二級行星齒輪減速器設(shè)計

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1、優(yōu)秀設(shè)計 1引言 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史， 很早就有了應(yīng)用。然而，自20世紀(jì) 60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。 無論是在設(shè)計理論方面，還是在試制和應(yīng)用實踐方面，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，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的 進(jìn)步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機械設(shè)備和 技術(shù)，經(jīng) 過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國 的行星傳動技術(shù)有了迅速的發(fā)展⑴。 2設(shè)計背景 試為某水泥機械裝置設(shè)計所需配用的行星齒輪減速器，已知該行星

2、齒輪減速器的 要求輸入功率為Pi =740KW,輸入轉(zhuǎn)速m =1000rpm,傳動比為j p=35.5,允許傳動 比偏 差討戶0.1,每天要求工作16小時，要求壽命為2年；且要求該行星齒輪減速器傳動結(jié)構(gòu) 緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。 3設(shè)計計算 3.1 選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)上述設(shè)計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡 劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動。2X-A型結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，適用于任何工況下 的大小功率的傳動。選用由兩個2X-A型行星齒輪傳動串聯(lián)而成的雙級行星齒輪 減速器較 為合理，名義傳動比可分為j3=7.1,jp2=5進(jìn)行傳動

3、。傳動簡圖如圖1所示： C2 3.2 配齒計算 根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動比ip的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內(nèi)齒輪 b,行星齒輪Ci的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪a 數(shù)為17和行星齒輪數(shù)為n廠3。根據(jù)內(nèi)齒輪zM za1 Zb廣 7.1 -1 17= 103.7 103 對內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整后，此時實際的P值與給定的P值稍有變化，但是必須控制 在其傳動比誤差范圍內(nèi)。實際傳動比為 Za 1 「clcc 1+ = 7. 0588 其傳動比誤差i |iP-i ip 7.1 -7.0588 根據(jù)同心條件可求得行星

4、齒輪c1的齒數(shù)為 Zc1 = Zb1 _ Za1 2 = 43 所求得的ZC1適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。再考慮到其安裝條件為: Za1 Zb1 =C = 40整數(shù) 第二級傳動比ip2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)齒輪Zb1 二ip1-1 za1,zb1二5-1 23二92再考慮到其安裝條件，選擇zb1的齒數(shù)為91 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪ci的齒數(shù)為 zc1 = ( Zb1 — za1 )/2 = C 4 實際傳動比為 i= 1+ 1 = 4.957 zb 1 ip - i 其傳動比誤差 i= 二8% in 3.3 初步計算齒

5、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 -H lim =1400N. mm2, ； FFlim =340N mm?,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速 級的內(nèi)齒輪均采用42CrM。,這種材料經(jīng)過正火和調(diào)質(zhì)處理，以獲得相當(dāng)?shù)膹姸群陀捕?等力 學(xué)性能。調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC,根據(jù)圖三可知,取 3.3.1計算圖速級齒輪的模數(shù)m 按彎曲強度的初算公式，為m=3 -Hlim =78

6、0N mm2, lim =420N mnf 輪 B1 和 B2 的加工精度為 7 級。 BKaKfpK YFa1 2 d Z ［二 F lim 現(xiàn)已知7i=17,ZlFlim=340 N?o中心齒輪a1的名義轉(zhuǎn)矩為 / mm P1 740 T1 =9549 9549 2355.4Nmm取算式系數(shù)Km=12.1,按表6-6取使用 nPrii 3xiooo Km 系數(shù)Ka=1.6；按表6-4取綜合系數(shù)丘…=1.8；取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分 布不均勻系數(shù)khp“2,由公式可得kfP=-1.6匕廠1=F 1.6 1.2-1 -32；由表 查得齒形系數(shù)伯廣2.67;由表查的

