几个内齿轮啮合，实现动力传递和转速变换。
二、行星齿轮传动的效率分析1.基本啮合效率行星齿轮传动的基本啮合效率是计算其传动效率的基础。
根据齿轮的啮合原理，可以得出行星齿轮传动的基本啮合效率公式。
在实际应用中，行星齿轮传动的效率受到许多因素的影响，如齿轮材料、加工精度、负载等。
2.升速与减速时的基本啮合效率差异行星齿轮传动在升速和减速时的基本啮合效率是不相等的，升速时的基本啮合效率比减速时要高。
这与以往的观点不同，通过采用新的分析方法，可以得出这一结论。
3.行星齿轮减速机的传动效率行星齿轮减速机的传动效率通常较高，一般在 94% 到 98% 之间。
这是因为行星齿轮减速机采用了多级行星齿轮传动，相对于传统的单级齿轮传动，其传动效率更高。
此外，行星齿轮减速机的齿轮一般采用高强度合金钢材料制造，具有较高的硬度和强度，能够承受较大的负载，也有助于提高传动效率。
三、行星齿轮减速机的优点与应用注意事项行星齿轮减速机具有结构紧凑、传动比稳定、承载能力大等优点，在各种机械传动系统中得到了广泛应用。
然而，行星齿轮减速机的制造难度较高，成本也比较高，因此在应用时需要根据实际情况进行选择。
此外，在使用过程中要注意维护和保养，确保其正常工作和较长的使用寿命。
综上所述，行星齿轮传动具有较高的传动效率和优越的性能，为各种机械传动系统提供了可靠的动力传递。
二级NGW型行星齿轮传动优化设计方法
—
—
—
＿—
了—
—
—
一
ｏｍ 。 １
（ Ｌ ｂ一）
数 ，能够 解 除非变 位齿 轮 的同心 约束 ，增 多其可 能
ｙＦｄｙ＆ｙＥＹｅａＦ≤ ＦＰ
的配 齿方 案数 量 。计 算 齿 轮 体 积 时 ，各 齿 轮 的截 面 １．３．２ 传 动 比 约 束
系统 的设 计 参 数 一 般 取 为 ：模 数 ｍ ，齿 数 ，齿 宽 ｂ，变位 系 数 ｚ ，啮合 角 ａ。通 常 在建立 行 星传 动 系 统数 学 模 型 时 ，多选 择 模 数 ｍ 、齿 数 。、齿 数 、
、 ｎ。为 中心距 ；＿ｚ。 、ｚ。 为变 位系数 。 １．２ 目标 函数
［摘 要 ］以 行 星 减 速 器 体 积 极 小 化 为 目标 ，对 二 级 ＮＧＷ 型 行 星 减 速 器 的优 化 设 计 数学 模 型 进 行 研 究 。提 出一 种
混 合 离 散 变 量 的半 随机 复合 形 法 ，实 例 优 化 结 果 表 明 ，该 方 法 具 有 较 好 的 优 化 效 果 ，提 高 了 优 化 设 计 的可 靠 性 。
１．１ 设计 变量
２，ｚ。２，ｚｆ２，Ｗ ２，ｂ ２，ｎ ２，Ｌｚ。２］
给定输 入 功率 尸 ，输入 转 速 ，传 动 比 ｉ，传 动 式 中 ： １、 ２为 模数 ； 。１、ｚ １、 。２、 为齿数 ；
比误 差 △ ，行 星 轮个数 ｎ 时 ，ＮＧＷ 行 星 齿轮传 动 Ｗ 、ｗ 为 安装 条件 确定 的变量 ；ｂ 、ｂ 为齿 宽 ；ｎ
131强度约束ngw型行星减速器中一般内lmz2h啮合的强度大于外啮合的强度故只需校验外啮合134同心约束ngw型行星传动系统中为改中心轮和行星轮的强度作为约束条件即可保证各善内外啮合齿轮副的强度一般内啮合齿轮副的啮齿轮的强度要求
2Z-X型NGW啮合两级行星齿轮减速器设计
XXXXX毕业设计(论文) 2Z-X型NGW啮合两级行星齿轮减速设计学号：姓名：专业：系别：指导教师：二○一五年六月摘要本文完成了对2Z-X型NGW啮合方式两级行星齿轮减速的设计。
该减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。
首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。
论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及转臂的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。
最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速器的整体结构设计。
