机械毕业设计-传动采用2Z-X型NGW啮合方式两级行星齿轮减速器设计【含5张CAD图纸、说明书】
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I 摘 要 本文完成了对 2Z-X 型 NGW 啮合方式两级行星齿轮减速的设计。该减速器具有较 小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力 大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。 首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势，然后比较了 各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包 括太阳轮、行星轮、内齿圈及转臂的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入 转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算 和主要零部件的强度校核计算。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该 减速器的整体结构设计。 关键词：行星齿轮；传动机构；结构设计；校核计算 II ABSTRACT This paper completed the 2Z-X of NGW structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics. Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculation III 目 录 摘 要 .I ABSTRACT.II 目 录 .III 1 绪论 1 1.1 研究背景及意义 .1 1.2 行星齿轮减速器研究现状 .1 1.3 行星齿轮减速器发展趋势 .2 1.4 论文的基本内容 .2 2 总体方案设计 3 2.1 设计要求 .3 2.2 总体方案选择 .3 2.2.1 行星机构的类型及特点 3 2.2.2 确定行星齿轮传动类型 5 3 齿轮的设计计算 6 3.1 配齿计算 .6 3.2 初步计算齿轮的主要参数 .7 3.2.1 计算高速级齿轮的模数 m .7 3.2.2 计算低速级的齿轮模数 m .7 3.3 啮合参数计算 .8 3.3.1 高速级 8 3.3.2 低速级 8 3.3.3 高速级变位系数 9 3.3.4 低速级变位系数 9 3.4 几何尺寸的计算 .9 3.4.1 高速级 .9 3.4.2 低速级 .10 3.4.3 插齿刀齿根圆直径的计算 10 3.5 装配条件的验算 .11 3.5.1 邻接条件 11 3.5.2 同心条件 11 3.5.3 安装条件 12 IV 3.6 传动效率的计算 .12 3.6.1 高速级啮合损失系数 的确定 .12 1x 3.6.2 低速级啮合损失系数 的确定 13 2 3.7 齿轮强度的验算 .14 3.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 .14 3.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 .16 3.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 .17 3.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核 .18 3.7.5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 19 3.7.6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核 21 4 轴的设计计算 22 4.1 行星轴设计 22 4.1.1 初算轴的最小直径 22 4.1.2 选择行星轮轴轴承 23 4.2 转轴的设计 24 4.2.1 输入轴设计 .24 4.2.2 输出轴设计 .25 5 转臂、箱体及附件的设计 27 5.1 转臂的设计 .27 5.1.1 转臂结构方案 27 5.1.2 转臂制造精度 28 5.2 箱体的设计 30 5.3 其他附件的选用 .31 5.3.1 标准件及附件的选用 31 5.3.2 密封和润滑 32 结论 .33 致谢 .34 参考文献 .35 1 1 绪论 1.1 研究背景及意义 行星齿轮传动在我国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，均取得了较大的成就,并获得了许 多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进 步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经 过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我 国的行星传动技术有了迅速的发展1。 本课题通过对行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配 尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现 行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该减速器 的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。 1.2 行星齿轮减速器研究现状 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 年代初推 广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴” 、 “选用”等一系列有意义的工作。 （1）渐开线行星齿轮效率的研究 行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学 者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提 出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有 3 种： 啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法） ，其中以啮合功率法的用途最为 广泛，此方法用来计算普通的 2K2H 和 3K 型行星齿轮的效率十分方便。 （2）渐开线行星齿轮均载分析的研究现状 行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由 于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使 2 用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具 备了上述的许多优点。为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十 分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星 齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不 加限制的专门措施和其它可自动调位的方法。 1.3 行星齿轮减速器发展趋势 随着我国市场经济的推进， “九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提 高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制， 改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农 用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行 业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。 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、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。 1.4 论文的基本内容 （1）选择传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。 （2）设计计算及校核。传动结构的设计计算，都大致包括：选择传动方案、传动 零件齿轮的设计计算与校核、轴的设计计算与校核、轴承的选型与寿命计算、键的选 择与强度计算、箱体的设计、润滑与密封的选择等。 在对行星齿轮减速器的结构进行深入分析的基础上，依据给定的减速器设计的主 要参数，通过 CAD 绘图软件建立行星齿轮减速器各零件的二维平面图，绘制出减速器 的总装图对其进行分析。 3 2 总体方案设计 2.1 设计要求 电机功率： 75kW； 输入转速： 735r/min； 输出转速约为： 26.3r/min； 工作年限的按 2 年，每天工作 16-18 小时； 使用系数选取：KA=1.5。 2.2 总体方案选择 2.2.1 行星机构的类型及特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的 主要特点如下： （1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸 和质量约为普通齿轮传动的 （即在承受相同的载荷条件下） 。512 （2）传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达 0.970，99。 （3）传动比较大。可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类 型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行 星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时， 仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。 （4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮， 均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使 参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工 作较可靠。 最常见的行星齿轮传动机构是 NGW 型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按 两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有 NGW、 NW、NN、WW、NGWN 和 N 等类 型。按基本结构的组成情况不同有 2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X 等类型。 4 行星齿轮传动最显著的特点是：在传递动力时它可进行功率分流；同时，其输入 轴与输出轴具有同轴性，即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮 传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统的中的减速器、增 速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航 空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦 克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用，表 2-1 列出了 常用行星齿轮传动的型式及特点： 表 2-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点 性能参数传动 形式 简图 传动比 效率 最大功 率/kW 特点 NGW（2Z- X 负号机构） =1.1 BAXi 313.7 推荐 2.89 效率高，体积小，重量轻， 结构简单，制造方便，传 递公路范围大，轴向尺寸 小，可用于各个工作条件， 在机械传动中应用最广。 单级传动比范围较小，耳 机和三级传动均广泛应用 NW（2Z-X 负号机构） =15 BAXi 0 推荐 721 0.970.99 不限 效率高，径向尺寸比 NGW 型小，传动比范围较 NGW 型大，可用于各种工作条 件。但双联行星齿轮制造、 安装较复杂，故| | 7 时 BAXi 不宜采用 NN（2Z-X 负号机构） 推荐值： =83 BXEi 0 效率较低， 一般为 0.70.8 40 传动比打，效率较低，适 用于短期工作传动。