濟南大學畢業設計濟南大學畢業設計2-中文摘要及關鍵詞摘要：行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪的幾何軸線繞著固定位置轉動圓周運動的傳動，變速器通常和若干行星輪和傳遞載荷的作用，為了使功率分流。漸開線行星齒輪傳動具有以下優點：傳動比大，結構緊湊，體積小、質量小，效率高，噪音低，運轉平穩，因此被廣泛應用于冶金，工程機械，起重，運輸，航空，機床，電氣機械及國防工業等部門，作為減速、變速或增速的齒輪傳動裝置。行星齒輪傳動機構的傳動原理：當高速軸由電機驅動，帶動太陽輪，然后帶動行星輪轉動，內齒圈固定，然后帶動行星架輸出運動的，在行星架上的行星輪既自轉和公轉，具有相同的結構。二級，三級或多級傳輸。行星齒輪傳動機構主要由太陽齒輪，行星齒輪，內齒圈，行星架，命名為基本成分后，也被稱為zk-h型行星齒輪傳動機構。本設計是基于行星齒輪結構設計的特點，。行星齒輪和各種類型的特性的比較，確定方案；其次根據輸入功率，相應的輸出轉速，傳動比的傳動設計、總體結構設計；關鍵詞：行星齒輪減速器；行星齒輪；減速器；減速裝置英文摘要及關鍵詞Abstract:Aplanetarygearreducerhavingatleastageometricaxisofrotationofthegearaboutafixedpositionofthecircularmotionofthedrivetransmissionactionandusuallyseveralplanetwheelsandtransfertheload,inordertomakethepowersplit.Involuteplanetarygeardrivehasthefollowingadvantages:transmissionratio,compactstructure,smallsize,lowweight,highefficiency,lownoise,smoothoperation,itiswidelyusedinmetallurgy,engineeringmachinery,lifting,transportation,aviation,machinetools,electricalmachineryanddefenseindustrysectors,asareduction,orstep-upgearingofthetransmission.Planetarygeartransmissionprinciple:Whenthehighspeedshaftdrivenbyamotortodrivethesungearandtheplanetarygeardriverotates,afixedringgear,andplanetcarrierdrivenbytheoutputofthemovement,inbothrotationandrevolutionoftheplanetwheelsontheplanetcarrier,Ithasthesamestructure.Two,threeormoretransmissionstages.Theplanetarygearmechanismismainlycomposedofasungear,planetgear,ringgear,planetcarrier,designatedasthebasiccomponent,alsocalledzk-htypeplanetarygearmechanism.Thisdesignisbasedonaplanetarygearstructuredesign.Comparisonofplanetgearsandvariouskindsofcharacteristics,theprogramisdetermined;followedaccordingtotheinputpower,thecorrespondingoutputspeed,transmissiongearratiodesign,theoverallstructure;Keywords:planetarygearreducer;planetarygear;reducer;decelerationdevice第1章前言1.1國內外的研究狀況及其發展方向國內對行星齒輪傳動比較深入的研究最早開始于20世紀60年代后期，20世紀70年代制定了NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。一些專業定點廠已成批生產了NGW型標準系列產品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000KW）、高速氣輪機（500KW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300KW）的行星齒輪箱。