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悬浮均载行星齿轮减速器结构设计【7张CAD图纸和说明书】,7张CAD图纸和说明书,悬浮,行星,齿轮,减速器,结构设计,cad,图纸,以及,说明书,仿单

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SY-025-BY-10优秀毕业设计（论文）推荐表题 目悬浮均载行星齿轮减速器结构设计类别学生姓名系、专业、班级指导教师职 称教授设计成果明细：答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 系部公章： 年 月 日备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文或毕业设计SY-025-BY-1毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称悬浮均载行星齿轮减速器结构设计课题适用专业车辆工程、交通运输课题类型X 课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。）一、主要内容：设计一种履带式工程机械的动力差速式转向装置。该转向机构主要包括一个转向差速机构、一个液压泵、一个液压转向马达和转向控制器，它将转向和差速和为一体，简化了机械的结构，提高了机械的使用性能。该机构具有差速性的同时，还具有差速锁的效果，并具有降速增扭的功能，大大提高了履带车辆行驶通过性和转向性能。该转向机构两个动力输入，一个大部分功率经过变速系统输入中央主传动提供车辆前进速度和方向，另一个通过转向液压泵-变量马达来控制转向。该机构利用液压马达输入的功率来通过差速来提高一侧履带的速度的同时降低另一侧履带的转速，结果因为两侧履带的转速差而实现转向。二、意义：履带式工程机械的转向机构普遍采用单功率流的转向离合器和制动器，两者相配合，使两侧履带以不同速度行驶，实现转向。这种结构非常简单，同时也易于实现转向，但是要实现小半径转向时需借助摩擦元件的打滑来实现，降低摩擦元件的使用寿命。本设计的转向机构不但具有结构性好、没有摩擦元件、寿命长、效率高、工作可靠、布置简便等特点外，而且在工作性能上它不是通过部分或全部切断一侧履带的动力来制动一侧驱动轮来实现转向的，而是两侧履带始终传递动力，这样可很好地实现动力转向，基本上消除了履带的打滑现象，充分利用了发动机输出能量。三、现有条件：实验室试验设备，计算机和相关资料。四、预期成果及表现形式：差速式动力转向机构。差速式动力转向机构整体装配图A0图纸一张，行星架A0图纸一张，若干零件图，图纸量共计为A05图纸4张，计算说明书字数大于1.5万字。 指导教师签字： 年 月 日教研室意见1选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差2对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差3选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差4论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差5课题预计工作量较大适中较小6课题预计难易程度较难一般较易 教研室主任签字： 年 月 日系（部）教学指导委员会意见： 负责人签字： 年 月 日注：课题类型填写 W.科研项目；X.生产（社会）实际；Y.实验室建设；Z.其它。SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称一、课题研究现状、选题目的和意义 随着科学技术的飞速发展，机械和汽车工业都在软件和硬件方面有了长足的进步。工程机械车辆，它广泛应用于建筑、水利、矿山、筑路、港口、军事建设等工程之中。作为重要工程车辆之一的工程牵引车，它的的历史几乎与交通工具上采用机械动力一样历史悠久。近年来的研究结果表明,牵引车在港口、铁道、矿山等部门得到了广泛的应用，冲击压路机以其良好的压实性能正逐渐被施工部门所接受。行星齿轮传动的减速器在减速器行业中应用非常广泛。由于行星齿轮传动采用功率分流，由数个行星轮承担载荷，采用合理的内啮合传动。与定轴传动相比，具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高之优点。行星齿轮传动是一种新型高效的传动型式，它与普通定轴齿轮传动相比有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。由一系列齿轮组成的传动装置称齿轮机构或轮系，是应用最广泛的机械传动形式之一。根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，可将轮系分为下列几种基本类型：1、定轴轮系当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。 2、周转轮系当轮系运转时，若组成轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而绕着另一个齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。 周转轮系的组成：（1）行星轮 在周转轮系中作自转和公转运动。（2）转臂 支承行星轮并使其公转的构件。（3）中心轮 与行星轮相啮合而其轴线又与主轴线相重合的齿轮。通常又将最小的外齿中心轮称为太阳轮，而将固定不动的中心轮称为支持轮（内齿轮）。（4）构件转臂H绕其转动的轴线称为主轴线。凡是轴线与主轴线重合而又承受外力矩的构件称为基本构件。周转轮系按其平面机构自由度的数目，可分为行星轮系和差动轮系两种。1、行星轮系将周转轮系的中心轮之一固定于机壳，其他两个基本构件分别为主动构件和从动构件的结构，都是行星轮系。2、差动轮系周转轮系三个基本构件都可以转动时就成为差动轮系。拥有两个中心轮（2K）、一个转臂（H）的行星齿轮传动机构的代号为2K-H。根据手册及多年来工厂的长期实践，选择NGW型（行星齿轮减速器标准JB/T6502-1993），其中按首字汉字拼音N内啮合，W外啮合，G内外啮合公用行星齿轮，该类型由内啮合和公用行星轮组成。它的结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高，然而传动比小。但NGW型能多级串联从而形成传动比大的轮系，这样便克服了单级传动比较小的缺点。（1）NGW型 该型由内外和公用行星齿轮组成。（2）NW型 该型由一对内啮合和一对外啮合组成。由于把行星轮做成双联轮，使其为双排内外啮合而没有公用齿轮。（3）WW型 该型由双排两对外啮合齿轮组成。其突出特点是能通过调整四个齿轮的齿数，轻而易举的得到1.2至数千范围的传动比.但效率低。（4）NN型 该型由双排两对内啮合齿轮组成，通过调整行星齿轮与中心轮的齿数关系，可以得到的传动比范围较大，但效率低。（5）NUWGW型 该型由两对外啮合锥齿轮组成，有一个公用行星轮。2、 设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题（1）确定悬浮均载减速器总体设计方案与减速器悬浮均载原理；（2）选择悬浮均载减速器基本参数，确定行星齿轮传动类型；（3）确定悬浮均载减速器各零件结构形式；（4）悬浮均载减速器初步设计与校核；（5）悬浮均载减速器的总体设计；（6）悬浮均载减速器的零件设计三、技术路线（研究方法）1、研究调查；2、牵引车总体方案确定；3、牵引车主要参数确定；4、牵引车底盘传动设计；5、减速器方案确定；6、减速器主要参数确定；7、减速器主要参数计算；8、完成CAD绘图；9、编写说明书。4、 进度安排（1）第12周（2011年2月28日2011年3月13日） 调研、开题报告，开题答辩（2）第34周（2014年3月14日2011年3月27日） 总体传动方案确定，各级传动比计算及常啮齿轮齿数分配（3）第56周（2011年3月28日2011年4月10日） 各档位齿轮设计计算及输入轴、输出轴的设计及校核（4）第79周（2011年4月11日2011年5月1日） 减速器装配草图设计（5）第1011周（2011年5月2日2011年5月15日） 减速器正式装配图设计（6）第1213周（2011年5月16日2011年5月29日） 零件图设计（7）第1415周（2011年5月30日2011年6月12日） 编写设计说明书（8）第16周（2011年6月13日2011年6月19日） 设计审核、修改（9）第17周（2011年6月20日2011年6月26日） 毕业设计答辩准备及答辩5、 参考文献1 陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，19942 高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，19903 刘海江，于信汇，沈斌.汽车齿轮M.上海：同济大学出版社，1997 4 王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，20045 刘惟信.汽车设计M.北京：清华人学出版社，20016 徐 灏.机械设计手册M.北京：机械工业出版社，1991 7江渡，陈世刚，马铁强基于Pro/E的行星齿轮减速器三维参数化CAD系统，机械设计，2006年第23卷第02期8陈广生等新型Q2NQY1型牵引车研制，邵阳学院学报，2005.29 张淳等NGW行星减速器的参数化程序设计，机械传动，2005第29卷 第05期10 高学径，马文瑾紧凑结构NGW型行星减速器的设计，凿岩机械气动工具，2007年第04期11 Masahiko Hurishige, Takayuki Kifuku, Noriyuki Inoue. A Control Strategy to Reduce Steering Torque for Stationary Vehicles Equipped With EPS. Mitsubishi Electric Cop12 Zuo Li, Wu Wenjiang, Study on Stability of Electric Power Steering System 13 Moriwaki, K，On automatic motion control with optimization，SICE 2003 Annual Conference六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 悬浮均载行星齿轮减速器结构设 院 系 名 称: 专 业 班 级: 学 生 姓 名: 导 师 姓 名: 开 题 时 间: 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车工程系专业、班级指导教师姓名职称从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称一、课题研究现状、选题目的和意义作为汽车的一个重要组成部分, 汽车转向系统是决定汽车主动安全性的关键总成, 如何设计汽车的转向特性, 使汽车具有良好的操纵性能, 始终是各汽车生产厂家和科研机构的重要研究课题。