封闭式行星齿轮减速器的设计 毕业论文.doc

目录 毕业论文设计任务书 .i 开题报告 指导教师审查意见 评阅教师评语 答辩会议记录 中文摘要 英文摘要 1 前言 .1 1.1 设计的目的 1 1.2 研究本课题的意义 1 1.3 本课题研究的范围 1 2 选题背景 2 2.1 题目来源 2 2.2 研究目的和意义 2 2.3 国内外现状和发展趋势2 2.4 应解决的主要问题 .5 3 方案论证 6 3.1 设计要求 6 3.2 方案得拟定 .6 3.3 行星排级数得选择 .6 3.4 最终方案 7 4 设计论述 9 4.1 总体传动比设计 9 4.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算 10 4.3 扭矩的计算 .11 4.4 初步计算齿轮的主要参数 12 4.5 几何尺寸的计算 .15 4.6 装配条件的验算 .15 4.7 齿轮强度验算 16 4.8 效率的计算 .30 4.9 输入轴的强度校核 .31 5 结果分析 32 5.1 计算结果 32 5.2 结果分析 33 6 有限元分析 .34 6.1 有限元简介 34 6.2 二级行星架的有限元分析过程 34 6.3 二级行星架有限元分析结果总结 .34 7 总结 .37 参考文献 37 致谢 .39 封闭式行星齿轮减速器的设计 摘要 作为一种轻小型起重设备，钢丝绳电动葫芦已经在工厂，仓库， 港口，车站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。它是集电动机，减速器和 钢丝绳卷简(或环链) 为一体的小型起重设备，配合单梁桥式或门式起重机，组 成一个完整的起重机械。然而，在我国电动葫芦的发展却不容乐观。国内电动 葫芦不仅减速器结构单一，而且产品的体积和质量比较大，性能不高。和国外 同类产品相比，存在很大的差距。为此，我们针对电动葫芦的减速器结构进行 了设计。 本设计首先分析了国内外电动葫芦的发展状况，比较其差别，其次做了方 案的论证，在各种传动装置中选择了齿轮传动，在齿轮传动中选择了行星齿轮， 从而最终确定了电动葫芦中的减速器为封闭式行星齿轮减速器。再次就是设计 的论述，首先通过传动比计算出三级行星齿轮各级齿轮的齿数，再通过齿根弯 曲强度和齿面接触强度设计出三级行星齿轮各级齿轮的模数，然后通过齿根弯 曲强度和齿面接触强度校核，之后计算了行星齿轮传动的效率和校核了输入轴。 最后分析了计算的结果并做出了总结。这样设计出来的行星齿轮减速器结构紧 凑、体积小，从而达到了减小电动葫芦体积和质量的目的。 关键词：电动葫芦 封闭式行星齿轮减速器 设计 校核 abstract as one kind of light small lifting equipment, the steel wire electric hoist is widely used in factories， warehouses, ports, railway stations and other fields and departments. it is the col1cction electric motor, and wire rope reel machine slowdown (or link chain) for the integration of small hoisting equipment, most also carry trolleys walk with bridge or doors cranes form a complete lifting appliances. however the development of the electric hoist in our country is not optimistic. in our country, there is not only single kind of the decelerator s structure of the electric hoist, moreover the product volume and the quality quite are big, the performance is poof. compared to similar foreign products, there is a big gap. to this end, we carried out a scheme of the reducer structure design. this design has first analyzed the domestic and foreign electric hoists development condition, compared with its difference. second, we demonstrate the scheme. we choose the planetary gear transmission in a variety of gear transmission, and ultimately we determine to use enclosed planetary gear reducer in the electric hoist . again, we discuss the design. through gear ratio,we calculate the number of teeth of planetary gear at