二级行星减速器.doc

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1、二级行星减速器山东交通学院20112011 届毕业生毕业设计届毕业生毕业设计题目：40KW 二级行星齿轮减速器设计院(系)别工程机械系专业机械设计制造及其自动化班级机械 071 班学号070611134姓名杨模尖指导教师韩鹰二一一年六月摘 要行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点， 因此， 行星齿轮传动在起重运输、 工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。 本设计便是基于这些特点对行星齿轮进行结构设计，首先通过比较各种类型的行星齿轮的特点

2、，确定其方案；其次根据相应的输入功率、输出速度、传动比进行传动设计与整体的结构设计。关键词： 普通定轴齿轮传动，行星齿轮传动，行星齿轮减速器，工程机械，建筑机械AbstractCompared with common fixed axis gear, planetary gear transmission has small size,small quality, big transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and hightransmission efficiency.So planetary ge

3、ar drive in the lifting and transportation、engineeringmachinery、metallurgical, petrochemical, construction machinery, light industry and textiles,medical equipment, instrumentation, automotive, shipbuilding, and aerospace and otherindustrial sectors are received a wide range of applications.The desi

4、gn is based on thesefeatures of planetary gear for structure design. First, adopt the scheme through comparingvarious types of planetary gears characteristics, Secondly, according to the correspondinginput power、output speed and speed give the design of transmission and whole structure.Keywords ： co

5、mmonfixedaxisgear,planetarygeartransmission,planetarygearreducer,engineering machinery,construction machinery目 录前 言.01 研究该行星齿轮减速器的目的、意义.02 国内外行星齿轮减速器发展概况.01 行星齿轮传动概论.11.1 行星齿轮传动的定义.11.2 主要的工作内容.22 行星轮减速器方案确定.22.1 轮系的确定.22.2 周转轮系的选择.2【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.2.3 行星轮减速器方案确定.33 减速器结构设计及传动尺寸设计计算.

6、33.1 运动简图.33.2 工作条件及要求.43.3 电动机的选择.43.4 联轴器的选择与校核.43.5 配齿数.53.6 转速比计算.53.7 初步计算齿轮的主要参数.53.7.1 高速级部分齿轮的计算.63.7.2 低速级部分齿轮的计算.93.8 齿轮传动强度的校核.133.8.1 高速级齿轮疲劳强度校核.133.8.2 低速级齿轮疲劳强度校核.164 主要构件的结构设计与计算.204.1 行星轮传动的受力分析.214.1.1 高速轴.214.1.2 低速轴.214.2 轴的计算.214.2.1 输出轴.214.2.2 输入轴（矩形花键联结）.224.2.3 行星轴.234.3滚动轴承

7、的寿命校核.254.3.1.高速级行星轴上滚动轴承的寿命校核.254.3.2.低速级行星轴上滚动轴承的寿命校核.254.4 浮动用齿式联轴器的设计与计算.254.5 行星架设计.264.5.1 高速级行星架的设计与计算.264.5.2 低速级行星架的设计与计算.274.6 减速器箱体设计.27结 论.28致 谢.28参考文献.28附录 A.29附录 B.29前 言1 研究该行星齿轮减速器的目的、意义减速器作为独立的驱动元部件，齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。因此，除了不断改进材料品质、提

8、高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。当今，世界减速器技术有了很大的发展，总的发展趋势是六高、两低、两化。六高，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；两低，即低噪声、低成本；两化，即标准化、多样化（模块化） 。由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用

9、寿命不长。行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点， 这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、

10、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。2 国内外行星齿轮减速器发展概况在国外，行星齿轮减速器应用极为普遍，在德国、日本、捷克、英国、法国、奥地利、前苏联等国家均有系列产品，并以大量生产。其行星齿轮减速器的承载能力不断的提高，以德国 DEMAG 的一种行星减速器为例，承载能力已高达 54600KW，对应的输出轴最大转矩约为 2400KN.m，最大传动比已达 5000。1）国外在高速大功率传动方面，尤其是在动力、船舶的报告机械设备上行星传动已普遍应用，主要有：英国艾伦（Allen）齿轮公司为帕森（C.A. Parsons）公司制造了一台压缩机用行星减速器，功率相当于 25740KW；

