风机变桨传动系统的设计与分析开题报告.docx

风 机 变 桨 传 动 系 统 的 设 计 与 分 析目 录摘 要.1A b s t r a c t.2第 一 章 绪 论.31.1 选 择 背 景 及 研 究 意 义.错 误！未 定 义 书 签。1.2 国 内 外 技 术 现 状 及 发 展 趋 势:.31.3 风 机 变 桨 传 动 系 统 的 特 点.3第 二 章 行 星 齿 轮 传 动 设 计 计 算.52.1 行 星 齿 轮 传 动 的 类 型.52.2 总 传 动 比 及 输 出 转 速.52.3 设 计 方 案 确 定.52.4 齿 轮 材 料、热 处 理 工 艺 及 制 造 工 艺 的 选 定.5第 三 章 传 动 比 及 参 数 的 确 定.7.传 动 比 的 分 配.73.2 能 力 参 数 设 计.7.3 确 定 齿 轮 齿 数 和 中 心 距.83.4 变 位 系 数 的 计 算.1 03.5 几 何 尺 寸 计 算.1 13.6 啮 合 参 数 计 算.1 4第 四 章 传 动 效 率 的 计 算.1 5第 五 章 齿 轮 强 度 的 验 算.1 75.1 高 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核.1 75.2 高 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 弯 曲 强 度 的 校 核.1 95.3 高 速 级 内 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核.2 15.4 低 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核.2 1第 六 章 结 构 设 计.2 46.1 输 入 端.2 46.2 输 出 端.2 56.3 内 齿 轮 的 设 计.2 66.4 行 星 齿 轮 设 计.2 66.5 转 臂 的 设 计.2 76.6 箱 体 及 前 后 机 盖 的 设 计.2 86.7 齿 轮 联 轴 器 的 设 计.2 9第 七 章 减 速 器 箱 体 及 其 润 滑.3 17.1 减 速 器 箱 体 结 构 设 计.3 17.2 机 体 主 要 尺 寸 的 确 定.3 17.3 减 速 器 润 滑.3 1总 结.3 3致 谢.3 4文 献 翻 译.3 61摘要随 着 风 电 技 术 的 不 断 成 熟，变 距 控 制 型 风 电 机 组 以 其 优 越 的 性 能 越 来 越 受 到 人 们 的 青 睐。采 用变 桨 距 机 构 的 风 力 机 可 使 叶 轮 重 量 减 轻，并 使 整 机 的 受 力 状 况 大 为 改 善。从 今 后 的 发 展 趋 势 来 看，在 大 型 风 力 发 电 机 组 中 将 会 普 遍 采 用 变 桨 距 技 术。目 前 投 入 使 用 的 风 电 机 机 组 变 桨 距 机 构 主 要 有 2 种 方 案：液 压 控 制 方 案 和 电 机 控 制 方 案。液 压执 行 机 构 以 其 响 应 频 率 快、转 巨 大、便 于 集 中 布 置 等 优 点 占 有 主 要 的 地 位，总 的 来 说 其 技 术 已 较 成熟，但 由 于 其 液 压 驱 动 本 身 存 在 泄 露 问 题，且 受 温 度 变 化 影 响 大，所 以 精 度 受 到 限 制。电 机 执 行 机构 结 构 简 单、紧 凑，能 对 桨 叶 进 行 单 独 控 制，精 度 高，受 到 许 多 厂 家 的 青 睐，但 其 动 态 特 性 相 对 较差，有 较 大 的 惯 性，且 如 连 续 频 繁 的 进 行 变 桨 调 节，容 易 产 生 过 量 的 热 负 荷 而 损 坏。我 们 基 于 一 种 新 型 的 变 距 驱 动 电 作 动 筒 变 桨 的 传 动 机 构，进 行 了 分 析 与 设 计。关键 字：变 桨 距 机 构 传 动 设 计 动 态 仿 真2A b s t r a c tW i t h w i n d p o w e r t e c h n o l o g y c o n t i n u e s t o m a t u r e,p i t c h c o n t r o l l e d w i n d t u r b i n e w i t h i t s s u p e r i o rp e r f o r m a n c e m o r e a n d m o r e p e o p l e o f a l l a g e s。