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北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 任務(wù)書 姓名 謝恒聰 學(xué)號(hào) 11130306 專業(yè) 機(jī)械工程 設(shè)計(jì) 論文 題目 行星齒輪減速器的設(shè)計(jì) 題目 性質(zhì) 設(shè)計(jì) 論文 題目 來(lái)源 教學(xué) 科研 生產(chǎn) 其他 指導(dǎo)教師 職稱 工作單位 備注 董衍善 博士 中科院大學(xué) 特聘教授 畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 的內(nèi)容和要求 試為某機(jī)械裝置設(shè)計(jì)一個(gè)行星齒輪減速器 已知該行星齒輪減速器的要求輸入功率為 750kW 輸入轉(zhuǎn)速 1200rpm 傳動(dòng)比為 35 5 允許傳動(dòng)比偏差最大為 0 1 每天工作 16 小時(shí) 設(shè)計(jì)壽命為 2 年 且要求該行星齒輪減速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊 外廓尺寸較小和 傳動(dòng)效率高 要求 1 通過(guò)分析計(jì)算確定行星齒輪減速器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 2 繪制行星齒輪減速器的 CAD 工程裝配圖 3 繪制行星齒輪減速器主要齒輪的 CAD 工程零件圖 4 對(duì)主要傳動(dòng)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度分析和校核 畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 主要參考資料 1 中華人民共和國(guó)國(guó)家質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)檢疫總局 中國(guó)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)化管理委員 會(huì) JB T7681 2006ZJ 系列行星齒輪減速器 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2006 2 江渡 陳世剛 馬鐵強(qiáng) 基于 Pro E 的行星齒輪減速器三維參數(shù)化 CAD 系統(tǒng) 機(jī)械 設(shè)計(jì) 2006 2 3 張展 張弘松 張曉維 行星差動(dòng)傳動(dòng)裝置 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2009 1 畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 應(yīng)完成的工作 1 完成畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書 設(shè)計(jì)說(shuō)明書包含畢業(yè)設(shè)計(jì)內(nèi)容的全部?jī)?nèi)容和要求 2 完成行星齒輪減速器傳動(dòng)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和分析計(jì)算 3 完成行星齒輪減速器的 CAD 工程裝配圖繪制 4 完成繪制行星齒輪減速器主要齒輪的 CAD 工程零件圖繪制 并手工繪制一張 A3 大小的零件圖 5 完成對(duì)主要傳動(dòng)齒輪的強(qiáng)度分析和校核 進(jìn)度安排 指導(dǎo)教師簽字 日期 年月日 系意見 簽字 系 蓋章 日期 年月日 注 表中所填內(nèi)容采用 5 號(hào)字 中文采用宋體 英文采用 Times New Roman 字體 表中段落采用 1 5 倍行 距 首行縮進(jìn) 2 個(gè)字符 每一頁(yè)的外框四周均采用雙線條 當(dāng)?shù)撞砍霈F(xiàn)單線條時(shí) 應(yīng)該修正為雙線條 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 論 文 行星齒輪減速器的設(shè)計(jì) 學(xué) 號(hào) 11130306 姓 名 謝恒聰 專 業(yè) 機(jī)械工程 系 別 指導(dǎo)教師 董衍善 教授 二 一五年六月 i 摘 要 本文完成了對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 該減速器具有較小的傳動(dòng)比 而 且 它具有結(jié)構(gòu)緊湊 傳動(dòng)效率高 外廓尺寸小和重量輕 承載能力大 運(yùn)動(dòng)平 穩(wěn) 抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng) 噪聲低的特點(diǎn) 首先簡(jiǎn)要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 然后比 較了各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu) 從而確定了傳動(dòng)的基本類型 論文主體部分是對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主 要構(gòu)件包括太陽(yáng)輪 行星輪 內(nèi)齒圈及轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)計(jì)算 通過(guò)所給的輸入功率 傳動(dòng)比 輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后 對(duì)其進(jìn)行了整 體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算和主要零部件的強(qiáng)度校核計(jì)算 最后對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了總 結(jié) 基本上完成了對(duì)該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 關(guān)鍵詞 行星齒輪 傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 校核計(jì)算 ii ABSTRACT This paper completed the structural design of the planetary gear reducer The reducer has a smaller gear ratio and it has a compact high transmission efficiency small size and light weight profile large carrying capacity smooth movement a strong ability to shock and vibration low noise characteristics Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer and then compare the various transmission structure which determines the basic types of transmission The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear planetary gear the ring gear and the planet carrier is designed to calculate by means of a given input power the transmission ratio the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components Finally a summary of the entire design process basically completed the overall structural design of the reducer KEYWORDS Planetary gear transmission mechanism Structural design Checking calculation iii 目 錄 摘 要 i ABSTRACT ii 目 錄 iii 1 緒論 1 1 1 研究背景及意義 1 1 2 行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀 1 1 3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì) 2 1 4 論文的基本內(nèi)容 2 2 總體方案設(shè)計(jì) 3 2 1 設(shè)計(jì)要求 3 2 2 總體方案選擇 3 2 2 1 行星機(jī)構(gòu)的類型及特點(diǎn) 3 2 2 2 確定行星齒輪傳動(dòng)類型 5 3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 6 3 1 配齒計(jì)算 6 3 2 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 7 3 2 1 計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù) m 7 3 2 2 計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù) m 7 3 3 嚙合參數(shù)計(jì)算 8 3 3 1 高速級(jí) 8 3 3 2 低速級(jí) 8 3 3 3 高速級(jí)變位系數(shù) 9 3 3 4 低速級(jí)變位系數(shù) 9 3 4 幾何尺寸的計(jì)算 9 3 4 1 高速級(jí) 9 3 4 2 低速級(jí) 10 3 4 3 插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算 10 3 5 裝配條件的驗(yàn)算 11 3 5 1 鄰接條件 11 3 5 2 同心條件 11 iv 3 5 3 安裝條件 12 3 6 傳動(dòng)效率的計(jì)算 12 3 6 