行星齿轮减速器的设计【6张CAD图纸和文档所见所得】【YC系列】
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6张CAD图纸和文档所见所得
YC系列
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北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）任务书姓名谢恒聪学号11130306专业机械工程设计（论文）题目行星齿轮减速器的设计题目性质设计；论文题目来源教学；科研；生产；其他指导教师职称工作单位备注董衍善博士中科院大学特聘教授 毕业设计(论文)的内容和要求：试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 750kW，输入转速1200rpm，传动比为35.5,允许传动比偏差最大为0.1,每天工作16小时，设计寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和 传动效率高。要求：1. 通过分析计算确定行星齿轮减速器的主要结构参数；2. 绘制行星齿轮减速器的CAD工程装配图；3. 绘制行星齿轮减速器主要齿轮的CAD工程零件图；4. 对主要传动齿轮进行强度分析和校核。毕业设计(论文)主要参考资料：1 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准化管理委员会JB/T7681-2006ZJ系列行星齿轮减速器北京：机械工业出版社，20062 江渡，陈世刚，马铁强基于Pro/E的行星齿轮减速器三维参数化CAD系统机械设计，2006.23 张展，张弘松，张晓维行星差动传动装置北京：机械工业出版社，2009.1毕业设计(论文)应完成的工作：1 完成毕业设计说明书，设计说明书包含毕业设计内容的全部内容和要求；2 完成行星齿轮减速器传动齿轮结构设计和分析计算；3 完成行星齿轮减速器的CAD工程装配图绘制；4 完成绘制行星齿轮减速器主要齿轮的CAD工程零件图绘制，并手工绘制一张A3大小的零件图；5 完成对主要传动齿轮的强度分析和校核。进度安排：指导教师签字：日期：年月日系意见：签字：系（盖章）日期：年月日注：表中所填内容采用5号字，中文采用宋体、英文采用Times New Roman字体，表中段落采用1.5倍行距，首行缩进2个字符。每一页的外框四周均采用双线条，当底部出现单线条时，应该修正为双线条。毕业设计(论文) 行星齿轮减速器的设计学 号：11130306姓 名：谢恒聪专 业：机械工程系 别：指导教师：董衍善教授二一五年六月摘 要本文完成了对行星齿轮减速器的结构设计。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。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iABSTRACTThis paper completed the 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 calculationiv目 录摘 要iABSTRACTii目 录iii1绪论11.1研究背景及意义11.2行星齿轮减速器研究现状11.3行星齿轮减速器发展趋势21.4论文的基本内容22总体方案设计32.1设计要求32.2总体方案选择32.2.1行星机构的类型及特点32.2.2确定行星齿轮传动类型53齿轮的设计计算63.1配齿计算63.2初步计算齿轮的主要参数73.2.1计算高速级齿轮的模数m73.2.2计算低速级的齿轮模数m73.3啮合参数计算83.3.1高速级83.3.2低速级83.3.3高速级变位系数93.3.4低速级变位系数93.4几何尺寸的计算93.4.1 高速级93.4.2 低速级：103.4.3插齿刀齿根圆直径的计算103.5装配条件的验算113.5.1邻接条件113.5.2同心条件113.5.3安装条件123.6传动效率的计算123.6.1 高速级啮合损失系数的确定123.6.2低速级啮合损失系数的确定133.7齿轮强度的验算143.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核143.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核163.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核183.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核183.7.5低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核203.7.6低速级内啮合齿轮副接触强度的校核224轴的设计计算234.1 行星轴设计234.1.1初算轴的最小直径234.1.2选择行星轮轴轴承244.2 转轴的设计254.2.1 输入轴设计254.2.2 输出轴设计265转臂、箱体及附件的设计285.1转臂的设计285.1.1转臂结构方案285.1.2转臂制造精度295.2 箱体的设计315.3其他附件的选用335.3.1标准件及附件的选用335.3.2密封和润滑33结论34致 谢35参考文献36附录 一37附录 二38北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）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。382 总体方案设计2.1设计要求试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 750kW，输入转速1200rpm，传动比为35.5,允许传动比偏差最大为0.1,每天工作16小时，设计寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和 传动效率高。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）。（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。当转臂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。当转臂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。2X-A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2X-A型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：图2-1 传动方案简图3 齿轮的设计计算3.1配齿计算根据2X-A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，故选取第一级中心齿轮数为17和行星齿轮数为。根据内齿轮 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7.0588其传动比误差5根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 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： C 40 第二级传动比为5，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1,92再考虑到其安装条件，选择的齿数为91根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为234实际传动比为 4.957其传动比误差 83.2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,=340,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速级的内齿轮均采用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。