机械毕业设计（论文）-履带式车辆后桥侧减速器的设计【全套图纸】.doc

摘 要行星齿轮传动与普通的定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机 械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。关键词： 行星齿轮传动；内啮合；机械传动 全套图纸，加1538937065050AbstractPlanetary gear transmission gear with ordinary fixed-axle compared with quality, small, small volume, transmission, carrying capacity, and smooth transmission and transmission efficiency, these advantages of China has been more and more mechanical engineering technicians to know and attention. Due to the various types of planetary gear transmission in the effective use of the power diversion and input and output of the coaxial and reasonably using the mesh, it has the advantages of many. Planetary gear transmission power, not only suitable for high speed, and can be used in the mechanical transmission torque device. It can be used as a slow pace, movement and continuously variable transmission, the synthesis and decomposition, and its special applications, These functions for modern mechanical transmission development has important significance. Therefore, the planetary gear transmission in lifting transportation, engineering machinery, metallurgy, mining, petroleum chemical industry, construction machinery, light textile, medical equipment, instrumentation, automobile, shipbuilding, weapons, and aerospace industries are widely used. Keywords: Planetary；gear transmission；Internal meshing 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 行星齿轮减速器的构成意义及特点11.2 行星减速器的研究概述21.2.2 行星减速器的发展概况21.2.3 渐开线行星齿轮传动概述2第2章 啮合方式设计方案42.1 设计方案列举42.1.1 设计方案一42.1.2 设计方案二42.1.3 设计方案三52.2 设计方案比较6第3章 各主要参数确定73.1 齿轮主要参数的确定73.1.1 高低速级相关计算73.1.2 行星轮数目的确定73.1.3 载荷不均衡系数73.1.4 配齿计算83.1.5 齿轮模数m83.1.6 变位系数的确定93.1.7 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级93.2 齿轮尺寸的设计计算93.2.1 齿轮几何尺寸计算93.2.2 太阳轮的基本尺寸计算113.2.3 行星轮的基本尺寸计算113.2.4 内齿圈的基本尺寸计算113.3 齿轮啮合要素验算123.3.1 a-c传动端面重合度123.3.2 c-b传动端面重合度133.4 齿轮强度验算133.4.1 a-c传动（太阳轮）133.4.2 c-b传动（行星轮）183.4.3 c-b传动（内齿圈）22第4章 