气动攻丝机的设计

气动攻丝机的设计摘要：本论文主要针对在市场上具有广泛应用的气动攻丝机作了主体结构的设计。攻丝机是一种在机件壳体、设备端面、螺母、法兰盘等各种具有不同规格的通孔或盲孔的零件的孔的内侧面加工出内螺纹、螺丝或叫牙扣的机械加工设备。气动攻丝机的工作原理是利用压缩空气作为动力。压缩空气通过气压调整器接入攻丝马达，压下扳机，高压空气阀门各换向按钮组件时入马达内部，带动马达转子叶片产生轴向旋转力，转子运动后经各齿轮副变速输出强大的扭力，带动丝锥进行攻丝作业。基于攻丝机的工作原理，是使用压缩空气的空气压缩机作为动力源，用来提供高压空气。设计手柄的组件是控制高压气进入马达内部的主要渠道，同时也是排气的处理装置。气动马达，是根据参数设计选择的标准产品，满足体积小且能提供可以满足正常工作的功率设计要求。气动马达产生的强大转矩需要通过减速装置输出，因此设计了行星齿轮减速器。与普通的齿轮传动相比，行星传动具有许多独特的优点：由于输入轴和输出轴所具有的同轴性，可以使其在传递动力时进行功率分流。另外，行星传动体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大，运动平稳性高等。我在设计工作中充分地发挥这些优点，同时尽可能降低其缺点的影响，力求减速器的性能优良。经过减速器变速的转速满足攻丝机正常工作的要求，然后通过螺纹连接与攻丝头连接，最终带动丝锥转动，进行攻丝作业。本文完成的主要工作有：1）对气动攻丝机进行设计计算（包括材料的选择、标准件的选择、零部件的尺寸及安全校核、以及零部件的结构等）。2）利用计算机和CAD软件完成攻丝机各部分结构图的绘制。3）确保关键零部件的设计，使气动攻丝机各运动部件的协调性得到充分保证，来提高气动攻丝机运动的安全性和可靠性。4）对关键的零部件的设计生产进行技术攻关，研究关键零部件的新材料应用及热处理工艺，使关键零部件达到设计要求的强度和硬度，使气动攻丝机的结构更加合理，使设计更加完美。关键词：气动，攻丝机，马达，减速器，丝锥PneumaticTappingMachineDesignAbstract：ThisdesignismainlyforPneumatictappingmachinewhichiswidelyusedinthemarketnow.TappingmachineisaMechanicsProcessingequipmentbyprocessinginternalthreadonthecaseofmechanicalparts,theendfaceofthedeviceandpartswiththrough-holeorblindholeofdifferentspecificationslikethenutandtheflange.Theworkingprincipleofpneumatictappingmachineisusinghigh-pressureairasthesourcesofpowerandpressingthetriggerafterthehigh-pressureairgoingthroughthepressureregulatorandgoingintothepneumatictappingmachine.Thenthehigh-pressureairgoesthroughbuttonsoftheintakevalveandvalvestogetinthepneumaticmotoranddrivetherotorbladesofthemotor.Finally,itgeneratestheaxialrotationforce.Themovementoftherotorbladesturnsintoenoughtorquethroughthereducerandmakesthetapsofthetappingheadturnandworknormally.Inthispaper,thehigh-pressureairisusedasthesourcesofpowerbasedontheworkingprincipleofpneumatictappingmachinetoprovidethehigh-pressureair.Designthehandletoactasthewayofcontrollingthehigh-pressureairtogetintothemotor,withinwhichisalsoequipmentdealingwithrulingouttheexhaustair.Asforthepneumaticmotor,chooseaappropriateproductfromtheDesignManualconsideringmydesignparameters.Itissuchastandardproductconformingthedesignrequirementswithsmallsize,butitalsocanprovideenoughpower.Thetorqueisoutputtedbythepneumaticmotorthatshouldbejustfitfornormalworkingthereforareducerisneeded.Designaplanetarygearreducerasaresult.Comparedwithordinarygearreducer,aplanetarygearreducerhasanuniqueadvantage:itcandopowersplitwhentransmitthepowerbecauseofthenatureofcoaxial.Whatsmore,ithassmallsize,quality,compactstructure,largecarryingcapacityandsmoothmovement.Duringmydesignwork,tryhardtoexerttheseadvantagesandtrytoavoidoftheshortcomingatthesametime.Thereducerisconnectedwiththetappingheadofthreadedconnection.Theaimsofmypapermainlyareasfollows:(1）Thedesigncalculationsincludesmaterialselection,thechoiceofstandardparts,spareparts,thecheckofthesize,security,thestructureandsoon.(2)DrawingthechartofvariouspartsofthepneumatictappingmachineusingthecomputerandCAD.(3)Ensuringthedesignofkeycomponentsandthecoordinationofthemovingpartsofthepneumatictappingmachineandimprovingthesecurityandreliabilityofthemovement.(4)Technicalresearchonthedesignandproductionofkeycomponentsandkeypartsoftheapplicationofnewmaterialsandheattreatmentprocess,makingthekeycomponentstoachievethedesignrequirementsofstrengthandhardnessandthestructuremorereasonable.Asaresult,makethedesignmoreperfect.Keywords:Pneumatic,Tappingmachine,Motor,Reducer,Taps目录1前言.11.1课题的背景.11.