11、瑞士马格（MAAG）公司已生产了船用行星减速器， 功率相当于 11030KW； 日本三菱造船公司生产了功率相当于 8830KW【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.的船用行星减速器。2）低速重载方面，国外行星减速器生产已由系列产品发展到接受各种特种、特殊用途订货的大型减速器，重量有的达 100t 左右，如法国雪铁龙（Citroen）公司，据资料介绍可生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量可达 50-125t；德国法伦达（Flender）公司，曾为我国徐州淮海水泥厂水泥磨配套生产了重量达 72t，输出转矩为 2800KN.m 的两级行星减速器； 日本宇都兴产

12、公司生产了一台 3200KW， i=720/480，输出转矩 T=2100KN.m 的行星减速器。国内近年来，在行星减速器方面有了很大的发展与提高。主要在矿山机械、起重运输、轻工化工、船舶工业、工程机械、鼓风机、风力发电等设备上。1975 年，我国制订了 NGW 型行星减速器系列（JB1799-1976） ，分一、二、三级三个系列。输入最高转速不超过 1500r/min，质量 0.128-1.75t，传动比 i=2000，最大输出转矩为 50KN.m。目前，国内不少厂家在生产，同时非标准大功率行星齿轮减速器也不断涌现。我国于 1984 年又颁布了 NGW-S（由弧齿锥齿轮与行星齿轮组合的垂直传

13、动） 、NGW-Z（由圆柱齿轮与行星齿轮组合的平行轴传动） 、NGW-L（立式行星齿轮）三十派生系列的标准。我国现有齿轮制造企业 600 多家，减速器制造企业约 400 家，年生产通用减速器超过 25 万台，生产齿轮（汽车齿轮）和减速器总产值超过 500 亿元，为发展我国的机械产品做出了重要贡献。1 行星齿轮传动概论1.1 行星齿轮传动的定义当齿轮系运转时， 如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，如图所示。在上诉齿轮传动中，齿轮 a、b 和构件 x 绕几何轴线 OO 转动，而齿轮 c是活套在构件

14、x 的轴 Oc 上，它一方面绕自身的几何轴线 Oc 旋转（自转） ，同时又随着几何轴线 Oc 绕固定的几何轴线 OO 旋转(公转)，即齿轮 c 作行星运动；因此，称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。图 1.1 行星轮系Fig.1.1 Epicyclic gear trains分类：照传动类型可分为齿轮减速机、蜗杆减速机和行星齿轮减速机；按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥圆柱齿轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速机。以下是常用的减速机分类：1、摆线减速机 2、硬齿面圆柱齿轮减速器 3、行星齿轮减速机 4、软

15、齿面减速机 5、三环减速机 6、起重机减速机 7、蜗杆减速机 8、轴装式硬齿面减速机 9、无级变速机组成：速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆） 、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分：1）齿轮、轴及轴承组合；2）箱体；3）减速器附件。1.2 主要的工作内容（1）计算说明部分：分析行星齿轮机构传动方案，确定行星齿轮减速器的传动原理图。并通过计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度； 完成内外啮合齿轮、 轴、 行星架的设计计算及相关几何尺寸。最后完成传动比在 12 左右的二级行星齿轮减速器的设计。（2）图纸部分：二级行星齿轮减速器装配图一张，

16、零件图三张。2 行星轮减速器方案确定2.1 轮系的确定根据行星轮系可分为：定轴轮系、周转轮系、混合轮系、封闭行星轮系，因为混合轮系可以获得更大范围的传动比，实现多路传递、得到多速，本设计通过两级周转轮系串联形成混合轮系。2.2 周转轮系的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为 2Z-X、3Z 和 Z-X-F 三大类(其中 Z中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如 NGW 型、 NW 型、 NN型、WW 型、ZUWGW 型、 NGWN 型、 N 型等（其中 N内啮合，W外啮合，G公用齿轮，ZU锥齿轮）

17、 。其传动类型与传动特点如表 2.1 所示。表 2.1 行星齿轮传动的类型与传动特点Tab.2.1 Planetary gear transmission types and transmission characteristics传 动 类 型机构简图传 动 特 性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率 KW【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.2.3 行星轮减速器方案确定NGW 行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但 NGW 性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。所以 NGW