特别是在车辆高速化、驾驶人员非职业化、车流密集化的今天, 针对更多不同水平的驾驶人群, 汽车的操纵设计显得尤为重要。汽车转向系统经历了纯机械式转向系统、液压助力转向系统、电动助力转向系统3 个基本发展阶段。1)纯机械式转向系统,由于采用纯粹的机械解决方案, 为了产生足够大的转向扭矩需要使用大直径的转向盘, 这样一来, 占用驾驶室的空间很大, 整个机构显得比较笨拙, 驾驶员负担较重, 特别是重型汽车由于转向阻力较大,单纯靠驾驶员的转向力很难实现转向, 这就大大限制了其使用范围。但因结构简单、工作可靠、造价低廉, 目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用。2)液压助力转向系统,1953 年通用汽车公司首次使用了液压助力转向系统, 此后该技术迅速发展, 使得动力转向系统在体积、功率消耗和价格等方面都取得了很大的进步。80 年代后期, 又出现了变减速比的液压动力转向系统。在接下来的数年内, 动力转向系统的技术革新差不多都是基于液压转向系统, 比较有代表性的是变流量泵液压动力转向系统( Variable Displacement Power Steering Pump) 和电动液压助力转向( Electric Hydraulic PowerSteering, 简称EHPS) 系统。变流量泵助力转向系统在汽车处于比较高的行驶速度或者不需要转向的情况下, 泵的流量会相应地减少, 从而有利于减少不必要的功耗。电动液压转向系统采用电动机驱动转向泵, 由于电机的转速可调, 可以即时关闭, 所以也能够起到降低功耗的功效。液压助力转向系统使驾驶室变得宽敞, 布置更方便, 降低了转向操纵力, 也使转向系统更为灵敏。由于该类转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力, 目前在部分乘用车、大部分商用车特别是重型车辆上广泛应用。但是液压助力转向系统在系统布置、安装、密封性、操纵灵敏度、能量消耗、磨损与噪声等方面存在不足。3)汽车电动助力转向系统(EPS),EPS 在日本最先获得实际应用, 1988 年日本铃木公司首次开发出一种全新的电子控制式电动助力转向系统, 并装在其生产的Cervo 车上, 随后又配备在Alto 上。此后, 电动助力转向技术得到迅速发展, 其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。日本的大发汽车公司、三菱汽车公司、本田汽车公司, 美国的Delphi公司, 英国的Lucas 公司, 德国的ZF 公司, 都研制出了各自的EPS。EPS 的助力形式也从低速范围助力型向全速范围助力型发展, 并且其控制形式与功能也进一步加强。日本早期开发的EPS 仅低速和停车时提供助力, 高速时EPS 将停止工作。新一代的EPS 则不仅在低速和停车时提供助力, 而且还能在高速时提高汽车的操纵稳定性。随着电子技术的发展, EPS 技术日趋完善, 并且其成本大幅度降低, 为此其应用范围将越来越大。4)线控转向系统,线控转向系统( Steering by Wire-SBW) 是更新一代的汽车电子转向系统, 线控转向系统与上述各类转向系统的根本区别就是取消了转向盘和转向轮之间的机械连接。该系统具有两个电机:路感电机和驱动电机。路感电机安装在转向柱上, 控制器根据汽车转向工况控制路感电机产生合适的转矩, 向驾驶员提供模拟路面信息。驱动电机安装在齿条上, 汽车的转向阻力完全由驱动电机来克服, 转向盘只是作为转向系统的一个转角信号输入装置。线控转向系统能够提高汽车被动安全性, 有利于汽车设计制造, 并能大大提高汽车的乘坐舒适性。但是由于转向盘和转向柱之间无机械连接, 生成让驾驶员能够感知汽车实际行驶状态和路面状况的“路感”比较困难; 且电子器件的可靠性难以保证。所以线控转向系统目前处于研究阶段, 只配备在一些概念汽车上。汽车转向技术的发展趋势助力转向系统经过几十年的发展, 技术日趋完善。今后, 电动助力转向系统将进一步成熟, 线控转向系统将成为我们研究的努力方向。纯机械式转向系统结构简单、工作可靠、造价低廉, 目前在一部分转向操纵力不大、对操控性能要求不高的微型轿车、农用车上仍有使用;液压助力转向系统技术成熟、能提供大的转向操纵助力, 在重型车辆上广泛应用; EPS 以其特有的优越性而得到青睐, 它代表着未来动力转向技术的发展方向, EPS 将作为标准配置装备到汽车上, 未来一段时间在动力转向领域占据主导地位; 而SBW 由于有利于提高汽车被动安全性、有利于汽车设计制造、有利于提高汽车乘坐舒适性和汽车操控稳定性等原因, 将成为动力转向系统的发展方向。汽车的转向系统的性能是汽车的主要性能之一，直接影响到汽车的操纵稳定性，它对于确保车辆的安全行驶、减少交通事故以及保护驾驶员的人身安全、改善驾驶员的工作条件起着重要的作用。如何合理地设计转向系统，使汽车具有良好的操作性能，始终是设计人员的重要研究课题。在本次毕业设计中选择的是机械式转向系统，选择的是能将滑动摩擦通过钢球转变成滚动摩擦的循环球式转向器。2、 设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题转向系设计的基本内容： 本设计的题目是轻型货车转向系的设计。以循环球式转向器的设计为中心，一是汽车总体构架参数对汽车转向的影响；二是机械转式向器的选择；三是转向传动机构的选择；四是梯形结构设计。因此本设计在考虑上述要求和因素的基础上研究利用转向盘的旋转带动传动机构，通过万向节带动蜗杆轴旋转，蜗杆轴与扇形齿轮啮合，通过安装在扇形轴上的转向臂向转向拉杆机构传递操作力，实现转向。 (1) 汽车总体参数的确定 (2) 转向系主要性能参数确定 (3) 转向系的选择 (4) 转向传动机构的选择 (5) 转向梯形的选择 (6) 转向系的设计计算 (7) 用CAD画装配图和零件图，合计3张零号图拟解决的主要问题：此次设计针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。在轻型货车转向系统设计中，主要是对转向器和转向梯形的设计，因此，利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对汽车总体参数进行确定，在此基础上，对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构（主要是转向梯形）进行设计，最后，利用软件AUTOCAD完成其设计图纸。转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆钢球螺母传动副的设计和齿条齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。再通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一个四杆机构对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。三、技术路线（研究方法）完成说明书的编写完成CAD绘图转向系的选择转向系主要性能参数选择转向系结构元件整体式转向梯形结构优化设计转向器的结构型式选择及其设计计算转向系的设计计算转向传动机构的选择转向梯形的选择汽车转向系方案的选择轮胎的确定发动机的确定汽车主要参数的确定汽车形式的确定汽车总体参数的确定 开题报告 调查研究四、进度安排 (1) 收集资料，调研，撰写开题报告 第一周 (2) 周四交开题报告，实习了解转向系统的构造 第二周 (3) 完成各参数的设计、计算和校核工作，至少应有装配图的草图 第三周-第七周 (4) 中期检查，画装配图和零件图 第八周 (5) 画装配图和零件图，编写说明书 第九周-第十一周 (6) 交毕业设计说明书和装配图、零件图，修改 第十二周 (7) 毕业设计指导教师审核 第十三周 (8) 毕业设计修改 第十四周 (9) 毕业设计评阅教师评阅或预审 第十五周(10) 毕业设计修改 第十六周(11) 毕业设计答辩 第十七周五、参考文献 1 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001 2 陈家瑞.汽车构造M.北京：人民交通大学出版社，2008 3 王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，2008 4 李庆华.材料力学M.成都：西南交通大学出版社，2006 5 余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2008 6 刘朝儒.机械制图M.北京：高等教育出版社，2001 7 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册M：基础篇.北京：人民交通出版社，2001 8 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册M：设计篇.北京：人民交通出版社，2001 9 季学武.动力转向系统的发展与节能J.世界汽车，2001,1010 徐梁征，肖成永等.汽车列车系统稳定性分析及控制系统仿真J.计算机仿真，2003,1211 宋晓琳，徐成，殷其华.汽车转向器总成性能试验数据处理系统J.汽车科技，2002,512 丁礼灯，杨家军等.汽车动力转向器转向力矩的分析与计算J.三峡大学学报 ( 自然 科学版)，2001,313 王玉梅，岳静等.微型汽车循环球式转向器齿扇设计参数分析J.长春工业大学学报.2006,26（2）：14514714 钟兵.低速汽车转向系设计J.山东五征集团汽车研究所.2006，4（3）：545515 邱峰.汽车转向系统的发展趋势与关键技术J.轻型汽车技术，2001,516 Masahiko Hurishige, Takayuki Kifuku, Noriyuki Inoue. A Control Strategy to Reduce Steering Torque for Stationary Vehicles Equipped With EPS. Mitsubishi Electric Cop17 Zuo Li, Wu Wenjiang, Study on Stability of Electric Power Steering System 18 Moriwaki, K，On automatic motion control with optimization，SICE 2003 Annual Conference六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计（论文）任务书学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称悬浮均载行星齿轮减速器结构设计一、设计（论文）目的、意义履带车辆的转向机构是重要的总成之一，其性能的优劣直接影响着车辆的转向机动性和生产效率。因此对性能优良的转向机构的研究一直是车辆工程领域的重要研究课题。履带式工程机械的转向机构普遍采用单功率流的转向离合器和制动器，两者相配合，使两侧履带以不同速度行驶，实现转向。这种结构非常简单，同时也易于实现转向，但是要实现小半径转向时需借助摩擦元件的打滑来实现，降低摩擦元件的使用寿命。本设计的转向机构不但具有结构性好、没有摩擦元件、寿命长、效率高、工作可靠、布置简便等特点外，而且在工作性能上它不是通过部分或全部切断一侧履带的动力来制动一侧驱动轮来实现转向的，而是两侧履带始终传递动力，这样可很好地实现动力转向，基本上消除了履带的打滑现象，充分利用了发动机输出能量。