7、齒寬系數(shù)八0.8 ;則所得的模數(shù)m為 =8.55 mm ― 2355.4 1.6 1.8 1.32 2.67 m =12.13 0.8 17 17 390 取齒輪模數(shù)為m =9mm 332計算低速級的齒輪模數(shù)m 按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數(shù) m為 口乞卞心心嚴(yán)八浪1現(xiàn)已知za2=23,二Flim=410N2。中心齒輪a2的名義轉(zhuǎn) ”啊習(xí) dFiim / mm 矩 Ta2 = —Txh) 1 Pi Tai =7.0588 2355.4 =16626.29 n ? mm 取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù)ka=1按表6-4取綜合系數(shù)kr=1.8；取接觸強度計算

8、的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)khp“.2,由公式可得kfp=146際|J〃 “46 1.2-1 =1.32;由表 查得齒形系數(shù)怙廣2.42;由表查的齒寬系數(shù)=0.6；則所得的模數(shù)m為 [16626.29 漢 1.6”.8“.32 漢 2.42。， m=12.1 4. 2低速級 在兩個嚙合齒輪副中a2.c2, b2?c2中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a2為 ab2cA-m Zb2— Zc2 匚 12 91 -34 =342 1 1 ab2c2jm Zb2— Zc2 匚 1291 -34 =342 由此可見，高速級和低速級的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變 位的同心條件，但是在行星

9、齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構(gòu)的尺 寸和質(zhì)量⑦；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。 = 12.4mm V 0.6x23x23x420 取齒輪模數(shù)為m2 =12mm 3.4 嚙合參數(shù)計算 3. 4. 1高速級 在兩個嚙合齒輪副中在-c1中, 其標(biāo)準(zhǔn)中心距a1為 1 Qa1cA-rn Za1 Zc1 1 12 17 43 =270 1 弘“石口 zb1 — zc1石  1 9103 _ _27o — 由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位* 0,大齒輪采用負(fù)變位X2Z o內(nèi) 齒輪的變位系數(shù)和

10、其嚙合的外齒輪相等，即 X2 = X, zx-A型的傳動中，當(dāng)傳動比 j：x4時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為Xc =Xb_Xa。。 3. 4. 3高速級變位系數(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a =27。，= Z1乙=60根據(jù)表選擇變位系數(shù) Xa=,314 Xb= - - 314 Xc 7k0314 3. 4. 4低速級變位系數(shù) 因其嚙合角仍為a 342 Z2=乙*乙二57根據(jù)表選擇變位系數(shù) Xa2= - 115 Xb2_ ,115 Xc2_ .115 3.5幾何尺寸的計算 對于雙級的2

11、x-A型的行星齒輪傳動按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的幾何尺寸 的計算結(jié)果如下表： 3.5.1高速級 項目 計算公式 a1 — c1齒輪副 b1 — c1齒輪副 分度圓直徑 d1 = m1z1 d2=m1z2 d1 =153 d2=387 d1 = 387 :d2 = 927 基圓直徑 d 切=a802 d b2 =d 2C0S a dbi =143.77 d b2 =363.66 d b1= 363.661 d b2=871.95  頂圓 直徑d al 外嚙 合 d ai=di+2m (haJXj a2d + d2m (ha*+x2) d

12、ai r76.65 d bi= 399.35 內(nèi) 嚙 合 da2=d2+2m (ha*X2) da2=d2 2m (haJX3) d ad fA2a+2c.m 插齒) d b1= 399.35 d a2= 906.33 齒根圓直 徑df 外嚙 合 dfi=di-2 (ha+c—Xi) m df2 二 d r2 (ha +C —X2) m d □ =136/5 d f2= 358.85 內(nèi)嚙 合 ckdL2 (ha+C— df2zidao+2a>2 (插齒) d n = 358.85 d f2 = 943.68 352低速級:

13、項目 計算公式 ai - ci齒輪副 bi —ci齒輪副 分度圓直徑 di = mizl d2 =m1z2 di = = 276 d2 : =408 di = 387 d2 = 927 基圓直徑 dbi=dicosa d b2=d 2C0Sa db. =i43.77 d b2 =363.66 d bi=363.66i d b2=87i.O95 齒頂圓 直徑d ai 外嚙 合 da廣 Ck2m (ha+xj da2-d2-2m(ha*X2： Ch 3。2.75 da2 = 429.25 內(nèi)嚙 合 da2 二 d22m (ha+X2 da2=d

