风力发电机变桨减速器设计说明书(BJJSQ1500A).doc

1 BJJSQ1500A 风力发电机变桨减速器设计说明书风力发电机变桨减速器设计说明书 德阳东汽电站机械制造有限公司 2006 04 24 2 目 录 一 应用一 应用 5 二 技术参数二 技术参数 5 2 1 齿轮箱齿轮箱 5 2 2 材料材料 5 2 3 大齿环和小齿轮大齿环和小齿轮 5 2 3 1 大齿环齿轮 5 2 3 2 小齿轮 5 2 4 小齿轮轴承小齿轮轴承 6 2 5 载荷载荷 6 2 5 1 小齿轮力矩 6 2 5 2 轴承设计的载荷 6 2 5 3 电动机总量载荷 6 三 传动系设计及校核三 传动系设计及校核 6 3 1 已知条件已知条件 6 3 2 方案设计方案设计 6 3 2 1 结构设计 6 3 2 2 齿形及精度 7 3 2 3 齿轮材料及其性能 1 7 3 2 4 配齿及传动比计算 7 3 3 齿轮参数初步确定齿轮参数初步确定 7 3 3 1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 7 3 3 1 1 估算第一级法向模数 7 3 3 1 2 估算第二级法向模数 8 3 3 1 3 估算第三级法向模数 8 3 3 2 各级主要几何尺寸 9 3 3 2 1 第一级主要几何尺寸 9 3 3 2 2 第二级主要几何尺寸 9 3 3 2 3 第三级主要几何尺寸 9 3 4 各级齿轮疲劳强度校核各级齿轮疲劳强度校核 10 3 4 1 第一级疲劳强度校核 10 3 4 1 1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 10 3 4 1 2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 11 3 3 4 1 3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 12 3 4 1 4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 12 3 4 2 第二级疲劳强度校核 13 3 4 2 1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 13 3 4 2 2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 14 3 4 2 3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 15 3 4 2 4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 16 3 4 3 第三级疲劳强度校核 17 3 4 3 1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 17 3 4 3 2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 18 3 4 3 3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 19 3 4 3 4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 20 3 5 齿轮静强度校核齿轮静强度校核 21 3 6 传动装配条件验算传动装配条件验算 21 3 6 1 传动比条件 21 3 6 2 邻接条件 21 3 6 3 同心条件 22 3 6 4 装配条件 22 3 7 啮合参数啮合参数 22 3 8 齿轮几何尺寸计算齿轮几何尺寸计算 22 3 9 传动效率计算传动效率计算 23 3 10 结构设计结构设计 23 3 11 轴承设计及校核轴承设计及校核 23 3 11 1 第一级行星轮轴承校核 24 3 11 2 第二级行星轮轴承校核 24 3 11 3 第三级行星轮轴承校核 25 3 11 4 输出轴轴承载荷校核 25 3 12 轴的强度校核轴的强度校核 26 3 12 1 太阳轮轴强度计算 26 3 12 2 行星轮轴强度计算 27 3 13 鼓形齿联轴器接触强度计算鼓形齿联轴器接触强度计算 27 3 13 1 第二级鼓形齿联轴器 27 3 13 2 第三级鼓形齿联轴器 28 3 14 花键轴挤压强度校核花键轴挤压强度校核 29 四 润滑和密封四 润滑和密封 29 五 运行和质量认可测试五 运行和质量认可测试 29 4 5 1 空载试验空载试验 29 5 2 极端过载试验极端过载试验 29 5 3 疲劳测试疲劳测试 29 5 4 低温冲击试验低温冲击试验 30 六 环境条件六 环境条件 30 七 防腐七 防腐 30 参考文献 30 5 一 应用 本手册是 FD70A FD77A 风力发电机偏航减速器的结构说明和生产规范 变桨减速器的主要作用是驱动变桨控制齿轮箱 用于调节风力发电机输出功率 当控 制系统的测量实际功率值与设定值不匹配时 每只风轮叶片可以绕它的纵向轴旋转 其工 作特点是间歇工作起停较为频繁 传递扭矩较大 传动比较高 因其工作特点以及安装位置的限制 本设计采用三级行星齿轮减速机构 二 技术参数 2 1 齿轮箱 设计 带方便电机连接法兰 B5 的低齿隙同轴行星齿轮箱 偏心率 小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离 1 5mm 不是对中 减速比 i 155 4 驱动电机旋转速度 额定 n速度 2420rpm 运行 n运行 0 1700rpm 最大 n最大 4000rpm 效率 0 9 电机法兰 A250 2 2 材料 小齿轮 18Cr2Ni4W 表面渗碳处理 轴承箱体 20CrMnTi 其他箱体 20CrMnTi 2 3 大齿环和小齿轮 齿轮类型 内啮合部正齿 正常压力角 20 基准齿廓符合 DIN 867 转轴中心距 744mm 2 3 1 大齿环齿轮 模数 12mm 齿数 z2 139 齿宽 b 100mm 齿形修正 