二級行星齒輪減速器的CAD圖+SW三維圖紙+設計說明書

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畢業(yè)生畢業(yè)設計 題目：二級行星齒輪減速器設計 院(系)別 工程機械系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學 號 姓 名 指導教師 摘 要 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。本設計便是基于這些特點對行星齒輪進行結構設計，首先通過比較各種類型的行星齒輪的特點，確定其方案；其次根據相應的輸入功率、輸出速度、傳動比進行傳動設計與整體的結構設計。 關鍵詞： 普通定軸齒輪傳動，行星齒輪傳動，行星齒輪減速器，工程機械，建筑機械 Abstract Compared with common fixed axis gear, planetary gear transmission has small size, small quality, big transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and high transmission efficiency.So planetary gear drive in the lifting and transportation、engineering machinery、metallurgical, petrochemical, construction machinery, light industry and textiles, medical equipment, instrumentation, automotive, shipbuilding, and aerospace and other industrial sectors are received a wide range of applications.The design is based on these features of planetary gear for structure design. First, adopt the scheme through comparing various types of planetary gears’ characteristics, Secondly, according to the corresponding input power、output speed and speed give the design of transmission and whole structure. Key words：common fixed axis gear,planetary gear transmission,planetary gear reducer,engineering machinery,construction machinery 目 錄 前 言 1 1 研究該行星齒輪減速器的目的、意義 1 2 國內外行星齒輪減速器發(fā)展概況 1 1 行星齒輪傳動概論 3 1.1 行星齒輪傳動的定義 3 1.2主要的工作內容 3 2 行星輪減速器方案確定 5 2.1 輪系的確定 5 2.2 周轉輪系的選擇 5 2.3 行星輪減速器方案確定 7 3 減速器結構設計及傳動尺寸設計計算 8 3.1 運動簡圖 8 3.2工作條件及要求 8 3.3 電動機的選擇 8 3.4 聯(lián)軸器的選擇與校核 9 3.5 配齒數 9 3.6 轉速比計算 9 3.7 初步計算齒輪的主要參數 10 3.7.1 高速級部分齒輪的計算 10 3.7.2 低速級部分齒輪的計算 14 3.8齒輪傳動強度的校核 18 3.8.1 高速級齒輪疲勞強度校核 18 3.8.2 低速級齒輪疲勞強度校核 23 4 主要構件的結構設計與計算 29 4.1 行星輪傳動的受力分析 30 4.1.1高速軸 30 4.1.2 低速軸 30 4.2 軸的計算 31 4.2.1輸出軸 31 4.2.2 輸入軸（矩形花鍵聯(lián)結） 32 4.2.3 行星軸 33 4.3 滾動軸承的壽命校核 36 4.3.1.高速級行星軸上滾動軸承的壽命校核 36 4.3.2.低速級行星軸上滾動軸承的壽命校核 36 4.4 浮動用齒式聯(lián)軸器的設計與計算 36 4.5 行星架設計 38 4.5.1 高速級行星架的設計與計算 38 4.5.2 低速級行星架的設計與計算 38 4.6 減速器箱體設計 39 結 論 41 致 謝 42 參考文獻 43 附錄A 44 附錄B 56 III III 前 言 1 研究該行星齒輪減速器的目的、意義 減速器作為獨立的驅動元部件，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創(chuàng)新，平動齒輪傳動原理的出現(xiàn)就是一例。當今，世界減速器技術有了很大的發(fā)展，總的發(fā)展趨勢是六高、兩低、兩化。六高，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；兩低，即低噪聲、低成本；兩化，即標準化、多樣化（模塊化）。