悬浮均载行星齿轮减速器结构设计论文

优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！摘 要本设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。本文介绍了行星齿轮减速器的研究背景，在参考大量工程牵引车辆的资料的基础上，根据牵引车底盘的传动布置方案，设计出一种适合牵引车功率和扭矩的三级悬浮均载行星轮减速器。在技术路线中，本设计分析了工程牵引车的传动方案，确定了行星齿轮传动结构形式，完成了基本参数的选择和几何尺寸的计算以及两个主要强度的验算。还对减速器其它零部件进行了端对端的设计与校核。在经济性方面，分 析 了 减速器的选用条件，技术参数，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等。本设计突出优点是，将前一级与后一级行星传动的构件做成一体，不但减少支撑，简化了结构，而且显著增加了径向的悬浮与均载效果，增大了承载能力。在结构布置合理的情况下，其传动效率可达 91-94%。关键词：工程牵引车；行星齿轮；减速器；悬浮均载；传动比优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！ABSTRACTThe primary content of this article is about planetary gear reducer with floating balance for engineering hauling Vehicles.This article is in the foundation of several engineering hauling Vehicles, which elaborated the chassiss transmission scheme of arrangement ,and is about to design one kind of third-level planetary gear reducer with suitable power and the torque for the project hauling Vehicles. In the roadmap of technology,we analysis the transmission programme of the project hauling vehicles,determined the structure of the planetary transmission,achieve thedecision of basic parameters,the calculation the computation of geometry size and the check of the two main strengths.we also degisn and check the other parts of the reducer with end to end.At the respect of economy , we analysis the optional condition of the reducer , the technical parameter, factor efficiency and so on.The measure, the transmission efficiency, the bearing capacity, the quality and the price should be compared with different type and variety to choose the most suitable reduction.The Superior advantage of the design is to make the former department and the next department joint integrative for one part , which not only reduces supporting and simplified structure , but also to be non-radial direction supporting with better floating balance and larger bearing capacity.If properly framed the transmission efficiency can go up to 9194% . Key words: Engineering hauling Vehicles；Planetary reducer；Floating balance；Gear ratio优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！