25kw热发电太阳能方位角跟踪内置式减速器设计.docx

摘 要

太阳能热发电装置具有效率高，便于网络发电的优势，25kw热发电太阳能发电装置是目前国内希望发展的太阳能发电装置，而方位角跟踪内置式减速器是太阳能发电装置的重要部件，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。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，减速器工作性能好，可靠性好，使用寿命长。我国的减速器近几年发展很快，几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，多以齿轮传动、行星齿轮传动、蜗杆传动为主，但与国外相比，在材料品质，工艺水平，寿命方面存在着一些差距；国内使用的大型减速器或者一些特许要求的减速器，多从国外（如丹麦、德国等）进口。不管是国内国外，在减速器设计过程中，都在不断追求传递功率大、减速比大、体积小、重量轻和机械效率高等性能的减速器，以便更好更快去满足社会的需要。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者减速比大而机械效率过低的问题；另外，在材料品质和工艺水平上还有许多弱点，可靠性能不够，使用寿命不长。本设计首先根据当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者减速比大而机械效率过低，可靠性能不够，使用寿命不长的问题，按照设计的尺寸要求；选择25kw热发电太阳能方位角跟踪内置式减速器方案，再按照设计要求拟定传动方案，选择合适电动机，合理分配各级传动比，计算运动和动力参数，进行齿轮，轴的强度计算，减速器装备图设计，主要零件图设计。
关键词：太阳能；减速器；行星齿轮；

引言
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。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，减速器工作性能好，可靠性好，使用寿命长。我国的减速器近几年发展很快，几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，多以行星齿轮传动，齿轮传动、蜗杆传动为主，但与国外相比，在材料品质，工艺水平，寿命方面存在着一些差距；国内使用的大型减速器或者一些特许要求的减速器，多从国外（如丹麦、德国等）进口。不管是国内过外，在减速器设计过程中，都在不断追求传递功率大、减速比大、体积小、重量轻和机械效率高等性能的减速器，以便更好更快去满足社会的需要。
而行星齿轮传动具有体积小，重量轻，效率高，传动比范围大，传递功率范围大和工作平稳等优点，因此在各类机械上得到广泛的应用。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。
此设计是教师的在研科研项目，主要通过设计了解各种减速器的特性，根据设计的要求、目的来确定可行的设计方案，通过反复的验证确定设计的主要结构、绘出主要部件的方案设计草图，然后进行各种零部件的计算、校核，绘出装配图、零件图、部件图。写好设计说明书。

1. 设计要求：
设计一个25kw热发电太阳能方位角跟踪内置式的减速器，满足输出扭矩为30000NM，减速比为90000，立柱内径为600mm的条件。
2. 方案设计
根据要求，提出以下方案：
方案一：传动形式为多级蜗轮蜗杆传动，传动示意图如图1所示：

二级蜗杆传动
级级蜗传动杆传动传动

一级蜗杆
伺服电机
一级齿轮

图1 两级蜗轮蜗传动示意图
此方案优点是传动方式简单，只需两级蜗杆传动即可满足设计要求，但是蜗杆传动效率较低，特别是此方案采用多级蜗轮蜗杆传动，效率更低，故设计时放弃了此方案。

方案二：多级平行轴圆柱齿轮传动，其传动示意图如图2所示：

图2多级平行轴圆柱齿轮传动示意图
此方案优点是：结构相对简单，圆柱齿轮传动效率较高，但是此结构体积庞大，并且因为每一级齿轮传动传动比有限，达到传动比90000需要很多级，故此方案不太好。

方案三：行星齿轮传动，其传动示意图如图3所示：

图3行星齿轮传动示意图
行星齿轮传动的主要优点是传动比大，体积小，承载能力大，工作平稳，在相同条件下，比普通渐开线圆柱齿轮减速器的重量减轻1/2以上，体积缩小1/2~1/3。该设计传动方案为四级行星齿轮传动，传动方式为NGW式太阳轮输入，行星架输出。在空间限定的情况下，宜采用此种传动方式。
根据设计要求，此减速器具有传递扭矩较大、传动比很大、径向尺寸受限制、立式安装、工作环境恶劣等特点。综合以上设计方案，并比较以上方案的优、缺点，选择方案三为最终设计方案。