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(yè)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。國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。 2 國內外行星齒輪減速器發(fā)展概況 在國外，行星齒輪減速器應用極為普遍，在德國、日本、捷克、英國、法國、奧地利、前蘇聯(lián)等國家均有系列產品，并以大量生產。其行星齒輪減速器的承載能力不斷的提高，以德國DEMAG的一種行星減速器為例，承載能力已高達54600KW，對應的輸出軸最大轉矩約為2400KN.m，最大傳動比已達5000。 1）國外在高速大功率傳動方面，尤其是在動力、船舶的報告機械設備上行星傳動已普遍應用，主要有：英國艾倫（Allen）齒輪公司為帕森（C.A. Parsons）公司制造了一臺壓縮機用行星減速器，功率相當于25740KW；瑞士馬格（MAAG）公司已生產了船用行星減速器，功率相當于11030KW；日本三菱造船公司生產了功率相當于8830KW的船用行星減速器。 2）低速重載方面，國外行星減速器生產已由系列產品發(fā)展到接受各種特種、特殊用途訂貨的大型減速器，重量有的達100t左右，如法國雪鐵龍（Citroen）公司，據資料介紹可生產用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量可達50-125t；德國法倫達（Flender）公司，曾為我國徐州淮海水泥廠水泥磨配套生產了重量達72t，輸出轉矩為2800KN.m的兩級行星減速器；日本宇都興產公司生產了一臺3200KW，i=720/480，輸出轉矩T=2100KN.m的行星減速器。 國內近年來，在行星減速器方面有了很大的發(fā)展與提高。主要在礦山機械、起重運輸、輕工化工、船舶工業(yè)、工程機械、鼓風機、風力發(fā)電等設備上。1975年，我國制訂了NGW型行星減速器系列（JB1799-1976），分一、二、三級三個系列。輸入最高轉速不超過1500r/min，質量0.128-1.75t，傳動比i=2000，最大輸出轉矩為50KN.m。目前，國內不少廠家在生產，同時非標準大功率行星齒輪減速器也不斷涌現(xiàn)。我國于1984年又頒布了NGW-S（由弧齒錐齒輪與行星齒輪組合的垂直傳動）、NGW-Z（由圓柱齒輪與行星齒輪組合的平行軸傳動）、NGW-L（立式行星齒輪）三十派生系列的標準。我國現(xiàn)有齒輪制造企業(yè)600多家，減速器制造企業(yè)約400家，年生產通用減速器超過25萬臺，生產齒輪（汽車齒輪）和減速器總產值超過500億元，為發(fā)展我國的機械產品做出了重要貢獻。 1 行星齒輪傳動概論 1.1 行星齒輪傳動的定義 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，如圖所示。在上訴齒輪傳動中，齒輪a、b和構件x繞幾何軸線OO轉動，而齒輪c是活套在構件x的軸Oc上，它一方面繞自身的幾何軸線Oc旋轉（自轉），同時又隨著幾何軸線Oc繞固定的幾何軸線OO旋轉(公轉)，即齒輪c作行星運動；因此，稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。 圖1.1行星輪系 Fig.1.1 Epicyclic gear trains 分類：照傳動類型可分為齒輪減速機、蝸桿減速機和行星齒輪減速機；按照傳動級數不同可分為單級和多級減速機；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速機、圓錐齒輪減速機和圓錐－圓柱齒輪減速機；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速機。以下是常用的減速機分類：1、擺線減速機2、硬齒面圓柱齒輪減速器 3、行星齒輪減速機 4、軟齒面減速機 5、三環(huán)減速機6、起重機減速機7、蝸桿減速機8、軸裝式硬齒面減速機9、無級變速機組成：速器主要由傳動零件（齒輪或蝸桿）、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其基本結構有三大部分：1）齒輪、軸及軸承組合；2）箱體；3）減速器附件。 1.2主要的工作內容 （1）計算說明部分：分析行星齒輪機構傳動方案，確定行星齒輪減速器的傳動原理圖。并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數、模數和軸、行星架的各項參數，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算及相關幾何尺寸。最后完成傳動比在12左右的二級行星齒輪減速器的設計。 （2）圖紙部分：二級行星齒輪減速器裝配圖一張，零件圖三張。 2 行星輪減速器方案確定 2.1 輪系的確定 根據行星輪系可分為：定軸輪系、周轉輪系、混合輪系、封閉行星輪系，因為混合輪系可以獲得更大范圍的傳動比，實現(xiàn)多路傳遞、得到多速，本設計通過兩級周轉輪系串聯(lián)形成混合輪系。 2.2 周轉輪系的選擇 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(lián)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NGW型、 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2.1所示。 