低速大轉矩的行星齒輪減速器已成批生產，如礦井提升機的XL-30型行星齒輪減速器（800kW），雙滾筒采煤機的行星齒輪減速器（375kW）。世界上一些工業發達的國家，如：日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用、生產和研究都十分重視，在結構化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位；并出現了一些新型的傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現代的機械傳動設備中獲得了成功的應用。世界各先進工業國家，經由工業化、信息時代化，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯的差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得很大的進步。目前行星齒輪傳動正在向以下幾個方面發展：1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發展。例如年產300kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統用的行星齒輪箱，功率為22065kW；大型水泥磨中所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉矩高達4150kNm。在這類產品的設計與制造中需要繼續解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。2）向無級變速行星齒輪傳動發展。實現無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都傳動并傳遞功率，這只要對原行星機構中固定的構件附減一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統來實現），就能成為變速器。3）向復合式行星齒輪傳動發展。近年來，國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪傳動組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動，可實現大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的弱點，以適應市場上多樣化需要。4）向少齒差行星齒輪傳動方向發展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。1.2UG行星齒輪的選題分析及設計內容本設計以本設計基于UG便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局，然后設置零部件，最后完成一個完整的設計。利用UG模塊實現裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。行星齒輪減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數的選擇，設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉矩的情況下，確定各輪的齒數，模數和齒寬等參數。其中優化設計采用UG自帶的模塊，，模擬真實環境中的工作狀況進行，對元件進行運動分析。減速器作為獨立的驅動元部件，由于應用范圍極廣，其產品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應的減速器系列。在以往的人工設計過程中，在圖紙上盡管能實現同一機座不同規格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用UG工具來實現這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設計操作，而且使系列產品的技術數據庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設計速度減快。在設計過程中，我利用互聯網對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術，利用UG參數化建模動態仿真。在此之前，我對分析的了解十分的有限，通過這次的畢業設計使我對使用更減的熟練，并且掌握了建模以及裝配過程中的一些小技巧，對我以后的學習和工作有不小的幫助。