主要结构设计274.1 均载机构设计274.1.1 均载机构的选择274.1.2 行星油膜浮动设计原理与特点274.1.3 中间环参数284.2 行星轮结构设计294.3 行星架结构设计304.4 行星架法兰结构设计314.5 行星轮心轴结构设计324.6 内齿圈配合件结构设计334.7 太阳轮结构设计334.8 轴结构设计344.8.1 轴选材及热处理344.8.2 最小轴径计算354.8.3 绘制轴的布置简图354.8.4 轴强度计算36第5章 其它辅助结构设计415.1 润滑及密封设计与选择415.1.1 润滑方式及润滑油的选择415.2.2 管件的结构设计415.2.3 管件的选用425.2 箱体结构设计435.2.1 上箱体结构设计435.2.2 下箱体结构设计445.3 端盖设计445.3.1 上箱体端盖结构设计445.3.2 下箱体端盖体结构设计455.4 行星架联接螺栓与螺母的设计与选择45结 论47致 谢48参考文献49CONTENTSAbstractI Chapter 1 Introduction11.1 Planetary gear reducer and characteristics of the composition11.2 Summary of Research on planetary reducer21.2.2 Overview of planetary reducer21.2.3 Involute planetary gear transmission overview2Chapter 2 Design of meshing approach42.1 Design list42.1.1 Design one42.1.2 Design two42.1.3 Design there52.2 Comparison of design6Chapter 3 Determine the main parameters73.1 Determination of main parameters Gear73.1.1 Calculation of high-speed class-related73.1.2 Determine the number of planetary gear73.1.3 Load imbalance factor73.1.4 Calculated with teeth83.1.5 Gear modulem83.1.6 Determination coefficient93.1.7 Selected gear type, materials, heat treatment, precision grade93.2 Gear design calculation93.2.1 Gear geometry calculation93.2.2 Calculation of basic dimensions of the sun wheel113.2.3 Calculation of basic dimensions of planetary gear113.2.4 Calculation of basic dimensions within the ring gear113.3 Checking gear meshing elements123.3.1 a-c drive face contact ratio123.3.2 c-b transmission face contact ratio133.4 Gear strength calculation133.4.1 a-c Transmission (Sun Wheel)133.4.2 c-b Transmission (planetary gear)183.4.3 c-b Transmission (internal Gear)22 Chapter 4 The main structure design274.1 Contained in the design of institutions274.1.1 Contained in the choice of agencies274.1.2 Floating planetary design principles and characteristics of oil film274.1.3 Parameters of the middle ring284.2 The dtructursl design of the planetary gear structure294.3 The dtructursl design