2国内外的研究现状.21.2.1国外发展状况.21.2.2国内发展状况.21.3攻丝机的发展前景.32攻丝机的主体结构设计.52.1攻丝机概述.52.1.1攻丝机的分类.52.1.2加攻丝机的工作原理.52.2攻丝机的主体结构.52.3气动攻丝机设计和计算的参数指标.73动力部分的设计.83.1空气压缩机的选择.83.2气马达的选型.83.3本章小结.114减速器的设计与计算.124.1行星齿轮传动的转矩计算.134.2行星齿轮传动的效率计算.144.3减速器高速级传动的设计计算.154.4减速器低速级的设计计算.234.5齿轮轴的强度校核.314.6轴承的寿命计算.324.7其它零件的强度计算与校核.334.7.1行星轮心轴的强度计算和校核.334.7.2键的强度校核.354.8本章小结.365攻丝头的结构设计.375.1攻丝头的基本结构.375.2安全扭力筒夹.385.3丝锥的选用及维护.396手柄组件的结构设计.416.1手柄的主体结构.416.2手柄的主要组成零件.426.3辅助手柄的设计.427总结.44参考文献.45致谢.4701前言1.1课题的背景现如今科学技术水平飞速发展，机械设计及其制造技术和设备性能对现代工业影响重大。机械的设备和零件的连接，大部分采用的方法都是螺纹连接，在机械设计制造产品的中，如航空航天，汽车制造，造船工业，家电企业，仪器仪表等领域，螺纹连接占据了举足轻重的位置，是现代工业的基础设施建设和进步不可或缺的机械组件。螺纹连接离不开的就是内螺纹，而目前加工内螺纹主要是通过使用电动式攻丝机、振动式攻丝机和气动式攻丝机，对盲孔进行攻丝来完成的。气动攻丝机的工作原理，是采用高压空气压缩机作为动力源，当高压空气经气压调整器，将扳机压下，高压空气会经过进气阀和换向组件，然后进入气动马达内部驱动马达转子叶片转动，产生轴向旋转力，转子转动后经内部的齿轮转动副变速输出，带动丝锥攻丝作业。气动攻丝机与类似产品比较，有着简便、灵活、和高效等不可替代的优势。工作区域范围大，轻便安全，快速定位。气动攻丝机能够解决钻床、车床和手动攻丝等机器在加工内螺纹过程中，遇到如加工对象移动不变，中心轴定位不准等问题，除此之外，气动攻丝机还具备还能缩短时间，节省精力，节约生产成本，而作业过程中还具有不易烂牙，丝锥不易折断的诸多优点。气动攻丝机适用于，包括工业工程，国防工业，船舶工业，机床生产，汽车生产，零件加工和机械加工制造等领域，气动攻丝机对加工制造业和机械的维护、修理行业，都能起到提高产能和效率的作用，并能简化加工程序，节约生产成本，并对减轻工作人员的劳动强度具有积极作用。气动攻丝机具有设计独特，结构合理，易于使用，自动化程度高，通用性强，加工效率高，应用范围广，易于维护，高性价比等特点，深受加工制造业人士的欢迎，对加工制造业有积极地促进性作用。因此，设计气动攻丝机对缓解机械行业的需求和发展是有重要意义的。11.2国内外的研究现状1.2.1国外发展状况日本在很早的时候就已成立了专门的切削科研机构，在攻丝领域有特别广泛而深入的研究，主要的代表人物是宇都宫大学的限部淳一郎教授。他们在十九世纪五十年代初，就已对切削攻丝理论和实际生产应用做了大量的研究工作。他们在对振动攻丝试验中，用碳素钢作实验时发现攻丝扭矩会随着切削速度的提高而提高；当切削速度在达临界速度的1/3左右时,其攻丝扭矩约为普通攻丝的1/3左右；当切削速度达到其临界值时，振动攻丝和传统攻丝没有太大区别；铝和碳素钢在切削速度为lm/min下攻丝时,它们振动攻丝扭矩分别是传统攻丝方法的1/8和1/31。前苏联，在切削方面的研究开始于20世纪50年代末期。在攻丝领域，以高频攻丝作为主要的研究对象。他们研制了专用的轴向的超声攻丝机床，以及相应的超声攻丝头。他们所做的超声实验，表明，当攻丝是对不锈钢等一些合金进行加工时，丝锥的耐用度，相比较传统的攻丝作业，提高了3到10倍之多。并且扭矩也降低了40%到50%2。印度，在振动攻丝方面获得一定的科研成就。