通過有限元分析的過程使我意識到了先進的分析方法不僅可以有效地提高研究效率，而且分析結果簡單明確，更減的省時省力令人一目了然。整個設計過程中，我學到最多的還是嚴謹認真的學習研究態度，培養了我一絲不茍的精神，畢業設計便是對我們這種一絲不茍精神的鍛煉與培養，這是我在今后的工作學習中必不可少的品質，將伴隨我的一生。這次畢業設計是對我們大學四年學習的總結，也是我們的下一個新的起點。第2章行星齒輪傳動的方案設計2.1周轉輪系部分的選擇周轉輪系的類型很多，按其基本構件代號可分為2Z-X、3Z和Z-X-F三大類(其中Z—中心輪)。其他各種復雜的周轉輪系，大抵可以看成這三類輪系的聯合貨組合機構。按傳動機構中齒輪的嚙合方式、又可分為許多傳動形式，如、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型、N型等（其中N—內嚙合，W—外嚙合，G—公用齒輪，ZU—錐齒輪）。其傳動類型與傳動特點如表1-1。2.2行星齒輪減速器方案確定NGW行星輪系由內外嚙合和公用行星輪組成。結構簡單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高；然而傳動比較小。但NGW性能多級串聯成傳動比打的輪系，這樣便克服了淡季傳動比較小的缺點。表2-1行星齒輪傳動的類型與傳動特點傳動類型機構簡圖傳動特性應用特點類組性傳動比范圍傳動比推薦值傳遞功率KW2Z-X負號機構NGW1.13~13.7=2.7~9不限廣泛地用于動力及輔助傳動中，工作制度不限，可作為減速、增速和差速裝置軸向尺寸小，便于串聯多級傳動，工藝性好NW1~50=5~25不限>7時，徑向尺寸比小，可推薦采用工作制度不限NN1700一個行星輪時=30~100三個行星輪時<3040可用于短時、間斷性工作制動力傳動轉臂X為從動時，當，大于某值后，機構自鎖3Z負號機構NGWN500=20~100100結構很緊湊，適用于中小、功率的短時工作制傳動工藝性差當a輪從動時，達到某值后機構會自鎖，即02.3行星輪系中各輪齒數的確定在行星輪系中，各齒輪齒數的選配需滿足下述四個條件。現以圖2-2所示的行星輪系為例，說明如下：圖2-2行星輪系參考圖圖中，太陽輪1，齒數為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數為，分度圓半徑為；內齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。（1）保證實現給定的傳動比根據上面的行星輪系圖示，通過機械原理知識可以知道，因，故（2）保證滿足同心條件要行星輪系能正常回轉，其三個基本構件的回轉軸線必須在同一直線上。因此，對于圖示的行星輪系來說，必須滿足下式當采用標準漸開線直齒齒輪傳動或等變位齒輪傳動時，上式變為或（3）保證安裝均布條件為使各個行星輪都能夠正確均布地安裝在太陽輪和內齒之間，行星輪的數目與各輪之間齒數必須滿足一定的關系，否則將會因行星輪與太陽輪輪齒的干涉不能正確裝配（圖2-4所示）。下面就對為了使行星輪能均布且正確裝配，行星輪個數k與各輪齒數之間應滿足的關系進行分析。（4）保證滿足鄰接條件對于標準齒輪傳動：式中，m為模數，為齒頂高系數。以上式子說明的是在選擇各齒輪的齒數與行星輪個數時，所必需滿足的條件。第3章行星齒輪減速器的設計3.1概述由于總的傳動比通過計算可以得到，如下：將總的傳動比分成三級，即，三級行星齒輪減速器，各級傳動比公式已給出。3.2設計的四個條件要是安裝的行星輪的齒數滿足設計的條件，必須滿足以下四個方面。3.2.1滿足給定的傳動比圖4-1行星齒輪系按選定的行星輪系形式列出傳動比與各輪齒數的關系式，然后即可初步選擇各輪齒數。其傳動比為按給定即可求得比值，若先選定值，即可求出值。如不是整數，則可重新選取。有時無法準確實現給定的傳動比，這是則應找出最近似的比值。3.2.2同心條件行星輪系各輪之中心距（節圓半徑之和或差）必須符合一定關系，才能保證中心輪、系桿共軸線，即要滿足同心條件。即若均用標準齒輪，則必須滿足所以前面給定的傳動比選定、后就必須按照同心條件選定，若算出的不是整數，則要重新選定、的齒數。3.2.3鄰接條件在行星輪系中，一般均勻安裝兩個以上的行星輪以分擔載荷和平衡行星輪在運轉中產生的離心力。為了是行星輪之間不致碰撞，必須使相鄰行星輪的中心距大于二行星輪齒頂圓半徑之和，即所謂的鄰接條件。設為行星輪數，為行星輪齒頂圓半徑。如圖所示，很顯然必須滿足的鄰接條件為圖4-2鄰接條件示意圖若采用標準齒輪，則：代入上式整理后得：3.2.4安裝條件選擇行星輪數還要滿足安裝條件，即要使所有的行星輪能均勻的安裝進去。通過查詢得知行星輪系的安裝條件表述為：單排負號機構中兩中心輪的齒數之和應是行星輪數的整數倍。即3.3行星輪系的設計通過對一級二級三級行星輪系的設計完成總的輪系的設計。