all levels. through the tooth root bending strength and intensity of tooth contact, to design the module of planetary gear at all levels.then we check it through the tooth root bending strength and intensity of tooth contact. we calculate the efficiency of the planetary gear transmission and check the input shaft. this planetary gear reducer is compact, small size, so as to achieve a reduced size and quality of electric hoist purposes. key words: electric hoist enclosed planetary gear reducer design check 前言 第 1 页（共 39 页） 1 前言 1.1 设计的目的 机械毕业设计是学生学习机械专业进行的一项综合训练，其主要目的是通 过毕业设计使学生巩固、加深在四年机械课程学习中学到的知识，提高学生综 合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了 解和掌握常用机械零部件、机械传动装置和简单机械的设计方法与步骤。 本课题研究的主要问题是电动葫芦中行星齿轮该减速器的设计，针对行星 齿轮的结构设计，从而达到优化电动葫芦的结构。研究本课题的目的是使电动 葫芦达到体 积 小 ， 自 重 轻 ， 结 构 紧 凑 ， 承 载 能 力 强 ， 传 动 效 率 高 ， 减 速 器 得 传 动 比 较 大 和 使 用 寿 命 长 的 目 的 。 1.2 研究本课题的意义 电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一， 是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度 的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企 业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。 1.3 本课题研究的范围 本次设计主要研究的范围是钢丝绳电动葫芦。本次设计的封闭式行星齿轮 减速器主要应用于钢丝绳电动葫芦。 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 2 页（共 39 页） 2 选题背景 2.1 题目来源 生产实践 2.2 研究目的和意义 我国自 1951 年生产第一台电动葫芦至今已有相当数量的电动葫芦装置，其 中有 50 年代的 tv 型葫芦，60 年代的 cd、md 型葫芦，80 年代又有引进 as 型葫芦及各厂家自行设计的一些葫芦，品种规格十分繁多。研究电动葫芦的目 的是使电动葫芦具有较高安全性、较好的互换性、较长的寿命、易于维护，进 而使其向集约化、模块化、高性能、大型化发展。 葫芦具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等优点,因而广泛的应用于 港口、电力、钢铁、造船、石油化工、矿山、铁路、建筑、冶金化工、汽车制 造、塑料机械、工业控制、公路、大件运输、管道辅设、边坡隧道、井道治理 防护、海上救助、海洋工程、机场建设、桥梁、航空、航天、场馆等重要行业 以及基础建设工程的机械设备.电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商 店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化， 提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、 提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。 2.3 国内外现状和发展趋势 2.3.1 国内外现状和发展趋势 目前，国内外 电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一定差异， 通过对国内外该产品的比较，展现出其它们之间的差异情况。如下表所示， 1964 年我国联合设计的 cd/md 葫芦，在 1975 年设计改进之后，虽经各制造企 业进行了不同程度的改进，但并未吸收来自世界先进技术。包括 1983 年引进德 国 stahl 公司的 as 钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数十年差 距。 