14、2-2m (ha+X3> da2=d J2a+2c m 插齒) Ch 42925 da2-069.3i 齒根圓直徑 d f 外 嚙 合 d fi=di-2{ha=c*—Xi)m d f2= di-2 ( ha +C —X2 ) m d 和=248.75 dfA 375.25 內(nèi) 嚙 合 d d= di-2(ha+c-X2)m d f2= da—abi插齒) dfA 375.25 d f2= 1119.21 3.5.3關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算 已知模數(shù)m=9mm,盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為18 ,變位系數(shù)為 X。=0 ?仲等磨損

15、程度，試求被插齒的內(nèi)齒輪b, b2的齒圓直徑。 齒根圓直徑施按下式計算，即2a02插齒 d 插齒刀的齒頂圓直徑 a 02 插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距 da嚴(yán) mZ。2m ha。Xo=9 18 2 9 1 2Al86A3mm 高速級:d f2 =d ao2a 02=186.3 2 378.69 = 943.68mm 低速級：選擇模數(shù)m=12mm,盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為17 d a。=mZ。2mhao X。=12 172 12 1.25 0.1 = 236.4mm d 倫二 d ao2ao2 =236.4 2 416.455 = 1069.31mm （填入表格） 3.6裝配條件

16、的驗算 對于所設(shè)計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下裝配條件 3. 6. 1鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即 F 31 da r2aacSin— 已知高速級的 dac =399.35 , aj270 和 n l%=3代入上式，則得 399.35 :: 2 270 sin 467.64mm 滿足鄰接條件 3 將低速級的dac=429.25, a：=342和門p=3代入，則得 429.25 :： :2 342 sin 592.344 mm 滿足鄰接條件 3 3.6.2同心條件 按公式對于高度變位有為2工二為已知高速級za「7, zc=43 Zb=103滿足公式則滿足

17、同心條件。 已知低速級-23,左=34加=91也滿足公式則滿足同心條件。 3. 6. 3安裝條件按公式驗算其安裝條件，即得 珈=c整數(shù) Za2 Zb2 Z— zb1 40門小 17 103 3 Za2Z b2 nP2 23 91 3 38 nP2 （高速級滿足裝配條件） （低速級滿足裝配條件） 3.7傳動效率的計算 雙級2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯(lián)而成的，故傳動效率為 b1 b2 =n n a1x2 a1 x1 a2x2 由表可得: b J -P p 1 b2 I -1 p x2 p7 3.7.1高速級嚙合損失系數(shù)的確算

18、 x1 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，其損失系數(shù)’等于嚙合損失系數(shù) X1和軸承損失系數(shù) X1 X1 即]A] , 其中7 m ma1 mb1 x1 mb1 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪 bl與行星齒輪cl之間的嚙合損失 x1 ma1 x1 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪 al與行星齒輪cl之間的嚙合損失 可按公式計算即 mb1 x1 31 —€ 2 mb1 匚 ，-n - 速級的外嚙合中重合度 =1.584,則得： =2,486 f J 1 1 m 式中 齒輪副中小齒輪的齒數(shù) z2 齒輪副中大齒輪的齒數(shù) 嚙合摩擦系數(shù), 取0.2 即=

19、2.486 0.2 i 1 ma1 1 =0,041 17 43 內(nèi)外嚙合中重合度 1 xi=1.864,則的浮 =2.926 f - mb1 1 m - 2.926 0.2i 1 - 1 =0.0080 mb1 43 103 x1 即得 ：=0.041 +0.008=0.049, m 3.7.2低速級嚙合損失系數(shù)?：的確定 b「一 61 0.049 = 0.95 alxl 7.1 x2 外嚙合中重合度=1.627 x2 ma2 -2.554 f 內(nèi)嚙合中重合度?=1.858 x2 ma2 r = 2.544 0.2 _L_L 「23 =0.