1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 12 1x 3 6 2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 13 2 3 7 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 14 3 7 1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 14 3 7 2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 16 3 7 3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 18 3 7 4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 18 3 7 5 低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 20 3 7 6 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 22 4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 23 4 1 行星軸設(shè)計(jì) 23 4 1 1 初算軸的最小直徑 23 4 1 2 選擇行星輪軸軸承 24 4 2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 25 4 2 1 輸入軸設(shè)計(jì) 25 4 2 2 輸出軸設(shè)計(jì) 26 5 轉(zhuǎn)臂 箱體及附件的設(shè)計(jì) 28 5 1 轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì) 28 5 1 1 轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)方案 28 5 1 2 轉(zhuǎn)臂制造精度 29 5 2 箱體的設(shè)計(jì) 31 5 3 其他附件的選用 33 5 3 1 標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用 33 5 3 2 密封和潤(rùn)滑 33 結(jié)論 34 致 謝 35 參考文獻(xiàn) 36 附錄 一 37 附錄 二 38 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 1 1 緒論 1 1 研究背景及意義 行星齒輪傳動(dòng)在我國(guó)已有了許多年的發(fā)展史 很早就有了應(yīng)用 然而 自 20 世紀(jì) 60 年代以來(lái) 我國(guó)才開始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入 系統(tǒng)的研究和試 制工作 無(wú)論是在設(shè)計(jì)理論方面 還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面 均取得了較大的 成就 并獲得了許多的研究成果 近 20 多年來(lái) 尤其是我國(guó)改革開放以來(lái) 隨著 我國(guó)科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展 我國(guó)已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家引進(jìn)了大量 先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù) 經(jīng)過(guò)我國(guó)機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化 與時(shí)俱 進(jìn) 開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn) 使我國(guó)的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展 1 本課題通過(guò)對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和 裝配尺寸 并對(duì)涉及結(jié)果進(jìn)行參數(shù)化分析 為行星齒輪減速器產(chǎn)品的開發(fā)和性能 評(píng)價(jià)實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)?；a(chǎn)提供了參考和理論依據(jù) 通過(guò)本設(shè)計(jì) 要能 弄懂該減速器的傳動(dòng)原理 達(dá)到對(duì)所學(xué)知識(shí)的復(fù)習(xí)與鞏固 從而在以后的工作中 能解決類似的問(wèn)題 1 2 行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀 我國(guó)的低速重載齒輪技術(shù) 特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測(cè)繪仿制等階段 從無(wú)到有逐步發(fā)展起來(lái) 除了摸索掌握制造技術(shù)外 在 20 世紀(jì) 80 年代末至 90 年代初推廣硬齒面技術(shù)過(guò)程中 我們還作了解決 斷軸 選用 等一系列有意 義的工作 1 漸開線行星齒輪效率的研究 行星齒輪傳動(dòng)的效率作為評(píng)價(jià)器傳動(dòng)性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一 國(guó)內(nèi)外有許 多學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了系統(tǒng)的研究 現(xiàn)在 計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)效率的方法很多 國(guó)內(nèi) 外學(xué)者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動(dòng)效率的計(jì)算方法 在設(shè)計(jì)計(jì)算中 較常用的 計(jì)算方有 3 種 嚙合功率法 力偏移法 和傳動(dòng)比法 克萊依涅斯法 其中以 嚙合功率法的用途最為廣泛 此方法用來(lái)計(jì)算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的 效率十分方便 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 2 2 漸開線行星齒輪均載分析的研究現(xiàn)狀 行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊 質(zhì)量小 體積小 承載能力大等優(yōu)點(diǎn) 這些都 是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)行星輪的傳動(dòng)方式 充分利用了同心軸齒輪之間的 空間 使用了多個(gè)行星輪來(lái)分擔(dān)載荷 形成功率流 并合理的采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng) 從而使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn) 為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性 均載的問(wèn) 題就成了一個(gè)十分重要的課題 在結(jié)構(gòu)方面 起初人們只努力地提高齒輪的加工 精度 從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難 后來(lái)通過(guò)時(shí)間采取了對(duì)行 星齒輪的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其它可自動(dòng)調(diào)位的方法 1 3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì) 隨著我國(guó)市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的推進(jìn) 九五 期間 齒輪行業(yè)的專業(yè)化生產(chǎn)水平有了 明顯提高 如一汽 二汽等大型企業(yè)集團(tuán)的齒輪變速箱廠 車轎廠 通過(guò)企業(yè)改 組 改制 改為相對(duì)獨(dú)立的專業(yè)廠 參與市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng) 隨著軍工轉(zhuǎn)民用 農(nóng)機(jī)齒輪 企業(yè)轉(zhuǎn)加工非農(nóng)用齒輪產(chǎn)品 調(diào)整了企業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu) 私有企業(yè)的堀起 中外合資 企業(yè)的涌現(xiàn) 齒輪行業(yè)的整體結(jié)構(gòu)得到優(yōu)化 行業(yè)實(shí)力增強(qiáng) 技術(shù)進(jìn)步加快 當(dāng)今世界各國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是向六高 二低 二化方面發(fā)展 六高即高承載能力 高齒面硬度 高精度 高速度 高可靠性和高傳動(dòng)效率 二 低即低噪聲 低成本 二化即標(biāo)準(zhǔn)化 多樣化 減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展 在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工 業(yè)水平 因此 開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國(guó)有廣闊的前景 1 4 論文的基本內(nèi)容 1 選擇傳動(dòng)方案 傳動(dòng)方案的確定包括傳動(dòng)比的確定和傳動(dòng)類型的確定 2 設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 都大致包括 選擇傳動(dòng)方案 傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 