通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法） 1.主要研究内容（1）引车用悬浮均载行星齿轮减速器的工作原理分析和总体结构方案设计；（2）悬浮均载行星齿轮减速器总体设计；（3）悬浮均载机构等零件的设计；（4）该行星齿轮减速器的经济性和社会效益评价。2.技术要求Q2NQY-1型工程牵引车参数：柴油机参数工程车参数额定功率60KW最大牵引力30KN额定转速2200r/min最大牵引质量180t最大扭矩291Nm运行速度2.5km/h自重6500kg3.拟解决的主要问题（1）确定悬浮均载减速器总体设计方案与减速器悬浮均载原理；（2）选择悬浮均载减速器基本参数，确定行星齿轮传动类型；（3）确定悬浮均载减速器各零件结构形式；（4）悬浮均载减速器初步设计与校核；（5）悬浮均载减速器的总体设计；（6）悬浮均载减速器的零件设计 三、设计（论文）完成后应提交的结果1.计算说明部分 1.5万字设计计算说明书一份。2.图纸部分（1）整体装配图 A0 一张； （2）输入轴、输出轴、零件图 A2两张； （3）其他重要零件图合计A0 一张四、设计（论文）进度安排（1）第12周（2011年2月28日2011年3月13日） 调研、开题报告，开题答辩（2）第34周（2014年3月14日2011年3月27日） 总体传动方案确定，各级传动比计算及常啮齿轮齿数分配（3）第56周（2011年3月28日2011年4月10日） 各档位齿轮设计计算及输入轴、输出轴的设计及校核（4）第79周（2011年4月11日2011年5月1日） 减速器装配草图设计（5）第1011周（2011年5月2日2011年5月15日） 减速器正式装配图设计（6）第1213周（2011年5月16日2011年5月29日） 零件图设计（7）第1415周（2011年5月30日2011年6月12日） 编写设计说明书（8）第16周（2011年6月13日2011年6月19日） 设计审核、修改（9）第17周（2011年6月20日2011年6月26日） 毕业设计答辩准备及答辩五、主要参考文献（非教材、手册，近五年）1 陈家瑞.汽车构造(上，下册) M.北京：人民交通出版社，19942 高维山.变速器M.北京：人民交通出版社，19903 刘海江，于信汇，沈斌.汽车齿轮M.上海：同济大学出版社，1997 4 王望予.汽车设计（第四版）M.北京：机械工业出版社，20045 刘惟信.汽车设计M.北京：清华人学出版社，20016 徐 灏.机械设计手册M.北京：机械工业出版社，1991 7江渡，陈世刚，马铁强基于Pro/E的行星齿轮减速器三维参数化CAD系统，机械设计，2006年第23卷第02期8陈广生等新型Q2NQY1型牵引车研制，邵阳学院学报，2005.29 张淳等NGW行星减速器的参数化程序设计，机械传动，2005第29卷 第05期10 高学径，马文瑾紧凑结构NGW型行星减速器的设计，凿岩机械气动工具，2007年第04期六、备注指导教师签字： 年 月 日教研室主任签字： 年 月 日SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期地点指导方式指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期年 月 日迄今已进行 周剩余 周学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称教授从事专业是否外聘是否题目名称东风轻型货车转向系统设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容存在问题及努力方向学生签字： 指导教师意 见 指导教师签字： 年 月 日教研室意 见教研室主任签字： 年 月 日毕业设计指导教师评分表学生姓名院系专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称悬浮均载行星齿轮减速器结构设计序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力205计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）106插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）58科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度10得 分 X= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）工作态度： 好 较好 一般 较差 很差研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 指导教师签字： 年 月 日毕业设计答辩评分表学生姓名专业班级指导教师职 称题目悬浮均载行星齿轮减速器结构设计答辩时间月 日 时答辩组成员姓名出席人数序号评 审 指 标满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度102设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力103应用文献资料、计算机、外文的能力104设计说明书撰写水平、图纸质量，设计的规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）、实用性、科学性和创新性155毕业设计答辩准备情况56毕业设计自述情况207毕业设计答辩回答问题情况30总 分 Z= 答辩过程记录、评语：自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 答辩组长签字： 年 月 日毕业设计评阅人评分表学生姓名专业班级指导教师姓名职称教授题目悬浮均载行星齿轮减速器结构设计评阅组或预答辩组成员姓名出席人数序号评 价 项 目满分得分1选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度102题目工作量；题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度103综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力154设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力255计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力）156插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性207设计规范化程度（设计栏目齐全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 评 语：（参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点）回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱工作量： 大 较大 适中 较少 很少说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差成果质量（设计方案、设计方法、正确性）好 较好 一般 较差 很差其他： 评阅人或预答辩组长签字： 年 月 日本科学生毕业设计悬浮均载行星齿轮减速器结构设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Planetary Gear Reducer with Floating Balance for Engineering Hauling Vehicles Candidate： Specialty： Class： Supervisor：SY-025-BY-9毕业设计（论文）成绩评定表学生姓名性别系部专业班级设计（论文）题目悬浮均载行星齿轮减速器结构设计指导教师姓名职称指导教师评分（X）评阅教师姓名职称评阅教师评分（Y）答辩组组长职称答辩组评分（Z）毕业设计（论文）成绩百分制五级分制答辩委员会评语：答辩委员会主任签字（盖章）： 系部公章： 年 月 日注：1、指导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。 摘 要本设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。本文介绍了行星齿轮减速器的研究背景，在参考大量工程牵引车辆的资料的基础上，根据牵引车底盘的传动布置方案，设计出一种适合牵引车功率和扭矩的三级悬浮均载行星轮减速器。在技术路线中，本设计分析了工程牵引车的传动方案，确定了行星齿轮传动结构形式，完成了基本参数的选择和几何尺寸的计算以及两个主要强度的验算。还对减速器其它零部件进行了端对端的设计与校核。在经济性方面，分析了减速器的选用条件，技术参数，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等。本设计突出优点是，将前一级与后一级行星传动的构件做成一体，不但减少支撑，简化了结构，而且显著增加了径向的悬浮与均载效果，增大了承载能力。在结构布置合理的情况下，其传动效率可达91-94%。关键词：工程牵引车；行星齿轮；减速器；悬浮均载；传动比ABSTRACT The primary content of this article is about planetary gear reducer with floating balance for engineering hauling Vehicles.This article is in the foundation of several engineering hauling Vehicles, which elaborated the chassiss transmission scheme of arrangement ,and is about to design one kind of third-level planetary gear reducer with suitable power and the torque for the project hauling Vehicles. In the roadmap of technology,we analysis the transmission programme of the project hauling vehicles,determined the structure of the planetary transmission,achieve thedecision of basic parameters,the calculation the computation of geometry size and the check of the two main strengths.we also degisn and check the other parts of the