当转 臂 X 从动时，传动比 | |大i 于某一值后，机构将发生 自锁 WW（2Z-X 负号机构） =1.2 BXAi 数千 | |=1.2 BXAi 5 时，效 率可达 0.90.7， 5 以后.i 随| |增加 徒降 20 传动比范围大，但外形尺 寸及重量较大，效率很低， 制造困难，一般不用与动 力传动。运动精度低也不 用于分度机构。当转臂 X 从动时，| |从某一数值起i 会发生自锁。常用作差速 器；其传动比取值为 =1.83，最佳值为 2， XABi 5 此时效率可达 0.9 NGW（ ）型 （3Z） 小功率 传动 BAEi 500； 推荐： =20 BAEi 100 0.80.9 随 增加 而下降 短期工 作 120 ，长期 工作 10 结构紧凑，体积小，传动 比范围大，但效率低于 NGW 型，工艺性差，适用 于中小功率功率或短期工 作。若中心轮 A 输出，当| |大于某一数值时会发生i 自锁 NGWN（ ）型 （3Z） =60 BAEi 500 推荐： =64 300 0.70.84 随 增 bAEi 加而下降 短期工 作 120 ，长期 工作 10 结构更紧凑，制造，安装 比上列型传动方便。由 于采用单齿圈行星轮，需 角度变为才能满足同心条 件。效率较低，宜用于短 期工作。传动自锁情况同 上 2.2.2 确定行星齿轮传动类型 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境 恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。 总传动比为： 95.27min/3.2675ri输 出输 入 2Z-X 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个 2Z-X 型 NGW 啮合方式的行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名 义传动比可分为 , 进行传动。传动简图如图 2-1 所示：16pi24.p 图 2-1 传动方案简图 6 3 齿轮的设计计算 3.1 配齿计算 根据 2Z-X 型行星齿轮传动比 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内pi 齿轮 ,行星齿轮 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心1b1c 齿轮 数为 17 和行星齿轮数为 。根据内齿轮a3pn11bapiz16785bz 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 11234cba 所求得的 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：ZC C51 12zab整 数 第二级传动比 为 4.66，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内齿轮2pi zb1 1iza zb4.62384.1 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控 制在其传动比误差范围内。实际传动比为 4.652i1 2zab 其传动比误差 0.2%i pi4.652 再考虑到其安装条件，选择 的齿数为 852zb 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 2311zcb1za 实际传动比为 4.696i1 zab 7 其传动比误差 1%i pi 3.2 初步计算齿轮的主要参数 齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 A1 和中心齿轮 A2，以及行星齿轮 C1 和 C2 均采用 20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮 ,故 且满足需要。齿面硬度为 58-62HRC，根据图二可知，取 =1400 , =350 ,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速级limH 2NlimF2N 的内齿轮均采用 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，根据图三可知，取 =780 , =420 轮 B1 和 B2 的加工精度为 7 级。li 2li2 3.2.1 计算高速级齿轮的模数 m 按弯曲强度的初算公式，为 1132liAFPaTKYmdz 现已知 17, =3401aZm2 N 中心齿轮 a1 的名义转矩为：11 759549434.8PTmn 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2.mK1.5AKfk 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2hpk ；由表查得齿形系数 ；由表查 1.61.621.3fphpk12.67faY 的齿宽系数 ；则所得的模数 m 为0.8d324.571. 4.0173m 取齿轮模数为 8 3.2.2 计算低速级的齿轮模数 m 按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数 m 为1132liAFPaTKYmdz 现已知 23， =420 。中心齿轮 a2 的名义转矩 =m2 N 2aT1xa6324.819. 取算式系数 ，按表 6-6 取使用系数 ; 按表 6-4 取综合系数mk1.5ak =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f 1.2hp ；由表查得齿形系数 ；由表查的齿1.61.621.3fphp1.4faY 宽系数 ；则所得的模数 为0d 6.07mm 3948.5412.6230m 取齿轮模数为 m 3.3 啮合参数计算 3.3.1 高速级 在两个啮合齿轮副中 ， 中，其标准中心距 a1 为1ac1b11 4730222acacmz11 851bcbc 3.3.2 低速级 在两个啮合齿轮副中 ， 中，其标准中心距 a2 为2ac2b22116316acbcmz22 52bcbc 由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变 9 位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸 和质量2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。 由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位 ，大齿轮采用负变位 。