軸承的選型與壽命計(jì)算 鍵的選擇與強(qiáng)度計(jì)算 箱體的設(shè)計(jì) 潤(rùn)滑與密封的選擇等 在對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上 依據(jù)給定的減速器設(shè)計(jì) 的主要參數(shù) 通過(guò) CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖 繪 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 3 制出減速器的總裝圖對(duì)其進(jìn)行分析 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 4 2 總體方案設(shè)計(jì) 2 1 設(shè)計(jì)要求 試為某機(jī)械裝置設(shè)計(jì)一個(gè)行星齒輪減速器 已知該行星齒輪減速器的要求輸 入功率為 750kW 輸入轉(zhuǎn)速 1200rpm 傳動(dòng)比為 35 5 允許傳動(dòng)比偏差最大為 0 1 每天工作 16 小時(shí) 設(shè)計(jì)壽命為 2 年 且要求該行星齒輪減速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊 外廓尺寸較小和 傳動(dòng)效率高 2 2 總體方案選擇 2 2 1 行星機(jī)構(gòu)的類型及特點(diǎn) 行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較 它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn) 行星齒輪傳 動(dòng)的主要特點(diǎn)如下 1 體積小 質(zhì)量小 結(jié)構(gòu)緊湊 承載能力大 一般 行星齒輪傳動(dòng)的外 廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的 即在承受相同的載荷條件下 51 2 2 傳動(dòng)效率高 在傳動(dòng)類型選擇恰當(dāng) 結(jié)構(gòu)布置合理的情況下 其效率 值可達(dá) 0 97 0 99 3 傳動(dòng)比較大 可以實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳 動(dòng)的類型及配齒方案 便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比 在僅作為傳 遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中 其傳動(dòng)比可達(dá)到幾千 應(yīng)該指出 行星齒輪傳動(dòng)在其 傳動(dòng)比很大時(shí) 仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊 質(zhì)量小 體積小等許多優(yōu)點(diǎn) 4 運(yùn)動(dòng)平穩(wěn) 抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng) 由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)相同的行 星輪 均勻地分布于中心輪的周圍 從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡 同時(shí) 也使參與嚙合的齒數(shù)增多 故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn) 抵抗沖擊和振動(dòng) 的能力較強(qiáng) 工作較可靠 最常見的行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是 NGW 型行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 行星齒輪傳動(dòng)的型式 可按兩種方式劃分 按齒輪嚙合方式不同分有 NGW NW NN WW NGWN 和 N 等類型 按基本結(jié)構(gòu)的組成情況不同有 2Z X 3Z Z X V Z X 等類型 行星齒輪傳動(dòng)最顯著的特點(diǎn)是 在傳遞動(dòng)力時(shí)它可進(jìn)行功率分流 同時(shí) 其 輸入軸與輸出軸具有同軸性 即輸入軸與輸出軸均設(shè)置在同一主軸線上 所以 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 5 行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來(lái)代替普通齒輪傳動(dòng) 而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的中 的減速器 增速器和變速裝置 尤其是對(duì)于那些要求體積小 質(zhì)量小 結(jié)構(gòu)緊湊 和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī) 起重運(yùn)輸 石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝置以及 需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動(dòng)裝置 行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來(lái)越 廣泛的應(yīng)用 表 2 1 列出了常用行星齒輪傳動(dòng)的型式及特點(diǎn) 表 2 1 常用行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類型及其特點(diǎn) 性能參數(shù)傳動(dòng) 形式 簡(jiǎn)圖 傳動(dòng)比 效率 最大功 率 kW 特點(diǎn) NGW 2Z X 負(fù)號(hào)機(jī) 構(gòu) 1 1 BAXi 3 13 7 推薦 2 8 9 效率高 體積小 重量輕 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 制造方便 傳 遞公路范圍大 軸向尺寸 小 可用于各個(gè)工作條件 在機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣 單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小 耳 機(jī)和三級(jí)傳動(dòng)均廣泛應(yīng)用 NW 2 Z X 負(fù) 號(hào)機(jī)構(gòu) 1 5 BAXi 0 推薦 7 21 0 97 0 99 不限 效率高 徑向尺寸比 NGW 型小 傳動(dòng)比范圍較 NGW 型大 可用于各種工作條 件 但雙聯(lián)行星齒輪制造 安裝較復(fù)雜 故 7 時(shí) BAXi 不宜采用 NN 2Z X 負(fù)號(hào) 機(jī)構(gòu) 推薦值 8 3 BXEi 0 效率較低 一般為 0 7 0 8 40 傳動(dòng)比打 效率較低 適 用于短期工作傳動(dòng) 當(dāng)轉(zhuǎn) 臂 X 從動(dòng)時(shí) 傳動(dòng)比 大i 于某一值后 機(jī)構(gòu)將發(fā)生 自鎖 WW 2 Z X 負(fù) 號(hào)機(jī)構(gòu) 1 2 BXAi 數(shù)千 1 2 BXAi 5 時(shí) 效 率可達(dá) 0 9 0 7 5 以后 i 隨 增加 徒降 20 傳動(dòng)比范圍大 但外形尺 寸及重量較大 效率很低 制造困難 一般不用與動(dòng) 力傳動(dòng) 運(yùn)動(dòng)精度低也不 用于分度機(jī)構(gòu) 當(dāng)轉(zhuǎn)臂 X 從動(dòng)時(shí) 從某一數(shù)值起i 會(huì)發(fā)生自鎖 常用作差速 器 其傳動(dòng)比取值為 1 8 3 最佳值為 2 XABi 此時(shí)效率可達(dá) 0 9 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 6 NGW 型 3Z 小功率 傳動(dòng) BAEi 500 推薦 20 BAEi 100 0 8 0 9 隨 增加 而下降 短期工 作 120 長(zhǎng)期 工作 10 結(jié)構(gòu)緊湊 體積小 傳動(dòng) 比范圍大 但效率低于 NGW 型 工藝性差 適用 于中小功率功率或短期工 作 若中心輪 A 輸出 當(dāng) 大于某一數(shù)值時(shí)會(huì)發(fā)生i 自鎖 NGWN 型 3Z 60 BAEi 500 推薦 64 300 0 7 0 84 隨 增 bAEi 加而下降 短期工 作 120 長(zhǎng)期 工作 10 結(jié)構(gòu)更緊湊 制造 安裝 比上列 型傳動(dòng)方便 由 于采用單齒圈行星輪 需 角度變?yōu)椴拍軡M足同心條 件 效率較低 宜用于短 期工作 傳動(dòng)自鎖情況同 上 2 2 2 確定行星齒輪傳動(dòng)類型 根據(jù)上述設(shè)計(jì)要求可知 該行星齒輪減速器傳遞功率高 傳動(dòng)比較大 工作 環(huán)境惡劣等特點(diǎn) 故采用雙級(jí)行星齒輪傳動(dòng) 2X A 型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 制造方便 適 用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng) 選用由兩個(gè) 2X A 型行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成 的雙級(jí)行星齒輪減速器較為合理 名義傳動(dòng)比可分為 進(jìn)行傳動(dòng) 17 pi 25p 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖 2 1 所示 圖 2 1 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 7 3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 3 1 配齒計(jì)算 根據(jù) 2X A 型行星齒輪傳動(dòng)比 的值和按其配齒計(jì)算公式 可得第一級(jí)傳pi 動(dòng)的內(nèi)齒輪 行星齒輪 的齒數(shù) 