of the planetary carrier304.4 The dtructursl design of the flange of planet carrier314.5 The structural design of the planetary wheel spindle324.6 The structursl design of the pieces inside the ring gear334.7 The structursl design of the sun wheel334.8 The structursl design of the axis344.8.1 The selection of axis and heat treatment344.8.2 Calculation of the minimum shaft diameter354.8.3 Schematic layout of drawing axis354.8.4 Shaft strength calculation36Chapter 5 Other secondary structure design415.1 Design and choice of lubrication and sealing415.1.1 Lubrication and lubricant selection415.2.2 The structural design of pipe415.2.3 The selection of pipe425.2 The structursl design of the box435.2.1 The structursl design of the top box435.2.2 The structursl design of the following box445.3 The design of cover445.3.1 The structural design of the top box cover445.3.2 The structural design of the following box cover455.4 The design and selection of the bolts and nuts planet carrier45Conclusions47Thanks48References49第1章 绪论1.1 行星齿轮减速器的构成意义及特点行星减速器主要传动结构为:行星轮,太阳轮,外齿圈.行星减速器因为结构原因,单级减速最小为3,最大一般不超过10,常见减速比为:3、4、5、6、8、10,减速机级数一般不超过3,但有部分大减速比定制减速机有4级减速.相对其他减速器,行星减速器具有高刚性,高精度(单级可做到1分以内),高传动效率(单级在97%-98%),高的 扭矩/体积比,终身免维护等特点.因为这些特点,行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上,用来降低转速,提升扭矩,匹配惯量1。 减速器额定输入转速最高可达到18000rpm(与减速机本身大小有关,减速器越大,额定输入转速越小)以上,工业级行星减速机输出扭矩一般不超过2000Nm,特制超大扭矩行星减速机可做到10000Nm以上。工作温度一般在-25到100左右,通过改变润滑脂可改变其工作温度2。 行星减速器的几个概念:级数:行星齿轮的套数.由于一套行星齿轮无法满足较大的传动比,有时需要2套或者3套来满足拥护较大的传动比的要求.由于增加了行星齿轮的数量,所以2级或3级减速机的长度会有所增加,效率会有所下降。回程间隙:将输出端固定,输入端顺时针和逆时针方向旋转,使输入端产生额定扭矩正负2%扭矩时,减速机输入端有一个微小的角位移,此角位移就是回程间隙.单位是分,就是一度的六十分之一，也有人称之为背隙。行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其它军品级减速器产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被应用于广泛的工业场合3。1.2 行星减速器的研究概述1.2.2 行星减速器的发展概况世界上一些工业发达国家，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，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，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化的机械传动设备中获得了成功的应用。 