B o d i e s w i t h v a r i a b l e p i t c h w i n d t u r b i n e i m p e l l e r c a n r e d u c et h e w e i g h t a n d m a k e t h e w h o l e o f t h e f o r c e s i t u a t i o n g r e a t l y i m p r o v e d.F r o m t h e d e v e l o p m e n t t r e n d o f t h ef u t u r e i n a l a r g e w i n d t u r b i n e w i l l b e w i d e l y u s e d i n p i t c h t e c h n o l o g y.C u r r e n t l y p u t t o u s e p i t c h w i n d t u r b i n e u n i t s a r e m a i n l y t w o k i n d s o f i n s t i t u t i o n a l p r o g r a m m e rH y d r a u l i c c o n t r o l s c h e m e a n d m o t o r c o n t r o l s c h e m e s.H y d r a u l i c a c t u a t o r w i t h i t s f a s t r e s p o n s e f r e q u e n c y,t r a n s f e r h u g e,e a s y t o f o c u s o n t h e m a i n l a y o u t,e t c.o c c u p y t h e s t a t u s o f i t s t e c h n o l o g y i n g e n e r a l h a s b e e nm o r e m a t u r e,b u t b e c a u s e o f i t s i n h e r e n t l e a k h y d r a u l i c d r i v e a n d l a r g e a f f e c t e d b y t e m p e r a t u r e c h a n g e s,s o a c c u r a c y i s l i m i t e d.M o t o r a c t u a t o r s t r u c t u r e i s s a m p l e c o m p a c t,a n d c a n b e c o n t r o l l e d s e p a r a t e l y f o rb l a d e,h i g h p r e c i s i o n,f a v o r e d b y m a n y m a n u f a c t u r e r s,b u t i t s d y n a m i c c h a r a c t e r i s t i c s i s r e l a t i v e l y p o o r,h a v e a g r e a t e r i n e r t i a,a n d f r e q u e n t l y p e r f o r m e d a s a c o n t i n u o u s p i t c h a d j u s t m e n t,e a s y e x c e s s i v e t h e r m a ll o a d a n d d a m a g e.O u r p i t c h i s b a s e d o n a n e w d r i v e-e l e c t r i c p i t c h a c t u a t o r d r i v e m e c h a n i s m f o r t h e a n a l y s i s a n d d e s i g n.K e y w o r d:V a r i a b l e p i t c h m e c h a n i s m T r a n s m i s s i o n D e s i g n D y n a m i c S i m u l a t i o n3第 一 章 绪 论1.1 选 择 背 景 及 意 义随着世界 各国对能源需求的 持续增长，煤炭、石油等常规能源 的逐渐枯竭，以及 环境污染问题的日益严重，人们越来越重视可再生能源的利用。