目录摘要Abstract 第 1 章 绪论1 1.1 概述 11.2 发展历史和现状 21.3 本课题研究的主要内容 31.4 未来发展方向3第 2 章 总体设计方案 52.1 工程牵引车分类 52.2 总体方案选择.52.3 工程牵引车传动方案设计.62.4 工程牵引车底盘传动设计 .82.5 工程牵引车行驶速度估算 102.6 本章小结10 第 3 章 行星齿轮机构传动设计 113.1 行星齿轮传动特点和原理113.2 行星齿轮传动总体设计123.3 行星齿轮传动齿数确定条件143.4 行星机构传动设计17 3.5 均载方法与均载装置233.6 本章小结24第 4 章 减速器齿轮设计254.1 减速器齿轮设计254.2 高速级齿轮强度校核284.3 中速级齿轮强度校核36优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！4.4 低速级齿轮强度校核394.5 行星传动的承载能力424.6 行星轮系的传动效率434.7 本章小结45 第 5 章 轴承设计465.1 轴承设计465.2 轴承校核505.3 本章小结51 第 6 章 轴、键和螺钉设计526.1 输出轴的设计校核526.2 行星轮支承轴设计与校核576.3 花键设计606.4 平键设计606.5 减速器螺钉选择61 6.6 本章小结62第 7 章 行星架和箱体设计.637.1 行星架的设计637.2 行星轮支撑结构与整体结构分析647.3 减速器机体结构的设计657.4 减速器的密封和润滑657.5 本章小结67第 8 章 经济效益分析.688.1 方案分析688.2 减速器轴的工艺分析688.3 齿轮的工艺分析698.4 经济分析698.5 本章小结 .69结论70优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！参考文献 71致谢72优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 1 章 绪 论1.1 概述 随着科学技术的飞速发展，机械和汽车工业都在软件和硬件方面有了长足的进步。设计也由概念化向基本的大众化和人性化发展。汽车的种类和应用更是随着行业的不同而千变万化。各种专用、工程车辆的广泛应用更是给工程的设计和制造乃至经济的快速发展提供了便利的条件。作为重要工程车辆之一的工程牵引车，它的的历史几乎与交通工具上采用机械动力一样历史悠久. 近年来的研究结果表明,牵引车在港口、铁道、矿山等部门得到了广泛的应用,冲击压路机以其良好的压实性能正逐渐被施工部门所接受，但该机型对牵引车的要求非常高，需要专门的牵引车进行牵引作业。国内目前牵引车大多采用坦克、装载机或其改进机型，牵引性能和工作性能不能很好地与冲击压路机相匹配，市场迫切需要一种适合牵引冲击压路机的牵引车。近年来通过引进技术，国内有些厂家采用了多挡位动力换挡变速箱配高效的三元件液力变矩器的传动方式，虽然可以使重载作业时的传动效率大幅度提高，表现为在相同行驶阻力下可提高行驶速度，或者在相同的行驶速度下可提高牵引力。减速器，它的结构虽然没有发动机那样复杂，功能虽然没有变速器那样有效，外观虽然没有车身一样流线美观，但是减速器的应用上却几乎渗透到整个机械行业的各个方面。不必说装有的主减速器、轮边减速器的日常大众的汽车工业，甚至冶金、矿山、起重运输、水泥、建筑、化工、纺织、轻工、橡塑、船舶、机床、航空、电力等行业都能见到减速器的身影。生产厂生产出的减速器种类繁多、形态各异，减速器因而在机械制造业有举足轻重的地位。行星齿轮传动的减速器在减速器行业中应用非常广泛。由于行星齿轮传动采用功率分流，由数个行星轮承担载荷，采用合理的内啮合传动。与定轴传动相比，具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高之优点。行星齿轮传动是一种新型高效的传动型式，它与普通定轴齿轮传动相比有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，通过行星传动可以把能量由一根主动轴传给若干根从动轴，这些从动轴角速度的关系在工作时可变化。根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，可将轮系分为下列几种基本类型：优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！1、定轴轮系当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。2、周转轮系当轮系运转时，若组成轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而绕着另一个齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。 工程上习惯将行星轮系和差动轮系的齿轮传动机构统称为行星齿轮传动。1.2 发展历史和现状早在中国的南北朝时代，便有著名科学家祖冲之发明的行星齿轮差动式指南车。19 世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮的发展有很大影响。