18、型成为动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动，并根据所给的条件总的传动比为 12，输出功率为 40KW 左右，且要求两级减速。综合以上情况所以选定 NGW 型行星轮减速器，高低速级可通过双齿式联轴器联结。3 减速器结构设计及传动尺寸设计计算3.1 运动简图2Z-X负号机构NGW1.1313.7ibaX= 2.7 9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置。轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好NW150ibaX= 525不限iaXb7 时，径向尺寸比 NGW 型小，可推荐采用工作制度不限NN1700一个行星轮时ibXa=30100三个行星轮时ibXa30

19、40可用于短时、 间断性工作制动力传动转臂 X 为从动时，当，i大于某值后，机构自锁3Z负号机构NGWN500ibae=20100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差当 a 轮从动时，i达到某值后机构会自锁，即bea0图 3.1 机构简图设计Fig.3.1 Actuating limbs design3.2 工作条件及要求该装要求传输功率为 40KW 左右，总传动比为 12 左右，单向传送,有轻微冲击，三班制工作(每天工作 24 小时),使用期限 5 年(每年按 300 天计算)。3.3 电动机的选择根据工作功率与工作条件查机械设计手册可选三相异步电动机，Y200L-4，

20、容量为45KW，主要参数如下表 3.1 所示。表 3.1 电机主要参数Tab.3.1 Motors main parameters型号额定功率/KW转数 (r/min)定子电流/A效率%功率因数重量 KgY200L-445KW147585.5910.873103.4 联轴器的选择与校核本设计电动机与减速器间的联轴器选用弹性注销联轴器， 由电机型号 Y200L-4 查得电机输出轴直径为 60mm，伸出长为 140mm，由于联轴器两端孔径有一定的范围，查机械设计手册可选用 HL4 型弹性注销联轴器，其许用公称转矩为 1250N.m，许用转速为4000r/min。联轴器的校核【精品文档】如有侵权，请

21、联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.输入转矩T=9.55610nP=1475451055. 96=291.36310N.由机械设计表 14-1 得AK=1.5 由公式caT=AKT 得公称转矩caT=1.5291.36310N.=437.04N.2 .741d，故取96ad3m因5 .761932321aca ，5 .761970321bca，显然bcacaa，满足非变位同心条件，故取啮合中心距5 .761a。(3)几何尺寸计算按【2】表 4-2 标准圆柱齿轮传动的几何尺寸计算公式进行其几何尺寸计算，各齿轮副的几何尺寸结果列于表 3.5 所示。表 3.5 高速级齿轮基本几何尺寸单位：mmT

22、ab.3.5 High grade gear basic geometry size序号名称a-c 齿轮副b-c 齿轮副1模数 m32压力角203分度圆直径 d96ad57cd57cd210bd4齿顶高ah外啮合3acaahh内啮合3ach68. 2abh5齿根高fh3.756全齿高 h6.7575. 6ah43. 6bh7齿顶圆直径ad102ad63cd63cd46.204bd8齿根圆直径fd5 .88fad5 .49fcd5 .49fcd5 .217fbd9基圆直径bd21.90bad56.53bcd56.53bcd34.197bbd10中心距 a76.576.511齿顶圆压力角a82.2

23、7a77.31c77.31c35.15b12重合度端面重合度1.611.77【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.纵向重合度00总重合度1.611.772、装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：1）邻接条件由公式pacacnadsin2得5 .1323180sin5 .7625 .82（单位：）满足条件2）同心条件由cabZZZ19232702知满足同心条件3）安装条件3437032（整数）故满足条件3 啮合效率计算由【2】表 5-1 中公式（1）进行计算，即ppbax11为了方便计算，这里仅考虑齿轮副的啮合磨损， 已知1875. 23270

24、abZZp取1 . 0mf其啮合损失系数mamb由公式21112ZZfm得02121. 0ma01066. 0mb所以03187. 001066. 002121. 0所以高速级得传动效率为978. 003187. 01875. 211875. 21bax3.7.2 低速级部分齿轮的计算1、初步计算齿轮主要参数（1）按齿面接触强度初算太阳轮2a的分度圆直径1d用【2】式（6-6）进行计算，式中系数AK、HK、d、HPK如表 3.6 所示。表 3.6 接触强度有关系数Tab.3.6 Contact strength relevant coefficients代号名称说明取值KA使用系数查书【2】表