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4。1.2.3 渐开线行星齿轮传动概述渐开线行星齿轮传动是一种至少有一个齿轮其集合轴线绕公共几何轴线作回转运动的齿轮传动装置。由于此装置采用数个行星轮同时传递载荷、使公路分流并合计的采用了内啮合，因而具有一系列的优点：如结构紧凑。体积小、重量轻、传动比范围大、传动效率高、转动平稳、噪声小、可进行运动的合成与分解等，因而惯犯用用与冶金、矿山、起重运输、轻纺、化工、航空、船舶等领域的设备上，作为减速、增速和变速传动装置。但是，渐开线行星齿轮传动与定轴线齿轮传动相比也存在若干缺点，如；(1) 机构比较复杂。(2) 对各零件制造精度要求较高，当内齿轮为斜齿轮或是大规格的直齿轮时，要求高精度机床或特殊工装，才保证加工精度。(3) 小规格的行星齿轮传动装置单件生产时制造成本较高。(4) 有些传动形式的传动效率不高，有时甚至有自锁现象。(5) 由于体积小，机壳表面积小，自身散热条件差，因而对润滑和冷却要求较高。(6) 由于是封闭式“包围”结构，齿轮箱中若存在硬的金属颗粒或碎片都可能导致齿轮的严重破坏。此外，行星齿轮传动在使用中还有如下限制：(1) 当传动比很小时，结构上往往不容易实现。(2) 当要求主、从动轴不同轴线且在减速器同一侧时，行星传动无法实现。(3) 对于高速和大规格行星齿轮传动，随着行星架转速的增高和直径的增大，行星齿轮的离心力会急剧增大，一致无法选到寿命足够的滚动轴承。(4) 行星齿轮传动通常为硬齿面轮，不采用中硬或软齿面齿轮。设计者在选定传动方案时要综合考虑上述的优缺点和限制条件，根据传动的使用条件和要求，正确的选用和合理的设计5。第2章 啮合方式设计方案2.1 设计方案列举2.1.1 设计方案一啮合方式为NGW型，结构简图如图方案一；传动比范围1.1313.7。推荐值=2.79。效率0.970.99。传递功率/kW不限。特点：效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便，传递功率范围大，可用于各种工作条件，在机械传动中应用广泛但单级传动比范围小图2-1 方案一2.1.2 设计方案二啮合方式为NW型，结构简图如方案二；传动比范围150。推荐值=721。效率0.970.99。传递功率/kW不限。特点：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工艺性较差。图2-2 方案二2.1.3 设计方案三啮合方式为WW型，结构简图如图方案三；传动比范围1.2几千。推荐值不限。效率随i增加而下降。传递功率/kW15。特点：传动比范围大，但外形尺寸及重量较大：效率低，制造困难，一般不用作动力传动。运动精度低，也不用作分度传动，但当行星架从动时，i从某一数值起，会发生自锁。图2-3 方案三2.2 设计方案比较本次设计的减速器为履带式车辆后轮的侧减速器。根据整体车辆设计要求，从传动比的角度出发（传动比i=3.43）方案一和方案二可行性高，而方案三虽然在某种情况下可以实现自锁，但方案三的WW型结构外形尺寸及重量较大，而且效率低，制造困难，不适用与本次设计要求。所以方案三不予以考虑。方案一的NGW型结构和方案二的NW型结构都满足本次设计要求，但从制造成本上考虑，方案一的NGW型结构效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便，更适合于本次设计。综上所述，最终选用方案一得NWG型啮合结构 。第3章 各主要参数确定3.1 齿轮主要参数的确定3.1.1 高低速级相关计算本次设计的行星齿轮减速器为一级减速器，并用在车辆上，由设计已知条件中可知，高级输入转速，低速输入转速和传动比，可计算出高低速输出转速：高速输出转速：低速输出转速：3.1.2 行星轮数目的确定 在传递动力时，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的均载困难，而由于临街条件限制又会减少传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用3个或4个行星轮，这里选用。3.1.3 载荷不均衡系数 根据第四章均载机构的选择和设计，取3.1.4 配齿计算根据前面所得参数，计算如下：太阳轮齿数；式中其取c=18（整数）；内齿圈齿数；行星轮齿数；3.1.5 齿轮模数中心距计算公式：式中 齿数比为； K 综合系数，K=2.2； T 太阳轮单个齿传递的转矩； ； a 齿宽系数为0.8。 