20、037 34 J = 2.917 0.2- 123 1 =0,019 91 ) 即得 x2 m =0.037+0.019=0.056, b2 4 「=1-- 0.056 =0.955 a 2x2 - n b1 b2 傳動效率高滿足 則該行星齒輪的傳動效率為 a1x2 = a1 x1 =0.9552 0.95 =0.9074, 短期間斷工作方式的使用要求。 3.8結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.8.1 輸入端 根據(jù)ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低情況，首先 確定中心齒輪a1的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑較小，d1 =276所以a1采用齒輪

21、軸的結(jié)構(gòu) 形式; 即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。 按公式dom保,23益嶗川叫?！?% -5力增大試取 為125mm同時進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計⑶，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形 如圖2所示 帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為125mm再過臺階&為130mm滿足密圭寸元件的孔 徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設(shè)d為150mm寬度為10mm根據(jù)軸承的 選 擇確定ds為140mm對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖3 圖3 3.8.2輸出端 根據(jù)d ominAc寸衛(wèi)=112』已=300mm,帶有單鍵槽⑷，與轉(zhuǎn)臂2相連作為輸出軸 Z m 取d為300m

22、n,選擇63X32的鍵槽。再到臺階d2為320mm輸出連接軸為310mm選 擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示 3.8.3內(nèi)齒輪的設(shè)計 內(nèi)齒輪bl采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖 7、圖8所示 圖6 圖7 3.8.4行星齒輪設(shè)計 行星齒輪采用帶有內(nèi)孔結(jié)構(gòu)，它的齒寬應(yīng)該加大 ⑸，以保證該行星齒輪c與中心 齒輪a的嚙合良好，同時還應(yīng)保證其與內(nèi)齒輪 b和行星齒輪c相嚙合。在每個行星齒 輪的內(nèi)孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。如圖 8、圖9所示 圖8 圖9 而行星齒輪的軸在安裝到轉(zhuǎn)臂X的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈

23、來進(jìn)行軸的 固定。 3.8.4轉(zhuǎn)臂的設(shè)計 一個結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂X應(yīng)是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性 好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于2X-A型 的傳動比j「4時，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在 行星齒輪的 輪緣內(nèi)。轉(zhuǎn)臂X作為行星齒輪傳動的輸出基本構(gòu)件時，承受的外轉(zhuǎn)矩最大如圖10、圖 11所示 圖10 圖11 轉(zhuǎn)臂X1上各行星齒輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心極限偏差 f可按公式計算，先已知 a 高速級的嚙合中心距a=270mm,則得 a 〃嘉九將“0517亦取上二51.75 各行星齒輪軸孔的孔

24、距相對偏差1按公式計算，即 :仁 3 -4.5 )△但一 1000 1000 270 =3 - 4.5 = 0.0493 -0.0739 取 1 =0.062=62 Jm 轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差1的 ，即 ex：亍=31怙 先已知低速級的嚙合中心距a=342mm則得 fa (空 1000 83 342 =0.0559 mm -1000 取 f =55.9 a (3-4.5 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差1按公式計算，即 = (3-4.5 =0.05547 一0.0832 \ 71000 取、1 =0.069=69 5 轉(zhuǎn)臂X1的

25、偏心誤差ex為孔距相對偏差51的％,即 3. 8. 5箱體及前后機蓋的設(shè)計 按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造 機體，其特點是結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機 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⑺。如 圖 12、13、14 所小 壁厚、=0.56KtKd4Ta - 6mm K ? ——機體表面的形狀系數(shù)取1 K d --與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)K d取2.6 Td —作用在機體上的轉(zhuǎn)矩 圖12 圖13  圖14 3. 8. 6齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計 浮動的齒輪聯(lián)

26、軸器是傳動比i=1的內(nèi)外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開 線。選取齒數(shù)為23,因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副⑻。如圖15 圖15 3. 8. 7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)計參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計 參照設(shè)計手冊自行設(shè)計。以及油標(biāo)的設(shè)計根據(jù)

