行星減速箱設計【3z型行星齒輪減速器主體結構】

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湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文 第一章 緒論 1.1行星減速器發(fā)展狀況 由于國家采取了積極穩(wěn)健的財政貨幣政策，固定資產投資力度加大，特別是基礎建設的投資，使冶金、電力、水泥、建筑、建材、能源等加快了發(fā)展，因此，對減速機的需求也逐步擴大。隨著國家對機械制造業(yè)的重視，重大裝備國產化進程的加快以及城市化改造進程的加快，減速機行業(yè)仍將保持快速發(fā)展態(tài)勢，尤其是齒輪減速機的增長將會大幅度提高，這與進口設備大多配套采用齒輪減速機有關。因此，業(yè)內專家希望企業(yè)抓緊開發(fā)制造齒輪減速機，尤其是大、中、小功率硬齒面減速機，以滿足市場的需求。 國內外動力齒輪傳動正沿著小型化、高速化、標準化、小振動、低噪聲的方向發(fā)展。行星齒輪傳動的發(fā)展和少齒差零齒差內齒輪副的應用，是當代齒輪的一大特征，是齒輪傳動小型化的一個典型的標志。行星傳動把傳統的定軸傳動改為動軸傳動，采用了功率分流并合理應用內嚙合及均載裝置，具有重量輕，體積小，承載高等優(yōu)點，因此，行星傳動技術的應用日漸廣泛。 20世紀末的20多年，世界齒輪技術有了很大的發(fā)展，鏟平發(fā)展的總趨勢是小型化，高速化，低噪聲，高可靠度。技術發(fā)展中最引人注目的是應吃面技術，功率分支技術和模塊化設計技術。 硬面齒輪技術到20世紀80年代在國外日趨成熟。采用優(yōu)質合金鋼鍛件神探淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于IS01328-1975的6級，綜合承載能力為中硬齒面調質齒輪的4倍，為軟齒面齒輪的5-6倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟吃面齒輪減速器的1/3左右。 功率分支技術主要指行星及大功率齒輪箱的功率雙份及多分支裝置，如中心傳動的水泥磨主減速器，其核心技術是均載。 模塊化設計技術隊通用和標準減速器旨在追求高性能和滿足用戶多樣化大覆蓋面需求的同時，盡量減少零部件及毛坯的品種規(guī)格，以便于組織生產，使零部件產生形成批量，降低成本，取得規(guī)模效益。 其他技術的發(fā)展還表現在理論研究（如強度計算，修形技術，現代設計方法的應用，新齒形，新結構的應用等）更完善，更接近實際；普通采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件；材料和熱處理質量控制水平的提高；結構設計更合理；加工精度普遍提高到ISO的4-6級；軸承質量和壽命的提高；潤滑油質量的提高；加工裝備和檢測手段的提高等方面。 這些技術的應用和日趨成熟，使齒輪產品的性能價格比大大提高，產品越來越完美。如非常粗略地估計一下，輸出100N m轉矩的齒輪裝置，如果在1950年時重10kg，到80年代就可做到僅為1kg。 20世紀70年代至90年代初，我國的高速齒輪技術經歷了測繪仿制，技術引進到獨立設計制造3個階段?，F在我國的設計制造能力基本可滿足國內生產需要，設計制造的最高參數：最大功率44MW，最高線速度168m/s，最高轉速67000r/min。 我國的低速重載齒輪技術，特別是硬齒面齒輪技術也經歷了測繪仿制等階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握制造技術外，在20世紀80年代末至90年代初步推廣硬齒面技術過程中，我們還做了解決“斷軸”，“選用”等一系列有意義的工作。在20世紀70-80年代一直認為是國內重齒輪兩大難題的“水泥磨減速器”和“軋鋼機械減速器”可以說已完全解決。 20世界80年代至90年代初，我國相繼制定了一批減速器標準，如ZBJ19004—88《圓柱齒輪減速器》，ZBJ19026—90《運輸機械用減速器》和YB/T050—93《冶金設備用YNK齒輪減速器》等幾個硬齒面減速器標準，我國有自己只是產權的標準，如YB/T079—95《三環(huán)減速器》。按這些標準生產的許多產品的主要技術指標均可達到或接近國外同類產品的水平，其中YNK減速器較完整地吸取了德國FLENDER公司同類產品的特點，并結合國情做了血多改進與創(chuàng)新。 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，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，在結構優(yōu)化，傳動性能，傳動效率，轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現一些新型的行星齒輪傳動技術，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化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。 行星齒輪顫動在我已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入，系統的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均有了較大的成就，并獲得了血多的研究成果。 