3. 行星齿轮减速器整体结构设计
3.1 原动件选型
根据设计要求，输出机构输出扭矩为30000NM，减速比为90000。
方位角驱动执行装置选用徐州丰禾回转支承制造有限公司生产的01系列内齿式单排四点接触球式回转支承，内齿圈齿数为74，模数为5。为了达到要求的传动比，在回转支承与行星减速器之间加一个联恒精密公司生产的PN450减速器，其传动比为80，与回转支撑串联时，总传动比为104，额定输出转矩为23000NM。变速器采用四级行星减速器传动形式，查阅《机械设计手册》图17.1-6，可知单级周转轮系传动效率在0.95以上。综合轴承等的功率损失，取传递效率为0.95，单头蜗轮蜗杆传动效率为0.7。鞍山新田转盘轴承实际可看做一个蜗杆传动，则整个减速装置的综合传动效率0.95^4×0.7=0.57，则计算电机所需的功率为

伺服电机选取博美德（黄冈）机械有限公司的SM型60系列电机作为驱动装置，机型代号为SM 60-006-30LFB，其额定输出功率200W,转速3000r/min，额定扭矩0.67Nm，额定电流为2.2A，根据提供的电机转矩-转速曲线可知，该电机为恒扭矩调速。减速驱动装置总传动比为90000，回转支撑和购买的减速器总传动比为104，则行星齿轮减速器传动比为

则方位角额定输出转速：

最快速转动需用时间为15分钟。

输出扭矩

其中MD为电机额定扭矩，η为总传动效率。
按照设计要求在一天转动，一天按12小时计算，则每分钟需要转角为

实际伺服电机转速为

3.2 行星齿轮减速器传动比分配
根据设计要求，利用行星传动功率分流的特点来承担更大的载荷。由3.1计算得，行星齿轮减速器传动比为。如果每级传动比取相同，则。行星齿轮传动设计需满足传动比条件、同心条件、均布条件和邻接条件，有空间限制时，还需满足空间设计要求。
对于NGW型行星齿轮传动，当太阳轮输入，内齿圈固定，行星轴输出时，传动比计算公式为：

式中： ， 传动比；
za ，太阳轮齿数；
zb， 内齿轮齿数；
根据设要求，查阅《机械设计手册》表17.2-4，确定各级传动比如下：
第一级：5.7273，za =22, zc =41, zb =104
第二级：5.7273 za =22, zc =41, zb =104
第三级：5.1, za =20, zc =31, zb =82
第四级：5.1 za =20, zc =31, zb =82
则总传动比
传动方式为NGW型，内齿圈固定，太阳轮输入，行星架输出。
将总传动比加以修正可得：

方位角额定输出转速：

最快速转动需用时间为14.79分钟。
输出扭矩

修正后的实际伺服电机转速为

计算各轴转速、转矩和功率如下表：
表1：传动装置的运动、动力参数

第一级输入轴
第二级输入轴
第三级输入轴
第四级输入轴
转盘轴承输入轴
转盘轴承输出轴
各轴转速（r/min）

各轴转矩（Nm）

各轴功率（kw）

3.3 初步计算齿轮的主要参数
3.3.1第四级齿轮模数计算
为了满足尺寸要求，尽可能减小内齿圈的尺寸，齿轮设计为硬齿面，行星轮和太阳轮材料为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。查阅《机械设计手册》图16.2-17和图16.2-26可知， =1400,=340表面渗碳淬火处理，内齿圈材料为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，查阅《机械设计手册》图16.2-17和图16.2-26可知，=1250,=420，表面渗氮处理，图4为第四级行星齿轮传动示意图。

图4 第四级行星齿轮传动示意图

根据3.1计算得知驱动装置的输出扭矩为

转盘轴承的传动比为104，它实际上就是一个单头蜗杆传动，传动效率按0.7计算，则转盘轴承输入转矩为：

转盘轴承蜗杆输入端通过联轴器与行星齿轮减速器的输出端相连，故转盘轴承的输入转矩就是行星齿轮减速器的输出转矩，值为 。输入电机的输出转矩为0.67Nm，故行星齿轮减速器的第一级输入转矩为0.67Nm。
根据设计要求，减速器需要放置在内径为600mm的立柱内，所以减速器外径尺寸应小于600mm。由于行星齿轮减速器最后一级的扭矩最大，计算减速器最大尺寸时，只需将最后一级尺寸控制在设计要求内即可。
一般情况下，单级周转轮系的传动效率大于0.95，考虑到其他损耗，此减速器每一级传动效率取0.95。
由3.2得，第四级传动参数如下：
5.1, za =20, zc =31, zb =82，np=3
式中，
：第四级传动比；
za ：第四级太阳轮齿数；
zc ：第四级行星轮齿数；
zb ：第四级内齿圈齿数。
由以上计算可知，第四级行星齿轮的传动比为5.1，输出扭矩为484.6Nm，传动效率为0.95。则第四级太阳轮的输入扭矩为：