根据图10-207 齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，取Hlim=1450MPa代入 模数 3.1.6 变位系数的确定在渐开线行星齿轮传动中，合理采用变位齿轮可以得到以下效果；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理想的中心距，在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择有较多的灵活性。这里选，。3.1.7 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级根据设计要求齿轮和内齿圈选硬齿面，根据表10-17 常用齿轮材料及其力学特性，选行星轮材料为45号钢调质，齿面硬度为260HBS，太阳轮选用45号钢调质，齿面硬度为200HBS，内齿圈材料为40Cr调质，齿面硬度250HBS。齿轮精度初选6级8。3.2 齿轮尺寸的设计计算3.2.1 齿轮几何尺寸计算齿顶高 外啮合，。内啮合 ，。式中 是为了避免过度曲线干涉而将齿顶高系数减小的量代入 ，计算如下：太阳轮：mm；行星轮：mm；内齿圈： mm；齿根高hf：；式中 ，上面的符号用于外啮合，下面的符号用于内啮合。代入 ， 。太阳轮：mm；行星轮： mm；内齿圈：；分度圆直径 ，齿顶圆直径；齿根圆直径，齿厚；基圆直径 式中 ，上面的符号用于外啮合，下面的符号用于内啮合。 代入上组公式计算如下：3.2.2 太阳轮的基本尺寸计算mm，mmmm，mmmm.3.2.3 行星轮的基本尺寸计算mm， mm mm， mm mm3.2.4 内齿圈的基本尺寸计算mm，mm，mm，mm，mm。3.3 齿轮啮合要素验算3.3.1 a-c传动端面重合度（1） 顶圆齿形曲径太阳轮：行星轮：（2） 端面啮合长度式中 “”号正号为外啮合，负号为内啮合； 端面节圆啮合角 直齿轮则（3） 端面重合度 3.3.2 c-b传动端面重合度（1） 顶圆齿形曲径a行星轮由上面计算得 a1=24.46mm内齿圈（2） 端面啮合长度g （3） 端面重合度 a3.4 齿轮强度验算3.4.1 a-c传动（太阳轮）确定计算负荷：名义转矩名义圆周力：应力循环次数Na：式中 太阳轮相对行星架的转速r/min； t 寿命期内要求传动的总运转时间。接触强度计算：a使用系数 根据对负荷的实测与分析，参考表2.2-409取b动载系数传动精度系数的高精度齿轮的（备注：齿轮具有良好的安装和对中精度以及何时得润滑条件）故取c齿向载荷分布系数、根据表10-47 接触疲劳计算用的齿向载荷分布系数，取根据图10-137 弯曲强度计算得齿向载荷分布系数KF，取d齿间载荷分布系数、根据表10-37 齿间载荷分配系数、，取e节点处计算接触应力的基本值：式中 节点区域系数； 弹性系数，由表2.2-529，钢钢，=189.2； 重合度系数，由表2.2-539，； 螺旋角系数，因=0，得； 齿数比，。则得到f计算接触应力；由表2.2-519，；g许用接触应力式中 根据图10-207 齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，取Hlim=1450MPa； 寿命系数，因由图2.2-35的； 润滑油膜系数，由2.2-549，； 齿面工作硬化系数， ； 尺寸系数，由表2.2-559，； 最小安全系数，由表2.2-579，取；则f接触强度的基数按安全系数弯曲强度计算：a系数，这些系数前面均已算出。b齿根应力的基本值式中 ，前面已求得； 齿形系数， 应力校正系数 根据表10-57，取 ，；则c计算齿根应力 d许用齿根应力式中 试验齿轮的应力修正系数，； 弯曲强度的寿命系数，由图2.2-349，； 相对齿根圆角敏感系数，由图2.2-409，； 相对齿根表面状况系数，由图2.2-419，； 弯曲强度寿命系数，由表2.2-569，； 最小安全系数，由表2.2-579，。则e弯曲强度的计算安全系数3.4.2 c-b传动（行星轮）确定计算负荷：名义切向力： 应力循环次数：式中 行星轮相对行星架的转速（r/min）； t 寿命期内要求传动的总运转时间（h）。接触强度计算：a使用系数 根据对负荷的实测与分析，参考表2.2-409取b动载系数Kv传动精度系数的高精度齿轮的（备注：齿轮具有良好的安装和对中精度以及何时得润滑条件）故取c齿向载荷分布系数、根据表10-47 接触疲劳计算用的齿向载荷分布系数，取，根据图10-137 弯曲强度计算得齿向载荷分布系数KF，取。