現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸 故選1b1c 取第一級(jí)中心齒輪 數(shù)為 17 和行星齒輪數(shù)為 根據(jù)內(nèi)齒輪a3pn 11bpiz 17 103 7bz 對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整后 此時(shí)實(shí)際的 P 值與給定的 P 值稍有變化 但是必 須控制在其傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi) 實(shí)際傳動(dòng)比為 7 0588i1 zab 其傳動(dòng)比誤差 5 i pi 7 108 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數(shù)為 11243cbaz 所求得的 適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動(dòng) 再考慮到其安裝條ZC 件為 C 40 12zab 整 數(shù) 第二級(jí)傳動(dòng)比 為 5 選擇中心齒輪數(shù)為 23 和行星齒輪數(shù)目為 3 根據(jù)內(nèi)2pi 齒輪 zb1 92 再考慮到其安裝條件 選擇 1za 1b 23 的齒數(shù)為 91zb 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數(shù)為 2 341zcb1za 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 8 實(shí)際傳動(dòng)比為 4 957i1 zab 其傳動(dòng)比誤差 8 i pi 3 2 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 齒輪材料和熱處理的選擇 中心齒輪 A1 和中心齒輪 A2 以及行星齒輪 C1 和 C2 均采用 20CrMnTi 這種材料適合高速 中載 承受沖擊和耐磨的齒輪及齒 面較寬的齒輪 故且滿足需要 齒面硬度為 58 62HRC 根據(jù)圖二可知 取 1400 340 中心齒輪加工精度為六級(jí) 高速級(jí)與低limH 2NlimF 2N 速級(jí)的內(nèi)齒輪均采用 42CrMo 這種材料經(jīng)過(guò)正火和調(diào)質(zhì)處理 以獲得相當(dāng)?shù)膹?qiáng)度 和硬度等力學(xué)性能 調(diào)質(zhì)硬度為 217 259HRC 根據(jù)圖三可知 取 780limH 420 輪 B1 和 B2 的加工精度為 7 級(jí) 2li2 3 2 1 計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù) m 按彎曲強(qiáng)度的初算公式 為 1132liAFPaTKYmdz 現(xiàn)已知 17 3401aZm2 N 中心齒輪 a1 的名義轉(zhuǎn)矩為 1 750195494198 332PTNmn 取算式系數(shù) 按表 6 6 取使用系數(shù) 按表 6 4 取綜合系數(shù)2 mK 6AK 1 8 取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) 由公式fk 1 35hpk 可得 由表查得齒形系數(shù) 1 61 6351 6fphpk 由表查的齒寬系數(shù) 則所得的模數(shù) m 為12 7faY 0 8d 8 13 398 16 52 67 0734m 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 9 取齒輪模數(shù)為 9m 3 2 2 計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù) m 按彎曲強(qiáng)度的初算公式 計(jì)低速級(jí)齒輪的模數(shù) m 為1132liAFPaTKYmdz 現(xiàn)已知 23 420 中心齒輪 a2 的名義轉(zhuǎn)矩 m2 N 2a 1xa 7 05819 340 6 nm 取算式系數(shù) 按表 6 6 取使用系數(shù) 按表 6 4 取綜合系數(shù)2mk1 ak 1 8 取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) 由公式可f 1 2hp 得 由表查得齒形系數(shù) 由 1 61 631 2fphp 1 4faY 表查的齒寬系數(shù) 則所得的模數(shù) 為0 d m 11 97mm 3142 61 832 4 0m 取齒輪模數(shù)為 3 3 嚙合參數(shù)計(jì)算 3 3 1 高速級(jí) 在兩個(gè)嚙合齒輪副中 中 其標(biāo)準(zhǔn)中心距 a1 為1ac 1b 11 97432022acacmz 11 1bcbc 3 3 2 低速級(jí) 在兩個(gè)嚙合齒輪副中 中 其標(biāo)準(zhǔn)中心距 a2 為2ac 2b 221134acbcmz 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 10 221129342bcbcmaz 由此可見 高速級(jí)和低速級(jí)的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等 因此該行星齒輪傳動(dòng)滿足 非變位的同心條件 但是在行星齒輪傳動(dòng)中 采用高度變位可以避免根切 減小 機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量 2 還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力 由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位 大齒輪采用負(fù)變位 10 x 20 x 內(nèi)齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等 即 型的傳動(dòng)中 當(dāng)傳2 zxA 動(dòng)比 時(shí) 中心齒輪采用正變位 行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位 其變位系4 baxi 數(shù)關(guān)系為 0cba 3 3 3 高速級(jí)變位系數(shù) 確定外齒輪副的變位系數(shù) 因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變 在嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)270a 1260z 314ax 34bx 314cx 3 3 4 低速級(jí)變位系數(shù) 因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)342a 1257z 20 15ax 0 b 0 1cx 3 4 幾何尺寸的計(jì)算 對(duì)于雙級(jí)的 型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計(jì)算 各齒輪2xA 副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果如下表 3 4 1 高速級(jí) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac 齒輪副1bc 分度圓直 徑 1dmz 253d 287387d 29 基圓直徑 1cosba2 1 4 b2616 b205 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 11 3 4 2 低速級(jí) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac 齒輪副1bc 分度圓直徑 1dmz 2276d 408408d 29 基圓直徑 cosba2 1 3 b2136 b275 3 4 3 插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算 外 嚙 合 112amdxh 2176 5ad 39b 頂圓 直徑 1a內(nèi)嚙 合 2a 3a 21afmc 插 齒 139 5b 206a 外 嚙 合 1fdxh212f 136 5fd 28f 齒根圓直 徑 f內(nèi)嚙 合 fa 202 插 齒 1358 f 2946f 外 嚙 合 11axh 22mad10 75a 249d 齒頂圓 直徑 1a 內(nèi) 嚙 合 a 23 1afc 插 齒 249 5a 1063 外 嚙 合 1f madxh212f 1248 75fd 3f 齒根圓 直徑 f 內(nèi) 嚙 合 f 202fa 插 齒 1375 2f 29f 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 12 已知模數(shù) 盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18 變位系數(shù)為9m 試求被插齒的內(nèi)齒輪 的齒圓直徑 0 1x中 等 磨 損 程 度 1b2 齒根圓直徑 按下式計(jì)算 即2fd 20fad 插 齒 插齒刀的齒頂圓直徑0a 插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距2 00aomaoxzh 9182 5186 3m 高速級(jí) 2fd 6 3794 低速級(jí) 選擇模數(shù) 盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 17m00aoaoxz 121 25036 填入表格 22f 36 4 69 m 3 5 裝配條件的驗(yàn)算 對(duì)于所設(shè)計(jì)的雙級(jí) 2X A 型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件 3 5 1 鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件 即 2sinacacpd 已知高速級(jí)的 和 代入上式 則得39 5ac 70ac 3 滿足鄰接條件 39 5270sin46 m 將低速級(jí)的 和 代入 則得 2acd32ac pn 滿足鄰接條件 4 si59 3 3 5 2 同心條件 按公式對(duì)于高度變位有 2acbz 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 