生产单位 开发年代 构造形式 主要配置 选题背景 第 3 页（共 39 页） 国产 cd1/md1 型 1975 年 串联结构 国产 hc、qh 、zh 型 1990 年 串联结构 锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷 筒、铸造外壳、锥形盘式制动器、 上挂运行小车 国产 as 型 1983 年 串联结构 锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷 筒、焊接框架外壳、锥形盘式制动 器、上挂运行小车 芬兰 kone 公司 2001 年 日本 meiden 公司 2000 年 德国 swf 公司 2000 年 并联结构、电机 置于卷筒内部 鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、 钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、 平面盘式制动器、平衡重式侧挂运 行小车、水平轮导向 德国 demag 公司 2004 年 英国 street 公司 2000 年 并联 c 型、电 机置于卷筒外部 鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、 钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、 平面盘式制动器、反滚轮式侧挂运 行小车、水平轮导向 德国 stahl 公司 2000 年 美国 cm 公司 2000 年 美国 10t 单速 7m/min,双边为 7/0 .7 m/min .虽然国内 一些厂家在 10t 基础上发展了 16t， 2ot 扩充系列的大吨位电动葫芦，但仍不 能形成较完整合理的钢丝纯电动葫芦产品系列，与国外的起重范围 0.2t， -80t 及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距 . (2 )工作级别 cdi 型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实 际使用工况，多数情况下造成不合理的使用.按新的工作级别划分规则， cdi 型韧丝绳电动葫芦的工作级别为 m3，而国外的钢丝丝绳电动葫芦能适应的工 作级别范围为 m3 -m6. (3)基型的变换 cdi 型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t-5t 滑轮组倍率为 2/1， 10 t 倍率为 4/2)。安装方式只有悬挂和固定式 2 种，变化 少，可开发功能低 .而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及 倍率组合方式多样， 安装方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及其他特殊用途的 钢丝绳电动葫芦 .而 cdi 型钢丝绸电动葫芦在这些方而基本是空白 . (4)结构设计 cdi 型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较 tv 型钢丝绳电动 葫芦有了较大改进，但其外型美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外型的 局限性严重阻碍了基型的变化。而国外的钢丝绳电动葫芦，多为方形结构设计， 既美观便于安装、运输，还能很好地适应模块化设计，便于基型的组合和变换， 大大拓宽了钢丝绳电动葫芦的使用范围。 (5 )配套电动机 cdi 型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为 4 极， 双速为 1 / 10 的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用 2 极电机，双速采用 双绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有利于降低制造成本 .另 外， cdi 型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外 葫芦相比差距仍很大 . ( 6)减速器 cdi 型钢丝绳电动葫芦减速器制造精度和传动效率低，噪声大， 齿轮参数设材不甚合理，特别反映在有效提高承钱能力和各级齿轮与齿轮副之 选题背景 第 5 页（共 39 页） 间的强度均等方面 . (7)电气控制 cdl 型钢丝绳电动葫芦电控箱外观协调性差，电气元件的使用 寿命较低，故障率高。 2.4 应解决的主要问题 本课题将首先分析目前国内外起重机的发展现状与电动葫芦的特点，进而 对电动葫芦减速器的结构设计和关键零部件设计计算。 根据以上思想，毕业设计主要完成工作如下： 1）通过调研了解国内外电动葫芦的发展现状以及其结构特点 。 2）分析比较各种传动方案的利弊，最终选定三级行星齿轮差动减速器的传 动方案。 3）参考上届同学的电动葫芦减速器原方案进行改进设计，对其进行校验修 改，并在其基础上提出新的设计方案。 4）完成毕业论文。 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 6 页(共 39 页) 3 方案论证 3.1 设计要求 电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用 方便等特点，本次设计电动葫芦中减速器的基本要求是体积小，自重轻，结构 紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长。 3.2 方案得拟定 由于齿轮传动具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点，所以初步将减速器 得传动装置定位齿轮传动。 