近十幾年來，計算機技術，信息技術，自動化技術在機械制造中的廣泛應用，改變了執(zhí)照也得傳統觀念和生產組織方式。一些先進的齒輪生產企業(yè)已經采用精益生產，敏捷執(zhí)照，智能執(zhí)照等先進技術。形成了高精度，高效率的智能化圣餐先和計算機網絡化管理。 在21世紀成套件機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大為提高，從而推動了機械傳動產品多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精致，美觀。 CNC機床和工藝技術的發(fā)展，推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統設計中的電子控制，液壓傳動，齒輪，帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。 工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產線配套的大功率和中小功率變速箱。國內的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面，高精度，高可靠度軟啟動，運行監(jiān)控，運行狀態(tài)記錄，低噪聲，高的功率與體積比和高的功率與重量比的方向發(fā)展。中小功率變速箱為適應機電一體化成套裝備自動控制，自動調速，多種控制與通訊功能的接口需要，產品的結構與外型在相應改變。矢量變頻代替直流伺服器驅動，已成為經年中小功率變速箱產品追求的目標。 隨著我國航天，航空，機械，電子，能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術應用方面已取得顯著成績。同時，隨著國家高新技術及信息產業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術產品的需求將更會更加突出。 總之，當今世紀各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高，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，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即標準化，多樣化。 減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術在我國有廣闊的前景。 1.2選題分析與設計內容 行星齒輪傳動與普通定州齒輪傳動相比較，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，這些已經被我過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種均有效地利用了功率分流性和輸入，輸出地同軸性以及合理的采用了內嚙合，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，兵和航空航天等工業(yè)部門獲得了廣泛的應用。 本設計以本設計基于Solid Works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Solid Works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(yōu)化設計采用Solid Works自帶的模塊，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，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(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。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(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用Solid Works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，使設計速度加快。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Solid Works參數化建模。 在設計計算方面：分析行星齒輪機構傳動方案；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；在整機設計開發(fā)背景下，結合運動參數完成建模。 在工程仿真分析方面：本論文利用三維軟件Solid Works對行星輪減速器進行三維建模，并完成與整機的裝配。 第二章 行星齒輪減速器方案設計 2.1基本參數要求與選擇 行星齒輪傳動的類型很多，其分類方法也不少。在庫氏的分類方法中，行星齒輪傳動的基本代號為：Z——中心輪，X——轉臂，V——輸出軸（現說明：在庫氏原著作中，K—中心輪，H—轉臂）。根據其基本構件的配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他的結構型式的行星齒輪傳動大都是它們的演化型式或組合型式。 