关键词：行星齿轮；传动机构；结构设计；校核计算ABSTRACTThis paper completed the 2Z-X of NGW structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics.Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculation目录摘要 (I)ABSTRACT (II)目录 .............................................................................................................................. I II 1绪论 (1)1.1研究背景及意义 (1)1.2行星齿轮减速器研究现状 (1)1.3行星齿轮减速器发展趋势 (2)1.4论文的基本内容 (2)2总体方案设计 (3)2.1设计要求 (3)2.2总体方案选择 (3)2.2.1行星机构的类型及特点 (3)2.2.2确定行星齿轮传动类型 (5)3齿轮的设计计算 (6)3.1配齿计算 (6)3.2初步计算齿轮的主要参数 (7)3.2.1计算高速级齿轮的模数m (7)3.2.2计算低速级的齿轮模数m (7)3.3啮合参数计算 (8)3.3.1高速级 (8)3.3.2低速级 (8)3.3.3高速级变位系数 (9)3.3.4低速级变位系数 (9)3.4几何尺寸的计算 (9)3.4.1 高速级 (9)3.4.2 低速级 (10)3.4.3插齿刀齿根圆直径的计算 (10)3.5装配条件的验算 (11)3.5.1邻接条件 (11)3.5.2同心条件 (11)3.5.3安装条件 (12)3.6传动效率的计算 (12)ϕ的确定 (12)3.6.1 高速级啮合损失系数1xϕ的确定 (13)3.6.2低速级啮合损失系数2x3.7齿轮强度的验算 (14)3.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 (14)3.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 (16)3.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 (17)3.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核 (18)3.7.5低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 (19)3.7.6低速级内啮合齿轮副接触强度的校核 (21)4轴的设计计算 (22)4.1行星轴设计 (22)4.1.1初算轴的最小直径 (22)4.1.2选择行星轮轴轴承 (23)4.2转轴的设计 (24)4.2.1 输入轴设计 (24)4.2.2 输出轴设计 (25)5转臂、箱体及附件的设计 (27)5.1转臂的设计 (27)5.1.1转臂结构方案 (27)5.1.2转臂制造精度 (28)5.2箱体的设计 (30)5.3其他附件的选用 (31)5.3.1标准件及附件的选用 (31)5.3.2密封和润滑 (32)结论 (33)致谢 (34)参考文献 (35)1绪论1.1研究背景及意义行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。
二级行星齿轮传动机构优化设计
化 工 机 械
２０１０年
二 级 行 星 齿 轮 传 动 机 构 优 化 设 计
毛 莹
陈 成 祝 海 林 邹 曼
（常 州 大学 ）
祝 兵 寿 苗 卫 明
（常州 减 速 机 总 厂有 限 公 司 ）
摘 要 以行 星齿 轮 传 动机 构体 积 最 小为 优 化 目标 ，探 讨 了基 于 Ｖｉｓｕａｌ Ｂａｓｉｃ可视 化 语 言 及 冒泡 法 进 行
