630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器设计-毕业设计.doc

《630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器设计-毕业设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器设计-毕业设计.doc（65页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、本科毕业论文（设计）论文（设计）题目：630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器设计学 院：机械工程学院 专 业： 机电传动与控制班 级： 机 自 105 学 号： 1008030295 学生姓名： _指导教师： 2014 年6月10日目录摘 要6前言7第一章 绪论81.1 液压挖掘机在现代化建设中的应用81.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型81.2.1 液压挖掘机的主要优缺点81.2.2 液压挖掘机的基本类型及主要特点101.3 课题研究的目的及意义101.4 本设计所要完成的主要任务11第二章 主要参数的确定112.1 行走装置的牵引力计算112.2 四轮一带的计算142.3 总体几何尺寸的

2、设计162.4 液压马达主要参数计算确定19第三章 减速器的设计213.1 减速器的功用及分类213.2 减速器方案的选择及传动方案的确定233.2.1 减速器方案的选择233.2.2 行星减速器传动方案的确定243.2.3 减速器传动比的分配253.2.4 传动比公式推导253.3 行星减速器齿轮配齿与计算263.3.1 行星排齿轮的配齿263.3.2 行星齿轮模数计算与确定273.4 啮合参数计算283.5 变位系数的确定293.6 各行星排齿轮几何尺寸计算313.6.1 第一排行星齿轮的几何尺寸313.6.2 第二排行星齿轮的几何尺寸323.6.3 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的

3、计算323.7 装配条件的验算333.8 型的传动效率的计算343.9 各行星排齿轮强度校核353.9.1 齿根弯曲强度校核353.9.2 齿面接触疲劳强度校核423.10 减速器结构设计483.10.1 高速级输入端483.10.2 低速级输入端493.10.3 内齿轮的设计503.10.4 行星齿轮设计513.10.5 转臂的设计52311基本构件转矩的计算52第四章 630型液压挖掘机的张紧装置设计544.1 张紧装置设计要求与计算544.1.1 张紧弹簧的设计544.1.2 张紧弹簧的校核58第五章 四轮一带及其他主要零部件选型595.1 四轮一带选型595.1.1 履带的选取595.

4、1.2 驱动轮设计615.1.3 导向轮的选型615.1.4 支重轮选型615.1.5 拖链轮选型625.2 悬架选型与制动器选型635.2.1 悬架选型635.2.2 制动器选型645.3 轴承选型64第六章 设计工作总结65致谢67参考文献:68630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器设计 摘 要随着人类社会的发展，科学技术的不断提高，工程机械在各行各业中得到了很好的运用,它在现今中国和全世界的飞速发展的今天功不可没。 本设计结合教学内容，按给定条件和要求设计630型挖掘机行走机构及行星齿轮减速器。绘制底盘装配草图和总装配图；行走装置牵引力的计算；传动方式比较与选择、传动方案的确定及传动系统

5、的技术设计；行星减速器及零、部件的设计计算，包括齿轮变位系数和传动效率的计算，主要零件强度校核；张紧装置和四轮一带的设计选型；绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。本设计的主要特点是：方案设计中提出多种方案，从可靠性、可实现性、综合性能等进行方案比较，选择最佳方案。技术设计中应考虑总体配置合理、安全；选材、加工方法和技术条件可行；制图正确、标注齐全符合国家标准。充分注意整机各子系统之间的相关性，力求整机性能的一致性和最优化性。关键字：挖掘机 行走机构 行星减速器 张紧装置 四轮一带 强度校核前言液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、水利采矿等建设工程土方机

6、械。它的发展与应用反映了一个国家施工机械化的水平。液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力；液压系统的功能是将发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传递给油缸、马达等，在传递到各个执行机构，实现各种运动；回转机构是实现转台的回转；工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘有十分重要的意义。第一章 绪论1.1 液压挖掘机在现代化建设中的应用液压挖掘机是在机械传动挖掘机的基础上发展起来的，它