实验研究发现，攻丝所需轴向力的最佳频率会随着攻丝扭矩的变化而变化；另外在攻丝过程中，要是螺纹在其许可的深度值内，振动攻丝是可以降低攻丝扭矩的；临界切削厚度、并且同一尺寸下的最佳振幅和加工材料的硬度有关系3。美国，也一直把振动切削给予高度重视，并视为重要课题，在促进本国的工业生产中，切削技术引领的高精度仪器设备起到了相当关键作用。西欧发达国家，以英国和德国为主要代表，在切削领域获得诸多成果，对切削的机理有深入了解，并运用于实际。1.2.2国内发展状况我国在攻丝领域的研究开始于六十年代。华中理工大学的王立平教授，和杨子2教授对变参数攻丝,提高微小孔加工的精度,进行了深入地研究4。青岛大学的苟琪教授和北京航空航天大学的陈鼎昌教授研究动态振动攻丝扭矩，探索动态切削力变化的影响因素，成功的得到能够在攻丝过程中，通过信号功率的变化情况和能量变化情况，来对攻丝过程进行检测和控制的动态攻丝扭矩率谱5-6。北京航空航天大学张德远教授等人，就如何对减小合金攻丝扭矩的研究，运用弹塑性理论进行分析，认为已加工好的工件表面在刀面的重复弹压下不仅可以减少摩擦扭矩，也可以提高工件的表面精度7。我国自改革开放以后，机械的设计制造和加工的技术水平跨越式进步，产品的质量也有了大幅度的提高，但是相对于美国、日本、西欧发达国家任然存在着相当大的差距。现如今主要存在的问题是：由于本国工业基础薄差，发展时间短，机械化、自动化程度不高，技术水平相对发达国家较低，仿冒产品多，没有掌握核心技术，因此造成机械机床设备合格率低，品种不足，产品的外观质量差等缺点。如国内机械加工制造行业，大多采用继电器控制的组合机床，存在着技术落后，操作不便，工作效率低等缺点。而国外的机械加工制造行业中，已经采用可编辑控制器PLC作为控制模块，并整合先进的集成控制技术，投入到生产实践中，实现自动化生产与应用，不仅降低了生产成本和提高效率，还有利于机械设备的革新和开发，对科学技术水平的提高有很大帮助。在改革开放的重大推力下，我国的经济、工业、科学、农业等领域的技术获得快速提高，我国的气动行业的发展捉住机遇，稳步发展。在如今的工业市场中，气动产品已便捷，干净，轻巧收到各行业人士的欢迎。随着我国的工业自动化的进一步发展，政府的大力支持下，机电一体化结合气动的工业产品种类越来越多，气动产品也会越来越齐全。1.3攻丝机的发展前景现如今，机械加工制造业经过长时间的发展，在切削攻丝的技术方面有着深入的了解，开发的攻丝机产品种类繁多，其中以攻丝能力尤为突出的具有代表性工具是，电动式攻丝机、振动式攻丝机和车床等机械设备。在一百多年的工业发展历史条件和在如此强劲的竞争环境下，如果要开发新产品，那么它必须拥有更为显著的3优势和特点，才得以在市场上站稳脚跟，迎头赶超。气动元件以便捷而廉价的优势著称，不仅在家电，汽车，船舶，模具等领域有广阔市场，而且在信息技术，自动机械手，环境工程等新兴领域也拥有广阔的发展空间。我国与发达国家相对而言，机械化生产水平虽然比较低，我们还要走一段很长很长的一段路，但是在改革开放的作用下，机械加工制造业迅猛发展。另外在随后加入WTO和在经济全球化的环境下，大大加速和提高国防和机械行业制造加工的技术水平，使我国的机械产品在国际社会上产生重大影响。结合我国现有情况，我们应当提高生产技术，优化生产产品质量，要在激烈的竞争环境中取得胜利，缩小与外国的差距。目前，气动元件行业新开发的新产品，已经广泛的应用在生活实际中，并具备了较高的水平，种类繁多，着充分反映了我国的机械行业技术和科技人才，及其工艺装备的技术水平都有了重大提高。对今后气动元件的开发和应用提供了足够的技术保障，并且奠定了坚实的技术工业基础。基于小体积小质量从而达到操作方便的理念，小型气动攻丝机拥有良好的发展前景。