reducer with end to end.At the respect of economy , we analysis the optional condition of the reducer , the technical parameter, factor efficiency and so on.The measure, the transmission efficiency, the bearing capacity, the quality and the price should be compared with different type and variety to choose the most suitable reduction.The Superior advantage of the design is to make the former department and the next department joint integrative for one part , which not only reduces supporting and simplified structure , but also to be non-radial direction supporting with better floating balance and larger bearing capacity.If properly framed the transmission efficiency can go up to 9194% . Key words: Engineering hauling Vehicles；Planetary reducer；Floating balance；Gear ratio目录摘要Abstract 第1章 绪论1 1.1 概述 11.2 发展历史和现状 21.3 本课题研究的主要内容 31.4 未来发展方向3第2章 总体设计方案 5 2.1工程牵引车分类 52.2总体方案选择.52.3工程牵引车传动方案设计.62.4工程牵引车底盘传动设计 .82.5工程牵引车行驶速度估算 10 2.6 本章小结10 第3章 行星齿轮机构传动设计 113.1 行星齿轮传动特点和原理113.2 行星齿轮传动总体设计123.3 行星齿轮传动齿数确定条件143.4 行星机构传动设计17 3.5 均载方法与均载装置233.6 本章小结24第4章 减速器齿轮设计25 4.1 减速器齿轮设计254.2 高速级齿轮强度校核284.3 中速级齿轮强度校核364.4 低速级齿轮强度校核394.5 行星传动的承载能力424.6 行星轮系的传动效率434.7 本章小结45 第5章 轴承设计465.1 轴承设计465.2 轴承校核50 5.3 本章小结51 第6章 轴、键和螺钉设计52 6.1 输出轴的设计校核526.2 行星轮支承轴设计与校核576.3 花键设计606.4 平键设计606.5 减速器螺钉选择61 6.6 本章小结62第7章 行星架和箱体设计.637.1 行星架的设计637.2 行星轮支撑结构与整体结构分析647.3 减速器机体结构的设计657.4 减速器的密封和润滑65 7.5 本章小结67 第8章 经济效益分析.68 8.1 方案分析68 8.2 减速器轴的工艺分析688.3 齿轮的工艺分析698.4 经济分析69 8.5 本章小结 .69结论70参考文献 71致谢72V第1章 绪 论1.1 概述 随着科学技术的飞速发展，机械和汽车工业都在软件和硬件方面有了长足的进步。设计也由概念化向基本的大众化和人性化发展。汽车的种类和应用更是随着行业的不同而千变万化。各种专用、工程车辆的广泛应用更是给工程的设计和制造乃至经济的快速发展提供了便利的条件。 作为重要工程车辆之一的工程牵引车，它的的历史几乎与交通工具上采用机械动力一样历史悠久. 近年来的研究结果表明,牵引车在港口、铁道、矿山等部门得到了广泛的应用,冲击压路机以其良好的压实性能正逐渐被施工部门所接受，但该机型对牵引车的要求非常高，需要专门的牵引车进行牵引作业。国内目前牵引车大多采用坦克、装载机或其改进机型，牵引性能和工作性能不能很好地与冲击压路机相匹配，市场迫切需要一种适合牵引冲击压路机的牵引车。近年来通过引进技术，国内有些厂家采用了多挡位动力换挡变速箱配高效的三元件液力变矩器的传动方式，虽然可以使重载作业时的传动效率大幅度提高，表现为在相同行驶阻力下可提高行驶速度，或者在相同的行驶速度下可提高牵引力。 减速器，它的结构虽然没有发动机那样复杂，功能虽然没有变速器那样有效，外观虽然没有车身一样流线美观，但是减速器的应用上却几乎渗透到整个机械行业的各个方面。不必说装有的主减速器、轮边减速器的日常大众的汽车工业，甚至冶金、矿山、起重运输、水泥、建筑、化工、纺织、轻工、橡塑、船舶、机床、航空、电力等行业都能见到减速器的身影。生产厂生产出的减速器种类繁多、形态各异，减速器因而在机械制造业有举足轻重的地位。行星齿轮传动的减速器在减速器行业中应用非常广泛。由于行星齿轮传动采用功率分流，由数个行星轮承担载荷，采用合理的内啮合传动。与定轴传动相比，具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高之优点。行星齿轮传动是一种新型高效的传动型式，它与普通定轴齿轮传动相比有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，可将轮系分为下列几种基本类型：1、定轴轮系当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。 2、周转轮系当轮系运转时，若组成轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而绕着另一个齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。 工程上习惯将行星轮系和差动轮系的齿轮传动机构统称为行星齿轮传动。1.2 发展历史和现状 早在中国的南北朝时代，便有著名科学家祖冲之发明的行星齿轮差动式指南车。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二战后，高速大功率船舰、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。 世界上一些工业发达的国家，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，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的传动技术，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的机械传动设备中获得了成功的应用。 我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。我国齿轮界的科研和新产品开发的格局正在悄悄地发生着根本性变化，许多企业正在成为新产品开发和科研的主力军。近来计算机软件开发工业的迅猛发展，行星齿轮减速器的辅助设计与制造方法也随之不断升级。 在设计工艺方面，与国际接轨。齿轮材料和热处理按最高标准控制齿轮均采用优质合金钢 17Cr2Ni2MoA或 20CrNi2MoA渗碳淬火精加工制成，齿轮和热处理的质量按ISO6336-1996的最高级别ME级控制。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。1.3本课题研究的主要内容 首先，是减速器均载的问题：由于不可避免的制造和安装误差，载荷作用下各零件所产生的有害的弹性变形导致传动过程中行星齿轮传动不能均载，严重影响着行星齿轮传动的使用寿命和优越的性能，基于种种不便，人们便渴望一种载荷分布均匀、提高行星齿轮安全性和寿命的研究课题悬浮均载。 本设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。本文在参考大量工程牵引车辆的资料的基础上，根据牵引车底盘的传动布置方案，并将设计一种适合牵引车功率和扭矩的三级行星轮减速器。 在减速器设计础。中我们采用了串联式三级组合行星传动。其中主传动所用的传动型式大多为渐开线行星齿轮传动。它的特点是前一个轮系的输出构件与后一个轮系的输入构件相固接。这种组合行星传动具有更广的增矩和变速范围，除了获得大的传动比之外，行星齿轮传动还采用功率的分流、由数个行星轮承担载荷, 采用合理的内啮合传动。与定轴传动相比, 具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高之优点，实现功率的汇合和反馈等。在结构设计方面，为了达到尽可能好的悬浮均载效果。 本设计力求简明、系统、实用，坚持理论与实际相结合、设计与计算相结合、一般传动与新型传动相结合。在结构布置合理的情况下，其传动效率可达9194%。运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强。在承载方面，本设计采用前一级的行星架与后一级的太阳轮联成一体, 无径向支承, 呈悬浮状态, 减少支承、简化结构、减少联接环节, 并以行星架和太阳轮联合浮动, 以达到悬浮均载的最佳效果,又由于采用模数相同的几个行星轮，且均匀分布在中心轮的四周，因而能达到惯性力平衡。1.4 未来发展方向经过不断的改朝换代，行星齿轮减速器也正向着新的方向不断发展。行星齿轮未来的发展方向主要有以下几个方面：1、动力学和均载减振的方向发展组合巧妙，结构新颖，将前一级的行星架与后一级的太阳轮联成一体，无径向支承，呈悬浮状态，减少支承、简化结构、减少联接环节，并以行星架和太阳轮联合浮动，均载效果好，载荷不均衡系数Kp 1.15。2、向简化结构、简化工艺、减轻质量方向发展采用组合式焊接行星架，联接板、联接柱采用Q235A ，而带太阳轮部分，则采用铝合金钢，用无氧化渗碳淬火。简化结构、简化工艺、减轻质量。3、向优质制造工艺方向发展太阳轮、行星轮采用优质低合金钢，经无氧化渗碳淬火，齿面硬度为55 58HRC，采用精湛的工艺手段，使齿轮达到较高的精度。内齿圈用42CrMo。经调质处理，均能达到较高的精度。4、向传动平稳、可靠、噪声低和高效率方向发展传动平稳、可靠、噪声低和效率高，单级传动效率G=0.98，两级为G=0.96， 三级为G=0.94。5、向少齿差行星齿轮传动发展为了进一步简化结构，同时为满足等直径、等强度之要求，将末级内齿圈与前一级内齿圈做成一体，采用同一模数，简化工艺与加工要求 减少联接环节与零件。并以采用不同的行星轮个数np (np=3、4、5 等) 和不同的齿宽b，以实现等强度之要求。6、制造技术的发展方向设计指标先进， 单位质量的承载能力为6080kNm /t ，个别可达100Nm /t ，而国内以往设计的行星齿轮传动仅为2030Nm /t。7、向高速大功率及低速大转矩的方向发展例如年产300kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kW；大型水泥磨中所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN/m。