7、的工作过程是以铲斗的切割刃切割土壤，铲斗装满后提升、回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。液压挖掘机和机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、交通运输、水利施工、矿山采掘以及现代化军事工程中都有着广泛的应用，是各种土石方施工中不可缺少的一种重要机械设备。在建筑工程中，可以用来挖掘基坑、排水沟，拆除旧有建筑物，平整场地等。在水利中，可用来开挖水库、运河、水电站堤坝的基坑、排水和灌溉的沟渠，疏通和挖深原有河道等。在铁路、公路建设中，用来挖掘土方、建筑路基、平整地面和开挖路旁排水沟。在石油、电力、通信业的基础建设和市政建设中，用来挖掘电

8、缆沟管道沟等。在军事工程中，可用来筑路、挖壕沟和掩体，建造各种军事建筑物。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。据建筑施工部门统计，一台容量为1.0的液压挖掘机挖掘级土壤时，每班生产率大约相当于300400个工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。1.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型1.2.1 液压挖掘机的主要优缺点液压挖掘机在动力装置和工作装置之间采用容积式液压静压传动，即靠液体的压力能进行工作。液压传动与机械传动相比有许多优

9、点： 能无极调速且调速范围大，例如液压马达的最高转速与最低转速之比可达到1000:1。 能得到较低的稳定转速，例如柱塞式液压马达的稳定转速可低达1r/min。 快速作用时，液压元件产生的运动惯性小，加速性能好，并可作高速反转。例如电动机在启动时的惯性力矩比其平稳运转时的驱动力矩大50%，而液压马达则不大于5%，加速中等功率电动机需1s到数秒，而加速液压马达只需0.1s。 传动平稳，结构简单，可吸收冲击和振动，操作省力，易实现自动化控制。 易于实现标准化、系列化、通用化。基于液压传动的上述优点，液压挖掘机与机械传动挖掘机相比，具有下列主要特点： 大大改善了挖掘机的基本性能，挖掘力大、牵引力大、机

10、器重量轻，传动平稳，作业效率高，结构紧凑。液压挖掘机与同级机械传动相比，挖掘力约高30%，例如1.0液压挖掘机铲斗挖掘力为120150kN，而同级机械传动挖掘机只有100kN左右。挖掘机在工作时的主要动作包括行走、转台回转和工作装置的作业动作，其中动作最频繁的是回转和工作装置的循环往复运动，这种往复运动的速率一般不高，而所需的作用力却很大，要求在短时间内通过变速或变向来完成各种复杂的动作。机械传动挖掘机完成上述动作，需通过摩擦离合器、减速器、制动器、逆转机构、提升和推压机构等配合来完成。因此，机械传动挖掘机不仅结构复杂，而且还要产生很大的惯性力和冲击载荷。而液压挖掘机则不需要庞大和复杂的中间传

11、动，大大简化了结构，也减少了易损件。由于结构简化，液压挖掘机的质量大约比相同斗容量的机械传动挖掘机轻30%，不仅节省了钢材，而且降低了接地比压。液压挖掘机上的各种液压元件可以相对独立分布，使整机结构紧凑、外形美观，同时，也易于改进和变形。液压挖掘机的液压系统有防止过载的能力。所以使用安全可靠，操纵简便。由于可采用液压先导控制。无论驱动功率多大，操纵均很灵活、省力，司机的工作条件得到改善。更换工作装置时，由于不牵连连转台上部的其他机构，一次更换工作装置容易，而机械式挖掘机则受到提升机构和推压机构的牵连和限制。由于液压传动易于实现自动控制，因此现代液压挖掘机普遍采用了以微处理器为核心的电子控制单元

12、（ECU），使发动机、液压泵、控制阀和执行元件在最佳匹配状态下工作，以实现节能和提高作业效率，同时还可以实现整机状态参数的电子监控和故障诊断。液压元件易于实现标准化、系列化和通用化。便于组织大规模专业化生产，进一步提高自来能够和降低成本。1.2.2 液压挖掘机的基本类型及主要特点液压挖掘机的种类繁多，可以从不同角度对其来进行划分。（1） 根据液压挖掘机主要传动机构来划分 根据液压挖掘机主要传动机构是否全部采用液压传动，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动。（2） 根据行走机构的类型来划分 根据行走机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式和拖式。履带式液压挖掘机应用最广，