齿轮轮系分为两种：定轴轮系和动轴轮系（行星齿轮传动），本次设计要 求传动比大，初步估算一下，减速器得传动比大约在 400 以上，要实现这么大 得传动比，如果选用定轴轮系，那么设计出来得，减速器体积就比较大，相 对比较笨拙，重量也会相对得较大，因而不符合本次设计电动葫芦中减速器的 基本要求，即体积小，自重轻得要求。而动轴轮系相对定轴轮系来说，具有体 积小、重量轻、传动比大等特点。所以在定轴轮系和动轴轮系中选择动轴轮系。 所以传动装置最终选择行星齿轮传动。 3.3 行星排级数得选择 本次设计的电动葫芦中的减速器的传动比大约在 400 以上，如果只选择单 排或者双排行星齿轮传动，对行星齿轮得承载能力要求就会很高，那么设计出 来得行星齿轮体积就会很大，自重就会相对较大。因而不符合设计要求，所以 不选择单排和双排行星齿轮传动。 选择三排行星齿轮，每级承受得载荷较为适宜，设计出来得行星减速器体 积较小，自重较轻。如果选择多拍行星齿轮传动，那么设计出来得减速器长度 较长，承载能力会相对减弱，且体积会增大，总量会增加。 所以最终选择行星齿轮得排级数为三。 方案论证 第 7 页（共 39 页） 3.4 最终方案 在确定了传动方案为三级行星齿轮传动后，我选择了三级差动，因为这样 体积会相对的更小一些。最终确定得传动方案图如下 这种方案的优点在于：设计的减速器直接以作为机壳的齿圈作输出轴，在 输出轴上安装卷筒卷绕钢丝绳，另外在一、二级行星架上设有一、二级中心轮， 直接与二、三级太阳轮端头上加工出的短齿配合，且用挡圈固定省略了联轴节， 机构更简单、紧凑，二、三级太阳轮套在输入轴外不占用有效的空间，且在齿 轮传动中起到浮动作用能自动找中心，所以结构紧凑、体积小，从而达到了减 小电动葫芦体积和质量的目的。 此方案实施得具体情况：电动机输出轴通过联轴节与输入轴得花键连接， 点击带动输入轴上得太阳轮转动，由以及太阳轮带动与其啮合的三个一级行 星轮转动，同时又带动与其啮合齿圈上的以及内齿轮转动，且通过三个一级行 星轴使与其连成一体得一级行星架转动，其上得一级中心轮带动与其 连成一体 的短齿使太阳轮转动，再由二级太阳轮带动与其啮合得二级行星齿轮转动，同 时齿圈上的二级内齿轮也带动二级行星齿轮转动，由差动转速通过三个二级行 星轴带动二级行星架转动，由其上得二级中心轮带动与其连成一体得短齿时三 级太阳轮转动，由三级太阳轮带动与其啮合的三个行星齿轮转动，最后由三个 三级行星齿轮通过与其啮合得齿圈上的三级内齿轮，带动整个齿圈转动起来。 在传动过程中，当一、二级行星齿轮与齿圈上得一、二级内齿轮啮合进行第一 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 8 页(共 39 页) 次、第二次分流输出功率 p1、p2 ，同时差动行星齿轮又将部分功率传递给准行 星齿轮三级行星齿轮使其转动，经过转换后输出功率 p3 与前两次直接输出得功 率 p1、p2，三个力会和一起输出总功率 p，经传动、变速后变慢、扭矩增大、 齿圈在合力的作用下不断得转动工作。在齿圈外连接一滚筒，滚筒上绕钢丝绳 就可以作为电动葫芦直接进行起重使用了。 设计论述 第 9 页（共 39 页） 4 设计论述 4.1 总体传动比设计 4.1.1 总传动比的计算 原始数据： (1) 输出力矩： tmax=8000n.m； (2) 起升速度： v5m/min； (3) 自重限制： w300kg； (4) 转筒直径： d=450-600mm (5) 行星排级数： 3 初步选取转筒直径为 d=500mm 所以最大起升重量 mmax= = =3.2tgd*tmax2105.8 根据最大起升重量选取电机为 zd141-4 7.5kw（锥形转子三相异步电机） 参数有： 起重：5t 功率：7.5kw 转速：1400t/min 电机转速为 w1=2800*3.14=8792rad/min 转筒的转速为 w2= = =20rad/min/dv2/5.0 所以减速器的传动比为 i 总 = =439.614.3*8 4.1.2 各级传动比之间的关系 传动方案图如下 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 10 页(共 39 页) 图 1 行星齿轮传动件图 由行星齿轮转速之间的关系可知 = - =1-i1 (1)1anhbbza = - =1-i2 (2)2 = - =1-i3 (3)3abba na2 =nh1 (4) na3=nh2 (5) nh3=0 (6) nb1=nb2=nb3 (7) 将（6）带入（3）中得 na3=(1-i3)*nb3 (8) 将（8）带入（5）中得 nh2=(1-i3)*nb3 (9) 将（7）和（9）带入（2）中 令 nb=nb1=nb3=nb3 (10) 将（4）和（10）带入（1）中得 na1=nb(1-i1i2i3) 减速器得总传动比 i 总 = =1-i1i2i3bna 初步选取 i1=7.4，i 2=7.4， i3=8 4.