設計行星齒輪減速器，已知該行星傳動的輸入功率P1=22KW，輸入轉速n1=1500r/min，傳動比ip=134，允許的傳動比偏差△ip=0.01，短期間斷的工作方式，每天工作16h，要求使用壽命8年；且要求該行星齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動功率較高。 第三章 設計計算 3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據上述要求：短期間斷，傳動比大，結構緊湊和外輪廓尺寸較小。據書【7】和書【5】傳動類型的工作特點可知，3Z型適用于短期間斷的工作方式，結構緊湊，傳動比大。為了裝配方便，結構更加緊湊，適用具有單齒圈行星齒輪的3Z型行星齒輪傳動較合理，其傳動簡圖如圖3-1所示。 圖3-1 3Z型行星齒輪減速傳動 3.2配齒計算 根據3Z型行星傳動的傳動比ip值和按其齒輪計算公式可求得內齒輪b，e和行星齒輪c的齒數zb，ze和zc?？紤]到該行星齒輪傳動的外輪廓尺寸較小，故選擇中心輪的齒數za=15和行星齒輪數目np =3。為了使內齒輪b與e的齒數差盡可能小，即應取ze -zb= np。再將za，np和ip值代入公式查書【1】，則的內齒輪b的齒數Zb為 zb= 按以下公式可得內齒輪e的齒數Ze為 ze = zb + np =69+3=72 因ze-za=72-15=57為奇數，應按如下公式求得行星輪c的齒數Zc為 zc=（ze-za）-0.5=（72-15）-0.5=28 再按傳動比驗算公式驗算其實際的傳動比為 ibae===134.4 其傳動比誤差書【1】為 ===0.003< 故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動實際的傳動比為=134.4.最后確定該行星傳動各齒的齒數為za=15，zb=69，ze=72和zc=28. 另外，也可根據傳動比i=134.4查書【1】表直接可得上述各輪的齒數。 3.3初步計算齒輪的主要參數 齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度58-62HRC，取 =1400N/mm 和=340N/mm ，中心輪a和行星齒輪c的加工精度6級；內齒輪b和e均采用42CrMo，調質硬度217-259HB，取=780N/mm 和=260N/mm ，內齒輪b和e的加工精度7級。 按彎曲強度的初計算公式計算齒輪的模數m為書【2】 m=Km 現已知Z1=15，=340N/mm 。 小齒輪名義轉矩T1=9549 =9549×=46.68N·M；取算式系數Km=12.1； 查表取使用系數KA=1.5；取綜合系數KFΣ=1.8,；去接觸強度計算的行星輪見在和分布不據黁系數KHp=1.2，由書【1】公式可得KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；可查得齒形系數YFa1=2.67；查得齒寬系數Фd=0.6。則的齒輪模數為 m==2.57（mm） 取齒輪模數m=3mm 3.4嚙合參數計算 在三個嚙合齒輪副a-c、b-c和e-c中，其標準中心距a為 （mm） （mm） （mm） 由此可見，三個齒輪副的標準中心距不相等，且有。因此，此行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星齒輪既能滿足給定的傳動比=134.4的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該3Z(II)型行星傳動進行角度變位。 根據各標準中心距之間的關系，取選取其嚙合中心距為==66mm作為各齒輪副的中心距值。 已知+=43，-=41和-=44，m=3mm，=66mm及壓力角20。，按公式計算該3Z型行星傳動角度變位的嚙合參數。對各齒輪副的嚙合參數計算結果書【3】見表1-1。 表1-1 3Z型行星傳動嚙合參數計算 項目 計算公式 a-c齒輪副 b-c齒輪副 e-c齒輪副 中心距變動系數 = =1.5 嚙合角 = = 變位系數和 = 齒頂高變動系數 = 重合度 注：1.表內公式的“”號，外嚙合取“+”，內嚙合取“-” 。 2.表內公式的為齒頂壓力角，且有=arcos。 確定各齒輪的變位系數。 （1）a-c齒輪副 在a-c齒輪副中，由于中心輪a的齒數z=152=34和中心距=64.5mm<=66mm 。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應采用角度變位的正傳，書【3】即 當齒頂高系數=1，壓力角時，避免根切的最小變位系數為 ===0.1176 按如下公式可求得中心論a的變位系數書為 =0.5 =0.5 =0.2732>=0.1176 按書【3】公式可得到行星齒輪c的變位系數 = =0.5377-0.2732=0.2645 （2）b-c齒輪副 在b-c齒輪副中，=28>=17，=41>2=34和=61.5mm<=66mm 。據此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其能變位方式也應采用角度變位的正傳動，即。 現已知其變位系數和和則可得內齒輪b的變位系數為=。 （3）e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，>,-=44>2=34和mm 。由此可知，該齒輪副的變位目的是為改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式應采用高度變位，即。