近年来，风力发电作为一种取之不尽的清洁能源,越来越受到重视，风电装机容量迅速增长，风力发电技术也成为各国学者竞相研究的热点。而我国在风力机的大型化、变桨距控制、变速恒频等先进风电技术的研究方面与发达国家相比还存在一定差距。随着风力发电机单机容量出现了大型化的发展趋势,变桨距控制风力发电技术以其能最大限度地捕获风能、输出功率平稳、易于控制等优点,日益成为风力机的主流产品。因此，进行对风力发电机变桨系统的设计具有重要的意义。且对于即将从事风电行业的我来说，此次设计将使我深入了解风力发电技术，这将为我以后的工作打下坚实的基础。因此，此设计对我来说还具有重要的现实意义。通过本课题，培养学生全面运用所学知识，进行总体方案设计和子系统设计的能力。发挥创造性，使学生得到全面的训练。1.2 国 内 外 技 术 现 状 及 发 展 趋 势:2 0 1 5 年 的 全 球 新 增 风 电 装 机 容 量 将 达 到6 0.5 兆 瓦，相 较 2 0 1 0 年 的 3 5.8 兆 瓦 会 有 明 显 增 长。低 成 本 风 力 发 电 机 组 以 及 纵 观 世 界 风 电 产 业 发 展 现 状，风 力 发 电 技 术 将 呈 现 如 下发展趋势：开发更先进的风况分析系统；研制大容量、高可靠性轻量型、高可靠性的海上风力发电机组；风力发电方式将以陆上风力发电为主，并积极拓展海上风力发电技术，使海上发电技术得到更为分的利用和人们的满足。风机发展的主要趋势是，单机容量逐步上升，风机机组结构多样化，所以对风机的单 机 机 组 容 量 要 求 更 大 以 摊 低 成 本。目 前 国 外 风 机 单 机 主 流 机 型 单 机 容 量 主 要 为2-3W M，并且已研制出 5W M 以上机组。1.3 风 机 变 桨 传 动 系 统 的 特 点（1）、采用模块化设计、大规模集成技术，专为每个叶片配置独特的 P M C（叶片驱动控制单元）和 P M M（叶片驱动管理单元），通过大幅度减少分立元器件的使用，提高系统的可靠性、服务的便捷性和系统运行寿命。（2）、P M C 基于最新的数 字控制技术，通过简单的调 整和设置，可以驱动 A C M 电机（低 成 本的 异步 交 流电 机），也可 以 驱动 S M（高动 态 性能 的同 步 伺服 电 机），另外 也4可以驱动 D C 电机（传统的直流电机）。（3）、采用创新的电池管理技术，确保其长期恶劣环境运行的可靠性，具有集成管理接口，可再线诊断状态和寿命信息。（4）、系统采用宽温型设计，所有部件的设计都考虑了专门的应用环境需求，可应用 于 海 上、炎 热、或 极 端 的 低 温 气 候 条 件，产 品 不 需 额 外 加 热/冷 却 装 置 的 工 作 温 度 范围为-2 0 C 到+5 0 C。（5）、对于炎热的气候条件系统可以设置风扇冷却系统，对于极端低温的环境应可选用电加热器。（6）、具有经济的外形尺寸和重量（和前代产品相比减少了 5 0%）。（7）、具 有 C A N O P E N 通 讯 接口，所 以通 讯、诊断、配 置 功能 都 可 通过 该 接 口和 外部系统通讯。（8）、图形化的用户接口和多语言设置功能。（9）、设备的启动和调试无需外部设备，不需要配置 S e r v i c e b o x。（1 0）、通过 G L 等可靠性认证。1.4 电 动 机 规 格Y 系列电 动机是一般用 途的全封闭自 扇冷式鼠笼型 三相异步电动 机。安装尺寸 和功率等符合 I E C 标准，外壳防 护等级为 I P 4 4，冷 却方法为 I C 4 1 1，连 续工作制（s 1）。适 用于驱动无特殊要求的机 械设备，如机床、泵、风机、压缩机、搅拌机、运输机械、农业机械、食品机械等。根据 齿轮传动 比的分配 影响以及 电机功率 的要求，选择电机 型号为 Y 9 0 L-2,其功 率要求为 2.2 k w。5第 二 章 行 星 齿 轮 传 动 设 计 计 算2.1 行 星 齿 轮 传 动 的 类 型行星齿轮传动可根据采用的基本构件不同划分 为：2K-H 型、3K 型和 K-H-V 三种。基本构建代号；K-中心轮；H-行星轮；V-输出机构。行星齿轮传动还可以按齿轮啮合方式不同划分为：NGW 型、NW 型、WW 型、NGWN 型、N 型和 ZUWGW 型等。代号为：N-内啮合齿轮；G-外啮合齿轮；ZU-锥齿轮。2.2 总 传 动 比 及 输 出 转 速本 设 计 为 纺织 传 动 机 械 装 置 设 计 所用 的 行 星 齿 轮 减 速 器。总 传 动 比 为 i=150，已 知电机功率 P=2.2KW。