1920 年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二战后，高速大功率船舰、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。世界上一些工业发达的国家，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，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的传动技术，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的机械传动设备中获得了成功的应用。我国从 20 世纪 60 年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20 世纪 70 年代制订了NGW 型行星齿轮减速器标准系列 JB1799-1976。我国齿轮界的科研和新产品开发的格局正在悄悄地发生着根本性变化，许多企业正在成为新产品开发和科研的主力军。近来计算机软件开发工业的迅猛发展，行星齿轮减速器的辅助设计与制造方法也随之不断升级。在设计工艺方面，与国际接轨。齿轮材料和热处理按最高标准控制齿轮均采用优质合金钢 17Cr2Ni2MoA 或 20CrNi2MoA 渗碳淬火精加工制成，齿轮和热处理的质量按 ISO6336-1996 的最高级别 ME 级控制。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，完全可承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区。新一代减速器的突出特点为不仅在产品性能参数上进一步进行于优化，而且在系列设计上完全遵从模块化的设计原则，产品造型更加美观，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展而对基础件产品提出的愈来愈高的配套要求。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！1.3 本课题研究的主要内容首先，是减速器均载的问题：由于不可避免的制造和安装误差，载荷作用下各零件所产生的有害的弹性变形导致传动过程中行星齿轮传动不能均载，严重影响着行星齿轮传动的使用寿命和优越的性能，基于种种不便，人们便渴望一种载荷分布均匀、提高行星齿轮安全性和寿命的研究课题悬浮均载。本设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。设计的主要内容是工程牵引车悬浮均载行星减速器。本文在参考大量工程牵引车辆的资料的基础上，根据牵引车底盘的传动布置方案，并将设计一种适合牵引车功率和扭矩的三级行星轮减速器。在减速器设计础。中我们采用了串联式三级组合行星传动。其中主传动所用的传动型式大多为渐开线行星齿轮传动。它的特点是前一个轮系的输出构件与后一个轮系的输入构件相固接。这种组合行星传动具有更广的增矩和变速范围，除了获得大的传动比之外，行星齿轮传动还采用功率的分流、由数个行星轮承担载荷, 采用合理的内啮合传动。与定轴传动相比, 具有体积小、质量轻、承载能力大和效率高之优点，实现功率的汇合和反馈等。在结构设计方面，为了达到尽可能好的悬浮均载效果。本设计力求简明、系统、实用，坚持理论与实际相结合、设计与计算相结合、一般传动与新型传动相结合。在结构布置合理的情况下，其传动效率可达 9194%。运动平稳、抗冲击和抗振动的能力较强。在承载方面，本设计采用前一级的行星架与后一级的太阳轮联成一体, 无径向支承, 呈悬浮状态 , 减少支承、简化结构、减少联接环节, 并以行星架和太阳轮联合浮动, 以达到悬浮均载的最佳效果,又由于采用模数相同的几个行星轮，且均匀分布在中心轮的四周，因而能达到惯性力平衡。1.4 未来发展方向经过不断的改朝换代，行星齿轮减速器也正向着新的方向不断发展。行星齿轮未来的发展方向主要有以下几个方面：1、动力学和均载减振的方向发展组合巧妙，结构新颖，将前一级的行星架与后一级的太阳轮联成一体，无径向支承，呈悬浮状态，减少支承、简化结构、减少联接环节，并以行星架和太阳轮联合浮动，均载效果好，载荷不均衡系数K p 1.15。2、向简化结构、简化工艺、减轻质量方向发展采用组合式焊接行星架，联接板、联接柱采用Q235A ，而带太阳轮部分，则采用铝合金钢，用无氧化渗碳淬火。简化结构、简化工艺、减轻质量。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3、向优质制造工艺方向发展太阳轮、行星轮采用优质低合金钢，经无氧化渗碳淬火，齿面硬度为55 58HRC，采用精湛的工艺手段，使齿轮达到较高的精度。内齿圈用42CrMo。经调质处理，均能达到较高的精度。4、向传动平稳、可靠、噪声低和高效率方向发展传动平稳、可靠、噪声低和效率高，单级传动效率 G=0.98，两级为G=0.96， 三级为G=0.94。