（Ｚ１＋ｚ２）ＣＯＳＯｔ２３＝（Ｚ３一Ｚ２）ＣＯＳＯｔｌ２ （５） 式 中 Ｏｔ： — — 内 啮 合 齿 轮 ２与 齿 轮 ３之 间 的 压
力 角 。
１．２．５ 装 配 条 件
（Ｚ。＋ｚ ）／ｎ＝整 数
（６）
１．２．６ 齿 轮 强 度 条 件
行 星传 动 的齿轮 强度 计算 包括 齿轮 的齿 面接
’
·
∑ ∑： ＝ 戈２＋ ＋ 戈。 ｌ：＝ －ｔａｎ －（１ｎＶＯｔｌ２ 一 — ｉｎｖａ） （Ｌ ９）
．
一一 ：： ＝ 一２ （【 ｉ·ｎ、Ｖ，０／ ． 一 ｉ·ｎ Ｖ ）Ｊ （ｔ １ｌ０Ｕ）， ｔａｎｃｔ 、
式 中 、 、Ｘ３— — 分 别 为 齿 轮 １、２、３ 的 变 位 系
例 ，在 已 知 工 作 条 件 及 材 料 的 基 础 上 ，建 立 体 积 最 小 为 目标 的 优 化 数 学 模 型 。 １ 建 立 数 学 模 型 １．１ 目标 函数
２Ｋ—Ｈ 型行星齿 轮减 速 传 动装 置 的结构 简 图 如 图 １所示 。行 星齿 轮机 构 由太 阳轮 、行 星齿 轮 及 内齿圈构 成 ，其体 积 由齿 轮 的尺 寸 决定 。通 常 情 况 下 行 星 齿 轮 减 速 器 的 优 化 设 计 是 在 相 同 负 载 的情 况下 ，使 其体 积最 小 。 因此 ，以太 阳轮 、行 星 齿轮 与内齿 圈体 积总 和作为行 星齿轮减 速器 的优 化 目标 。 目标 函数 表 达 式 为 ：
NGW型两级行星减速器的优化设计
NGW型两级行星减速器的优化设计
白春林;张有忱
【期刊名称】《河北机械》
【年(卷),期】1989(000)002
【总页数】5页(P12-16)
【作者】白春林;张有忱
【作者单位】不详;不详
【正文语种】中文
【中图分类】TH132.46
【相关文献】
1.NGW型行星减速器的模糊可靠性优化设计 [J], 江家伍;印崧
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5.NGW型潜油行星减速器可靠性优化设计 [J], 王世杰;刘玉春;张剑
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两级NGW型行星齿轮传动设计计算及优化摘要：随着社会的不断向前发展和科技进步，齿轮的传动在各行各业都得到了较快的发展。
齿轮传动尤其在园林工具行业得到了广泛的应用，比如外啮合齿轮传动、锥齿轮传动、斜齿轮传动和NGW型行星齿轮传动等。
本方案主要讲述两级NGW型行星齿轮减速器的设计过程和优化。
齿轮制造的精度要求也相对比较高，一般情况下，齿轮的精度不低于8-7-7级，高速转动的太阳轮和行星轮不低于5级，内齿轮的精度不低于6级。
关键词：两级NGW型行星齿轮；计算；不等角变位；变位系数；强度；精度等级；啮合角前言目前锂电式园林工具中的绿篱机，在市场经济条件下的激烈竞争下，制造成本的激烈竞争下，所设计和生产制造的产品必须向着轻量化，噪音小，体积小的方向发展。
这就迫切需要研发设计出一套符合体积小，重量轻，噪音小的齿轮传动。
所设计的齿轮减速器体积的大小，直接决定了绿篱机的体积，只有把绿篱机的主要腔体的体积设计的小，才有可能降低材料成本。
一个体积比较大的绿篱机，其材料的成本必然会高，这是我们设计工作者不愿意看到的现象。
而行星齿轮传动，具有效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传动功率范围大，轴向尺寸小等特点。
是设计者首要选择和设计的对象。
本文仅仅围绕两级NGW 型行星齿轮减速器的设计计算过程和优化，进行展开分析。
那么如何根据本公司的要求，设计出符合条件的行星齿轮减速器呢？详情如下：原理图一、设计要求：直流电机，电机功率500w，电机转速20800r/min左右，电机的输出轴φ5mm。
设计需要的切割刀片的速度为1600spm左右。
二、设计和计算过程：1.计算传动比i输入转速n1=20800r/min，输出转速n2=1600spmi= n1 /n2=20800/1600=132.分配传动比为了减少制造成本，本案的两级NGW型行星齿轮减速器的所有齿轮，在强度等符合条件的情况下，采用粉末冶金件AE粉，而不是采用机加工的工艺进行，这样大大的减少了机加工带来的不必要的成本。