13、在任何路面行走均有良好的通过性，对土壤有足够的附着力，接地比压小，作业时不需设支腿，适用范围较大。在土质松软或沼泽地带作业的液压挖掘机，还可以通过加宽和履带来降低接地比压。为防止对路面的碾压破坏。有些液压挖掘机还采用了橡胶履带。通常，履带行走的液压挖掘机多为全液压传动。（3） 根据工作装置划分 根据工作装置结构不同，可分为铰链式和伸缩臂式挖掘机，铰链式工作装置应用较为普遍。这种挖掘机的工作装置靠各构件绕铰点转动来完成作业。伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂和伸缩臂组成，伸缩臂可以在主臂内伸缩，还可以变幅。伸缩臂前端装有铲斗，适于进行平整和清理作业。1.3 课题研究的目的及意义液压挖掘机在工业与民用建筑

14、、交通运输、水利水电工程，农田改造、矿山采掘等部门土石方施工中，占有重要位置。并反映了这些部门施工机械化水平。该课题结合机械设计专业的教学内容和国内外液压挖掘机的应用和发展，对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构及减速器设计，进一步掌握挖掘机的设计方法及步骤。通过毕业设计，使我们进一步巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的掌握，使之系统化、综合化；培养我们独立思考、独立工作和综合运用所学知识分析与解决实际问题的能力；培养我们在方案设计、设计计算、工程绘图、文字表达、文献查阅、计算机应用及工具书使用等方面的基本工作实践能力；使我们树立具有符合国

15、情和生产实际的正确设计思想和观点，树立严谨、负责、实事求是、刻苦专研勇于探索、勇于创新、善于与他人合作的工作作风。1.4本设计所要完成的主要任务1. 630型履带式挖掘机行走机构总体机构方案设计，绘制装配草图和总装配图；2动力源选择及有关参数的确定； 3牵引力的计算； 4传动方式选择、传动方案的确定及传动系统的技术设计； 5行星式减速器、行走架及四轮一带的选型设计； 6零部件的设计计算，主要零件强度、刚度校核； 7绘制零部件图和总装配图，编写设计计算说明书。 第二章 主要参数的确定挖掘机的行走装置的是整个机械的支撑部分，它承受机械的自重及工作装置挖掘时的反力，使挖掘机稳定地支撑在地面上工作。同

16、时又使挖掘机能在工作时作场内运行及转移工地是作运输性运行。因而，设计挖掘机的行走装置是应尽量满足下列要求：1.挖掘机应有较大的驱动力，使挖掘机在湿软的地面或高低不平的地面行走时具有越野性能，并有较强的爬坡和转弯性能。2.在不增大行走装置高度的前提下应使挖掘机具有较大的离地间隙，以提高其平地上的通过性能。3.行走装置具有较大的支撑面积或较小的接地比压，以提高挖掘机的稳定性。4.挖掘机在斜坡下行时不发生超速溜坡现象，挖时不发生下滑，以提高挖掘机的安可靠性。5.行走装置的外形尺寸应符合道路运输的要求。2.1 行走装置的牵引力计算牵引力计算是液压挖掘机行走装置设计计算的主要内容之一。由于液压挖掘机的发

17、动机和油泵的主要参数及其它一些总体参数主要根据挖掘工况确定，因此，对行走装置来说实际上是在已定的功率条件下验算挖掘机的行走速度、爬坡能力和转弯能力。牵引力计算原则是行走装置的牵引力应该大于总阻力，而牵引力又不应超过机械与地面的附着力。履带式挖掘机的行走装置运行时所发出的牵引力必需能克服下列阻力：履带的内阻力；土壤变形等的运行阻力；坡度阻力和转弯阻力等。 牵引平衡方程为： （2-1）式中：为驱动轮的扭矩； 为驱动轮节圆半径； 为履带牵引力： 为运行时各阻力之和。 本设计采用在目前大多数履带式液压挖掘机的行走牵引力的经验公式计算： （2-2） 下面分别对各阻力作计算。 （1）履带运行的内阻力履带运

