编号
本科生毕业设计
2K-H型三级立式行星减速器
2KH planetary gear-type three-level
vertical
学 生 姓 名
专 业 学 号 指 导 教 师 学 院
2011年 6 月
摘要
立式行星减速器具有传动效率高、结构紧凑等优点，在很多产品中得到了广泛的应用。立式行星减速器最早按常规的设计方法，是一件复杂费时的工作，且很难找到最佳配齿方案。通过对2K-H型三级立式行星减速器进行相关设计计算，选出最佳的设计方案。行星轮系设计是在保证承载能力的条件下，能达到行星减速器的体积为最小。
本次设计分析了国内外的减速器发展现状，确定了该设计的总体方案，并且根据课题要求，针对减速器在减速比、负载等方面的要求，设计出能够根据课题要求实现较大减速比的行星减速器。
关键词：行星减速器 机械结构设计 齿轮啮合 传动比
Abstract
Vertical transmission planetary gear with high efficiency, compact structure, etc., in many products that have been widely used.Vertical first planetary gear the conventional design method, is a complex and time-consuming work, and very difficult to find the best program with teeth. By three vertical 2K-H type planetary gear design calculations associated, select the best design. Planetary gear design is to ensure the carrying capacity of the conditions, can reach the size of the smallest planetary reducer.
The design of the development status of gear at home and abroad to determine the overall scheme of the design, and according to requirements of the subject, for the gear in the reduction ratio, loading and other requirements, designed according to requirements of the subject to achieve a larger reduction ratioplanetary gear.
Key words: Planetary reducer;Mechanical design;Gears;Drive ratio
目录
摘要 ................................................................................................................................................... I Abstract ............................................................................................................................................ II 目录 ................................................................................................................................................... I
第1章 绪 论 ................................................................................................................................... 1
1.1 课题研究的背景 ................................................................................................................ 1
1.2 减速器的国内外发展现状 ................................................................................................ 1
1.3 研究的意义和必要性 ........................................................................................................ 4
1.4. 本文研究的主要内容 ....................................................................................................... 4
第2章 2K-H三级立式行星减速器的结构设计 ........................................................................... 5
2.1 减速器的分类和功能 ........................................................................................................ 5
2.1.1 减速器的分类 ......................................................................................................... 5
2.1.2 行星减速器的功能和特点 ..................................................................................... 5
2.2 立式行星减速器结构方案设计 ........................................................................................ 6
2.2.1 设计要求与安排 ..................................................................................................... 6
2.2.2 设计条件 ................................................................................................................. 6
2.3 初始数据 ............................................................................................................................ 6
2.3.1 基本参数 ................................................................................................................. 6
2.3.2 电动机的选择 ......................................................................................................... 6
2.3.3传动比及其分配 ...................................................................................................... 6
第3章 行星齿轮减速器传动齿轮设计 ......................................................................................... 9
3.1选择齿轮材料，确定许用应力 ......................................................................................... 9
3.2太阳轮柔性轮缘的强度计算 ........................................................................................... 10
3.3太阳轮－行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算 ............................................................. 11
3.4行星轮－内齿轮 接触疲劳强度校核 ............................................................................. 12
第4章 齿轮其他主要尺寸计算 ................................................................................................... 14
4.1 行星轮系基本尺寸的确定 .............................................................................................. 14
4.2行星齿轮减速器传动轴及其键的设计 ........................................................................... 15
4.3减速器轴承的寿命计算 ................................................................................................... 21
4.4轴上键的设计及校核 ....................................................................................................... 23
4.5减速器轴与轴承的寿命计算 ........................................................................................... 24
4.6齿轮加工工艺 ................................................................................................................... 25
4.7箱体结构尺寸 ................................................................................................................... 26
附录1 ............................................................................................................................................. 27
结论 ................................................................................................................................................ 28
参考文献......................................................................................................................................... 29
致谢 ................................................................................................................................................ 30
第1章 绪 论
1.1 课题研究的背景
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有点，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了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，完全可以制造出比较好的行星齿轮传动减速器。
1.2 减速器的国内外发展现状
当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。
自2 0世 纪 60年代以来，我国先后制订了仃B1 130-70圆柱齿轮减速器》等一批通用减速器标准，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器生产厂。我国现有齿轮生产企业613家(其中国有与集体所有的大中型企业110家，国有、集体所有的小企业435家，私有企业48家，三资企业25家)。生产减速器的厂家有数百家，年产通用减速器75万台左右，年生产总值约250亿元。这些企业和厂家对发展我国的机械产品作出了贡献。