13 已知高速級(jí) 滿足公式則滿足同心條件 17az 43c10bz 已知低速級(jí) 也滿足公式則滿足同心條件 29 3 5 3 安裝條件 按公式驗(yàn)算其安裝條件 即得 1abpCzn 整 數(shù) 2abpCzn 整 數(shù) 高速級(jí)滿足裝配條件 17034abp 低速級(jí)滿足裝配條件 2918abpz 3 6 傳動(dòng)效率的計(jì)算 雙級(jí) 2X A 型的基本行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的 故傳動(dòng)效率為122baxax 由表可得 11bxaxp 221bxax 3 6 1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 1x 在轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中 其損失系數(shù) 等于嚙合損失系數(shù) 和軸承損失系數(shù) 之和 1x 1xm1xn 即 111xxxmn 其中 1ab 轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失 1xmb 11c 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 14 轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失 1xma 1a1c 可按公式計(jì)算即1 xb1xmb122mfz 高速級(jí)的外嚙合中重合度 1 584 則得 1xma 12 486mf 式中 齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z 齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2 嚙合摩擦系數(shù) 取 0 2mf 0 041 1xa 12 4860 743 內(nèi)外嚙合中重合度 1 864 則得 1xmb122 96mfz 0 0080 1xb 0 43 即得 0 041 0 008 0 049 1xm 16 049 57bax 3 6 2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 2x 外嚙合中重合度 1 627 0 037 2xma 12 54mfz 1 540 234 內(nèi)嚙合中重合度 1 858 0 019 2xma12 97mf 1 970 239 即得 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 15 0 037 0 019 0 056 2xm 2410 56 9bax 則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為 122baxax 0 95 0974 傳動(dòng)效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求 3 7 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算 大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大 值均H 小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力 即Hp p 3 7 1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù) 它與原動(dòng)機(jī)和工 作機(jī)的特性 軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān) 原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn) 為中等沖擊 8 故選 為 1 6 工作機(jī)的環(huán)境惡劣 屬于嚴(yán)重沖擊 9 故選aK 為 1 8a 1 動(dòng)載荷系數(shù) v 考慮齒輪的制造精度 運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)輪齒內(nèi)部附加動(dòng)載荷影響的系數(shù) 查表可 得 1 108v 2 齒向載荷分布系數(shù) HK 考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 該系數(shù) 主要與齒輪加工誤差 箱體軸孔偏差 嚙合剛度 大小齒輪軸的平行度 HK 跑合情況等有關(guān) 查表可得 1bH 1 2b 3H 則 23 6H 3 齒間載荷分配系數(shù) HakF 齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù) 它與齒輪的制造誤差 齒廓修形 重合度等因素有關(guān) 查表可得 1 1HakFa 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 16 4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hpk 考慮在各個(gè)行星齒輪間載荷分配不均勻?qū)X接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 它與轉(zhuǎn)臂 X 和齒輪及箱體精度 齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān) 查表取 1 4Hpk 5 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz 考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響 并將分度圓上的切向力折算為節(jié) 圓上的法向力的系數(shù) 根據(jù) 取 為 2 495 2cosintaHtz Hz 6 彈性系數(shù) eZ 考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 查表可得 為 eZ 189 80 7 重合度系數(shù) 考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷 的影響 而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系 tbF 故取 0 897 43aZ 8 螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 取 為 1cos 9 最小安全系數(shù) minHSinF 考慮齒輪工作可靠性的系數(shù) 齒輪工作的可靠性要求應(yīng)根據(jù)重要程度 使用 場(chǎng)合等 取 1minH 10 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ 考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí) 它與一對(duì)相嚙合齒輪的 材料 熱處理 直徑 模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑有關(guān) 取 1 039 1 0851NtZ2Nt 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 17 11 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) LZVR 齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力 查表可得 1 0 987 LZV 0 991RZ 12 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wx 考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)調(diào)質(zhì)剛的大齒輪產(chǎn)生冷 作硬化 還考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù) 故選 1 1wx 根據(jù)公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力 10 即 HP 中心齒輪 a1 的 1422min lNtLVRWXHpZS PaM 行星齒輪 c1 的 1486in ltLp a 外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中 12H 110AUHaPHK 01t EubFZd 經(jīng)計(jì)算可得 2987PaHM 則 滿足接觸疲勞強(qiáng)度14p 221486H Pa 條件 3 7 2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 1 名義切向力 tF 已知 3 和 153mm 則得235 aNmT pnad 002351960tPa Nd 使用系數(shù) 和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法與接觸強(qiáng)度相同 Kv 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 18 2 齒向載荷分布系數(shù) FK 齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算 即 1FbF 由圖可知 1 則 1 311F 1 4b 3 齒間載荷分配系數(shù) Fa 齒間載荷分配系數(shù) 可查表 1 1 4 行星齒輪間載荷分配系數(shù) FpK 行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算 1 621 3Fp 5 齒形系數(shù) faY 查表可得 2 421 2 6561f 2fa 6 應(yīng)力修正系數(shù) s 查表可得 1 684 1 5771sa2a 7 重合度系數(shù) Y 查表可得 1 0 75 38 8 螺旋角系數(shù) 9 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f 18711 tFaAVFaFPFbmYK PaM 18922 ta a a 10 計(jì)算許用齒根應(yīng)力 Fp minFSTNtrelTRrlXpYs 已知齒根彎曲疲勞極限 400minF 2 