5、向少齿差行星齿轮传动发展为了进一步简化结构，同时为满足等直径、等强度之要求，将末级内齿圈与前一级内齿圈做成一体，采用同一模数，简化工艺与加工要求 减少联接环节与零件。并以采用不同的行星轮个数n p (np=3、4、5 等) 和不同的齿宽b，以实现等强度之要求。6、制造技术的发展方向设计指标先进， 单位质量的承载能力为6080kNm /t ，个别可达100Nm /t ，而国内以往设计的行星齿轮传动仅为2030Nm /t。7、向高速大功率及低速大转矩的方向发展例如年产300kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kW；大型水泥磨中所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN/m。8、向无级变速行星齿轮传动发展实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都传动并传递功率，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为变速器。9、向复合式行星齿轮传动发展近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。10、向无图化制造方向发展无图制造是未来制造业的发展方向，无图制造以零件和产品的数字模型为基础，通过零件设计和装配设计可以得到零件的三维数据，满足数控加工的需要。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、三化方面发展。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；二优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化、无纸化。第 2 章 总体设计方案2.1 工程牵引车在工程建设中，工程牵引车的基本任务是为防御车辆和火炮挖掘堑、修理和保养公路、准备河岸、抢救损坏车辆和设置或清理障碍。工程牵引车广泛用于国防工程建设、民用建筑、修建道路、修建机场、矿山开采、建造码头及农田改良中，适合城市市政工程建设。 工程牵引车属于工程机械，按不同的用途对工程牵引车分类，可把它分为：工程建设用牵引车、工程运输用牵引车、军事工程用牵引车。2.2 总体方案选择Q2NQY-1 型工程牵引车参数，如表 2.1 所示。表 2.1 小型 Q2NQY-1 型工程牵引车参数柴油机参数 牵引车参数额定功率 60KW 最大牵引力 30KN额定转速 2200 最大牵引质量 180t最大扭矩 291Nm 运行速度 2.5km/h自重 6500kgQ2NQY- 1型牵引车采用双轴四轮驱动,双向无级调速,液压减速制动和液压常闭盘式制动等设计,具有结构紧凑、操作灵活,运行可靠等特点。综上所述，根据设计要求选择一种适合的车型进行设计。查阅 NGW 三级行星减速器的特点以及承载能力限制条件有1、主动轴允许输入功率按实际承载功率求计算输入功率，且应该小于额定输入功率，如表 2.2。2、转速限制：转速 n 1500r/min高速轴转速低于 750 r/min 时候，按 750 r/min 选许用转矩。3、从动轴允许输出转矩限制尖峰载荷不大于额定输出转矩的 2.5 倍。依据行星齿轮传动承载能力的极限分析，考虑到功率和转矩的限制，选择方案 3 比较合适，如表 2.3。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！表 2.2 NGW 行星减速器传动比和输入功率的关系 公称传动比 i 主动轴允许输入功率 P1/KW180 23.647.1200 20.540.8224 18.436.7250 16.332.5280 1428.5315 12.725.5355 11.823.6400 10.520.9450 9.720.4表 2.3 NGW 行星减速器传动比和输出功率的关系公称传动比 i 从动轴允许输出转矩 T2 /Nm180 4900048880200 4901048890224 4902048920250 4903048940280 4904048960315 4906048980355 4905049000400 4906049010450 49060490202.3 工程牵引车传动方案的设计 212.3.1 布置底盘传动方案由上节分析，选择方案三的工程牵引车性能参数来设计三级行星齿轮减速器。方案三参数如表 2.4。查阅传动效率手册，已知各部分传动效率如下：变速箱：0.97连轴器：0.99工程车辆液力变矩器：0.7。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！行星传动的效率：一级：0.970.98，二级：0.940.96，三级：0.910.94。表 2.4 Q2NQY-1 型工程牵引车参数柴油机参数 牵引车参数额定功率 60KW 最大牵引力 30KN额定转速 2200r/min 最大牵引质量 180t最大扭矩 291Nm 运行速度 2.5km/h自重 6500kg2.3.2 选择液力变矩器参数1、液力变矩器结构和原理液力变矩器位于发动机与机械变速器之间，并由泵轮、涡轮和导轮三元件组成。