基于UG的微型行星少齿数齿轮减速器的参数化设计【UG12三维图爆炸图】【毕业说明书论文CAD图车辆结构】
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毕业说明书论文CAD图车辆结构
基于UG的微型行星少齿数齿轮减速器的参数化设计【UG12三维图爆炸图】【毕业说明书
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本科毕业设计说明书基于UG的微型行星少齿数齿轮减速器的参数化设计摘 要本课题是基于UG的微型行星少齿数齿轮减速器，将传统的啮合传动改变为行星齿轮系传动，并且齿轮采用微型少齿数齿轮，这样能够提高传动比，提高减速效率同时减少加工与组装难度。参数化设计是在变量化设计思想产生以后出现的，参数化设计可以大大提高模型的生成和修改的速度，在产品的系列设计、相似设计及专用CAD系统开发方面都具有较大的应用价值。结合测绘及查阅资料数据本课题对一级行星齿轮减速器的结构进行参数化设计。主要是是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的设计计算，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参数化结构设计。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，适用于化工、轻工业以及机器人等领域。这些功用对于现代机械传动的发展有着较重要的意义。关键词：参数化，行星齿轮，传动机构，结构设计，校核计算ABSTRACTThis topic is based on UG micro planetary gear reducer with few teeth. The traditional meshing transmission is changed to planetary gear train transmission, and the gear adopts micro planetary gear with few teeth. This can improve the transmission ratio, improve the deceleration efficiency and reduce the difficulty of processing and assembling. Parametric design comes into being after the idea of variable design. Parametric design can greatly improve the speed of model generation and modification. It has great application value in product series design, similar design and special CAD system development. In this paper, the structure of planetary gear reducer is parameterized based on surveying, mapping and consulting data. It is mainly about the design and calculation of the main components of the transmission mechanism, including solar wheel, planetary wheel, inner gear ring and planetary frame. After determining the general structure of the gear reducer by the input power, transmission ratio, input speed and working condition coefficient, the overall structure of the gear reducer is designed and calculated, and the strength of the main components is checked and calculated. Finally, the whole design process is summarized, and the parametric structure design of the reducer is basically completed. The reducer has smaller transmission ratio, and it has the characteristics of compact structure, high transmission efficiency, small outline size and light weight, large carrying capacity, smooth movement, strong shock and vibration resistance, low noise. It is suitable for chemical industry, light industry and robotics. These functions are of great significance to the development of modern mechanical transmission. KEY WORDS: parameterization, planetary gear, transmission mechanism, structural design, check calculation 目 录第一章 绪 论71.1 概述71.2参数化设计的发展71.3 行星齿轮减速器的发展81.3.1齿轮减速器的研究现状81.3.2齿轮减速器的发展趋势101.4 课题的研究目的和意义111.5 课题的主要研究内容12第2章 减速器总体传动方案的确定122.1 齿轮传动的特点与类型132.2行星机构的类型选择132.2.1 行星机构的类型及特点132.2.2 行星齿轮传动类型的确定16第3章 行星轮系的参数化设计与计算193.1 配齿计算193.1.1 确定各齿轮的齿数193.1.2 初算中心距和模数203.2 齿轮参数的计算213.3 齿轮的强度校核验算243.3.1 a-c传动强度校核243.3.2 c-b传动强度校核28第4章 减速器轴的参数化设计与计算334.1 行星轴设计334.1.1 最小直径的确定334.1.2行星轮轴轴承的选择344.2 输入轴设计354.2.1最小直径的确定354.2.2 输入轴轴承的选择354.3 输出轴设计364.3.1最小直径的确定364.3.2 输出轴轴承的选择364.3.3 输出轴上键的选择37第5章 行星架及箱体的结构设计385.1 行星架的结构设计385.2 箱体的结构设计40结论43致 谢44参考文献45第一章 绪 论1.1 概述由于科技化水平地日益进步，工业化的进程也愈发迅速，机械自动化正在世界的舞台上扮演着更加重要的角色。伴随这一现象随之而来的导致了对减速器的需求急剧增加，许多工业部门在对减速器大量使用的同时，也对减速器的特点及性能提出了更加严格的要求。现在普通的减速器体积庞大，结构复杂且不便于携带。