42攻丝机的主体结构设计2.1攻丝机概述2.1.1攻丝机的分类（1）按驱动动力来源分类：气动攻丝机，电动攻丝机机，液压攻丝机，振动攻丝机等；（2）按攻丝机主轴数量分类：单轴攻丝机机，双轴攻丝机，四轴攻丝机，多轴攻丝机等；（3）按加工产品自动化程度分类：手动攻丝机，半自动攻丝机，全自动攻丝机等；（4）按攻丝钻孔是否同时进行时分类：钻孔攻丝机，扩孔攻丝机，专用攻丝机等；2.1.2攻丝机的工作原理设气动攻丝机的工作原理是：利用高压空气作为动力，当高压空气通过气压调整器进入气动攻丝机的气动马达之后，按下扳机，高压空气经由攻丝机的进气阀和换向阀按钮组件，进入到气动马达的内部，由此带动了气动攻丝机的马达转子叶片转动，从而产生轴向旋转力。气动攻丝机的转子运动后，经减速器变速输出扭力，带动攻丝头部分的丝锥进行攻丝作业。2.2攻丝机的主体结构由经过对气动攻丝机工作原理的理解和认真分析，本文初步确定攻丝机的主要组成部分为:(1)动力源，由空气压缩机作为动力源，提供高压空气；（2）手柄提5供高压空气进入攻丝机内部的渠道，并且控制正反转；（3）发动机，由气动马达通过高压空气的推动，产生工作所需的强大动力；（4）减速器，设计合适的齿轮减速器，来变速输出攻丝机工作需要的转矩和转速；（5）攻丝头，由丝锥和丝锥夹头组成，即攻丝机进行的工作的刀具。攻丝机的主体结构如下图所示：图2.1攻丝机的主体结构其中1、手柄组件2、发动机组件3、碟形弹簧4、减速器组件5、辅助手柄6、开槽锥端紧定螺钉7、攻丝头8、标准型弹簧垫圈9、内六角圆柱头螺钉。62.3气动攻丝机设计和计算的参数指标根据理论分析和制造条件，得到气动攻丝机的基本设计参数：1、工作气压：0.632、攻丝能力：M123、空载转速：300r/min4、额定功率：500W5、空气耗气量：1min/36、空气噪声：90)(AdB7、气管直径：9.5根据以上设计参数，要完成的工作：选择气动马达的型号；确定减速器的总传动比以及分配两级传动的传动比并且初步确定攻丝机的工作转速。MPa73动力部分的设计压缩空气系统包括产生压缩空气的装置和处理压缩空气的装置。具体分为：空气过滤器后冷却器油水分离器储气罐空气干燥器空气精过滤器最终生成：气动装置的用气。以下仅对空气压缩机和气动马达进行选型。3.1空气压缩机的选择根据已知的工作气压介于之间，故选低压空压机。MPa63.0MPap12.0空压机供气量可按下式估算：zq（）（3-sm/31）式中，为系统第台设备的最大自由空气耗量（）；为系统内所用气maxiqism/3n动设备总数；为利用系数（因同类气动设备较多时，不会同时使用）；为漏损系1K数；为备用系数。2K利用系数，是表示气动系统中气动设备使用的程度，其数值与气动设备的多少有关，根据相关资料可以查得。1漏损系数，是考虑各元件、管道、接头等处的泄露，尤其是气动设备的磨损1泄露，一般，管路长、管路附件多、气动设备多时取大值，此设计取5.K。4.1备用系数是考虑到各工作时间用气量不等以及将来增加气动设备留有余地，2一般取=，此设计取。6.136.12K（3-smqz/0）根据，故选择小型空压机。smqsz/17.0/017.33nizK1ax28综上所述，空气压缩机选择低压小型空压机。3.2气马达的选型气马达主要分为叶片式气马达和活塞式气马达，下面表3.1是两种气马达的性能比较：表3.1叶片式气马达与活塞式气马达的特点对比性能叶片式气马达活塞式气马达转速转速高，可达300025000r/min转速比叶片式低单位质量功率单位质量所产生的功率比活塞式要大单位质量的输出功率小启动性能启动转矩比活塞式小启动低速性能好，能在低速及其它任何速度下拖动重负载，尤其适合要求低速与启动转矩大的场合耗气量在低速工作时，耗气量比活塞式大在低速时能较好地控制速度，耗气量较少结构尺寸无配气机构和曲轴连杆机构，结构较简单，外形尺寸小有配气机构及曲轴连杆机构，结构较复杂，制造工艺较困难，外形尺寸大运转稳定性由于无曲轴连杆机构，旋转部分能够均衡运转，因而工作比较稳定旋转部分均衡运转比叶片式差，但工作稳定性能满足使用要求并能安全生产维修维护检修容易较叶片式有一定难度气马达的选择主要取决于负载在可变负荷的情况下，主要考虑的是转速范围和保证能够进行正常稳定旋转所需的力矩;在负载均衡的情况下，主要考虑的是运行速度。