25、 6-7，轻微冲击1.5dK算式系数直齿轮768HPK行星轮间载荷分配不均系数查书【2】表 7-1 太阳轮浮动，6 级精度1.05HK综合系数np=3,高精度，硬齿面2.2d齿宽系数查书【2】表 6-60.6高速级行星架输出便是低速级太阳轮输入，由高速级算得转臂1x转速74.4261875. 314751111baxainnr/min则转臂1x输出功率65.39978. 054.4011ppKw取齿式联轴器的效率为99. 02则低速级输入功率25.3999. 065.39212ppKw太阳轮2a传递扭矩98.26974.462325.3995499549122xpnnpTN.m又2322ZaZ

26、uc则太阳轮2a分度圆直径（2）按弯曲强度初算模数 m用【2】式 6-50 进行计算，式中系数如表 3.7 所示。表 3.7 接触强度有关系数Tab.3.7 Contact strength relevant coefficients代号名称说明取值mK算式系数直齿轮12.1【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.FpK行星轮间载荷分配系数1.0751)-1.5(K1KHPFP1.075FK综合系数查【2】表 6-5 高精度2.21FaY齿形系数查书【2】图 6-2222.701FaY2.71因为Flim取Flim1和21F2limYFaaFY中的较小值21F2limY

27、FaaFY=42045.41871. 270. 2420则Flim=418.45N/mm2则齿轮模数：取模数 m=4mm则故取92ad4m因902223421aca ，902267421bca，显然bcacaa，满足非变位同心条件，故取啮合中心距902a(3) 几何尺寸计算按【2】表 4-2 标准圆柱齿轮传动的几何尺寸计算公式进行其几何尺寸计算，各齿轮副的几何尺寸结果列于表 3.8 所示。表 3.8 低速级齿轮基本几何尺寸单位：mmTab.3.8 Low grade gear basic geometry size序号名称a-c 齿轮副b-c 齿轮副1模数 m42压力角203分度圆直径 d92

28、ad88cd88cd268bd4齿顶高ah外啮合4acaahh内啮合4ach55. 3abh5齿根高fh5.06全齿高 h99ah55. 8bh7齿顶圆直径ad100ad97cd97cd9 .260bd8齿根圆直径fd82fad78fcd78fcd278fbd9基圆直径bd45.86bad69.82bcd69.82bcd84.251bbd10中心距 a909011齿顶圆压力角a17.30a52.31c52.31c14.15b12重合度端面重合度1.6681.869纵向重合度00总重合度1.6681.8692 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：1）邻接条件由公式pa

29、cacnadsin2得88.1553180sin90297（单位：）满足条件2）同心条件由cabZZZ22223672知满足同心条件3）安装条件3036723（整数）故满足条件3 啮合效率计算由【2】表 5-1 中公式（1）进行计算，即ppbax11为了方便计算，这里仅考虑齿轮副的啮合磨损， 已知9130. 22367abZZp取1 . 0mf其啮合损失系数mamb由公式21112ZZfm【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.得02330. 0ma00909. 0mb所以03239. 000909. 002330. 0所以高速级得传动效率为976. 003239. 0

30、9130. 219130. 21bax综上计算得本设计总传动效率945. 0976. 099. 0978. 02总Kw31.38945. 054.40ppa总出可见，该行星减速器传动的效率比较高，满足使用要求。3.8 齿轮传动强度的校核3.8.1 高速级齿轮疲劳强度校核（1）a-c 齿轮副1)齿面接触强度的校核计算查书【2】式 6-51、6-52, 计算接触应力H,用式 6-54 计算其需用应力HP,式中的参数和数值如表 3.9 所示。表 3.9 a-c 齿轮副接触强度有关参数和系数Tab.3.9A-c gear pair contact strength parameters and coe