表2.1 行星齒輪傳動的類型與傳動特點 Tab.2.1 Planetary gear transmission types and transmission characteristics 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KW 2Z-X 負 號 機 構 NGW 1.13 ~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(lián)多級傳動，工藝性好 NW 1~50 = 5~25 不限 >7時，徑向尺寸比NGW型小，可推薦采用工作制度不限 NN 1700 一個行星輪時=30~100三個行星輪時<30 40 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 NGWN 500 =20~100 100 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0 2.3 行星輪減速器方案確定 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(lián)成傳動比打的輪系，這樣便克服了淡季傳動比較小的缺點。所以NGW型成為動力傳動中應用最多、傳遞功率最大的一種行星傳動，并根據所給的條件總的傳動比為12，輸出功率為40KW左右，且要求兩級減速。綜合以上情況所以選定NGW型行星輪減速器，高低速級可通過雙齒式聯(lián)軸器聯(lián)結。 3 減速器結構設計及傳動尺寸設計計算 3.1 運動簡圖 圖3.1 機構簡圖設計 Fig.3.1 Actuating limbs design 3.2工作條件及要求 該裝要求傳輸功率為40KW左右，總傳動比為12左右，單向傳送,有輕微沖擊，三班制工作(每天工作24小時),使用期限5年(每年按300天計算)。 3.3 電動機的選擇 根據工作功率與工作條件查機械設計手冊可選三相異步電動機，Y200L-4，容量為45KW，主要參數如下表3.1所示。 表3.1 電機主要參數 Tab.3.1 Motors main parameters 型號 額定功率/KW 轉數 (r/min) 定子電流/A 效率% 功率因數 重量Kg Y200L-4 45KW 1475 85.5 91 0.87 310 3.4 聯(lián)軸器的選擇與校核 本設計電動機與減速器間的聯(lián)軸器選用彈性注銷聯(lián)軸器，由電機型號Y200L-4查得電機輸出軸直徑為60mm，伸出長為140mm，由于聯(lián)軸器兩端孔徑有一定的范圍，查機械設計手冊可選用HL4型彈性注銷聯(lián)軸器，其許用公稱轉矩為1250N.m，許用轉速為4000r/min。 聯(lián)軸器的校核 輸入轉矩 T=9.55××==291.36×N.㎜ 由《機械設計》表14-1得 =1.5 由公式 =T 得公稱轉矩 =1.5×291.36×N.㎜=437.04N.㎜<1250N.㎜ 故滿足要求。 3.5 配齒數 1）高速級 按非變?yōu)閭鲃右筮x配齒數，查【2】表3-2可選配成 實際傳動比 2）低速級 查【2】表3-2可選配成 實際傳動比 總傳動比 故滿足傳動比條件。 3.6 轉速比計算 轉臂轉速 r/min 行星輪的相對轉速 r/min 同理可算得 r/min r/min 3.7 初步計算齒輪的主要參數 齒輪材料和熱處理的選擇 太陽輪、和行星輪、均采用20優(yōu)質低碳合金鋼，滲碳淬火，齒面硬度58-62HRC，據【2】圖6-14和圖5-29，取和,太陽輪、和行星輪、的加工精度6級，內齒輪、均采用42，調質硬度283-323HBS，據【2】圖6-13和6-28，取和，內齒輪、的加工精度7級，詳見如表3.2所示。 表3.2 齒輪材料及性能 Tab.3.2 Gear material and performance 齒輪 材料 熱處理 бHlim (N/mm) бFlim (N/mm) 加工精度 太陽輪 滲碳淬火 58-62HRC 1500 420 6級 行星輪 內齒輪 42 調質283-323HBS 780 300 7級 3.7.1 高速級部分齒輪的計算 1初步計算齒輪主要參數 （1）按齒面接觸強度初算太陽輪的分度圓直徑 用【2】式（6-6）進行計算，式中系數 、、、如表3.3所示。 表3.3接觸強度有關系數 Tab.3.3 Contact strength relevant coefficients 代號 名稱 說明 取值 K 使用系數 查書【2】表6-7，輕微沖擊 1.5 行星輪間載荷分配 不均系數 查書【2】表7-1行星架浮動， 6級精度 1.20 綜合系數 n=3,高精度，硬齒面 2.4 齒寬系數 查書【2】表6-6 0.6 電機效率，電機與輸出軸鍵彈性柱銷聯(lián)軸器之間的效率為 則輸入功率 ： Kw 太陽輪的傳遞扭矩為 ： N.m 直齒輪算式系數，則太陽輪分度圓直徑 (2)按彎曲強度初算模數m 用【2】式6-50進行計算，式中系數如表3.4所示。 