18、行时由于履带销轴间的摩擦以及支重轮、导向轮和驱动轮等滚动阻力和轴颈摩擦阻力形成履带运行的内阻力。粗算如下： （2-3） （2）支撑土壤的变形阻力土壤对履带行走装置在运行时的阻力是由于履带使土壤挤压变形而引起的。土壤形阻力计算如下： （2-4） 式中：（3）坡度阻力 坡度阻力是由于机器在斜坡上因自重的分力所引起的。设坡角度为，则坡度阻力为： （2-5）式中：为坡度阻力； 为坡度角度，取为。 （4）转弯阻力 履带式运行装置在转弯时所受到的阻力较为复杂，其中包括履带与地面的摩擦阻力，履带板侧面剪切土壤的阻力以及履带板突肋挤压土壤的阻力等等。这些阻力要全部进行详细计算是比较困难的，但因第一项阻力最大，

19、也是最主要的，所以重点研究履带板在转弯时与地面的摩擦力矩。对于挖掘机来说，由于转弯时机器空载，而且工作装置是悬起的。因此履带上的比压基本上可以看作是均匀分布的。计算如下： （2-6） （5）不稳定运行时的惯性阻力 （2-7） 忽略风载阻力，则转弯行走阻力为： 坡道运行阻力为： 因为，则取总阻力为（6）牵引力的校核牵引力，因为，所以牵引力满足要求，则牵引力为。每条履带的牵引力：。附着力： （2-8） 式中：为履带和地面间的附着系数，取为0.9； 为坡度角。所以，由此得，满足牵引力计算原则，符合设计要求。2.2 四轮一带的计算（1）履带链轨节节距t (2-9) 式中，t为链轨节节距（mm）；G为整

20、机质量（kg）。根据履带标准GB 10677-89取t=202.8mm。（2）履带板宽度b 由经验数据得：b的值可在600800mm间取值,根据中华人民共和国国家标准液压挖掘机履带GB1067789规格系列查取b =600mm。（3） 驱动轮主要参数的确定 节距，驱动轮节距应与履带节距相等，。 齿数，增加驱动轮齿数，能使履带速度均匀性改善，摩擦损失减少，但会导致驱动轮直径增大，引起机重和整机高度的增加。驱动轮齿数一般为奇数，使得啮合过程中每个齿都能和节销啮合。其齿数通常取，本设计中取。 驱动轮的节圆直径按下式计算： （2-10） 式中，t为链轨节节距（mm）；z为驱动轮齿数。 驱动轮的齿顶圆直

21、径按下式计算： （2-11） 式中：为驱动链轮的名义齿数，为实际齿数的半。 齿根圆直径的计算公式如下： （2-12） 式中：为履带节销半径，根据中华人民共和国国家标准液压挖掘机履带GB1067789规格系列查取。 齿根圆弧偏心距： (2-13) 关于驱动轮的细部结构见其零件图。（4）导向轮工作面直径 （2-14） 根据履带节距为203mm,取。（5）拖链轮踏面直径 （2-15） （6）支重轮踏面直径 （2-16） 2.3 总体几何尺寸的设计在本次设计中按照标注选定法、理论分析计算法等方法得出的参数值不可能都是完全切合的。通常在设计开始时一些参数还不能利用以上方法完全确定，因此在本设计中有的参数

22、采用了经验公式法进行计算。（1）履带带长 ： （2-17） 式中： 为尺寸系数（1.251.5），本设计取=1.38； G为整机重量，本设计G =30.8吨（本设计除特殊说明外，G含义相同）。（2）驱动轮与导向轮轴向中心距： （2-18） 式中：为尺寸系数(1.01.2)。 （3）轨距B （2-19） 式中：为尺寸系数(0.750.85)。 （4）履带高度 （2-20） =0.32(30.810) 1003mm式中:为尺寸系数(0.30.35)。 （5）底盘总宽C （2-21） （6）履带接地长度 由公式 得 =3519mm 式中：为接地比压（），为履带高度，为履带宽度。 （7）后端支重轮到驱

23、动轮间距 （2-22） 式中：为履带节距。（8）前端支重轮到导向轮间距 （2-23） (9) 相邻两支重轮间距 （2-24） （10）履带总长 （2-25） （11）履带板总数 （2-26） （12）支重轮数量m 由公式 得 取m=7。根据上面算出的支重轮数量m(取整数)，然后重新调整a、b、c尺寸。（13）转台离地高 （2-27） 式中：为尺寸系数(0.370.42)。2.4 液压马达主要参数计算确定 （1） 减速器输出扭矩 （2-28） 式中：为单边最大牵引力（N）；D为驱动轮节圆直径（mm）；为驱动轮机械效率。选取神钢公司SK330-8型挖掘机行走传动装置，个别参数需调整：液压马达排量安