3.2.1计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式，为现已知17,=340中心齿轮a1的名义转矩为取算式系数，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；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数m为8.13取齿轮模数为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为现已知23，=420。中心齿轮a2的名义转矩 =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；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数为11.97mm取齿轮模数为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3.3.2低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a2为由此可见，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。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 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 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齿轮副分度圆直径基圆直径顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合3.4.2 低速级项目计算公式齿轮副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，试求被插齿的内齿轮，的齿圆直径。齿根圆直径按下式计算，即插齿刀的齿顶圆直径插齿刀与被加工内齿轮的中心距高速级：低速级：选择模数，盘形直齿插齿刀的齿数为17填入表格3.5装配条件的验算对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件3.5.1邻接条件按公式验算其邻接条件，即 已知高速级的，和代入上式，则得 满足邻接条件将低速级的，和代入，则得 满足邻接条件3.5.2同心条件按公式对于高度变位有已知高速级， 满足公式则满足同心条件。已知低速级， 也满足公式则满足同心条件。3.5.3安装条件按公式验算其安装条件，即得 （高速级满足装配条件） （低速级满足装配条件） 3.6传动效率的计算双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为由表可得:3.6.1 高速级啮合损失系数的确定在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和即:其中转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失可按公式计算即高速级的外啮合中重合度=1.584,则得:式中齿轮副中小齿轮的齿数齿轮副中大齿轮的齿数啮合摩擦系数，取0.2=0.041内外啮合中重合度=1.864,则得=0.0080即得 =0.041+0.008=0.049, 3.6.2低速级啮合损失系数的确定外啮合中重合度=1.627=0.037内啮合中重合度=1.858=0.019即得 =0.037+0.019=0.056, 则该行星齿轮的传动效率为:=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相应的许用接触应力，即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1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选为1.8（1）动载荷系数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=1.108（2）齿向载荷分布系数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，则（3）齿间载荷分配系数、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 ，=1（4）行星齿轮间载荷分配不均匀系数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 =1.4（5）节点区域系数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（6）弹性系数考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得为 189.80（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：，故取0.897（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1（9）最小安全系数，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，使用场合等。取=1（10）接触强度计算的寿命系数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，=1.085（11）润滑油膜影响系数，齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.987, =0.991（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数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，=1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力10，即：中心齿轮a1的=1422行星齿轮c1的=1486外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中，经计算可得 则， 满足接触疲劳强度条件。3.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力已知，=3和=153mm,则得使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。（2）齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算，即由图可知=1，则=1.311（3）齿间载荷分配系数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行星齿轮间载荷分配系数按公式计算（5）齿形系数查表可得，=2.421, =2.656（6）应力修正系数查表可得=1.684, =1.577（7）重合度系数查表可得 （8）螺旋角系数（9）计算齿根弯曲应力=187=189（10）计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限=400查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和取值如下： 查表=2，=1查表齿根圆角敏感系数=1， 相对齿根表面状况系=1.043=1.043许用应力694, 因此；， a-c满足齿根弯曲强度条件。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，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1计算行星齿轮的许用应力为=1677计算内齿轮c1的接触许用应力=641而=396则641 得出结论：满足接触强度的条件。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，属于严重冲击。