输入转速为 n=1500r/min,传动比误差i/I3，24 小时不间断工作，要求使用寿命 4 年；且要求该行星齿轮传动结构紧凑，轴向尺寸较小和传动效率高。2.3 设 计 方 案 确 定变桨系统 在风力发电机中是 比较重要的，其性 能及质量的优劣 直接影响整台风机 的性能。定桨距是指桨叶与轮载的连接是固 定的，桨距角固定不变，即当风速变化时，桨叶的迎风角不能随之变化。变桨距系统是指安装在轮载上的叶片通过控制改变其桨距角的大小，从而实现控制风轮对风能吸收的装置。根据变桨 传动系统的性能特 点确定驱动其转动 的电机的型号，功率及其输出转速。并设计出三级行星齿轮减速器，计算出其各级齿轮减速比、各级行星齿轮转动，并进行强度校和以及其行星轮的轴强度计算；并进行其强度验算。并进行其联轴器及其各级轴的计算，并进行其预紧力及其减速器的润滑及其密封。2.4 齿 轮 材 料、热 处 理 工 艺 及 制 造 工 艺 的 选 定按典型搭 配，太阳轮、行星轮材料为 20CrNiMo,表面硬度 57-61HRC。实验齿 轮齿面许用接触疲劳极限Hmin=1450MPa,实验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限太阳轮 Fmin=400MPa行星轮 Fmin=4000.7=280MPa齿轮为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为 6 级。6内齿圈材料 42CrMo,调质处理，硬度 262302HB.试验齿轮齿面许用接触疲劳极限 750MPa试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限 Fmin280MPa齿形的最重加工为插齿，精度为级。7第 三 章 传 动 比 及 参 数 的 确 定.传 动 比 的 分 配第一级齿轮减速器：1I 5.61Z=19第二级齿轮减速器：2I 5.32Z=20第二级齿轮减速器：3I 5，3Z 21行星齿轮数目取 3 能 力 参 数 设 计第一级齿轮输出工作转矩：1T 95502.2kw1500r/min=2101第二级齿轮输出工作转矩：2T 2101/5=420.2第三级齿轮输出工作转矩：3T 2101/5.3=79.3使用系数取1.25行 星 齿 轮 间 载 荷 不 均 衡 系 数pK,本 列 采 用 第 一 级 行 星 架 和 第 二 级 太 阳 轮 联 合 浮 动的均载方式，取h pk 1.1p pk 11.5h pK 11.15配齿计算：az：gz：bz：Maz：（1i 2/2）az：（1i 1）az：1i pn az第一速级：将1i 5.6 带入配齿计算式得：az：gz：bz：Maz：1.8az:4.6az:1.92az可 见，若 为 的 整 数 倍（如az 10、20）,即 可 使 式 中 各 项 均 为 整 数。结合考虑齿轮传动平稳性等条件，取az gz 1.8 az 368bz 4.6 2092M1.92038 满足装配条件第二级配齿：将1i 5.3 带入配齿计算式得：az：gz：bz：Maz：1.7az:4.32az:1.8az可见az 依然为 10 的倍数（如az 10、20、30），即可使式中各项均为整数，结合考虑齿轮强度及传动平稳性，取az 20则：gz 1.7az 34bz 4.3az 861.8az 36 满足装配条件第三极配齿：将3i 5 代入配齿计算式az：gz：bz：Maz：1.5az：4.2az:1.6az可见，若az 为的整数倍（如az 18,24）,即可使各式均为整数。结合考虑齿轮的传动平稳性等条件，取az 18，则gz 9/6az 27bz 24/6az 7210/6az 30 满足装配齿数要求。.3 确 定 齿 轮 齿 数 和 中 心 距.第一速级模数和中心距根据 3 确定 小齿 轮的分 度圆 直径,然后 再按 几何关 系确定中心距“+”用于外啮合，“”用于内啮合。9式中，算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿转动 但 对 啮 合 副 中 小 齿 轮 名 义 转 矩（），由（）得1T=.AK 使 用 系 数，由（）得AK.h pK 计 算 接 触 强 度，强 度 行 星 轮 齿 间 不 均 衡 分 布 系 数；由（）得h pK.；综 合 系 数，查（）表 取.（硬 齿 面）齿 宽 系 数，.