d齿间载荷分布系数、根据表10-37 齿间载荷分配系数、，取e节点处计算接触应力的基本值式中 节点区域系数：； 弹性系数，由表2.2-529，钢钢，； 重合度系数，由表2.2-539，； 螺旋角系数，因=0，得； 齿数比，；则得到f计算接触应力由表2.2-519，g许用接触应力式中 根据图10-207 齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，取Hlim=1450MPa ； 寿命系数，因由图2.2-35的； 润滑油膜系数，由2.2-549，； 齿面工作硬化系数， ； 尺寸系数，由表2.2-559，； 最小安全系数，由表2.2-579，取。则f接触强度的基数按安全系数SH弯曲强度计算：a系数，这些系数前面均已算出。b齿根应力的基本值式中 ，前面已求得； 齿形系数， 应力校正系数 根据表10-52，取，；则c计算齿根应力 d许用齿根应力式中 试验齿轮的应力修正系数，； 弯曲强度的寿命系数，由图2.2-341，； 相对齿根圆角敏感系数，由图2.2-401，； 相对齿根表面状况系数，由图2.2-411，； 弯曲强度寿命系数，由表2.2-569，； 最小安全系数，由表2.2-579，则e弯曲强度的计算安全系数3.4.3 c-b传动（内齿圈）确定计算负荷：名义切向力： 应力循环次数：式中 内齿圈相对行星架的转速（r/min）； t 寿命期内要求传动的总运转时间（h）接触强度计算：a使用系数 根据对负荷的实测与分析，参考表2.2-409取b动载系数Kv传动精度系数的高精度齿轮的（备注：齿轮具有良好的安装和对中精度以及何时得润滑条件）故取c齿向载荷分布系数、根据表10-47 接触疲劳计算用的齿向载荷分布系数，取根据图10-137 弯曲强度计算得齿向载荷分布系数，取d齿间载荷分布系数、根据表10-37 齿间载荷分配系数、，取e节点处计算接触应力的基本值式中 节点区域系数： 弹性系数，由表2.2-529，钢钢，； 重合度系数，由表2.2-539； 螺旋角系数，因=0，得； 齿数比，。则得到f计算接触应力由表2.2-519，g许用接触应力式中 根据图10-207 齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，取Hlim=750MPa； 寿命系数，因 由图2.2-35的； 润滑油膜系数，由2.2-549，； 齿面工作硬化系数，引内齿圈齿面硬度为280HBS，取； 尺寸系数，由表2.2-559，； 最小安全系数，由表2.2-579，取；则f接触强度的基数按安全系数SH弯曲强度计算：a系数，这些系数前面均已算出。b齿根应力的基本值式中 ，前面已求得； 齿形系数， 应力校正系数 根据表10-57，取，；则c计算齿根应力 d许用齿根应力式中 试验齿轮的应力修正系数，； 弯曲强度的寿命系数，由图2.2-349，； 相对齿根圆角敏感系数，由图2.2-409，； 相对齿根表面状况系数，由图2.2-419，； 弯曲强度寿命系数，由表2.2-569得，； 最小安全系数，由表2.2-579，；则e弯曲强度的计算安全系数第4章 主要结构设计4.1 均载机构设计 4.1.1 均载机构的选择行星传动要求数个行星轮分担载荷，使功率分流，因此，各啮合点的均载是非常重要的。为此，在保证各零件有较高制造精度的同时，在设计上采用能够补偿制造误差、使各行星轮均衡分担载荷的机构十分必要，这就是实现均载既简单又有效的途径。均载机构既能降低载荷的不均衡系数，又能降低噪声、提高运转的平衡性和可靠性，因而得到广泛的应用。 NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件的均载机构，它是靠基本构件没有固定的径向支承，在受力不平衡的条件做径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。 NGW型行星传动常用的均载机构有；1）太阳轮浮动2）行星架浮动3）太阳轮与行星架同时浮动4）太阳轮与内齿圈同时浮动5）无多余约束的浮动6）行星轮油膜浮动。从设计成本和结构紧凑的角度出发，并同时减小振动、噪声等因素的考虑，均载机构选用行星轮油膜浮动10-11。4.1.2 行星油膜浮动设计原理与特点利用行星轮浮动实现均载有多种机构形式，如在行星轮孔与行星轮心轴之间或行星轮心轴与行星架孔之间设置非金属（如橡胶、塑料等）弹性衬套；将行星轮装在悬臂弹性心轴上等等。本次设计主要利用行星轮孔中油膜弹性变形使行星轮浮动的均载形式。 这种均载方式是基于滑动轴承理论，在行星轮与行星轮轴承（或心轴）之间装设中间环，该环宇行星轮孔之间留有径向间隙并储有润滑油。