虽然有些减速器可以满足一些优点。例如摆线针轮减速器能满足体积小，效率高，但是制造此类减速器必须用专用的设备，成本偏高。这是在这种情况下，此类减速器体现出了它的必要性，它不仅具有以上的优点，同时它的效率高且其传动比范围大，寿命长等同样不容忽视。同时还可以使用通用的工具加工，从而使成本大幅度降低。此减速器能适应多数特殊的条件，范围广泛；其中包括国防、化工、仪表制造，材料处理和建筑等一些工业领域。 1.2参数化设计的发展参数化设计是在变量化设计思想产生以后出现的，要了解参数化设计的历史必须追溯变量化设计的由来。变量化设计一词是美国麻省理工学院Gossard教授提出的，他采用非线性约束方程组的联立求解，设定初值后用牛顿迭代法精化，这种方法的最大优点在于通用性强，约束方程的内容不限，除了几何约束以外还可以引入力学、运动学、动力学等关系，但其存在一个不可逾越的障碍:非线性方程组的行秩有可能不等于列秩，从而导致方程组无解(需要说明的是:在将来这个障碍可能随着数学方法的改进而消失)。这种方法过早地把几何约束映射为代数方程组，使问题求解的规模和速度难以得到有效控制。英国剑桥大学Johnson从1990年起着手研究机械结构的功能建模时同样联立求解一组线性方程组，从多个可行解中寻求最优解。所不同的是，他尝试了遗传算法和模拟退火算法，认为后者的效果更好。由于三维参数化特征造型系统的设计参数和造型参数有很大的不同，虽然很多系统都声称是全双向可逆(FULLYBIDIRECTION)的，但实际上它们通过投影直接生成的二维图距离最终的工程图纸要求还差得很远。特别是尺寸标注，它可以通过投影控制特征参数在二维图形上的投影，但却无法对最终工程图的尺寸进行真正的参数设计。在三维CAD系统中，动态导航仅被用来生成二维轮廓。这里论述的参数设计也主要是针对这个二维轮廓进行的。由于这个二维轮廓只是用来生成三维特征，它远比我们在二维CAD系统中要处理的工程图简单得多。显然，要实现对二维工程图的参数化设计/绘图工作从一定意义上讲比在三维环境下更为困难。许多CAD工作者围绕如何将概念设计和参数设计引进传统的二维CAD系统进行了大量的研究。1.3 行星齿轮减速器的发展1.3.1齿轮减速器的研究现状齿轮是使用量大面广的传动元件。目前世器上齿轮最大传递功率已达6500kW，最大线速度达210ms(在实验室中达300m/s)；齿轮最大重量达200t，最大直径达 (组合式)，最大模数m达50mm。我国自行设计的高速齿轮(增)减速器的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达150ms以上。 由齿轮、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。产品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硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世纪80年代时在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于IS01328一1975的6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍，为软齿而齿轮的5一6倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的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分及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速器，其核心技术是均载。模块化设计技术对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，尽可能减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件生产形成批量，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；普遍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4一6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IOONm转矩的齿轮装置，如果在1950年时重10kg，到80年代就可做到仅约lkg。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(技术攻关)到独立设计制造3个阶段。现在我国的设计制造能力基本上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。在20世纪70-80年代一直认为是国内重载齿轮两大难题的“水泥磨减速器”和“轧钢机械减速器”，可以说已完全解决。20世纪80年代至90年代初，我国相继制订了一批减速器标准，如ZBJ19004一88圆柱齿轮减速器、ZBJ19026一90运输机械用减速器和YB/T050一93冶金设备用YNK齿轮减速器等几个硬齿面减速器标准，我国有自己知识产权的标准，如YB/T079 - 95三环减速器。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，并结合国情作了许多改进与创新。（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。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，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，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。1.3.2齿轮减速器的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。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，改变了制造业的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、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是2l世纪企业竞争的焦点。在2l世纪成套机械装备中，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、加工效率太为提高，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(5060HRC)、高精度(45级)、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。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驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)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会更加突出。