泵轮与动力装置相联，涡轮与下一级的传动装置以花键相连；导轮则通过单向轮座于变矩器的壳体上。泵轮、涡轮和导轮均为由许多叶片组成的工作轮，工作轮又称为元件。2、液力变距器的评价参数（1）变矩器的转速比转速比为涡轮转速 nt 与泵轮转速 np 之比，或角速度之比，见公式（ 2.1） 。（2.1）PTi（2）变矩器的变矩比液力变矩器涡轮上的输出转矩 TT 与泵轮上的输入转矩 Tp 之比称为变矩器的变矩系数，一般用 K 表示，见公式（2.2） 。（2.2）PTK3、变矩器的效率液力变矩器的效率为输出功率与输入功率之比，见公式（2.3） 。（2.3）PTTn由多级液力变矩器的特性图 2.3，依据工程牵引车功率和转矩，选择变矩器参数 68.0,712.0iK，液 力 变 矩 器2.3.3 选择变速箱参数工程牵引车辆变速箱参数如下：优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！表 2.5 工程牵引车辆变速箱参数档位 一档 二档 超速档前进 i1=2.263 i2=1.230 i3=0.650后退 0.2 197. 61.02.3.4 工程牵引车底盘传动布置方案工程牵引车的功率经过离合器、液力变矩器、变速箱、联轴器传递到悬浮均载行星齿轮减速器上。本设计模拟工程牵引车底盘的布置方案，并以此为依据，进行工程牵引车的悬浮均载行星齿轮减速器设计。2.4 工程牵引车底盘传动设计2.4.1 输入功率计算由上节的布置方案可知，工程牵引车的发动机功率经过离合器、液力变矩器、变速箱、联轴器，传到三级行星齿轮减速器，故行星齿轮减速器的功率为： KW26.39.07.806联 轴 器变 速 器液 力 变 矩 器离 合 器发 动 机输 入 P小于主动轴允许的最大功率，所以符合要求。2.4.2 输入转速计算1、液力变矩器转速计算发动机转速经过离合器，首先传到液力变矩器，由于液力变矩器的泵轮转速为前一级动力装置转速的 0.85，所以液力变矩器的输出转速为 1minr2768.05285.0in发 动 机液 力 变 矩 器2、前进档输入转速计算液力变矩器的转速经过变速器，传到行星减速器，所以行星减速器的输入转速为：（1）前进一档转速 1-1minr5623.7档n（2）前进二档转速 1-2ir04.档（3）前进三档转速 1-3minr956.17档n优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3、后退档输入转速计算（1）后退一档转速 1-1minr57802.档n（2）后退二档转速 1-2ir69.档（3）后退三档转速 1-3minr051.7档n2.4.3 转矩计算1、发动机转矩计算由工程牵引车方案中发动机额定功率，代入发动机额定转矩公式得到发动机输出转矩为 mNnpT 45.26095950发 动 机发 动 机发 动 机2、液力变矩器转矩计算发动机额定转矩经过离合器，传递到液力变矩器有： 78.24915.708.4526液 力 变 矩 器离 合 器发 动 机液 力 变 矩 器 KT3、前进档输入转矩计算液力变矩器的转矩经过变速器传到行星齿轮减速器，所以前进档输入转矩为：（1）前进一档转矩 mN29.54863.9708.2411 档变 速 器液 力 变 矩 器档 iT（2）前进二档转矩 01.1.22 档变 速 器液 力 变 矩 器档 i（3）前进三档转矩 mN49.576.9078.433 档变 速 器液 力 变 矩 器档 iT4、后退档输入转矩计算（1）后退一档转矩 27.5301.978.2411 档变 速 器液 力 变 矩 器档 iT（2）后退二档转矩优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！mN02.917.9078.242 档变 速 器液 力 变 矩 器档 iT（3）后退三档转矩 8.563.33 档变 速 器液 力 变 矩 器档 i综上所述，最大输出转矩为变速器前进一档输出转矩， 。29.41max档T2.5 工程牵引车行驶速度估算1、行星减速器输出转速初选减速器的减速器比为 i=200，在变速器的 6 个输出转速中，最低的变速器输出转速为 ，最高变速器输出转速为 ，减速器的输入-11minr562档n -13minr205档n转速即是变速器的输出转速。所以减速器的最低输出转速为 ，1-i inr8.26减速器的最高输出转速为 。1maxir0252、估算工程牵引车行驶速度根据速度公式：（2.4）ginrV037.其中 r 为车轮半径，取 r=0.62m。带入数据，工程牵引车最低行驶速度为： h/Km.256.0min工程牵引车最高行驶速度为： /4.1.37axV由于工程牵引车运行速度缓慢，牵引的重量巨大，故该速度比较适合低速高扭的工程牵引车，所以总体传动方案适合。2.6 本章小结本章介绍了工程牵引车的分类，分析了行星减速器的传动方案，并确定了工程牵引车行星齿轮减速器的总体布置方案，计算说明了行星减速器的输入和输出功率、转矩、转速，并验证了牵引车的行驶速度，进而证明了该方案的可行性。