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算 一级：由已知条件可得 na1=146.6rad/s nb1=0.333rad/s = = =bhai1habip1 = =b 所以 wh= *wa+ wb= )(340 差动传动比 ia1h1=(1+p)-p*=7.4 设计论述 第 11 页（共 39 页） 代入数据得 p=6.5 因为 p= =6.51abz 初步选取太阳轮 za1=20 所以内齿轮 zb1=130 所以一级行星传动的齿数为 zc1=（z b1-za1）/2=55 太阳轮 za1=20 内齿轮 zb1=130 行星轮 zc1=55 因为二级行星传动与一级在结构上是完全一致的 所以二级行星齿轮的齿数为 太阳轮 za2=20 内齿轮 zb2=130 行星轮 zc2=55 级行星齿轮传动的传动比 ia3b3= =83abz 初步选取太阳轮 za3=24 所以内齿轮 zb3=192 所以行星轮 zc3=（z b3-za3）/2=84 所以三级行星传动的齿数为 太阳轮 za3=24 内齿轮 zb3=192 行星轮 zc3=84 4.3 扭矩的计算 假设电机的转动方向为正方向 因为 = = =i12tn12z 所以 =-ab 所以 tb1=ta1*（- ）=- t a1* 1ab1abz 所以一级行星齿轮传动所承受的扭矩为 太阳轮 ta1=51.2n.m 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 12 页(共 39 页) 内齿轮 tb1= -332.5n.m 行星架 th1=-281.6n.m 所以二级行星齿轮传动所承受的扭矩为 太阳轮 ta2= -281.6n.m 内齿轮 tb2= 180.4n.m 行星架 th2=1548.8n.m 所以三级行星齿轮传动所承受的扭矩为 太阳轮 ta3= 1548.8n.m 内齿轮 tb3= -12390.4n.m 行星架 th3= -10841.6n.m 4.4 初步计算齿轮的主要参数 4.4.1 一级、二级行星齿轮的主要参数计算 齿轮材料和热处理：中心论 a 和行星轮 c 均采用 20crmnti，渗碳淬火， 齿面硬度 5862hrc 查表得 hlim=1400n/ mm2 和 flim=340 n/ mm2 太阳轮和行 星轮的加工精度为 6 级。内齿轮采用 42crmo,调质硬度 217259hb 查表的 hlim=78n/ mm2 和 flim=260 n/ mm2,内齿轮加工精度为 7 级。 （1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数 m: （1）1132limaafpmdtkyz 已知 z1=20, flim=340 n/ mm2 小齿轮承受的转矩 t1=281.6/3=93.87n.m 相关系数的确定（下述所有参数和参数计算公式均是由查机械设计手册所 得） 算式系数 km=12.1 使用系数 ka=1.25 综合系数 kf =1.8 齿宽系数 d=0.6 去接触强度计算行星轮间在和分布不均匀系数 kp=1.1 kfp=1+1.5(kp-1)=1.15 （2） 齿形系数 yfa1=2.8 设计论述 第 13 页（共 39 页） 所以齿轮模数为 39.87*125.812. 2.01670634m 所以取 m=2.5 （2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径 d1 （3）112lim()ahpddtk 系数的确定 转矩 t1=93.75n.m 算式系数 kd=768 使用系数 ka=1.25 综合系数 kh =1.8 齿宽系数 d=0.6 齿数比 =3.75 在和不均匀系数 khp=1.15 所以小齿轮分度圆直径 d1 为：193.87*25.*(3.751)6 4040d m 综上两种计算，综合比较得： 一二级齿轮的模数 m=2.5 太阳轮齿数 za=20 行星轮齿数 zc=55 内齿轮齿数 zb=130 4.4.2 三级行星齿轮的计算 齿轮材料和热处理的选择：中心轮，行星轮和内齿轮均采用 20crmnti,渗 碳淬火，齿面硬度 700800hrc，查表得 hlim=900n/ mm2 和 flim=1000 n/ mm2 太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级,内齿轮加工精度为 7 级。 （1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数 m: （1）1132limaafpmdtkyz 已知 z1=24, flim=1000 n/ mm2 小齿轮承受的转矩 t1=1548.8/3=516.3n.m 相关系数的确定（查机械设计手册） 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 14 页(共 39 页) 算式系数 km=12.1 使用系数 ka=1.25 综合系数 kf =1.8 载荷不均匀系数 kfp=1+1.5(kp-1)=1.15 齿宽系数 d=0.75 齿形系数 yfa1=2.65 所以齿轮模数为 3516.*2.1562. 2.40074m 所以取 m=2.5 （2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径 d1 （2）112lim(1)ahpddtk 系数的确定（查机械设计手册） 转矩 t1=516.3n.m 算式系数 kd=768 使用系数 ka=1.25 综合系数 kh =1.8 齿宽系数 d=0.75 齿数比 =4.5 在和不均匀系数 khp=1.15 所以小齿轮分度圆直径 d1 为：156.3*2.85*(4.1)7850790d m 综上两种计算，综合比较得： 三级齿轮的模数 m=2.5 太阳轮齿数 za=24 行星轮齿数 zc=84 内齿轮齿数 zb=192 设计论述 第 15 页（共 39 页） 4.5 几何尺寸的计算 4.5.1 一二级行星齿轮 太阳轮分度圆直径=m*z a=50mm 行星轮分度圆直径 dc=m* zg=137.5mm 内齿轮分度圆直径 db=m*zb=325mm 齿轮宽度 b= d*da=30mm 4.5.2 三级行星齿轮 太阳轮分度圆直径 da3=m*za=60mm 行星轮分度圆直径 dc3=m* zg=210mm 内齿轮分度圆直径 db3=m*zb=480mm 齿轮宽度 b= d*da=45mm 4.6 装配条件的验算 4.6.1 传动比 因为齿数都是按传动比设计的, 所以很显然满足传动比的要求。 