20世 纪 6 0年代的减速器大多数是参照前苏联20世纪40一50年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。改革 开 放 以来，我国引进了‘批先进的加工装备。通过不断引进、消化和吸收国外先进技术以及科研攻关，开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大
的提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB 17'9-60的8一9级提高到GB 10095-88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4一5级。部分减速器采用硬齿面后，体积和重量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了大幅度的提高，对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用。.
齿轮减速器的发展趋势
齿轮减速器是一种广泛应用于国防、宇航、交通、建筑、冶金、建材、矿山等领域的重要装备，20世纪80年代以来，世界齿轮减速器技术有了很大的发展，产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声和高可靠性，技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。
硬齿面技术硬齿面技术就是采用优质合金钢锻件，渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，磨齿精度不低于IS01328-1975的6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的3-4倍，为软齿面齿轮的4一5倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的1/3左右，且噪声底、效率高、可靠性高。在高速船用透平齿轮，大型轧机齿轮，轻工、化工、矿山和建材机械用齿轮等应用广泛。主要特点:传动的速度和功率范围很大，传动效率高，一对齿轮可达98一99.5%;精度愈高润滑愈好，效率愈高;对中心距的敏感性小，即互换性好;装配和维修方便;可以进行变位切削及各种修形、修缘，从而提高传动品质;易于进行精密加工，可以取得高精度，是各种齿轮中应用最为广泛的一种齿轮。
(1)传动比。单级:7.1 (软齿面)、6.3 (硬齿面);两级:50(软齿面),28(硬齿面);三级:315(软齿面),180(硬齿面)。
(2)传动功率。低速重载传动可达60 00k W以上，高速传动可达40 000 kW以上。
(3)速度。可达到200m /s以上。
功率分支技术功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双分支及多分支装置，其核心技术是均衡，广泛应用于冶金、矿山、电工、起重、运输、石化、轻工机械等如映翔畴阔万方数据第3期秦福建:平面二次包络环面蜗杆减速器的传动原理及发展趋势脚胡喻翎叮设备上，特别是在重载连续传动领域。在功 率 分 支技术利用上，新一代的星轮减速器是一种全新的内啮合齿轮传动装置，实现了减速器内部传动机构的单元化、通用化和标准化，产品的可靠性和承载能力得到了很大提高，可在更大范围内满足用户的不同需求。主要特点:
(1)传动效率高。采用啮合效率高的内啮和齿轮副的力分流结构，通过高载能力滚动星轮连续纯滚动地传递转矩和转速，因而具有效率高的优点，川单机效率可达95%以上，HN型效率可达93%,HH两级串联效率可达90%。
(2)承载能力高，结构紧凑。由于星轮减速器同时兼备“大速比、大转矩、小体积”三者合一的优点，其单位重量传递转矩高达76 N·m/kg以上，用于低速重载传动领域可节材30一50%，比其它类型减速器重量平均减轻约40%。
(3)传动平稳，噪声低。减速器核心单元有多达14-28对齿同时啮合，因此，
产品不仅具有耐冲击的优点性能，而且具有工作可靠、传动平稳、噪音低、寿命长、齿轮可长期免维修实用等特点。
(4)速比范围大，传动比密宽。传动比范围宽而密集，一级减速时传动比为18一80，串联扩大级传动比75-600，两级串联传动比为450-5000，根据需要可以在4-25000之间选用需要的传动比。
(5)核心单元模块化，维护方便。
模块化设计技术已成为齿轮减速器发展的一个主要方向，它旨在追求高性能的同时，尽可能减少零件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产，形成批量，降低成本，获得规模效益。同时，采用基本零件，增加产品的型式和花样，尽可能多地开发实用的变型设计或派生系列产品，能由一个通用系列派生多个专用系列，摆脱了传统的单一有底座实心轴输出的安装方式。增添了空心轴输出的无底座悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式连接、多方位安装面等不同型式，扩大了使用范围。主要特点 :模块化组合齿轮减速机的显著特点之一，是实施零部件集约化生产与组装。按照其输人模块、输出模块和支承模块三大体系设置的零部件，本着标准化、通用化、专业化、系列化规则设计，具有极强的通用性与互换性，这不仅大大减少了木模制作与部件制造程序，而且产品性能稳定、合格率高、组装方便、生产周期短、产品库存率低、综合经济效益高。
(1)高度模块化设计:可以方便地配用各种型式的电动机或采用其它动力输人。同种机型可配用多种功率的电动机。容易实现各机型间组合联接。
(2)传动比:划分细，范围广。组合机型可以形成很大的传动比，即输出极低的转速。
(3)安装形式:安装位置不受限制。
(4)强度高、体积小:箱体采用高强度铸铁。齿轮及齿轮轴采用气体渗碳淬火精磨工艺，因而单位体积承载能力高。
(5)使用寿命长:在正确选型(包括选用适当的使用系数)和正常使用维护的条件下，减速机(除易损件外)的主要零部件寿命一般不低于20000 h易损件包括润滑油、油封以及轴承。
(6)噪声低:减速机主要零部件都经过精密加工，并通过组装和测试，因而减速机噪声较低。
(7)效率高:单机型效率不低于95%。
(8)可承受较大的径向载荷。
因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平以外，还可以在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。
1.3 研究的意义和必要性
立式行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其他军用级减速器产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被广泛应用于工业场合。
该减速器体积小、重量轻、承载能力高、使用寿命长、运行平稳、噪声低、具有功率分流、多齿啮合独用的特性，适用于起重运输、工程机械、冶金、矿山、航天航空等很多领域，行星系列新品种WGN定轴传动减速器、WN子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减速器。
立式行星减速器是一种具有广泛通用性的新型减速器，通过对本课题的研究，了解该减速器的工作原理，对现代工业的作用，为以后对其关键技术的深入研究和成熟运用奠定良好的基础。
1.4. 本文研究的主要内容
1. 根据国内外各种减速器的现状，依据课题提出的研制要求，制定出立式行星减速器的总体结构设计方案。
2. 根据立式行星减速器的总体方案进行结构设计。
3. 根据计算，确定行星轮系的各项基本参数，完善整个减速器的设计。
第2章 2K-H三级立式行星减速器的结构设计
2.1 减速器的分类和功能
2.1.1 减速器的分类
减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大，两者的设计、制造和使用特点各有不同。20世纪70—80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮—蜗杆减速器；行星齿轮传动。
一般的减速器有斜齿轮减速器、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。
圆柱齿轮减速器：
单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。 圆锥齿轮减速器：
用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。
蜗杆减速器：
主要用于传动比i>10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。 齿轮—蜗杆减速器：
若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。 行星齿轮减速器：
传动效率高，传动比范围广，传动功率12W~50000KW，体积和重量小。
2.1.2 行星减速器的功能和特点
行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其他军用级减速器产品相媲美，却有着工业级产品的价格，主要用于塔式起重机的回转结构，又可作为配套部件用于起重、挖掘、运输、建筑等行业。
行星减速器的主要结构特点是：行星轮、太阳轮、外齿圈，行星减速器因为结构原因，单级减速最小为3，最大一般不超过10，常见减速比为：3、4、5、6、8、10，减速器级数一般不超过3，但有大部分大减速比定制减速器有4级减速。
相对其他减速器，行星减速器具有高刚性、高精度（单级可做到1分以内），高传动效率（单级在97%~98%），高的扭矩/体积比，终身免维护等特点。
因为这些特点，行星减速器多数是安装在步进电机和伺服电机上，用来降低转速，匹配惯量。
行星减速器的内部齿轮采用20CvMnT渗碳淬火和磨齿具有体积小、重量轻，承载能力高，使用寿命长、运转平稳，噪声低、输出转矩大，速比大、效率高、性能安全的特点。兼具功率分流、多齿啮合独用的特性。是一种具有广泛通用性的新型减速器。最大输入功率可达104KW。适用于起重运输、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、兵器和航空航天等工业部门行星系列新品种WGN定轴传动减速器、WN子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减速器。
2.2 立式行星减速器结构方案设计
2.2.1 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。
2.2.2 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
2.3 初始数据
2.3.1 基本参数
电机功率：15kw
输入转速：n=2840r.p.m
2.3.2 电动机的选择
电机功率15kw，输入转速为 2840r.p.m,查表选用 Y160M2—2型。额定功率为2kw,满载转速2930r.p.m.
2.3.3传动比及其分配
计算总传动比
输入转速n=2
2K-H行星传动输出转速43—45r.p.m 输出转速43-45r.p.m,
该立式行星减速器由三级行星轮系构成，均是周转轮系，由于内齿圈是固定的，根据如果所研究的轮系为具有固定轮的行星轮系，设固定轮为n，即ωn
-i=0-
则计算公式为：
n
m
m
H
=0
，
=-imH+1
H
（2-1）
i
mH
=1-imn
H
（2-2）
根据上式求得：一级行星减速器传动比=2.8,行星减速器输入转速n1=1014.3r/m.
行星齿轮传动比
1014.3
=23.5843 1014.3
=22.5445
试取传动比23，二级减速器传动比为4.0，第三级减速器传动比为5.8，则输出转速为44.08r/m。
行星轮系需要采用多个行星轮来分担载荷。如下图所示： 同。
从图中可以看出，此种组合为降速传动，通常传动比一般为2.5~5，转向相
i
但实际上，由于制造和装配误差，往往会出现各行星轮受力极不均匀的现象。为了降低载荷分布不均现象，常把行星轮系中的某些构件做成可以浮动的，如各行星轮受力不均匀，由于这些构件的浮动，可减轻载荷分布不均匀的现象。
选太阳轮作为浮动机构，太阳轮位置可沿轴向有一定限度的变动，太阳轮两端有弹性垫片，输入轴和输出轴的靠近太阳轮一端有凸块，凸块和弹性垫片相对
应，限制太阳轮的轴向移动范围。
齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度，采用变位齿轮传动。
2.3.4 行星轮系传动结构简图
第3章 行星齿轮减速器传动齿轮设计
3.1选择齿轮材料，确定许用应力
由表6.2选 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 行星轮20CrMnTi 渗碳淬火回火 内齿圈 45 表面淬火
[σH]=
许用接触应力
σHlim
SHlim
ZN
（3-1）
接触疲劳极限σHlim 查图6－4 接触强度寿命系数ZN 应用循环次数由式3-2得 查图 6－5得
N=60njLh
（3-2）
接触强度最小安全系数SHlim
σ
许用弯曲应力[F]，
[σF]=
弯曲疲劳强度极限σFlim 查图6－7，双向应力乘0.7 弯曲强度寿命系数YN 查图6－8 弯曲强度尺寸系数
YX
查图6－9
SFmin
弯曲强度最小安全系数
[σF1]=870⨯1⨯1/1.4[σF2]=730⨯1⨯1/1.4σ=740⨯1⨯1/1.4则 [F3]
同理求得第二级和第三级的太阳轮、行星轮以及内齿圈的许用应力分别是：
σFlim
SFlim
YNYX
（3-3）
[σ]=930⨯1⨯1/1.4[σ]=940⨯1⨯1/1.4[σ]=760⨯1⨯1/1.4[σ]=760⨯1⨯1/1.4[σ]=750⨯1⨯1/1.4 [σ]=770⨯1⨯1/1.4
F1
F1
F2
F2
F3
F3
以下以最常用的差动轮系采用的2K-H型行星传动为例，说明其各主要构件的强度计算。
3.2太阳轮－行星轮 齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按
v1=(
0.013~0.022)n 估取圆周速度
vt=4m/s ，参考表6.7、表6.8选取 太阳轮分度圆直径 ，得
d1≥