3.3.1一級行星輪系的設計已知；行星輪數傳動比條件：同心條件：取，則；鄰接條件：安裝條件：通過以上條件的計算和驗證，一級行星輪系滿足以上四個條件。3.3.2二級行星輪系的設計已知；行星輪數傳動比條件：同心條件：取，則；鄰接條件：安裝條件：通過以上條件的計算和驗證，二級行星輪系滿足以上四個條件。3.3.3三級行星輪系的設計已知；行星輪數傳動比條件：同心條件：取，則；鄰接條件：安裝條件：通過以上條件的計算和驗證，三級行星輪系滿足以上四個條件。3.4嚙合效率的計算一級行星輪系：二級行星輪系：三級行星輪系：3.5總的傳動效率計算查詢機械設計手冊表1-7得知：；選擇的軸承有2個深溝球軸承6006，則；選擇的軸承有3個深溝球軸承6007，則；則總效率為:電動機校驗：電動機符合要求。三級行星輪系的輸出功率：三級行星輪系的輸入功率：二級行星輪系的輸出功率：二級行星輪系的輸入功率：一級行星輪系的輸出功率：一級行星輪系的輸入功率：3.6齒輪強度的校核選擇齒輪的材料為，考慮到減速器越小越容易安裝到螺栓擰緊機中，選取齒輪的模數為1。計算各級輪系中心輪的最大轉速：計算各級輪系中心輪的扭矩：通過查詢機械設計手冊知的許用接觸應力，選擇每一級行星輪系的中心輪和行星輪進行校核。在a-c傳動中，轉矩，在c-b傳動中，。上述兩式中，a表示中心輪，c表示行星輪，b表示內齒圈，k為行星輪的個數，指載荷不均勻的系數，取值為.1對一級行星輪系校核對于a-c傳動，通過查詢《齒輪手冊》7-1得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。對于c-b傳動，通過查詢《齒輪手冊》得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。3.6.2對二級行星輪系校核對于a-c傳動，通過查詢《齒輪手冊》得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。對于c-b傳動，通過查詢《齒輪手冊》得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。3.6.3對三級行星輪系校核對于a-c傳動，通過查詢《齒輪手冊》得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。對于c-b傳動，通過查詢《齒輪手冊》7-1得知：使用系數動載系數齒間載荷分配系數齒向載荷分布系數載荷系數彈性系數節點區域系數接觸最小安全系數總工作時間接觸壽命許用接觸應力驗算：符合強度要求。3.7軸上部件的設計計算與校核3.7.1軸的計算輸出軸1.輸出軸上的功率(為齒輪嚙合效率)2..求齒輪上的力2.初步確定軸的最小直徑先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理根據表【1】式（15-3），取,于是得軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑dⅠ-Ⅱ,為了所選軸直徑孔徑相適，故需同時選取聯軸器型號，聯軸器查【1】表14-1，取，則（3-47）按計算轉矩小于聯軸器公轉轉矩條件，查【6】表11-17，ZL3彈性柱銷齒式聯軸器dⅠ=38，半聯軸器長度L=82,半聯軸器與軸配合得轂孔長度L1=60。3.軸的結構設計(1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸端有段需制造出軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。半聯軸器與軸配合得轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應該L1略短一些，現取LⅠ-Ⅱ=58mm。2）初選滾動軸承。應為軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm.端右滾動軸承采用軸肩進行的軸向定位。有手冊上查的6010軸間高度，h=3,因此選取dⅥ-Ⅶ=56。取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=54,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm,為了使套筒斷面可靠的緊壓齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm,則軸環處的直徑dⅤ-Ⅵ=64mm。軸環寬度取10mm。軸承端蓋的總寬度為21mm(由加速器及軸承端蓋的結構設計而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。