24、全溢流阀压力减速机传动比（2） 减速器输出转速 （2-29） （3）减速器传动比 （2-30） 取。式中：p为系统工作压力（）；为马达最大排量（mL/r）；为马达机械效率；为减速器机械效率。根据、可求出行走马达的主要参数：液压马达输出扭矩 （2-31） 液压马达输出最大转速 （2-32）液压马达排量 （2-33） 取。取。式中：为行走马达一档排量（mL/r）；为行走马达二档排量（mL/r）；为马达容积效率；Q为输入至行走马达的流量，；D为驱动轮近似直径（mm）；为减速器传动比；为最大行走速度（第一档）（km/h）；为最大行走速度（第二档）（km/h）。 第三章 减速器的设计630型液压挖掘机减

25、速机构的设计是本次设计的一个重要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独立传动装置。减速器的主要功能是降低转速，增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代工程机器中应用很广。3.1 减速器的功用及分类减速器的作用有以下几点： 增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩； 变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化； 实现空档，以利于发动机启动和发

26、动机在不熄火的情况下停车。减速器的分类按其传动结构特点可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、行星齿轮减速器四大类。下面对以上四种减速器的特点及用途作简要说明： 圆柱齿轮减速器：当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器，大于8时，最好选用两级（i=840）和两级以上（i40）的减速器。两级和两级以上的圆柱齿轮减速器的传动布置型式有展开式、分流式和同轴式等到数种。它是图3.1圆柱齿轮减速器所有减速器中应用最广的，它传递功率的范围可从很小至40000KW，圆周速度也可以从很低至6070m/s，有的甚至于高达140m/s。其结构如图4.1示。 圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位置布

27、置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由于圆锥齿轮的精加工比较困难，允许的圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那么广。其结构如图4.2示。 蜗杆减速器：主要用于传动比较大（i10）的场合。当传动比较大时，其传动结图3.2 圆锥齿轮减速器 图3.3蜗杆减速器构紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传递中应用，其结构主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同的形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，在啮合处能得到良好的润滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚， 发热过多，最好采用蜗杆在上式。其结构如图4.

28、3示。 行星减速器：行星减速器的最大特点是传动效率高，传动比范围广，其 图3.4 行星减速器 传动效率可从10w到50000kw，体积和重量比普通齿轮减速器、蜗杆减速器小得多。其结构如图4.4示。 3.2 减速器方案的选择及传动方案的确定3.2.1 减速器方案的选择行星齿轮减速器与普通齿轮减速器相比，前者具有许多突出的优点，已成为世界各国机械传动发展的重点。行星齿轮减速器的主要特点如下： 体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高； 传动效率高，工作可靠。行星齿轮传动由于采用了对称的分流传动结构，使作用中心轮和行星架等主要轴承上的作用力互相平衡，有利于提高传动效率；传动比大。适当选择传动

29、类型和齿轮数，便可利用少数几个齿轮而获得很大的传动比；运动平稳、抗冲击和振动能力强。由于采用了数个结构相同的行星齿轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可以使行星轮与转臂的惯性力相互平衡；因此，综合考虑四种减速器的各特点和适用范围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。 3.2.2 行星减速器传动方案的确定行星减速器的传动形式有很多种，以下对最为典型的三种传动形式作简要说明： 高速马达和定轴行星混合式行走减速机构此种传动系统一般采用定量的柱塞式、叶片式或齿轮式高速液压马达，行走液压系统压力一般采用中压，而马达的转速较高，最高时可以达到3000r/min。所以要求齿轮减速机构的传动比也比较大。这种传动

30、方式的部件通用化程度比较高，便于安装、使用和维修，但是轴向和径向尺寸均较大，对中小型液压挖掘机的最小轴距和最小离地间隙都有一定的限制。 低速大转矩马达和一级定轴齿轮减速机构一级定轴齿轮减速器安装在履带架上，大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上。这种方案的缺点是马达的径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高，使用寿命也低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的使用也爱到了限制。 斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构此机构析液压系统压力可以高达300MPa以上，马达转速一般在2200 r/min以内，双行星排具有较大的传动比，省去了定轴齿轮传动，结构紧凑，适合于专业化批量生产。其中共齿圈

