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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证审批表 学生姓名 年级专业及班级 指导教师及职称 毕业论文（设计）题目 轮边 减速器设计 文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）（宋体五号，行间距单倍行距。） 一研究意义： 随着人类社会的不断进步，科学技术的高速发展，工程机械在各行各业中得到了很好的运用。然而，在不同的环境下，对挖掘机等工程机械的大小、性能的要求有所不同，各种性能参数决定其工作环境。工程机械在国民生产中有着很重要的位置，它在很大程度上取代了原始的、落后的生 产工具，它在现今中国和全世界的飞速发展的今天功不可没。 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； 液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，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具有十分重要的意义。 二国内外研究现状 ： 国外的最早雏形，于 16 世纪在意大利威尼斯用于运河的疏浚工作，模拟人的掘土动作；以蒸汽机驱动的“动力铲”则诞生于 19 世纪 (1836 年 )。国外大型液压挖掘机的开发大约从上世纪 70 年代开始。如日本日立建机公司在 1972 1976 年间开发的 斗容量为 m ,工作重量 36t； 斗容量 m ，工作重量 50t； 斗容量 m ，工作重量 75t。 1979 年，日立建机成功开发了 正铲超大型液压挖掘机，斗容量达 m ，工作重量 175t。经过 30 多年的发展，目前超大型液压挖掘机的最大工作重量已突破 900t 级，铲斗斗容达 50 3m 。由于具有结构紧凑、操作方便、运动灵活及易于维护保养等优点，超大型液压挖掘机已形成逐步代替钢索机械式或电动式挖掘机 (俗称电铲 )的趋势。 国内挖掘机研发起步比国外晚，技术相对不够完善。目前，国内挖掘机主要停留在中小型的开发上，大型及超大型液压挖掘机超过 60t 级的极少。四川邦立重机有限责任公司是我国较早开发大型和超大型液压挖掘机的企业，近几年，该公司相继成功开发出拥有自主知识产权的 65t 级、 75t 级、 100t 级、 125t 级和 185t 级矿用型和土方型大型和超大型液压挖掘机，填补了国内空白。 三主要参考文献： 1张光裕，等 M械工业出版社， 1985 2王建 M国铁道出版社 ， 1996 3唐经世 M国铁道出版社， 1996 4饶振纲 M学工业出版社， 2003 5孔德文，赵克利，徐宁生，等液压挖掘机 M学工业出版社， 2007 6诸文农 M械工业出版社 7成大先主编 M. 第四版第 3 卷 ,北京：化学工业出版社，148濮良贵，纪明刚 M等教育出版 社， 2000 9工程机械底盘构造与设计 M江农业机械学院出版 10席伟光，杨光，李波 M京：高等教育出版社， 2002 11杨瑞成，丁旭，等 M庆大学出版社， 2004 12吴庆鸣 M汉大学出版社， 2006 13郁录平 M民交通出版社， 2004 14吴永平，姚怀新 M民交通出版社， 2005 15成大先，王德夫，姬奎生，等 第 2 卷 M京：化学工业出版社， 2000 该 研究方案 （ 研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等）（宋体五号，行间距单倍行距） 研究内容： 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总体及减速器设计，进一步掌握挖掘机的设计方法和步骤。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已学知识分析与解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；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、刻苦钻研、勇于探索、勇于创新、善于与他人合作的工作作风。 研究方法与步骤： 件设计计算、绘制零、部件图 。 预期 成果 根据设 计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，进一步掌握挖掘机的设计方法和步骤。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已学知识分析与解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；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、刻苦钻研、勇于探索、勇于创新、善 于与他人合作的工作作风 。 时间进程安排（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等）（宋体五号，行间距单倍行距） 起止日期 主要工作内容 选题 下达任务书 开题 设计 中期考核 完善与总结课题 提交正稿与预审 答辩与修改 开题论证小组意见 组长签名： 2011 年 9 月 25 日 专业委员会意见 专业教研室主任签名： 2011 年 9 月 26 日 注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。 专业名称必须是全称，例如“会计学专业”，班序号用阿拉伯数字“ 1”、“ 2”标注。 此表如不够填写，可另加页。 湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生 毕业论文诚信声明 本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文作者签名： 年 月 日 1 目 录 摘要 . 1 关键词 . 1 第一章 绪论 . 2 课题设计的目的和意义 . 4 本设计所要完成的主要任务 . 4 第二章 减 速器的方案设计 . 5 减速器的功用及分类 . 5 减速器方案的选择及传动方案的确定 . 6 减速器方案的选择 . 7 行星减速器传动方案的选定 . 8 减速器传动比的分配 . 8 传动比公式推导 . 8 行星减速器齿轮配齿与计算 . 9 行星排齿轮的配齿 . 9 行星齿轮模数计算与确定 . 10 啮合参数计算 . 11 变位系数选取 . 12 各行星齿轮几何尺寸计算 . 13 第排行星齿轮的几何尺寸 . 13 第排行星轮的几何尺寸 . 16 各行星齿轮强度校核 . 19 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 . 19 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 . 21 内齿轮材料选择 . 22 2 第三章 减速器结构的设计 . 23 齿轮轴的设计计算 . 23 传递连接 . 24 轴承选用与校核与其他附 件说明 . 24 轴承选用与校核 . 24 其他附件说明 . 26 第四章 设计工作总结 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 2 错误 !未定义书签。 附 录 . 错误 !未定义书签。 28 3 摘 要 轮边减速器是传动系中最后一级减速增扭装置，采用轮边减速器可满足在总传动比相同的条件下，使变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等部件的载荷减少，尺寸变小以及使驱动桥获得较大的离地间隙等优点，它被广泛应用于载重货车、大型客车、越野汽车及其他一些大型工矿用车。因此对轮边减速器的研究，具有很重要的实际意义和企业实用性。 在本论文研究中，主要开展了如下工作： 首先介绍了轮边减速器的原理，并对行星式轮边减速器的特点、传动类型及传动装置进行了阐述 与分析。 其次根据轮边减速器的工作要求，进行了传动设计计算，确定其主要部件的参数并校核了齿轮的强度。 关键词 轮边减速器 ; 齿向误差 ;校核强度 1 院 全日制普通本科生 毕业论文 轮边减速器设计 学生姓名 ： 学 号： 年级专业 及班级 ： 指导老师 及职称 ： 学 部 ： 提交日期 2 目 录 摘要 . 1 关键词 . 1 第一章 绪论 . 2 课题设计的目的和意义 . 4 本设计所要完成的主要任务 . 4 第二章 减速器的方案设计 . 5 减速器的功用及分类 . 5 减速器方案的选择及传动方案的确定 . 6 减速器方案的选择 . 7 行星减速器传动方案的选定 . 8 减速器传动比的分配 . 8 传动比公式推导 . 8 行星减速器齿轮配齿与计算 . 9 行星排齿轮的配齿 . 9 行星齿轮模 数计算与确定 . 10 啮合参数计算 . 11 变位系数选取 . 12 各行星齿轮几何尺寸计算 . 13 第排行星齿轮的几何尺寸 . 13 第排行星轮的几何尺寸 . 16 各行星齿轮强度校核 . 19 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 . 19 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 . 21 内齿轮材料选择 . 22 第三章 减速器结构的设计 . 23 齿轮轴 的设计计算 . 23 3 传递连接 . 24 轴承选用与校核与其他附件说明 . 24 轴承选用与校核 . 24 其他附件说明 . 26 第四章 设计工作总结 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 2错误 !未定义书签。 附 录 . 错误 !未定义书签。 28 4 摘 要 轮边减速器是传动系中最后一级减速增扭装置，采用轮边减速器可满足在总传动比相同的条件下，使变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等部件的载荷减少，尺寸变小以及使驱动桥获得较大的离地间隙等优点，它被广泛应用于载重货车、大型客车、越野汽车及其他一些大型工矿用车 。因此对轮边减速器的研究，具有很重要的实际意义和企业实用性。 在本论文研究中，主要开展了如下工作： 首先介绍了轮边减速器的原理，并对行星式轮边减速器的特点、传动类型及传动装置进行了阐述与分析。 其次根据轮边减速器的工作要求，进行了传动设计计算，确定其主要部件的参数并校核了齿轮的强度。 关键词 轮边减速器 ; 齿向误差 ;校核强度 第一章 绪论 课题设计的目的和意义 汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视， 在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来，随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步，机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收，在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了一定的研究成果，在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表，他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时，现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中，根据不同的优化目标，通过建 立轮边减速器行星齿轮数 5 学模型，产生了多种优化设计方法。