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、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 课题的研究目的和意义参数化设计是在变量化设计思想产生以后出现的，参数化设计可以大大提高模型的生成和修改的速度，在产品的系列设计、相似设计及专用CAD系统开发方面都具有较大的应用价值。齿轮减速机是利用各级齿轮传动来达到降速的目的，减速器就是由各级齿轮副组成的，本课题中我们需要对减速器的齿轮传动部分进行有效的变化，将传统的啮合传动改变为行星齿轮系传动，并且齿轮采用微型少齿数齿轮，这样能够提高传动比，提高减速效率同时减少加工与组装难度。同时能够将该减速器的设计进行参数化，这样构件的移动、删除和尺寸的改动所引起的参数变化会引起相关构件的参数产生关联的变化，任一视图下所发生的变更都能参数化的、双向的传播到所有视图，以保证所有图纸的一致性，毋须逐一对所有视图进行修改。从而提高了工作效率和工作质量。1.5 课题的主要研究内容（一）减速器设计准备过程在设计之前，需要对传统啮合齿轮传动减速器进行实物或资料的查找，了解其各个参数，以及其工作原理。同时还要了解其各个零件的具体数据，能够具体的测绘出每一个零件的基本尺寸，并懂得该减速器的组装过程与方法。（2） 对齿轮系的更改 在了解了其工作原理后，在保证传动比，即齿轮的减速效率的情况下，将啮合传动更改为行星齿轮系传动，并且将相应的齿轮更换为微型少齿数齿轮。（相应的零件参数通过查阅或实物测绘获得。）完成更改后，画出设计的减速器零件图及装配图。（3） 减速器的参数化设计参照图纸，在UG等绘图软件中完成减速器的参数化设计与建模。记录其过程，并出图。（4） 分析设计合理性，修改设计结果在ANSYS等有限元分析软件中对减速器进行受力分析，检查是否产生干涉，或是否有设计错误产生。分析完毕后对设计进行修改，直至其合理化。第2章 减速器总体传动方案的确定2.1 齿轮传动的特点与类型齿轮传动与其它传动比较，具有瞬时传动比恒定、工作可靠、寿命长、效率高、可实现平行轴任意两相交轴和交错轴之间的传动，适应的圆周速度和传动功率范围大，但齿轮传动的制造成本高，低精度齿轮传动时噪声和振动较大，不适宜于两轴间距离较大的传动。齿轮传动是以主动轮的轮齿依次推动从动轮来进行工作的，是是现代机械中应用十分广泛的一种传动形式。齿轮传动可按一对齿轮轴线的相对位置来划分，也可以按工作条件的不同来划分。轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。（1）普通齿轮传动（定轴轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何位置都是固定不变的，则称为普通齿轮传动（或称定轴轮系）。在普通齿轮传动中，如果各齿轮副的轴线均相互平行，则称为平行轴齿轮传动；如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副，则称为不平行轴齿轮传动（空间齿轮传动）。（2）行星齿轮传动（行星轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，则称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。2.2行星机构的类型选择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）。（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。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1-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：表1-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点传动形式简图性能参数特点传动比效率最大功率/kWNGW（2Z-X 负号机构）=1.1313.7推荐2.890.970.99不限效率高，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）=150推荐721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时不宜采用NN（2Z-X负号机构）推荐值：=830效率较低，一般为0.70.840传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比|大于某一值后，机构将发生自锁WW（2Z-X负号机构）=1.2数千|=1.25时，效率可达0.90.7，5以后.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。当行星架X从动时，|从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.83，最佳值为2，此时效率可达0.9NGW（）型（3Z）小功率传动500；推荐：=201000.80.9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自锁NGWN（）型（3Z）=60500推荐：=643000.70.84随增加而下降短期工作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 行星齿轮传动类型的确定根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表1-1中传动类型的工作特点可知，2Z-X(A)型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2Z-X(A)型行星传动较合理，其传动简图如图1-1所示。图1-1减速器设计方案（单级NGW2Z-X(A)型行星齿轮传动）拟定的设计方案如下图：图2-2 减速器整体装配图41第3章 行星轮系的参数化设计与计算3.1 配齿计算 3.1.1 确定各齿轮的齿数据2Z-X(A)型行星传动的传动比值和按其配齿计算（见参考文献1）公式（3-27）公式（3-33）可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数=17和行星轮=3.根据内齿轮 =76.5 对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，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的范围内。实际传动比为=其传动比误差 =2.67%由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即 因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。故 =在考虑到安装条件为 （整数）3.1.2 初算中心距和模数1. 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57 61HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。行星轮=4850.7Mpa=339.5Mpa (对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa齿形的终加工为插齿，精度为7级。2. 