27、 GB1161-89的長形油標(biāo)的參數(shù)來設(shè)計。 3.9齒輪強度的驗算 校核齒面接觸應(yīng)力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大 ；H值均小于 其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力:Hp,即H_.Hp 3.9.1 高速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機 的特 性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運行狀態(tài)有關(guān)，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊⑻。 故選Ka為1.6,工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊回。故選Ka為1.81動載荷系數(shù)Kv 考慮齒輪的制造精度，運轉(zhuǎn)速度對輪齒內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)，查表可得 K v=1.108 2齒向載荷分布系數(shù)

28、Kh 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，跑合情況等有關(guān)。K h; VV 二 b-1 %查表可得 r b=1.12, ”H=3 則 Kh 一 1 1.12-1 3=1.362 3齒間載荷分配系數(shù)k- kFa 齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對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 kHa=i, kFa=i 4行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù)kHP 考慮在各個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，

29、齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取 kHP=i.4 5節(jié)點區(qū)域系數(shù)乙pj 考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應(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) 2cos： aCosa,取為2.495 2H cosatsin at 6彈性系數(shù)Ze 考慮材料彈性模量E和泊松比對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得Ze為189.80 7重合度系數(shù)Z. 考慮重合度對單位齒寬載荷尸訃的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的系 故取 0-897 8螺旋角系數(shù)Z: 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。 Z = cos：,取Z ［為1 9最小安全系數(shù)SHmin, SFmin 考慮齒

30、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，使用場合 等。取 SlHmin =1 10接觸強度計算的壽命系數(shù)Z. 考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材 料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關(guān)。 取 zN!t=1,039, zN2t=1,085 11潤滑油膜影響系數(shù)Z L, Zv, Z R 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得Z L=1, Z V =0.987, Zr=0.991 12齒面工作硬化系數(shù)Zw,接觸強度尺寸系數(shù)Zx 考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉(zhuǎn)過程中對調(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

31、料強度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。 故選Zw=i, Z =1 根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力 HP ,即中心齒輪a1的 [10] :二 Hp 31nktZLZZZZi22M pa H min 行星齒輪ci的b hp 二 H lim ZhltZ lZvZ rZwZx= 1486 M Pa Q 外嚙合齒輪副 中齒面接觸應(yīng)力的計 算中二hi P H2 ,則 H 1 =H0 K HpK Hal K HP1 F 口 1 c|b H2 二 987M Pa 滿足接觸疲勞強度條件。 t u ZhZeZ z「經(jīng)計算可得匚吊弋 則二 H1yHp1=14

32、22 M pa, -H2yHp2 =1486 M pa 3.9.2 高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核。 1名義切向力R 已知 Ta=2355N.m, *3 和 d ； =153mm 則得 F廣200叮一200 2355 =31960 N使用系數(shù)K a,和動載系數(shù)K的確定方法與d 3 x153 a 接觸強度相同。 2齒向載荷分布系數(shù)Kf： 齒向載荷分布系數(shù)Kf：按公式計算，即vb-1午 由圖可知午=1,二 b=i.4n,則 k r=i.3ii 3齒間載荷分配系數(shù)K. 齒間載荷分配系數(shù)Kra可查表K Fa=1.1 4行星齒輪間載荷分配系數(shù)Kfp 行星齒輪間載荷分配系數(shù) K

33、 FP按公式計算K FP= 1 ■ 1.6 1.2 — 1 =1.32 5齒形系數(shù)Y fa 查表可得，丫 3=2.421, 丫 1a2 =2.656 6應(yīng)力修正系數(shù)Y sa 查表可得 Y sai=1.684, Y sa2 =1.577 7重合度系數(shù)Y. 查表可得 Y 1 二 0.25 075 二 0.723 1 1.58 8螺旋角系數(shù)、r ： =1 9計算齒根彎曲應(yīng)力匚f 二 F1 七 YfaY Y KAKvKFKaKFP=187M Pa 匚 YKaKvKf KfhKfp/9M Pa 10計算許用齒根應(yīng)力匚Fp 二 FP T StY NtY ；relT 只^ Y已知