取齒輪距箱體的內壁之間的距離a=10.5,.(2)軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平減連接。由書【1】表6-1查的平鍵截面,鍵槽用槽銑刀加工，長度為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同時半聯軸器的連接，選用平鍵為，半聯軸器的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處的直徑尺寸公差為m6。4.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。軸承的支點位置為滾動軸承的中點位置。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面為 H面，垂直面為 V面。圖3-2軸的載荷分析圖3,（3-47）,（3-48）代入數值可得：則截面C處的,代入數值可得，N（3-49）總彎矩：（3-50）（3-51）5.按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據書【1】式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應力，取，軸的計算應力(3-52)前已選定軸的材料為40Cr,調質處理，由【1】表15-1查得，，故<輸入軸1．輸入軸上的功率、轉速、和轉矩=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2．求作用在齒輪上的力3.初步確定軸的最小直徑先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理根據表【1】式（15-3），取,于是得(3-53)4．軸的結構設計按照輸入軸的設計方法各段軸的大小、長度如圖3-4所示選滾動軸承型號為：6005(單位為mm)聯軸器處鍵槽：滾動軸承的壽命校核1．求軸向力與徑向力的比值根據【1】表13-5<e2．初步計算當量動載荷p（3-55）按【1】表13-6，按式13-5，X=1,Y=0則：（3-56）=1.2=1818.924N3．驗算6010的壽命，根據【1】式（13-5），，（深溝球軸承）（3-57）>,滿足壽命要求。3.7.2行星架設計因為單臂式行星架結構簡單，可容納較多的行星輪，所以選擇單臂式行星架。軸與孔之見采用過盈配合（），用溫差裝配，配合長度為1.5d-2.5d范圍內取，取配合長度為20mm。取左端與齒輪軸配合長度為20mm,孔與軸之間采用間隙配合。基本幾何參數如圖3-7所示（三）、滾動軸承選擇2、高速軸軸承的校核①根據軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為：圖3-3高速軸軸承的校核=2\*GB3②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松=4\*GB3④求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數和軸向載荷系數軸承1軸承2因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得則=5\*GB3⑤驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算選擇軸承滿足壽命要求.1、低速軸軸承的校核①根據軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為：圖3-4低速軸軸承的校核=2\*GB3②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松=4\*GB3④求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數和軸向載荷系數軸承1軸承2因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得則=5\*GB3⑤驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算選擇軸承滿足壽命要求.3.8鍵的選擇與校核3.8.1鍵的選擇在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：表3-9鍵的尺寸表軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯結軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