4.6.2. 中心条件 zc=(zb-za)/2 因为行星齿轮的齿数就是按中心条件设计的， 所以很显然满足条件。 4.6.3 邻接条件 dac137.5mm= dacpn 所以一二级行星齿轮满足邻接条件 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 16 页(共 39 页) (2) 三级行星齿轮 dac=210mm ac=ra+rc=145mm 所以 2*ac*sin( )=251.15mm210mm= dacpn 所以三级行星齿轮满足邻接条件 4.6.4 安装条件 ()abpzcn为 整 数 (1) 一二级行星齿轮 因为 za=20,zb=130,np=3 所以 2013=5pn 所以 c 为整数，即一二级行星齿轮满足安装条件。 (2) 一二级行星齿轮 因为 za=24,zb=192,np=3 所以 2419=7c3pn 所以 c 为整数，即三级行星齿轮满足安装条件。 4.7 齿轮强度验算 4.7.1 齿根弯曲应力强度校核 pfp 齿轮的齿根应力 1*asavfapykmb 齿根应力的基本值 有以下式子计算：0f10fas 许用齿根应力 fplimren*stntfprlsltxyy (1)一二级行星齿轮中 a-c 齿轮副 设计论述 第 17 页（共 39 页） 参数的确定(查机械设计手册) 使用系数 ka=1.25 动载系数 kv 的计算 小齿轮相对于转臂节点线速度 xv 1()90xxdn 其中 n1 小齿轮的转速 r/min nx 转臂的转速 r/min 代入数据得 =0.428m/sxvk20bxa 已知 c=6 0.67b=.5(c-)=5 a=50+56(1.0-0.25)=92 将数据代入得 =1.02426vk 切应力 2081*203754.6natptfnd 齿间载荷分配系数 kfa=1.0 齿向载荷分布系数 f1()fbk 查表得 =1 =1.18b 代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42f 行星轮间载荷分配系数 kfp kfp=1+1.5*（k hp-1） kfp=1+1.5*（1.15-1）=1.225 齿形系数 yfa1=2.8 yfa2=2.23 应力修正系数 ysa1=1.55 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 18 页(共 39 页) ysa2=1.76 重合系数 0.75.2acy 查表得 =1.53.0.50.7413 弯曲强度螺旋角系数 =1y 齿宽度 b=30mm11*tffasavfapkmb 代入数据得 =356.7n/mm21f 同理 =270n/mm222*tfasavfapykb 取较大的弯曲应力 =356.7n/mm2 许用齿根弯曲应力 fplimren*fpstnrlltxyy 系数的确定齿根弯曲疲劳极限 =340n/mm2limf 最小安全系数 =1.6minf 应力系数 =2sty 寿命系数 n60.23*1()tl 假设行星齿轮减速器每年工作 300 天，每天工作 16 个小时86()0*13.0*16.4laxptlnn 所以 0.2()=95.nty 设计论述 第 19 页（共 39 页） 齿根圆角敏感系数 =1relty 相对齿根表面状况系数 rl =1.674-0.529（r z+1） 0.1relty 取齿根表面微观不平赌 rz=12.5 带入上式的m =0.99elt 尺寸系数 yx=1.03 所以许用应力为 2340*.9510.*31.6/fpnm 因为齿根弯曲应力 =356.7n/mm2 小于许用齿根弯曲应力f 所以一二级行星齿轮 a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。240.9/fp （2）一二级行星齿轮 b-c 齿轮副 因为行星齿轮已经校核，所以只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度 参数的确定（查机械设计手册） 使用系数 ka=1.25 动载系数 =1.02426v 切应力 2081*203754.6natptfnd 齿间载荷分配系数 kfa=1.0 齿向载荷分布系数 f1()fbk 查表得 =1 =1.18b 代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42f 行星轮间载荷分配系数 kfp kfp=1+1.5*（k hp-1） kfp=1+1.5*（1.15-1）=1.225 齿形系数 yfa=2.16 应力修正系数 ysa=1.81 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 20 页(共 39 页) 重合系数 =0.68y 弯曲强度螺旋角系数 =1 齿宽度 b=30mm*tffasavfapkmb 代入数据得 =300n/mm2f 取弯曲应力 =300n/mm2f 许用齿根弯曲应力 plimren*fpstnrlltxyy 系数的确定齿根弯曲疲劳极限 =260n/mm2limf 最小安全系数 =1.6minf 应力系数 =2sty 寿命系数 =0.953n 齿根圆角敏感系数 =1relt 相对齿根表面状况系数 =1.03rly 所以许用应力为 2340*.9510.