表3.4 接觸強度有關系數 Tab.3.4 Contact strength relevant coefficients 代號 名稱 說明 取值 算式系數 直齒輪 12.1 行星輪間載荷 分配系數 1.3 綜合系數 查【2】表6-5高精度 2.2 齒形系數 查書【2】圖6-222 2.53 2.81 因為取和中的較小值 = 則=378.15N/mm 則齒輪模數： ㎜ 取模數m=3mm 則 ㎜>㎜，故取 ㎜㎜ 因㎜ ，㎜，顯然，滿足非變位同心條件，故取嚙合中心距㎜。 (3)幾何尺寸計算 按【2】表4-2標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式進行其幾何尺寸計算，各齒輪副的幾何尺寸結果列于表3.5所示。 表3.5高速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mm Tab.3.5 High grade gear basic geometry size 序號 名稱 a-c齒輪副 b-c齒輪副 1 模數m 3 2 壓力角 3 分度圓直徑d 4 齒頂高 外嚙合 內嚙合 5 齒根高 3.75 6 全齒高h 6.75 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 基圓直徑 10 中心距a 76.5 76.5 11 齒頂圓壓力角 12 重合度 端面重合度 1.61 1.77 縱向重合度 0 0 總重合度 1.61 1.77 2、裝配條件的驗算 對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件： 1） 鄰接條件 由公式 得 （單位：㎜） 滿足條件 2） 同心條件 由 知滿足同心條件 3） 安裝條件 （整數） 故滿足條件 3 嚙合效率計算 由【2】表5-1中公式（1）進行計算，即 為了方便計算，這里僅考慮齒輪副的嚙合磨損， 已知 取 其嚙合損失系數 由公式 得 所以 所以高速級得傳動效率為 3.7.2 低速級部分齒輪的計算 1、初步計算齒輪主要參數 （1）按齒面接觸強度初算太陽輪的分度圓直徑 用【2】式（6-6）進行計算，式中系數 、、、如表3.6所示。 表3.6接觸強度有關系數 Tab.3.6 Contact strength relevant coefficients 代號 名稱 說明 取值 K 使用系數 查書【2】表6-7，輕微沖擊 1.5 算式系數 直齒輪 768 行星輪間載荷分配 不均系數 查書【2】表7-1太陽輪浮動， 6級精度 1.05 綜合系數 n=3,高精度，硬齒面 2.2 齒寬系數 查書【2】表6-6 0.6 高速級行星架輸出便是低速級太陽輪輸入，由高速級算得 轉臂轉速 r/min 則轉臂輸出功率 Kw 取齒式聯(lián)軸器的效率為 則 低速級輸入功率 Kw 太陽輪傳遞扭矩 N.m 又 則太陽輪分度圓直徑 （2）按彎曲強度初算模數m 用【2】式6-50進行計算，式中系數如表3.7所示。 表3.7 接觸強度有關系數 Tab.3.7 Contact strength relevant coefficients 代號 名稱 說明 取值 算式系數 直齒輪 12.1 行星輪間載荷 分配系數 1.075 綜合系數 查【2】表6-5高精度 2.2 齒形系數 查書【2】圖6-222 2.70 2.71 因為取和中的較小值 = 則=418.45N/mm 則齒輪模數： ㎜ 取模數m=4mm 則 ㎜>㎜ 故取 ㎜㎜ 因㎜ ，㎜，顯然，滿足非變位同心條件，故取嚙合中心距㎜ (3) 幾何尺寸計算 按【2】表4-2標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式進行其幾何尺寸計算，各齒輪副的幾何尺寸結果列于表3.8所示。 表3.8低速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mm Tab.3.8 Low grade gear basic geometry size 序號 名稱 a-c齒輪副 b-c齒輪副 1 模數m 4 2 壓力角 3 分度圓直徑d 4 齒頂高 外嚙合 內嚙合 5 齒根高 5.0 6 全齒高h 9 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 基圓直徑 10 中心距a 90 90 11 齒頂圓壓力角 12 重合度 端面重合度 1.668 1.869 縱向重合度 0 0 總重合度 1.668 1.869 2 裝配條件的驗算 對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件： 1）鄰接條件 由公式 得 （單位：㎜） 滿足條件 2）同心條件 由 知滿足同心條件 3）安裝條件 （整數） 故滿足條件 3 嚙合效率計算 由【2】表5-1中公式（1）進行計算，即 為了方便計算，這里僅考慮齒輪副的嚙合磨損， 已知 取 其嚙合損失系數 由公式 得 所以 所以高速級得傳動效率為 綜上計算得本設計總傳動效率 可見，該行星減速器傳動的效率比較高，滿足使用要求。 3.8齒輪傳動強度的校核 3.8.1 高速級齒輪疲勞強度校核 （1） a-c齒輪副 1)齒面接觸強度的校核計算 查書【2】式6-51、6-52, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,式中的參數和數值如表3.9所示。 