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二级行星齿轮减速器毕业设计

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1 引言 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。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。

2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为1740KWp，输入转速11000rpmn ,传动比为35.5pi,允许传动

比偏差0.1Pi,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1pi,25pi进行传动。传动简图如图1所示：

图1 3.2 配齿计算

根据2X-A型行星齿轮传动比pi的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮1b,行星齿轮1c的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a数为17和行星齿轮数为3pn。根据内齿轮1111bapizz

17.1117103.7103bz 对内齿轮齿数进行圆整后，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范围内。实际传动比为 i＝1＋11zazb＝7．0588

其传动比误差i＝ipiip＝7.17.05887.1＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 111243cbazzz

所求得的1ZC适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 112zazb＝ C ＝40 整数

第二级传动比2pi为5，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1＝111ipza,1zb＝5123＝92再考虑到其安装条件，选择1zb的齿数为91 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 1zc＝﹙1zb－1za﹚／2＝34

实际传动比为 i＝1＋11zazb＝4.957

其传动比误差 i＝ipiip＝8﹪ 3.3 初步计算齿轮的主要参数 齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮A1和中心齿轮A2，以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC，根据图二可知，取limH=14002Nmm,limF=3402Nmm,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速

级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为217-259HRC，根据图三可知，取limH=7802Nmm,limF=4202Nmm轮B1和B2的加工精度为7级。

3.3.1 计算高速级齿轮的模数m 按弯曲强度的初算公式，为1132lim1AFPFFaTKKKYmdFz 现已知1aZ＝17,limF=3402Nmm。中心齿轮a1的名义转矩为

117401954995492355.431000PPTNmmXnn 取算式系数12.1mK，按表6-6取使用

系数1.6AK; 按表6-4取综合系数fk=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数1.2hpk，由公式可得11.6111.61.211.32fphpkk；由表查得齿形系数12.67faY；由表查的齿宽系数0.8d；则所得的模数m为

32355.41.61.81.322.6712.10.81717390m

8.55mm

取齿轮模数为9mmm 3.3.2 计算低速级的齿轮模数m 按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数m为

1132lim1AFPFFaTKKKYmdFz

现已知2za＝23，limF=4102Nmm。中心齿轮a2的名义转

矩 2aT=111xaTPT7.05882355.416626.29nmm• 取算式系数12.1mk，按表6-6取使用系数1.6ak; 按表6-4取综合系数fk=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数1.2hpk，由公式可得11.6111.61.211.32fphpkk；由表查得齿形系数12.42faY；由表查的

齿宽系数0.6d；则所得的模数m为

316626.291.61.81.322.4212.10.62323420m

12.4mm

取齿轮模数为212mmm 3.4 啮合参数计算 3．4．1高速级 在两个啮合齿轮副中11ac，11bc中，其标准中心距a1为 11111112174327022acacmazz 

11111191034327022bcbc

mazz

3．4．2低速级 在两个啮合齿轮副中22ac，22bc中，其标准中心距a2为 

22221112913434222bcbc

mazz



22221112913434222bcbc

mazz

由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量[2]；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。 由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位10x，大齿轮采用负变位20x。内 齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即21xx，zxA型的传动中，当传动比4baxi时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为0cbaxxx。

3．4．3高速级变位系数 确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为270a，1260zzz根据表选择变位系数

0.314ax 0.314bx 0.314cx 3．4．4低速级变位系数 因其啮合角仍为342a 1257zzz根据表选择变位系数

20.115ax 20.115bx 20.115cx 3.5 几何尺寸的计算 对于双级的2xA型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：