*31.6/fpnm 因为齿根弯曲应力 =300n/mm2 小于许用齿根弯曲应力 ，f 240/fpnm 所以一二级行星齿轮 b-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 （3）三级行星齿轮中 a-c 齿轮副 参数的确定（查机械设计手册） 使用系数 ka=1.25 动载系数 kv 的计算 小齿轮相对于转臂节点线速度 xv 1()90xxdn 设计论述 第 21 页（共 39 页） 其中 n1 小齿轮的转速 r/min nx 转臂的转速 r/min 代入数据得 =0.08m/sxvk20bxa 已知 c=6 0.67b=.5(c-)=5 a=50+56(1.0-0.25)=92 将数据代入得 =1.01vk 切应力 201548.*2017n36atptfnd 齿间载荷分配系数 kfa=1.0 齿向载荷分布系数 f1()fbk 查表得 =1 =1.52b 代入数据得 =1+（1.52-1）*1=1.52f 行星轮间载荷分配系数 kfp kfp=1+1.5*（k hp-1） kfp=1+1.5*（1.15-1）=1.225 齿形系数 yfa1=2.65 yfa2=2.17 应力修正系数 ysa1=1.58 ysa2=1.80 重合系数 =0.73 弯曲强度螺旋角系数 =1 齿宽度 b=45mm11*tffasavfapykmb 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 22 页(共 39 页) 代入数据得 =1088n/mm21f 同理 =1025n/mm222*tfasavfapykmb 取较大的弯曲应力 =1088n/mm2 许用齿根弯曲应力 fplimren*fpstnrlltxyy 系数的确定齿根弯曲疲劳极限 =1000n/mm2limf 最小安全系数 =1.6minf 应力系数 =2sty 寿命系数 n60.23*1()tl67.l 所以 0.2()=98.3*1nty 齿根圆角敏感系数 =1relty 相对齿根表面状况系数 =0.98rl 尺寸系数 yx=1.025 所以许用应力为 210*.9810.*25.63/fpnm 因为齿根弯曲应力 =1088n/mm2 小于许用齿根弯曲应力f ，所以三级行星齿轮 a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。21/fp （4）三级行星齿轮 b-c 齿轮副 因为行星齿轮 c 已经校核，所以只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度 参数的确定(茶机械设计手册) 使用系数 ka=1.25 动载系数 =1.028v 设计论述 第 23 页（共 39 页） 齿间载荷分配系数 kfa=1.0 齿向载荷分布系数 =1.52f 行星轮间载荷分配系数 kfp kfp=1+1.5*（k hp-1） kfp=1+1.5*（1.15-1）=1.225 齿形系数 yfa=2.15 应力修正系数 ysa=1.82 重合系数 =0.63 弯曲强度螺旋角系数 =1 齿宽度 b=45mm*tffasavfapykmb 代入数据得 =494n/mm2f 取弯曲应力 =494n/mm2f 许用齿根弯曲应力 plimren*fpstnrlltxyy 系数的确定齿根弯曲疲劳极限 =1000n/mm2limf 最小安全系数 =1.6minf 应力系数 =2sty 寿命系数 =0.98n 齿根圆角敏感系数 =1relt 相对齿根表面状况系数 =1.025rly 所以许用应力为 210*.9810.*25.63/fpnm 因为齿根弯曲应力 =494n/mm2 小于许用齿根弯曲应力f 213/fpnm 所以三级行星齿轮 b-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 24 页(共 39 页) 综上所述：按齿根弯曲强度校核三级行星齿轮均满足强度要求 4.7.2 按齿面接触强度校核 齿面接触应力 h0havapk*(1)teafzdb 许用应力 phlimp xnntlvrwzs （1）一二级行星齿轮 a-c 齿轮副 相关系数的确定（查机械设计手册） 使用系数 ka=1.25 动载荷系数 kv=1.02426 齿向载荷分布系数 hb=1h（ -） 查表得 =1.42 =1 所以 =1.42hk 齿间载荷分布系数 kha=1.0 节点区域系数 zh=2.5 弹性系数 ze=1.6 重合度系数 =0.92 螺旋角系数 =1 齿轮接触疲劳强度极限 =1400n/mm2limh 最小安全系数 shmin=1.3 接触强度计算寿命系数 =1.15ntz 润滑膜影响系数 lvr =0.9lz =0.952v 设计论述 第 25 页（共 39 页） =0.82rz 齿面工作硬化系数 wz130.276.14whbz 接触强度计算尺寸系数 zx zx=1.076-0.0109*m zx=1.076-0.0109*2.5 zx=1.049 齿面接触应力 0h0*(1)theafzdb0 3754.6(1)2.516.90*.204.8/hnm 齿面接触应力 0havhapk2.961.5*461.2*/h 许用应力 plimp xnhntlvrwzsp2140.5*90.8*1.24376/h 所以 ，即一二级行星齿轮 a-c 满足齿面接触强度条件。