8、向无级变速行星齿轮传动发展实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都传动并传递功率，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为变速器。9、向复合式行星齿轮传动发展 近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。10、向无图化制造方向发展无图制造是未来制造业的发展方向，无图制造以零件和产品的数字模型为基础，通过零件设计和装配设计可以得到零件的三维数据，满足数控加工的需要。 总之,当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、三化方面发展。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、无纸化。第2章 总体设计方案2.1 工程牵引车 在工程建设中，工程牵引车的基本任务是为防御车辆和火炮挖掘堑、修理和保养公路、准备河岸、抢救损坏车辆和设置或清理障碍。工程牵引车广泛用于国防工程建设、民用建筑、修建道路、修建机场、矿山开采、建造码头及农田改良中，适合城市市政工程建设。 工程牵引车属于工程机械，按不同的用途对工程牵引车分类，可把它分为：工程建设用牵引车、工程运输用牵引车、军事工程用牵引车。2.2总体方案选择 Q2NQY-1型工程牵引车参数，如表2.1所示。表2.1 小型Q2NQY-1型工程牵引车参数柴油机参数牵引车参数额定功率60KW最大牵引力30KN额定转速2200最大牵引质量180t最大扭矩291Nm运行速度2.5km/h自重6500kg Q2NQY- 1型牵引车采用双轴四轮驱动,双向无级调速,液压减速制动和液压常闭盘式制动等设计,具有结构紧凑、操作灵活,运行可靠等特点。 综上所述，根据设计要求选择一种适合的车型进行设计。查阅NGW三级行星减速器的特点以及承载能力限制条件有1、主动轴允许输入功率按实际承载功率求计算输入功率，且应该小于额定输入功率，如表2.2。 2、转速限制：转速n1500r/min高速轴转速低于750 r/min时候，按750 r/min选许用转矩。3、 从动轴允许输出转矩限制尖峰载荷不大于额定输出转矩的2.5倍。依据行星齿轮传动承载能力的极限分析，考虑到功率和转矩的限制，选择方案3比较合适，如表2.3。表2.2 NGW行星减速器传动比和输入功率的关系 公称传动比i主动轴允许输入功率 P1/KW18023.647.120020.540.822418.436.725016.332.52801428.531512.725.535511.823.640010.520.94509.720.4表2.3 NGW行星减速器传动比和输出功率的关系公称传动比i从动轴允许输出转矩 T2 /Nm1804900048880200490104889022449020489202504903048940280490404896031549060489803554905049000400490604901045049060490202.3 工程牵引车传动方案的设计212.3.1 布置底盘传动方案 由上节分析，选择方案三的工程牵引车性能参数来设计三级行星齿轮减速器。方案三参数如表2.4。查阅传动效率手册，已知各部分传动效率如下： 变速箱：0.97连轴器：0.99工程车辆液力变矩器：0.7。 行星传动的效率：一级：0.970.98，二级：0.940.96，三级：0.910.94。表2.4 Q2NQY-1型工程牵引车参数柴油机参数牵引车参数额定功率60KW最大牵引力30KN额定转速2200r/min最大牵引质量180t最大扭矩291Nm运行速度2.5km/h自重6500kg2.3.2选择液力变矩器参数1、液力变矩器结构和原理 液力变矩器位于发动机与机械变速器之间，并由泵轮、涡轮和导轮三元件组成。泵轮与动力装置相联，涡轮与下一级的传动装置以花键相连；导轮则通过单向轮座于变矩器的壳体上。泵轮、涡轮和导轮均为由许多叶片组成的工作轮，工作轮又称为元件。2、液力变距器的评价参数 （1）变矩器的转速比 转速比为涡轮转速nt与泵轮转速np之比，或角速度之比，见公式（2.1）。 （2.1） （2）变矩器的变矩比 液力变矩器涡轮上的输出转矩TT与泵轮上的输入转矩Tp之比称为变矩器的变矩系数，一般用K表示，见公式（2.2）。 （2.2） 3、变矩器的效率 液力变矩器的效率为输出功率与输入功率之比，见公式（2.3）。 （2.3）由多级液力变矩器的特性图2.3，依据工程牵引车功率和转矩，选择变矩器参数2.3.3选择变速箱参数工程牵引车辆变速箱参数如下：表2.5 工程牵引车辆变速箱参数档位一档二档超速档 前进i1=2.263i2=1.230i3=0.650 后退2.3.4工程牵引车底盘传动布置方案 工程牵引车的功率经过离合器、液力变矩器、变速箱、联轴器传递到悬浮均载行星齿轮减速器上。本设计模拟工程牵引车底盘的布置方案，并以此为依据，进行工程牵引车的悬浮均载行星齿轮减速器设计。2.4工程牵引车底盘传动设计2.4.1输入功率计算由上节的布置方案可知，工程牵引车的发动机功率经过离合器、液力变矩器、变速箱、联轴器，传到三级行星齿轮减速器，故行星齿轮减速器的功率为： 小于主动轴允许的最大功率，所以符合要求。2.4.2输入转速计算1、液力变矩器转速计算 发动机转速经过离合器，首先传到液力变矩器，由于液力变矩器的泵轮转速为前一级动力装置转速的0.85，所以液力变矩器的输出转速为2、前进档输入转速计算 液力变矩器的转速经过变速器，传到行星减速器，所以行星减速器的输入转速为： （1）前进一档转速 （2）前进二档转速 （3）前进三档转速3、后退档输入转速计算 （1）后退一档转速 （2）后退二档转速 （3）后退三档转速2.4.3转矩计算1、发动机转矩计算由工程牵引车方案中发动机额定功率，代入发动机额定转矩公式得到发动机输出转矩为2、液力变矩器转矩计算发动机额定转矩经过离合器，传递到液力变矩器有：3、前进档输入转矩计算 液力变矩器的转矩经过变速器传到行星齿轮减速器，所以前进档输入转矩为： （1）前进一档转矩 （2）前进二档转矩 （3）前进三档转矩4、后退档输入转矩计算 （1）后退一档转矩 （2）后退二档转矩 （3）后退三档转矩 综上所述，最大输出转矩为变速器前进一档输出转矩，。2.5工程牵引车行驶速度估算 1、行星减速器输出转速初选减速器的减速器比为i=200，在变速器的6个输出转速中，最低的变速器输出转速为，最高变速器输出转速为，减速器的输入转速即是变速器的输出转速。所以减速器的最低输出转速为，减速器的最高输出转速为。 2、估算工程牵引车行驶速度根据速度公式： （2.4）其中r为车轮半径，取r=0.62m。带入数据，工程牵引车最低行驶速度为：工程牵引车最高行驶速度为： 由于工程牵引车运行速度缓慢，牵引的重量巨大，故该速度比较适合低速高扭的工程牵引车，所以总体传动方案适合。2.6本章小结 本章介绍了工程牵引车的分类，分析了行星减速器的传动方案，并确定了工程牵引车行星齿轮减速器的总体布置方案，计算说明了行星减速器的输入和输出功率、转矩、转速，并验证了牵引车的行驶速度，进而证明了该方案的可行性。第3章 行星齿轮机构传动设计3.1 行星齿轮传动的特点和原理33.1.1行星齿轮传动的特点1、因为各中心轮构成为共轴式传动，而且载荷分布在几个行星轮上，另外又能合理地应用内啮合，所以结构非常紧凑。由于一个中心轮能同时与几个行星轮相啮合，故使在材料的机械性能与制造精度相同情况下，其外部轮廓尺寸小，载荷能力较大。2、只需适当选择机构形式，便可以用少量齿轮得到较大传动比，甚至可达几千的数比，即使在传动比很大时，仍然紧凑重量轻。3、行星机构的传动效率高，在结构布置合理下，其效率可达0.80.9以上，由于行星轮传动的结构对称性，即具有个数均匀分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，均可达到提高传动效率的作用。4、由于采用了数个相同的行星轮均布于中心轮四周，而达到惯性力的平衡，同时使啮合齿数增多。故行星轮机构运行平稳，抗冲击和振动能力强。缺点：对材料要求高，结构复杂，制造和安装困难。综合考虑本设计的尺寸，重量和布置等的具体要求，决定选用行星轮传动方案。由于定轴式的传动系统在换档时有较大的功率损失。因此目前履带车辆上日益广泛采用行星变速箱，行星变速箱在换档时一般都可以实现几乎没有速度损失的动力换档。对于我的这次设计的减速器也应采用行星式的减速方式。3.1.2行星齿轮传动的形式与特点按组成传动机构的齿轮啮合方式，行星齿轮分为NGW、NW、NN、WN、NGWN和N等类型，按基本构件组成情况，行星齿轮传动又可分为2Z-X、3Z、Z-X-V等类型。代表类型的字母含意：N内齿轮，W外啮合，G共用齿轮，Z中心轮，X行星架，V回转件。例如NGW型，如上表可知为由内啮合（N）齿轮副，外啮合（W）齿轮副和内外啮合共用的行星轮（G）组成的行星齿轮传动机构。经分析，WW，NGWN，N和NN最大功率均有限制，而本次设计功率很大为100KW，因此它们都不合适，只可用NGW，NW型，由于NW型在时不宜采用。由下一节知传动比小于7，因此选用NGW型，即太阳轮为主动件，行星架为从动件，齿圈固定。由上一节行星齿轮工作原理知传动比为 （3.1）式中 齿圈齿数；太阳轮齿数。3.2行星齿轮传动总体设计3.2.1分配传动比计算由上一章我们已经选择了NGW型三级行星齿轮传动，初选传动比为200，选择NGW型行星齿轮减速器就应知道行星轮数目与传动比范围的关系。在传递力时，行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点，但行星轮数目的增加会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用3个或4个行星轮。下面则要决定如何分配传动比，多级行星齿轮传动的各级传动比的分配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级NGW型行星齿轮传动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径之比接近于1。通常使/11.2。 E可按式（3.2）计算， （3.2）式中 （3.3） （3.4）式中和图中代号的角标和分别表示高速级和低速级；为行星轮数目；为载荷不均匀系数，其它代号见本篇第2章。及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于1.82。如果全部采用硬度350的齿轮时，可取。最后算得之E值如果大于6，则取E6。 由于本设计是三级行星齿轮传动，而上图所示却是二级的传动分配方案，所以将三级减速器的高速级、中速级、低速级分别拆开，分别组成两个二级的行星齿轮传动，这样便可以按照上图进行传动比的分配，来分别进行计算。设高速级与中速级、中速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则有, ,由估算取齿宽系数为，3.2.2行星齿轮减速器传动总布置方案对于高速级和中速级组合，由E1=4曲线计算得：i1=7.1，i2=5.6,对于中速级和低速级组合，由E2=6曲线计算得：i2=5.6，i3=5,则总传动比的分配为：所以，三级行星齿轮减速器的布置图如图3.1。 为了达到悬浮均载的目的，本设计采用： (1)高速级太阳轮a1浮动。(2)第一级高速级行星架1与中速级太阳轮a2联体浮动。(3)第二级低速级太阳轮a3和中速行星架H2做成一体浮动。