内10x20x 齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即 ， 型的传动中，当传动比2zA 时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为4 baxi 。0ca 3.3.3 高速级变位系数 确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在 啮合角仍为 ， 根据表选择变位系数102a125z .35x.3bx0.315cx 3.3.4 低速级变位系数 因其啮合角仍为 根据表选择变位系数162a1254z 20.15ax0.b0.1cx 3.4 几何尺寸的计算 对于双级的 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2xA 几何尺寸的计算结果如下表： 3.4.1 高速级 项目 计算公式 齿轮副1ac齿轮副1bc 分度圆直 径 1dmz268d2336d240 10 3.4.2 低速级 项目 计算公式 齿轮副1ac齿轮副1bc 分度圆直径 1dmz238d2686d250 外 啮 合 112amdxh2178.52ad4b 顶圆 直径 1a内啮 合 2a3a21afmc插 齿 14.8b23a 外 啮 合 1fdxh212f160.5fd2348f 齿根圆直 径 f内啮 合 fa202插 齿 123.48f50f 11 3.4.3 插齿刀齿根圆直径的计算 已知模数 ，盘形直齿插齿刀的齿数为 18，变位系数为4m ，试求被插齿的内齿轮 ， 的齿圆直径。0.1x中 等 磨 损 程 度 1b2 齿根圆直径 按下式计算，即2fd20fad插 齿 插齿刀的齿顶圆直径0a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距200aomaoxzh4182.3582.m 高速级： 2fd.40 低速级：选择模数 ，盘形直齿插齿刀的齿数为 176m00aoaoxz1726.518.2 填入表格22f 8.38.m 3.5 装配条件的验算 对于所设计的双级 2Z-X 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件 3.5.1 邻接条件 外 啮 合 112amadxh2215.38ad296 齿顶圆 直径 1a 内 啮 合 a23a1afmdc插 齿 2196.a308 外 啮 合 1f xh212f a124.38fd69f 齿根圆 直径 f 内 啮 合 f 202fad插 齿 169.2f2348f 12 按公式验算其邻接条件，即 2sinacacpd 已知高速级的 ， 和 代入上式，则得14.8ac10ac3 满足邻接条件 14.820sin76.3m 将低速级的 ， 和 代入，则得92acd2acpn 满足邻接条件 96.si80.5 3.5.2 同心条件 按公式对于高度变位有 2acbz 已知高速级 ， 满足公式则满足同心条件。17a34c85 已知低速级 ， 也满足公式则满足同心条件。b 3.5.3 安装条件 按公式验算其安装条件，即得 1abpCzn整 数 2abpCzn整 数 （高速级满足装配条件） 178534abp （低速级满足装配条件） 26abpz 3.6 传动效率的计算 双级 2Z-X 型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为 122baxax 由表可得： 11bxaxp 13 221bxaxp 3.6.1 高速级啮合损失系数 的确定 1x 在转化机构中，其损失系数 等于啮合损失系数 和轴承损失系数 之和即: 1x 1xm1xn111xxxmn 其中 1ab 转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失 1xmb 11c 转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失1 xa a 可按公式计算即 xmb1xb122mfz 高速级的外啮合中重合度 =1.584,则得:1xma12.486mf 式中 齿轮副中小齿轮的齿数1z 齿轮副中大齿轮的齿数2 啮合摩擦系数，取 0.2mf =0.041 1xa12.4860.743 内外啮合中重合度 =1.864,则得1xmb122.96mfz =0.0080 1xb.0.43 即得 =0.041+0.008=0.049, 1xm16.049.57bax 14 3.6.2 低速级啮合损失系数 的确定 2x 外啮合中重合度 =1.627 = =0.037 2xma12.54mfz1.540.234 内啮合中重合度 =1.858 =0.019 2xma12.97mf1.970.239 即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm2410.56.bax 则该行星齿轮的传动效率为: = = 122baxax0.95.0974 传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。 3.7 齿轮强度的验算 校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大 值均小于其H 相应的许用接触应力 ，即Hpp 3.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机 的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等 冲击8 。故选 为 1.5, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选 为 1.8aKaK （1）动载荷系数 v 考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得 =1.108v （2）齿向载荷分布系数 H 考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数 主要与HK 15 齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。 查表可得 ，1HbK1.2b3H 则 .23.6 （3）齿间载荷分配系数 、HakF 齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它 与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得 =1 ， =1HakFa （4）行星齿轮间载荷分配不均匀系数 Hp 考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂 X 和 齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.4Hpk （5）节点区域系数 Hz 考虑到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 的法向力的系数。 