則可得內齒輪e的變位系數為0.2645。 3.5幾何尺寸計算 對于該3Z(II)型行星齒輪傳動可按下面計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸的計算結果見表1-2。 表1-2 3Z(II)型行星齒輪傳動幾何尺寸計算 項目 計算公式 a-c齒輪副 b-c齒輪副 e-c齒輪副 變位系數 = =0.2732 =0.2645 =0.2645 =2.1022 =0.2645 =0.2645 分度圓直徑 = = =45 =207 =84 =207 =84 =216 基圓直徑 = = =42.2862 =78.9342 =78.9342 =194.5164 =78.9342 =202.9736 節(jié)圓直徑 = = =46.0465 =85.9535 =90.1463 =222.1463 =84 =216 齒頂圓直徑 外嚙合 52.413 91.3608 內嚙合 - 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙合 用插齒刀加工 78.087 224.7126 78.087 225.0204 注：1.表內公式中，為插齒刀的齒頂圓直徑；為插齒刀與被加工齒輪之間的中心距。 2.表中的徑向間徑=，其中=7.6（1-） /。 關于用插齒刀加工內齒輪，起齒根圓直徑的計算。 已知模數=3mm，插齒刀齒數=25，齒頂高系數=1.25，變位系數=0（中等磨損程度）。試求被插制內齒輪的齒根圓直徑。 齒根圓直徑按下式計算，即 =+2 式中 ——插齒刀的齒頂圓直徑； ——插齒刀與被加工內齒輪的中心距。 ==325=82.5（mm） 現對內嚙合齒輪副b-c和e-c分別計算如下。 （1）b-c內嚙合齒輪副（，=69） ==0.049683 查表得= = 加工中心距為 =（mm） 按一下公式計算內齒輪b齒根圓直徑為 =82.5+271.1063=224.7126mm（填入表2中） (2)e-c內嚙合齒輪副（，=72） 仿上，= ==0.019001 查表得= == =（mm） 則得內齒輪e的齒根圓直徑為 mm（ 填入表2中） 3.6裝配條件的計算 對于所設計的上述行星輪傳動應滿足如下的裝配條件 鄰接條件 按書【5】如下公式驗算其鄰接條件，即 將已知的、和值代入上式，則得 91.3608mm<266=114.3154mm 即滿足鄰接條件。 同心條件 按書【1】如下公式驗算該3Z(II)型行星傳動的同心條件，即 各各齒輪副的嚙合角為、、和；且知、、和。代入上式，即得 =46.82 則滿足同心條件。 安裝條件 按書【4】以下公式驗算其安裝條件，即得 所以，滿足其安裝條件。 3.7傳動效率的計算 由查表得到的幾何尺寸計算結果可知，內齒輪b的節(jié)圓直徑222.1463mm大于內齒輪e的節(jié)圓直徑mm，即>,故該3Z(II)行星傳動的傳動功率可采用書【5】如下公式進行計算，即 = 已知和=69/15=4.6 其嚙合損失系數 和可按書【5】如下公式計算，即有 =2.3 =2.3 取齒輪的嚙合摩擦因數，且將、和代入上式，可得 =2.3 =2.3 即有 =0.00488+0.00502=0.0099 所以，其傳動效率為 = 可見，該行星齒輪傳動的效率較高，可以滿足短期間斷工作方式的使用要求。 3.8結構設計 輸入端 根據3Z(II)行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉速的高低等情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中心輪a的結構，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結構型式；既將中心輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星的輸入功率P和轉速n的初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊?，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 按書【1】公式 =112=27mm 按照3﹪-5﹪增大，試取為30mm,帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為30mm,再過臺階為36mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定?？芍獮?5mm,寬度為135mm。根據軸承的選擇確定軸肩為52mm， 為38 mm。如附圖。 輸出端 根據=112=50mm 帶有單鍵槽，與齒輪e同體相連作為輸出軸。取為57mm，選擇16X10的鍵槽。如附圖所示 內齒輪的設計 （1）內齒輪b采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。其尺寸如上已算出，圖形如附圖。 （2）內齒輪e采用齒輪軸設計，既將輪e與輸出軸連成一個整體。且按該輪的輸入功率P和轉速n的初步估算輸出軸的直徑，同時進行軸的結構設計?？傊?