表3.9 a-c齒輪副接觸強度有關參數和系數 Tab.3.9 A-c gear pair contact strength parameters and coefficients 代號 名稱 說明 取值 使用系數 按中等沖擊查【2】表6-7 1.5 動載系數 6級精度， 查【2】圖6-6 1.078 齒向載荷分布系數 查書【2】圖6-7 6-8得=0.43 1.039 齒間載荷分布系數 查【2】表6-9，6級精度 1.0 行星輪間載 荷分布系數 行星架浮動，查【2】表7-1 1.20 節(jié)點區(qū)域系數 查【2】圖6-9 2.5 彈性系數 查【2】表6-10 189.8 重合度系數 查【2】6-10得， 0.89 螺旋角系數 直齒，=0 1 分度圓上切向力 1822.58N b 工作齒寬 取b=58㎜ 58 續(xù)表 u 齒數比 0.59375 壽命系數 按工作5年，每年工作300天，每天24小時計算 0.86 簡化計算潤滑油系數、速度系數及粗糙度最小安全系數的乘積，查【2】表6-14 1.0 內齒輪均為硬齒面，查【2】圖6-20 1.0 工作硬化系數 查【2】表6-15， 1.0433 系數最小安全 按高可靠度，查【2】表6-11 1.60 接觸應力基本值 接觸應力 許用接觸應力: 故,接觸強度通過 2）齒根彎曲強度的校核計算 齒根彎曲疲勞應力及許用應力用書【2】6-69、6-70、6-71進行校核。各項參數如表3.10所示。 表3.10 a-c齒輪副齒根彎曲強度有關參數和系數 Tab.3.10 A - c gear pair contact strength parameters and coefficients 代號 名稱 說明 取值 齒向載荷分布系數 由【2】式6-60得 1.056 齒間載荷分布系數 1.0 行星輪載荷分布系數 按【2】式7-12 1.3 太陽輪齒形分配敘述 x=0,z=32,查【2】圖6-22 2.53 行星輪齒形分布系數 x=0,,查【2】圖6-22 2.81 太陽輪應力修正系數 查【2】圖6-24 1.64 行星輪應力修正系數 查【2】圖6-24 1.53 重合度系數 查【2】式6-75， 0.72 尺寸系數 查【2】表6-17 1.05-0.01×3=1.02 1.02 彎曲壽命能夠系數 0.857 試驗齒輪應力修正系數 按所給區(qū)域圖取 1.0 太陽輪齒根圓角敏感系數 查【2】圖6-33 1.0 行星齒輪齒根圓角敏感系數 查【2】圖6-33 1.0 齒根表面形狀系數 ，查【2】表6-18 0.988 最小安全系數 按高可靠度，查【2】表6-11 1.6 彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過 （2） b-c齒輪副： 1)齒面接觸強度的校核計算 仍用【2】式6-52、6-53, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,其中與a-c齒輪副取值不同的參數為 =1.12 = 1.114 =0.87 =0.875 =1.1 接觸應力基本值 接觸應力 許用接觸應力: 故,接觸強度通過 2）齒根彎曲強度的校核計算 只需計算內齒輪，仍用【2】6-69、6-70、6-71計算，其中取值與齒輪副a-c不同的各項參數為：=1.18 =1.1 =2.81 =2.25 =1.53 =1.75 =0.674 =0.866 =2.0 =1.03 =300N/ 彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過 3.8.2 低速級齒輪疲勞強度校核 （1）a-c齒輪副 1)齒面接觸強度的校核計算 同高速級算法查書【2】式6-51、6-52, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,式中的參數和數值如表3.11所示。 表3.11 a-c齒輪副接觸強度有關參數和系數 Tab.3.11 A - c gear pair contact strength parameters and coefficients 代號 名稱 說明 取值 使用系數 按中等沖擊查【2】表6-7 1.5 動載系數 6級精度， 查【2】圖6-6 1.044 齒向載荷分布系數 查書【2】圖6-7 6-8得=0.34 1.041 齒間載荷分布系數 查【2】表6-9，6級精度 1.0 行星輪間載 荷分布系數 行星架浮動，查【2】表7-1 1.05 節(jié)點區(qū)域系數 查【2】圖6-9 2.5 彈性系數 查【2】表6-10 189.8 重合度系數 查【2】6-10得， 0.89 螺旋角系數 直齒，=0 1.0 分度圓上切向力 586.91N b 工作齒寬 取b=56㎜ 56 u 齒數比 0.956 續(xù)上表 壽命系數 按工作5年，每年工作300天，每天24小時計算 0.875 簡化計算潤滑油系數、速度系數及粗糙度最小安全系數的乘積，查【2】表6-14 1.0 內齒輪均為硬齒面，查【2】圖6-20 1.0 工作硬化系數 查【2】表6-15， 1.0324 系數最小安全 按高可靠度，查【2】表6-11 1.60 接觸應力基本值 接觸應力 許用接觸應力: 故,接觸強度通過 2）齒根彎曲強度的校核計算 齒根彎曲疲勞應力及許用應力 用書【2】6-69、6-70、6-71進行校核。各項參數如表3.12所示。 