NGW行星齿轮减速器的设计

目录
一．绪论 (1)
1．引言 (1)
2．本文的主要内容 (1)
二．确定设计数据 (4)
三．拟定传动方案及相关参数 (5)
1．对减速器进行结构设计 (5)
２．齿形与精度 (5)
３．齿轮材料及其性能 (6)
四，设计计算 (6)
1. 配齿数 (6)
2．啮合效率计算 (7)
3. 确定手摇力并进行运动及动力参数计算 (8)
4. 初步计算齿轮主要参数 (9)
（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 (9)
（2）按弯曲强度初算模数 (11)
5．几何尺寸计算 (12)
6．重合度计算 (14)
五．行星轮的强度校核 (15)
1．疲劳强度校核 (13)
（1）．外啮合 (13)
（2）．内啮合 (20)
六.行星轮部位的相关设计 (21)
七.输入轴的设计 (24)
八输出轴的设计 (26)
九铸造箱体结构设计 (27)
十参考文献 (28)
一绪论
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。

NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有:
重量轻、体积小。

在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3;
传动效率高;
传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高;
装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小;
外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。

因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。

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。

二．确定设计数据
F=800N，V=0.06m/S
输出功率 p w=FV=800x0.06=48w=0.048kw，
取手摇转速n
手
=60r/min
总传动比i=6 ，n
滚=60
6
=10 r/min
输出转速 n
滚=60×1000V
ΠD
=60×1000×0.06
3.14×D
=10 r/min，
得滚筒直径D=115mm，取滚筒直径为40mm 取手摇轮半径r=100mm=0.1m
三．拟定传动方案及相关参数
1．机构简图的确定
减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统。

n=2或3。

从提高传动装置查《渐开线行星齿轮传动设计》书表4-1确定p
n=3。

承载力，减小尺寸和重量出发，取p
计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=1
２．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。

３．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。

表1 齿轮材料及其性能
四，设计计算
1．配齿数
采用比例法：
::::(2)2:(1):()a c b a a a a p Z Z Z M Z Z i i Z Z i n =--
:2:5:2a a a a Z Z Z Z =
按齿面硬度HRC=60，()c a u
Z /Z 62/22==-=，查《渐
开线行星齿轮传动设计》书图4-7a 的max
20a Z =，1320a Z <<。

取
17a Z =。

由传动比条件知：Y i 17*6102a Z ===
M Y /3102/334===
计算内齿轮和行星齿轮齿数： Y 1021785b a Z Z =-=-= 234c
a Z Z =*=
2．啮合效率计算
11X X
b ab
aX
X
ab
i i ηηη
-==-
式中X
η
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0.978X ac η=，0.997X cb η=，
转化机构效率为0.9780.9970.975X X ac cb X ηηη==⨯=
转化机构传动比85517
b a X
ab
Z Z i
=-=-=-
则
1150.9750.98115X X
b
ab aX X
ab i i ηηη-+⨯====-+
η联=0.99 η卷=0.96 η粘=0.98
3. 确定手摇力并进行运动及动力参数计算
输入功率： p d =
p w
η
卷
η
粘
η
联
2
=0.048
0.96×0.98×0.992
= 0.052kW
= 52W
V 手=
2Πrn
手
60
=2Π×0.1x60
60
=0.63m/s
P 手=p d
V
手
=52
0.63
=82.5
动力、运动参数计算
4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
()3
2
lim
11
A p d H
H a td
T K K K u u
d K ϕσ∑±=进行计算，式中系数：
u=34172c a Z Z ==，
太阳轮单个齿传递的扭矩
()11p a T 9549P /n n 95490.0515/360 2.7 N m
==⨯⨯=⋅
则太阳轮分度圆直径为：
(
)3
2
lim
11
76814.67 mm
A p d H
H a td
T K K K u u
d K ϕσ∑±==⨯=
表2 齿面接触强度有关系数
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13
21A Fp tm d T K K m
K
Z ϕσ=进行计算。

由2
lim 212lim1245 3.182.45318350 F Fa Fa F Y
Y N mm σσ=⨯=<=，所
以应按行星轮计算模数
13
2
12.10.8
A Fp tm
d a T K K m K Z ϕσ==⨯= 表3 弯曲强度有关系数
若取模数2m =，则太阳轮直径()17234 mm a a d Z m ==⨯=，与
接触强度初算结果
()14.67 mm a d =不接近，故初定按
()34 mm a d =，2m =进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。