在已经取得的成果中，有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计，有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究，有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计，有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究，这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时，行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新，比较新的研究成果：有可靠性工程理论在优化设计中的应用，有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应 用，有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用，有可靠性工程理论在优化设计中的应用，基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中，对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。 设计所要完成的主要任务 件设计计算、绘制零、部件图。 第 二 章 减速器的方案设计 减速机构 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。 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 6 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 柱齿轮减速器 .1 有减速器中应用最广的，它传递功率的范围可从很小至 40000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 圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。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 。 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 锥齿轮减速器 图 杆减速器 7 .2 .3 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 。 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 星减速器 传动效率可从 10w 到 50000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 。 减速器方案的选择及传动方案的 确定 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。 行星减速器传动方案的选定 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 8 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/以要求齿轮减速机构的 传动比也比较大。这种传动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 轮边减速器 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 轮边减速器 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 300 达转速一般在 2200 r/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。其中共齿圈式双行星排的结构有以下几种， 如图 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 星减速 器 .5 a 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 9 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。 传动比公式推导 对于 a 图 的传动公式推导如下：运动学方程为： 1 1 1 1 110t q jn k n k n （ 2 2 2 2 210t q jn k n k n （ 式中： 对应的齿圈与太阳轮齿数之比（下同） 连接方程为： 120 12连接方程代入运动方程，解得传动比 i 为： 1 1 2 2i k k k k （ 其中负号表示，太阳轮输入与齿圈的输出转向方向相反。 行星减速器齿轮配齿与计算 行星排齿轮的配齿 10 行星排的正确啮合和传动，应满足四个配齿条件，即是传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。 根据已知的传动比范围1i=33 44，由表 1473 取行星轮数目 C=3，查表 3- 42 配齿，可得如下可行传动比方案： i = 1 2 3 3 7 81 8 3 0 7 8 12 i = 126 . 3 9 51 3 3 5 8 31 9 3 2 8 3 4 . 