查得最小安全系數(shù) 1 6 式中各系數(shù) 和i STYNrelT RrelTY 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 19 取值如下 xY 查表 2 1STNTY壽 命 系 數(shù) 0 2631L 查表齒根圓角敏感系數(shù) 1 1rel 20 95relT 相對(duì)齒根表面狀況系 1 043 1 674 RrelTz 1 043 0 121 6740 529RrelTzY 許用應(yīng)力 694 1Fp PaM247Fp Pa 因此 a c 滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件 2F 3 7 3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略 主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算 校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似 選擇 1 272 1 189 189 8 1 2 495 vKH Z h 1 098 0 844 1 095 1 151 1 1 0 987 HaZ 1N2N1L2L1V 0 974 0 991 0 982 1 153 1 153 1 1 2V1RR1W2WX2Z 1minHS 計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為 1677 1minlNtLVRWXHpZ paM 計(jì)算內(nèi)齒輪 c1 的接觸許用應(yīng)力 641 1minlNtLVRWXHpSpa 而 39612 10AUHaHPHK pa 則 641 得出結(jié)論 滿足接觸強(qiáng)度的條件 H pa 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 20 3 7 4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 1 選擇使用系數(shù) aK 原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn) 為中等沖擊 故選 為 1 6 工作機(jī)的環(huán)境惡劣 屬于嚴(yán)a 重沖擊 故選 為 1 8a 2 動(dòng)載荷系數(shù) v0 251349Vk 3 齒向載荷分布系數(shù) HK 1 229 1Hb 4 齒間載荷分配系數(shù) HakF 查表可得 1 021 1 021Ha 5 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) z 取 2 495 2cosintaHtz 6 彈性系數(shù) eZ 考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 查表可得 為 eZ 189 80 7 重合度系數(shù) 考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷 的影響 而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)tbF 故取 0 889 43aZ 8 螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù) 取cosZ 為 1 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 21 計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力 代人參數(shù)110AUHaHPHK 145112H paM 9 最小安全系數(shù) minHSinF 取 1minH 10 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ 取 1 116 1 1171NtZ2Nt 11 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) LVR 齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力 查表可得 1 0 958 LVZ 0 996R 12 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wZx 選 1 1wZx 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 1770 中心齒輪 a2 1minlNtLVRWXHpS paM 1525 行星齒輪 c2 2inltLVRXpHZpa 接觸強(qiáng)度校核 1451 滿足接觸強(qiáng)度校核 12H 2H 3 7 5 低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 1 名義切向力 tF 已知 3 和 276mm 則得623 47aNmT pnad 001623 47862tPa Nnd 使用系數(shù) 和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法與接觸強(qiáng)度相同 Kv 2 齒向載荷分布系數(shù) F 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 22 齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算 即FK 1FbF 由圖可知 1 則 1 229 1 29b 3 齒間載荷分配系數(shù) Fa 齒間載荷分配系數(shù) 可查表 1 021 4 行星齒輪間載荷分配系數(shù) Fp 行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算K 1 621 3Fp 5 齒形系數(shù) faY 查表可得 2 531 2 5841f 2fa 6 應(yīng)力修正系數(shù) s 查表可得 1 630 1 5901sa2a 7 重合度系數(shù) Y 查表可得 1 0 75 18 8 螺旋角系數(shù) 9 計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f 39611 tFaAVFaFPFbmYK PaM 39422 ta a a 10 計(jì)算許用齒根應(yīng)力 Fp minFSTNtrelTRrlXpYs 已知齒根彎曲疲勞極限 400minF 2 查得最小安全系數(shù) 1 6 式中各系數(shù) 和i STYNrelT RrelTY 取值如下x 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 23 查表 2 1STYNT壽 命 系 數(shù) 0 2631L 查表齒根圓角敏感系數(shù) 1 1rel 2relTY 相對(duì)齒根表面狀況系 1 043 0 11 6740 529RrelTz 1 043 0 12 relY 許用應(yīng)力 674 1Fp PaM248Fp Pa 因此 a2 c2 滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件 2F 3 7 6 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略 主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算 校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似 11 選擇 1 051 1 213 189 8 1 2 495 vKH Z hZ 1 098 0 844HaZ 1 192 1 261 1 1 0 958 0 912 1N2N1L2L1V2V 0 996 0 992 1 153 1 153 1 1 1R1RWW1XminHS 計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為 1782 1minlNtLVRXHpZS paM 計(jì)算內(nèi)齒輪 c1 的接觸許用應(yīng)力 665 1minlNtLVRWXHp pa 而 65212 10AUHaHPHK pa 則 652 得出結(jié)論 滿足接觸強(qiáng)度的條件 H pa 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 24 4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi) 行星軸固定在轉(zhuǎn)臂 的行星輪軸孔中 輸出軸和轉(zhuǎn)臂通過(guò)鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi) 太陽(yáng)輪 通過(guò)雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接 以實(shí)現(xiàn)太陽(yáng)輪浮動(dòng) 太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理如圖 4 1 所示 圖 4 1 太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理 4 1 行星軸設(shè)計(jì) 4 1 1 初算軸的最小直徑 在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中 每個(gè)行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 當(dāng)行星輪相對(duì)KNFt862 于轉(zhuǎn)臂對(duì)稱布置時(shí) 載荷 則作用在軸跨距的中間 取行星輪與轉(zhuǎn)臂之間的間隙tF 則跨距長(zhǎng)度 當(dāng)行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的m5 2 mbl 47520 配合選為 H7 h6 時(shí) 就可以把它看成是具有跨距為 的雙支點(diǎn)梁 當(dāng)軸較短時(shí) 0l 兩個(gè)軸承幾乎緊緊地靠著 因此 可以認(rèn)為軸是沿著整個(gè)跨度承受均布載荷 見圖 4 2 0 lFqt 圖 4 2 行星輪軸的載荷簡(jiǎn)圖 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 25 危險(xiǎn)截面 在跨度中間 