34、齒根彎曲疲勞極限Sf Fmin=40oN mm min 查得最小安全系數(shù)SFmin=L6,式中各系數(shù)YsT, f NT, f -relT, f RrelT和f 乂取值如 下： 0.02 查表Y 、/ =31 眄=1 St=2壽命系數(shù)Ynt ,

35、速級內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強度的校核 高速級內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算, 校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 Kv=1.272, KA： =1.189, =189.8, Z 1=1, Zh=2.495, KHa=1.098, Z =0.844, ZN1 =1.095, Zn2=1 - 151, Zl_i Zl2=1, Zvi =0.987, Zv2=。.974, Zr1 = .991>Zr1 = .982Zw1=1.153> Zw2=L153, Zx1 = \Zx2=1, SHmin=1 計算行星齒輪的許用應(yīng)力為

36、 二 H lim :-Hp1 Z NtZ ZvZ rZ wZx 1677M pa AAH min 計算內(nèi)齒輪C1的接觸許用應(yīng)力 1H o hp1 iim ZmZlZvZrZwZxWQm pa 而二 H1=； 「瞪=匚 HO K aK U K H |.K HalK HP1 =396M Pa 則二川二二 H2 641 Mpa 得出結(jié)論：滿足 接觸強度的條件 3.9.4 低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核1選擇使用系數(shù)Ka 原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 Ka為1.6,工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重 沖擊。故選Ka為1.8 2動載荷系數(shù)Kv _0.25 - 92 /9272

37、00 匯 4 r =1.034 3齒向載荷分布系數(shù)Kh =1.229 4齒間載荷分配系數(shù)k,、 kFa 查表可得kHa=1.021 kFa=1.021 5節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 2cos P coSai 取 ZH] A-a- =2.495 \ cosat sina 6彈性系數(shù)Z e 考慮材料彈性模量E和泊松比對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得Ze為189.80 7重合 度系數(shù)z AZ 考慮重合度對單位齒寬載荷F —的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的系數(shù) Z亍 ,故取0.889 8螺旋角系數(shù)z : 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。 Z二cos：,取Z

38、為1 計算齒面的接觸應(yīng)力二HI乞二HoKaKuKh K HKhPI代人參數(shù) FmX H2=1451M Pa 9最小安全系數(shù)Shlmin, Sf 取 Shi =1 H min 10接觸強度計算的壽命系數(shù)Zm 取 zN1t=1,116, zN2t=1,117 11潤滑油膜影響系數(shù)Zl, Z v, Z r 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得Z L=1,Zv =0.958, Z r=0.996 12齒面工作硬化系數(shù)Zw,接觸強度尺寸系數(shù)Zx 選 z =1, Z =1 W X 計算許用接觸應(yīng)力 匚 Hpj『ZNtZLZvZRZwZxr 仃 pa （中心齒輪 a2） H

39、min -H llm HP2- Z nZ lZvZ rZwZx pa （行星齒輪（ min 接觸強度校核： vH1H21451 M -（滿足接觸強度校核） 3.9.5低速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核 1名義切向力Ft 已知 Ta=16223.47N.m, nP=3 和 d ； =276mmi 則得 F t = ■叮： 二200&—箕T*= 128628 N使用系數(shù)Ra,和動載系數(shù)K 的確定方n 3 276pda， 法與接觸強度相同。 2齒向載荷分布系數(shù)K F: 齒向載荷分布系數(shù)Kf ：按公式計算，即Kf*1 ?二b-1午 由圖可知」F=1, db =1.229,則

40、 K 1=1.229 3齒間載荷分配系數(shù)K Fa 齒間載荷分配系數(shù)K%可Fa查表K Fa=1.021 4行星齒輪間載荷分配系數(shù)K Fd Fp 行星齒輪間載荷分配系數(shù)Kfp按Fp公式計算Kfp= 1+1.6(121 ) = 1.32 5齒形系數(shù)Y fa 查表可得，丫 廿2.531, 丫儂=2.584 6應(yīng)力修正系數(shù)Y sa 查表可得 Y sa1 =1.630, Ysa2=1.590 7重合度系數(shù)Y ； 查表可得 Y >=0,25 075 =0.710 1 1.58 8螺旋角系數(shù)Y—1 9計算齒根彎曲應(yīng)力二 F廣M YFaY Y KKvKf KFaKFP=^M Y 泳