试 验 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度，齿比数 az 34 20 1.7；代入得94.52模数94.52/204.726取 5 则计算中心距 1/2（20 34）135 取135则齿宽 06 5 2060第二速级模数和中心距）确定主要计算用参数算式系数 768单对啮合副中小齿轮名义转矩1T=538.4/5.6N M=96.14 使用系数AK.25计算接触强度行星轮间载荷分布不均衡系数h pK 1.1综合系数 2.0齿宽系数 0.6试验齿轮的接触疲劳强度 1450M P a齿数比 2 1.71 0将中各参数代入式得42.05模数 2 42.05 20 2.1025取 3（考虑到相邻齿圈直径比的要求）则计算中心距 1 2（az gz）1 2 3（20 34）81 取81则齿宽 0.6 3 2036第三极模数中心距1）确定主要计算用参数1 算式系数 768 2 单对啮合副中小齿轮名义转矩=538.4/5.3N M=101.63 使用系数AK 1.254 计算接触强度行星轮间载荷分布不均衡系数h pK 1.15 综合系数 2.06 齿宽系数 0.67 试验齿轮的接触疲劳强度 1450M；8 齿数比=Z a Z g=27/18=1.5.2）计算：将 1)中各参数代入式：得 d=55.1m m模数 m=d/2a=55.1m m/18=3.06m m取 m=4m m(考虑到相邻齿圈直径比得要求).则计算中心距 a=1/2 4（az gz）=1/2 4（18+27）=90m m取 a=90m m 则齿宽b=0.6 4 18=43.2m m3.4 变 位 系 数 的 计 算第一级变位系数啮合角=0aa由于0a=a1 1所以ga=a=20 变 位 系 数 和（az gz）-i nva/2=0又因为 i=5.6 4,参照表选择高度变位得形式，因为太阳轮正变位，行星轮和啮齿轮齿圈负变位。即a g bx x x 变位系数ax 可按齿数比 u 的太小，由图的交点来确定。齿数比 u=1.7，顾可得ax=0.1 1故g ax x=0.1 1b ax x=0.1 13）第二级变位系数计算因2i=5.3 4，故也采用与低速级相同的变位系数齿数比 u=1.7,故应同样按斜线与横坐标的交点来确定ax，得ax=0.1 1，故g ax x=0.1 1g ax x=0.1 1 3.5 几 何 尺 寸 计 算分度圆 d=m z齿顶圆ad=d+2m(ha*+x+y)齿根圆fd=d 2m(ha*+C*x),”号中正号 用于外啮合，负号用于 内啮合。基圆bd=d1 2齿顶高系数：太阳轮，行星轮 h*a=1内齿轮 h*a=0.8顶缝系数，*=.齿间变动系数（高度变位直齿传动）根据上式公式计算第一级行星齿轮减速器太阳轮d=20m m 5=100m mad=100+2 5(1+0.1 1)=1 1 1.1m mfd=100-2 5(1+0.25-0.1 1)=88.6m mbd=100行星轮d=5 92=460m mad=180m m+2 5(1-0.1 1)=188.9m mfd=180-2 5(1+0.25+0.1 1)=166.4m mbd=166 m m=156.36m m啮齿圆d=5 92m m=460m mad=460-2 5(0.8 0.1 1)m m=450.1m mfd=460+2 5(0.8+0.25-0.1 1)m m=469.4m mbd=460 m m=432.29m m第二级太阳轮d=3 20=60m mad=60+2 3(1+0.1 1)m m=66.66m mfd=60-2 3(1+0.25-0.1 1)m m=53.16m m1 3bd=60 m m=56.38m m行星轮d=3 34=102m mad=102+2 3（1-0.1 1）m m=107.34m mfd=102-2 3(1+0.25+0.1 1)=93.84m mbd=102 m m=95.85m m啮合圈d=3 86=258m mad=258+2 3(1-0.1 1)m m=263.34m mfd=258-2 3(1+0.25-0.1 1)=252.36m mbd=258 m m=242.44m m第三级太阳轮d=4 18m m=72m mad=72+2 4(1+0.1 1)m m=80.88m mfd=72-2 4(1+0.25-0.1 1)=64.48m mbd=72行星轮d=4 27m m=108m mad=108+2 4(1+0.1 1)=280.08m mfd=108-2 4(1 0.25 0.1 1)m m=98.72m mbd=108=101.48m m啮合圈d=4 72=288m mad=288 2 4 0.8 0.1 1=280.08m mfd=288 2 