(4)第三级低速行星际H3和输出轴做成一体，低速行星架浮动。 图3.1 工程牵引车悬浮均载行星齿轮减速器传动方案3.3行星齿轮传动齿数确定的条件由上一章行星齿轮传动的原理知道，NGW型减速器为太阳轮输入，行星架输出。其传动比为 （3.5）式中 齿圈齿数;太阳轮齿数。结构参数K与传动比的关系为 K=i1 （3.6）对已知机构参数K的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计计算称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循三个条件 (1)同心条件为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在NGW型传动，太阳轮a和行星轮c的中心距aac应等于行星轮c与内齿轮b的中心距acb ，即aac=acb。可如图3.2所示。图3.2 行星轮同心条件示意图如图3.2，aac=acb ,对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，可写成 （3.7）式中 太阳轮齿数; 行星轮齿数; 内齿圈齿数。整理后得或2 对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为 （3.8） 式中 太阳轮与行星轮之间的啮合角; 行星轮与内齿圈之间的啮合角。因必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。 (2)装配条件满足装配条件，可以保证各行星轮均布地安装于两中心齿轮之间，并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象。装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目的整数倍，即，整数 或 整数 （3.9）就是使所选用的q个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为 （3.10）由推导得， 当行星轮均匀分布时，将式（3.10）代入得， （3.11）式3.11是行星排的装配条件。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角必须满足式（3.10）的条件。这时只要符合同心条件可用四个行星轮，两两对称地分布，也能使径向力相互抵消。图3.3 行星轮装配条件示意图 (3)相邻条件除了要满足上述两个条件之外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高速运动的齿轮，产生很大的搅油损失，将使传动效率降低，因此两行星轮齿顶圆之间通常应根据模数m留出1m2m毫米以上的间隙，如上图所示行星轮相邻条件示意图。相邻条件必须保证相邻两行星轮互不相碰，并留有大于0.5倍模数的间隙，即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。当行星轮均匀分布时，q=3一般都不会干涉，q=4且k4.5时b也在58mm以上，可不检查。若需要，可用作图法或下式检查相邻条件 （3.12）式中 A 太阳轮和行星轮得中心距; Dex行星轮齿顶圆直径。3.4三级行星齿轮减速器齿轮传动设计3.4.1高速级行星齿轮传动计算 1、配齿计算选择行星轮数目，取nw3,确定各轮齿数，按上一节中的配齿公式进行计算: （3.13） ,适当调整该传动比使C等于整数得，由于本设计采用不等角变位，需减少一个到两个齿数，故取 可以算出预计啮合角，故取、175、72，两对齿轮传动齿数最好互质，这样能保证磨损比较均匀，以便分散和消除齿轮制造误差。 在渐开线齿轮行星传动中，合理采用角度变位齿轮可以得到下列好处：获得准确的传动比；提高啮合传动质量和承载能力；在传动比得到保证的前提下得到正确的中心距；可以得到相当大的传动比；在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择具有较多的自由。采用标准齿轮及标准啮合角，就可以符合上述要求。 2、按接触强度初算ac传动的中心距和模数 对于闭式齿轮传动，其工作环境和润滑条件比较好，因此齿面点蚀、胶合和塑性流动使它们的主要失效形式，而对于开式齿轮传动，它们的主要失效形式是磨损和断齿。本次设计为闭式齿轮传动，对于闭式齿轮传动，目前一般的方法是先按齿面接触疲劳强度简化设计公式设计齿轮的主要尺寸和参数，然后校核其齿面接触和齿根弯曲疲劳强度，必要时还需校核静强度和抗胶合能力。不过无论用什么方法，都必须满足齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和静强度等要求，使之在预期寿命内可靠的工作。计算减速器输入扭矩，按减速器直接档最大转矩代入计算有 设载荷不均匀系数1.15，在一对AC传动中，太阳轮传递的扭矩 表3.1 接触疲劳强度和弯曲疲劳强度综合系数载荷特性接触强度弯曲强度 说 明平 稳中等冲击较大冲击2.03.24.0精度高、布置对称硬齿面（接触），采用有利于提高强度的变位时取低值。 由表3.1，按接触疲劳强度综合系数得接触疲劳强度综合系数K1.6齿数比以及接触疲劳极限为 ， 太阳轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度61HRC。行星轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度57HRC。齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用0.3；通用减速器常取。取齿宽系数，由中心距初算公式得 模数为 ，取m1=2.250未变位时 初步选取取啮合角，可得ac传动中心距变动系数 则中心距 取实际中心距。 3、计算ac传动的实际中心距变动系数和啮合角 4、计算ac传动的变位系数 图3.4 ac变位系数的选择如图3.4所示，该系数在综合性能较好区，可用。分配变位系数11得， 5、计算cb传动的中心距变动系数和啮合角c1b1传动未变位时的中心距为 所以实际中心距变动系数和实际啮合角为 6、计算cb传动的变位系数 ，3.4.2中速级行星齿轮传动计算 1、配齿计算 计算方法同高速级，选择行星轮数目，确定各轮齿数，取 ， ，适当调整该传动比使C等于整数，得： ,C=50 ，由于本设计采用不等角变位，需减少一个到两个齿数，故取 ，可以算出预计啮合角，。所以中速级各齿数为 za2=27, zc2=47, zb2=123 2、按接触强度初算ac传动的中心距和模数中速级输入扭矩为高速级的输出转矩,即 对ac传动 则接触疲劳强度综合系数 K=1.60,齿数比以及接触疲劳极限为 ，太阳轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度61HRC。行星轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度57HRC。齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用0.3；通用减速器常取。取齿宽系数，由中心距初算公式得： 所以模数为： 取m2=4.500，未变位时按预取啮合角，可得ac传动中心距变动系数则中心距 取实际中心距。 3、计算ac传动的实际中心距变动系数和啮合角 4、计算ac传动的变位系数 如图3.5所示，ac传动的变系位数在综合性能较好区，可用。分配变位系数 ，图 3.5 ac变位系数的选择 5、计算cb传动的中心距变动系数和啮合角c2b2传动未变位时的中心距 所以实际中心距变动系数和实际啮合角为： ， 6、计算cb传动的变位系数 3.4.3低速级行星齿轮传动计算 1、配齿计算 方法同中速级，得到齿数和初定啮合角参数如表3.2所示表3.2 齿数和初定啮合角参数Za3Zc3Zb325371012520.6834 2、按接触强度初算ac传动的中心距和模数 计算同中速级，参数如表3.3表3.3 低速级参数 项目 符号 数值项目 符号 数值输入功率30.359KW输入转矩20518.70Nm实际速比i5.040齿数比1.48齿宽系数1综合系数K1.60接触疲劳极限1358MPa初算中心距213.88mm 初算模数6.90实际模数m37实际中心距226.00mm未变位中心距217.00mm 3、计算ac传动的实际啮合角和传动变位系数 方法同中速级，参数见表3.4表3.4 计算ac传动的实际啮合角和传动变位系数项目符号数值项目符号数值实际ac端面啮合角25.5481太阳轮变位系数 0.681实际cb端面啮合角21.3495行星轮变位系数 0.783ac传动变位系数和1.463内齿圈变位系数 1.078cb传动变位系数和0.295 3.5均载方法与装置3.5.1均载方法18在保证各个零部件有较高的制造精度的同时，在设计上采用能够补偿制造、装配误差以及构件在载荷、惯性力、磨察力或高温下的变形，使各行星轮均衡分担载荷的机构十分必要的。采用这种使各行星轮分担载荷的机构是实现均载既简单又有效的途径。这种机构即是均载机构。NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构。主要适用于具有三个行星轮的行星传动中。它是靠基本构件（太阳轮、行星轮、内齿圈或行星架）没有固定的径向支承，在受力不均衡的情况下作径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。由于基本构件的浮动，使三种基本构件上所承受的三种力各自形成力的封闭等边三角形，而达到影响，实际上不是等边三角形而是近似等边三角形，因而引入了载荷不均匀系数Kp。均载机构既能降低载荷的不均衡系数，又能降低噪声、提高运转的平稳性和可靠性，因而得到广泛的应用。3.5.2 均载装置太阳轮浮动太阳轮通过浮动齿套与高速轴联结而实现浮动。由于太阳轮重量小、惯性小、浮动灵活、结构简单、容易制造、通用性强，因此广泛用于低速传动。当行星轮数为三个时均载效果最为显著。载荷不均衡系数Kp=1.11.15。行星架通过浮动齿套与高底速轴联接而实现浮动.在NGW型传动中,由于行星架受力较大(2倍圆周力)而有利于浮动.行星架浮动不需支承,可简化结构,尤其有利于多级行星传动.但由于行星架自重大、速度高会产生较大离心力，影响浮动效果，所以常用于中小规格的中底速型传动中。一般KP=1.151.25。内齿圈浮动齿套将内齿圈与机体联接，使内齿圈浮动。内齿圈浮动的主要优点是可使结构的轴向尺寸较小，或使两个基本构件（如太阳轮和内齿圈）同时浮动时，增强均载效果。但内齿圈浮动使行星轮间均载的效果不如太阳轮浮动好，并且浮动内齿圈所需的均载装置的尺寸和重量较大，加工也不方便。由于内齿圈尺寸和重量较大，故浮动灵敏性较差。一般KP=1.11.2。浮动内齿圈的联轴器为两端带齿形接头的空心薄壁筒或锥形圆盘，为简化结构，也采用一端带齿形接头的联轴器，浮动齿套的外壳和内齿圈的轮缘制成一体。3.6本章小结 本章主要进行了行星机构的传动设计。并对行星齿轮的几何尺寸进行设计计算与运动分析，通过设计计算确定了总传动比，并分配各级传动比，以及确定了各齿轮齿数、非等角变位行星齿轮传动的变位系数，啮合角等基本参数，为下一章的齿轮设计打下基础。同时，本章还确定了悬浮均载的装置，本设计为了简化结构，并且达到较好的悬浮和均载效果，采用前一级的太阳轮与后一级的行星架做成一体，进行联体浮动，以达到好的悬浮均载效果。