当运转时，行星轮与中间环以同一方向、同一转速旋转，并承受方向相同的载荷，此时行星轮产生的浮动量为无中间环浮动量的倍。当行星轮间载荷分配不均衡时，径向力大时其油膜厚度相对最小，油楔夹角也随之减小，即各行星轮对心轴产生不等量的位移而实现均载。其均载原理如图12-13。图 4-1 利用油膜变形均载4.1.3 中间环参数 中间环参数主要由外径D、宽度B、厚度S和行星轮与中间环之间的间隙，如下图：图4-2 中间环参数中间环的外径D与行星轮孔径一致。在保证行星轮壁厚强度足够的条件下尽量取大值，这样可使中间环的圆周速度正大，有利于油膜的形成。行星轮孔与中间环之间的间隙由下式确定：式中 相对间隙系数，可有下式计算： v 中间环外径的圆周速度（m/s），一般取，当速度较高、直径较小、负荷较大时取较大值，反之取较小值。中间环的宽度B一般取与行星轮的宽度相等。厚度S可按下式确定：4.2 行星轮结构设计行星轮结构根据传动形式、传动比大小等因素而定，根据本次设计要求，为了减小噪声和振动，选取了行星轮油膜浮动的均载方式，所以为了确保中间环的正确位置，不发生轴向移动，在行星轮的两侧加有垫片(厚度取2mm)，行星轮两侧开有油槽，便于油路的导通14，机构如下：图4-3 行星轮结构简图应保证行星轮轮缘的厚度否则须进行强度或刚度的校核，这里取由此可设计出中间环的基本数据：则，取S=0.2， D=6.556。 所以中间环的内径圆整后取D=32， S=7 ，d=20mm ，L=60mm。4.3 行星架结构设计行星架是星星齿轮传动中结构比较复杂的一个重要零件。在最常用的NGW型传动中，它也是承受外力矩最大（除NGWN型外）的零件。行星架有双壁整体式、双壁剖分式和单壁式三种形式。双壁整体式行星架常用铸造和焊接工艺制造。铸造行星架常用的材料有ZG310-570、ZG430-640、ZG35SiMn、ZG40Cr等牌号的铸钢。双壁整体式行星架有a、b、c和d四种形式，a型多用于多级传动的高速级，用轴承支承，其轴心线固定不动。b型用于具有浮动机构的场合，其内齿既可与输出轴相联(单级传动)，又可通过浮动齿套与中间级太阳轮或低速级太阳轮相联（二级和多级传动）。c型和d型用于多级传动的低速级，并与低速轴相联15-16。双壁整体式行星架较整体式行星架结构复杂，主要用于高速行星传动和传动比较小的低速行星传动。剖分式行星架一般采用铸钢或锻钢材料制造，其结构较浮躁，刚性较差。单壁式行星架结构简单，装配方便，轴向尺寸小，但因行星轮轴呈悬臂状态，受力情况不好，刚性差，并需要校核行星轮轴与行星架孔的配合长度及过盈量，而且轴承必须安装在行星轴孔内，特别是当行星轮直径较小时比较困难，故一般只用于中小功率传动17-18。综上所述，根据设计要求，这里选用双壁整体式b型，此类行星架刚度大，受载变形小，因而有利于行星轮所受载荷沿齿宽方向均匀分布，减少震动和噪声，符合设计要求。结构设计如下：图4-4行星架结构简图其两个侧板通过中间连接板联接在一起。两个侧板的厚度，当不安装轴承的可按经验公式6选取：，取 根据设计需要d=220mm4.4 行星架法兰结构设计由于本行星减速器采用了行星油膜浮动的均载机构，所以应保证行星架不能轴向和径向传动，所以在行星架的一则加上一个法兰盘机构，为了结构紧凑，另一侧用输出轴联接，这样一来，行星架法兰盘和输出轴就能给行星架定位，起到减少震动和噪声的作用，同时又能使结构紧凑，节约成本。此端盖另一端与箱体用一个轴承联接，因此轴承承受较大的径向载荷，所以此处轴承选用圆柱滚子轴承中NU系列圆柱滚子轴承。行星端盖与圆柱滚子轴承的外形设计基本如下图： 图4-5配合简图行星架法兰盘的具体结构尺寸在最后总装图上调整，最后确定。由于承受较大的径向力，所以选用圆柱滚子轴承NU系列，根据基本额定载荷和基本尺寸，这里选用NU1024。4.5 行星轮心轴结构设计根据前面所设计与计算 行星轮心轴直径D=20mm，行星轮心轴长度L94mm，这里不妨去L=113mm由于采用了行星轮油膜浮动的均载机构，所以在行星轮心轴的中间设计有油孔，便于行星架外侧的油液进入到行星轮和中间环之中，更好的形成油楔，起到均载机构。并在轴端处设计一个挡圈槽，用以定位行星轮心轴的位置，防止因为震动脱离正确工作位置。结构构图如下：图4-6行星轮心轴的结构简图4.6 内齿圈配合件结构设计前面已经对内齿圈的基本数据进行了计算，但内齿圈没有定位，所以设计一个内齿圈配合件，一侧与内齿圈相连，并用有弹性的钢丝圈固定，以起到内齿圈的定位作用，另一侧与箱体用螺钉连接。