3.5.1 高速级 项目 计算公式 11ac齿轮副 11bc齿轮副

分度圆直径 111dmz 212dmz 1153d 2387d 1387d 2927d

基圆直径 11cosbadd

22cosbadd 1143.77bd

2363.66bd

1363.661bd

2871.095bd

3.5.2 低速级： 项目 计算公式 11ac齿轮副 11bc齿轮副

分度圆直径 111dmz 212dmz 1276d 2408d 1387d 2927d

基圆直径 11cosbadd

22cosbadd 1143.77b

d

2363.66bd

1363.661bd

2871.095bd

顶圆 直径1ad

外啮合

1112amaddxh

2222amaddxh

1176.65ad

1399.35bd

内啮 合

2222amaddxh

2232amaddxh

2122afamddc插齿

1399.35bd

2906.33ad

齿根圆直径fd 外啮合 1112fmaddcxh

2122fmaddcxh

1136.15fd

2358.85fd

内啮 合

1122fmaddcxh

20022fadda插齿 1358.85fd 2943.68fd

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二级齿轮减速器课程设计

二级齿轮减速器课程设计

************************************************************输入功率P= 11输入转速n= 1460高速级模数m1= 2小齿轮齿数z1= 21大齿轮齿数z2= 95小齿轮宽度B1= 45大齿轮宽度B2= 40高速级中心距a1= 120高速级螺旋角β1=14.84°= 14°50' 33"低速级模数m2= 3小齿轮齿数z3= 22大齿轮齿数z4= 75小齿轮宽度B3= 75大齿轮宽度B4= 70低速级中心距a2= 150低速级螺旋角β2=14.08°= 14°4' 37"高速轴最小段直径d1= 22，长度L1= 52中间轴最小段直径d2= 35，长度L2= 39低速轴最小段直径d3= 50，长度L3= 112采用脂润滑ak= 4注：以上数据为方便设计师绘图使用，买家不用管************************************************************一、设计任务书(1)设计题目:二级展开式圆柱齿轮减速器(2)题目数据:拉力F= 6000N速度v=1.30m/s 直径D= 260mm班制：2班工作年限〔寿命〕：8年每年工作天数：300天二、总统方案设计1.传动方案的拟定根据设计任务书，改传动方案的设计分为原动机、传动机构和执行机构三局部。

〔1〕原动机的选择按设计要求，动力源为三相交流电动机。

〔2〕传动机构的选择可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。

带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比拟方便，本钱也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差。

蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求。

二级减速器课程设计完整版

二级减速器课程设计完整版

二级减速器课程设计完整版1. 引言减速器是机械传动系统中常见的关键部件之一，用于降低传动装置的转速并提高扭矩输出。

二级减速器作为一种常见的减速器类型，具有广泛的应用范围。

本文旨在通过设计一个完整的二级减速器课程，介绍二级减速器的原理、设计和应用。

2. 二级减速器原理介绍2.1 主要结构组成二级减速器通常由输入轴、输出轴、两级齿轮传动系统和壳体组成。

其中，输入轴将动力源的旋转运动传递给第一级齿轮组，第一级齿轮组再将运动传递给第二级齿轮组，最终通过输出轴输出。

2.2 工作原理当输入轴旋转时，第一级齿轮组将动力传递给第二级齿轮组，通过齿轮的啮合关系实现速度的减速和输出转矩的增大。

第一级齿轮组的齿比用于实现初级减速，第二级齿轮组的齿比则用于实现次级减速。

3. 二级减速器设计步骤3.1 确定设计参数根据具体的应用需求和要求，确定二级减速器的输入转速、输出转矩、减速比等设计参数。

3.2 齿轮选择和设计根据确定的设计参数，选择适当的齿轮材料和规格，并进行齿轮的设计计算。

考虑到齿轮的强度和耐久性，要确保齿轮的模数和齿数满足设计要求，并进行齿形的优化设计。

3.3 轴的设计根据齿轮的参数和要求，设计输入轴和输出轴，并选择适当的材料和尺寸。

在轴的设计过程中，要考虑到扭矩传递和轴的刚度等因素，确保轴能够稳定运行并传递足够的扭矩。

3.4 壳体设计根据齿轮和轴的尺寸，设计适当的壳体结构和外形，并考虑到装配、润滑和散热等因素。

壳体的设计需要保证齿轮和轴可以正确安装和定位，同时提供良好的密封性和机械强度。

4. 二级减速器应用案例以工业搅拌机为例，介绍二级减速器在实际应用中的情况。

工业搅拌机通常需要较大的转矩和较低的转速，因此二级减速器是一种理想的传动选择。

通过连接电动机和搅拌机装置，二级减速器能够将高速低扭矩的电动机输出转换为低速高扭矩的搅拌机运动。

5. 总结通过对二级减速器的课程设计，我们全面了解了二级减速器的原理、设计和应用。

二级NGW型行星齿轮传动优化设计方法_朱富贵

二级NGW型行星齿轮传动优化设计方法_朱富贵



（ ） ［ 文章编号 ］ ６ ８ ４ ２ ０ １ ４ ０ ４ １ ０ ０ ３－４ ０ ０ ５ ９ ０ ４ － －
二级 ＮＧＷ 型行星齿轮传动优化设计方法
朱富贵１，周 敏２，陈定方１
） （ 湖北 武汉 ４ ３ ０ ０ ６ ３； ２ 湖北省烟草公司武汉市公司物流配送中心 ， ０ ０ ３ ０ ０ １ 武汉理工大学 物流工程学院 ，湖北 武汉 ４ ［ 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 。 ［ 关键词 ］优化设计 ；二级 ＮＧＷ 型行星齿轮传动 ；混合离散变量 ；半随机复合形法 ［ 中图分类号 ］Ｕ ４ ６ ３ ［ ：Ａ 文献标识码 ］
需 效果 ， 采用变位齿轮 。 为避免根切 ， 变位系数 （ ｘ） 要求 ｘ ≥ ｘｍ ｉ ｎ ＝
ＺＥ Ｚε Ｚβ· σ Ｈ ＝Ｚ Ｈ
槡
式中 ，
ＫＡＫＶＫ Ｈ ＫＨ Ｋ ＨｐＴ１ ·ｚ ２ ２ ＋ｚ １ α β ２ ｚ ｂ（ ｍ· ｚ ２ １）
σ Ｆ ＝
Ｆ ＫＡＫＶＫＦ ＫＦ ＫＦＰ ， ｔ α β ｂ ｍｎ
式中 ， ＹＦ α
（ ） ５ ＹＦ ＹＳ Ｙε Ｙβ σ Ｆ ≤σ Ｆ Ｐ α α 为齿形系数 ； ＹＳ Ｙε 为 α 为应力 修正 系数；
重 合度系数 ； Ｙβ 为螺旋角系数 ； ＫＡ 为使用系数 ； ＫＶ 为动载系数 ； 为齿向载荷分布系数 ； ＫＦ ＫＦ α 为齿向 β 载荷分布系数 ； ＫＦＰ 为行 星 轮 间 载 荷 分 配 不 均 匀 系 ） 数； 变换得 ４ σ Ｆ Ｐ 为齿根弯曲疲劳许用应力 。 式 （
二级减速器优化设计论文最终版.doc

