机械毕业设计-3Z型行星齿轮减速器设计【含CAD图纸】
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XX 大学学士学位论文 1 3Z 型行星齿轮减速器设计 摘要：这次毕业设计的内容是根据课题做一个行星齿轮减速器。通过比较，选用 3Z(II)型行星 齿轮减速器。 本次设计要完成的主要内容： 1. 确定传动方案 传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。 2. 设计计算 每级传动结构的设计计算，大致包括：传动比的分配、传动系统运 动学和动力学计算、传动零件的设计、 轴的设计计算与校核、 轴的选择与计算、 键连接的选择与计算、箱体的设计、 润滑与密封的选择和传动装置的附件说明 等。 3. 装配图以及各零件图的设计。 通过本次设计，可知行星齿轮减速器有着体积小、 质量小、 结构紧凑和传动效率 高等特点，但由于行星齿轮 减速器传动比大，力矩就比其它减速器结构小，行星 齿轮 减速器自锁角大止退性差而不适合启动用。 关键词：行星齿轮 减速器 设计计算 传动方案 指导老师签名： XX 大学学士学位论文 2 The design of 3Z planetary gear reducer Abstract: The content is based on graduate design to be a subject of planetary gear reducer. By comparing,3(II)Planetary gear reducer is selected . The design of the main elements to be completed: 1. Determine the transmission scheme Transmission scheme for the transmission ratio, including the identification and determination of transmission type. 2. Design calculations Transmission structure of each level of design and calculation, generally include: transmission ratio of the distribution, kinematics and dynamics calculation of transmission, transmission parts of the design, calculation and check of the design axis, the axis of the selection and calculation, and calculation of key connectivity options , cabinet design, lubrication and sealing selection and transmission of attachment descriptions. 3. Assembly drawing and the design of the part drawing. Through this design, known planetary gear reducer has a compact, small, compact and feature transmission efficiency, but because of planetary gear reducer transmission ratio, torque to gear structure than other small, self-locking planetary gear reducer Great angle and poor only retreat is not suitable for starting. Keywords: Planetary Gear Reducer Design calculations Transmission scheme Signature of Supervisor: XX 大学学士学位论文 3 目录 摘要I ABSTRACTII 1 绪论 1.1 课题研究的背景和意义1 1.2 行星齿轮减速器研究现状及发展动态1 1.3 本文研究的主要内容4 2 3Z（II）型行星齿轮减速器装置设计 2.1 已知条件5 2.2 设计计算5 2.2.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图5 2.2.2 配齿计算5 2.2.3 初步计算齿轮的主要参数6 2.2.4 啮合参数的计算7 2.2.5 几何尺寸计算9 2.2.6 装配条件的验算12 2.2.7 传动效率的计算13 2.2.8 结构设计14 2.2.9 齿轮强度验算22 3 总结 29 参考文献30 致谢31 附录32 XX 大学学士学位论文 4 1绪论 1.1 课题研究的背景和意义 “十一五”期间我国将按照国家储备与企业储备相结合，以国家储备为主的方 针，统一规划，分批建设国家战略石油储备基地。为了快速建立起我国独立的石油 储备基地，根据我国国情石油储备形式以大型工业油罐为主。 