齿宽系数ψd 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 太阳轮齿数z1 在推荐值20～40中选
H
i13=1+
Z3
Z1
i13=(Z1+Z3)/Z1 圆整取
u
齿数比1 u1=z2/z1=27/21
66
T=9.55⨯10P/n=9.55⨯10⨯30/262 1第一级太阳轮转矩 1
T1
依次求的第二级和第三级太阳轮的转矩分别是 8.76、10.34 载荷系数K
KAKVKα
K=KAKVKαKβ
－使用系数 查表6.3
－动载系数 由推荐值1.05～1.4 －齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2 －齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2
Kβ
载荷系数K 材料弹性系数
K=KAKVKαKβ=1.35⨯1.023⨯1.15⨯1.3 查表6.4
ZE
节点区域系数ZH 查图6－3 重合度系数Zε 由推荐值0.85～0.92
d1≥故
齿轮模数m m=d1/z1=55/23=2.4mm 按表6.6圆整
太阳轮分度圆直径d1 d1=mz1=4.5⨯23
圆周速度v v=πd1n1/60000=π⨯42⨯1420/60000 标准中心距a
a=m(z1+z2)/2=4.5⨯(23+27)/2
齿宽b b=ψdd1=0.35⨯103.5=36.225mm 行星轮齿宽
b2
b2=b
b=b+5~10)b
太阳轮齿宽1 12( 依次求的二级和三级数据
二级太阳轮分度园直径 180mm 三级太阳轮分度园直径220mm 齿宽 50mm 齿宽115mm 行星齿宽 50mm 行星齿宽100mm
3.3太阳轮－行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算
下表为扭转有效应力集中系数Yt
σF=
有式（3-2） 齿形系数
YFa
2KT1
YFaYSaYε≤[σF]bd1m
YFa1
查表6.5 小轮
大轮
YFa2
应力修正系数YSa 查表6.5 小轮YSa1 大轮YSa2 重合度εα
εα=
1
[z1(tanαa1-tanα)+z2(tanαa2-tanα)]2π
14.5⨯23⨯cos20
{23⨯[tan(arccos)-tan20 ]+2π4.5⨯23+4.5⨯2
=
4.5⨯27cos20 27⨯(tan(arccos)-tan20 )}
4.5⨯27+4.5⨯2
重合度系数Yε=0.25+0.75/εα 故
σF1=2⨯2.42⨯1093510⨯2.106⨯1.831/(43⨯103.5⨯4.5)σF2=2⨯2.42⨯1093510⨯2.069⨯1.86/(40⨯121.5⨯4.5)
许用弯曲应力：
σF1]=622N/mm2[ 太阳轮：
σF2]=520N/mm2[ 行星轮：
同上法验证第二级和三级减速器数据，得出结论：
三级行星减速器太阳轮和行星轮的弯曲应力均未超过许用弯曲应力，符合设计要求 。
3.4行星轮－内齿轮 接触疲劳强度校核
同上可得：
2
σ=517N/mmH实际接触应力
σH1]=1259N/mm2[行星轮许用接触应力 σH2]=1004N/mm2[内齿轮许用接触应力
σH]=517N/mm2[实际接触应力
满足接触疲劳强度要求
同上求的二级和三级行星轮接触应力均满足解除疲劳强度要求 下表为浮动内齿轮的轮缘断面尺寸
第4章 齿轮其他主要尺寸计算
4.1 行星轮系基本尺寸的确定
太阳轮分度圆直径d2 d2=mz2=4.5⨯27 内齿轮分度园直径d3 d3=mz3=4.5⨯79 根圆直径
df
df1=d1-2hf=103.5-2⨯1.25⨯4.5
顶圆直径
da
df2=d2-2hf=121.5-2⨯1.25⨯4.5df3=d3-2hf=355.5+2⨯1.25⨯4.5
da1=d1+2ha=103.5+2⨯6.37
da2=d2+2ha=121.5+2⨯6.53
da3=d3-2ha=355.5-2⨯1.79
同上方法求得第二级和三级减速器： 太阳轮模数分别是 m2 =6.5，m3=7.4
内齿模数一样 太阳轮齿数分别是 内齿轮齿数分别是
z
11
=32
，，
z
z
222
=35
z1=92
=112
由此算得，内齿轮分度圆直径分别是598mm、720m 齿轮的变位
采用外啮合角变位，内啮合高变位
未变位时，太阳轮与行星轮中心距a=(d1+d2)/2=(103.5+121.5)/2 选取变位系数：
太阳轮：xa=0.549 ，内齿圈：xb=0.584， 行星轮：xc=0.584
太阳轮与行星轮传动的变位系数之和 x∑ac=xa+xc=0.549+0.584 同上法求的第二级和三级行星减速器
太阳轮与行星轮中心距为 191mm,237mm
太阳轮与行星轮传动的端面啮合角 αtac=25.37 变位后太阳轮与行星轮无侧隙啮合时中心距为 a'
00
a'=acosα/cosα'=112.5cos20/cos25.37
即 实际中心距分别为 117mm.190mm.240mm 分离系数 y 分离量ym=a'-a=117-112.5
'
分度圆分离系数 y ：y=0.5(z1+z2)(cosα/cosα-1) 齿顶高变动系数σ
外啮合齿轮具有标准顶隙时，其中心距 a''为：
''
a=m(z1+z2)/2+(x1+x2)m 即 a''=4.5(23+27)/2+(1.133⨯4.5) σ=(x1+x2)-y=1.133-1
4.2行星齿轮减速器传动轴及其键的设计
输入轴的设计与校核：
1=30kw 转速 n1=262r/min 输入功率 P
输出功率 P2=29.1kw 输出转速 n2=58r/min 设计项目及说明 计算作用在轴上的力
66
mm T=9.55⨯10P/n=9.55⨯10⨯30/262 T1=1093510N 1 转矩 1
初步估算轴的直径
选用45号钢作为轴的材料，调质处理
d≥由
计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响
查表8.6 取A＝110
则
dmin≥dmin=53.4mm
轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
轴承靠轴肩定位，左端轴承靠套筒与端盖定位。 （2）确定轴各段直径和长度 1段 根据
dmin
圆整，选择连轴器
HL4 型，连轴器毂孔长84mm，该段应比连
d1=55mm
轴器短1～4mm l1=82mm
mm ，孔倒角C取3mm, 2段 为使连轴器定位，轴肩高度h=c+(2~3)
d2=d1+2h 且符合标准密封内径，取端盖宽度15mm，端盖外端面与半连轴器
d2=60mm
相距20mm.则 l2=30mm l2=30mm 3
段 该段装轴承，轴承为
32213
型圆锥滚子轴承，
d=65mm,D=120,T=32.75mm,da=74mm ，为了使定位可靠，轴段长度应比T
d4=60mm
小。l3=30mm l4=35mm
4段 该段为两个轴承之间，应比轴承内径略小，装套筒以使轴承轴向定位。 5段
该段装轴承，为32213型圆锥滚子轴承，同第三段，d5=65mm
d5=65mm
l5=30mm l5=30mm
6段 该段用于轴承的轴向定位，是一轴肩，取d6=70mm l6=15mm
d6=70mml6=15mm 6段
该段与连轴器相连接，选用 型连轴器，轴孔直径d=75mm，孔长
d7=75mm
l=107mm l7=103mm
轴的强度校核
齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。 扭转强度条件为：
τT=
TP=9.55⨯106⨯≤[τT]3WT0.2dnN/mm2
d≥ 钢[τT]＝30～40
τT=32.86N/mm2 T=109770N mm
轴的强度满足要求。
式中，τT―轴的扭转切应力，N/mm ； 2
T ―轴所受的扭矩，N mm ；
3WmmT －轴的抗扭截面模量， ；
n －轴的转速，r/min ；
P－轴所传递的功率，Kw;
[τT] －轴的许用扭转切应力，N/mm ，见表8.6； 2
A－取决于轴材料的许用扭转切应力[τT] 的系数，其值可查表 8.6.
τT=TP306=9.55⨯106⨯=9.55⨯10⨯WT0.2d3n0.2⨯553⨯262
精确校核轴的疲劳强度
（1）选择危险截面 τT=32.86N/mm2≤[τT]=40N/mm2
在第一段轴与第二段轴之间有应力集中源，第一段轴上有键，其应力较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。
（2）计算危险截面上工作应力
轴主要承受扭矩，其
扭矩 T=1097700N mm
轴上有双键，其抗弯截面系数
bt(d-t)2π⨯55316⨯4.3⨯(55-4.3)2
W=-=-32d3255 bt(d-t)2π⨯55316⨯4.3⨯(55-4.3)2
WT=-=-16d1655抗扭截面系数： πd3πd3
截面上的扭剪应力：τ=T/WT=1097700/29452.2
扭切应力：τa=τm=τ/2
332τ=τ=18.65N/mm2W=29452.2mmW=13118.4mmτ=37.3N/mmTam
（3）确定轴材料机械性能
22σ=275mmτ=155N/mm-1-1 查表8.2，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限
碳钢材料特性系数：ϕσ=0.1，ϕτ=0.5ϕσ
（4）确定综合影响系数Kσ, Kτ
轴肩圆角处有效应力集中系数kσ ，kτ ，根据r/d=1.6/55=0.029，由表8.9插值计算得kσ=1.86 ，kτ=1.30
配合处综合影响系数Kσ ，Kτ，根据d ，σb ，配合 ，由表8.11插值计算得Kσ=3.4,Kτ=0.4+0.6Kσ=2.44
键槽处有效应力集中系数kσ，kτ ，根据，由表8.10插值计算得kσ=1.80，kτ=1.61
尺寸系数εσ ，ετ ，根据d，由表8-12查得，εσ=0.81 ，ετ=0.75 。
βσ ，根据σb ，表面加工方法查图8-2得 表面状况系数
βσ=βτ=0.84
轴肩处的综合影响系数
Kσ=Kσ ，Kτ 为：
Kτ=kσ1.80==2.73εσ βσ0.81⨯0.84 kτ2.44==3.87ετ βτ0.75⨯0.84
Kσ 键槽处综合影响系数
Kσ= ，Kτ 为： kσ1.80==2.64εσ βσ0.81⨯0.84
Kτ=kτ1.61==2.56ετ βτ0.75⨯0.84
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Kσ，Kτ 。
（5）计算安全系数
由表8.13取许用安全系数[
Sσ=S]=1.6 σ-1275=kσσa+ϕσσm3.4⨯1+0.1⨯0 Sτ=τ-1155=kττa+ϕττm2.44⨯16.5+0.05⨯16.5
Sca=
Sτ=3.77Sca=5.2
疲劳强度安全
轴的弯矩图和扭矩图
（1）求轴承反力
H水平面
RH1=2360.7N ，RH2=2360.7N
V垂直面
RV1=1208.4N , RV2=549.3N
(2)求第一个轴承处弯矩
H水平面
MH=224266.5N
V 垂直面
MV1=140616N, MV2=52155N
合成弯矩M
mm ，M2=230251 mm M1=264704N
扭矩T T=1097700N mm
Mca1=709823N mm
弯扭合成 当量弯矩 Mca2=697706N mm
轴上键的设计及校核
静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4TσP=≤[σP]dhl
式中，T －转矩，N mm ；
d－轴径，mm;
h －键的高度，mm;
l－键的工作长度，mm, A型键l=L-b ；B型键l=L；C型键l=L-b/2，其中L为键的长度，b为键的宽度；
－许用挤压应力， ，见表3.2；
根据轴径，选用C型键，b=16mm,h=10mm,L=45~80mm,取L=60mm
l=L-b/2=60-16/2 4T4⨯109770σP==dhl55⨯10⨯52
按轻微冲击算
σP]=100~120N/mm2[
用双键，180度布置，按1.5个键计算
σP]'=1.5[σP][
弯矩图，扭矩图如下：
输出轴的设计与校核
输出转速n2=58r/min，转矩 T2=4791470N mm
4.3减速器轴承的寿命计算
计算作用在轴上的力
转矩T2=4791470N mm ，
总传动效率取η=0.97 ，
则输出功率 P2=30⨯0.97P2=29.1kw
初步估算轴的直径
选用 40Cr 作为轴的材料，
d≥由
计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响
查表 8.6 取A＝
100
d≥=dmin=75mm
轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
行星轮上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连，从而将转矩传递到输出端。输出轴一端与圆盘相连，另一端通过连轴器输出，轴共分为八段。
（2）确定各轴段的直径和长度
1段 根据dmin ，并由T2 和n2选择连轴器，选用型号为HL6,孔径d=75mm ，轴孔长l=107mm 。轴的长度应比毂孔长度短1～4mm。
2段 第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，取其长度为20mm。 3段 该段轴上装轴承，轴承选用7216C型角接触球轴承d=80mm，B=26mm， 4段 第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之间的轴向距离，长度取40mm。
5段 该段轴装另一轴承，其要求与第三段相同，所以d=80mm ，l=25mm 6段 轴肩，使轴承轴向定位，d=88mm，l=10mm
7段 该段轴较大，与行星轮上的圆盘相联，是传递运动和动力的主要部分。d=234mm，l=15mm
8段 该段轴与行星轮上圆盘相连的同时，其端面有一凸起，和弹性垫片一起，限制太阳轮的轴向移动。轴起到定位和传递运动和力的辅助作用，其大小应大于轴的最小直径，长度小于行星轮上圆盘厚度。d=80mm，l=10mm 。 轴的强度校核
齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。轴的材料为40Cr.