4 0.8 0.25 0.1 1 m m=295.52m m1 4bd=288 m m=270.63m m3.6 啮 合 参 数 计 算3 4 1 高 速 级在两个啮合齿轮副中 1 1 a c，1 1 b c 中，其标准中心距 a1 为 1 1 1 11 11 2 1 7 4 3 2 7 02 2a c a cma z z 1 1 1 11 19 1 0 3 4 3 2 7 02 2b c b cma z z 3 4 2 低 速 级在两个啮合齿轮副中 2 2 a c，2 2 b c 中，其标准中心距 a2 为 2 2 2 21 112 91 34 3422 2b c b cma z z 2 2 2 21 112 91 34 3422 2b c b cma z z 由 此 可 见，高 速 级 和 低 速 级的 标 准 中 心 距 均 相等。因 此 该 行 星齿 轮 传 动 满 足 非 变位的同心条件,但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位 10 x，大齿轮采用负变位 20 x。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即2 1 x x，z x A 型的传动中，当传动比 4ba x i时，中 心 齿 轮 采 用 正 变 位，行 星 齿 轮 和 内 齿 轮 采 用 负 变 位，其 变 位 系 数 关 系 为0c b a x x x。3 4 3 高 速 级 变 位 系 数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为 2 7 0 a，1 26 0 zz z 根据表选择变位系数0.3 1 4a x 0.3 1 4b x 0.3 1 4c x 3 4 4 低 速 级 变 位 系 数1 5因其啮合角仍为 3 4 2 a 1 25 7 zz z 根据表选择变位系数20.115a x20.1 1 5b x 20.1 1 5c x 第 四 章 传 动 效 率 的 计 算三 级 2X-A 型 的 基 本 三 级 行 星 齿 轮 传 动 串 联 而 成 的，故 传 动 效 率 为1 21 2 1 1 2 2b ba x a x a x 由表（1）可得:111 1111b xa xpp，2 222 2211b xa xpp 3.7.1 第一级级啮合损失系数1 x的确定在转 化机构 中，其 所损失 系数1 x相当 于啮合 损失系 数1 xm和轴 承损失 系数1 xn之和。即1 1 1 x x xm n 其中1 1 11 1x x xm m a m b 11xm b转化机构中其中心轮 1 b 与行星齿轮 1 c 之间的啮合损失11xm a转化机构中其中心轮 1 a 与行星齿轮 1 c 之间的啮合损失11xm b可按公式计算得即11xm b1 21 12mfz z 第二级中的外啮合中重合度=1.584,则得11xm a1 21 12.4 8 6mfz z 式中1 z齿轮副中的小齿轮的齿数2 z齿轮副中的大齿轮的齿数mf啮合摩擦系数，取 0.211xm a1 12.4 8 6 0.21 7 4 3=0.0411 6内外啮合中重合度=1.864,则的11xm b1 21 12.9 2 6mfz z 11xm b1 12.9 2 6 0.24 3 1 0 3=0.0080即得1 xm=0.041+0.008=0.049,1 16.11 0.0 4 9 0.9 57.1ba x 3.7.2 第一级啮合损失系数2 x的确定外啮合中重合度=1.62722xm a1 21 12.5 5 4mfz z=1 12.544 0.223 34=0.037内啮合中的重合度=1.85822xm a1 21 12.9 1 7mfz z 1 12.9 1 7 0.22 3 9 1=0.019即2 xm=0.037+0.019=0.056,22 241 0.056 0.9555ba x 则该行星齿轮的传动效率为1 21 2 1 1 2 2b ba x a x a x=0.9 5 5 2 0.9 5=0.9 0 7 4，传动效率高即满足短期间断工作方式的使用要求。1 7第 五 章 齿 轮 强 度 的 验 算校核该齿 面接触应力的强度 计算，大小齿轮 中的计算接触应 力中较大 H 值均小于其相应的许用接触应力 H p，即 H H p 5.1 高 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核考 虑 到 由该 齿 轮 啮 合 外部 因 素 引 起 的 附加 动 载 荷 的 影响 系 数，它 与 原动 机 和 工 作 机的特性，轴和连轴器系统的质量及刚度和运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击8。