按照设计要求在一天转动，一天按12小时计算，则每分钟需要转角为

此转速为转盘轴承的输出转速，由转盘轴承的传动比为104，计算得转盘轴承的输入转速为

此转速即为第四级行星齿轮传动的输出转速。
依据传动比关系即可计算出第四级行星齿轮太阳轮的输入转速：

按接触强度初算a-c传动的中心距和模数：
中心距计算公式为：

输入转矩
Nm
取载荷不均匀系数KcH=1.1，KcF=1.15
在一对a-c传动中，太阳轮传动的转矩
按《机械设计手册》查得接触强度使用的综合系数K=2
接触强度计算最小安全系数：

许应接触应力：

齿数比u：

太阳轮行星轮的材料用40Cr，热处理方式为表面淬火处理，齿面硬度56～60HRC，查《机械设计手册》图16.2-17和图16.2-26得=1400MPa，内齿轮材料选用45，=1250MPa。
取齿宽系数
则中心距a：
mm
模数mm
取模数m=3mm
中心距
mm

3.3.2校核齿面接触强度和齿根弯曲强度
① 校核a-c传动的接触强度
由于太阳轮和行星轮传动相当于定轴线齿轮传动，故可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核a-c传动的强度。vH是相对于行星架的圆周速度

齿面接触疲劳强度公式：
（3-1）
式中——计算接触应力
——节点区域系数，查《机械设计手册》图16.2-15计算

式中
——材料弹性系数，查阅《机械设计手册》表16.2-43
选取=189.8
——接触强度计算的重合度与螺旋角系数，

查表得
， ，

将以上数据代入得

所以

——分度圆上的圆周力，
——齿数比，
——齿宽， 取=32mm

根据选取的尺寸，确定
——使用系数，查阅《机械设计手册》表16.2-36
选取KA=1.25
——动载系数，其计算公式为：

取齿轮的制造精度为6级精度，
查阅《机械设计手册》表16.2-39可得
，，因为此减速器太阳轮与行星轮相对滑移速度为
，故可忽略此滑移
则：
——齿向载荷分布系数，经查阅《机械设计手册》表16.2-41和
计算得=1.096
——齿间载荷分配系数，查阅《机械设计手册》表16.2-42
选取=1.1
将以上各数值代入（3-1）式得
许用接触应力的计算，公式如下：
（3-2）
——试验齿轮的接触疲劳极限应力，按机械设计手册，取=1400MPa
——接触强度计算的寿命系数
第四级太阳轮输入转速为0.37r/min，此减速器寿命设计为10年，每天工作12小时，则太阳轮的接触应力循环次数为：
次
查《机械设计手册》图16.2-18 得
——润滑油膜影响系数
太阳轮的接触应力循环次数为
次，小于渗碳淬火刚的持久寿命循环次数次，故可按静强度计算，取
——工作硬化系数，取=1.000
——接触强度计算的尺寸系数， HBS>470,所以取=1.000
——接触强度最小安全系数，查《机械设计手册》表16.2-46
选取=1.25
将各数值代入式（3-2）中，得

安全系数
（3-3）
式中各符号代表的意义和上式一致，故得到

综上所述，a-c传动的接触强度满足要求。
② 校核a-c传动的弯曲强度
齿根弯曲强度校核计算公式
（3-4）
——计算弯曲应力
——齿向载荷分布系数，查《机械设计手册》表16.2-41和
计算得=1.096
——齿间载荷分配系数，查《机械设计手册》表16.2-42
选取=1.1
——复合齿形系数，查《机械设计手册》图16.2-23和图16.2-24查得=4.35, =4.11
——抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数
，，
所以
将各数值代入（3-4）中，得

许用弯曲应力
（3-5）
——齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，
查《机械设计手册》图16.2-26 得=800Mpa
——弯曲强度寿命系数，
查《机械设计手册》图16.2-27 得=1.05
——相对齿根圆角敏感性系数，
查《机械设计手册》表16.2-48 选取=0.95
——相对表面状况系数，=1.0
——抗弯强度计算的尺寸系数，
查《机械设计手册》图16.2-41 得=1
——弯曲强度最小安全系数，按[1]表16.2-46选取=1.8
将各数值代入（3-5）中，得

因为<，所以满足齿根弯曲强度

安全系数
（3-6）
式中各符号代表的意义和上式一致，故得到
，
故以上设计满足弯曲疲劳强度计算。
③ 校核c-b传动的接触强度
由于内齿轮和行星轮传动属于周转轮系，但当把行星轮固定就可以转化为定转轮系，故同样也可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核b-c传动的强度。
齿面接触疲劳强度公式：
（3-1）
式中——计算接触应力
——节点区域系数，查《机械设计手册》图16.2-15计算