扭转强度条件为： τT=
TP=9.55⨯106⨯≤[τT]WT0.2d3nN/mm2
d≥ 2 式中， τT―轴的扭转切应力，N/mm ；
T―轴所受的扭矩，N mm ；
WT－轴的抗扭截面模量，mm ； 3
n－轴的转速，r/min ；
P－轴所传递的功率，Kw;
[τT]2－轴的许用扭转切应力，N/mm ，见表8.6；
[τT]=40~52N/mm2
A－取决于轴材料的许用扭转切应力[
A=100 τT] 的系数，其值可查表 8.6.
τT=
TP306=9.55⨯106⨯=9.55⨯10⨯WT0.2d3n0.2⨯753⨯262τT=43.5N/mm2
22≤ττ=43.5N/mmT [T] ＝50N/mm
满足强度要求
4.4轴上键的设计及校核
2转矩 T=47491470N/mmdmin=75mm
静联接T，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4T≤[σP]2σ=169N/mmdhlP
键的参数： σP=
l=108mm
b=22mm
h=14mm
满足强度要求
式中，T－转矩，N mm；
d－轴径，mm;
h－键的高度，mm;
l－键的工作长度，mm, A型键l=L-b；B型键l=L ；C型键l=L-b/2，其中L 为键的长度，b 为键的宽度；
2σP][N/mm －许用挤压应力， ，见表3.2；
选用A型键，b=22mm ，h=14mm，L=63~250mm，取L=130mm l=L-b=130-22 4T4⨯4791047σP==dhl75⨯14⨯108
采用双键对称布置
σP]'=1.5[σP][
4.5减速器轴与轴承的寿命计算
106ftCεLh=()Lh60nP Lh=35724h Cr=160kN 轴承寿命
寿命满足要求
式中，P －当量动载荷，N；P=11403N
ε －寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3 ；
f t －温度系数；ft=0.9
输入轴上轴承的寿命计算
滚动轴承当量动载荷 P=fp(xR+y)A=1.4⨯(⨯18144.+94⨯0.
P=11403N ft=0.9
式中， x,y －径向载荷系数和轴向载荷系数；
fp －载荷系数；
R－实际径向载荷；
A－实际轴向载荷。
所用轴承为圆锥滚子轴承，32213型Cr=160kN COC=222kN 轴承工作温度 低于150度，则温度系数ft=0.9
每天工作12～16小时，按15小时算
Lh/15/365=6.5即轴承寿命为6.5年，按5年一大修可满足要求
输出轴上轴承的寿命计算
采用角接触球轴承，7316C型 Cr=89.5kN
滚动轴承当量动载荷P
P=fp(xR+yA)=1.4⨯(1⨯8144.94+0.92⨯0)
轴承工作温度 低于150度，则温度系数ft=0.9 106ftCε1060.9⨯
=89.5⨯103L3h60n(P)=60⨯58(11403)
Lh/15/365=5.8
轴承寿命为5.8年，5年一大修更换
行星轮上轴承寿命计算
行星轮上用均匀分布的三对深沟球轴承，选用16005型轴承， Cr=10kN
载荷均匀分配，每对轴承上的载荷P'=P/3=11403/3
L106ftCε1060.9⨯89.5⨯103
3
h=60n(P)=60⨯58(3801)
Lh/15/365=6.9
轴承寿命为6.9年，5年一大修，大修时更换
4.6齿轮加工工艺
具体事项见附录1明细表。
d=25mm
4.7箱体结构尺寸
箱体壁厚10mm，箱盖壁厚10mm
箱座上部凸缘高度12mm，箱盖凸缘厚度12mm，箱座底凸缘厚12mm 地脚螺钉直径M20
箱盖与箱座螺栓连接M8
轴承端盖螺钉直径M6
外箱壁至轴承内壁距离12mm
内齿圈齿根与箱壁距离20mm
箱座肋板厚10mm
通气孔选择M12X1.25
油标选择杆式油标M12
密封件选用毛毡密封
通过对行星齿轮的设计过程的熟悉，与传统的减速器的设计有很大的不同，计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。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有点。行星齿轮传动减速器的类型很多，本设计主要通过对2K-H型三级立式行星减速器的进行系列设计的。计算三级轮系的主要参数，确定主要零件的个部位尺寸。通过对行星齿轮减速器的设计，基本熟悉设计的一般流程。理解行星减速器的工作原理。对于传递转矩要求高的行星齿轮减速器，行星齿轮中应当安放滑动轴承，输入轴应尽量避免采用齿轮轴的形式。行星齿轮的安装较为复杂。在设计中，由于我的能力和经验有限，在设计中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，个人觉得设计行星减速器的工艺要求很高，以后会更多的关注行星齿轮减速器的发展。
参考文献
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[3]ZhangShuren.The Effect of Machining Errors of Laser Scanning Mirror on System Measure Accuracy.Pro. of ISTM,Vol.5:3565~3568,2003
[4]范云涨,陈兆年.金属切削机床设计简明手册.北京：机械工业出版社.1994 [5]于骏一，邹青.机械制造技术基础.北京：机械工业出版社.2009
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[7]辛一行.现代机械设备设计手册.北京：机械工业出版社.1996 [8]许坚.机床夹具设计.沈阳：东北大学出版社，1998 [9]孟少农.机械加工工艺手册.北京：机械工业出版社.1996 [10]陈日耀.金属切削原理.北京：机械工业出版社.1993
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[12]张耀宸，马占永等.机械加工工艺设计实用手册.北京：航空工业出版社.1993 [13]赵宏立.机械加工工艺与装备.北京：人民邮电出版社.2009
[14] HongRuoyu，Masahiro KawaJi.Two-dimensional investigation of forced bubble oscillation
undermicrogravity(J).Applied Mathematics and Mechanics.2003(12)：889～894 [15]濮良贵，纪明刚.机械设计.高等教育出版社.2005
致谢
在老师把毕业设计题目布置下来之初,本来是一头雾水，不知从何下手。只能通过查找相关资料来了解立式行星减速器的结构，在了解了行星轮变速器的运动过程后，又经过了一个星期的反复推敲并设计出了设计方案。在这过程当中确实遇到了很多专业性的问题，为解决问题，通过查寻各种资料，扩展了不少思路。课程设计引导我们尽可能多地运用所学知识点，通过问题分析和任务定义体现我们的分析问题的能力；通过逻辑设计体现我们的抽象能力；通过详细设计体现我们解决问题的能力；通过结果分析体现我们认识问题的能力；通过编写课程设计报告体现我们书写程序文档的能力。很庆幸,它终于在我们的“痛苦”之后基本完成了,虽然还有着一些不足的地方,和存在着设计方面的错误,但是我们能很自信也很自豪的说,我宝贵的作品诞生啦！因为它的缘故,我们对行星轮减速器有了进一步的把握,有了更进一步的了解,我们学会了很多东西.对于这次的毕业设计我们也有很多的收获：首先,它提高了我们的自学能力，让我们通过查阅资料,参考别人的优秀作品,学到了许多书本上根本就没有的知识;然后,进一步提高了我们对行星轮结构的理解,以及对AutoCAD的熟练度,为以后的学习和工作打下坚实的基础;最后,也让我们体会到解决问题的时候采取多种方式来解决的作用有多么大。通过此次毕业设计这样一个巩固和学习的过程,每个人都有很大的进步。不管是学习方面，还是在互相帮助的方面。虽然这个过程可能会有点辛苦，但是辛苦之后的成就感是难以言喻的。
最后谢谢所有在该毕业设计阶段给予我支持帮助的人!正是因为他们的帮助和关心才会有这个作品的诞生，才会让我感受到成功的自信和骄傲！
编号
本科生毕业设计
2K-H型三级立式行星减速器
2KH planetary gear-type three-level
vertical
学 生 姓 名
专 业 学 号 指 导 教 师 学 院
2011年 6 月
摘要
立式行星减速器具有传动效率高、结构紧凑等优点，在很多产品中得到了广泛的应用。立式行星减速器最早按常规的设计方法，是一件复杂费时的工作，且很难找到最佳配齿方案。通过对2K-H型三级立式行星减速器进行相关设计计算，选出最佳的设计方案。行星轮系设计是在保证承载能力的条件下，能达到行星减速器的体积为最小。
本次设计分析了国内外的减速器发展现状，确定了该设计的总体方案，并且根据课题要求，针对减速器在减速比、负载等方面的要求，设计出能够根据课题要求实现较大减速比的行星减速器。
关键词：行星减速器 机械结构设计 齿轮啮合 传动比
Abstract
Vertical transmission planetary gear with high efficiency, compact structure, etc., in many products that have been widely used.Vertical first planetary gear the conventional design method, is a complex and time-consuming work, and very difficult to find the best program with teeth. By three vertical 2K-H type planetary gear design calculations associated, select the best design. Planetary gear design is to ensure the carrying capacity of the conditions, can reach the size of the smallest planetary reducer.