x2 m 6mm 按 DIN3990 齿形质量 DIN 3967 12 e 27 齿面硬度 HRC50 5 475 HV 10 Rht 1 4 0 8mm 齿侧和齿根部硬度 2 3 2 小齿轮 模数 12mm 齿数 z1 15 齿宽 b 100mm 齿形修正 x1 m 6mm 按 DIN3990 齿形质量 DIN 3967 7 e 26 Ra 最小 3 2 磨亮 齿面硬度 HRC58 4 600 HV 10 Rht 1 4 0 8mm 齿侧和齿根部硬度 修形 制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议 并且由东方汽轮机厂决定 6 2 4 小齿轮轴承 小齿轮轴承应采用一个小的预加载圆锥滚子轴承 2 5 载荷 2 5 1 小齿轮力矩 M最大力矩 10500Nm 变化范围 M运行 8300Nm 负荷循环次数 n 2 0 108 2 5 2 轴承设计的载荷 齿轮的平均扭矩 Mgear outlet 4150Nm 轴承额定寿命 Lrequ 66500h 2 5 3 电动机总量载荷 直流电机安装在齿轮箱的 B5 法兰上 电机的总量是 85Kg 电机的重心在离 B5 法兰 大约 500mm 处 在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩 负荷周期大约为 次循环 8 0 108 1 n 由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用 这个额定激 励力矩能根据周期为 n 1 8 108负荷循环情况进行估计 然后再加上自重加速度为 a 1g 9 81m s2 三 传动系设计及校核 3 1 已知条件 额定输入功率 6 5 kW 额定输入转速 1700 rpm 额定输出转速 10 94 rpm 总传动比 155 4 效率 0 9 3 2 方案设计 3 2 1 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动 减速比大 传动效率高 结 构紧凑 承载能力大 各级行星轮系都由太阳轮 行星轮和内齿圈构成 其中 1 2 3 级行星轮个数为 3 个 各级之间 上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接 输出轴采用 花键实现扭矩的传递 本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核 综合考虑设计 制造及安装位置限制等因素 选择 3 级 NGW 型行星减速器 第一级选用行星架浮动 第二级选用太阳轮与行星架同时浮动 7 第三级选用太阳轮浮动 3 2 2 齿形及精度 因属于低速传动 采用齿形角的直齿轮传动 精度定为 6 级 20 n 3 2 3 齿轮材料及其性能 1 太阳轮和行星轮采用硬齿面 内齿轮用软齿面 以提高承载能力 减小尺寸 三级都 采用相同的材料搭配 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 表面硬度 HRC56 62 Hlim 1500N mm 2 Flim 470 N mm 2 行星轮 20CrMnTi 表面淬火 渗碳淬火回火 表面硬度 HRC56 62 Hlim 1500N mm 2 Flim 470 N mm 2 因双向转动 实际 Flim 470 0 8 376 N mm 2 内齿圈 20CrMnTi 齿面渗碳淬火 HRC56 60 Hlim 1500 N mm 2 Flim 470 N mm 2 3 2 4 配齿及传动比计算 表 1 分配传动比及各级配齿 传动级za小齿轮zc行星齿轮zb内齿轮传动比 b ax i行星数pn模数 m 第一级17431037 058832 第二级1731795 647132 5 第三级2019583 900034 实际总传动比为 46 155 9000 3 6471 5 7 0588 321 zzzz 总 3 3 齿轮参数初步确定 3 3 1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 2 3 1 3 lim 2 1Fd FsA mn z YKT Am 3 3 1 1 估算第一级法向模数 3 1 式中 直齿轮 2 6 12 m A 0 载荷平稳 2 2 1 K 尺寸精度为 6 级 转速超过 300r min 3 15 1 cF K N m51 36 1700 5 69549 1700 9549 KW I P T 8 N m00 1415 1 3 51 36 cF s I A K C T T 4 8 2 Fa Y54 1 Sa Y 20 3 454 1 8 2 SaFaFs YYY 735 0 34 25 1 d b d 取 mm2 1 37617735 0 3 4142 1 6 12 3 2 3 2 1 Fpd FsA mn z YKT Am 2 n m 3 3 1 2 估算第二级法向模数 3 1 式中 直齿轮 6 12 m A 0 载荷平稳 2 1 K 尺寸精度为 6 级 转速低于 300r min 1 cF K N m2570588 7 51 36 1 iTT III N m861 3 257257 cF s cF s II A K C K C T T 8 2 Fa Y54 1 Sa Y 20 3 454 18 2 SaFaFs YYY 588 0 5 42 25 1 d b d 取 mm26 2 37617588 0 3 4861 6 12 3 2 3 2 1 Fpd FsA mn z YKT Am 5 2 n m 3 3 1 3 估算第三级法向模数 3 1 式中 直齿轮 6 12 m A 0 载荷平稳 2 1 K 尺寸精度为 6 级 转速低于 300r min 1 cF K N m14516471 5 257 2 iTT IIIII N m4831 3 1451 cF s III A K C T T 8 2 Fa Y54 1 Sa Y 20 3 454 18 2 SaFaFs YYY 9 59 0 76 