减速器的名义输出转速由 = 得 =181.82 3. 载荷不均衡系数采用太阳轮浮动的均载机构，取。4. 齿轮模数和中心距a首先计算太阳轮分度圆直径：式中： 一齿数比为一使用系数为1.25；一算式系数为768；一综合系数为2；一太阳轮单个齿传递的转矩。=376其中 高速级行星齿轮传动效率，取=0.985齿宽系数暂取=0.5=1450Mpa代入 =78.66模数 m=取 m=5则 =117.5取 齿宽 取 3.2 齿轮参数的计算1. 计算变位系数(1) a-c传动啮合角因 =0.93969262所以 =变位系数和 =（17+30） =1.141图2-1选择变位系数线图中心距变动系数y y=1齿顶降低系数 分配边位系数：根据线图法，通过查找线图2-1中心距变动系数y y=1齿顶降低系数 分配边位系数：根据线图法，通过查找线图2-1得到边位系数 则 (2) c-b传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有从而 且 2. 几何尺寸计算结果对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：表3-1各齿轮副的几何尺寸的计算结果项目 计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副分度圆直径基圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮，内齿轮；顶隙系数：内齿轮3.3 齿轮的强度校核验算3.3.1 a-c传动强度校核1确定计算载荷名义转矩 =376.89 Nm名义圆周力=N=8868N2应力循环次数=60=次=次=181.82= =818.18 式中 太阳轮相对于行星架的转速() 寿命期内要求传动的总运转时间(h) t=10a=70400h3. 确定强度计算中的各种系数1)使用系数K取K=1. 252)动负荷系数K因z=1750和=143.03 1200MPa查得Z=1.03)速度系数Z因=3.64和=1591 MPa查得Z=0.9754)粗糙度系数Z因 1200 MPa和齿面R=1.66=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面R=9.66,由图5-17取=1.06)尺寸系数 查得Z=1.010许用接触应力= =15911.01.00.9751.0261.01.0=1592MPa11接触强度安全系数SS=1.98512确定计算许用弯曲应力时的各种系数l)试验齿轮的应力修正系数= 2.02)寿命系数因N=，查得=0.833)相对齿根圆角敏感系数由=1.796，查得= 1.04)齿根表面状况系数= 0.925(齿根R=6.36= 37. 8)5)尺寸系数 可按下式计算 =0.01m=1.013许用弯曲应力 = =4852.00.831.00.9251.0MPa =745 MPa14弯曲强度安全系数SS=5.213.3.2 c-b传动强度校核本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程，小齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。齿轮强度验算按第5章中的有关公式和图表进行。1名义切向力 =8868N2应力循环次数NN=60 =60次=2.310次式中 n太阳轮相对于行星架的转速()= n-n=181.82 3确定强度计算中的各种系数1)使用系数K 取K=1. 252)动负荷系数K根据 =3.76 查得（7级精度)：K=1. 0683)齿向载荷分布系数K,K由式(5-1)和(5-2) K= 1+(K-1 )KK K=1+(K-1)KK式中 K 计算接触强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，查得 K= 1.187 (=0.5);K 计算接触强度时的跑合影响系数，查得 K= 0.83(v =3.76，HB=450)；K 计算弯曲强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，由图5-4查得 K=1.12(=12.4) K计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图5-5查得K=0.95 (v =3.76，HB=450)；K与均载系数有关的系数，K=0.7K与均载系数有关的系数，K=0.85则 K= 1+(1.187-1 )0.830.7=1.149 K=1+(1.12-1)0.950.85=1.0974)齿间载荷分布系数K、K因 =178.79，精度7级，非硬齿面直齿轮由表5-9查得K=K=1.05)节点区域系数Z可查图5-13或按下式计算 Z= =2.495 式中 直齿轮= 0端面节圆啮合角直齿轮=20端面压力角直齿轮=206)弹性系数Z查得 Z=189.8(钢一钢)7)载荷作用齿顶时的齿形系数Y查得Y=2.0538)载荷作用齿顶时的应力修正系数Y查得Y=2.659)重合度系数z，Yz=0.889 =0.25+=0.25+=0.7110)螺旋角系数Z , Y可按下式计算因 =0，z= 得z=1 Y= 所以 z=1,Y=14齿数比u=2.6335计算接触应力的基本值= =2.495189.80.8891MPa=323.75MPa6接触应力= =323.75=401MPa7弯曲应力的基本值= YYYY=110.497MPa8齿根弯曲应力=KKKK =110.491.251.0681.0971=161.812MPa9确定计算许用接触应力时的各种系数l)寿命系数Z因N= 2.310，查得Z=12)润滑系数Z因和=1282MPa查得Z=13)速度系数Z因v=3.76和=1282MPa查得Z=0.9754)粗糙度系数Z因 =1282 MPa和齿面R=6.36=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系数取=1.06)尺寸系数 查得Z=1.010许用接触应力= Z Z Z ZZw Z =1282110.9751.02611=1283MPa11接触强度安全系数SS=3.212确定计算许用弯曲应力时的各种系数l)试验齿轮的应力修正系数Y= 2.02)寿命系数因N=2.310，查得Y=1.03)相对齿根圆角敏感系数Y由Y= 2.65，查得Y= 1.04)齿根表面状况系数0.925(齿根R=6.36= 37. 8)5)尺寸系数Y 可按下式计算Y=0.006m=1.03-0.0065=1.013许用弯曲应力=YYYYY=3702110.9251MPa=684.5MPa14弯曲强度安全系数SS=4.23第4章 减速器轴的参数化设计与计算4.1 行星轴设计4.1.1 最小直径的确定在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，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，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图3-2）。 图3-2 行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩 Nmm=148538. Nmm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;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径 取 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。