3 7 i = 125 . 9 2 31 3 3 2 7 71 9 2 9 7 7 4 . 0 5 3 i = 126 . 7 51 2 3 4 8 11 8 3 1 8 1 4 . 5 i = 126 . 8 51 3 3 8 8 91 9 3 2 8 9 4 . 6 8 4 i = 126 . 3 8 51 3 3 5 8 31 9 3 2 8 3 4 . 3 7该设计的传动比选择方案，配齿结果如下表 示： 表 双行星排各齿轮齿数 .1 数 太阳轮 A 齿数 行星轮 C 齿数 齿圈 B 齿数 行星轮数目 第行星排 12 33 78 3 第行星排 18 30 78 3 行星齿轮模数计算与确定 按照接触强度初步计算 动的中心距和模数，根据第三章的参数每条履带的牵引力为 则驱动轮的扭矩： （ 11 =310 331 310 式中： T 为单条履带的行走牵引力（吨）； 驱动轮节圆半径（ 则太阳轮1 1 = 式中： 1 i 为总传动比； 为传动系统的效率（取 齿数比 u 表 14734 选取太阳轮和行星轮的材料为 20碳淬火处理，齿面硬度分别为 60 62 56 58查表 14724 得1500 2/N 340 2/N 太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级。内齿轮采用 42质硬度 207 269表 14724 得780 2/N 260 2/N 内齿轮的加工精度为 7 级。根据公式得许用接触应力 (=777 选取齿宽系数d=荷系数 K 由文献资料 7推荐值K=2，取 K=表 14775 取系数83，则初步中心距 a 为： a = 13 2(1 ) ( 12 =3 21 . 5 6 6 5 . 4 34 8 3 ( 1 2 . 7 5 ) 0 . 6 2 . 7 5 1 3 6 3 . 6 4 面由中心距初步估算模数 m 得： m = 112 ( = 2 3 表 1472 取模数标准系列值： m =5（ m 的含义下同）。 啮合参数计算 第行星排的中心距。 太阳轮1 1111 ()2 Z（ = 1 5 (1 2 3 3 )2 = 112.5 星轮1 1111 ()2 Z（ = 1 5 ( 7 8 3 3 )2 =112.5 为111以，此行星排不需要角度变位。 第行星排的中心距。 太阳轮2 2221 ()2 Z（ = 1 5 (1 2 3 3 )2 = 120 13 行星轮2 2221 ()2 Z（ = 1 5 ( 7 8 3 3 )2 =120 为222以，此行星排不需要角度变位。 据 以上条件知，120）。 根据齿数总和 Z=12+33=45,齿数比 u=图 1334 ，取1x=以2x= 中行星轮和内齿圈为负变位，太阳轮为正变位，下面将各齿轮的变位系数列于表 表 各齿轮变位系数 .2 轮 太阳轮 A 行星轮 C 内齿圈 B 变位系数 各行星齿轮几何尺寸计算 第排行星齿轮的几何尺寸 （ 1）太阳轮几何尺寸 为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 了表述简洁，以下几 个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。 表 第排行星排太阳轮几何尺寸 .3 目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /14 分度圆直径 1 2Ad m Z 60 齿顶高 1*11( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ah h x m 式中： *齿顶高系数，取标准值 *1 根高 1*11( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ah h c x m 式中： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 1h 1 1 1 4 . 1 5 7 . 1h h 顶圆直径 11 1 12 6 0 2 7 . 1d h 根圆直径 11 1 12 6 0 2 4 . 1 5d h 圆直径 1d 1111122 2 1 1 2 . 5 1 2 3 3Z 式中： 1示第排中行星轮齿数， a 中心距 60 基圆直径 1011 c o s 6 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 1a 1115 6 . 3 8a r c c o s a r c c o s 7 4 . 2ba 表 ） 项目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /合度 1a 1 1 1 1 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a A a C 0 0 0 01 1 2 ( t a n 4 0 . 5 4 t a n 2 0 ) 3 3 ( t a n 2 4 . 8 4 t a n 2 0 )2 15 对于直齿轮纵向重合度 =0，总重合度 a 式中： 2a 为行星轮的齿顶圆压力角，见表 算 （ 2）行星轮几何尺寸 表 行星轮的几何尺寸设计 表 第排行星轮几何尺寸 .4 of 目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 2 3Cd m Z 165 齿顶高 21( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ch h x m 式中： *标准值 * 根高 221( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ch h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 2 2 8 . 