在使用大型油罐进行原油储备的过程中，遇到最关键的问题就是油泥的问题， 储运重未经提炼制的原油重平均约含 2.2%的油泥，即对一个 10 万立方的储罐来说， 灌满原油后其中约有 2200 立方的油泥成点在油罐底部。如不及时清除，再次加入原 油是油泥将继续累积在一起，形成硬块，为油罐的检查及清洗增加困难。而且数量 如此巨大的油泥存在于油罐底部，不经减小油罐的有效储存空间，降低储存周期寿 命，造成进出阀的阻塞，而且较厚的油泥层使浮顶灌的浮顶不能不下降到底而引起 浮顶倾斜，对储油安全造成威胁。因此大型原油储罐在建立时就必须增设油泥防止 和消除系统，以增加油罐的储油效率，提高储油安全性，减小清灌难度。 大型原油储罐灌底油泥的防止和消除方法主要是在灌内增加油泥的混合搅拌系 统，使油泥破碎细化，便于通过管线输出，我们选用了旋转喷射搅拌器。但是，其 喷嘴口径相对于大型储罐的直径而言是很小的，喷嘴固定是射流束的搅拌范围是有 限的，于是，在旋转喷射器入口处设置轴流涡轮，考循环油泵加压后的原油流动带 动轴流涡轮高速旋转，旋转的涡轮通过主轴带动结构上完全隔绝的传动箱内一系列 的减速传动使喷嘴缓慢旋转，而且通过传动箱内有关参数的选择来调节喷嘴旋转的 速度，是从喷嘴喷出的射流也随之缓慢旋转，射流可打击到油罐底周向任一位置的 油泥，实现彻底清除油泥，不留死角的功能。 可见，旋转喷射器中减速箱是工业油罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部 分。高速旋转的涡轮带动喷水嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连 接。 1.2 行星齿轮减速器研究现状及发展动态 行星齿轮传动与普通定州齿轮传动相比较，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，这些已经被我过越来越多的机械工 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种均有效地利用了功率 分流性和输入，输出地同轴性以及合理的采用了内啮合，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 XX 大学学士学位论文 5 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，船舶，兵和航空航天等工业部门获得了广泛的应用。 由于齿轮，轴，轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机 构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。 20 世纪末的 20 多年，世界齿轮技术有了很大的发展，铲平发展的总趋势是小 型化，高速化，低噪声，高可靠度。技术发展中最引人注目的是应吃面技术，功率 分支技术和模块化设计技术。 硬面齿轮技术到 20 世纪 80 年代在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件神探淬 火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于 IS01328-1975 的 6 级，综合承载能力为中硬齿面 调质齿轮的 4 倍，为软齿面齿轮的 5-6 倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重 量仅为软吃面齿轮减速器的 1/3 左右。 功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双份及多分支装置，如中心传 动的水泥磨主减速器，其核心技术是均载。 模块化设计技术队通用和标准减速器旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖 面需求的同时，尽量减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件产 生形成批量，降低成本，取得规模效益。 其他技术的发展还表现在理论研究（如强度计算，修形技术，现代设计方法的 应用，新齿形，新结构的应用等）更完善，更接近实际；普通采用各种优质合金钢 锻件；材料和热处理质量控制水平的提高；结构设计更合理；加工精度普遍提高到 ISO 的 4-6 级；轴承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检测手段 的提高等方面。 这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提高，产品越来越 完美。如非常粗略地估计一下，输出 100N m 转矩的齿轮装置，如果在 1950 年时重 10kg，到 80 年代就可做到仅为 1kg。 20 世纪 70 年代至 90 年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制，技术引进 到独立设计制造 3 个阶段。现在我国的设计制造能力基本可满足国内生产需要，设 计制造的最高参数：最大功率 44MW，最高线速度 168m/s，最高转速 67000r/min。 我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段， 从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在 20 世纪 80 年代末至 90 年代 初步推广硬齿面技术过程中，我们还做了解决“断轴” ， “选用”等一系列有意义的 XX 大学学士学位论文 6 工作。