4.1.2行星轮轴轴承的选择在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷N =1614N在相对运动中，轴承外圈以转速=463.64考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6306型，其参数为 kN kN （油浴）；取载荷系数 ；当量动载荷 N=1937N;轴承的寿命计算 h=97377h根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即h。所以设计决定选用6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到。校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值： = mm式中 行星轮模数（mm） mm=35.712=12.5mm满足条件。由于行星轮宽度mm，因此两个轴承之间安装一厚度为5mm，宽度为13mm的套筒。4.2 输入轴设计4.2.1最小直径的确定由下式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3-2查得。表3-2 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo/152520352545355514912613511212610311297查表取=112，得 输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%7%。故 其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。4.2.2 输入轴轴承的选择(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6217型，其尺寸为，可画出输入轴草图（如附图03）。轴承的寿命计算 其参数为 kN kN （油浴）；取载荷系数 ；当量动载荷 N=3873N;轴承的寿命计算 h=165258h70400h故该对轴承满足寿命要求。4.3 输出轴设计4.3.1最小直径的确定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=88.423Nmm=6114 Nmm式中 输出轴转矩；齿轮啮合传动的效率，取=0.97。4.3.2 输出轴轴承的选择由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。输出轴端，轴颈mm。由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=99.076mm。故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6030型，其尺寸为，可画出行星架草图（如附图03）。轴承的寿命计算 其参数为 kN kN （油浴）；取载荷系数 ；当量动载荷 N=5088N;轴承的寿命计算 h=1600938h70400h故该轴承满足寿命要求。4.3.3 输出轴上键的选择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（3-2）式计算 （3-2） 式中 转矩，；轴颈，mm; 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；键的工作长度，mm,型键；型键；型键，其中为键的长度，为键的宽度；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微冲击算查相关资料的=100120。由前面计算知输入转矩Nm， 选用型键，其型号为，将数值，键连接处的轴颈 =110mm代入式（3-2）得=39.94)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。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。但在制造转臂的工艺过程中，应注意消除铸造或焊接的内应力和其他缺陷;否则将会影响到转臂的强度和刚度，而致使其产生较大的变形，从而，影响行星齿轮机构的正常运转。在此，还应该指出的是:在加工转臂时，应尽可能提高转臂x上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度 图4-1 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4-1)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。当传动比较小，例如，2Z-X(A)型的传动比4，故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。5.2 箱体的结构设计机体是上述各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的重要组成部分。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动，一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时，通常采用铸造机体。按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式(见图4-4 )。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。图4-4 机体结构形式图4-4(a)所示为卧式整体铸造机体，其特点是结构简单、紧凑，能有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。铸造机体应尽量避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。图4-4b)所示为轴向剖分式机体结构，通常用于大规格的、单件生产的行星齿轮传动中；它可以铸造，也可以焊接。采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较方便，便于进行调试和测量。图4-4(c所示为立式法兰式机体结构，它可适用于与立式电动机相组合的场合。成批量生产时可以铸造；单件生产时可以焊接。铸造机体的一般材料为灰铸铁，如HT150和HT200等；若机体承受较大的载荷，且有振动和冲击的作用可用铸钢，如ZG45和ZG55等。为了减小质量，机体也可以采用铝合金来铸造，如ZL101和ZL102等。结合本设计要求，采用法兰式机体与立式电动机相组合。上、下机体采用HT200铸造而成。上、下机体结构图见附录图03、04。结合本设计的具体情况，箱体各部相关尺寸参数如表4-3所示： 表 4-3 箱体参数表名称代号计算方法上机体壁厚下机体壁厚上机体加强筋厚度下机体加强筋厚度加强筋斜度机体内壁直径DD=420机体机盖紧固螺栓直径轴
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