第4章 减速器齿轮设计 通过前面几章的设计计算，初步掌握了行星齿轮传动的基本参数，为了设计行星齿轮，需要进一步计算行星齿轮的几何尺寸并对齿轮进行强度校核。4.1减速器齿轮设计4.1.1高速级齿轮设计在第三章传动设计参数的基础上，有齿顶高变动系数按下式求得： （4.1） 已知齿顶高系数、齿根高系数为标准值，则有 1、太阳轮分度圆直径 2、行星轮分度圆直径 3、内齿圈分度圆直径 4、太阳轮齿顶圆直径 ， 5、行星轮齿顶圆直径 6、内齿圈齿顶圆直径 ， 7、太阳轮齿根圆直径 8、行星轮齿根圆直径 9、内齿圈齿根圆直径 10、计算齿宽 11、计算重合度 ac传动重合度 cb传动重合度 12、弦齿厚计算 （4.2）代入数据，经计算，太阳轮弦齿厚4.646，行星轮弦齿厚5.126，内齿圈弦齿厚1.094，太阳轮弦齿高3.520，行星轮弦齿高4.134，内齿圈弦齿高1.061。4.1.2中速级齿轮设计 计算过程同高速级，计算得参数如表4.1表4.1 中速级齿轮参数表中速级太阳轮行星轮内齿圈齿数2747123齿顶高6.7647.886-1.736齿根高2.5111.38911.945齿高9.2759.27510.210分度圆直径121211553.500齿顶圆直径135.029227.272556.971齿根圆直径116.478208.721577.391弦齿厚9.32610.1482.468弦齿高6.9448.008-1.732中速级a2c2传动总重合度为1.306，低速级c2b2传动总重合度为1.619。4.1.3低速级齿轮设计 计算过程同高速级，计算得参数如表4.2表4.2 低速级齿轮参数表中速级太阳轮行星轮内齿圈齿数2537101齿顶高10.52211.236-0.478齿根高3.9863.27216.293齿高14.50814.50815.813分度圆直径175259707齿顶圆直径196.045281.472707.955齿根圆直径167.028252.455739.586弦齿高10.82111.543-0.476弦齿厚14.44714.7955.505低速级a3c3传动总重合度为1.288，低速级c3b3传动总重合度为1.609。4.2高速级齿轮的强度校核4.2.1验算高速级a1c1传动的接触疲劳强度齿面接触疲劳强度为 （4.3） 许用应力齿面接触疲劳强度为 （4.4）安全系数为 （4.5）对于重要的行星齿轮传动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数和可用下述方法确定。弯曲强度计算时 （4.6）接触强度计算时 （4.7） 式中 齿轮相对于行星架的圆周速度； 大齿轮齿面硬度对及的影响系数； 齿宽和行星轮数目对及的影响系数。 行星传动的行星轮、太阳轮和内齿圈分别受圆周力、径向力和轴向力的综合作用，高速级的行星机构传动受力情况。 表4.3 高速级行星轮与中心轮啮合时受力表项目太阳轮行星轮行星架内齿圈传递转矩(Nm)T=KpTa/npZcT/ZaZbT/Za圆周力Ftc1a1=1000T/raFtcaFtb1c1Ftc1H12Ftc1a1=12308Ftc1b1Ftc1a1径向力=0Frc1a1=Ftcatann/cosFra1c1Frb1c1Ry1H10Frc1b1=Frb1c1作用在齿轮或轴上的力Rxa= Ftc1a1Rx1a2RxH1Ftc1a1Rxb=Ftc1b1太阳轮圆周力和行星轮上的圆周力相同，行星架的圆周力为太阳轮圆周力的2倍。， 使用系数是考虑由于啮合外部因素引起的动力过载影响的系数。这种过载取决于原动机和从动机的特性、质量比、连轴器以及运行状态。按中等冲击考虑，可取1.75。 动载系数是考虑大、小齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷影响系数。影响的主要因素有：由基节偏差和齿形误差产生的传动误差；大、小齿轮的质量；啮合刚度，特别是在啮合循环中的刚度变化；切向力的大小、其它的影响因素还有：润滑情况；齿轮系统的阻尼特性；轴及轴承的刚度；承载齿面上的接触情况。由前面计算的相对圆周速度，对纵向重合度1的齿轮，可由图查取。 （4.8）式中 按直齿轮查得的值； 按斜齿轮查得的值。经计算得，KV=1.044。 接触强度的齿向载荷分布系数KH 是考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀的影响系数。影响其主要因素有：齿轮加工误差；箱体镗孔误差引起的安装误差，大小轮轴的平行度；由几何尺寸和结构型式确定的轮齿、轮缘、轴、箱体、以及机座的刚度；热膨胀及热变形；轴承间隙及变形；轮齿接触变形；切向、轴向载荷及轴上的附加载荷；跑合效果；设计中有无元件变形补偿措施。由前式可知齿向载荷分布系数KH=1.183。接触度强的齿间载荷分布系数KH是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀的影响系数。影响载荷分配系数的主要因素有：轮齿啮合刚度；轮齿总切向力；基节偏差；修缘量；齿宽；跑合量；重合度；及其它轮齿尺寸。图4.1齿间载荷分配系数查图4.1，得KH=1.0 节点区域系数ZH是考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响，并将分度圆上的切向力折算为节圆上法向力的系数。经计算得： 弹性系数ZE是考虑材料弹性模量和泊桑比对赫兹应力影响的系数。式中 Ea、Ec行星齿轮弹性模量 v a、vc行星齿轮材料的泊松比 接触强度计算得重合度系数Z是用于考虑重合度对单位齿宽载荷的影响。可由表4.4中的公式计算。 由于1 按下表公式，得。表4.4 接触强度重合度系数直齿轮斜齿轮1 接触强度计算的螺旋角系数是考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力所产生影响的系数。可按公式 求得 ，计算接触应力计算公式为 接触强度计算的寿命系数ZN是用以考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的许用接触应力可以提高的系数。 表4.5是接触强度计算的寿命公式。表4.5 接触强度计算的寿命材料及热处理应力循环次数NLZN计算公式结构钢 调质钢渗碳淬火渗碳钢允许一定的点蚀不允许点蚀 由公式代入数据计算，太阳轮接触强度寿命系数ZNa=1.037，行星轮接触强度寿命系数ZNC=1.121。 SHmin、SFmin为最小安全系数。在选取安全系数时，应根据传动装置得重要程度、工作要求、经济性和维修难易等因素，综合考虑，并要注意：计算所用的原始数据越接近实际，则安全系数越可取得小些；反之应取大些；不同的使用场合评定齿轮失效的准则是不同的，如低速车辆齿轮，通常允许少量的塑性变形、点蚀和磨粒磨损，低速软齿面齿轮，允许一定量非扩展性点蚀，航天用齿轮，不允许由任何损伤；由于断齿比点蚀的后果更严重，所以一般弯曲强度的安全愈量应大于接触强度的安全愈量。表4.6 最小安全系数 使用要求最小安全系数SHminSFmin高可靠度较高可靠度一般可靠度低可靠度1.501.601.251.301.001.100.8512.00由表4.6得SHmin1.250,SFmin1.500。 考虑采用的润滑剂类型和粘度与实验齿轮的试验条件不同，对齿轮的许用接触应力的影响系数。由图4.9得太阳轮润滑剂系数ZLa=1.00,行星轮润滑剂系数ZLC=1.00。 速度系数ZV是考虑齿轮的节点线速度与实验齿轮的实验条件不同时，对许用接触应力的影响系数。取：ZVa0.985,ZVC0.985。 粗糙度系数ZR是考虑齿轮的齿面粗糙度与实验齿轮不同时，对许用接触应力的影响系数。大小齿轮齿面粗糙度， 由下式求得： （4.9）计算得，太阳轮粗糙度系数、行星轮粗糙度系数为ZRaZRc0.970。 齿面工作硬化系数ZW是用以考虑经光整的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质大齿轮面产生冷作硬化，从而使大齿轮的许用接触应力得到提高系数。这里取ZW1。 ZX为接触强度计算的尺寸系数，在根据零件大小选材适当，且热处理和硬化层深度选择合理时，一般取ZX1，这里ZXaZXc1。 由接触应力公式，代入数据得，所以接触强度校核通过。 4.2.2验算高速级a1c1传动的弯曲疲劳强度 应力的齿面接触疲劳强度 (4.10) 许用应力齿面接触疲劳强度 (4.11) 安全系数 (4.12)弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF时考虑沿齿宽方向载荷分布对齿根弯曲应力的影响系数。 (4.13) 式中 N幂指数。 (4.14) 式中 KH接触强度计算的齿向载荷分布系数； b 齿宽，mm； h 齿高，mm 。由式4.14得 所以有KF=1.158。应力修正系数Ysa是当载荷作用于齿顶时将名义弯曲应力换算成齿根局部应力系数。它考虑了齿根过渡曲线处的应力集中效应，以及弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。可查得修正系数，可按当量齿数和法向变为系数YSa(a)=1.897,YSa(c)=1.956。 弯曲强度计算的重合度系数Y是将载荷由齿顶转换到单对齿啮合区上界点的系数。对端面重合度0，该构件为传动中的主动构件；向外输出功率的基本构件，其转速方向与所受力矩的方向相反，此时功率P=Tn0，PHS疲劳强度校核通过。 9、 扭转刚度校核 由扭转刚度校核公式6.8 （6.8）式中 G 材料的切变模量（MPa）； T 输出轴传递的转矩（Nmm）； L 输出轴受转矩作用的强度（mm）； d 输出轴的外直径（mm）。圆轴的扭转角：0.00055， 许用扭转变形：0.9/m 10、 弯曲刚度校核 由差分法的挠度计算公式6.9 （6.9）代入公式验算输出轴的每段载荷分布的轴段，计算如下： 表6.1 计算挠度值X/mm20.461.381.7102.2122.6143.1163.5202.1221.3Vi/mm1.4E-51E-58E-66E-64E-62E-6 0-3E-6-5E-6其中，许用挠度系数：0.003，最大挠度：-5E-6mm，所以弯曲刚度校核通过。6.2 行星轮支撑轴的设计与校核6.2.1行星轮支撑轴结构设计由于该心轴只受弯矩，对此轴没有特殊的要求，选用常用的45钢正火处理。图6.9 行星轮支撑轴结构 6.2.2行星轮支撑轴受力分析由于高速级和中速级的光轴受力小，主要受弯矩作用，几乎不传递转矩，故只需考虑低速级的行星轮支承轴，三个级采用统一直径，为60。 由公式，。按力学平衡方程，经计算，求得最大弯矩为M1700.77Nm。图6.10 行星轴支撑轴受力示意图6.2.3行星轮支撑轴强度校核 1、弯力图与弯矩图，如图6.11和图6.12所示 图6.11 行星轴支撑轴弯力图图6.12 行星轮支撑轴弯矩6.2.3确定危险截面并计算应力 1、危险截面确定 行星轮轴属于心轴，在中间的轴承部分，由于与轴承紧密配合，引起应力集中。 2、应力计算弯曲应力由下式计算： 6.2.4校核行星轮轴安全系数表6.2 材料对应力循环不对称性的敏感性系数，系数35055052072070010001000120012014000.05 500 0.050.10.15由于过盈配合引起的应力集中，根据轴径，由于轴承为特殊的基孔制，实际配合性质为过盈配合，按得 查表6.2得 0.05预期应力循环系数寿命系数取于是 疲劳安全系数用下式计算 （6.10） 1.995S 故行星轮支撑轴满足安全系数要求。