在 20 世纪 70-80 年代一直认为是国内重齿轮两大难题的“水泥磨减速器”和 “轧钢机械减速器”可以说已完全解决。 20 世界 80 年代至 90 年代初，我国相继制定了一批减速器标准，如 ZBJ1900488圆柱齿轮减速器 ，ZBJ1902690运输机械用减速器和 YB/T05093冶金设备用 YNK 齿轮减速器等几个硬齿面减速器标准，我国有自 己只是产权的标准，如 YB/T07995三环减速器 。按这些标准生产的许多产品的 主要技术指标均可达到或接近国外同类产品的水平，其中 YNK 减速器较完整地吸 取了德国 FLENDER 公司同类产品的特点，并结合国情做了血多改进与创新。 世界上一些工业发达国家，如日本，德国，英国，美国和俄罗斯等，对行星齿 轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化，传动性能，传动效率，转矩 和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星齿轮传动技术，如封闭行星 齿轮传动，行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备 中获得了成功的应用。 行星齿轮颤动在我已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自 20 世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入，系统的研究和试制工作。 无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均有了较大的成就，并获得 了血多的研究成果。 近十几年来，计算机技术，信息技术，自动化技术在机械制造中的广泛应用， 改变了执照也得传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益 生产，敏捷执照，智能执照等先进技术。形成了高精度，高效率的智能化圣餐先和 计算机网络化管理。 在 21 世纪成套件机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技 术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大为提高，从而推动了机械传 动产品多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精 致，美观。 CNC 机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设 计中的电子控制，液压传动，齿轮，带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传 动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。 工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速 箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面，高精度，高可靠度软启动，运行 监控，运行状态记录，低噪声，高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。 XX 大学学士学位论文 7 中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制，自动调速，多种控制与通讯 功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服器驱动， 已成为经年中小功率变速箱产品追求的目标。 随着我国航天，航空，机械，电子，能源及核工业等方面的快速发展和工业机 器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时， 随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将更会更加突出。 总之，当今世纪各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方面 发展。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； 二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。 减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业 水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。 1.3 本文研究的主要内容 我的工作就是结合涡轮的输入转速，喷嘴所需要的转速以及输出转矩等已知条 件设计一个满足要求的齿轮减速器 1、选择确定传动方案 传动方案的确定包括传动类型和传动简图的确定。此次 设计的减速器传动比达到 134，只有通过不断地比较和分析去合理的选择一种传动 方案，尽量降低减速器的体积和重量。 