式中
——材料弹性系数，查阅《机械设计手册》表16.2-43
选取=189.8
——接触强度计算的重合度与螺旋角系数，

查表得
， ，
将以上数据代入得

所以

——分度圆上的圆周力，

——齿数比，

——齿宽， 取=26mm

根据选取的尺寸，确定
——使用系数，查阅《机械设计手册》表16.2-36
选取KA=1.25
——动载系数，其计算公式为：

取齿轮的制造进度为6级精度，
查阅《机械设计手册》表16.2-39可得
，，因为此减速器太阳轮与行星轮相对滑移速度为
，故可忽略此滑移
则：
——齿向载荷分布系数，查阅《机械设计手册》表16.2-41和
计算得=1.086
——齿间载荷分配系数，查阅《机械设计手册》表16.2-42
选取=1.1
将以上各数值代入（3-1）公式得

许用接触应力
（3-2）
——试验齿轮的接触疲劳极限应力，取=1250MPa
——接触强度计算的寿命系数
第四级太阳轮输入转速为0.37r/min，此减速器寿命设计为10年，每天工作12小时，则太阳轮的接触应力循环次数为：
次
按照传动比计算得行星轮的应力循环次数为：
次
查《机械设计手册》图16.2-18 得
——润滑油膜影响系数
太阳轮的接触应力循环次数为
次，小于渗碳淬火刚的持久寿命循环次数 次，故可按静强度计算，取
——工作硬化系数，取=1.000
——接触强度计算的尺寸系数， HBS>470,所以取=1.000
——接触强度最小安全系数，查《机械设计手册》表16.2-46
选取=1.25
将各数值代入式（3-2）中，得

安全系数
（3-3）
式中各符号代表的意义和上式一致，故得到

故c-b接触疲劳强度满足要求。
④ 校核b-c传动的弯曲强度
齿根弯曲强度校核计算公式
（3-4）
——计算弯曲应力
——齿向载荷分布系数，查《机械设计手册》表16.2-41和
计算得 =1.086
——齿间载荷分配系数，查《机械设计手册》表16.2-42
选取 =1.1
——复合齿形系数，查《机械设计手册》图16.2-23
选取 =3.97
——抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数
，，
所以

将各数值代入（3-4）中，得

许用弯曲应力
（3-5）
——齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，
查《机械设计手册》图16.2-26 得=800Mpa
——弯曲强度寿命系数，
查《机械设计手册》图16.2-27 得=1.28
——相对齿根圆角敏感性系数，
查《机械设计手册》表16.2-48 选取=0.95
——相对表面状况系数，=1.0
——抗弯强度计算的尺寸系数，
查《机械设计手册》图16.2-41 得=1
——弯曲强度最小安全系数，按[1]表16.2-46选取=1.8
将各数值代入（3-5）中，得

因为<，所以满足齿根弯曲强度
安全系数
（3-6）
式中各符号代表的意义和上式一致，故得到

故c-b齿轮满足弯曲疲劳强度要求。

为了便于加工，将传动比相同的两级齿轮设计成相同的模数，第三级行星齿轮的模数与齿数跟第四级相同，第一、二级行星齿轮传动的所有参数相同。
由于第三级行星齿轮旋转速度高于第四级，扭矩小于第四级，而齿数模数相同，所以不需另外校核其接触疲劳强度与弯曲疲劳强度。通过查阅手册可知，对于传动齿轮，模数不能够2mm，为了合理的布局齿轮箱内尺寸，将第一、二级齿轮模数取为2mm。根据前面的设计计算可知，第一、二级齿轮模数取为2完全能够满足传动需求。至此，行星齿轮减速器齿轮强度计算完毕，设计参数如下表2：

表2：行星齿轮每级模数和齿数
参数 级数
模数(mm)
Za
Zc
Zb
第一级
2
22
41
104
第二级
2
22
41
104
第三级
3
20
31
82
第四级
3
20
31
80

3.4 几何尺寸的计算
3.4.1第四级行星齿轮
由已知：za =20, zc =31, zb =80，m=3，=20和取=0.25，=1
表3：齿轮传动几何尺寸的计算
项目
计算公式
太阳轮
周转轮
内齿轮
分度圆直径（mm）