3 5 2 . 9h h 顶圆直径 2 22 1 6 5 2 2 . 9d h 根圆直径 2 22 1 6 5 2 8 . 3 5d h 圆直径 2d 1211332 2 1 1 2 . 5 1 2 3 3Z 165 表 ） 项目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /圆直2 022 c o s 1 6 5 c o s 2 0 155 16 径 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 齿顶圆压力角 2a222155a r c c o s a r c c o s 1 7 0 . 8ba 2a2a=1a 3）内齿圈几何尺寸计算 表 内齿圈的几何尺寸计算过程： 表 第行星排内齿圈几何尺寸 .5 目 代号 直齿轮（内啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 3 8Bd m z 390 齿顶高 331( ) (1 0 . 1 9 5 0 . 4 2 )a a a Bh h h x 式中： *标准值 * 2* 7 . 5 5 (1 )z 是为了避免过渡曲线干涉而将齿顶高系数的量。此处 * 根高 331( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Bh h c x m 全高 3 3 4 . 1 5 6 . 1 2h h 顶圆直径 3 32 3 9 0 2 6 . 1 2d h 根圆直径 3 32 3 9 0 2 4 . 1 5d h ） 项目 代号 直齿轮（内啮合）计算公式及说明 计算结果 /圆直径 3d 1311782 2 1 1 2 . 5 7 8 3 3Z 390 17 基圆直径 3c o s 3 9 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 3a3333 6 6 . 4 8a r c c o s a r c c o s 3 7 7 . 7 6ba 014 重合度 1 1 3 1 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a B a C 0 0 0 01 3 3 ( t a n 2 4 . 8 4 t a n 2 0 ) 7 8 ( t a n 1 4 t a n 2 0 )2 对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度a式中：2a为行星轮的齿顶圆压力角， 见表 算 第排行星轮的几何尺寸 第排行星齿轮的模数，变位系数等都与第行星排的相同。下面将其计算过程列 于表 表 。 （ 1） 太阳轮几何尺寸 为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。 表 第 排行星排 太阳轮几何尺寸 .6 目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /度圆直径 1 8Ad m Z 90 齿顶高 12( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ah h x m 式中： *标准值 * ） 项目 代号 直齿轮（外啮合）计算公式及说明 计算结果 /18 齿根高 112( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ah h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 1 1 4 . 1 5 7 . 1h h 顶圆直径 1 12 9 0 2 7 . 1d h 根圆直径 1 12 9 0 2 4 . 1 5d h 圆直径 1d 2122182 2 1 2 0 1 8 3 0Z 式中：2中行星轮齿数， a 中心距 90 基圆直径 1c o s 9 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆压力角 1a1118 4 . 5 7a r c c o s a r c c o s 1 0 4 . 2ba 1a 1 2 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a A a C 0 0 0 01 1 8 ( t a n 3 5 . 7 5 t a n 2 0 ) 3 0 ( t a n 2 5 . 2 2 t a n 2 0 )2 对于直齿轮纵向重合度=0，总重合度a式中：2a为第排中行星轮的齿顶圆压力角， 算 2）行星轮几何尺寸计算 表 行星轮的几何尺寸计算过程： 表 第排行星轮几何尺寸 .7 of 目 代号 直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明 计算结果 /19 分度圆直径 2 0Cd m Z 150 齿顶高 22( ) (1 0 . 4 2 ) 5a a Ch h x m 式中： *标准值 * 根高 222( ) ( 1 0 . 2 5 0 . 4 2 ) 5f a Ch h c x m 式中 ： *c 为齿顶隙系数，取标准值 *c =全高 2 2 8 . 3 5 2 . 9h h 顶圆直径 2 22 1 5 0 2 2 . 9d h 根圆直径 2 22 1 5 0 2 8 . 3 5d h 圆直径 2d 2222302 2 1 2 0 1 8 3 0Z 150 基圆直径 2 c o s 1 5 0 c o s 2 0 式中： 为分度圆压力角，取标准值 020 顶圆 压力角 2a2221 4 0 . 