2、设计计算 每级传动机构的设计计算，都大致包括：传动比的分配，传动 系统运动学和动力学计算，传动零件的设计，轴的设计计算与校核，轴的选择与计 算，键连接的选择与计算，箱体的设计，润滑与密封的选择和传动装置 XX 大学学士学位论文 8 2 3Z（ II）型行星齿轮减速器装置设计 2.1 已知条件 设计某石油机械装置所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星传动的输入功率 P1=22KW，输入转速 n1=1500r/min，传动比 ip=134，允许的传动比偏差ip=0.01， 短期间断的工作方式，每天工作 16h，要求使用寿命 8 年；且要求该行星齿轮传动 结构紧凑、外廓尺寸较小和传动功率较高。 2.2 设计计算 2.2.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 根据上述要求：短期间断，传动比大，结构紧凑和外轮廓尺寸较小。据行星 齿轮传动设计个传动类型的工作特点可知，3Z 型适用于短期间断的工作方式，结 构紧凑，传动比大。为了装配方便，结构更加紧凑，适用具有单齿圈行星齿轮的 3Z(II)型行星齿轮传动较合理，其传动简图如图 1 所示。 图 1 3Z(II)型行星齿轮减速传动 2.2.2 配齿计算 根据 3Z（II）型行星传动的传动比 ip值和按其齿轮计算公式可求得内齿轮 b，e 和行星齿轮 c 的齿数 zb，z e和 zc。考虑到该行星齿轮传动的外轮廓尺寸较小， 故选择中心轮的齿数 za=15 和行星齿轮数目 np =3。为了使内齿轮 b 与 e 的齿数差尽 可能小，即应取 ze -zb= np。再将 za，n p和 ip值代入公式，则的内齿轮 b 的齿数 Zb 为 XX 大学学士学位论文 9 zb= 21 )z()1(z42 papapa nin 按以下公式可得内齿轮 e 的齿数 Ze为 ze = zb + np =69+3=72 因 ze-za=72-15=57 为奇数，应按如下公式求得行星轮 c 的齿数 Zc为 zc= （z e-za）-0.5= （72-15）-0.5=282121 再按传动比验算公式验算其实际的传动比 为baei ibae= = =134.4beabz1697215 + 其传动比误差 为i = = =0.0032 =34 和中心距 =64.5mm =0.1176minx 按如下公式可得到行星齿轮 c 的变位系数 cx = =0.5377-0.2732=0.2645cxa （2）b-c 齿轮副 在 b-c 齿轮副中， =28 =17， =412 =34 和czminbzcminz =61.5mm , - =442 =34 和czmineczmin mm 。由此可知，该齿轮副的变位目的是为改善啮合性能和修复啮合齿6aec 轮副。故其变位方式应采用高度变位，即 。则可得内齿轮 e 的变位0cecx 系数为 0.2645。cex 2.2.5 几何尺寸计算 对于该 3Z(II)型行星齿轮传动可按下面计算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见表 2。 表 2 3Z(II)型行星齿轮传动几何尺寸计算 项目 计算公式 a-c 齿轮 副 b-c 齿轮副 e-c 齿轮副 变 位系 数 x1=21x=0.271x32=0.262 45 =0.26451x =2.10222 =0.26451x =0.26452 分度 =1dmz=451d=841 =841d XX 大学学士学位论文 13 圆直 径 d=2mz=2072d=2072 =2162d 基圆 直径 bd =1bacos =2 =42.21b 862 =78.2bd 9342 =78.93421b =194.51642 =78.93421b =202.97362 节圆 直径 d =12a1z =212 =46.01 465 =85.92d 535 =90.14631 =222.14632 =841d =2162 外 啮 合 ) (1aayxhmd)(22aa52.1a 413 912ad .3608)(1a1axhmd)(22aayx12x 1a24.91587.9e2ad.齿顶圆直径 ad内啮 合 )(a1ahmd - e)(22a2ax2ad插 齿 ）(1fmC 3426.0e 1ad24.9587ead.1 XX 大学学士学位论文 14 2a21.5,zmxhe 外 啮 合 ) (1fxCda)(2fha1392.fd087.f齿根 圆 直 径 fd 内 啮 合 )(11f xma 用插齿刀加工 022daf 78.0871fd 224.71262f 78.0871fd 225.02042f 注：1.表内公式中， 为插齿刀的齿顶圆直径； 为插齿刀与被加工齿轮之间的中心距。02a 2.表中的径向间径 = ，其中 =7.6（1- ） / 。emhax2z 关于用插齿刀加工内齿轮，起齿根圆直径 的计算。2fd 已知模数 =3mm，插齿刀齿数 =25，齿顶高系数 =1.25，变位系数0z0ah =0（中等磨损程度） 。试求被插制内齿轮的齿根圆直径 。0x 2f 齿根圆直径 按下式计算，即2fd = +22fd0a2 式中 插齿刀的齿顶圆直径；0a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。2 = =3 25 =82.5（mm）0ad0xhmza025.13 现对内啮合齿轮副 b-c 和 e-c 分别计算如下。 （1）b-c 内啮合齿轮副（ ， =69）.2bz azxabinvtinv020 = =0.049683 20i569t1. 