內(nèi)的彎矩 N m 1538N m8 1762802 lFqMt 行星輪軸采用 40Cr 鋼 調(diào)質(zhì) MPa 考慮到可能的沖擊振動(dòng) 取安全40s 系數(shù) 則許用彎曲應(yīng)力 MPa 176MPa 故行星輪軸直5 2S 5 2 bS 徑 mMdb 8 4176532330 取 8 40 其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定 4 1 2 選擇行星輪軸軸承 在行星輪內(nèi)安裝兩個(gè)軸承 每個(gè)軸承上的徑向載荷 rF N 1614KN2 0tan8620tan rF 在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中 軸承外圈以轉(zhuǎn)速 463 6430 178 caHcznminrinr 考慮到行星輪軸的直徑 以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承 其外d5 4 廓尺寸將受到限制 故初步選用單列深溝球軸承 6010 型 其參數(shù)為 md50 D72B1 kN kN 油浴 2rC 50r 20limninr 取載荷系數(shù) 1pf 當(dāng)量動(dòng)載荷 N 137N 14 rFP 軸承的壽命計(jì)算 h 7377h 3306 19720 6 PCnLHch 校核行星輪輪緣厚度 是否大于許用值 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 26 mmc mDdcf 5 22 in 式中 行星輪模數(shù) mm m mm 74 13min c 35 712 12 5mmc i 滿足條件 min 4 2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 輸入功率 轉(zhuǎn)速 1750Pkw 120 minnr 輸出功率 輸出轉(zhuǎn)速 268 34 4 2 1 輸入軸設(shè)計(jì) 1 初算軸的最小直徑 由下式 30nPAd 初步估算軸的最小直徑 選取軸材料為 40Cr 鋼 調(diào)質(zhì)處理 根據(jù)表 4 2 查得 0 表 4 2 軸常用幾種材料的 及 值 T 0A 軸的材料 Q235 A 20 Q275 35 1Cr18Ni9Ti 45 40Cr 35SiMn 38SiMnMo T PaM15 25 20 35 25 45 35 550A 149 126 135 112 126 103 112 97 查表取 112 得 mnPd76 95120330min 輸入軸的最小直徑安裝法蘭 該截面處開有鍵槽 軸頸增大 3 5 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 27 故 md 5 1063 98 min 其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定 2 選擇輸入軸軸承 1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)估算所得直徑 輪彀寬及安裝情況等條件 軸的結(jié)構(gòu)尺寸可進(jìn)行草圖設(shè) 計(jì) 該軸中間一段對(duì)稱安裝一對(duì)深溝球軸承 6224 型 其尺寸為 可畫出輸入軸草圖 如附圖 03 mBDd25012 軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為 N N 油浴 83rC8 630r 0li ninr 取載荷系數(shù) 21 pf 當(dāng)量動(dòng)載荷 N 3873N 2 rFP 軸承的壽命計(jì)算 h 1258h 700h 3306 8720 16 PCnLah 故該對(duì)軸承滿足壽命要求 4 2 2 輸出軸設(shè)計(jì) 1 初算軸的最小直徑 在三個(gè)行星輪均布的條件下 輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的 在輸出軸軸端安裝膜片盤式聯(lián)軸器時(shí) 則輸出軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)只承受轉(zhuǎn)矩 輸出軸選用 42CrMo 合金鋼 其許用剪切應(yīng)力 MPa 即求出輸出軸伸出端直徑 45 2 輸出軸的設(shè)計(jì)與校核 mnPAd2 30 46812330min 輸入軸的最小直徑安裝法蘭 該截面處開有鍵槽 軸頸增大 3 5 故 in 其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定 3 選擇輸出軸軸承 由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷 僅承受輸出轉(zhuǎn)臂裝置的自重 所 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 28 示軸承的尺寸應(yīng)由結(jié)構(gòu)要求來(lái)確定 輸出軸端 軸頸 mm 3152 d 由于結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 輸出軸軸承須兼作轉(zhuǎn)臂軸承 為了太陽(yáng)輪安裝方便 使太陽(yáng) 輪能通過(guò)轉(zhuǎn)臂輪轂中的孔 故輪轂孔的直徑應(yīng)大于太陽(yáng)輪的齒頂圓直徑 17mm ad 故按結(jié)構(gòu)要求選用特輕系列單列深溝球軸承 6270 型 其尺寸為 可畫出轉(zhuǎn)臂草圖 如附圖 03 mBD57035 軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為 kN kN 油浴 12rC10r30li ninr 取載荷系數(shù) 2 pf 當(dāng)量動(dòng)載荷 N 5088N 4 rFP 軸承的壽命計(jì)算 h 10938h 7000h 3306 50812 67 1 CnLch 故該軸承滿足壽命要求 4 輸出軸上鍵的選擇及強(qiáng)度計(jì)算 平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí) 其主要失效形式是工作面被壓潰 因此 通常只按工 作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算 普通平鍵連接的強(qiáng)度條件按下式計(jì)算 pp20 kldT 式中 轉(zhuǎn)矩 NmA 軸頸 mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 此處 為鍵的高度 mm k hk5 0 鍵的工作長(zhǎng)度 mm 型鍵 型鍵 型鍵 l bLl BLl C 2lLb 其中 為鍵的長(zhǎng)度 為鍵的寬度 Lb 許用擠壓應(yīng)力 在這里鍵材料為 45 鋼 其許用擠壓應(yīng)力值 p 2mN 按輕微沖擊算查相關(guān)資料的 100 120 p MPa 由前面計(jì)算知輸入轉(zhuǎn)矩 KN m 146 T 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 29 選用 型鍵 其型號(hào)為 A Lhb10284 將數(shù)值 m1285 0 k m365 l 鍵連接處的軸頸 315mm 代入式 3 2 得d 13 4 4 較大時(shí) 行星輪的軸承一般應(yīng)安裝在行星輪輪 baxi 緣孔內(nèi)臂較合理 對(duì)于尺寸較小的整體式轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu) 可以采用整休鍛造毛坯來(lái)制造 但其切削 加工量較大 因此 對(duì)于尺寸較大的整體式轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu) 則可采用鑄造和焊接的方 法 以獲得形狀和尺寸較接近于實(shí)際轉(zhuǎn)臂的毛坯 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 30 圖 5 1 雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂 2 雙側(cè)板分開式轉(zhuǎn)臂 雙側(cè)板分開式轉(zhuǎn)臂 見圖 5 1 的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是將一塊側(cè)板裝配到另一塊側(cè)板上 故又稱之為裝配式轉(zhuǎn)臂 其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜 這主要與行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的安裝工藝有 關(guān) 當(dāng)傳動(dòng)比較小 例如 2Z X A 型的傳動(dòng)比 4 故在此情況下本設(shè)計(jì)采用這種結(jié)構(gòu)類型的轉(zhuǎn)臂 baxi 5 1 2 轉(zhuǎn)臂制造精度 由于在轉(zhuǎn)臂 x 上支承和安裝著 3 個(gè)行星輪的心軸 因此 轉(zhuǎn)臂 x 的制造pn 精度對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的工作性能 運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性和行星輪間載荷分布的均勻性等 都有較大的影響 在制定其技術(shù)條件時(shí) 應(yīng)合理地提出精度要求 且嚴(yán)格地控制 其形位偏差和孔距公差等 1 中心距極限偏差 af 在行星齒輪傳動(dòng)中 轉(zhuǎn)臂 x 上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距偏差的大小 和方向 可能增加行星輪的孔距相對(duì)誤差 和轉(zhuǎn)臂 x 的偏心量 且引起行星輪產(chǎn)1 生徑向位移 從而影響到行星輪的均載效果 所以 在行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí) 應(yīng)嚴(yán) 格地控制中心距極限偏差 值 要求各中心距的偏差大小相等 方向相同 一般af 應(yīng)控制中心距極限偏差 0 01 0 02mm 的范圍內(nèi) 該中心距極限偏差 之值 af 應(yīng)根據(jù)巾心距 值 按齒輪精度等級(jí)按照表 5 1 選取 a 表 5 1 中心距極限偏差 af m 