根据 ，取 为 2.495 2cosintaHtzHz （6）弹性系数 eZ 考虑材料弹性模量 E 和泊松比 对接触应力影响的系数，查表可得 为 189.80 eZ （7）重合度系数 考虑重合度对单位齿宽载荷 的影响，而使计算接触应力减小的系：tbF ，故取 0.897 43aZ （8）螺旋角系数 考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 ，取 为 1cos （9）最小安全系数 ，minHSinF 考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合 16 等。取 =1minHS （10）接触强度计算的寿命系数 NtZ 考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料， 热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。 取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt （11）润滑油膜影响系数 ， ，LVR 齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得 =1， =0.987, =0.991LZVR （12）齿面工作硬化系数 ，接触强度尺寸系数wZx 考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬 化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选 =1， =1wxZ 根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力 10，即：HP 中心齿轮 a1 的 =1422min lNtLVRWXHpZS PaM 行星齿轮 c1 的 =1486in ltLp a 外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中 ，12H110AUHaPHK01t EubFZd 经计算可得 2987PaHM 则 ， 满足接触疲劳强度条件。14p221486HPa 3.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 （1）名义切向力 tF 已知 ， =3 和 =153mm,则得235.aNmTpnad 17 2002351960atP NTFnd 使用系数 ，和动载系数 的确定方法与接触强度相同。aKv （2）齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 按公式计算，即 1FbFK 由图可知 =1， ，则 =1.311F1.4b （3）齿间载荷分配系数 Fa 齿间载荷分配系数 可查表 =1.1 （4）行星齿轮间载荷分配系数 Fp 行星齿轮间载荷分配系数 按公式计算K1.621.3Fp （5）齿形系数 faY 查表可得， =2.421, =2.6561f 2fa （6）应力修正系数 s 查表可得 =1.684, =1.5771sa2a （7）重合度系数 Y 查表可得 1 0.7538 （8）螺旋角系数 （9）计算齿根弯曲应力 f =18711 tFaAVFaFPFbmYK PaM =18922 ta aa （10）计算许用齿根应力 FpminFSTNtrelTRrlXpYs 18 已知齿根弯曲疲劳极限 =400minF 2N 查得最小安全系数 =1.6,式中各系数 ， ， ， 和 取值如iSSTYNrelTRrelTYx 下： 查表 =2， = =1STYNT寿 命 系 数 0.2631L 查表齿根圆角敏感系数 =1， 1rel20.95relTY 相对齿根表面状况系 =1.043 .1.674.RrelTz =1.043 0.121.6740.529RrelTz 许用应力 694 , 1FpPaM247FpPa 因此 ； ， a-c 满足齿根弯曲强度条件。2F 3.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校 核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。 选择 =1.272， =1.189, =189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844，vKHZhHaKZ =1.095, =1.151, =1, =1, =0.987, =0.974, 1NZ2N1L2L1V2V =0.991, =0.982, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1R1W2W1XminHS 计算行星齿轮的许用应力为 =1677 1minlNtLVRXHpZS paM 计算内齿轮 c1 的接触许用应力 =641 1minlNtLVRWXHp pa 而 = =3961210AUHaHPHKpa 则 641 得出结论：满足接触强度的条件。Hpa 19 3.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核 （1）选择使用系数 aK 原动机工作平稳，为中等冲击。故选 为 1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲a 击。