45 1 d b d mm 取 mm66 3 3762059 0 3 44831 6 12 3 2 3 2 1 Fpd FsA mn z YKT Am 4 n m 3 3 2 各级主要几何尺寸 3 3 2 1 第一级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径 mm34 a d 行星轮分度圆直径 mm86 c d 内齿圈分度圆直径 mm206 b d 齿宽 mm25 b 3 3 2 2 第二级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径 mm 5 42 a d 行星轮分度圆直径 mm 5 77 c d 内齿圈分度圆直径 mm 5 197 b d 齿宽 mm25 b 3 3 2 3 第三级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径 mm80 a d 行星轮分度圆直径 mm76 c d 内齿圈分度圆直径 mm240 b d 齿宽 mm45 b 3 4 各级齿轮疲劳强度校核 3 4 1 第一级疲劳强度校核 3 4 1 1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 5 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 10 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 6 2 60000 2401700 34 60000 xa X nnd v05 1 V K 13 2 11 12 1 111 HbH K 14 0 1 H K 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 617 1 43 1 17 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 18 89 0 3 617 14 3 4 Z 20 1 Z N 21 7871 1 334 51 3620002000 CH A I t K cd T F mm25 b 22 53 2 17 43 1 2 z z u N mm2 577 53 2 153 2 2534 787 189 0 8 1895 212 105 1 1 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 3 4 1 2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 6 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 式中 N 21 82315 1 334 51 3620002000 CF A I t K cd T F mm25 b mm2 n m 11 23 95 2 Faa Y36 2 Fac Y 24 54 1 Saa Y68 1 Sac Y 17 617 1 43 1 17 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 19 714 0 617 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 6 2 60000 2401700 34 60000 xa X nnd v05 1 V K 13 19 195 0 12 1 111 FbF K 14 0 1 F K N mm2 73119 1 05 1 1 11714 0 54 1 95 2 225 823 FFVASaaFaa n t Fa KKKKYYYY bm F N mm2 64119 1 05 1 1 11714 0 68 1 36 2 225 823 FFVASacFac n t Fc KKKKYYYY bm F 3 4 1 3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 6 2 60000 2401700 34 60000 xa X nnd v05 1 V K 13 1 11 11 1 111 HbH K 14 0 1 H K 12 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 837 1 103 1 43 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 18 849 0 3 837 1 4 3 4 Z 20 1 Z N 21 7871 1 334 51 3620002000 CH A I t K cd T F mm25 b 22 4 2 43 103 1 2 z z u N mm2 210 4 2 14 2 2586 787 1849 0 8 1895 211 105 1 1 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 3 4 1 4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 只计算内齿轮 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 式中 N 21 82315 1 334 51 3620002000 CF A I t K cd T F mm25 b mm2 n m 23 053 2 Fab Y 24 65 2 Sab Y 17 837 1 103 1 43 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 19 658 0 837 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 13 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 6 