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 3 章 行星齿轮机构传动设计3.1 行星齿轮传动的特点和原理 33.1.1 行星齿轮传动的特点1、 因 为 各 中 心 轮 构 成 为 共 轴 式 传 动 ， 而 且 载 荷 分 布 在 几 个 行 星 轮 上 ， 另 外 又能 合 理 地 应 用 内 啮 合 ， 所 以 结 构 非 常 紧 凑 。 由 于 一 个 中 心 轮 能 同 时 与 几 个 行 星 轮相 啮 合 ， 故 使 在 材 料 的 机 械 性 能 与 制 造 精 度 相 同 情 况 下 ， 其 外 部 轮 廓 尺 寸 小 ， 载荷 能 力 较 大 。2、 只 需 适 当 选 择 机 构 形 式 ， 便 可 以 用 少 量 齿 轮 得 到 较 大 传 动 比 ， 甚 至 可 达 几千 的 数 比 ， 即 使 在 传 动 比 很 大 时 ， 仍 然 紧 凑 重 量 轻 。3、 行 星 机 构 的 传 动 效 率 高 ， 在 结 构 布 置 合 理 下 ， 其 效 率 可 达 0.8 0.9 以上 ， 由 于 行 星 轮 传 动 的 结 构 对 称 性 ， 即 具 有 个 数 均 匀 分 布 的 行 星 轮 ， 使 得 作 用 于中 心 轮 和 转 臂 轴 承 中 的 反 作 用 力 相 互 平 衡 ， 均 可 达 到 提 高 传 动 效 率 的 作 用 。4、 由 于 采 用 了 数 个 相 同 的 行 星 轮 均 布 于 中 心 轮 四 周 ， 而 达 到 惯 性 力 的 平 衡 ，同 时 使 啮 合 齿 数 增 多 。 故 行 星 轮 机 构 运 行 平 稳 ， 抗 冲 击 和 振 动 能 力 强 。缺 点 ： 对 材 料 要 求 高 ， 结 构 复 杂 ， 制 造 和 安 装 困 难 。综 合 考 虑 本 设 计 的 尺 寸 ， 重 量 和 布 置 等 的 具 体 要 求 ， 决 定 选 用 行 星 轮 传 动 方案 。 由 于 定 轴 式 的 传 动 系 统 在 换 档 时 有 较 大 的 功 率 损 失 。 因 此 目 前 履 带 车 辆 上 日益 广 泛 采 用 行 星 变 速 箱 ， 行 星 变 速 箱 在 换 档 时 一 般 都 可 以 实 现 几 乎 没 有 速 度 损 失的 动 力 换 档 。 对 于 我 的 这 次 设 计 的 减 速 器 也 应 采 用 行 星 式 的 减 速 方 式 。 3.1.2行 星 齿 轮 传 动 的 形 式 与 特 点按 组 成 传 动 机 构 的 齿 轮 啮 合 方 式 ， 行 星 齿 轮 分 为NGW、 NW、 NN、 WN、 NGWN 和 N 等 类 型 ， 按 基 本 构 件 组 成 情 况 ， 行 星 齿 轮传 动 又 可 分 为 2Z-X、 3Z、 Z-X-V 等 类 型 。 代 表 类 型 的 字 母 含 意 ： N 内 齿 轮 ，W 外 啮 合 ， G 共 用 齿 轮 ， Z 中 心 轮 ， X 行 星 架 ， V 回 转 件 。 例 如 NGW型 ， 如 上 表 可 知 为 由 内 啮 合 （ N） 齿 轮 副 ， 外 啮 合 （ W） 齿 轮 副 和 内 外 啮 合 共 用的 行 星 轮 （ G） 组 成 的 行 星 齿 轮 传 动 机 构 。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！经 分 析 ， WW， NGWN， N 和 NN 最 大 功 率 均 有 限 制 ， 而 本 次 设 计 功 率 很 大为 100KW， 因 此 它 们 都 不 合 适 ， 只 可 用 NGW， NW 型 ， 由 于 NW 型 在时不宜采用。由下一节知传动比小于 7，因此选用 NGW 型，即太阳轮为主动7BAXi件，行星架为从动件，齿圈固定。由上一节行星齿轮工作原理知传动比为12zi（3.1）式 中 齿圈齿数；2z太阳轮齿数。13.2 行星齿轮传动总体设计3.2.1 分 配 传 动 比 计 算由上一章我们已经选择了 NGW 型三级行星齿轮传动，初选传动比为 200，选择NGW 型行星齿轮减速器就应知道行星轮数目与传动比范围的关系。在传递力时，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均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用 3 个或 4 个行星轮。下面则要决定如何分配传动比，多级行星齿轮传动的各级传动比的分配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级 NGW 型行星齿轮传动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径 与高速级内齿轮分度圆Bd直径 之比接近于 1。通常使 / 11.2。