The design of the development status of gear at home and abroad to determine the overall scheme of the design, and according to requirements of the subject, for the gear in the reduction ratio, loading and other requirements, designed according to requirements of the subject to achieve a larger reduction ratioplanetary gear.
Key words: Planetary reducer;Mechanical design;Gears;Drive ratio
目录
摘要 ................................................................................................................................................... I Abstract ............................................................................................................................................ II 目录 ................................................................................................................................................... I
第1章 绪 论 ................................................................................................................................... 1
1.1 课题研究的背景 ................................................................................................................ 1
1.2 减速器的国内外发展现状 ................................................................................................ 1
1.3 研究的意义和必要性 ........................................................................................................ 4
1.4. 本文研究的主要内容 ....................................................................................................... 4
第2章 2K-H三级立式行星减速器的结构设计 ........................................................................... 5
2.1 减速器的分类和功能 ........................................................................................................ 5
2.1.1 减速器的分类 ......................................................................................................... 5
2.1.2 行星减速器的功能和特点 ..................................................................................... 5
2.2 立式行星减速器结构方案设计 ........................................................................................ 6
2.2.1 设计要求与安排 ..................................................................................................... 6
2.2.2 设计条件 ................................................................................................................. 6
2.3 初始数据 ............................................................................................................................ 6
2.3.1 基本参数 ................................................................................................................. 6
2.3.2 电动机的选择 ......................................................................................................... 6
2.3.3传动比及其分配 ...................................................................................................... 6
第3章 行星齿轮减速器传动齿轮设计 ......................................................................................... 9
3.1选择齿轮材料，确定许用应力 ......................................................................................... 9
3.2太阳轮柔性轮缘的强度计算 ........................................................................................... 10
3.3太阳轮－行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算 ............................................................. 11
3.4行星轮－内齿轮 接触疲劳强度校核 ............................................................................. 12
第4章 齿轮其他主要尺寸计算 ................................................................................................... 14
4.1 行星轮系基本尺寸的确定 .............................................................................................. 14
4.2行星齿轮减速器传动轴及其键的设计 ........................................................................... 15
4.3减速器轴承的寿命计算 ................................................................................................... 21
4.4轴上键的设计及校核 ....................................................................................................... 23
4.5减速器轴与轴承的寿命计算 ........................................................................................... 24
4.6齿轮加工工艺 ................................................................................................................... 25
4.7箱体结构尺寸 ................................................................................................................... 26
附录1 ............................................................................................................................................. 27
结论 ................................................................................................................................................ 28
参考文献......................................................................................................................................... 29
致谢 ................................................................................................................................................ 30
第1章 绪 论
1.1 课题研究的背景
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有点，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了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，完全可以制造出比较好的行星齿轮传动减速器。
1.2 减速器的国内外发展现状
当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。
自2 0世 纪 60年代以来，我国先后制订了仃B1 130-70圆柱齿轮减速器》等一批通用减速器标准，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器生产厂。我国现有齿轮生产企业613家(其中国有与集体所有的大中型企业110家，国有、集体所有的小企业435家，私有企业48家，三资企业25家)。生产减速器的厂家有数百家，年产通用减速器75万台左右，年生产总值约250亿元。这些企业和厂家对发展我国的机械产品作出了贡献。
20世 纪 6 0年代的减速器大多数是参照前苏联20世纪40一50年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。改革 开 放 以来，我国引进了‘批先进的加工装备。通过不断引进、消化和吸收国外先进技术以及科研攻关，开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大
的提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB 17'9-60的8一9级提高到GB 10095-88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4一5级。部分减速器采用硬齿面后，体积和重量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了大幅度的提高，对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用。.
齿轮减速器的发展趋势