31、fficients代号名称说明取值AK使用系数按中等冲击查【2】表 6-71.5VK动载系数,/m269. 5100060)(sndvxaax6 级精度，查【2】图 6-61.078HK齿向载荷分布系数查书【2】图 6-7 6-8 得Hu=0.43039. 1) 1(1,09. 1,62. 0HbHbFuKu1.039HK齿间载荷分布系数查【2】表 6-9，6 级精度1.0行星轮间载行星架浮动，查【2】表 7-11.20HPK荷分布系数HZ节点区域系数0, 0)/(cacazzxx）（查【2】图 6-92.5EZ弹性系数查【2】表 6-10189.8Z重合度系数, 0,61. 1a查【2】6-

32、10 得，0.89Z螺旋角系数直齿，=01tF分度圆上切向力58.182296484.8720002000F1atdT1822.58Nb工作齿宽6 .57966 . 0)(addb取 b=58 58续表u齿数比59375. 032/19/aczz0.59375NTZ寿命系数按工作 5 年，每年工作 300 天，每天 24 小时计算99L1010739. 6)(60nt60Ntnnnpxa860. 01050306. 07 LNTNZ0.86RVLZZZ简化计算润滑油系数、速度系数及粗糙度最小安全系数的乘积，查【2】表 6-141.0WZ内齿轮均为硬齿面，查【2】图 6-201.0XZ工作硬化系

33、数查 【2】 表 6-15，0433. 130109. 0076. 1xZ1.0433minHS系数最小安全按高可靠度，查【2】表 6-111.60接触应力基本值接触应力许用接触应力:故HPH,接触强度通过【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.2）齿根弯曲强度的校核计算齿根弯曲疲劳应力F及许用应力用书【2】6-69、6-70、6-71 进行校核。各项参数如表 3.10 所示。表 3.10 a-c 齿轮副齿根弯曲强度有关参数和系数Tab.3.10A - c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名

34、称说明取值FK齿向载荷分布系数由 【2】 式 6-60 得056.162.0109.1111FbFK1.056FK齿间载荷分布系数HFKK1.0FPK行星轮载荷分布系数按【2】式 7-123 . 1) 1(5 . 1HPFPKK1.31FaY太阳轮齿形分配叙述x=0,za=32,查【2】图 6-222.532aFY行星轮齿形分布系数x=0,19z c,查【2】图 6-222.811saY太阳轮应力修正系数查【2】图 6-241.642saY行星轮应力修正系数查【2】图 6-241.53Y重合度系数查【2】式 6-75，0.7275. 00.25Yn0.72XY尺寸系数查【2】表 6-171.0

35、5-0.013=1.021.02NTY弯曲寿命能够系数857.010793.610302.096NTY0.857STY试验齿轮应力修正系数按所给Flim区域图取Flim1.01relTY太阳轮齿根圆角敏感系数查【2】图 6-331.02relTY行星齿轮齿根圆角敏感系数查【2】图 6-331.0TYrel齿根表面形状系数mRZ5 .12，查【2】表 6-180.988minFS最小安全系数按高可靠度，查【2】表 6-111.6弯曲应力基本值：取弯曲应力2F/72mmN许用弯曲应力：FpF, 故弯曲强度通过（2）b-c 齿轮副：1)齿面接触强度的校核计算仍用【2】式 6-52、6-53, 计算接

36、触应力H,用式 6-54 计算其需用应力HP,其中与 a-c 齿轮副取值不同的参数为VK=1.12HK= 1.114684. 31970uZ=0.87NTZ=0.875WZ=1.12lim/780mmNH接触应力基本值接触应力许用接触应力:故HPH,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算只需计算内齿轮，仍用【2】6-69、6-70、6-71 计算，其中取值与齿轮副 a-c 不同的各项参数为：FK=1.18FK=1.11FaY=2.812aFY=2.251saY=1.532saY=1.75Y=0.674NTY=0.866STY=2.02relTY=1.03limF=300N/2mm弯曲应力基本值

37、：取弯曲应力2F/83mmN许用弯曲应力：FpF, 故弯曲强度通过3.8.2 低速级齿轮疲劳强度校核（1）a-c 齿轮副1)齿面接触强度的校核计算【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.同高速级算法查书【2】式 6-51、6-52, 计算接触应力H,用式 6-54 计算其需用应力HP,式中的参数和数值如表 3.11 所示。表 3.11 a-c 齿轮副接触强度有关参数和系数Tab.3.11A- c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值AK使用系数按中等冲击查【2】表 6-71.5VK动