叶片式马达的转速比活塞式气动马达的转速要高，当工作速度低于最大转速的91/5时，活塞气动马达的最佳选择。从上述计算得出空压机的供气量，即，并且smqz/036.min/016.23qz由于等同单位质量的叶片式气马达比活塞式所产生的功率要大的多，所以在同样功率条件下，叶片式比活塞式质量更小，而且叶片式气马达没有连杆机构，故容易达到工作稳定的需求，易于维护检修，经过以上的叶片式与活塞式两种气马达的性能比较，因此选用叶片式气马达。根据设计参数，我选择Z0.9-0YP-009型的叶片式气动马达。具体结构如下图:图3.1气马达的结构其中：1、转子2、前盖3、气缸4、叶片5、后盖6、堵7、调整环8、螺钉9、标准型弹簧垫圈10、滚动轴承11、圆柱销12、滚动轴承.气动马达的基本参数如下：额定功率：662W工作压力：0.63Mpa额定转速：4500rmin进排气管尺寸：G38额定功率时耗气量：1min3m103.3本章小结使用气动马达和空气压缩机主要的注意事项：1、空气压缩机需要经常排水。如果里面的水分太多没有及时的排除掉，就会进入气动马达的内部，长此以往，会影响马达内的轴承等零件的工作性能。2、要注意保持气动马达的润滑。尽可能使用气动工具的专用油，可以使用缝纫机的润滑油，或者选择其它较为清淡的润滑产品。114减速器的设计与计算初步设定减速器的工况：连续工作，载荷平稳，使用寿命10年，每年工作300个工作日，每日工作16小时，选用7级精度，具有一般可靠度（保证失效率1%）的行星齿轮减速器。结合初步分析，选择行星轮系作为气动攻丝机的二级减速器。减速器的基本结构图如下图4.1所示：图4.1行星轮系二级传动减速器结构确定总的传动比，并分配二级传动减速器的高速级，低速级的传动比和：aHi12总传动比=马达输出转速工作转速，即i=15（4-cn0min345r1）=aHi12参照相关资料的传动比分配原则，选择高速级传动比=3.75，低速级传动比aHi1=4。aHi2124.1行星齿轮传动的转矩计算行星齿轮双级传动结构如下所示：图4.2双级传动结构图对于双级行星轮传动，各构件上的转矩计算如下：由（4-2）则中心轮1的转矩关系式为：，（4-3）仿上，所以，中心轮1的转矩关系式为：（4-21HiT2121HHTpTi3212HiT223111HHHTpTiT134）式中，仿上，所以，（4-5）因为可得，=（4-6）4.2行星齿轮传动的效率计算行星齿轮传动功率损失主要是齿轮的摩擦损失、润滑油扰动损失和轴承旋转的摩擦损失。本设计只考虑齿轮啮合造成的损失效率计算。针对中心轮1输入，经行星架输出的情况根据传动的输入功率P1=662W0，知该行星传动的效率可表示为aH（4-7）因为，当其的转化机构由a传递的也是输入功率时，HnPHnP（4-13213,ZPp23HTp232piH,131piTH13Hp21TananaH1HaHa1148）其中，损耗功率（4-HaHnP19）而当是输出功率时，HaP（4-10）则（4-11）由可知当和Ta同向时，为正值；反之为HaHaHawTPHaHaP负。对于高速级传动：（4-anP112）则=（4-13）式中：转化机构的效率；：损失系数，=。HHH14.3减速器高速级传动的设计计算结构简图如下所示：HanHnaHPP1HaHaHnP1aHaaHwT1HbabHii115图4.3高速级齿轮传动结构图根据选择的气动马达可以知道，行星齿轮减速器高速级传动的输入端为太阳轮a，其参数如下：模数m=1.25齿数Z=10压力角=20齿顶系数=0.8ah（1）配齿计算已知=3.75，根据传动比条件,aHi1133ZiiH则=（）=27.5。（4-3Z1iZ14）取Z3=28，则实际的传动比=3.8。aHi13Z也可知道，低速级传动的传动比为=3.974。aHi2根据同心条件r1+r2=r3-r2,则Z2=(Z3-Z1)2=9。（4-15）根据装配条件行星轮的数目和两个中心轮的齿数之和必须满足pn（Z1+Z3）的结果是整数。