2 60000 2401700 34 60000 xa X nnd v05 1 V K 13 09 1 95 0 11 1 111 FbF K 14 0 1 F K N mm2 81119 1 05 11 11658 0 65 2 053 2 225 823 FFVASabFab n t Fb KKKKYYYY bm F 3 4 2 第二级疲劳强度校核 3 4 2 1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 44 0 60000 43240 5 42 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 176 188 0 12 1 111 HbH K 14 0 1 H K 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 588 1 31 1 17 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 18 897 0 3 588 1 4 3 4 Z 20 1 Z 14 N 21 40311 3 5 42 25720002000 CH A II t K cd T F mm25 b 22 82 1 17 31 1 2 z z u N mm2 1174 82 1 182 1 25 5 42 4031 1897 0 8 1895 20 1176 1 11 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 3 4 2 2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 式中 N 21 40311 3 5 42 25720002000 CH A II t K cd T F mm25 b mm5 2 n m 23 95 2 Faa Y54 2 Fac Y 24 54 1 Saa Y63 1 Sac Y 17 588 1 31 1 17 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 19 722 0 588 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 44 0 60000 43240 5 42 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 17 185 0 12 1 111 FbF K 14 0 1 F K 15 N mm2 272117 1 11 11722 0 54 1 95 2 5 225 4031 FFVASaaFaa n t Fa KKKKYYYY bm F N mm2 248117 1 11 11722 0 63 1 54 2 5 225 4031 FFVASacFac n t Fc KKKKYYYY bm F 3 4 2 3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 44 0 60000 43240 5 42 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 09 1 9 0 11 1 111 HbH K 14 0 1 H K 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 817 1 79 1 31 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 18 853 0 3 817 1 4 3 4 Z 20 1 Z N 21 40311 3 5 42 25720002000 CH A II t K cd T F mm20 b 22 55 2 31 79 1 2 z z u 16 N mm2 498 55 2 155 2 25 5 77 4031 1853 0 8 1895 2109 1 11 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 3 4 2 4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 只计算内齿轮 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 式中 N 21 40311 3 5 42 25720002000 CH A II t K cd T F mm25 b mm5 2 n m 23 053 2 Fab Y 24 65 2 Sab Y 17 817 1 79 1 31 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 19 663 0 817 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 44 0 60000 43240 5 42 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 09 1 95 0 11 1 111 FbF K 14 0 1 F K N mm2 279109 1 11 11663 0 65 2 053 2 5 225 4031 FFVASabFab n t Fb KKKKYYYY bm F 17 3 4 3 第三级疲劳强度校核 3 4 3 1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 13 0 60000 1143 80 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 17 185 0 12 1 111 HbH K 14 0 1 H K 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 552 1 19 