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毕业设计(论文)正文题目减速器优化设计与制造-设计专业机械设计制造及其自动化班级汽车服务0811班姓名代军军学号08130033指导教师职称刘海生副教授2012年5月16 日减速器优化设计与制造-设计摘要：传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案，虽然也能获得满足给定条件的设计方案，实践证明，按照传统设计方法作出的设计方案，大部分都有改进的余地，不是最佳方案。

本文将对二级斜齿圆柱齿轮减速器进行优化设计。

考虑到以中心距最小为目标，在此采用了惩罚函数法。

通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立了斜齿圆柱齿轮减速器设计的数学模型。

编写了优化设计程序，通过在计算机上运行和计算，得出优化设计各参数的大小。

结果表明，采用优化设计方法后，在满足强度要求的前提下，减速器的尺寸大大降低了，减少了用材及成本，提高了设计效率和质量。

关键词：斜齿轮；减速器；优化设计；惩罚函数法；中心距Reducer to optimize the design and manufacturing - design Abstract：Traditionally, in order to get satisfied design data of reducer, you must cut and try again and again. Although this design can satisfy conditions given. Proved by the practice, according to the traditional design method to the design, most of them have room for improvement, it is not optimal.In this article we will two-grade helical cylindrical gear redactor conduct optimal design . Taking account the minimum distance of center into the goal, penalty function used in this method . In this paper, by the way of selecting design variable , setting up goal function and restriction condition , the mathematical model of cylindrical gear reducer is established . The preparation of the optimal design program , run by the computer and calculating the optimal design parameters . The results show that the optimal design methods , strength requirements are met under the premise of the size reducer greatly reduced, reducing the timber and the cost , improve the design efficiency and quality.Key words:Helical Cylindrical Gear Redactor ；optimal design ；penalty function ；Center distance；Conventional Design目 录1绪 论 ...........................................................................................1 2概 述 . (2)2.1机械优化设计与减速器设计现状 (2)2.2课题的主要任务 .......................................................................3 3二级斜齿圆柱齿轮减速器的优化设计 . (4)3.1原始数据及优化目标 (4)3.1.1原始数据 (4)3.1.2优化目标 (4)3.2减速器优化方案的确定 (4)3.3减速器的数学模型 (5)3.3.1确定变量 (5)3.3.2建立目标函数 (5)3.3.3建立约束函数 (6)3.3.4标准数学模型 (7)3.4算法的选取与建立 (8)3.5 matlab 语言程序编辑 (9)3.5.1 Matlab 简介 (9)3.5.2 matlab 编程 (10)3.5.3优化结果处理 .............................................................. 13 4轴的设计计算 .. (14)4.1高速轴的设计 (14)4.1.1求输入轴上的功率P1，转速n1，转矩T1 (14)4.1.2求作用在齿轮上的力 (14)4.1．3初步确定轴的最小直径 (14)4.2中间轴的设计 (16)4.2.1计算作用在齿轮上的力 (16)4.2.2初步估算轴的直径 (17)4.2.3轴的结构设计 (17)4.3低速轴的设计 (18)4.3.1求输出轴上的功率3P ,转速3n ，转矩3T (18)4.3.2求作用在齿轮上的力 (18)4.3.3初步确定轴的最小直径 (18)4.3.4轴的结构设计 .............................................................. 19 5轴校核 .. (21)5.1高速轴的校核 (21)5.2中间轴的校核 (24)5.3输出轴的校核 ........................................................................ 26 6键和联轴器的选择 .. (30)6.1键的设计和计算 (30)6.1.1高速轴上键的设计 (30)6.1.2中间轴上键的设计 (30)6.2联轴器的选择 (32)6.2.1类型选择 (32)6.2.2载荷计算 (32)7电动机的选择 (33)7.1电动机类型和结构形式 (33)7.2电动机容量 (33)8箱体结构及附件的设计 (34)8.1箱体结构的设计 (34)8.2附件设计 (34)8.3 润滑密封设计 (36)结论 (37)【参考文献】 (38)致谢 (39)湖北文理学院毕业设计（论文）报告纸1绪论齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。