表3.12 a-c齒輪副齒根彎曲強度有關參數和系數 Tab.3.12 A - c gear pair contact strength parameters and coefficients 代號 名稱 說明 取值 齒向載荷分布系數 由【2】式6-60得 1.0624 齒間載荷分布系數 1.0 行星輪載荷分布系數 按【2】式7-12 1.075 太陽輪齒形分配敘述 x=0,z=23,查【2】圖6-22 2.70 行星輪齒形分布系數 x=0,,查【2】圖6-22 2.71 太陽輪應力修正系數 查【2】圖6-24 1.56 行星輪應力修正系數 查【2】圖6-24 1.57 重合度系數 查【2】式6-75， 0.70 尺寸系數 查【2】表6-17 1.05-0.01×4=1.02 1.01 彎曲壽命能夠系數 0.876 試驗齒輪應力修正系數 按所給區(qū)域圖取 2.0 太陽輪齒根圓角敏感系數 查【2】圖6-33 1.0 行星齒輪齒根圓角敏感系數 查【2】圖6-33 1.0 齒根表面形狀系數 ，查【2】表6-18 0.988 最小安全系數 按高可靠度，查【2】表6-11 1.6 彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過 （2） b-c齒輪副： 齒根彎曲強度的校核計算 只需計算內齒輪，仍用【2】6-69、6-70、6-71計算，其中取值與齒輪副a-c不同的各項參數為： =1.10 =1.0754 =1.1 =2.71 =2.265 =1.57 =1.74 =1.0 =0.651 =0.867 =2.0 =1.02 =320N/ 彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過 4 主要構件的結構設計與計算 根據2Z-X（A）行星傳動的特點、傳遞功率的大小和轉速的高低的情況，對其進行具體的結構設計。因太陽輪的直徑較大，行星輪的直徑較小，所以行星輪做成齒輪軸結構，太陽輪采用與輸入軸分開的結構，輸入軸與其通過花鍵聯(lián)結。 考慮到齒輪間傳動的均載問題，本設計采用高速級行星架浮動、低速級太陽輪浮動形式，高低速級之間通過雙齒式聯(lián)軸器聯(lián)結，兩內齒輪采用固定方式與箱體聯(lián)結。且按該行星傳動的輸入功率P和轉速n初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結構設計。為了便于加工級零件拆裝的方便，輸出軸與行星架分開，通過鍵聯(lián)結。 行星輪直徑較大，采用帶有內孔的結構，在每個行星輪的內孔中安裝兩個滾動軸承來支承。 綜上，行星架可做成雙側板拆裝式，行星架可做成雙側板整體式。 兩轉臂X上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差和可按【2】式9-1計算，現(xiàn)已知嚙合中心距分別為㎜ 和 ㎜ 則 取 =34 取 =36 行星輪軸孔的孔距相對偏差和按【2】公式9-2計算，即 取=30 =34 轉臂X的偏心誤差和約為孔距相對偏差、的，即 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數和幾何尺寸計算，驗算起裝配條件，且進行了結構設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結構圖。 4.1 行星輪傳動的受力分析 圖4.1 受力分析 Fig.4.1 Stress analysis 4.1.1高速軸 輸入轉速 輸入功率 輸入轉矩 行星輪作用于太陽輪的切向力 轉臂X上所受的作用力 轉臂X上所受的力矩 4.1.2 低速軸 轉臂X上所受的力矩 行星輪作用于太陽輪的切向力 轉臂X上所受的作用力 輸出軸輸出功率 4.2 軸的計算 4.2.1輸出軸 1.初步確定軸的最小直徑 先按書【3】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【3】式（15-3），取,于是得 軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯(lián)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(lián)軸器型號，聯(lián)軸器查 【3】表14-1，取，則 按計算轉矩小于聯(lián)軸器公轉轉矩條件，查【9】表11-17，ZL5彈性柱銷齒式聯(lián)軸器dⅠ=80，半聯(lián)軸器長度L=172,半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度L1=132。 2.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 為了滿足半聯(lián)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=90mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)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(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=130mm。 軸得的Ⅲ-Ⅳ段與轉臂X聯(lián)結，仍取dⅢ-Ⅳ=80mm,LⅦ-Ⅷ=130mm.