5．几何尺寸计算
将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表４。

表4 齿轮几何尺寸
表5 行星轮几何尺寸
6．重合度计算
外啮合：
()()a a a c m Z 2217217 ()2234234
()238219 ()272236()(r)cos ())17cos 2019()(r)cos ())34cos 20(t (r)=arccos(arccos()32.78arccos(arccos()27.441c c a a a a a c a c a a a a a c a c a r m Z r d r d r r Z αααααε︒︒︒︒
=⨯===⨯==============[]an()tan )(tan()tan (2)
=17(tan 32.78tan 20)34(tan 27.441tan 20(2)
=1.598>1.2
a a c a c Z ααααππ︒︒︒︒
-+-⎡⎤-+-⎣⎦
内啮合：
()()b b b c m Z 2285285 ()2234234
()2166283 ()272236()(r)cos ())85cos 2083()(r)cos ())34cos 2036(tan((r)=arccos(arccos()15.78arccos(arccos()27.441c c a b a b a c a c a b a b a c a c c r m Z r d r d r r Z αααααεα︒︒︒
=⨯===⨯==============[])tan )(tan()tan (2)
=34(tan 27.441tan 20)85(tan15.78tan 20)(2)
=1.941>1.2
a c
b a b Z αααππ︒︒︒︒
---⎡⎤---⎣⎦
.
五.行星轮的的强度计算及强度校核
疲劳强度校核
1．外啮合
（1）齿面接触疲劳强度
用式
H H σσ=，01
H H E u Z Z Z Z b u
εσ±=
计算接触应力H σ，用式lim min H N
HP L v R W X H Z Z Z Z Z Z S σσ=计算其许用应
力
HP σ。

三式中的参数和系数取值如表７。

接触应力基本值
0H σ：
02
1 =2.5189.80.891 =228.18 N/mm H H E u Z Z Z Z b u
εσ±=⨯⨯⨯⨯
接触应力H σ：
2
=228.18 =276.84N/mm H H σσ=⨯
许用接触应力HP σ：
lim min
2
1400 1.03 1.050.88 1.0311
1.25 =1097.9 N/mm H N
HP L v R W X
H Z Z Z Z Z Z S σσ=
⨯=⨯⨯⨯⨯⨯
故H HP σσ<，接触强度通过。

表7 外啮合接触强度有关参数和系数
（2）齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力F σ及其许用应力FP σ，用下式计算。

并对行星轮进行
校核。

00,t
F F A v F F Fp F F S n
F K K K K K Y Y Y Y bm βαααεβσσσ==
lim R min
F ST NT
FP relT relT X F Y Y Y Y Y S δσσ=
行星轮：
0 2
158.82= 2.45 1.680.7191
242
=9.8 N/mm t
F c F c S c n F Y Y Y Y bm ααεβ
σ=⨯⨯⨯⨯⨯ 02
=9.8 1.25 1.005 1.0761 1.075=14.24 N/mm F c F c A v F F Fp
K K K K K βασσ=⨯⨯⨯⨯⨯
lim R min
2 24521=0.96 1.0451=307.21 N/mm
1.6
F c ST NT
FP c relT c relT c X
F Y Y Y Y Y S δσσ=
⨯⨯⨯⨯⨯
故F c FP c σσ<，弯曲强度通过。

表8 外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数
c
行星轮齿形
系数
c
行星轮应力
修正系数
重合度系数c
行星轮齿根
圆角敏感系
数
齿根表面形
2．内啮合
齿面接触疲劳强度同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同，其中与外啮合取值不同的参数为：
H N L u=2.5,Z =2.5,Z =0.82,Z =1.11,Z =1.03,Z =0.88,v ε R W Z =1.04,Z =1.11
02
2
lim min 1 =2.5189.80.821 =143.62 N/mm =143.62 =174.1 N/mm 65H H E H H H N
HP L v R W X
H u Z Z Z Z db u
Z Z Z Z Z Z S εσσσσσ±=⨯⨯⨯=⨯=
=2
0 1.11 1.030.88 1.04 1.111
1.25
=603.95 N/mm ⨯⨯⨯⨯⨯⨯
故
H HP σσ<，接触强度通过。

以上计算说明齿轮的承载能力足够。

六.行星轮部位的相关设计
1 行星架的设计
齿轮轴之间的中心距'a =m
2（Z a +Z c ）=51mm
采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈。