60
93
240
基圆直径（mm）

56.38
87.39
225.53
齿顶高（mm）

3
3
3
齿根高（mm）

3.75
3.75
3.75
齿全高（mm）

6.75
6.75
6.75
齿顶圆直径（mm）

66
99
234
（）
齿根圆直径（mm）

52.5
85.5
247.5
（）
齿距（mm）

9.42
9.42
9.42
齿厚（mm）

4.71
4.71
4.71
齿槽宽（mm）

4.71
4.71
4.71
顶隙（mm）

0.75
0.75
0.75
第三级行星齿轮几何尺寸的计算
由已知：za =20, zc =31, zb =82，m=2.5，=20和取=0.25，=1
表4：齿轮传动几何尺寸的计算
项目
计算公式
太阳轮
周转轮
内齿轮
分度圆直径（mm）

50
77.5
205
基圆直径（mm）

46.98
72.83
192.64
齿顶高（mm）

2.5
2.5
2.5
齿根高（mm）

3.125
3.125
3.125
齿全高（mm）

5.625
5.625
5.625
齿顶圆直径（mm）

55
82.5
200
（）
齿根圆直径（mm）

43.75
71.25
211.25
（）
齿距（mm）

7.85
7.85
7.85
齿厚（mm）

3.93
3.93
3.93
齿槽宽（mm）

3.93
3.93
3.93
顶隙（mm）

0.625
0.625
0.625

3.4.2第二级行星齿轮
由已知：za =22, zc =41, zb =104，m=1.5，=20和取=0.25，=1
表5：齿轮传动几何尺寸的计算
项目
计算公式
太阳轮
周转轮
内齿轮
分度圆直径（mm）

33
61.5
156
基圆直径（mm）

31
57.79
146.59
齿顶高（mm）

1.5
1.5
1.5
齿根高（mm）

1.875
1.875
1.875
齿全高（mm）

3.375
3.375
3.375
齿顶圆直径（mm）

36
64.5
153
（）
齿根圆直径（mm）

29.25
57.75
159.75
（）
齿距（mm）

4.71
4.71
4.71
齿厚（mm）

2.36
2.36
2.36
齿槽宽（mm）

2.36
2.36
2.36
顶隙（mm）

0.375
0.375
0.375
第一级行星齿轮几何尺寸的计算
由已知：za =22, zc =41, zb =104，m=1.25，=20和取=0.25，=1
表6：齿轮传动几何尺寸的计算
项目
计算公式
太阳轮
周转轮
内齿轮
分度圆直径（mm）

27.5
51.25
130
基圆直径（mm）

25.84
48.16
122.16
齿顶高（mm）

1.25
1.25
1.25
齿根高（mm）

1.56
1.56
1.56
齿全高（mm）

2.81
2.81
2.81
齿顶圆直径（mm）

30
53.75
127.5
（）
齿根圆直径（mm）

24.38
48.13
133.12
（）
齿距（mm）

3.93
3.93
3.93
齿厚（mm）

1.96
1.96
1.96
齿槽宽（mm）

1.96
1.96
1.96
顶隙（mm）

0.31
0.31
0.31

3.5 轴的结构设计与计算
3.5.1输入轴的计算
在做轴的结构设计时，通常是只按轴所受的扭矩来初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的材料选择45钢，轴的扭转强度条件为

式中： ——扭转切应力，MPa;
——轴所受的扭矩，Nmm;
——轴的抗扭截面系数，;
——轴的转数 r/min;
——轴传递的功率 kW;
——计算截面处轴的直径，mm;
——许用扭转切应力，Mpa，见机械设计课本表15-3
由上式可得轴的直径

式中，，按上式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3。取，于是得

为了与电机相匹配，取输入轴尺寸为14mm。

3.5.2输出轴的计算
轴的材料选择45钢，同理，调质处理。根据表15-3。取由上节公式可得轴的最小直径

考虑尺寸要求，取输出轴的尺寸为55mm。
3.5.2第四级行星轴的计算
第四级行星排输出扭矩为484.6Nm，由于有3个行星轮，故每个行星轮承担：

根据:

其中，F为行星轴的受力，L为行星轴与太阳轮中心的距离。
根据设计：
，故：

由于行星轮两端支撑较近，其因受力而产生的弯矩可忽略不计，故只需对行星轴进行剪切强度计算。
行星轮轴受力简图如下：

其F1为行星轮对行星轴的作用力，F2为行星架的支反力，很明显可以看出，F2= 0.5F1=1.045KN。
行星轮轴所受的剪应力为：

代入数据得：

行星轴材料为45钢，屈服极限为355MPa，故此轴完全满足强度要求。据此，不再对其他行星轴进行计算，其尺寸按照整体尺寸进行设计。