，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 轉臂的設計 一個結構合理的轉臂x應是外廓尺寸小，質量小，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3Z(II)型中的轉臂x不承受外力矩的作用，也不是行星傳動的輸入或輸出構件（此時它不是基本構件），故采用雙側板整體式轉臂（其側板兩端無凸緣）。 雙側板整體式轉臂，可采用連接板將兩塊側板連接在一起。整體式轉臂的毛皮是采用鍛造或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已將兩側板與連接板制成一個整體。 轉臂x中所需連接板得數目一般應等于行星齒輪數。壁厚為=mm取壁厚為15，其中為實際嚙合中心距。溝槽寬度為80mm。外圓直徑2=168mm，取外圓直徑170mm。如附圖所示。 轉臂X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差可按公式計算，先已知高速級的嚙合中心距a=66mm，則得 0.0323（mm） 取=32.3 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取0.0300=30 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即=15 先已知低速級的嚙合中心距a=66mm，則得 =0.0323（mm） 取=32.3 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取0.0300=30 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即 箱體及前后機蓋的設計 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剖分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。如附圖所示 壁厚 ——機體表面的形狀系數 取1 ——與內齒輪直徑有關的系數取2.6 _____作用在機體上的轉矩 標準件及附件的選用 螺釘的選擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據GB1161-89的長形油標的參數來設計。 行星齒輪c采用帶有內孔的結構，它的齒寬b應當加大；以便保證該行星齒輪c與中心輪a 的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和e相嚙合。在每個行星輪的內孔中，可以安裝兩個滾動軸承來支撐著。而行星齒輪軸在安裝到轉臂x的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。 由于該3Z型行星傳動的轉臂x不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構件；而且還具有個行星輪。因此，其轉臂x采用了雙側板整體式的結構型式。該轉臂x可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。 轉臂x上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差可按如下公式計算?，F已知嚙合中心距mm，則得 （mm） 取 各行星輪軸孔的孔距先對偏差可按以下公式計算，即 取=0.030mm=30m 轉臂x的偏心誤差約為孔距相對偏差的1/2,即 =15m 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，驗算其裝配條件，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（或裝配圖）。 3.9齒輪強度驗算 由于3Z(II)型行星齒輪齒輪傳動具有短期間間斷的工作特點，且具有結構緊湊、外輪廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按書【5】其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即 首先按書【5】以下公式計算齒輪的齒根應力，即 其中，齒根應力的基本值可按書【5】以下公式計算，即 = 許用齒根應力可按書【5】以下公式計算，即 = 現將該3Z(II)行星傳動按照三個齒輪副a-c、b-c和e-c分別驗算如下。 a-c齒輪副 ① 名義切向力。 中心輪a的切向力=可按如下公式計算；已知N?m,和mm。則得 （N） ②有關系數。 a．使用系數 。 使用系數按書【5】中等沖擊查表得=1.5 b.動載荷系數。 先按下式計算輪a相對于轉臂x的速度，即 其中 （m/s） 所以 （m/s） 已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數C=6；再按下公式計算動載荷系數，即 = 式中 B=0.25= A=50+56 則得 = 中心輪a和行星輪c的動載荷系數=1.06 c.齒向載荷分布系數 齒向載荷分布系數可按下式計算，即 =1+ 查表得書【1】 = 查表得，代入上式，則得 =1+（1.3-1）1=1.3 d.齒間載荷分配系數。 齒間載荷分配系數查書【1】表得 =1.1 e.行星輪間載荷分配系數。 行星輪間載荷分配系數按書【1】下式計算 即 =1+1.5 已取，則得 =1+1.5=1.3 f.齒形系數。 齒形系數查書【1】得。 g.應力修正系數。 應力修正系數查書【1】得 h.重合度系數 。 