BdBdE 可按式（3.2）计算，3EA （3.2）式中（3.3）Bd（3.4）22limsdcvHNWHCKZA优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！式中和图中代号的角标和分别表示高速级和低速级； 为行星轮数目；sC为载荷不均匀系数，其它代号见本篇第 2 章。 及 的比值，可用类比法cK ,vHK2NZ进行试凑，或取三项比值的乘积 等于 1.82。如果全部采用硬度 2()vHNZ HB350 的齿轮时，可取 。最后算得之 E 值如果大于 6，则取 E6。21WZ由于本设计是三级行星齿轮传动，而上图所示却是二级的传动分配方案，所以将三级减速器的高速级、中速级、低速级分别拆开，分别组成两个二级的行星齿轮传动，这样便可以按照上图进行传动比的分配，来分别进行计算。设高速级与中速级、中速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则有, ,limliHlimliH2NHvZK, , , , ,sCsWZ1Bd2., , ,cKc18.d59.d由估算取齿宽系数为， ，3.0d6.dd42lim21 HWNHvcds ZKCA 7.32li22 vcds ，3114EAB6.147322BAE3.2.2 行星齿轮减速器传动总布置方案对于高速级和中速级组合，由 E1=4 曲线计算得： i1=7.1，i 2=5.6,对于中速级和低速级组合，由 E2=6 曲线计算得： i2=5.6，i 3=5,则总传动比的分配为： 56.71总所以，三级行星齿轮减速器的布置图如图 3.1。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！为了达到悬浮均载的目的，本设计采用：(1)高速级太阳轮 a1 浮动。(2)第一级高速级行星架 1 与中速级太阳轮 a2 联体浮动。(3)第二级低速级太阳轮 a3 和中速行星架 H2 做成一体浮动。(4)第三级低速行星际 H3 和输出轴做成一体，低速行星架浮动。图 3.1 工程牵引车悬浮均载行星齿轮减速器传动方案3.3 行 星 齿 轮 传 动 齿 数 确 定 的 条 件由上一章行星齿轮传动的原理知道，NGW 型减速器为太阳轮输入，行星架输出。其传动比为（3.5）1231nzi式中 齿圈齿数;2z太阳轮齿数。1结构参数 K 与传动比的关系为K=i1 （3.6）对已知机构参数 K 的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计计算称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循三个条件(1)同心条件为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在 NGW 型传动，太阳轮 a 和行星轮 c 的中心距 aac 应等于行星轮 c 与内齿轮 b 的中心距 acb ，即 aac=acb。可如图 3.2 所示。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！图 3.2 行星轮同心条件示意图如图 3.2，a ac=acb ,对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，可写成 （3.7）cossACBCttzz式中 太阳轮齿数 ;Az行星轮齿数 ;C内齿圈齿数。Bz整理后得 或 2ACzBzBAzC对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为（3.8） cossACBCttzz式中太阳轮与行星轮之间的啮合角;tAC行星轮与内齿圈之间的啮合角。tB因 必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。Cz(2)装配条件满足装配条件，可以保证各行星轮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。装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目 的整数sC倍，即，优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！整数 或 整数 （3.9）ABszCBAXsizC就是使所选用的 q 个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为（3.10）2jq由推导得， BAjnz当行星轮均匀分布时，将式（3.10）代入得，（3.11）BAzqn式 3.11 是行星排的装配条件。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角 必须满足式（3.10）的条件。这时只要符合同心条件可用四个行星轮，两两j对称地分布，也能使径向力相互抵消。