41、貳心心心心二39小 10計算許用齒根應(yīng)力..二FP 匚Fp 型丫 StYnY阿Yr冏tY已知齒根彎曲疲勞極限二Fmin=4。 口口〃 Spmin 查得最小安全系數(shù)SFmiMF,式中各系數(shù)、丁，YnT, Y -relT, Y RrelT和、「乂取值如下 0.02 丫 3ioe， 查表丫 st=2,壽命系數(shù)、r NT= 101 =1

42、 FP1 =674M Pa,二 FP2=484 M Pa 因此 F1 弋 Fp1 ；、： F2 zN2=1.261> zL1 = 1> zL2=V zV1= O.958* Zv2=O.91^ Zr1=.996, Z R1 =-"

43、2, Zw1=1-153, Zw2=1J53, Zx1 = 1, Zx2=\ SHmin=1 計算行星齒輪的許用應(yīng)力為 ?Hlim 。Hp1 ZlMtZ lZvZrZwZx= 1782 M pa H min 計算內(nèi)齒輪C1的接觸許用應(yīng)力二HP1 Z NtZ lZvZRZwZx=665M pa AAU 8 I mm 而二 H1=； Fh2=； 「HO.KaKuKh fK HalK HP1』52 M pa 則^ HxyH2652lVL得出結(jié)論：滿足接觸強度的條件。 3. 10基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計算 Tx2 1 .b1b2 a1x2 則得中心齒輪的

44、轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為 Tai 1 Pj 1 P21 4.957 X 7.0588 Ta2 「二9549 巴=9549 旦=7。6626mm 1000 rii Ta2--247251.7nmm； T x2= 250843Nmm 3. 11行星齒輪支撐上的和基本構(gòu)件的作用力 在行星齒輪傳動嚙合時，基本構(gòu)件及其輸出軸上不僅受到來自行星齒輪的嚙合作 用力，而且在軸的伸出端上受到其他連接零件的作用力，在進(jìn)行輸出軸和軸承計算時， 2000T D 該集中的作用力的大小可按下列公式計算。如： Q 二 0.2-0.35 式中T——傳動軸上的轉(zhuǎn)矩。 D 圓柱銷中心分

45、布圓的直徑 在2X-A型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上的切向力Re為F二^用二 n pda 高速級 F ? FblA31959.75N a1 c1 b1 c1 2T 丘1」一 1 d COS： 一 低速級 Fa2c2 二 Fb2c2」28628N 基本構(gòu)件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算 式中的d——傳動軸的直徑 齒輪的螺旋角 an 法面壓力角  制造和安裝誤差的休正系數(shù) 在2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪 C在行星齒輪傳動中總是承受雙向 彎曲載荷。因此，行星齒輪C易出現(xiàn)齒輪疲勞折斷。必須指出：在行星齒輪傳動中的齒輪 折斷具有很大的破壞性。

46、如果行星齒輪C中的某個齒輪折斷，其碎塊落在內(nèi)齒輪的齒輪 上，當(dāng)行星齒輪C與內(nèi)齒輪相嚙合時，使得b-c嚙合傳動卡死，從而產(chǎn)生過載現(xiàn)象而燒壞 電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當(dāng)?shù)奶岣啐X輪的彎曲強度，增加 其工作的重要性 相當(dāng)重要。 3. 12密封和潤滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內(nèi)齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起 來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油 標(biāo)中 顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損 失大，因而功能耗大，使用期限短。 4. 13運動仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，進(jìn)行運動仿真設(shè)計，利用S