31、式双行星排的结构有以下几种，如图3.5。比较上述三种典型方案：a图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的图为行星架输出，传动比、效率也较高；b图齿圈固定，这种结构设计较为复杂。因此本设计选择a图结构为减速器的传动方案。 （a）轴固定行星减速器 （b）齿圈固定行星减速器 图3.5 行星减速器3.2.3 减速器传动比的分配 由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级或多级减速器。此时就应考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸的大小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比： (1)使

32、各级传动的承载能力接近于相等； (2)使减速器的外廓尺寸和质量最小； (3)使传动具有最小的转动惯量； (4)使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。3.2.4 传动比公式推导对于a图的传动公式推导如下：其运动学方程为： （3-1） (3-2)因，和；求传动比。则可得 (3-3) (3-4)由（3-4）式得，代入（3-3）式可得 (3-5)可得 (3-6)则可得其传动比计算公式为 (3-7)3.3 行星减速器齿轮配齿与计算3.3.1 行星排齿轮的配齿根据型行星传动的外廓尺寸、安装条件以及传动比的分配原则，取,则，试取，则，根据同心条件可求得行星齿轮、的齿数为实际传动比为其传动比误差 满足传动比误

33、差要求。其配齿结果见表3.1。表3.1双行星排各齿轮齿数行星排数太阳轮a齿数齿圈b齿数行星轮c齿数行星轮数目第一行星排 15 90 37 3第一行星排 18 90 36 3 3.3.2 行星齿轮模数计算与确定齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮a和行星轮c均采用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为58-62HRC，根据图6-12和图6-27，取=1400,=340,中心齿轮a和行星轮c加工精度为六级，内齿轮b1和b2均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为217-259HRC，根据图6-11和图6-26可知，取=780,=420内齿轮b1和b2

34、的加工精度为7级。a 计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式（6-50），计算齿轮的模数为 (3-8)现已知15，=340。中心齿轮a1的名义转矩为，取算式系数，按机械设计表10-2取使用系数；按表6-4取综合系数=1.8；取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，由公式可得；由机械设计表10-5查得齿形系数，由机械设计表10-7查的齿宽系数；则所得的模数m为取齿轮模数为b. 计算低速级的齿轮模数m按弯曲强度的初算公式（6-50），计低速级齿轮的模数m为 (3-9) 现已知18，=420。中心齿轮a2的名义转矩=。取算式系数，按表6-6取使用系数; 按表6-4取综合系数=1.8；取接触

35、强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，由公式可得；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数为（mm）取齿轮模数为3.4 啮合参数计算(1)第一行星排 在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a1为 （2）第二行星排在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a2为 由此可见，高速级的标准中心距均不相等。且。因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件, 为了使该行星传动既能满足给定的传动比的要求，又能满足啮合传动的同心条件，即应使该齿轮副的啮合中心距相等，必须对该型行星传动进行角度变位。3.5变位系数的确定根据标准中心距之间的关系，现选取其啮合中心距为作为各齿轮副的公用中心距值。已知，,及压力角

36、,按公式（4-19）公式（4-22）计算该型行星传动角度变位的啮合参数。对各齿轮副的啮合参数计算结果见表。表型行星传动啮合参数计算 项目 计算公式齿轮副齿轮副中心距变动系数y啮合角变位系数和齿顶高变动系数重合度1.231.35 注：1.表内公式中的“”号，外啮合取“+”，内啮合取“-”。 2.表内公式中的为齿顶压力角，且有 。 确定各齿轮的变位系数。(1) 齿轮副 在齿轮副中，由于中心轮的齿数，和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的是避免小齿轮发生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式应采用角度变位的正传动，即 当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为按公式（4-38）求得中心轮的变位系数为 (3-10) 按公式（4-39）可得行星轮的变位系数为3.6 各行星排齿轮几何尺寸计算对于型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：3.6.1 第一排行星齿轮的几何尺寸项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径基圆直径顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合3.6.2 第二排行星齿轮的几何尺寸项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径