+03.8.2鍵的校核鍵的剪切強度校核鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：圖3-5鍵剪切受力圖鍵的剪切受力圖如圖3-5所示，其中b=8mm,L=25mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55Nm，由鍵的剪切強度條件：（其中D為帶輪輪轂直徑）（5-1）=10M30（結構合理）鍵的擠壓強度校核鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100）圖3-6鍵擠壓受力圖由（5-2）=2000N又有（5-3）8結構合理。第4章UG的建模與運動仿真4.1建模軟件的介紹目前中國市場的常見的三維CAD產品主要包括CATIA、PRO/E、UGNX、SW、Inventor、SolidEdge、CAXA、Solid3000等產品。每個產品都有著自己的發展歷史和特點，在設計功能、模塊設置、操作方法、以及外圍產品等方面各有千秋。其中UG、PRO/E、UGNX已經成為目前市場上的主流三維CAD產品。由于UG操作簡單、方便，在同類產品中性價比更優。與其它各種三維軟件兼容性好且具有高端三維機械設計軟件類似的功能，而且功能強大技術創新和易學易用是UG的三大主要特點，使得UG成為全球裝機量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發放的UG軟件使用許可約28萬，涉及航空航天、機車、食品、機械、國防、交通、模具、電子通訊、醫療器械、娛樂工業、日用品/消費品、離散制造等分布于全球100多個國家的約3萬1千家企業。本論文利用UG軟件強大的建模功能，以某閥門主加速器內兩級行星齒輪傳動機構為例，構建了行星齒輪機構模型，結合UG內嵌的Motion軟件完成了其運動仿真。本論文先利用UG對行星輪系的各個零部件進行建模，然后對各個零部件進行裝配另外在齒輪建模的過程中，需要利用到CAXA這款軟件，通過UG軟件建立漸開線齒廓，能夠更為準確的建立齒輪模型，能夠防止在行星齒輪機構的裝配中出現干涉的情況。建立模型需要用到UG軟件，UG是Unigraphics的縮寫，這是一個交互式CAD/CAM(計算機輔助設計與計算機輔助制造)系統，它功能強大，可以輕松實現各種復雜實體及造型的建構。它在誕生之初主要基于工作站，但隨著PC硬件的發展和個人用戶的迅速增長，在PC上的應用取得了迅猛的增長，已經成為模具行業三維設計的一個主流應用。在建立模型時，我們可以先畫出各個構建的模型，容納后在黃配在一起。4.2行星齒輪機構的建模4.2.1對行星齒輪的建模在UG中對漸開線齒輪進行建模時，時常會發生誤差，從而對齒輪的后續裝配產生影響，雖然目前有許多種齒輪的建模方法，基于方便的原則，本文采用了在CAXA中進行齒輪建模，然后轉入到UG中，這樣能夠很好的保證齒輪的輪廓為漸開線齒輪。點擊保存，保存為.dwg格式，保存名稱為輸入齒輪軸。創建3個行星輪和內齒圈的三維實體模型。圖4-1漸開線生成圖由于漸開線行星齒輪加速器靠齒輪的嚙合來傳遞運動與動力,齒輪的參數化建模最為關鍵。齒輪齒廓由漸開線、過渡曲線、齒根圓、齒頂圓幾部分組成,并不是連續的曲線,所以在繪制過程中也需要這幾種曲線的組合。漸開線齒輪這幾部分的幾何尺寸都是由齒輪的模數m、齒數z、變位系數x決定的,是獨立變量,因此應將m,z,x作為驅動尺寸。則漸開線齒輪零件形體尺寸即相關變量可用如下參數化模型表達。分度圓半徑（1）齒根圓半徑（2）齒頂圓半徑（3）齒根過渡圓角半徑（4）式中,m為模數;z為齒數;α為標準齒形角;為齒頂高系數,正常齒取1.0,短齒取0.8;為頂隙系數,正常齒取0.25,短齒取0.3;x為變位系數;為齒頂高變動系數;分度圓上的展角tan通過起點為y軸上的象限點繪制漸開線,這時y軸與齒輪漸開線的鏡像中心夾角為為1/2齒厚的夾角。將坐標旋轉tanα-α+,然后以y軸為鏡像中心(圖1),進行鏡像,這樣輪齒的兩條漸開線繪畢。將漸開線按其與齒頂圓、齒根圓的交點進行修剪并在齒頂圓與齒根圓上畫出它們與漸開線的交點之間的兩段圓弧,使其組成封閉曲線,再拉伸至相應寬度,這樣,一個輪齒就繪制好了。圓形陣列上述特征,齒輪的三維參數化造型就完成了。依照上述過程,可以編制出齒輪繪制程序。畫出的齒輪造型如圖4-2。圖4-2齒輪造型圖（5）選擇插入—凸臺/基體—旋轉凸臺/基體，彈出對話框，對草圖進行旋轉拉伸。4.2.2行星齒輪其他部件的建模行星齒輪的建模與輸入齒輪軸的齒輪方法相同，通過UG軟件生成漸開線齒廓，然后轉入到UG中，建立行星齒輪模型。基本方法與輸入齒輪軸相同。對于其他各個部件的建模與輸入齒輪軸的建模類似，通過旋轉、拉伸、掃描獲得。