齿轮减速器是一种广泛应用于国防、宇航、交通、建筑、冶金、建材、矿山等领域的重要装备，20世纪80年代以来，世界齿轮减速器技术有了很大的发展，产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声和高可靠性，技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。
硬齿面技术硬齿面技术就是采用优质合金钢锻件，渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，磨齿精度不低于IS01328-1975的6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的3-4倍，为软齿面齿轮的4一5倍。一个中等规格的硬齿面减速器的重量仅为中硬齿面减速器的1/3左右，且噪声底、效率高、可靠性高。在高速船用透平齿轮，大型轧机齿轮，轻工、化工、矿山和建材机械用齿轮等应用广泛。主要特点:传动的速度和功率范围很大，传动效率高，一对齿轮可达98一99.5%;精度愈高润滑愈好，效率愈高;对中心距的敏感性小，即互换性好;装配和维修方便;可以进行变位切削及各种修形、修缘，从而提高传动品质;易于进行精密加工，可以取得高精度，是各种齿轮中应用最为广泛的一种齿轮。
(1)传动比。单级:7.1 (软齿面)、6.3 (硬齿面);两级:50(软齿面),28(硬齿面);三级:315(软齿面),180(硬齿面)。
(2)传动功率。低速重载传动可达60 00k W以上，高速传动可达40 000 kW以上。
(3)速度。可达到200m /s以上。
功率分支技术功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双分支及多分支装置，其核心技术是均衡，广泛应用于冶金、矿山、电工、起重、运输、石化、轻工机械等如映翔畴阔万方数据第3期秦福建:平面二次包络环面蜗杆减速器的传动原理及发展趋势脚胡喻翎叮设备上，特别是在重载连续传动领域。在功 率 分 支技术利用上，新一代的星轮减速器是一种全新的内啮合齿轮传动装置，实现了减速器内部传动机构的单元化、通用化和标准化，产品的可靠性和承载能力得到了很大提高，可在更大范围内满足用户的不同需求。主要特点:
(1)传动效率高。采用啮合效率高的内啮和齿轮副的力分流结构，通过高载能力滚动星轮连续纯滚动地传递转矩和转速，因而具有效率高的优点，川单机效率可达95%以上，HN型效率可达93%,HH两级串联效率可达90%。
(2)承载能力高，结构紧凑。由于星轮减速器同时兼备“大速比、大转矩、小体积”三者合一的优点，其单位重量传递转矩高达76 N·m/kg以上，用于低速重载传动领域可节材30一50%，比其它类型减速器重量平均减轻约40%。
(3)传动平稳，噪声低。减速器核心单元有多达14-28对齿同时啮合，因此，
产品不仅具有耐冲击的优点性能，而且具有工作可靠、传动平稳、噪音低、寿命长、齿轮可长期免维修实用等特点。
(4)速比范围大，传动比密宽。传动比范围宽而密集，一级减速时传动比为18一80，串联扩大级传动比75-600，两级串联传动比为450-5000，根据需要可以在4-25000之间选用需要的传动比。
(5)核心单元模块化，维护方便。
模块化设计技术已成为齿轮减速器发展的一个主要方向，它旨在追求高性能的同时，尽可能减少零件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产，形成批量，降低成本，获得规模效益。同时，采用基本零件，增加产品的型式和花样，尽可能多地开发实用的变型设计或派生系列产品，能由一个通用系列派生多个专用系列，摆脱了传统的单一有底座实心轴输出的安装方式。增添了空心轴输出的无底座悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式连接、多方位安装面等不同型式，扩大了使用范围。主要特点 :模块化组合齿轮减速机的显著特点之一，是实施零部件集约化生产与组装。按照其输人模块、输出模块和支承模块三大体系设置的零部件，本着标准化、通用化、专业化、系列化规则设计，具有极强的通用性与互换性，这不仅大大减少了木模制作与部件制造程序，而且产品性能稳定、合格率高、组装方便、生产周期短、产品库存率低、综合经济效益高。
(1)高度模块化设计:可以方便地配用各种型式的电动机或采用其它动力输人。同种机型可配用多种功率的电动机。容易实现各机型间组合联接。
(2)传动比:划分细，范围广。组合机型可以形成很大的传动比，即输出极低的转速。
(3)安装形式:安装位置不受限制。
(4)强度高、体积小:箱体采用高强度铸铁。齿轮及齿轮轴采用气体渗碳淬火精磨工艺，因而单位体积承载能力高。
(5)使用寿命长:在正确选型(包括选用适当的使用系数)和正常使用维护的条件下，减速机(除易损件外)的主要零部件寿命一般不低于20000 h易损件包括润滑油、油封以及轴承。
(6)噪声低:减速机主要零部件都经过精密加工，并通过组装和测试，因而减速机噪声较低。
(7)效率高:单机型效率不低于95%。
(8)可承受较大的径向载荷。
因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平以外，还可以在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。
1.3 研究的意义和必要性
立式行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其他军用级减速器产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被广泛应用于工业场合。
该减速器体积小、重量轻、承载能力高、使用寿命长、运行平稳、噪声低、具有功率分流、多齿啮合独用的特性，适用于起重运输、工程机械、冶金、矿山、航天航空等很多领域，行星系列新品种WGN定轴传动减速器、WN子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减速器。
立式行星减速器是一种具有广泛通用性的新型减速器，通过对本课题的研究，了解该减速器的工作原理，对现代工业的作用，为以后对其关键技术的深入研究和成熟运用奠定良好的基础。
1.4. 本文研究的主要内容
1. 根据国内外各种减速器的现状，依据课题提出的研制要求，制定出立式行星减速器的总体结构设计方案。
2. 根据立式行星减速器的总体方案进行结构设计。
3. 根据计算，确定行星轮系的各项基本参数，完善整个减速器的设计。
第2章 2K-H三级立式行星减速器的结构设计
2.1 减速器的分类和功能
2.1.1 减速器的分类
减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大，两者的设计、制造和使用特点各有不同。20世纪70—80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮—蜗杆减速器；行星齿轮传动。
一般的减速器有斜齿轮减速器、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。
圆柱齿轮减速器：
单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。 圆锥齿轮减速器：
用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。
蜗杆减速器：
主要用于传动比i>10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。 齿轮—蜗杆减速器：
若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。 行星齿轮减速器：
传动效率高，传动比范围广，传动功率12W~50000KW，体积和重量小。
2.1.2 行星减速器的功能和特点
行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其他军用级减速器产品相媲美，却有着工业级产品的价格，主要用于塔式起重机的回转结构，又可作为配套部件用于起重、挖掘、运输、建筑等行业。
行星减速器的主要结构特点是：行星轮、太阳轮、外齿圈，行星减速器因为结构原因，单级减速最小为3，最大一般不超过10，常见减速比为：3、4、5、6、8、10，减速器级数一般不超过3，但有大部分大减速比定制减速器有4级减速。
相对其他减速器，行星减速器具有高刚性、高精度（单级可做到1分以内），高传动效率（单级在97%~98%），高的扭矩/体积比，终身免维护等特点。
因为这些特点，行星减速器多数是安装在步进电机和伺服电机上，用来降低转速，匹配惯量。
行星减速器的内部齿轮采用20CvMnT渗碳淬火和磨齿具有体积小、重量轻，承载能力高，使用寿命长、运转平稳，噪声低、输出转矩大，速比大、效率高、性能安全的特点。兼具功率分流、多齿啮合独用的特性。是一种具有广泛通用性的新型减速器。最大输入功率可达104KW。适用于起重运输、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、兵器和航空航天等工业部门行星系列新品种WGN定轴传动减速器、WN子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减速器。
2.2 立式行星减速器结构方案设计
2.2.1 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。
2.2.2 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
2.3 初始数据
2.3.1 基本参数
电机功率：15kw
输入转速：n=2840r.p.m
2.3.2 电动机的选择
电机功率15kw，输入转速为 2840r.p.m,查表选用 Y160M2—2型。额定功率为2kw,满载转速2930r.p.m.
2.3.3传动比及其分配
计算总传动比
输入转速n=2
2K-H行星传动输出转速43—45r.p.m 输出转速43-45r.p.m,
该立式行星减速器由三级行星轮系构成，均是周转轮系，由于内齿圈是固定的，根据如果所研究的轮系为具有固定轮的行星轮系，设固定轮为n，即ωn
-i=0-
则计算公式为：
n
m
m
H
=0
，
=-imH+1
H
（2-1）
i
mH
=1-imn
H
（2-2）
根据上式求得：一级行星减速器传动比=2.8,行星减速器输入转速n1=1014.3r/m.
行星齿轮传动比
1014.3
=23.5843 1014.3
=22.5445
试取传动比23，二级减速器传动比为4.0，第三级减速器传动比为5.8，则输出转速为44.08r/m。
行星轮系需要采用多个行星轮来分担载荷。如下图所示： 同。
从图中可以看出，此种组合为降速传动，通常传动比一般为2.5~5，转向相
i
但实际上，由于制造和装配误差，往往会出现各行星轮受力极不均匀的现象。为了降低载荷分布不均现象，常把行星轮系中的某些构件做成可以浮动的，如各行星轮受力不均匀，由于这些构件的浮动，可减轻载荷分布不均匀的现象。
选太阳轮作为浮动机构，太阳轮位置可沿轴向有一定限度的变动，太阳轮两端有弹性垫片，输入轴和输出轴的靠近太阳轮一端有凸块，凸块和弹性垫片相对
应，限制太阳轮的轴向移动范围。
齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度，采用变位齿轮传动。
2.3.4 行星轮系传动结构简图
第3章 行星齿轮减速器传动齿轮设计
3.1选择齿轮材料，确定许用应力
由表6.2选 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 行星轮20CrMnTi 渗碳淬火回火 内齿圈 45 表面淬火
[σH]=
许用接触应力
σHlim
SHlim
ZN
（3-1）
接触疲劳极限σHlim 查图6－4 接触强度寿命系数ZN 应用循环次数由式3-2得 查图 6－5得
N=60njLh
（3-2）
接触强度最小安全系数SHlim
σ
许用弯曲应力[F]，
[σF]=
弯曲疲劳强度极限σFlim 查图6－7，双向应力乘0.7 弯曲强度寿命系数YN 查图6－8 弯曲强度尺寸系数
YX
查图6－9
SFmin
弯曲强度最小安全系数
[σF1]=870⨯1⨯1/1.4[σF2]=730⨯1⨯1/1.4σ=740⨯1⨯1/1.4则 [F3]
同理求得第二级和第三级的太阳轮、行星轮以及内齿圈的许用应力分别是：
σFlim
SFlim
YNYX
（3-3）
[σ]=930⨯1⨯1/1.4[σ]=940⨯1⨯1/1.4[σ]=760⨯1⨯1/1.4[σ]=760⨯1⨯1/1.4[σ]=750⨯1⨯1/1.4 [σ]=770⨯1⨯1/1.4
F1
F1
F2
F2
F3
F3
以下以最常用的差动轮系采用的2K-H型行星传动为例，说明其各主要构件的强度计算。
3.2太阳轮－行星轮 齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按
v1=(
0.013~0.022)n 估取圆周速度
vt=4m/s ，参考表6.7、表6.8选取 太阳轮分度圆直径 ，得
d1≥
齿宽系数ψd 查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 太阳轮齿数z1 在推荐值20～40中选
H
i13=1+
Z3
Z1
i13=(Z1+Z3)/Z1 圆整取
u
齿数比1 u1=z2/z1=27/21
66
T=9.55⨯10P/n=9.55⨯10⨯30/262 1第一级太阳轮转矩 1
T1
依次求的第二级和第三级太阳轮的转矩分别是 8.76、10.34 载荷系数K
KAKVKα
K=KAKVKαKβ
－使用系数 查表6.3