47、olidworks中制作動畫的模 式 讓行星減速器運動起來。把旋轉(zhuǎn)馬達(dá)安裝在輸入軸上，設(shè)置其轉(zhuǎn)速為0廣1000rpm,通過 設(shè)置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉(zhuǎn)，又繞著行星軸自轉(zhuǎn)。同時轉(zhuǎn)臂1 進(jìn)行轉(zhuǎn)動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉(zhuǎn)動。最后保存為 AVI的格式動 畫，可以對外輸出。 奄至性蕓配商.丸D&S1 ? 動畫 注2 nD： -逋荃炒裝配31默認(rèn)堰穴 ? ? ■ +選」JtiS-招與： 十警包 黜認(rèn)） +.曲包愉出制己佯加魁 1 ffl 5節(jié)后密柱的渾將 llA> 帛瑋創(chuàng)》威認(rèn)】 I 愛》C宅、tDapq.Lsiu.Axr 認(rèn))中囁

48、 (0 足、tcaiFiLsuO 逗動珪 結(jié)論 通過對行星齒輪的設(shè)計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設(shè)計有很大的不同， 計 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。行星齒輪減速器的類型很多，本 設(shè)計主要通過對zx—A型的進(jìn)行系列設(shè)計的。計算兩級中主要參數(shù)，確定主要零件的各 部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進(jìn)行組裝。通過對行星齒輪減速器的設(shè)計，基本熟 悉設(shè)計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉(zhuǎn)矩要求高的行星齒輪減速 器，行星齒輪中應(yīng)當(dāng)安裝滑動軸承，輸入軸應(yīng)盡量避免采用齒輪軸 的形式。行星

49、齒輪的安 裝較為復(fù)雜。在設(shè)計中，同時由于本人能力和經(jīng)驗有限，在設(shè)計過程中難免會犯很多錯 誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設(shè)計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零 件圖較為復(fù)雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉(zhuǎn)臂的運動上。我以后會做更多的關(guān)于 行星齒輪減速器的研究。 致謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設(shè)計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較 膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設(shè)計方面的基礎(chǔ)顯得很欠缺，所以遇到了不 小的困難。在論文寫作的關(guān)鍵步驟上，導(dǎo)師給了我很大的幫助和指導(dǎo)，同時在學(xué)習(xí)的每 一個細(xì)節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導(dǎo)師支前鋒教 授。支教

50、授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料, 設(shè)計草案的確定和修改, 中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計, 收據(jù)分析等整個過程中 都給予了我 悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計分析較為復(fù)雜煩瑣，但是支教授仍然細(xì)心地糾正分析過程的錯 誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的 精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作 在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學(xué)期間給我授過課的老師，正是他們出 色的工作使我掌握了較為扎實的基礎(chǔ)知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學(xué)階 段的學(xué)習(xí)。本文所引用文獻(xiàn)的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的

51、工作 使我 在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大 大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進(jìn)的動力；是他們在快樂 時，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過我的人。 謝謝! 最后感謝我的母校一淮陰工學(xué)院四年來對我的大力栽培。 致謝 參考文獻(xiàn) [1]馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動?人民教育出版社，1981.3 [2]饒振綱,行星傳動機構(gòu)設(shè)計,國防工業(yè)出版社,1980.11 [3]成大先.機械設(shè)計手冊,化學(xué)工業(yè)出版社.第四版,2002.1 [4]唐保寧，高學(xué)滿.機械設(shè)計與制造簡明手冊?同濟(jì)大學(xué)出版社,1993.7 (5)孫寶鈞.機械設(shè)計課程設(shè)計,機械工業(yè)出版社，2004.4 (6)甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，2005.7 [7]馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動設(shè)計,北京：機械工業(yè)出版社，1987 [8]王云根,圭寸閉行星傳動系統(tǒng).機械設(shè)計與研究，1995 [9]殷玉楓.機械設(shè)計課程設(shè)計,機械工業(yè)出版社，2006 [10]孫巖，陳曉羅，熊涌主編,機械設(shè)計課程設(shè)計,北京理工大學(xué)出版社，2007 [11]寇尊權(quán)，王多主編.機械設(shè)計課程設(shè)計,機械工業(yè)出版社，2007