1 20 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 18 903 0 3 552 1 4 3 4 Z 20 1 Z N 21 120831 380 145120002000 CH A III t K cd T F mm25 b 22 05 1 19 20 1 2 z z u N mm2 1244 05 1 105 1 4580 12083 1903 0 8 1895 20 117 1 11 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 18 3 4 3 2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 式中 N 21 120831 380 145120002000 CH A III t K cd T F mm45 b mm4 n m 23 81 2 Faa Y85 2 Fac Y 24 54 1 Saa Y54 1 Sac Y 17 552 1 19 1 20 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 ca zz 19 733 0 552 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 13 0 60000 1143 80 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 16 18 0 12 1 111 FbF K 14 0 1 F K N mm2 271116 1 11 11733 0 54 1 81 2 445 12083 FFVASaaFaa n t Fa KKKKYYYY bm F N mm2 275116 1 11 11733 0 54 1 85 2 445 12083 FFVASacFac n t Fc KKKKYYYY bm F 19 3 4 3 3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABH 1 1 式中 10 1 B Z 11 10 1 A K m s 12 13 0 60000 1143 80 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 085 1 85 0 11 1 111 HbH K 14 0 1 H K 15 5 2 H Z 16 2 8 189mmNZE 17 766 1 58 1 19 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 18 863 0 3 766 1 4 3 4 Z 20 1 Z N 21 120831 380 145120002000 CH A III t K cd T F mm20 b 22 05 3 19 58 1 2 z z u N mm2 689 05 3 105 3 4576 12083 1863 0 8 1895 21085 1 11 11 1 1 u u bd F ZZZZKKKKZ t EHHHVABHA 3 4 3 4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 只计算内齿轮 FFVASaFa n t F KKKKYYYY bm F 20 式中 N 21 120831 380 145120002000 CH A III t K cd T F mm45 b mm4 n m 23 053 2 Fab Y 24 65 2 Sab Y 17 766 1 58 1 19 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 bc zz 19 675 0 766 1 75 0 25 0 75 0 25 0 Y 25 1 Y 11 10 1 A K m s 12 13 0 60000 1143 80 60000 xa X nnd v0 1 V K 13 085 1 85 0 11 1 111 FbF K 14 0 1 F K N mm2 2941085 1 11 11675 0 65 2 053 2 445 12083 FFVASabFab n t Fb KKKKYYYY bm F 表 2 各级轮系强度校核表 N mm2 级数 计算接触强度 H 接触强度安全系 数 H S 计算弯曲强度 F 弯曲强度安全系 数 F S 太阳轮5772 60736 44 行星轮5772 60645 88 第 1 级内齿轮2107 14815 80 太阳轮11741 282721 73 行星轮11741 282481 52 第 2 级内齿轮4983 012791 68 太阳轮12441 212711 73 行星轮12441 212751 37 第 3 级内齿轮6892 182941 60 21 3 5 齿轮静强度校核 考虑到传动系的瞬时过载 按各级 Tmax 1 5T 进行静强度校核 对 20CrMnTi Mpa25 66288375 0 s 第一级太阳轮第一级太阳轮 Mpa 4 102 max F 第一级行星轮第一级行星轮 Mpa47 92 max F 第二级太阳轮第二级太阳轮 Mpa 9 335 max F 第二级行星轮第二级行星轮 Mpa 7 310 max F 第三级太阳轮第三级太阳轮 Mpa 6 373 max F 第三级行星轮第三级行星轮 Mpa 2 369 max F 3 6 传动装配条件验算 3 6 1 传动比条件 各级齿轮齿数的选择均满足所给定的传动比要求 3 6 2 邻接条件 必须保证相邻两行星轮互不相碰 并留有大于 0 5 倍模数的间隙 26 表 3 各级传动邻接条件表 参数 级数 ac d ac a p ac n a 180 sin2 邻接条件 第一级9060103 9满足 第二级82 560103 9满足 第三级8478135满足 3 6 3 同心条件 为了保证正确的啮合 各对啮合齿轮之间的中心距必须相等 