初步確定輸出軸的結構尺寸如圖4.2所示。 圖4.2 輸出軸的簡圖 Fig.4.2 Output shaft of diagram 2） 鍵的選擇 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平減連接，查【9】表5-4，選取A型平鍵，兩鍵主要參數均為b×h×L=22×14×125 （單位：㎜），鍵槽用槽銑刀加工，半聯(lián)軸器的配合為，行星架與軸的配合為。 3）鍵的聯(lián)結強度計算 查【3】，由式6-1，即 進行計算，得 屬于 范圍 滿足要求。 4.2.2 輸入軸（矩形花鍵聯(lián)結） 1）輸入軸上的功率、轉速和轉矩 2）按書【3】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，取,于是得 又電機與輸入軸的聯(lián)軸器為HL4型，查【9】表11-5，知此型號聯(lián)軸器的軸孔直徑為40㎜-63㎜（40、42、45、48、50、55、56、60、63），再結合鍵的選取不妨取輸入軸與聯(lián)軸器聯(lián)結的軸段直徑為45㎜。選取滾動軸承型號為：6210 規(guī)格 d×D×B=50㎜×90㎜×20㎜。平鍵規(guī)格 b×h×L=14㎜×9㎜×80㎜?；ㄦI段，查【9】表5-12選取中系列，基本參數如下表4.1所示。 表 4.1 花鍵的基本參數 規(guī)格 C r N×d×D×B 8×36×42×7 0.4 0.3 29.4 1.0 Tab.4.1 The basic parameters of the spline 3）軸的結構設計 按照前面已確定參數及要求設計個段軸的大小、長度如圖4.3所示。 圖4.3 輸入軸結構簡圖 Fig.4.3 Input shaft structure diagram 4）花鍵聯(lián)結強度計算 按【3】式6-5進行強度計算，已知Z=8，，，，許用擠壓應力，取齒的工作長度為L=50㎜，載荷分配不均系數 則有 滿足使用要求。 4.2.3 行星軸 （1）高速級 ①輸入軸上的功率、轉速 ②該行星輪直徑較小，故設計成齒輪軸形式，按書【3】式15-2初步估算軸的最小直徑，軸的材料為20優(yōu)質低碳合金鋼，滲碳淬火，齒面硬度58-62HRC，取,于是得 取d=30㎜ 滾動軸承型號為 61906 規(guī)格 d×D×B=30㎜×47㎜×9㎜ ③軸的結構設計 根據已知條件及要求，各段軸的大小、長度如圖4.4所示。 圖4.4 高速級行星齒輪軸簡圖 Fig.4.4 High grade planetary shaft diagram ④求軸上的載荷 根據軸的結構圖作出軸的設計簡圖，軸承的支撐點位置為滾動軸承的中點位置，故支撐跨距為 9+5×2+58=77㎜。此行星傳動均載，垂直平面，方向相反，相互抵消，水平面有，方向相同，故軸的受力簡圖、彎矩圖及轉矩圖如圖4.5所示。 圖4.5 高速級行星齒輪軸的受力簡圖、彎矩圖及轉矩圖 Fig.4.5 High level of planetary shaft force diagram, plot and torque figure 支撐力 截面C處彎矩 轉矩 當量彎矩 計算危險截面處 （其中=1170查【2】表6-3得），故強度足夠。 （2）低速軸 ①輸入軸上的功率、轉速 ②該行星輪直徑較大，采用內孔結構，按書【3】式15-2初步估算軸的最小直徑，軸的材料為40調質處理，取,于是得 取d=30㎜ 取d=30㎜ 滾動軸承型號為 6206 規(guī)格 d×D×B=30㎜×62㎜×16㎜ ③軸的結構如圖4.6所示。 圖4.6 低速級行星軸簡圖 Fig.4.6 Low level planets shaft diagram 4.3 滾動軸承的壽命校核 軸承預期使用壽命 4.3.1.高速級行星軸上滾動軸承的壽命校核 1） 當量載荷 由【9】8-24查得N206E，軸承，，因軸承不受軸向力，故有 2） 軸承壽命 軸承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得載荷系數 取，已知轉速 ， ，則 故滿足要求。 4.3.2.低速級行星軸上滾動軸承的壽命校核 1）當量載荷 由【9】8-24查得N206E，軸承，，因軸承不受軸向力，故有 2）軸承壽命 軸承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得載荷系數 取，已知轉速 ， ，則 故滿足要求。 4.4 浮動用齒式聯(lián)軸器的設計與計算 本設計低速級太陽輪浮動，高速級行星架浮動，故采用雙齒式聯(lián)軸器聯(lián)結，聯(lián)軸器的兩端分別與浮動太陽輪、浮動行星架聯(lián)結，外形結構如圖所示： 圖4.7 雙齒式聯(lián)軸器簡圖 Fig.4.7 Double using coupling diagram 采用非變位直齒傳動，不妨取齒數，模數 ，選用42合金鋼，調質硬度283-323HBS，據【2】圖6-13和6-28，取和，加工精度7級。查【2】表7-2進行齒輪計算，計算結果如下表所示： 表4.2 浮動用齒式聯(lián)軸器齒輪的幾何尺寸計算 Tab.4.2 Floating of gear with geometry size using coupling calculation 序號 名稱 結果（單位：㎜） 1 分度圓直徑 2 節(jié)圓直徑 3 齒頂高 4 齒根高 5 齒頂圓直徑 6 齒根圓直徑 7 嚙合角 8 齒寬 軸套外殼壁厚㎜取㎜，在浮動齒式聯(lián)軸器中，由于其內外齒輪的齒數相等，基本上屬于零齒差的內嚙合齒輪副。