－动载系数 由推荐值1.05～1.4 －齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2 －齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2
Kβ
载荷系数K 材料弹性系数
K=KAKVKαKβ=1.35⨯1.023⨯1.15⨯1.3 查表6.4
ZE
节点区域系数ZH 查图6－3 重合度系数Zε 由推荐值0.85～0.92
d1≥故
齿轮模数m m=d1/z1=55/23=2.4mm 按表6.6圆整
太阳轮分度圆直径d1 d1=mz1=4.5⨯23
圆周速度v v=πd1n1/60000=π⨯42⨯1420/60000 标准中心距a
a=m(z1+z2)/2=4.5⨯(23+27)/2
齿宽b b=ψdd1=0.35⨯103.5=36.225mm 行星轮齿宽
b2
b2=b
b=b+5~10)b
太阳轮齿宽1 12( 依次求的二级和三级数据
二级太阳轮分度园直径 180mm 三级太阳轮分度园直径220mm 齿宽 50mm 齿宽115mm 行星齿宽 50mm 行星齿宽100mm
3.3太阳轮－行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算
下表为扭转有效应力集中系数Yt
σF=
有式（3-2） 齿形系数
YFa
2KT1
YFaYSaYε≤[σF]bd1m
YFa1
查表6.5 小轮
大轮
YFa2
应力修正系数YSa 查表6.5 小轮YSa1 大轮YSa2 重合度εα
εα=
1
[z1(tanαa1-tanα)+z2(tanαa2-tanα)]2π
14.5⨯23⨯cos20
{23⨯[tan(arccos)-tan20 ]+2π4.5⨯23+4.5⨯2
=
4.5⨯27cos20 27⨯(tan(arccos)-tan20 )}
4.5⨯27+4.5⨯2
重合度系数Yε=0.25+0.75/εα 故
σF1=2⨯2.42⨯1093510⨯2.106⨯1.831/(43⨯103.5⨯4.5)σF2=2⨯2.42⨯1093510⨯2.069⨯1.86/(40⨯121.5⨯4.5)
许用弯曲应力：
σF1]=622N/mm2[ 太阳轮：
σF2]=520N/mm2[ 行星轮：
同上法验证第二级和三级减速器数据，得出结论：
三级行星减速器太阳轮和行星轮的弯曲应力均未超过许用弯曲应力，符合设计要求 。
3.4行星轮－内齿轮 接触疲劳强度校核
同上可得：
2
σ=517N/mmH实际接触应力
σH1]=1259N/mm2[行星轮许用接触应力 σH2]=1004N/mm2[内齿轮许用接触应力
σH]=517N/mm2[实际接触应力
满足接触疲劳强度要求
同上求的二级和三级行星轮接触应力均满足解除疲劳强度要求 下表为浮动内齿轮的轮缘断面尺寸
第4章 齿轮其他主要尺寸计算
4.1 行星轮系基本尺寸的确定
太阳轮分度圆直径d2 d2=mz2=4.5⨯27 内齿轮分度园直径d3 d3=mz3=4.5⨯79 根圆直径
df
df1=d1-2hf=103.5-2⨯1.25⨯4.5
顶圆直径
da
df2=d2-2hf=121.5-2⨯1.25⨯4.5df3=d3-2hf=355.5+2⨯1.25⨯4.5
da1=d1+2ha=103.5+2⨯6.37
da2=d2+2ha=121.5+2⨯6.53
da3=d3-2ha=355.5-2⨯1.79
同上方法求得第二级和三级减速器： 太阳轮模数分别是 m2 =6.5，m3=7.4
内齿模数一样 太阳轮齿数分别是 内齿轮齿数分别是
z
11
=32
，，
z
z
222
=35
z1=92
=112
由此算得，内齿轮分度圆直径分别是598mm、720m 齿轮的变位
采用外啮合角变位，内啮合高变位
未变位时，太阳轮与行星轮中心距a=(d1+d2)/2=(103.5+121.5)/2 选取变位系数：
太阳轮：xa=0.549 ，内齿圈：xb=0.584， 行星轮：xc=0.584
太阳轮与行星轮传动的变位系数之和 x∑ac=xa+xc=0.549+0.584 同上法求的第二级和三级行星减速器
太阳轮与行星轮中心距为 191mm,237mm
太阳轮与行星轮传动的端面啮合角 αtac=25.37 变位后太阳轮与行星轮无侧隙啮合时中心距为 a'
00
a'=acosα/cosα'=112.5cos20/cos25.37
即 实际中心距分别为 117mm.190mm.240mm 分离系数 y 分离量ym=a'-a=117-112.5
'
分度圆分离系数 y ：y=0.5(z1+z2)(cosα/cosα-1) 齿顶高变动系数σ
外啮合齿轮具有标准顶隙时，其中心距 a''为：
''
a=m(z1+z2)/2+(x1+x2)m 即 a''=4.5(23+27)/2+(1.133⨯4.5) σ=(x1+x2)-y=1.133-1
4.2行星齿轮减速器传动轴及其键的设计
输入轴的设计与校核：
1=30kw 转速 n1=262r/min 输入功率 P
输出功率 P2=29.1kw 输出转速 n2=58r/min 设计项目及说明 计算作用在轴上的力
66
mm T=9.55⨯10P/n=9.55⨯10⨯30/262 T1=1093510N 1 转矩 1
初步估算轴的直径
选用45号钢作为轴的材料，调质处理
d≥由
计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响
查表8.6 取A＝110
则
dmin≥dmin=53.4mm
轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
轴承靠轴肩定位，左端轴承靠套筒与端盖定位。 （2）确定轴各段直径和长度 1段 根据
dmin
圆整，选择连轴器
HL4 型，连轴器毂孔长84mm，该段应比连
d1=55mm
轴器短1～4mm l1=82mm
mm ，孔倒角C取3mm, 2段 为使连轴器定位，轴肩高度h=c+(2~3)
d2=d1+2h 且符合标准密封内径，取端盖宽度15mm，端盖外端面与半连轴器
d2=60mm
相距20mm.则 l2=30mm l2=30mm 3
段 该段装轴承，轴承为
32213
型圆锥滚子轴承，
d=65mm,D=120,T=32.75mm,da=74mm ，为了使定位可靠，轴段长度应比T
d4=60mm
小。l3=30mm l4=35mm
4段 该段为两个轴承之间，应比轴承内径略小，装套筒以使轴承轴向定位。 5段
该段装轴承，为32213型圆锥滚子轴承，同第三段，d5=65mm
d5=65mm
l5=30mm l5=30mm
6段 该段用于轴承的轴向定位，是一轴肩，取d6=70mm l6=15mm
d6=70mml6=15mm 6段
该段与连轴器相连接，选用 型连轴器，轴孔直径d=75mm，孔长
d7=75mm
l=107mm l7=103mm
轴的强度校核
齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。 扭转强度条件为：
τT=
TP=9.55⨯106⨯≤[τT]3WT0.2dnN/mm2
d≥ 钢[τT]＝30～40
τT=32.86N/mm2 T=109770N mm
轴的强度满足要求。
式中，τT―轴的扭转切应力，N/mm ； 2
T ―轴所受的扭矩，N mm ；
3WmmT －轴的抗扭截面模量， ；
n －轴的转速，r/min ；
P－轴所传递的功率，Kw;
[τT] －轴的许用扭转切应力，N/mm ，见表8.6； 2
A－取决于轴材料的许用扭转切应力[τT] 的系数，其值可查表 8.6.
τT=TP306=9.55⨯106⨯=9.55⨯10⨯WT0.2d3n0.2⨯553⨯262
精确校核轴的疲劳强度
（1）选择危险截面 τT=32.86N/mm2≤[τT]=40N/mm2
在第一段轴与第二段轴之间有应力集中源，第一段轴上有键，其应力较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。
（2）计算危险截面上工作应力
轴主要承受扭矩，其
扭矩 T=1097700N mm
轴上有双键，其抗弯截面系数
bt(d-t)2π⨯55316⨯4.3⨯(55-4.3)2
W=-=-32d3255 bt(d-t)2π⨯55316⨯4.3⨯(55-4.3)2
WT=-=-16d1655抗扭截面系数： πd3πd3
截面上的扭剪应力：τ=T/WT=1097700/29452.2
扭切应力：τa=τm=τ/2
332τ=τ=18.65N/mm2W=29452.2mmW=13118.4mmτ=37.3N/mmTam
（3）确定轴材料机械性能
22σ=275mmτ=155N/mm-1-1 查表8.2，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限
碳钢材料特性系数：ϕσ=0.1，ϕτ=0.5ϕσ
（4）确定综合影响系数Kσ, Kτ
轴肩圆角处有效应力集中系数kσ ，kτ ，根据r/d=1.6/55=0.029，由表8.9插值计算得kσ=1.86 ，kτ=1.30
配合处综合影响系数Kσ ，Kτ，根据d ，σb ，配合 ，由表8.11插值计算得Kσ=3.4,Kτ=0.4+0.6Kσ=2.44
键槽处有效应力集中系数kσ，kτ ，根据，由表8.10插值计算得kσ=1.80，kτ=1.61
尺寸系数εσ ，ετ ，根据d，由表8-12查得，εσ=0.81 ，ετ=0.75 。
βσ ，根据σb ，表面加工方法查图8-2得 表面状况系数
βσ=βτ=0.84
轴肩处的综合影响系数
Kσ=Kσ ，Kτ 为：
Kτ=kσ1.80==2.73εσ βσ0.81⨯0.84 kτ2.44==3.87ετ βτ0.75⨯0.84
Kσ 键槽处综合影响系数
Kσ= ，Kτ 为： kσ1.80==2.64εσ βσ0.81⨯0.84
Kτ=kτ1.61==2.56ετ βτ0.75⨯0.84
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Kσ，Kτ 。
（5）计算安全系数
由表8.13取许用安全系数[
Sσ=S]=1.6 σ-1275=kσσa+ϕσσm3.4⨯1+0.1⨯0 Sτ=τ-1155=kττa+ϕττm2.44⨯16.5+0.05⨯16.5
Sca=
Sτ=3.77Sca=5.2
疲劳强度安全
轴的弯矩图和扭矩图
（1）求轴承反力
H水平面
RH1=2360.7N ，RH2=2360.7N
V垂直面
RV1=1208.4N , RV2=549.3N
(2)求第一个轴承处弯矩
H水平面
MH=224266.5N
V 垂直面
MV1=140616N, MV2=52155N
合成弯矩M
mm ，M2=230251 mm M1=264704N
扭矩T T=1097700N mm
Mca1=709823N mm
弯扭合成 当量弯矩 Mca2=697706N mm
轴上键的设计及校核
静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4TσP=≤[σP]dhl
式中，T －转矩，N mm ；
d－轴径，mm;
h －键的高度，mm;
l－键的工作长度，mm, A型键l=L-b ；B型键l=L；C型键l=L-b/2，其中L为键的长度，b为键的宽度；
－许用挤压应力， ，见表3.2；
根据轴径，选用C型键，b=16mm,h=10mm,L=45~80mm,取L=60mm
l=L-b/2=60-16/2 4T4⨯109770σP==dhl55⨯10⨯52
按轻微冲击算
σP]=100~120N/mm2[
用双键，180度布置，按1.5个键计算
σP]'=1.5[σP][
弯矩图，扭矩图如下：
输出轴的设计与校核
输出转速n2=58r/min，转矩 T2=4791470N mm
4.3减速器轴承的寿命计算
计算作用在轴上的力
转矩T2=4791470N mm ，
总传动效率取η=0.97 ，
则输出功率 P2=30⨯0.97P2=29.1kw
初步估算轴的直径
选用 40Cr 作为轴的材料，
d≥由
计算轴的最小直径并加大3％以考虑键槽的影响
查表 8.6 取A＝
100
d≥=dmin=75mm
轴的结构设计
（1）确定轴的结构方案
行星轮上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连，从而将转矩传递到输出端。输出轴一端与圆盘相连，另一端通过连轴器输出，轴共分为八段。
（2）确定各轴段的直径和长度
1段 根据dmin ，并由T2 和n2选择连轴器，选用型号为HL6,孔径d=75mm ，轴孔长l=107mm 。轴的长度应比毂孔长度短1～4mm。
2段 第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，取其长度为20mm。 3段 该段轴上装轴承，轴承选用7216C型角接触球轴承d=80mm，B=26mm， 4段 第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之间的轴向距离，长度取40mm。
5段 该段轴装另一轴承，其要求与第三段相同，所以d=80mm ，l=25mm 6段 轴肩，使轴承轴向定位，d=88mm，l=10mm
7段 该段轴较大，与行星轮上的圆盘相联，是传递运动和动力的主要部分。d=234mm，l=15mm
8段 该段轴与行星轮上圆盘相连的同时，其端面有一凸起，和弹性垫片一起，限制太阳轮的轴向移动。轴起到定位和传递运动和力的辅助作用，其大小应大于轴的最小直径，长度小于行星轮上圆盘厚度。d=80mm，l=10mm 。 轴的强度校核
齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。轴的材料为40Cr.