6.3花键的设计1、花键选择本设计采用矩形花键，有三处用到花键联结，全部为静联接。其齿廓是由内圆、外圆和两条等宽度的直线所组成，加工方便，通过磨削可获得较高精度，定心方式为小径定心。2、花键校核假设载荷延齿侧接触面上均匀分布，各齿所受压力的合力作用在平均直径处，并用各齿间载荷分布不均匀系数，一般来估计实际压力分布不均匀的影响，因此，联结的强度条件为静连接 （6.11）式中 T传递的转矩（Nm）； 各齿间载荷分布不均匀系数，一般0.70.8； Z花键齿数； h 齿的工作高度（mm）（对于矩形花键，,D为齿顶圆直径，d为矩形花键孔的齿顶圆直径，C 为齿顶的倒角尺寸）； L 齿的工作长度； 许用挤压应力（MPa）由传递的扭矩 T = 548000 Nmm，键系列 R = 轻系列，花键参数 NdDB = 109210214mm，倒角c=0.3mm，不均匀系数=0.75，键的长度L =115mm，使用和制造情况为中等，齿面热处理为齿面经热处理，许用挤压应力范围p = 100140MPa，许用应力p=120.0MPa，代入应力公式6.11，校核计算结果：pp 所以满足条件。由于花键和高速太阳轮做成一体，故其尺寸在满足强度条件基础上稍有改动。6.4平键的设计1、平键的的选择 键材料采用抗拉强度不低于590MPa的键用钢，通常为45钢；平键连接计算分为静连接和东连接计算。静连接按工作面挤压强度计算，动连接按连接工作面压强计算。2、平键的的校核已知输出轴传递的转矩 T =99516000 Nmm，输出轴装平键部分轴颈的轴的直径 d=290mm，键的类型为A型，选择平键的截面尺寸bh =9045mm，选择键的长度L =400 mm，键的有效长度L0 =310.000 mm，接触高度k =18.000 mm，键的个数N =双键，最弱的材料为钢，许用应力p =101MPa。要校核静联接强度分析。其校核公式为： （6.12）由于钢这种材料，静载时125150，轻微冲击时100120，冲击时为6090，所以为了安全起见，选用双键联接，按一个键的1.5倍计算。 (6.13)计算应力得，p =81.997 MPa，校核计算结果， ， 强度满足要求。6.5减速器螺钉选择行星排与外壳联接，螺钉须受力，要进行校核计算。减速器输入轴与连轴器采用法兰盘用螺栓连接，螺栓杆与孔壁间留有间隙的普通螺纹连接，横向载荷是靠拧紧螺母在被连接件在结合面间压紧力产生的摩擦力来传递的。同时考虑到摩擦力不稳定等因素，故在受力计算时将载荷乘以可靠系数， 需要对每个螺栓施加预紧力应满足 （6.14）式中 可靠系数1.11.3； z螺栓数目,z=6； m 结合面数,m=1； f S结合面间的摩擦系数,f S=0.10.16； R横向载荷； 预紧力计算公式 (6.15)由下式计算螺栓小径 (6.16)式中 螺栓许用应力，1.5，螺栓强度级别为4.6级 （Q215），所以，（1.21.5）200160MPa， 取。本设计中，用到M30螺钉8个，M24螺钉6个，M12螺钉6个，M22螺钉6个。由于本设计中螺钉所受力不大，故不需要校核。6.6本章小结 本章主要对行星齿轮减速器的轴进行设计与校核。由于本设计的输入轴采用法兰连接，所以只需要设计校核行星架的支承轴和转矩较大的输出轴。经过对轴的弯矩、扭矩、强度和刚度的校核，可以完成减速器轴设计部分的计算。至此，工程牵引车用悬浮均载行星齿轮减速器的设计计算部分就全部结束了。第7章 行星架和箱体设计7.1 行星架的设计行星架是行星齿轮传动装置中的主要构件之一，行星轮轴或轴承就装在行星架上。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。行星架的结构设计和制造对各行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力、噪声和振动等有很大影响。双壁整体式行星架的刚性好，这种结构如果采用整体锻造则切削加工很大，因此可用铸造和焊接方法得到结构和尺寸接近成品的毛坯，但应注意消除铸造或焊接缺陷内应力，否则将影响行星架的强度、加工质量及使用时可能产生变形。 1、连接板的选择双壁整体式和双壁分开式行星架的2个壁(或称侧板)通过中间的连接板(梁)连接在一起。连接板的数量和尺寸与行星轮数、有关，通常3个行星轮时行星架上有3块连接板，连接板内圆半径R。应满足，2连接板间距人应比行星轮外径大10mm以上。2、 壁厚及行星轴直径的选择 壁厚的计算公式s=(0.160.28)a，a为行星传动的中心距，通常行星架2侧壁壁厚相等。在实际应用中发现等壁厚的刚度较富裕，从减小轴向尺寸使结构紧凑的角度考虑可采用非等厚壁行星架。设离输出轴近的一端壁厚为c1，将另一侧壁厚减薄，其壁厚c2=2cl/3，为了保证行星架正常工作，应使另一侧壁受力后比压相等，为此，将穿在薄壁上的行星轴加粗。 3、行星架变形问题的分析根据结构需要和经验公式设计的行星架可以保证足够的强度，但有时会出现刚度不够，受力后行星架产生变形的现象。这要分析其变形对齿轮传动的影响。行星架结构比较复杂，在计算变形时通常将其模拟为由2侧板及中间等距离的连接板组成的框架结构，见图7.2。行星架的变形系指在扭矩作用下侧板1相对于侧板2的位移。位移量在半径;。圆周的切线方向。由于双壁行星架3个行星轮轴互相平行，行星架在扭矩作用下位移量为时3个行星轴相对于原位均位移了相同的值，变形后3轴仍互相平行。由于扭矩对称作用于连接板上，故行星架变形并不会使行星轮轮齿发生歪斜。从而对行星齿轮对的啮合不产生影响。 4、行星架材料及结构的合理设计行星架材料常用ZG55，由于铸钢件废品率高，浪费大，很不经济。现采用球墨铸铁QT6003，重量轻，离心力小，噪声也小，既降低了成本，又不影响机构性能，且其他性能也有所提高。 综上所述，本设计采用的是双臂整体式结构的行星架，并且行星架与前一级的太阳轮或者输出轴做成一体。该设计可以增大行星架和太阳轮以及输出轴等之间的联系，由于是一体制作，使得整体结构强度增强，而且可以增大径向的悬浮均载效果，整体行星架的结构如图7.1所示图7.1 悬浮均载行星齿轮减速器的行星架结构图7.2 行星轮支撑结构与整体结构分析1、中心轮和行星架的支承中心轮和行星架的支承，轴承通常是按轴的直径选择轻型或特轻型的向心球轴承。如果轴承受外载荷，则应以载荷大小和性质通过计算确定轴承型号。在高速传动中必须校核轴承极限转速。当滚动轴承不能满足要求时，可采用滑动轴承。浮动的中心轮和行星架本身不加支撑，但通过浮动联轴器与相联结的输入或输出轴上的支撑也应按上述原则选择合适的轴承。旋转的不浮动基本构件的轴向定位是依靠轴承来实现的，而浮动的构件本身的轴向定位可通过齿式联轴器上的弹性挡圈来实现，也可采用球面顶块、滚动轴承进行定位，这种方法有助于浮动的灵敏性。2、行星轮的支承在行星传动机构中，行星轮上的支承受负荷最大。在一般用途的底速传动和航空机械的传动中采用滚动轴承作为行星轮的支承。在高速传动中滚动轴承往往不能满足使用寿命的要求，所以要采用滑动轴承来支承行星轮。此行星减速器中共选择了三种类型的轴承。行星轮中装入的是调心滚子轴承在行星轮中我们选择调心棍子轴承（GB/T288-1994）一级代号为22212；二级代号为21311cc。另外，三个轴承选择深沟球轴承（GB/T276-1994）代号分别为61838；16044轴承。7.3 减速器机体结构的设计机体结构要根据制造工艺、安装工艺、和使用维护的方便与否以及经济性等条件来决定。对于非标准的、单件生产和要求重量较轻的传动，一般采用焊接体。反之，在大批生产时，通常采用铸造机体。铸造机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等铸造缺陷。铸造机体的常用材料为灰铸铁，如HT200、HT150等，承受较大振动和冲击的场合可用铸钢，如ZG55、ZG45等。这里我们选用灰铸铁。选取铸造机体的壁厚尺寸如下：尺寸系数K=（3D+B）/1000，式中，D为机体内壁直径D=500mm，B=560mm代入得：K=2.06壁厚选择大于15-17mm 我们选择壁厚为=30mm前机盖壁厚1=0.8=24mm表7.1 行星减速器铸造机体结构尺寸表名称代号计算方法机体壁厚30mm前机盖壁厚11=0.8=30mm机盖法兰凸缘厚度22=30mm机体宽度B350mm机体内壁直径D290mm机体紧固螺栓直径d1d1=20mm7.4减速器的密封和润滑机械设备需要一定的工作环境，才能正常工作。环境遭到破坏，就会出现故障。譬如加速机中的润滑油泄漏严重，破坏了正常润滑，使齿轮和轴承处于干摩擦状态；或者周围的灰尘进入箱体内，使齿面产生磨料磨损，都会使功率损失增大，效率降低，甚至使减速机过早报废。密封的功用是防止液体或气体从两零件相邻结合面间泄漏，防止杂质从外部侵入。起密封作用的零、部、件称为密封件，或称为密封装置，简称密封。7.4.1密封形式选择由于减速器中即有静止件，又有旋转件，所以即有静密封又有动密封。各种密封的作用和原理不同，应根据具体工作条件选择合理的密封形式。如接触式动密封比较严密，但由于受摩擦和磨损限制，只适用于相对运动速度较低处，如果采取有效的润滑和冷却措施，速度也可以提高；而非接触式动密封则用在相对运动速度较高的场合；介质压力高或有特殊要求时采用机械密封。 1、油封装置的选择 由于本设计采用油浴润滑，故油封装置选择唇形密封圈。旋转轴唇形密封圈通常称为油封，广泛用于工程机械的变速箱、驱动桥等部件中，其功用在于把油腔和外界隔离，对内封油，对外防尘。 2、油封的密封机理 油封的密封是靠一挠性密封元件（皮革、橡胶、聚四氟乙烯、聚三氟氯乙烯等）与旋转轴之间的过盈配合形成的。它的密封机理是：油封唇部和轴之间的接触面上同时并存于干摩擦、边界润滑和流体润滑三种情况，并不断交替产生。干摩擦产生磨损，流体润滑产生泄漏，在边界润滑下，油封唇部与轴的界面之间形成一层稳定的流体动压油膜，油膜厚度约0.0025mm；这层油膜除了做润滑之外，还起密封作用。油膜太厚，流体就会泄露；油膜太薄，就不能形成流体润滑膜，唇部就会磨损。因此，为了获得良好的密封性能和比较长的工作寿命，就要求在结构设计、橡胶配方设计和安装使用上都要为形成薄而稳定的边界润滑油膜提供条件。3、输入轴油封输入轴轴承盖处密封采用J 型密封具体采用由骨架的单唇密封，J型密封属唇型密封的一种。常用在旋转轴的轴承密封，防止润滑剂漏出，故又称油封，J型密封的截面是个J字形，具有唇型的结构，使用时将开口面向密封介质，介质压力大，密封唇与轴贴得越紧，达到密封的效果。（此处轴Ra应小于2.5）Ra=0.2左右密封效果最好，以抛光磨削为佳。其允许的最高转速可达25m/s，此处： 故用在此处合适。 4、输出轴油封 在齿轮轴与行星架输出轴之间采用普通的毡圈密封即可。此处回转速度由公式速度远远低于其允许工作速度v=10m/s，所以用毛毡圈密封很合适。7.4.2 减速器的润滑 油浴润滑的油量加至油标所示的位置, 对于平行轴传动的减速器油量按中间级大齿轮浸油2 3个全齿高计算。循环润滑的油量一般不少于0. 5l?kw , 或按热平衡、胶合强度计算。润滑油的牌号(粘度) 按高速级齿轮的圆周速度V 或润滑方式选择。当V 2. 5ms 或采用循环润滑时, 选用中极压齿轮油N 220 (或V G220、Mobil 630)。7.5 本章小结本章完成了对减速器行星架的结构设计，首先选择行星架的连接板，其次完成了壁厚及行星轴直径的选择，接着对行星架变形问题做了简要的