按经验取壁厚
'120.260.2651=14 mm c c a ===⨯。

两壁之间的扇形断面连接板其惯性中
心n O 所在半径按式
23()
n a b a
r R h b a +=-+计算。

行星架外径'
20.8()2510.868157 mm c D a
d =+=⨯+⨯≈
b=251.84 mm ，a=78.46mm ，75a h mm =
(0.85~0.5)=0.7157255 n R R mm =⨯÷≈
23()
157251.84278.467523(251.8478.46) =47.6 mm
n a
b a
r R h b a +=-++⨯=-⨯⨯+
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()a a d =38mm
按上述经验数据拟定的行星架尺寸，不必作强度计算。

至此，NGW 行星传动系统设计完成
2行星轴设计
1. 初算轴的最小直径
在相对运动中t F =
2000T 1
d a =2000×2.7
34
=159N ，每个行星轮轴承受稳定载荷*2159=318t F N =⨯，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷t F 则作用在轴跨距
的中间。

取行星轮与行星架之间的间隙mm 5.22=∆，查表6-13得行星轮的齿宽系数
d φ=0.4厚度2b =d d φ•=0.35×68=24，取2b =24mm 则跨距长度
022224529l b mm =+∆=+=。

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0l 的双支点梁。

当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷0/l F q t =（见图3-2）。

图3-2 行星轮轴的载荷简图
危险截面（在跨度中间）内的弯矩
200*31829
=1153N.mm 888
t ql F l M ⨯=== 行星轮轴采用40Cr 钢,调质440s =σMPa ，考虑到可能的冲击振动，取安全系数
5.2=S ;则许用弯曲应力[])5.2/440(/s b ==S σσMPa=176MPa,故行星轮轴直径
0 4.05d mm ≥
=
=
取 0 4.05d mm ≥
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。

3行星轴承设计
在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷r F
*tan 20318tan 20
22
t r F F ⨯=
=N
=57.87N
n h =n a i
=60
6
=10r/min
H
a
n =n a −n h =60－10=50r/min
在相对运动中，轴承外圈以转速
17
50=25r/min 34
H H
a c a c z n n z =⨯
=⨯ 考虑到行星轮轴的直径0 4.05d mm ≥，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6000型，其参数为
10d mm = 26D mm = 8B mm =
所以行星轮轴的直径为10mm 行星轮孔的直径为26mm
七.输入轴的设计
1 输入轴的设计
输入轴的装配方案如图6-1所示
图 6-1
5.2 尺寸设计
5.21初步确定轴的最小直径
选取轴材料为45钢，调质处理。

根据表3-2查得A。

表3-2 轴常用几种材料的[]Tτ及A值
先按式min d 45钢，调至处理。

根据相关图表，由于轴无轴向载荷，故A 取较大值，即A=118，于是得：
min d 11811.25 mm == 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径d Ⅰ-Ⅱ（如图6-1）。

为了使所选的轴的直径d Ⅰ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器计算转矩ca A T K T =，查相关图标，考虑到转矩变化很小，故取
1.3A K =，则：
a 1.3810010530 N mm ca A T K T ==⨯=
按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，且查相关手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000 N·mm 。

取半联轴器孔径d=19mm ，故取d mm Ⅰ-Ⅱ=19，半联轴器长度L=42 mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =30mm 。

5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
（1）为了满足半联轴器轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，根据d Ⅰ-Ⅱ查表15-2得C=0.8，一般定位轴肩的高度为
()23C 1.6mm 2.4mm h ==故取Ⅱ-Ⅲ段的直径为25mm d -=ⅡⅢ。

半
联轴器与轴配合的毂孔长度1L =30mm ，为了保证轴向定位可靠和轴端挡圈只
压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比毂孔长度短2~3 mm ，故取27 mm l -=ⅠⅡ。

半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，根据d mm Ⅰ-Ⅱ=16查相关手册，选用平键b×h=5mm×5 mm ；
（2）初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据25 mm d -=ⅡⅢ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25 mm×47mm×12mm 。

右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，因为滚动轴承的定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面高度，查相关手册知深沟球轴承6005内圈d 30mm ≈，故取28 mm d -=ⅢⅣ。

（3）为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关手册取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=6mm ；两轴承之间加个10mm 的套筒，考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取40mm l -=ⅡⅢ。

（4）因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的Ⅳ-Ⅴ段与太阳轮通过花键连接，查相关手册选取小径D=26的花键，故Ⅳ-Ⅴ段直径为
26mm d -=ⅣⅤ；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取
10 mm l -=ⅣⅤ；为了保证输入轴的正常装配，取 5 mm l -=ⅢⅣ。