齒輪副的中心距 a精度 等級(jí) af 1830 305 5080 8012 12080 18025 25031 315408 7109 IT82 IT9 16 5 26 19 5 31 23 37 27 43 5 31 5 50 36 57 5 40 5 65 44 5 70 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 32 2 各行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 1 由于各行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 對(duì)行星輪間載荷分布的均勻性影響很大 故必須嚴(yán)格控制 值的大小 而 值主要取決于各軸孔的分度誤差 即取決于機(jī)1 1 床和工藝裝備的精度 一般 值可按下式計(jì)算 即 1 m10a 5 4 3 括號(hào)中的數(shù)值 高速行星齒輪傳動(dòng)取小值 一般中低速行星傳動(dòng)取較大值 3 轉(zhuǎn)臂 x 的偏心誤差 xe 轉(zhuǎn)臂 x 的偏心誤差 推薦 值不大于相鄰行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 的 1 2 即1 xem21 4 各行星輪軸孔平行度公差 各行星輪軸孔對(duì)轉(zhuǎn)臂 x 軸線的平行度公差 和 可按相應(yīng)的齒輪接觸精度要 xf y 求確定 即 和 是控制齒輪副接觸精度的公差 其值可按下式計(jì)算 即 xf y xfm bB yf 式中 和 在全齒寬上 方向和 方向的軸線平行度公差 按xyfxym GB T10095 1988 選取 轉(zhuǎn)臂 x 上兩臂軸孔對(duì)稱線 支點(diǎn) 間的距離 B 齒輪寬度 b 5 平衡性要求 為了保證行星齒輪傳動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性 對(duì)中 低速行星傳動(dòng)的轉(zhuǎn)臂 x 應(yīng)進(jìn)行 靜平衡 一般 許用不平衡力矩 可按表 5 2 選取 對(duì)于高速行星傳動(dòng) 其轉(zhuǎn)臂pM x 應(yīng)在其 上全部零件裝配完成后進(jìn)行該部件的動(dòng)平衡 表 5 2 轉(zhuǎn)臂 x 許用不平衡力矩 pM 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 33 轉(zhuǎn)臂外圓直徑 m D 200 200 300 350 500 許用不平衡力矩 NpM 0 15 0 25 0 50 5 2 箱體的設(shè)計(jì) 機(jī)體是上述各基本構(gòu)件的安裝基礎(chǔ) 也是行星齒輪傳動(dòng)中的重要組成部分 在進(jìn)行機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí) 要根據(jù)制造工藝 安裝工藝和使用維護(hù)及經(jīng)濟(jì)性等條 件來(lái)決定其具體的結(jié)構(gòu)型式 對(duì)于單件生產(chǎn)和要求質(zhì)量較輕的非標(biāo)準(zhǔn)行星齒輪傳動(dòng) 一般采用焊接機(jī)體 對(duì)于中 小規(guī)格的機(jī)體在進(jìn)行大批量的生產(chǎn)時(shí) 通常采用鑄造機(jī)體 按照行星傳動(dòng)的安裝型式的不同 可將機(jī)休分為臥式 立式和法蘭式 見圖 5 4 按其結(jié)構(gòu)的不同 又可將機(jī)體分為整體式和剖分式 圖 5 4 機(jī)體結(jié)構(gòu)形式 圖 5 4 a 所示為臥式整體鑄造機(jī)體 其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 緊湊 能有效地吸 收振動(dòng)和噪聲 還具有良好的耐腐蝕性 通常多用于專用的行星齒輪傳動(dòng)中 且 有一定的生產(chǎn)批量 鑄造機(jī)體應(yīng)盡量避免壁厚突變 應(yīng)設(shè)法減少壁厚差 以免產(chǎn)生疏松和縮孔等 鑄造缺陷 圖 5 4 b 所示為軸向剖分式機(jī)體結(jié)構(gòu) 通常用于大規(guī)格的 單件生產(chǎn)的行星 齒輪傳動(dòng)中 它可以鑄造 也可以焊接 采用軸向剖分式機(jī)體的顯著優(yōu)點(diǎn)是安裝 和維修較方便 便于進(jìn)行調(diào)試和測(cè)量 圖 5 4 c 所示為立式法蘭式機(jī)體結(jié)構(gòu) 它可適用于與立式電動(dòng)機(jī)相組合的場(chǎng) 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 34 合 成批量生產(chǎn)時(shí)可以鑄造 單件生產(chǎn)時(shí)可以焊接 鑄造機(jī)體的一般材料為灰鑄鐵 如 HT150 和 HT200 等 若機(jī)體承受較大的 載荷 且有振動(dòng)和沖擊的作用可用鑄鋼 如 ZG45 和 ZG55 等 為了減小質(zhì)量 機(jī)體也可以采用鋁合金來(lái)鑄造 如 ZL101 和 ZL102 等 結(jié)合本設(shè)計(jì)要求 采用法蘭式機(jī)體與立式電動(dòng)機(jī)相組合 上 下機(jī)體采用 HT200 鑄造而成 上 下機(jī)體結(jié)構(gòu)圖見附錄圖 03 04 按照行星傳動(dòng)的安裝類型的不同 則該行星減速器選用臥式不部分機(jī)體 為 整體鑄造機(jī)體 其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 緊湊 能有效多用于專用的行星齒輪傳動(dòng)中 鑄造機(jī)體應(yīng)盡量的避免壁厚突變 應(yīng)設(shè)法減少壁厚差 以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷 材料選為灰鑄鐵 7 如圖 12 13 14 所示 壁厚 40 566tdmKT 機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取 1t 與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù) 取 2 6d d 作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩T 5 3 其他附件的選用 5 3 1 標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用 軸承的選擇 根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇輸入軸承為 GB T276 1994 中的內(nèi)徑為 140mm 外徑為 210mm 行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球的軸承內(nèi)徑為 90mm 外徑為 160mm 行星齒輪 2 中的軸承為 GB T283 1994 的圓柱滾子軸承 輸出軸承為 GB T276 1994 的深溝球軸承 螺釘?shù)倪x擇 大多緊固螺釘選擇六角螺釘 吊環(huán)的設(shè)計(jì)參照標(biāo)準(zhǔn) 通氣塞的 設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)手冊(cè)自行設(shè)計(jì) 以及油標(biāo)的設(shè)計(jì)根據(jù) GB1161 89 的長(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù) 來(lái)設(shè)計(jì) 5 3 2 密封和潤(rùn)滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤(rùn)滑的方式 通過(guò)內(nèi)齒輪和行星齒輪的傳動(dòng)把油 甩起來(lái) 帶到零件的各個(gè)部分 在輸入軸的前機(jī)蓋上有兩個(gè)通油孔 便與油入軸 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 35 承 在油標(biāo)中顯示油位 便于即時(shí)補(bǔ)油 密封的方式為采用氈圈式密封 簡(jiǎn)單低 廉 但接觸面的摩擦損失大 因而功能耗大 使用期限短 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 36 結(jié)論 通過(guò)對(duì)行星齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程的熟悉 與傳統(tǒng)的減速器的設(shè)計(jì)有很大的不同 計(jì)算方式不一樣 安裝方式不一樣 要求精度不一樣等 行星輪系減速器較普通 齒輪減速器具有體積小 重量輕 效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點(diǎn) 行星齒輪減 速器的類型很多 本設(shè)計(jì)主要通過(guò)對(duì) ZX A 型的進(jìn)行系列設(shè)計(jì)的 計(jì)算主要參 數(shù) 確定主要零件的各部位的尺寸 通過(guò)對(duì)每個(gè)零件的建模再進(jìn)行組裝 通過(guò)對(duì) 行星齒輪減速器的設(shè)計(jì) 基本熟悉設(shè)計(jì)的一般流程 理解行星減速器的工作原理 對(duì)于傳遞轉(zhuǎn)矩要求高的行星齒輪減速器 行星齒輪中應(yīng)當(dāng)安裝滑動(dòng)軸承 輸入軸 應(yīng)盡量避免采用齒輪軸的形式 行星齒輪的安裝較為復(fù)雜 在設(shè)計(jì)中 同時(shí)由于 本人能力和經(jīng)驗(yàn)有限 在設(shè)計(jì)過(guò)程中難免會(huì)犯很多錯(cuò)誤 也可能有許多不切實(shí)際 的地方 個(gè)人覺(jué)得設(shè)計(jì)行星減速器的工藝要求很高 在裝配零件圖較為復(fù)雜 運(yùn) 動(dòng)仿真主要困難在于行星齒輪與轉(zhuǎn)臂的運(yùn)動(dòng)上 我以后會(huì)做更多的關(guān)于行星齒輪 減速器的研究 北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 論文 37 致 謝 經(jīng)過(guò)四個(gè)多月的忙碌和工作 畢業(yè)設(shè)計(jì)接近了尾聲 在這段時(shí)間中我所做的 工作是比較膚淺的 很多方面由于知識(shí)跨度較大 我的設(shè)計(jì)方面的基礎(chǔ)顯