故选a K为 1.6,工作机中的环境恶劣，属于严重冲击9。故选a K为 1.81 动载荷系数v K考虑到齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部的附加动载荷影响的系数，查表可得v K=1.1082 齿向载荷分布系数H K 考 虑 到 沿 齿 宽 方 向 载 荷 分 布 不 均 匀 对 齿 面 接 触 应 力 影 响 的 系 数，该 系 数H K 主 要和齿轮加工误差，箱体轴孔的偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。1 1H bHK 查表可得 即 1.1 2b，3 H 则 1 1.12 1 3 1.362H K 3 齿间载荷分配系数H a k、F a k齿间载荷的分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓的修形，重合度等因素有关。查表可得H a k=1，F a k=14 行星齿轮间载荷分配不均匀系数H p k1 8考虑到在各个行星齿轮间载荷的分配不均匀对齿间接触应力影响的系数。它与转臂 X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取H p k=1.45 节点区域系数H z考 虑 到 节 点 处 齿 廓 曲 率 对 接 触 应 力 的 影 响。并 将 其 分 度 圆 上 的 切 向 力 折 算 为 节 圆 上的法向力的系数。即根据22 c o s c o ss i nc o staHt taza a，取H z为 2.4956 弹性系数e Z考 虑 材 料 的 弹 性 模 量 E 和 泊 松 比 对 其 接 触 应 力 影 响 的 系 数，查 表 可 得e Z为189.807 重合度系数Z 考 虑 到 重 合 度 对 单 位 齿 宽 载 荷t b F的 影 响，即 使 计 算 接 触 应 力 减 小 的 系 数43aZ，故取 0.8978 螺旋角系数Z 考虑到螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力的影响系数。c o sZ，取Z 为 19 最小安全系数m i n H S，m i n F S考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应其根据重要程度，使用场合等。取m i n H S=110 接触强度计算的寿命系数N t Z考虑到当齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂等有关。取1 N t Z=1.039，2 N t Z=1.08511 润滑油膜影响系数L Z，V Z，R Z齿 面 间 的 润 滑 油 膜 影 响 齿 面 的 承 载 能 力。查 表 可 得 即L Z=1，V Z=0.987,1 9R Z=0.99112 齿面工作硬化系数w Z，接触强度尺寸系数x Z考 虑 经 光 整 加 工 的 硬 齿 面 的 小 齿 轮 在 其 运 转 过 程 中 对 调 质 刚 的 大 齿 轮 产 生 的 冷 作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选w Z=1，x Z=1根 据 其 公 式 计 算 高 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 许 用 接 触 应 力H P 10，中 心 齿 轮 a1 的m i nl i mN t L V R W X H pHHZ Z Z Z Z ZS=1422P a M即行星齿轮 c1 的m i nl i mN t L V R W X H pHHZ Z Z Z Z ZS=1486P a M在 外 啮 合 齿 轮 副 中 齿 面 接 触 应 力 的 计 算 中1 2 H H，即1 1 1 0 A U H H a H P H H K K K K K 011tH E Hub uFZ Z Z Zd，经计算可得 即1 29 8 7P a H H M 则1 11 4 2 2H H p P a M，2 21 4 8 6H H P P a M满足接触疲劳强度条件。