38、载系数,/m66. 1100060)(sndvxaax6 级精度，查【2】图 6-61.044HK齿向载荷分布系数查书【2】图 6-7 6-8 得Hu=0.34041. 1) 1(1,12. 1,52. 0HbHbFuKu1.041HK齿间载荷分布系数查【2】表 6-9，6 级精度1.0HPK行星轮间载荷分布系数行星架浮动，查【2】表 7-11.05HZ节点区域系数0, 0)/(cacazzxx）（查【2】图 6-92.5EZ弹性系数查【2】表 6-10189.8Z重合度系数, 0,61. 1a查【2】6-10 得，0.89Z螺旋角系数直齿，=01.0tF分度圆上切向力1 .58699298.

39、26920002000F1atdT586.91Nb工作齿宽2 .55926 . 0)(addb取 b=56 56u齿数比956. 023/22/aczz0.956续上表NTZ寿命系数按工作 5 年，每年工作 300 天，每天 24 小时计算99L101023. 2)(60nt60Ntnnnpxa875. 01020191. 06LNTNZ0.875RVLZZZ简化计算润滑油系数、速度系数及粗糙度最小安全系数的乘积，查【2】表 6-141.0WZ内齿轮均为硬齿面，查【2】图 6-201.0XZ工作硬化系数查 【2】 表 6-15，0324. 140109. 0076. 1xZ1.0324minH

40、S系数最小安全按高可靠度，查【2】表 6-111.60接触应力基本值接触应力许用接触应力:故HPH,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算齿根弯曲疲劳应力F及许用应力 用书【2】6-69、6-70、6-71 进行校核。各项参数如表 3.12 所示。表 3.12 a-c 齿轮副齿根弯曲强度有关参数和系数Tab.3.12A - c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值FK齿向载荷分布系数由【2】式 6-60 得0624. 152. 0112. 1111FbFK1.0624FK齿间载荷分布系数HFKK1.0FPK

41、行星轮载荷分布系数按【2】式 7-12075. 1) 1(5 . 1HPFPKK1.0751FaY太阳轮齿形分配叙述x=0,za=23,查【2】图 6-222.70【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.2aFY行星轮齿形分布系数x=0,22z c,查【2】图 6-222.711saY太阳轮应力修正系数查【2】图 6-241.562saY行星轮应力修正系数查【2】图 6-241.57Y重合度系数查【2】式 6-75，0.7075. 00.25Yn0.70XY尺寸系数查【2】表 6-171.05-0.014=1.021.01NTY弯曲寿命能够系数876.01023.210

42、302.096NTY0.876STY试验齿轮应力修正系数按所给Flim区域图取Flim2.01relTY太阳轮齿根圆角敏感系数查【2】图 6-331.02relTY行星齿轮齿根圆角敏感系数查【2】图 6-331.0TYrel齿根表面形状系数mRZ5 .12，查【2】表 6-180.988minFS最小安全系数按高可靠度，查【2】表 6-111.6弯曲应力基本值：取弯曲应力2F/140mmN许用弯曲应力：2minlim/56.45701. 1988. 00 . 1876. 00 . 26 . 175.418mmNYYYYYSXRrelTrelTNTSTFFFpFpF, 故弯曲强度通过（2）b-c

43、 齿轮副：齿根弯曲强度的校核计算只需计算内齿轮，仍用【2】6-69、6-70、6-71 计算，其中取值与齿轮副 a-c 不同的各项参数为：VK=1.10FK=1.0754FK=1.11FaY=2.712aFY=2.2651saY=1.572saY=1.74FPK=1.0Y=0.651NTY=0.867STY=2.02relTY=1.02limF=320N/2mm弯曲应力基本值：取弯曲应力2F/128mmN许用弯曲应力：2minlim/99.35201. 1988. 002. 1867. 00 . 26 . 1320mmNYYYYYSXRrelTrelTNTSTFFFpFpF, 故弯曲强度通过4