故选 为 1.8a （2）动载荷系数 v0.251349Vk （3）齿向载荷分布系数 HK =1.2291Hb （4）齿间载荷分配系数 、HakF 查表可得 =1.021 =1.021Ha （5）节点区域系数 z 取 =2.495 2cosintaHtz （6）弹性系数 eZ 考虑材料弹性模量 E 和泊松比 对接触应力影响的系数，查表可得 为 189.80 eZ （7）重合度系数 考虑重合度对单位齿宽载荷 的影响，而使计算接触应力减小的系数tbF ，故取 0.889 43aZ （8）螺旋角系数 考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 ，取 为 1cosZ 计算齿面的接触应力 代人参数110AUHaHPHK =145112HpaM 20 （9）最小安全系数 ，minHSinF 取 =1minH （10）接触强度计算的寿命系数 NtZ 取 =1.116， =1.1171NtZ2Nt （11）润滑油膜影响系数 ， ，LVR 齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得 =1， =0.958, =0.996LVZR （12）齿面工作硬化系数 ，接触强度尺寸系数wZx 选 =1， =1wZx 计算许用接触应力 =1770 中心齿轮 a2 1minlNtLVRWXHpS paM =1525 行星齿轮 c2 2inltLVRXpHZpa 接触强度校核： 1451 满足接触强度校核12H2H 3.7.5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 （1）名义切向力 tF 已知 ， =3 和 =276mm,则得623.47aNmTpnad001623.47862tPa Nnd 使用系数 ，和动载系数 的确定方法与接触强度相同。Kv （2）齿向载荷分布系数 F 齿向载荷分布系数 按公式计算，即 1FbFK 由图可知 =1， ，则 =1.229F1.29b （3）齿间载荷分配系数 Fa 21 齿间载荷分配系数 可查表 =1.021FaKFa （4）行星齿轮间载荷分配系数 p 行星齿轮间载荷分配系数 按公式计算F1.621.3Fp （5）齿形系数 faY 查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa （6）应力修正系数 s 查表可得 =1.630, =1.5901sa2a （7）重合度系数 Y 查表可得 1 0.7518 （8）螺旋角系数 （9）计算齿根弯曲应力 f =39611 tFaAVFaFPFbmYK PaM =39422 ta aa （10）计算许用齿根应力 FpminFSTNtrelTRrlXpYs 已知齿根弯曲疲劳极限 =400minF 2 查得最小安全系数 =1.6,式中各系数 ， ， ， 和 取值如i STYNrelTRrelTYx 下 查表 =2， = =1STYNT寿 命 系 数 0.2631L 查表齿根圆角敏感系数 =1，1rel2relTY 相对齿根表面状况系 22 =1.043 0.11.6740.529RrelTzY =1.043 0.12rel 许用应力 674 , 1FpPaM248FpPa 因此 ； ， a2-c2 满足齿根弯曲强度条件。2F 3.7.6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核 低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校 核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似11。 选择 =1.051， =1.213, =189.8, =1, =2.495, vKHZ hZ =1.098, =0.844HaZ =1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V =0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS 计算行星齿轮的许用应力为 =1782 1minlNtLVRXHpZS paM 计算内齿轮 c1 的接触许用应力： =665 1minlNtLVRWXHp pa 而 = =6521210AUHaHPHKpa 则 652 得出结论：满足接触强度的条件。Hpa 4 轴的设计计算 行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在转臂的行 23 星轮轴孔中；输出轴和转臂通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过双联 齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图 4-1 所示： 图 4-1 太阳轮浮动原理 4.1 行星轴设计 4.1.1 初算轴的最小直径 在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷 ，当行星轮相对于转臂KNFt862 对称布置时，载荷 则作用在轴跨距的中间。取行星轮与转臂之间的间隙 ，tF m5.2 则跨距长度 。当行星轮轴在转臂中的配合选为 H7/h6 时，mbl 475220 就可以把它看成是具有跨距为 的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，0l 因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷 （见图 4-2） 。0/lFqt 图 4-2 行星轮轴的载荷简图 危险截面（在跨度中间）内的弯矩 N.m=1538N.m8 1762802lFqMt 行星轮轴采用 40Cr 钢,调质 MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全系数40s ;则许用弯曲应力 MPa=176MPa,故行星轮轴直径5.2S)5.2/(/bS 24 mMdb 85.2176532330 取 8.0 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 4.1.2 选择行星轮轴轴承 在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷 rF N=1614KN2 0tan8620tanrF 在相对运动中，轴承外圈以转速 =463.6430 178.caHcznminrinr 考虑到行星轮轴的直径 ，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺d5.2 寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承 6006 型，其参数为 md30D5B1 kN kN （油浴） ；.27rC2.0r 0limninr 取载荷系数 ；1pf 当量动载荷 N=137N;14.rFP 轴承的寿命计算 h=7377h 3306 )19720(6.)(PCnLHch 校核行星轮轮缘厚度 是否大于许用值： = mmc mDdcf 5.22)(in 式中 行星轮模数（mm）m mm .74.13minc =35.712 =12.5mmci 满足条件 。