行星齒輪和箱體中的內齒輪輪廓依然用UG軟件生成，然后將其轉到UG中，進行建模，其他的尺寸要求進行模擬根據具體要求進行建模。在此就不進行詳細的概述。其他零件圖一次方法一一設計，其中包括行星輪、太陽輪、系桿的零件建模見圖4-3和圖4-4，和圖4-5。圖4-3行星輪圖4-4太陽輪圖4-5各零件實體模型4.3行星齒輪機構的虛擬裝配行星齒輪傳動機構的裝配對于圖4-6所示的2K-H行星齒輪傳動,裝配要滿足以下約束:太陽輪1和內齒圈3的軸線和行星架H的軸線重合;行星輪沿圓周均勻分布并保證與太陽輪1和內齒圈3正確嚙合而不發生錯位現象;各輪齒數的選擇必須確保實現所給定的傳動比。裝配前太陽輪和內齒圈相對位置的初始化當行星齒輪為偶數時,太陽輪和內齒圈齒溝中線應調整到圖4-6所示位置Ⅰ;當行星齒輪為奇數時,太陽輪齒溝和內齒圈齒厚中線應調整到圖4-6所示位置Ⅰ。圖4-6行星齒輪傳動機構位置（1）固定外齒圈，分別將太陽輪，內齒圈與外齒圈設為同心配合。（2）調整太陽輪，當行星輪數目為奇數時，太陽輪和內齒圈的齒槽中線應處于共線位置；當行星輪數為偶數時，太陽輪齒槽中線和內齒圈的齒厚中線應處于共線位置。（3）導入行星輪，每一行星輪應與行星架上對應行星軸同心配合。當行星輪齒數為奇數時，行星輪的齒厚中線和內齒圈的齒槽中線應處于共線位置，太陽輪齒厚中線和行星輪的齒厚中線共線。而當行星輪齒數為偶數時，行星輪的齒對稱線與太陽輪和內齒圈的齒槽中線應共線。第1個行星齒輪在太陽輪和內齒圈經初始化調整后。即可在圖4-4所示位置Ⅰ裝入第1個行星齒輪。第2個行星齒輪如圖4-4所示,將第1個行星齒輪轉至位置Ⅱ,在位置Ⅰ可裝入第2個行星齒輪,輪系各輪轉角為太陽輪轉角:（4-1）內齒圈轉角:（4-2）第1個行星齒輪自轉角：（4-3）式中Np———行星齒輪的個數Za———太陽輪的齒數Zc———行星齒輪的齒數Zb———內齒圈的齒數③第3個行星齒輪的裝配將第1個行星齒輪轉至位置Ⅲ,此時,第2個行星齒輪轉至位置Ⅱ,在位置Ⅰ可裝入第3個行星齒輪。輪系各輪轉角同上。在滿足裝配約束條件下,按照上述裝配方法,對行星齒輪傳動機構進行虛擬裝配。其裝配實體模型見圖4-7。圖4-7行星齒輪傳動的虛擬裝配模型1：行星輪12：行星輪23：行星輪3在行星齒輪加速器的設計中,應該特別注意結構布置的合理性。因為結構布置如果不合理,將會直接造成載荷分配的不均勻。從而使設備達不到原設計效果。曾經我們有過失敗的教訓,某加速器太陽輪軸心線與其它軸不在同一水平面水平面上,用螺釘將內齒圈固定在箱體上。這樣設計不僅裝配比較困難,同時由于螺釘固定無法保證徑向尺寸,使主軸下沉,這樣直接影響了載荷分配,在空轉試車時就有比較明顯的噪音,而且接觸不良。后來進行了改造,將主軸和其它軸放在同一水平面上,剛度也適當加強收到明顯效果,噪音減小運轉平穩。（1）新建一個裝配零件圖;并且插入箱體零件和一個行星齒輪。（2）新建基準軸，基準軸參考實體為裝配體的右視基準面和上師基準面；記為基準軸1。（3）新建基準面，基準面參考實體為基準軸1和右基準面旋轉角度為120度；記為基準面1。（4）新建基準面，基準面參考實體為基準軸1和右基準面旋轉角度為240度；記為基準面2。（5）選擇箱體1，右擊箱體，選擇浮動。對箱體進行配合。步驟①選擇箱體基準軸1和裝配體1中的基準軸1選擇重合按鈕；②選擇箱體右視基準面和裝配體右視基準面選擇重合按鈕。（6）選擇箱體1，右擊箱體，選擇固定。（7）插入零部件行星齒輪，打開配合按鍵，配合后如圖4-8。步驟：①選擇行星齒輪基準軸1和裝配體的右視基準面，選擇重合按鈕；②選擇基準軸1和行星齒輪的基準軸1，選擇距離按鈕，輸入距離36；③選擇行星齒輪基準面1和裝配體中的右視基準面，選擇重合按鈕；④選擇行星齒輪的端面和箱體內齒輪的端面，選擇重合按鈕。圖4-8行星齒輪與箱體的配合（8）.再次插入零部件行星齒輪，打開配合按鈕。步驟：①選擇行星齒輪基準軸1和裝配體基準面1，選擇重合按鈕；②選擇基準軸1和行星齒輪的基準軸1，選擇距離按鈕，輸入距離36；③選擇行星齒輪基準面1和裝配體中的基準面1，選擇重合按鈕；④選擇行星齒輪的端面和箱體內齒輪的端面，選擇重合按鈕。如圖4.3。（9）再次插入零部件行星齒輪，打開配合按鈕，進行配合，配合完成后再此插入一個行星齒輪，步驟與下面的步驟基本相同，除了步驟（1）中與行星齒輪基準軸配合的是裝配體基準面3，其他步驟相同。步驟：①選擇行星齒輪基準軸1和裝配體基準面2，選擇重合按鈕；②選擇基準軸1和行星齒輪的基準軸1，選擇距離按鈕，輸入距離36；③選擇行星齒輪基準面1和裝配體中的基準面2，選擇重合按鈕；④選擇行星齒輪的端面和箱體內齒輪的端面，選擇重合按鈕。如圖4.3。（10）打開干涉按鈕，計算是否發生干涉；若發生干涉，檢查干涉放生在哪里，并進行修改。（11）插入輸入齒輪軸，打開配合按鈕，配合后如圖4-9。