根據該嚙合傳動的受載荷情況，它的失效形式主要是齒面點蝕和齒面磨損，一般不會產生輪齒折斷。故，對于該齒式聯(lián)軸器只需要按齒輪表面擠壓或接觸強度計算。 輪齒切應力的計算 用【2】式7-25進行切應力計算，已知N.m，許用切應力，查【2】表7-3，取，查【2】7-4，取，使用系數取，取載荷不均系數，節(jié)圓上弦齒厚㎜ 則 滿足使用要求。 4.5 行星架設計 4.5.1 高速級行星架的設計與計算 由前面的分析及已確定的數據，可對其進行結構設計，如圖4.8所 圖4.8 高速級行星架結構簡圖 Fig.4.8 High grade planets frame structure diagram 4.5.2 低速級行星架的設計與計算 1）行星架的結構設計 該行星架與輸出軸聯(lián)結，采用雙臂整體式，左端與輸出軸聯(lián)結，相當于空心軸，已知㎜， ㎜，不妨取㎜ ，查【9】表8-23，不妨選取兩深溝球軸承分別為6224型 規(guī)格 d×D×B=120㎜×215㎜×40㎜和61920型 規(guī)格 d×D×B=130㎜×180㎜×24㎜。根據前面的分析及已確定的數據，可對其進行結構設計，如圖4.9所示。 圖4.9 低速級行星架結構簡圖 Fig.4.9 Low level planets frame structure diagram 4.6 減速器箱體設計 本設計箱體采用鑄造成型，材料為HT200，機體壁厚按【7】表6-17和6-18確定，結構尺寸如表4.3所示。 表4.3 減速器機體結構尺寸 Tab.4.3 Reducer airframe structure size 名稱 符號 尺寸關系 數值（單位：㎜） 機體壁厚 10 前機蓋壁厚 0.8 8 后機蓋厚度 = 10 機蓋法蘭凸緣厚度 1,25 12.5 加強筋厚度/斜度 機體寬度 B 機體內壁直徑 D 按內齒輪直徑級固定方式確定 320 續(xù)表 機體和機蓋的禁錮螺栓直徑 10 軸承端蓋的螺栓直徑 8 地腳螺栓直徑 d 24 機體底座凸緣厚度 h 30 結 論 我曾有過一個夢想，做個一流的工程設計師，所以，我一直很努力，努力的把每一件事情做好！此次的畢業(yè)設計，作為我學生生涯最任重而道遠的一課，給我提供了極好的機遇與嚴峻的考驗，我不曾含糊。通過此次設計，不僅讓我對大學四年所學習的知識，有一個全新的認識與鞏固，尤其是在軟件學習這個領域，有很大的提升，而且考驗了自己的耐性和韌性。 在這期間， 讓我感受最深的就是自己對結構設計這方面的總體的把握不足，考慮問題時欠缺周密，經驗不夠充分而導致自己走了許多的彎路，一次一次的修改自己的數據。此后我明白了，作為一個設計人員必須把握設計的全局觀，不只能坐井觀天。不僅如此，在這期間，由于對自己的某些數據計算不夠細心，而導致的一些低級錯誤，給我后期的修改工作埋下了禍根。這讓我深知：唯有以嚴謹而科學的學習態(tài)度，才能夠走好設計這條艱辛之路。 致 謝 為期兩個半月的畢業(yè)設計終于接近尾聲，我也順利的完成了所選課題的設計要求，在此請允許我向韓鷹老師致敬！ 在此次畢業(yè)設計期間，首先要感謝的是我的指導老師韓鷹老師，因為在他的悉心引導與參謀下我才能夠順利的完成設計任務，同時讓我也感受到了他謙遜的人格魅力，老師的微笑與贊賞永遠是最大的鼓舞;在此，我也要感謝我大一的制圖老師譚殊，大學一年，她的課讓我受益匪淺，這四年中，我曾在制圖方面遇到過不少的問題，她都為我悉心的指導，這次亦不例外。其次，我要感謝的就是我的好友邢祥壯和呂連國，在我遇到許多難題的時候，因為他們的討論，才把許多難題得以解決。最后，我特別要感謝的就是寢室那些兄弟們，同窗四年與他們有過悲傷亦有過歡喜，但更多的則是歡喜，與他們的交流中，我學到了許多所不能及的知識，謝謝他們的理解、關心與支持，謝謝他們的陪伴！ 回首這段時間，我過的很充實，學到了很多知識，謝謝校方各位領導的安排！再次感謝各位老師的指導！ 參考文獻 [1]馬從謙,陳自修.漸開線行星齒輪傳動設計.北京:機械工業(yè)出版設計,1987 [2]堯振剛.行星齒輪傳動設計.北京:化學化學工業(yè)出版社,2003 [3]濮良貴,紀名剛,陳國定,吳立言.機械設計（第八版）.北京:高等教育出版社,2005 [4]孫桓,陳作模.機械原理（第七版）.北京:高等教育出版社,2005 [5]劉會英,楊志強.機械基礎綜合課程設計.機械工業(yè)出版社,2007 [6]何銘新,錢可強.機械制圖（第五版）.北京:高等教育出版社,2007 [7]張展,張弘松,張曉維.行星差動傳動裝置.北京:機械工業(yè)出版社,2008 [8]張展.減速器設計與實用數據速查.機械工業(yè)出版社,2010 [9]吳宗澤.機械零件設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社 [10]邢閩芳,房強漢,蘭利潔.互換性與技術測量.北京:清華大學出版社 [11]鄧力,高飛,高長銀.SolidWorks 2007 機械建模與工程實例分析.清華大學出版社,2008 [12]程乃士 減速器和變速器設計與制造 機械工業(yè)出版社，2007 [13]C. Carmic