两级NGW型行星齿轮减速器的强度考核，主要考核的是太阳轮和行星轮的强度。
他们的转速高，强度大。
粉末冶金并进行热处理，采用常规的工艺完成设计。
根据机械设计手册新版第3卷，齿轮齿面接触疲劳强度校核调节和要求进行如下参数选择：●（接触疲劳极限材料值）齿轮硬度σHmin1=1350Mpa●（接触疲劳极限材料值）齿轮硬度σHmin2=1350Mpa●齿面硬化系数ZW1=1●齿面硬化系数ZW2=1●载荷分布系数KC1=1●载荷分布系数KC2=1●工作硬化系数ZW1=1●工作硬化系数ZW2=1●动载系数KV1=1●动载系数KV2=1●ZW2/ZW1=1工作硬化系数ZW1与ZW2相同（材料和工艺相同）（全部齿轮硬度HBS>350）●（KV1*KHβ1*Z2N2）/（KV2*KHβ2*Z2N1）=1.9动载系数KV1，动载系数KV2齿向载荷分布系数KHβ1，齿向载荷分布系数KHβ2接触强度的寿命系数ZN1，接触强度的寿命系数ZN2三项乘积的比值范围（硬齿面）（1.8-2）●载荷不均匀系数KC1=1.15●载荷不均匀系数KC2=1.15●直径比B=dB2/dB1=1（同一齿圈）齿圈的分度圆直径dB1，齿圈的分度圆直径dB2的选择有如下定义：多级行星齿轮传动传动比分配原则是各级强度之间等强度，并希望获得最小的外廓尺寸，对于两级NGW型行星齿轮传动，欲使得径向尺寸最小。
可使得低速级内齿圈的分度圆直径dB1与高速级的内齿圈的分度圆直径dB2之比接近于1.●行星轮个数Cw1=4根据机械设计手册新版第3卷-表17.2-1选取适合传动比要求的行星轮数目nW1=4●二级传动比i2=i/i1=13/4=3.253.确定模数●材料：太阳轮和行星轮的材料为粉末冶金（AE粉）经热处理，齿面的硬度要求为35-43HRC；●屈服极限强度σHmin=300Mpa●NGW型行星齿轮传动的效率η=0.97（NGW型行星齿轮传动的效率：0.97-0.99）●许用接触应力σHp=275Mpa●载荷系数K=1.5●输入功率P=0.5Kw，输入转速n1=20800r/min●输入扭矩T1=9550*P/n1=9550*0.5/20800=0.23 N.m●设载荷不均匀系数KC=1.15●则模数为：m=2* a /（ZA1+ ZC1）m=2*12.097/（12+12）=1.008≈14.确定齿数（计算法配齿）1）高速级●由上述知行星轮数目nW1=4●确定齿圈ZB由前面得到的模数等条件，结合内部结构设计的齿轮箱体积的限制，即齿轮箱的最大直径不大于48mm，由于齿轮箱的材料为PA+GF30，在强度要求的情况下，需要保证齿轮箱的壁厚为2mm，由此可知齿圈的最大外径为44mm。
同时保证齿轮箱和齿圈的配合间隙0.5mm （单边间隙为0.25mm），同时需要保证齿圈的壁厚为2mm左右，所以齿圈的最大外径约DB=39mm，由此可初步计算齿圈的齿数为ZB=37ZB=DB/m-2=39/1-2=37●确定太阳轮齿数：ZA1（ibaH*ZA1/nW1=C）；根据ibaH并适当调整且使C等于整数，则可求ZA1=C 由公式：ibaH=1+ZB/ZA1=1+37/ZA1=4 可得到ZA1=C=12.33≈12（保留整数）且保证：ibaH*ZA1/nW1=C 为整数，符合设计要求●确定行星轮齿数：ZC1=0.5*（ZB-ZA1）=0.5*（36-12）=12为了提高齿轮的承载能力，故采用不等角变位，将所得的行星轮齿数减“1”来实现变位，所以ZC1=12-1=112）低速级●确定太阳轮齿数ZA2：由公式i2=1+ZB/ZA2可得（i2=1+36/ZA2=3.25）ZA2=16两级行星轮减速公用同一齿圈，第二级的减速比i2=3.25（由前面设计计算得出）●确定行星轮齿数ZC2：ZC2=0.5*（ZB-ZA2）=0.5*（36-16）=105.