查表得 =02a79 =y 7021.129cos1cos020 azb XX 大学学士学位论文 15 加工中心距 为02a = （mm）02 1063.72.15693yzmb 按一下公式计算内齿轮 b 齿根圆直径为 =82.5+2 71.1063=224.7126mm（填入表 2 中） 02a2fd (2)e-c 内啮合齿轮副（ ， =72）2645.xez 仿上， =02invazinvt02 = =0.019001 20i57t64. 查表得 =02a31 = =02y1cos020aze 2534.01732cos57 = （mm）02a 6.4.0302yme 则得内齿轮 e 的齿根圆直径为 mm（ 填入表 2 中）2.56.715.802a2f d 2.2.6 装配条件的计算 对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件 邻接条件 按如下公式验算其邻接条件，即 pnadsi2cc 将已知的 、 和 值代入上式，则得acdpn 91.3608mm ,故该 3Z(II)行星传动的传动功率216edbde 可采用如下公式进行计算，即bae = baexbebaepi198.0 已知 和 =69/15=4.64.13baei abzp/ 其啮合损失系数 xmebxe 和 可按如下公式计算，即有xmbe =2.3 xmbbczf1 =2.3xeecf 取齿轮的啮合摩擦因数 ，且将 、 和 代入上式，可得1.0mfczbez =2.3xb048.6928 XX 大学学士学位论文 17 =2.3xme052.7128.0 即有 =0.00488+0.00502=0.0099xebxe 所以，其传动效率为 =bae80.9.16.4380 可见，该行星齿轮传动的效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。 2.2.8 结构设计 输入端 根据 3Z(II)行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其 进行具体的结构设计。首先应确定中心轮 a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以， 轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；既将中心轮 a 与输入轴连成一个整体。且按该行 星的输入功率 P 和转速 n 的初步估算输入轴的直径 ，同时进行轴的结构设计。为Ad 了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下， 轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 按公式 =112 =27mm 30minpcd31502 按照 3-5增大，试取为 30mm,带有单键槽的输入轴直径确定为 30mm,再过台 阶 为 36mm 满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。可知1 为 45mm,宽度为 135mm。根据轴承的选择确定轴肩 为 52mm， 为 38 mm。2 3d4d 如附图。 输出端 根据 =112 =50mm30minpcdin1 带有单键槽，与齿轮 e 同体相连作为输出轴。取 为 57mm，选择 16X10 的键1d 槽。如附图所示 XX 大学学士学位论文 18 内齿轮的设计 （1）内齿轮 b 采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。其尺寸如上 已算出，图形如附图。 （2）内齿轮 e 采用齿轮轴设计，既将轮 e 与输出轴连成一个整体。且按该轮的 输入功率 P 和转速 n 的初步估算输出轴的直径 ，同时进行轴的结构设计。总之，d 在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 转臂的设计 一个结构合理的转臂 x 应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动 平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。 对于 3Z(II)型中的转臂 x 不承受外力矩的作用，也不是行星传动的输入或输出构件 （此时它不是基本构件） ，故采用双侧板整体式转臂（其侧板两端无凸缘） 。 双侧板 整体式转臂，可采用连接板将两块侧板连接在一起。整体式转臂的毛皮是采用锻造 或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已将两侧板与连接板制成一个整体。 转臂 x 中 所需连接板得数目一般应等于行星齿轮数 。壁厚为 =pna3.02 mm 取壁厚为 15，其中 为实际啮合中心距。沟槽宽度为8.192.36.02a 80mm。外圆直径 2 =168mm，取外圆直径 170mm。如附图所示。Dcd 转臂 X1 上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差 可按公式计算，先已af 知高速级的啮合中心距 a=66mm，则得 0.0323（mm） 106833afa 取 =32.3afm 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 按公式计算，即1065.43105.431 036.24. 