故选为1.8（2）动载荷系数（3）齿向载荷分布系数=1.229（4）齿间载荷分配系数、查表可得=1.021 =1.021（5）节点区域系数取=2.495（6）弹性系数考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得为 189.80（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，故取0.889（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1计算齿面的接触应力代人参数=1451（9）最小安全系数，取=1（10）接触强度计算的寿命系数取=1.116，=1.117（11）润滑油膜影响系数，齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.958, =0.996（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数选=1，=1计算许用接触应力=1770 中心齿轮a2=1525 行星齿轮c2 接触强度校核：1451满足接触强度校核3.7.5低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力已知，=3和=276mm,则得使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。（2）齿向载荷分布系数 齿向载荷分布系数按公式计算，即由图可知=1，则=1.229（3）齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数可查表=1.021（4）行星齿轮间载荷分配系数行星齿轮间载荷分配系数按公式计算（5）齿形系数查表可得，=2.531, =2.584（6）应力修正系数查表可得=1.630, =1.590（7）重合度系数查表可得 （8）螺旋角系数（9）计算齿根弯曲应力=396=394（10）计算许用齿根应力已知齿根弯曲疲劳极限=400查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和取值如下 查表=2，=1查表齿根圆角敏感系数=1，相对齿根表面状况系=1.043=1.043许用应力674, 因此；， a2-c2满足齿根弯曲强度条件。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, =1.098,=0.844=1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912, =0.996,=0.992,=1.153, =1.153,=1,=1, =1计算行星齿轮的许用应力为=1782计算内齿轮c1的接触许用应力：=665而=652则652 得出结论：满足接触强度的条件。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，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4-2）。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.m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N=1614KN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6010型，其参数为 kN kN （油浴）；取载荷系数；当量动载荷 N=137N;轴承的寿命计算 h=7377h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。4.2 转轴的设计输入功率 转速 输出功率 输出转速 4.2.1 输入轴设计（1）初算轴的最小直径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4-2查得。表4-2 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3%5%。故 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6224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N N （油浴）；取载荷系数 ；当量动载荷 N=3873N;轴承的寿命计算 h=1258h700h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（2）输出轴的设计与校核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 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。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。故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6270型，其尺寸为，可画出转臂草图（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=10938h7000h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KNm， 选用型键，其型号为，将数值，键连接处的轴颈 =315mm代入式（3-2）得=13.44)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。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。5.1.2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，按齿轮精度等级按照表5-1选取。 表5-1 中心距极限偏差 精度等级齿轮副的中心距a18305080120180250315IT8IT916.52619.53123372743.531.5503657.540.56544.570（2）各行星轮轴孔的孔距相对偏差由于各行星轮轴孔的孔距相对偏差对行星轮间载荷分布的均匀性影响很大，故必须严格控制值的大小。而值主要取决于各轴孔的分度误差，即取决于机床和工艺装备的精度。一般，值可按下式计算，即括号中的数值，高速行星齿轮传动取小值，一般中低速行星传动取较大值。（3）转臂x的偏心误差转臂x的偏心误差，推荐值不大于相邻行星轮轴孔的孔距相对偏差的1/2，即（4）各行星轮轴孔平行度公差各行星轮轴孔对转臂x轴线的平行度公差和可按相应的齿轮接触精度要求确定，即和是控制齿轮副接触精度的公差，其值可按下式计算，即=式中和在全齿宽上方向和方向的轴线平行度公差，；按GB/T100951988选取。 转臂x上两臂轴孔对称线(支点)间的距离。 齿轮宽度。（5）平衡性要求为了保证行星齿轮传动运转的平稳性，对中、低速行星传动的转臂x应进行静平衡;一般，许用不平衡力矩可按表5-2选取。对于高速行星传动，其转臂x应在其.上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡。表5-2转臂x许用不平衡力矩转臂外圆直径200200300350500许用不平衡力矩/N0.150.250.505.2 箱体的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5-4 )。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。图5-4 机体结构形式图5-4(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5-4b)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5-4(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。按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产
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