重合度系數可按下式計算，即 ==0.25+ i.螺旋角系數。 螺旋角系數查得 =1 因行星輪c不僅與中心論a嚙合，且同時與內齒輪b和e相嚙合，故取齒寬b=60mm。 ③計算齒根彎曲應力。 按下式計算齒根彎曲應力，即 = =（N/mm2） （N/mm2） 取彎曲應力=110N/mm2 ④計算許用齒根應力 按書【5】以下公式計算許用齒根應力，即 = 已知齒根彎曲疲勞極限=340 N/mm2 由查表得最小安全系數。 式中各系數、、、和取值如下。 應力系數，按所給定的區(qū)域圖取時，取=2。 壽命系數由下式計算，即 = 式中應力循環(huán)次數由表相應公式計算，且可按照每年工作300天，每天工作16小時，即 =6060=1.06 則得 ==0.89 齒根圓角敏感系數查得=1。 先對齒根表面狀況系數按表中對應公式計算，即 =1.674-0.529 取齒根表面微觀不平度=12.5m，代入上式得 =1.674-0.529=0.98 尺寸系數按表中相對應公式計算，即 =1.05-0.01=1.05-0.01=1.02 代入下公式可得許用齒根應力為 =378（N/mm2） 因齒根應力=110 N/mm2小于許用齒根應力=378 N/mm2，即<。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 b-c齒輪副 在內嚙合齒輪副b-c中只需要校核內齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應力及按公式計算許用齒根應力。已知，=260 N/mm2。 a．使用系數 。 使用系數按中等沖擊查表得=1.11 b.動載荷系數。 先按下式計算輪a相對于轉臂x的速度，即 其中 （m/s） 所以 （m/s） 已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數C=6；再按下公式計算動載荷系數，即 = 式中 B=0.25= A=50+56 則得 = 中心輪a和行星輪c的動載荷系數=1.26 c.齒向載荷分布系數 齒向載荷分布系數可按下式計算，即 =1+ 查表得 = 查表得，代入上式，則得 =1+（1.3-1）1=1.3 d.齒間載荷分配系數。 齒間載荷分配系數查表得 =1.1 e.行星輪間載荷分配系數。 行星輪間載荷分配系數按下式計算 即 =1+1.5 已取，則得 =1+1.5=1 f.齒形系數。 齒形系數查得。 g.應力修正系數。 應力修正系數查得 h.重合度系數 。 重合度系數可按下式計算，即 ==0.25+ i.螺旋角系數。 螺旋角系數查得 =1 通過查表或采用相應公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數為,,，，，=2.65，,=1.03和。代入上式則得 =（N/mm2） 取 N/mm2 （N/mm2） 可見，，故b-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 e-c齒輪副 仿上，e-c齒輪副只需要校核內齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按以上公式計算和。仿上，與內齒輪b不同的系數為 和=0.68。代入上式，則得 =98（N/mm2） 因 N/mm2 取 N/mm2 （N/mm2） 可見，，故e-c齒輪副滿足彎曲強度條件。 第五章．總結 此片論文得以完成,首先要感謝劉柏希老師的細心指導。劉老師開闊的視野，為我提供了極大的發(fā)揮空間，在這段時間里讓我明白了做任何事情要嚴謹細致、一絲不茍，對人要寬容、寬厚，劉老師寬厚待人的學者風范更是令我無比感動。 四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，我將面對又一次征程的開始。四年的求學生涯在師長、親友的大力支持下，走得辛苦卻也收獲滿囊，，思緒萬千，心情久久不能平靜。 感謝各位老師在這幾年一直在生活中、組織上給予我的教導和無私的幫助，讓我在南昌航空大學科技學院這個大舞臺上有鍛煉的能力、自我完善的平臺。 在此文即將完成之際，我衷心的感謝在此過程中幫助過我的每個人，在這里請接收我最誠摯的謝意！由于時間倉促、自身等原因，文章錯誤疏漏之處在所難免，懇請各位老師斧正。 同時也感謝學院為我提供代寫論文良好的做畢業(yè)設計的環(huán)境。 參考文獻 [1] 璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第八版.北京：高等教育出版社，2005 [2] 王昆主編.機械設計課程設計.武漢：華中理工大學出版社，1922 [3] 盧頌峰、王大康主編.機械設計課程設計.北京：北京工業(yè)大學出版社，1993 [4] 吳宗澤、羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1992 [5] 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 [6] 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [7] 饒振綱編著.行星齒輪傳動設計.北京：化學工業(yè)出版社，2003 [8] 饒振綱.行星齒輪變速箱的設計與研究.傳動設計，1999，（2） [9] 中華人民共和國國家標準.GB/T272-93.滾動軸承的代號.北京：中國標準出版社 26