min 25 4.2 转轴的设计 输入功率 转速 175Pkw1735/minnr 输出功率 输出转速 268.026./i 4.2.1 输入轴设计 （1）初算轴的最小直径 由下式 30nPAd 初步估算轴的最小直径，选取轴材料为 40Cr 钢，调质处理。根据表 4-2 查得 。0A 表 4-2 轴常用几种材料的 及 值T0A 轴的材料 Q235-A、20 Q275、 35（ 1Cr18Ni9Ti ） 45 40Cr、35SiMn 38SiMnMo /TPaM1525 2035 2545 35550A 149126 135112 126103 11297 查表取 =112，得 mnPd34.5271330min 输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大 3%5%。 故 9.45in， 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 （2）选择输入轴轴承 (1) 轴的结构设计 根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。 该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承 6213 型，其尺寸为 ，可画出输入轴草图（如附图 03） 。mBDd20165 轴承的寿命计算 其参数为 N N （油浴） ；2.83rC8.630r5lininr 26 取载荷系数 ；2.1pf 当量动载荷 N=3873N;328.rFP 轴承的寿命计算 h=1258h700h 306 )8720(16)(PCnLah 故该对轴承满足寿命要求。 4.2.2 输出轴设计 （1）初算轴的最小直径 在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在 输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用 42CrMo 合金钢，其许用剪切应力 MPa，即求出输出轴伸出端直径45 （2）输出轴的设计与校核 mnPAd7.13.26081330min 输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大 3%5%。 故 45in， 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 （3）选择输出轴轴承 由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出转臂装置的自重） ，所示轴承 的尺寸应由结构要求来确定。 输出轴端，轴颈 mm。1602d 由于结构特点，输出轴轴承须兼作转臂轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能 通过转臂轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径 =17mm。ad 故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承 6237 型，其尺寸为 ，可画出转臂草图（如附图 03） 。mBDd402815 轴承的寿命计算 其参数为 kN kN （油浴） ；rC0r3lininr 取载荷系数 ；2.1pf 27 当量动载荷 N=5088N;420.1rpFfP 轴承的寿命计算 h=10938h7000h 3306 )508(2.167)(1CnLch 故该轴承满足寿命要求。 （4）输出轴上键的选择及强度计算 平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面 上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件按下式计算 pp20kldT 式中 转矩， ；NmA 轴颈，mm; 键与轮毂键槽的接触高度， ，此处 为键的高度， mm；k hk5.0 键的工作长度， mm, 型键 ； 型键 ； 型键 ，其中l bLlBLlC/2lLb 为键的长度， 为键的宽度；Lb 许用挤压应力， ，在这里键材料为 45 钢。其许用挤压应力值按轻p2mN 微冲击算查相关资料的 =100120 。pMPa 由前面计算知输入转矩 KN m， 146T 选用 型键，其型号为 ，ALhb1028 将数值 ， ，285.0k 365l 键连接处的轴颈 =315mm 代入式（3-2）得d =13.4 4)较大时，行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮缘孔内臂较合理。 baxi 对于尺寸较小的整体式转臂结构，可以采用整休锻造毛坯来制造，但其切削加工 量较大。因此，对于尺寸较大的整体式转臂结构，则可采用铸造和焊接的方法，以获 得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯。 图 5-1 双侧板整体式转臂 （2）双侧板分开式转臂 双侧板分开式转臂(见图 5-1)的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上，故又 称之为装配式转臂;其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传 29 动比较小，例如，2Z-X(A)型的传动比 4， baxi 故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。 5.1.2 转臂制造精度 由于在转臂 x 上支承和安装着 3 个行星轮的心轴，因此，转臂 x 的制造精度pn 对行星齿轮传动的工作性能、运动的平稳性和行星轮间载荷分布的均匀性等都有较大 30 的影响。在制定其技术条件时，应合理地提出精度要求，且严格地控制其形位偏差和 孔距公差等。 （1）中心距极限偏差 af 在行星齿轮传动中，转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距偏差的大小和方 向，可能增加行星轮的孔距相对误差 和转臂 x 的偏心量，且引起行星轮产生径向位1 移;从而影响到行星轮的均载效果。所以，在行星齿轮传动设计时，应严格地控制中心 距极限偏差 值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般应控制中心距极限偏af 差 =0.010.02mm 的范围内。该中心距极限偏差 之值应根据巾心距 值，按齿轮af af a 精度等级按照表 5-1 选取。 表 5-1 中心距极限偏差 af m 齿轮副的中心距 a精度 等级 af183030
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