结构简图如下：图4-7配合简图4.7 太阳轮结构设计为了使结构紧凑，定位精确，本次行星减速器设计将太阳轮直接连接在输入轴上，并用渐开线花键连接，因为渐开线花键工艺性好，制造精度也高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当齿受载时，齿上的径向力能起到自动定心的作用，有利于各齿均匀承载。太阳轮的基本外形尺寸前面已经进行了计算，根据以前计算，初步选取其分度圆直径 根据表6.3-266 渐开线花键模数m 初步先 则，。为了避免键齿工作表面压溃（静连接）或过度磨损（动连接，对渐开线花键进行强度计算：静连接 动连接 式中 载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取，齿数多时取偏小值；里取； Z 花键齿数； l 齿的工作长度（mm），取l=5mm； h 花键齿侧面的工作高度（mm），渐开线花键，时， ； 花键的平均直径（mm），渐开线花键，； 花键连接的许用挤压应力（MPa），见表6-32 选=200MPa； P 花键连接的许用应力（MPa），见表6-32 选P=70MPa。 所以通过校核，初选渐开线花键参数强度满足要求。4.8 轴结构设计4.8.1 轴选材及热处理由于碳钢比合金钢廉价，对盈利集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，从成本角度出发，输入输出轴都选用45钢，调制表面淬火处理，查表15-12轴的常用材料及主要力学性能，可得：抗拉强度 ， 屈服强度极限 ，弯曲疲劳极限 ，剪切疲劳极限 ，许用弯曲应力。4.8.2 最小轴径计算按初步估算轴的最小直径，查表15-32，可得 取，则 ，取输入轴最小直径为39.83mm，输出轴最小直径为93.7mm。4.8.3 绘制轴的布置简图（1） 确定轴上零件的装配方案考虑到轴上零件的定位、固定、装拆。故选用阶梯轴结构，根据前面设计，可以设计轴的布置简图：图4-8 输入轴布置简图（2） 确定输入轴各段的直径根据轴的受力分析，分别选用圆柱滚子轴承和球轴承，上图由右至左确定轴端直径，由于轴的最小直径d=39.83mm 所以圆柱滚子轴承内径选用d=40mm；根据使用寿命选取nu308e（GB/T 2831994）；花键前阶梯轴径初定为D=45mm；渐开线花键长度为80mm渐开线花键后端轴径取D=57mm；球轴承内径取60mm，根据所受载荷和使用寿命选取6212（GB/T 2831994）；端盖配合轴径取75mm；综合设计取输入轴总长为303mm。图4-9 输出轴结构简图（3） 确定输出轴各段的直径此输出轴与另一机构联接，使变速后的转速传递到车轮上，由于轴的最小直径d=93.7mm，此轴径去110mm。根据所受载荷和寿命要求选取呢n22e（GB/T 2831994）；综合设计取输出轴总长为260mm。4.8.4 轴强度计算（1） 受力简图由结构简图，设轴承nu308e（GB/T 2831994）中心点为C点，太阳轮中心点没B点，轴承6212（GB/T 2831994）中心点位A点，输入轴端为O点，根据之前的设计得，OC=75mm，CB=140mm，AB=67mm；并画出轴端的受力简图如下：图4-10 受力简图（2） 水平支反力图图4-11 水平力简图直齿圆柱齿轮传动（3）垂直面支反力图图4-12 垂直力简图（4） 画轴的弯矩图和扭矩图图4-13水平面弯矩图界面B处： （5）合成垂直弯矩图：图4-14 垂直面弯矩图截面B左边截面B右边（6）合成弯矩图图4-15 合成弯矩图截面B左边截面C右边（7）扭矩图如下：图4-16扭矩图（8）按弯扭合成应力校核轴的强度可见截面B处弯矩较大，应校核该截面的强度。截面B的当量弯矩其中：校核强度其中：W轴的抗弯截面系数，对直径为d的实心轴校核结果：，截面B的强度足够。第5章 其它辅助结构设计5.1 润滑及密封设计与选择5.1.1 润滑方式及润滑油的选择由于采用了行星轮油膜浮动的均载机构，所以总体的润滑方式采用浸油式润滑方式，即行星传动系统都浸在润滑油液中，这样一来的，可使机构传动平稳、高效，减少震动和噪声，同时吸收由于摩擦产生的热量，对高温沉积物和轴瓦腐蚀有着一定的控制作用。根据用途由表10.3.36 常用润滑油的主要质量指标和用途， 选用汽油机油（GB 111211997）cc型润滑油。5.2.2 管件的结构设计油管的作用是往行星机构及上下箱体够成的密闭空间里注入润滑油，所以压力为一个标注大气压，进油管用来往里面注油，出油管为排气管，工作的时，因摩擦生热，会产生气体，这是出油管也用来排气，并且也起到过滤作用，滤掉气体中的杂质。综上所述，进出油管结构设计如下：图5-1 进油管结构简图图5-2 出油管结构简图5.2.3 管件的选用图5-3 螺纹短节结构根据表11.5.