取 0.0300=30 m 转臂 X1 的偏心误差 为孔距相对偏差 的 ，即 =15xe12xe1m 先已知低速级的啮合中心距 a=66mm，则得 XX 大学学士学位论文 19 =0.0323（mm） 1068 33afa 取 =32.3am 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 按公式计算，即1065.4305.431a 036.24. 取 0.0300=301m 转臂 X1 的偏心误差 为孔距相对偏差 的 ，即xe12mx52 箱体及前后机盖的设计 按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不剖分机体，为整 体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸 造机体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材 料选为灰铸铁 7。如附图所示 壁厚 40.566tdmKT 机体表面的形状系数 取 1t 与内齿轮直径有关的系数 取 2.6d d _作用在机体上的转矩T 标准件及附件的选用 螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设 计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据 GB1161-89 的长形油标的参数来设 计。 行星齿轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以便保证该行星齿轮 c 与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 e 相啮合。在每个行星轮 的内孔中，可以安装两个滚动轴承来支撑着。而行星齿轮轴在安装到转臂 x 的侧板 上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。 由于该 3Z 型行星传动的转臂 x 不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构 XX 大学学士学位论文 20 件；而且还具有 个行星轮。因此，其转臂 x 采用了双侧板整体式的结构型式。3pn 该转臂 x 可以采用两个向心球轴承支承在中心轮 a 的轴上。 转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 可按如下公式计算。现af 已知啮合中心距 mm，则得6a （mm）032.168033af 取 mfa32 各行星轮轴孔的孔距先对偏差 可按以下公式计算，即11)(036.24.065.430)5.4( ma 取 =0.030mm=30 m1 转臂 x 的偏心误差 约为孔距相对偏差 的 1/2,即xe1 =15 m21 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条 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（或装配图） 。 2.2.9 齿轮强度验算 由于 3Z(II)型行星齿轮齿轮传动具有短期间间断的工作特点，且具有结构紧凑、 外轮廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强 度条件公式进行校核计算，即 Fp 首先按以下公式计算齿轮的齿根应力，即 FpVAFoK 其中，齿根应力的基本值 可按以下公式计算，即 =FoYbmSat 许用齿根应力 可按以下公式计算，即p = FXRrelTlFNTSlim XX 大学学士学位论文 21 现将该 3Z(II)行星传动按照三个齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 分别验算如下。 a-c 齿轮副 名义切向力 。tF 中心轮 a 的切向力 = 可按如下公式计算；已知 Nm, 和tca .140aT3pn mm。则得047.6ad （N）2847.063120adnTpt 有关系数。 a使用系数 。AK 使用系数 按中等冲击查表得 =1.5AK b.动载荷系数 。V 先按下式计算轮 a 相对于转臂 x 的速度，即 x190-and 其中 （m/s）xn86.27.45ap 所以 （m/s）1907.639. 已知中心轮 a 和行星齿轮 c 的精度为 6 级，即精度系数 C=6；再按下公式计算 动载荷系数 ，即VK =V BAx20 式中 B=0.25 =67.05C5.67. A=50+56 9.11B 则得 = VK6.032095.2 中心轮 a 和行星轮 c 的动载荷系数 =1.06VK c.齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 可按下式计算，即 XX 大学学士学位论文 22 =1+FKFb1 查表得 1F =ad.503.7046. 查表得 ，代入上式，则得.31b =1+（1.3-1） 1=1.3FK d.齿间载荷分配系数 。a 齿间载荷分配系数 查表得F =1.1a e.行星轮间载荷分配系数 。FpK 行星轮间载荷分配系数 按下式计算 即 =1+1.5Fp1Hp 已取 ，则得 2.1HpK =1+1.5 =1.3Fp2. f.