即 CBAC aa 22 27 本传动方案各级传动均按手册推荐选取 满足同心条件 cAB zzz2 3 6 4 装配条件 保证各行星轮均能均布地安装于两中心齿轮之间 并且与两个中心轮啮合良好 没有错 位现象 本传动方案各级传动均按手册推荐选取 满足装配条件 3 7 啮合参数 各级齿轮副间均采用标准传动 3 8 齿轮几何尺寸计算 表 4 第一级传动齿轮副几何参数 序号名称太阳轮行星轮内齿轮 1模数222 2压力角20 20 20 3变位系数000 4分度圆直径 mm3486206 5齿顶高 mm222 6齿根高 mm2 52 52 5 7齿顶圆直径 mm3890210 8齿根圆直径 mm2981201 9基圆直径 mm31 9580 81193 58 10中心距 mm6060 11齿顶圆压力角32 77 26 12 22 81 12重合度1 6171 72 表 5 第二级传动齿轮副几何参数 序号名称太阳轮行星轮内齿轮 1模数2 52 52 5 2压力角20 20 20 3分度圆直径 mm42 577 5197 5 4齿顶高 mm2 52 52 5 5齿根高 mm3 1253 1253 125 6齿顶圆直径 mm47 582 5202 5 7齿根圆直径 mm36 2571 25191 25 8基圆直径 mm39 9472 83185 59 9中心距 mm6060 10齿顶圆压力角32 77 28 02 23 58 11重合度1 5881 94 表 6 第三级传动齿轮副几何参数 序号名称太阳轮行星轮内齿轮 1模数444 2压力角20 20 20 23 3分度圆直径 mm8076240 4齿顶高 mm444 5齿根高 mm555 6齿顶圆直径 mm8884248 7齿根圆直径 mm7066230 8基圆直径 mm75 1771 41225 53 9中心距 mm7878 10齿顶圆压力角31 33 31 78 24 58 11重合度1 5521 94 3 9 传动效率计算 28 第一级传动效率 9785 0 165 01 025 0 1 1 1 X BA X B AX i 第二级传动效率 979 0 215 0 1 025 0 1 1 1 X BA X B AX i 第三级传动效率 981 0 345 01 025 0 1 1 1 X BA X B AX i 总啮合效率 90 0 94 0 981 0 979 0 9785 0 3 10 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动 减速比大 传动效率高 结 构紧凑 承载能力大 各级行星轮系都由太阳轮 行星轮和内齿圈构成 其中 1 2 3 级行星轮个数为 3 个 各级之间 上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接 输出轴采用 花键实现扭矩的传递 本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核 3 11 轴承设计及校核 表 7 各级行星轮轴承选择及额定载荷 29 型号基本额定动载荷 KN r C基本额定静载荷 KN 0r C 输入轴轴承1601016 113 1 第一级行星轮轴承160047 94 5 第二级行星轮轴承160047 94 5 第三级行星轮轴承NA490625 535 5 输出轴左侧轴承NU1022115155 输出轴右侧轴承33119298498 3 11 1 第一级行星轮轴承校核 行星轮切向力为 24 N787 ttCAtAC FFF 单个轴承所受力为 N N0 a F787 tACr FF 冲击载荷系数 考虑轻微冲击 取 d f2 1 d f 对于深沟球轴承 16004 当量动载荷为 N 30 944 7871 2 1 ard YFXFfP 轴承寿命为 88 0 10457 0 108 1 0588 7 1 43 17 1 n iz z n Ia c 计算额定动载荷为 N n PC r 3375 101 10457 0 944 101 3 6 8 3 6 rr CC 33757900 1 计算当量静载荷为 N 31 787 0 rr FP 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 32 0 S1 0 S 计算额定静载荷为 N7877871 1000 rr PSC rr CC 00 7874500 第一级行星轮轴承 16004 通过校核 3 11 2 第二级行星轮轴承校核 行星轮切向力为 N4031 ttCAtAC FFF 单个轴承所受力为 N N0 a F4031 tACr FF 冲击载荷系数 取 d f1 d f 对于深沟球轴承 16004 当量动载荷为 N4031 40311 1 ard YFXFfP 轴承寿命为 8 8 0 100947 0 0588 7 108 1 6471 5 1 31 17 1 IIIa c i n iz z n 计算额定动载荷为 N8528 101 100947 0 4031 101 3 6 8 3 6 n PC r rr CC 85287900 1 计算当量静载荷为 N4031 0 rr FP 25 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 0 S1 0 S 计算额度静载荷为 N403140311 000 rr PSC rr CC 010 40314500 第二级行星轮轴承 16004 通过校核 3 11 3 第三级行星轮轴承校核 行星轮切向力为 N12083 ttCAtAC FFF 单个轴承所受力为 N N 0 a F12083 tACr FF 冲击载荷系数 取 d f1 d f 对于滚针轴承 NA4906 当量动载荷为 N12083120831 rdF fP 轴承寿命为 8 8 0 100313 0 6471 5 0588 7 108 1 9 3 1 20 19 1 IIIIIIa c ii n iz z n 计算额定动载荷为 N17679 101 100313 0 12083 101 3 6 8 3 6 n PC