确定中心距aAC1）高速级中心距a1’●变位前的中心距aA1C1=0.5*m*（ZA1+ ZC1）aA1C1=0.5*1*（12+12）=12●压力角α=20°●预取啮合角α'A1C1=24.5°●预取啮合角α'C1B=20°根据机械设计手册新版第3卷●则A1-C1传动中心距的变动系数为yA1C1yA1C1=0.5*（ZA1+ZC1）*（cosα/cosα'A1C1-1）=0.5*（12+11）*（cos20°/ cos24.5°-1）=0.3757●则新的（变位后的）中心距a1’a1’=aA1C1+yA1C1*m=12+0.3757*1=12.38（保留2位小数）2）低速级中心距a2’●变位前的中心距aA2C2=0.5*m*（ZA2+ ZC2）aA2C2=0.5*m*（ZA2+ ZC2）=0.5*1*（10+16）=13（前述过程已经确定了模数和齿数）●压力角α=20°●预取啮合角α'A2C2=24.5°●预取啮合角α'C2B=20°●则A2-C2传动中心距的变动系数为yA2C2yA2C2=0.5*（ZA2+ZC2）*（cosα/cosα'A2C2-1）=0.5*（16+9）*（cos20°/ cos24.5°-1）=0.4084●则新的（变位后的）中心距a2’a2’=aA2C2+yA2C2*m=13+0.4084*1=13.41（保留2位小数）6.确定啮合角aAC1）高速级啮合角aA1C1●cosα'A1C1=（aA1C1/a1’）*cosα=（12/12.38）* cos20°=0.91116所以得高速级的外啮角α'A1C1=24.345≈24.3°2）低速级啮合角aA2C2●cosα'A2C2=（aA2C2/a2’）*cosα=（13/13.41）* cos20°=0.91107所以得低速级的外啮角α'A2C2=24.358≈24.4°7.确定变位系数xΣAC、xA、xC1）高速级xΣA1C1●计算A1-C1传动的变位系数xΣA1C1xΣA1C1 =（ZA1+AC1）（invα'A1C1-invα）/（2*tanα） =（12+11）*（inv24.3°- inv20°）/（2*tan20°）=（12+11）*（0.027565-0.0149）/（2*0.36397）≈0.4（机械设计手册新版第3卷）查看图16.2-8知：xA1=0.23所以行星轮的变位系数为xC1=xΣA1C1-xA1=0.4-0.23=0.17（也可由图16.2-8查得）8.计算C1-B传动的中心距变动系数Yc1B和啮合角α'C1B●由前面的计算可得C1-B变位前的中心距为aC1BaC1B=0.5*m*（ZB-ZC1）=0.5*1*（36-12）=12（mm）则C-B的变位后的中心距为：a’C1B= a1’=12.38（mm）则变动系数yC1B=（a’C1B - a1’）/m=（12.38-12）/1=0.3757●由前面的计算可得啮合角的余弦值为：cosα'C1B=（aC1B/a）*cosα=（12/12.097）* cos20°≈0.93所以α'C1B≈21°（由三角函数计算得）9.确定齿圈的变位系数xBxΣC1B=（ZC1+ZB）（in vα'C1B-invα）/（2*tanα）=（11+36）（inv21°- inv20°）/（2*tan20°）=0.18●则齿圈的变位系数xB = xΣC1B+xC1=0.18+0.17=0.35综上：模数m=1齿数和变位系数：ZA1=12，ZC1=11，xA1=0.23，xC1=0.17ZA2=16，ZC2=9，xA2=0.23，xC1=0.21ZB=36，xB=0.35●根据以上设计计算的结果，利用3D设计软件，形成3D结构设计文件，针对经济款的，DC有刷电机的输出轴的轴径一般为φ4-5mm，则对应的太阳轮的安装孔也必须是φ4-5mm，如下图所示。
总结：本文介绍了一种两级NGW型行星齿轮减速器的设计和应用范围的优化，更好的迎合了市场的发展方向，具备了好的产品必须具备的体积小，轻量化，效率高特征。
参考文献：[1]机械设计手册（新版）[2]齿轮手册第2版[3]齿轮制造工艺手册第2版[4]CREO齿轮参数化建模[5]SOLIDWORKS齿轮参数化建模[6]研发项目管理作者简介：张华（1985—），男，安徽阜阳人，工程师。