步驟：①選擇輸入齒輪軸的基準軸和裝配體的基準軸，選擇重合按鈕；②選擇行星齒輪基準面和輸入齒輪軸的基準面3，選擇重合按鈕；③選擇行星齒輪端面和輸入齒輪軸齒輪端面，選擇重合按鈕。圖4-9行星齒輪與輸入齒輪軸的配合（12）打開干涉按鈕，計算是否發生干涉；若發生干涉，檢查干涉放生在哪里，并進行修改。（13）右擊箱體，選擇隱藏零部件。（14）插入小軸，打開配合按鈕，配合后如圖4.5。步驟：①選擇行星齒輪中心孔面和小軸的外圓柱面，選擇同軸心按鈕；②選擇行星齒輪端面和小軸的端面，選擇重合。圖4-10小軸與行星齒輪的配合（15）再次插入兩個小軸，分別裝入另外兩個行星齒輪中，配合方式與步驟14相同。（16）插入零件調整墊，打開配合按鈕。步驟：①選擇調整墊的中心孔面和小軸的外圓柱面，選擇同軸心按鈕；②選擇行星齒輪端面和調整墊的端面，選擇重合。（17）再次插入兩個調整墊，分別裝入另外兩個小軸中，配合方式與步驟16相同。（18）插入零件轉盤，打開配合按鈕，配合完成后如圖4-11。圖4-11轉盤與小軸的配合步驟：①選擇轉盤前視基準面和裝配體的右視基準面，選擇重合按鈕；②選擇轉盤右視基準面和裝配體的上視基準面，選擇重合按鈕；③選擇轉盤基準軸3和裝配體的右視基準面，選擇重合按鈕。（19）打開工具選項，選擇插件欄，最后單擊確定。（20）打開設計庫，選擇GB—墊圈和擋圈—平墊圈，選擇小墊圈-A級GB/T848-1985，設置屬性大小為M12。步驟：①選擇墊圈的基準軸和小周的基準軸，選擇重合按鈕：②選擇墊圈的端面和轉盤的端面，選擇重合按鈕。（21）繼續打開設計庫，重新選擇兩個墊片，配合在另外兩個小軸上，屬性和裝配步驟與步驟20相同（22）打開設計庫，選擇Toolbox中的GB—螺母—六角螺母，選擇六角薄螺母GB/T6172.1-2000，設置屬性大小為M12，螺紋線顯示為簡化模式，打開配合按鈕。步驟：①選擇六角螺母的基準軸和小軸的基準軸，選擇重合按鈕；②選擇六角螺母的端面和按片的端面，選擇重合按鈕。（23）繼續打開設計庫，重新選擇兩個六角螺母，配合的部件是另外兩個小軸，屬性大小與步驟20相同，配合步驟與步驟20相同。（24）插入零部件輸出齒輪軸，移動齒輪軸至合適位置，打開配合按鈕。步驟：①選擇輸出齒輪軸基準軸和裝配體基準軸，選擇重合按鈕；②選擇輸出齒輪軸鍵槽底面和轉盤鍵槽底部，選擇平行按鈕。（25）打開設計庫，選擇Toolbox中的GB—銷和鍵—平行鍵，選擇普通平鍵GB1096—79，設置屬性大小為8，長度28，類型A，打開配合按鈕，配合完成后如圖4-12。完成后再次選擇一個相同的并行健，裝入輸出軸的另外一個鍵槽之中，裝配的基本步驟與之前的相同。步驟：①選擇輸出齒輪軸鍵槽底面和鍵槽頂面，選擇重合按鈕；②選擇輸出齒輪軸鍵槽圓柱面和鍵槽圓柱面，選擇重合按鈕；③選擇輸出齒輪軸鍵槽側端面和鍵槽側端面，選擇重合按鈕。圖4-12輸出齒輪軸與普通平鍵的配合（26）打開配合按鈕，選擇轉盤的頂面和輸出齒輪軸臺階端面，選擇重合按鈕。（28）插入零部件端蓋，移動至合適位置，打開配合按鈕,如圖4-13。圖4-13端蓋的裝配步驟：①選擇端蓋外圓柱面和箱體外圓柱面，選擇同心按鈕；②選擇端蓋拉伸切除內圓柱面和箱體M8螺紋孔，選擇同心按鈕；③選擇端蓋最內里的端面和銅套端面，選擇重合按鈕。（32）打開設計庫，GB—銷和鍵—平行鍵，選擇普通平鍵GB1096—79，設置屬性大小為6，長度28，類型A，打開配合按鈕，配合步驟與第23步的步驟相同。（33）將除了三個行星齒輪、輸入齒輪軸和箱體，將其他零件隱藏。打開配合設計樹，找到步驟7中的裝配（1）、（3），步驟8中的裝配（1）、（3），步驟9中的裝配（1）、（3），步驟11中的（2）。刪除這些配合，然后打開配合按鈕，進行齒輪配合。步驟：①選擇機械配合中的齒輪按鈕，選擇要配合的實體，選擇行星齒輪的內孔和輸入齒輪軸的外圓柱，輸入齒輪比率為18:30,選擇反轉框，如圖4-14。圖4-14行星齒輪與輸入齒輪軸的齒輪配合②再次對另外兩個行星齒輪進行同樣的配合方法。③選擇機械配合中的齒輪按鈕，選擇要配合的實體，選擇行星齒輪的內孔和箱體的外圓柱，輸入齒輪比率為18:66，選擇反轉框，如圖4-15。圖4-15箱體與行星齒輪的齒輪配合④再次對另外兩個行星齒輪進行同樣的配合方法。⑤右擊箱體，選擇隱藏按鈕，右擊轉盤，選擇顯示按鈕，打開配合按鈕，選擇機械配合中的齒輪按鈕，選擇轉盤中的基準軸1和行星齒輪1的基準軸，輸入齒輪比率為1:1。（34）右擊箱體，選擇顯示零部件。（35）選擇干涉，對零件進行干涉檢查，若發生干涉，將要對裝配中出現的位置進行檢查。在裝配的過程中，有的零件重復出現，可以通過陣列的方法裝配，例如以上步驟中的步驟9、15、17、21、23等，可以通過陣列的方式進行裝配。陣列出來的零件需要進行配合定位。在裝配過程中的說明：（1）在進行干涉檢查的時候，會發現螺釘與螺孔的裝配和小軸與螺母的裝配有干涉提示，這是由