图 3.3 行星轮装配条件示意图(3)相邻条件除了要满足上述两个条件之外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高速运动的齿轮，产生很大的搅油损失，将使传动效率降低，因此两行星轮齿顶圆之间通常应根据模数 m 留出 1m2m 毫米以上的间隙，如上图所示行星轮相邻条件示意图。相邻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，即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。当行星轮均匀分布时，q=3 一般都不会干涉，q=4 且 k0，该构件为传动中的主动构件；向外输出功率的基本构件，其转速方向与所受力矩的方向相反，此时功率 P=Tn0，P HS疲劳强度校核通过。9、 扭转刚度校核由扭转刚度校核公式 6.8（6.8）niidlTG1458式中 G 材料的切变模量（MPa） ； T 输出轴传递的转矩（Nmm） ；L 输出轴受转矩作用的强度（mm） ；d 输出轴的外直径（mm） 。圆轴的扭转角：0.00055， 许用扭转变形： 0.9/m 优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！10、 弯曲刚度校核由差分法的挠度计算公式 6.9iiEIMhA2（6.9）代入公式验算输出轴的每段载荷分布的轴段，计算如下：表 6.1 计算挠度值X/mm 20.4 61.3 81.7 102.2 122.6 143.1 163.5 202.1 221.3Vi/mm 1.4E-5 1E-5 8E-6 6E-6 4E-6 2E-6 0 -3E-6 -5E-6其中，许用挠度系数：0.003，最大挠度：-5E-6mm，所以弯曲刚度校核通过。6.2 行星轮支撑轴的设计与校核6.2.1 行星轮支撑轴结构设计由于该心轴只受弯矩，对此轴没有特殊的要求，选用常用的 45 钢正火处理。图 6.9 行星轮支撑轴结构 6.2.2 行星轮支撑轴受力分析由于高速级和中速级的光轴受力小，主要受弯矩作用，几乎不传递转矩，故只需考虑低速级的行星轮支承轴，三个级采用统一直径，为 60。 由公式 ，0iF。按力学平衡方程，经计算，求得最大弯矩为 M1700.77Nm 。0iM优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！图 6.10 行星轴支撑轴受力示意图6.2.3 行星轮支撑轴强度校核 1、弯力图与弯矩图，如图 6.11 和图 6.12 所示 图 6.11 行星轴支撑轴弯力图图 6.12 行星轮支撑轴弯矩6.2.3 确定危险截面并计算应力1、危险截面确定行星轮轴属于心轴，在中间的轴承部分，由于与轴承紧密配合，引起应力集中。2、应力计算弯曲应力由下式计算：优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！max3170.80.246MMPaWinax.6.2.4 校核行星轮轴安全系数表 6.2 材料对应力循环不对称性的敏感性系数 ，()BMPa系数350550 520720 7001000 10001200 12014000.05 0.1 0.2 0.250 0 0.05 0.1 0.15由于过盈配合引起的应力集中，根据轴径，由于轴承为特殊的基孔制，实际配合性质为过盈配合，按 得7/6Hh1.79K0.925查表 6.2 得 0.05预期应力循环系数 寿命系数取 于是710N1N.79.3502K疲劳安全系数用下式计算（6.10）1amNSskK2751.9.01.995S故行星轮支撑轴满足安全系数要求。6.3 花键的设计1、花键选择本设计采用矩形花键，有三处用到花键联结，全部为静联接。其齿廓是由内圆、优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！外圆和两条等宽度的直线所组成，加工方便，通过磨削可获得较高精度，定心方式为小径定心。2、花键校核假设载荷延齿侧接触面上均匀分布，各齿所受压力的合力作用在平均直径 处，md并用各齿间载荷分布不均匀系数，一般 来估计实际压力分布不均匀的影响，因此，联结的强度条件为静连接（6.11）PmPzhldT20式中 T传递的转矩（Nm） ；各齿间载荷分布不均匀系数，一般 0.70.8；Z花键齿数；h 齿的工作高度（mm） （对于矩形花键， ,D 为齿顶圆直径，2DdhCd 为矩形花键孔的齿顶圆直径，C 为齿顶的倒角尺寸） ；L 齿的工作长度；许用挤压应力（ MPa）P由传递的扭矩 T = 548000 Nmm，键系列 R = 轻系列，花键参数 NdDB = 109210214mm，倒角 c=0.3mm，不均匀系数 =0.75，键的长度 L =115mm，使用和制造情况为中等，齿面热处理为齿面经热处理，许用挤压应力范围 p = 100140MPa，许用应力p=120.0MPa，代入应力公式 6.11，校核计算结果：pp 所以满足条件。由于花键和高速太阳轮做成一体，故其尺寸在满足强度条件基础上稍有改动。6.4 平 键 的 设 计1、 平 键 的 的 选 择键材料采用抗拉强度不低于 590MPa 的键用钢，通常为 45 钢