p （2）一二级行星齿轮 b-c 齿轮副 相关系数的确定（查机械设计手册） 使用系数 ka=1.25 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 26 页(共 39 页) 动载荷系数 kv=1.039 齿向载荷分布系数 hb=1h（ -） 查表得 =1.42 =1 所以 =1.42hk 齿间载荷分布系数 kha=1.1 行星齿轮载荷间分配不均匀系数 khp1=1.225 节点区域系数 zh=2.5 弹性系数 ze=1.5 重合度系数 =0.92 螺旋角系数 =1 齿轮接触疲劳强度极限 =1400n/mm2limh 最小安全系数 shmin=1.3 接触强度计算寿命系数 =1.35ntz 润滑膜影响系数 lvr =0.9lz =0.952v =0.82r 齿面工作硬化系数 =1.2wz 接触强度计算尺寸系数 zx zx=1.076-0.0109*m zx=1.076-0.0109*2.5 zx=1.049 齿面接触应力 0h0*(1)theafzdb03754.6(1)2.51.90*. 设计论述 第 27 页（共 39 页） 2013.5/hnm 齿面接触应力 0havhapk2.*.91.425*7/h 许用应力 plimp xnntlvrwhzs2p140.5*90.8*1.04936/ 所以 ，即一二级行星齿轮 b-c 满足齿面接触强度条件。ph （3）三级行星齿轮 a-c 齿轮副 相关系数的确定 使用系数 ka=1.25 动载荷系数 kv=1.01 齿向载荷分布系数 =1.52h 齿间载荷分布系数 kha=1.0 节点区域系数 zh=2.5 弹性系数 ze=1.3 重合度系数 =0.87 螺旋角系数 =1 齿轮接触疲劳强度极限 =900n/mm2limh 最小安全系数 shmin=1.3 接触强度计算寿命系数 =0.9ntz 润滑膜影响系数 lvr =0.9lz =0.952v =0.82r 齿面工作硬化系数 =1.2wz 接触强度计算尺寸系数 zx 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 28 页(共 39 页) zx=1.076-0.0109*m zx=1.076-0.0109*2.5 zx=1.049 齿面接触应力 0h0*(1)theafzdb0 720()2.513.8456*206./hnm 齿面接触应力 0havhapk2.15*.1.25*39/h 许用应力 plimp xnntlvrwhzsp2901.3*0.95*.821.04974/h 所以 ，即三级行星齿轮 a-c 满足齿面接触强度条件。p （4）三级行星齿轮 b-c 齿轮副 相关系数的确定 使用系数 ka=1.25 动载荷系数 kv=1.028 齿向载荷分布系数 =1.5 2h 齿间载荷分布系数 kha=1.1 行星齿轮载荷间分配不均匀系数 khp1=1.225 节点区域系数 zh=2.5 弹性系数 ze=1.3 设计论述 第 29 页（共 39 页） 重合度系数 =0.87z 螺旋角系数 =1 齿轮接触疲劳强度极限 =900n/mm2limh 最小安全系数 shmin=1.3 接触强度计算寿命系数 =1.35ntz 润滑膜影响系数 lvr =0.9lz =0.952v =0.82r 齿面工作硬化系数 =1.2wz 接触强度计算尺寸系数 zx zx=1.076-0.0109*m zx=1.076-0.0109*2.5 zx=1.049 齿面接触应力 0h0*(1)theafzdb0 3754.6*(1)2.5130.80.7204./hnm 齿面接触应力 0havhapk2.*15.8*.125.0/h 许用应力 plimp xnhntlvrwzsp2901.5*0.98*1.049.2374/h 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 30 页(共 39 页) 所以 ，即三级行星齿轮 b-c 满足齿面接触强度条件。ph 综上所述：三个行星齿轮传动均满足齿面接触强度。 因为按照齿面弯曲强度和齿面接触强度校核均满足，所以可以认为该行星 齿轮减速器中所有齿轮均满足强度条件。 4.8 效率的计算 根据差动机构传动效率公式： ab1*()haabwp（ ） habbz 啮合损失系数 122.3*()hzfz 加号表示外啮合，减号表示内啮合。其中 f 取 0.1. 4.8.1 一二级行星齿轮 12.3*0()0.145677ahz. .2953bz 代入数据得 0.1586abhhbz 所以 a1*94%()awp（ ） 4.8.2 三级行星齿轮 2.3*0()0.1248ahz1. .49bz 代入数据得 0.16abhhbz 所以 a1*85%()awp（ ） 所以一二级行星齿轮传动效率为 98.649%，第三极行星齿轮传动效率为 设计论述 第 31 页（共 39 页） 98.65%。 4.9 输入轴的强度校核 材料选择 45 钢， tmax=51.2n.m，g=80gpa， =40mpa, =1.5 /m.() （1）强度条件 maxax316ttwd36*5.2401.8 （2）刚度条件 max*tgipax423180d. 所以取 d=30mm 封闭式行星齿轮减速器的设计 第 32 页（共 39 页） 5 结果分析 5.1 计