44、 主要构件的结构设计与计算根据 2Z-X（A）行星传动的特点、传递功率的大小和转速的高低的情况，对其进行具体的结构设计。因太阳轮的直径较大，行星轮的直径较小，所以行星轮做成齿轮轴结构，太阳轮采用与输入轴分开的结构，输入轴与其通过花键联结。考虑到齿轮间传动的均载问题，本设计采用高速级行星架浮动、低速级太阳轮浮动形式，高低速级之间通过双齿式联轴器联结，两内齿轮采用固定方式与箱体联结。且按该行星传动的输入功率 P 和转速 n 初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于加工级零件拆装的方便，输出轴与行星架分开，通过键联结。行星轮2c直径较大，采用带有内孔的结构，在每个行星轮的内孔中安装两个滚

45、动轴承来支承。综上，行星架1X可做成双侧板拆装式，行星架2X可做成双侧板整体式。两转臂 X 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差1af和2af可按【2】式 9-1计算，现已知啮合中心距分别为5 .761a和902a则mmafa03396. 010005 .768100083311取1af=34mmmafa03585. 01000908100083322取2af=36m行星轮轴孔的孔距相对偏差1和2按【2】公式 9-2 计算，即取1=30m2=34m【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.转臂 X 的偏心误差1xe和2xe约为孔距相对偏差1、2的21，即在对所设计的行

46、星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算起装配条件，且进行了结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图。4.1 行星轮传动的受力分析图 4.1 受力分析Fig.4.1 Stress analysis4.1.1 高速轴输入转速min/14751rn 输入功率Kwppa54.4099. 091. 04521输入转矩mNnpTa.5 .262147554.409549954911行星轮作用于太阳轮的切向力NdTFaca58.182296484.872000200011转臂 X 上所受的作用力NFFFFcaacxccx16.364558.18222221111转臂 X 上所受的力矩mNrFnT

47、xcxpx.56.836105 .7616.3645331114.1.2 低速轴转臂 X 上所受的力矩mNTTxx.46.3273913. 356.8362367112行星轮作用于太阳轮的切向力NdnTFapxca0 .606292356.8362000200012转臂 X 上所受的作用力NFFFFcaacxccx0 .121240 .60622222222输出轴输出功率Kw31.38945. 054.40ppa2总出p4.2 轴的计算4.2.1 输出轴1.初步确定轴的最小直径先按书【3】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr,调质处理,根据表【3】式（15-3） ，取1

48、00A0,于是得mmnPA68.6826.11831.38100d3220min轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径 d-,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【3】表 14-1，取1.3KA，则按计算转矩caT小于联轴器公转转矩条件，查【9】表 11-17，ZL5 弹性柱销齿式联轴器d=80，半联轴器长度 L=172,半联轴器与轴配合得毂孔长度 L1=132。2.轴的结构设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴端有段需制造出轴肩， 故-段， d-=90mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50。半联轴器与轴配合得

49、毂孔长度132mmL1，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故-段的长度应该 L1 略短一些，现取 L-=130mm。轴得的-段与转臂 X 联结， 仍取 d-=80mm,L-=130mm.初步确定输出轴的结构尺寸如图 4.2 所示。图 4.2 输出轴的简图Fig.4.2 Output shaft of diagram2）键的选择齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接，查【9】表 5-4，选取 A 型平键，两键主要参数均为 bhL=2214125 （单位：） ，键槽用槽铣刀加工，半联轴器的配合为67kH，行星架与轴的配合为6nH7。3）键的联结强度计算查【3】 ，由式 6-1，即d

50、bLhTkLdTp5 . 010210233进行计算，得apMP5 .1138022125145 . 01046.327323属于apMP120100范围满足要求。4.2.2 输入轴（矩形花键联结）1）输入轴上的功率1P、转速1n和转矩1T【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流.精品文档.2）按书【3】式 15-2 初步估算轴的最小直径选取轴的材料为 40Cr，调质处理，取100A0,于是得又电机与输入轴的联轴器为 HL4 型，查【9】表 11-5，知此型号联轴器的轴孔直径为 40-63 （40、42、45、48、50、55、56、60、63） ，再结合键的选取不妨取输入轴与联轴