5.2 高速 级外 啮合齿 轮副 中弯曲 强度的 校核1 名义切向力t F已知 2 3 5 5.aN mT，p n=3 和a d=153mm,即得20002000 2355319603 153atP aNTFn d 即使用 系数a K，和动 载系数v K的确定 方法与接触强度相同。2 齿向载荷分布系数F K 齿向载荷分布系数F K 按公式计算，得 1 1F bFK 由图可知 F=1，1.4 1 1b，即F K=1.3112 03 齿间载荷分配系数F a K齿间载荷分配系数F a K可查表得F a K=1.14 行星齿轮间载荷分配系数F p K行星齿轮间得载荷分配系数F p K按公式计算 1 1.6 1.2 1 1.32F p K 5 齿形系数f a Y查表可得，即1 f a Y=2.421,2 f a Y=2.6566 应力修正系数s a Y查表可得即1 s a Y=1.684,2 s a Y=1.5777 重合度系数Y 查表可得即10.7 50.2 5 0.7 2 31.5 8Y 8 螺旋角系数取 1Y 9 计算齿根弯曲应力f 1 1tF a A V F F a F P Fb mFY Y Y K K K K K=187P a M2 2tF a A V F F a F P FbmFY Y Y K K K K K=189P a M10 计算许用齿根应力即F p m i nm i nFS T N t r e l T R r e l T X F pFY Y Y Y Ys 已知齿根弯曲疲劳极限为m i n F=4002Nm m查 表 得 最 小 安 全 系 数m i n F S=1.6,式 中 各 系 数S T Y，N T Y，r e l T Y，R r e l T Y和x Y取 值 如下：查表得S T Y=2，N T Y寿 命 系 数=0.0 2631 0LN=12 1查表得齿根圆角敏感系数为1 r e l T Y=1，20.9 5r e l T Y 相对齿根表面状况即 0.111.6 7 4 0.5 2 91R r e l T zY R=1.043 0.121.6 7 4 0.5 2 91R r e l T zY R=1.043许用应力1 F p 694P a M,24 7 4F p P a M因此有1 F 1 F p；2 F 2 F p，a-c 满足齿根弯曲强度条件。5.3 高 速 级 内 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核高 速 级 内啮 合 齿 的 轮 副 中 弯曲 强 度 校 核 可 以 忽略，主 要 表 现 为接 触 强 度 的 计 算，其 校 核 上 与 高 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 的 强 度 相 似。选 择v K=1.272，H K=1.189,=189.8,Z=1,h Z=2.495,H a K=1.098,Z=0.844，1 N Z=1.095,2 N Z=1.151,1 L Z=1,2 L Z=1,1 V Z=0.987,2 V Z=0.974,1 R Z=0.991,1 R Z=0.982,1 W Z=1.153,2 W Z=1.153,1 X Z=1,2 X Z=1,m i n H S=1计算行星齿轮的许用应力即1m i nl i mN t L V R W X H pHHZ Z Z Z Z ZS=1677p a M计算内齿轮 c1 的接触许用应力即1m i nl i mN t L V R W X H pHHZ Z Z Z Z ZS=641p a M而1 2 H H=1 1 0 A U H H a H P H K K K K K=396p a M则1 2 H H 641p a M得出结论：即满足接触强度的条件。5.4 低 速 级 外 啮 合 齿 轮 副 中 接 触 强 度 的 校 核1 选择使用系数a K因原 动机工 作平稳，为中 等冲击。故选a K为 1.6,工作 机的环 境恶劣，属于 其严2 2重冲击。故选a K为 1.82 动载荷系数v K0.251.0349292 200 4V k 3 齿向载荷分布系数H K 1 1H bHK=1.2294 齿间载荷分配系数为H a k、F a k查表可得为H a k=1.021F a k=1.0215 节点区域系数H z取22 c os c oss i nc ostaHttaza a=2.4956 弹性系数e Z考 虑 到 材 料 弹 性 模 量 E 和 泊 松 比 对 接 触 应 力 影 响 的 系 数，查 表 可 得 即e Z为189.807 重合度系数Z 考 虑 到 重 合 度 对 单 位 齿 宽 载 荷t b F的 影 响，从 而 使