r rr CC 1767925500 计算当量静载荷为 N12083 0 rr FP 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 0 S1 0 S 计算额定静载荷为 N12083 000 rr PSC rr CC 00 1208335500 第三级行星轮轴承 NA4906 通过校核 3 11 4 输出轴轴承载荷校核 输出转矩 N m5673 IV T 输出小齿轮分度圆上名义切向力 N63033 180 0 567322 小齿轮 d T F IV t 输出小齿轮名义径向力 N2294220tan63033tan tr FF 26 齿轮合成受力为 N670782294263033 2222 rt FF 根据输出轴的合成力矩平衡条件 输出轴左端轴承所受径向力 N 由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承65270 r F NJ1020 和一个深沟球轴承 61824 所以每个轴承所受径向力 N 32635 r F N 0 32635 rr PF 输出轴右端轴承所受径向力 N 由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承132349 r F 352217X2 所以单个轴承所受最大径向力 N N66174 r F 0 66174 rr PF 滚动轴承安全系数按正常使用轴承取 0 S1 0 S 计算左端 NJ1020 轴承额定静载荷为 N 000 32635 rr CS P 00 10200032635 rr CC 输出轴左侧轴承 NJ1020 通过校核 计算左端 61824 轴承额定静载荷为 N 000 32635 rr CS P 00 3290032635 rr CC 输出轴左侧轴承 61824 通过校核 计算右端 352217X2 额定静载荷为 N 000 66174 rr CS P 0 10 56000066174 rr CC 输出轴右侧轴承 352217X2 通过校核 3 12 轴的强度校核 3 12 1 太阳轮轴强度计算 按转矩太阳轮轴最小轴径 mm 33 3 6 2 0 1055 9 n P d T 由于太阳轮轴采用 20CrMnTi 所以 52MPa 计算结果见下表 T 表 8 太阳轮轴计算 27 参数 级数 太阳轮轴最小轴径 mm实际太阳轮轴径 mm 第 1 级太阳轮轴15 228 第 2 级太阳轮轴29 235 第 3 级太阳轮轴5050 3 12 2 行星轮轴强度计算 行星轴按心轴弯矩进行校核 mm 34 3 1 1 0 b M d 其中 行星轮轴的材料为 40CrNiMoA 其许用弯曲应力为Mpa 计算结330 1 b 果见下表 表 9 轴校核 级数弯矩 M N mm 最小轴径 mm实际行星轮轴径 mm 第一级行星轮轴110186 920 第二级行星轮轴564341220 第三级行星轮轴24166019 430 3 13 直齿联轴器强度校核计算 3 13 1 第二级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式 35 p Nc mAc KdzbS KKTK 2000 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式 35 pp W mA p dzbhK KTK 2000 N m257 II T 35 2 c K 10 1 A K 36 1 m K mm45 d 30 z mm14 b 35 75 0 2 z d Sc 36 3 0 N K mm 36 375 3 h 28 36 4 1 W K 280265 3 075 0 143045 11 1225720002000 p Nc mAc KdzbS KKTK 8433 6 4 1375 3 143045 11 125720002000 pp W mA p dzbhK KTK 第二级直齿齿联轴器强度校验通过 3 13 2 第三级直齿联轴器 直齿联轴器轮齿剪切应力校核计算公式 35 p Nc mAc KdzbS KKTK 2000 直齿联轴器轮齿挤压应力校核计算公式 35 pp W mA p dzbhK KTK 2000 N m1451 III T 35 2 c K 1 A K 36 1 m K mm60 d 30 z mm17 b 35 1 2 z d Sc 36 8 0 N K mm 36 5 4 h 36 2 W K 280237 8 01173060 112145120002000 p Nc mAc KdzbS KKTK 84 5 10 25 4173060 11145120002000 pp W mA p dzbhK KTK 第三级鼓形齿联轴器强度校验通过 29 3 14 花键轴挤压强度校核 花键挤压强度公式 许用压强 37 m ZhlD T p 2 Mpappp120 N m5673 II T 8 0 10 z mm2 24 02 2 7278 2 2 C dD h mm86 l mm75 2 7278 2 dD Dm Mpa zhlD T p m 1001000 75862 2108 0 567322 Mpappp120 花键挤压强度校验通过 四 润滑和密封 因为工作过程中齿轮箱处于回转运动状态 因此高速轴端的润滑油高度由最顶部小齿 轮位置附近的油标来指示最低 最高标志 电机导流罩上有两个方向完全相反的镜子 使 用它们可以较早发现电机中是否有漏油现象 所用油的类型 数量以及换油间隔一定要说 明 一定要考虑轴封锁使用的油与油脂的兼容性 油的黏度为 150cSt 一般情况下采用 Mobil SHC XMP 320 换油间歇不超过 5 年 小齿轮的轮齿用 OKS510 清漆和粘性油脂 OKS495 润滑 预紧件和接合面涂氩胶 五 运行和质量认可测试 为了确定产品的质量 须进行几个原型试验 5 1 空载试验 需进行空载试验 正反转均不小于两小时 应运转平稳 无振动冲击 各连接紧固件 不松动 各连接密封处不漏油 5 2 极端过载试验 这个试验用于确定极端