齿形系数 。aY 齿形系数 查得 。F 8.521a3.2aFY g.应力修正系数 。SY 应力修正系数 查得a 3.61S3.712aSY h.重合度系数 。Y 重合度系数 可按下式计算，即 = =0.25+ac5.70.28.70.41 i.螺旋角系数 。Y 螺旋角系数 查得 =1 XX 大学学士学位论文 23 因行星轮 c 不仅与中心论 a 啮合，且同时与内齿轮 b 和 e 相啮合，故取齿宽 b=60mm。 计算齿根弯曲应力 。F 按下式计算齿根弯曲应力 ，即 =1Fp1a FaVASt KYbm = （N/mm 2）109.3.160.518.7036.52608 （N/mm 2）52F 取弯曲应力 =110N/mm2 计算许用齿根应力 Fp 按以下公式计算许用齿根应力 ，即Fp =Fp XRrelTlNTSYYlim 已知齿根弯曲疲劳极限 =340 N/mm2liF 由查表得最小安全系数 。6.1li 式中各系数 、 、 、 和 取值如下。STYNrelTRrelTYX 应力系数 ，按所给定的 区域图取 时，取 =2。 limFlimFSTY 寿命系数 由下式计算，即T =NTY02.613L 式中应力循环次数 由表相应公式计算，且可按照每年工作 300 天，每天工作L 16 小时，即 =60 60 =1.06Ltnpxa-386.27150910 则得 = =0.89NTY.96.3 齿根圆角敏感系数 查得 =1。relrelT 先对齿根表面状况系数 按表中对应公式计算，即Rl =1.674-0.529relTY1.0ZR 取齿根表面微观不平度 =12.5 m，代入上式得Z XX 大学学士学位论文 24 =1.674-0.529 =0.98RrelTY1.052 尺寸系数 按表中相对应公式计算，即X =1.05-0.01 =1.05-0.01 =1.02nm3 代入下公式可得许用齿根应力为 =378（N/mm 2）02.198.026.134Fp 因齿根应力 =110 N/mm2小于许用齿根应力 =378 N/mm2，即 。所以，FpFp a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 b-c 齿轮副 在内啮合齿轮副 b-c 中只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度，即仍按公式计算 其齿根弯曲应力 及按公式计算许用齿根应力 。已知 ， =260 2FFp692bzFlin N/mm2。 a使用系数 。AK 使用系数 按中等冲击查表得 =1.11AK b.动载荷系数 。V 先按下式计算轮 a 相对于转臂 x 的速度，即 x190-and 其中 （m/s）xn86.27.45ap 所以 （m/s）1907.639. 已知中心轮 a 和行星齿轮 c 的精度为 6 级，即精度系数 C=6；再按下公式计算 动载荷系数 ，即VK =V BAx20 式中 B=0.25 =67.05C5.67. A=50+56 9.11B 则得 XX 大学学士学位论文 25 = VK6.2132095.0 中心轮 a 和行星轮 c 的动载荷系数 =1.26VK c.齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 可按下式计算，即 =1+Fb1 查表得 1F =bda.50096.27. 查表得 ，代入上式，则得.31b =1+（1.3-1） 1=1.3FK d.齿间载荷分配系数 。a 齿间载荷分配系数 查表得F =1.1a e.行星轮间载荷分配系数 。FpK 行星轮间载荷分配系数 按下式计算 即 =1+1.5Fp1Hp 已取 ，则得 1HpK =1+1.5 =1Fp f.齿形系数 。aY 齿形系数 查得 。F 8.521a053.2aFY g.应力修正系数 。SY 应力修正系数 查得a 3.61S65.2aSY h.重合度系数 。Y 重合度系数 可按下式计算，即 XX 大学学士学位论文 26 = =0.25+Yac5.70.26.70.41 i.螺旋角系数 。 螺旋角系数 查得 =1Y 通过查表或采用相应公式计算，可得到取值与外啮合不同的系数为 ,1.VK , ， ， ， =2.65， ,26.1FK1.2FaFpK053.2Fa2SaY76.02 =1.03 和 。代入上式则得90NTYrelT1.XY22a2 FpaFVASFtF Kbm = （N/mm 2）108.61.516.7053.608 取 N/mm2F （N/mm 2）3051.9803.16.1limpXRrelTlNTSFYY 可见， ，故 b-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。2p e-c 齿轮副 仿上，e-c 齿轮副只需要校核内齿轮 e 的齿根弯曲强度，即仍按以上公式计算 和 。仿上，与内齿轮 b 不同的系数为2Fp 和 =0.68。代入上式，则得.01KY 2F p2a FaVASFt KYbm = 98（N/mm 2）1.026.1.58.6053.608 因 N/mm21F 取 N/mm2 （N/mm 2）3051.9803.16.0limp XRrelTlNTSFYY 可见， ，故 e-c 齿轮副满足弯曲强度条件。2p XX 大学学士学位论文 27 3总结 此次毕业设计
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