扭转强度条件为： τT=
TP=9.55⨯106⨯≤[τT]WT0.2d3nN/mm2
d≥ 2 式中， τT―轴的扭转切应力，N/mm ；
T―轴所受的扭矩，N mm ；
WT－轴的抗扭截面模量，mm ； 3
n－轴的转速，r/min ；
P－轴所传递的功率，Kw;
[τT]2－轴的许用扭转切应力，N/mm ，见表8.6；
[τT]=40~52N/mm2
A－取决于轴材料的许用扭转切应力[
A=100 τT] 的系数，其值可查表 8.6.
τT=
TP306=9.55⨯106⨯=9.55⨯10⨯WT0.2d3n0.2⨯753⨯262τT=43.5N/mm2
22≤ττ=43.5N/mmT [T] ＝50N/mm
满足强度要求
4.4轴上键的设计及校核
2转矩 T=47491470N/mmdmin=75mm
静联接T，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4T≤[σP]2σ=169N/mmdhlP
键的参数： σP=
l=108mm
b=22mm
h=14mm
满足强度要求
式中，T－转矩，N mm；
d－轴径，mm;
h－键的高度，mm;
l－键的工作长度，mm, A型键l=L-b；B型键l=L ；C型键l=L-b/2，其中L 为键的长度，b 为键的宽度；
2σP][N/mm －许用挤压应力， ，见表3.2；
选用A型键，b=22mm ，h=14mm，L=63~250mm，取L=130mm l=L-b=130-22 4T4⨯4791047σP==dhl75⨯14⨯108
采用双键对称布置
σP]'=1.5[σP][
4.5减速器轴与轴承的寿命计算
106ftCεLh=()Lh60nP Lh=35724h Cr=160kN 轴承寿命
寿命满足要求
式中，P －当量动载荷，N；P=11403N
ε －寿命指数，球轴承ε=3，滚子轴承ε=10/3 ；
f t －温度系数；ft=0.9
输入轴上轴承的寿命计算
滚动轴承当量动载荷 P=fp(xR+y)A=1.4⨯(⨯18144.+94⨯0.
P=11403N ft=0.9
式中， x,y －径向载荷系数和轴向载荷系数；
fp －载荷系数；
R－实际径向载荷；
A－实际轴向载荷。
所用轴承为圆锥滚子轴承，32213型Cr=160kN COC=222kN 轴承工作温度 低于150度，则温度系数ft=0.9
每天工作12～16小时，按15小时算
Lh/15/365=6.5即轴承寿命为6.5年，按5年一大修可满足要求
输出轴上轴承的寿命计算
采用角接触球轴承，7316C型 Cr=89.5kN
滚动轴承当量动载荷P
P=fp(xR+yA)=1.4⨯(1⨯8144.94+0.92⨯0)
轴承工作温度 低于150度，则温度系数ft=0.9 106ftCε1060.9⨯
=89.5⨯103L3h60n(P)=60⨯58(11403)
Lh/15/365=5.8
轴承寿命为5.8年，5年一大修更换
行星轮上轴承寿命计算
行星轮上用均匀分布的三对深沟球轴承，选用16005型轴承， Cr=10kN
载荷均匀分配，每对轴承上的载荷P'=P/3=11403/3
L106ftCε1060.9⨯89.5⨯103
3
h=60n(P)=60⨯58(3801)
Lh/15/365=6.9
轴承寿命为6.9年，5年一大修，大修时更换
4.6齿轮加工工艺
具体事项见附录1明细表。
d=25mm
4.7箱体结构尺寸
箱体壁厚10mm，箱盖壁厚10mm
箱座上部凸缘高度12mm，箱盖凸缘厚度12mm，箱座底凸缘厚12mm 地脚螺钉直径M20
箱盖与箱座螺栓连接M8
轴承端盖螺钉直径M6
外箱壁至轴承内壁距离12mm
内齿圈齿根与箱壁距离20mm
箱座肋板厚10mm
通气孔选择M12X1.25
油标选择杆式油标M12
密封件选用毛毡密封
通过对行星齿轮的设计过程的熟悉，与传统的减速器的设计有很大的不同，计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。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有点。行星齿轮传动减速器的类型很多，本设计主要通过对2K-H型三级立式行星减速器的进行系列设计的。计算三级轮系的主要参数，确定主要零件的个部位尺寸。通过对行星齿轮减速器的设计，基本熟悉设计的一般流程。理解行星减速器的工作原理。对于传递转矩要求高的行星齿轮减速器，行星齿轮中应当安放滑动轴承，输入轴应尽量避免采用齿轮轴的形式。行星齿轮的安装较为复杂。在设计中，由于我的能力和经验有限，在设计中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，个人觉得设计行星减速器的工艺要求很高，以后会更多的关注行星齿轮减速器的发展。
参考文献
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致谢
在老师把毕业设计题目布置下来之初,本来是一头雾水，不知从何下手。只能通过查找相关资料来了解立式行星减速器的结构，在了解了行星轮变速器的运动过程后，又经过了一个星期的反复推敲并设计出了设计方案。在这过程当中确实遇到了很多专业性的问题，为解决问题，通过查寻各种资料，扩展了不少思路。课程设计引导我们尽可能多地运用所学知识点，通过问题分析和任务定义体现我们的分析问题的能力；通过逻辑设计体现我们的抽象能力；通过详细设计体现我们解决问题的能力；通过结果分析体现我们认识问题的能力；通过编写课程设计报告体现我们书写程序文档的能力。很庆幸,它终于在我们的“痛苦”之后基本完成了,虽然还有着一些不足的地方,和存在着设计方面的错误,但是我们能很自信也很自豪的说,我宝贵的作品诞生啦！因为它的缘故,我们对行星轮减速器有了进一步的把握,有了更进一步的了解,我们学会了很多东西.对于这次的毕业设计我们也有很多的收获：首先,它提高了我们的自学能力，让我们通过查阅资料,参考别人的优秀作品,学到了许多书本上根本就没有的知识;然后,进一步提高了我们对行星轮结构的理解,以及对AutoCAD的熟练度,为以后的学习和工作打下坚实的基础;最后,也让我们体会到解决问题的时候采取多种方式来解决的作用有多么大。通过此次毕业设计这样一个巩固和学习的过程,每个人都有很大的进步。不管是学习方面，还是在互相帮助的方面。虽然这个过程可能会有点辛苦，但是辛苦之后的成就感是难以言喻的。
最后谢谢所有在该毕业设计阶段给予我支持帮助的人!正是因为他们的帮助和关心才会有这个作品的诞生，才会让我感受到成功的自信和骄傲！