（可参照
附录-行星轮传动系统装配图），
太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。

由轴端直径选用花键为N×d×D×B=6mm×23mm×26 mm×6mm 与太阳轮的轴相连。

轴的设计数据为
输入轴：L1= l -ⅠⅡ+ l -ⅡⅢ +l -ⅢⅣ+ l -ⅣⅤ=27+40+5+10=82mm
与太阳轮相连的轴长L2=l -ⅣⅤ+b a +e=10+24+6=40mm 总长为122mm
5.24确定轴上圆角和倒角尺寸
查得相关手册，输入轴Ⅰ-Ⅱ段轴端倒角为1×45°，Ⅳ-Ⅴ段轴端倒角为1×45°，所以轴肩圆角为R1
八.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40Cr,取
A=112即求出输出轴伸出端直径
min d 11219.15 mm == 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()a a d =38mm
为了与行星架的轮毂配合，
取输出轴的大直径d -ⅠⅡ=40mm ，长l -ⅠⅡ=35mm ，
为进行行星架的轴向定位需制出一轴肩，h=（2~3）c ，
根据直径d -ⅠⅡ取C=1.2，可取h=3，所以d -ⅡⅢ=46mm ，取长l -ⅡⅢ=10mm ，
由容绳量为L=50m=50000mm ，钢丝绳的直径为10mm ，取滚筒长度为150mm ，知每层可绕15圈，并对其总体尺寸进行验算，
L1=15x Πd=47.1x40=1884mm L2=15x Πd1=47.1x60=2826mm L3=15x Π
d1=47.1x80=3768mm
L4=15x Πd1=47.1x100=4710mm L5=15x Πd1=47.1x120=5652mm L6=15x Πd2=47.1x140=6594mm L7=15x Πd3=47.1x160=7536mm L8=15x Πd4=47.1x180=8478mm L9=15x Πd5=47.1x200=9420mm
L1 + L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7+L8+ L9=50868mm>50000mm ， 符合要求，，所以取套筒直径D=40mm ，
由min d =19.5，及轴肩高度，取d -ⅢⅣ=30mm ，由轴的直径d=30选取平键bxhxl=8mmx7mmx100mm 由滚筒长度，取l -ⅢⅣ=170mm
输出轴总体尺寸L=l -ⅠⅡ+ l -ⅡⅢ +l -ⅢⅣ=40+10+170=220mm 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。

由d -ⅢⅣ=30mm ，且输出轴轴承须兼作行星架轴承。

故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6006型，其尺寸为
305513d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

轴承的寿命计算 其参数为
30d mm = 55D mm = 13B mm =
13.2r C =kN 08.30r C =kN lim 14000n =m in r （油浴）；
取载荷系数 2.1=p f ；
t F =d
T 2000=2000×47.830=3186
tan 203186tan 20=580N 22
t r F F ⨯=
= 当量动载荷 1.2580p r P f F ==⨯=696N;
轴承的寿命计算
6633
010*******()()=11,369,538h 606010696
h C L n P =
=⨯⨯， 九.铸造箱体的结构设计计算（见参考文献[1]）
铸造机体的壁厚：
053.11000
123
310310003=+⨯=+=
B D k δ
查表7.5（见参考文献[1]）得mm 10=δ 下列计算均按表7.5-16（见参考文献[1]）算： 机体壁厚： mm 10=δ 前机盖壁厚： mm 88.01==δδ 后机盖壁厚： mm 102==δδ 机盖法兰凸缘厚度：125.13d =δ 加强肋厚度： mm 104==δδ 加强肋的斜度为2.
机体宽度： mm B B 2345.4=≥
机体机盖紧固螺栓直径：mm d 10)185.0(1=-=δ 轴承端盖螺栓直径： mm d d 818.02== 底脚螺栓直径： mm d 12=
机体底座凸缘厚度： mm d h 1218)5.11(-=-= 取mm h 15= 地脚螺栓孔的位置： mm d c )85(2.11-+= 取mm c 201=
mm d c )85(2-+= 取mm c 202=
十.参考文献
1胡来瑢.行星传动设计与计算[M].北京：煤炭工业出版社，1997.12
2马从谦，陈自修，张文照，张展，蒋学全，吴中心.渐开线行星齿轮传动设计[M].机械工业出版社,1987.
3机械设计（基础）课程设计指导第二版，主编赵又红，周知进4机械设计第九版，濮良贵陈国定吴立言主编。