9 5a r c c o s a r c c o s 1 5 5 . 8ba 2a2a=1a 3）内齿圈几何尺寸计算 由于第排行星排中内齿圈的齿数、模数、变位系数等参数与第排行星排中相同，所以其几何尺寸也相同，此处便不作赘述。 各行星齿轮强度校核 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 经过前面计算，太阳轮齿宽系数 a 则太阳轮齿宽为b=d 1d=60=36根据经验公式 105(1 ，取 1b =46 下面计算查取其他校核用参数； 20 查表 14 7105 取弹性系数 。 确定 周 速度： 601000)11(111 x （ 式中： 1n 为太阳轮的转速，为了方便计算初步用马达的输出转速 1k 为特性参数，见 前面部分计算。 将上述已知参数代入式（ 算得 x 。 查表 10- 82 确定使用系数 图 10- 88 取动载系数表 10- 83 取齿间载荷分配系数 K =表 10- 84 利用直插法齿向载荷分配系数计算载荷系数 K 为： （ =2 太阳轮传递的载荷太阳轮输入转矩为1N ，根据公式有太阳轮所传递的扭矩 1T 为： 11 A （ = N 式中：表 14718 查取， 则太阳轮传递的载荷 112d （ = 2 21 所以太阳轮接触应力1H和之配对的行星轮的接触应力2H为： 121112 . 5 d u （ = 2 . 7 7 1 5 6 . 3 2 2 . 8 3 3 12 . 5 1 8 9 . 84 6 6 0 2 . 8 3 3 许用接触应力计算 本 轮边减速器 的设计工作时间为 10 年，每年按照 365 天计算，每天工作 8 小时，则工作应力循环次数 N 为： N=60 =60 1470 1 10 365 8 910 次 式中： n 为太阳轮转速，按照液压马达的输出转速计算： j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数： 小时计算。 由图 10- 818 和图 10- 819 查取寿命系数得：接触疲劳强度安全系数，弯曲疲劳强度安全系数图 10- 820 和图 10- 821 取齿轮的接触疲劳极 限1500 2N ，弯曲疲劳强度极限750 2N 。则太阳轮的许用接触应力 1为： 1= （ = 5001=1350经计算与太阳轮配对的行星轮，由图 10- 818 和图 10- 819 查取寿命系数得； 22 由（ 计算得其许用接触应力 2=1410然 21，故以 1值代入计算。由上述计算得：因为1H=2H222 ，所以将后者代入计算。下面将弯曲强度进行检验： t Y （ 对于太阳轮： 2 1 5 6 4 6 5 满足弯曲强度条件。对于行星轮： 2 1 5 6 3 6 5 满足强度要求。 内齿轮材料选择 23 下面根据接触疲劳强度计算来确定内齿轮材料，取最小安全系数 由公式： 3m i H L V R W XF u K K K Kd b u Z Z Z Z Z Z Z (式中：图 14717 取 表 14 7105 取弹性系数； Z为重合度系数，查图 14719 取 Z= Z为螺旋角系数，查图 14720 取 1； 图 14726 取 图 14727 取； 图 14728 取 图 14729 取 图 14730 取 图 14731 取 3 内齿圈所传递的扭矩为3T： 3T=3 = 中其所传递的载荷 332d （ = 2 24 齿数比 u=81/34 齿宽 b=44上述参数代入（ 计算得根据选用 42质硬度 209 269一般其弯曲强度皆可满足设计要求，这里不再校核。 与第行星排校核计算一样，对于第排的各齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度校核，经检验，其均满足设计强度要求。 第 三 章 减速器结构的设计 齿轮轴的设计计算 由于太阳轮的尺寸较小，从强度方面考虑将其做成齿轮轴形式，材料为200力学分析，该轴只在 扭转情况下工作，故按照扭转强度条件初步估计轴颈： 30 （ 式中： 0A 为系数值，查表 15- 83 取 0A =100（范围： 98 P 为轴传递功率， 液压马达输出功率）； n 为轴的转速。 将上述已知参数带入（ 计算得 d 考虑到其将由花键套与制动器输出轴连接，故取轴颈 d =40由公式： (= =式中： T 为扭转切应力； 25 T 为该轴所传递的 扭矩，取太阳轮输入力矩值； 轴的抗扭截面系数。 显然 T T =45 52满足要求。该轴的 细部结构件附件其零件图。 传递连接 本设计采用双壁整体式行星架，行星架与太阳轮 用渐开线花键连接。齿圈和壳体采用螺钉固定链接。动力传递过程为：动力经由液压马达传到制动器。制动器输出轴与齿轮轴采用渐开线花键套连接，齿轮轴另一端由钢球顶住，防止其运转时轴向穿动，动力由制动器传递给齿轮轴。太阳轮将动力传给行星轮，在此动力分流：一部分直接通过和齿圈啮合将动力传递给齿圈然后由齿圈和壳体等传给驱动轮；另一部分动力则由行星 架传递给太阳轮 太阳轮 行星轮 合传动，动力经由此到达齿圈再通过壳体到达驱动轮。 另外几处的连接：行星架 齿圈支架的连接采用渐开线花键连接；齿圈支架和制动器的连接采用螺钉连接 ；壳体与制动器和液压马达的连接采用滚动轴承连接和浮动油封密封；壳体与驱动轮采用螺栓连接；太阳轮 滚针轴承连接，滚针轴承套在齿轮轴上从而齿轮轴转动并不直接影响太阳轮 动。 轴承选用与校核与其他附件说明 轴承选用与校核 行星轮用轴承、销套和螺栓连接在行星架上，根据载荷性质查表 5- 612 选用圆锥滚子轴承 30205，其基本动载荷 下面进行其强度校核： 61060 （ 式中： P 为当量动载荷； ； 为计算指数，对于滚子轴承
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