16不妨取=2，pn验证邻接条件：2（r1+r2）2（r2+m），pnsiah容易得知，=2满足条件。（4-pn16）（2）选择并计算变位系数参考捷克斯洛伐克变位制，选择变为系数x1=0.47,x2=0.56。修改行星轮的齿数：Z2=(Z3-Z1)2-，（4-17）其中=，取为整数1，83.02.10agx则Z2=9-1=8。根据Z1，Z2和变位系数x1，x2，初步计算变位啮合参数inv,(),以及：，ag,agyinv=inv+2tan=inv+2tan=0.0565588（4-，agagzx2081056.47.18）因此可知=；，ag47.30()=12.265；（4-,ag,cos21agZm47.30cos28125.19）=（-1）=（）=0.812。（4-,agy2ag,cosag218147.30cos20）将初算的中心距()圆整为=12，并且校核a-g外啮合齿轮副的变位啮合参,ag,ag数：=，可知（4-,cosagcos,20cos15.24.8,ag1721）式中标准中心距25.18.21Zmag根据Z2，Z3和x2，按照同轴条件=计算内啮合齿轮副g-b的变位啮合参,ag,b数：cos,可知=（4-978.0cos23cos,bgbgaZma,bg806.1,422）019.2806.12tantan23,inviviviZxbgbg则x3=+x2=0.548。（4-23）（3）计算a-g外啮合齿轮副和b-g内啮合齿轮副的几何尺寸变位系数x1=0.47x2=0.56x3=0.548啮合角=，ag24.8,bg806.1中心距=12,b中心距变动系数39.0186.cos221cos23,bgbgZy齿顶削减系数=agy4.agagyxy19.023bbb587.4.sco80sco21,agag18齿顶高07.81myxhaga4.56.2g08.3yxhbgab齿根高7.3.01mcf86.2xhagf全齿高afah2.6.4gfg9bfabh分度圆直径.25.mZd108.2g35.3db齿顶圆直径2aah8.ggd4.320.1352babah齿根圆直径95.fd27.841.5.2gagfh6.30.bbfd（4）齿轮强度校核计算选择材料太阳轮a和行星轮g用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC7.3.3cbf195055，中心轮b的内齿圈选用40Cr，调质处理，硬度HB260280。接触疲劳极限应力外啮合副：按照表面硬化钢的接触疲劳极限应力曲线选择；MpagHa1475)lim()li(（4-24）内啮合副：按照调质钢的接触疲劳极限应力曲线选择（4-pabH710)lim(25）安全系数（参考轮齿疲劳强度最小安全系数表查得）liHS工作时间1030016=48000(h)（4-ht26）应力循环次数（4-910.4802.1450660hpHaLatnN27）（4-9.7.hHgLgt28）（4-9108.642.186060hpHbLbtnN29）式中min，riaH.34575.41802.14502Znng.31iabaHb接触寿命系数对于表面硬化钢和调质钢，取，901N由、和，不妨都取为1。LaNgLb020说明：允许齿轮有少量的收敛性点蚀。表面硬化系数1wZ尺寸系数因为m=1.255mm，取1xZ接触疲劳许用应力MpaSxWNHpa47475lim计算转矩齿宽系数按照行星齿轮传动的齿宽系数概值表，取，则7.0ad,875.01.27.0Zgd取。bd工况系数1AK载荷系数初取K=1.22.（因为K=1.11.3）A载荷分配系数1.H载荷分布系数37K动载系数5.V载荷系数73.1.15.HHVAK内啮合副b-g的齿面接触疲劳强度校核计算转矩T=NmZKnPHpa6182.0.2456091950NmKnPTHpa2.124506.99501paZSxWNpb707limg11li21齿宽系数，875.01.27.0Zgd则齿宽b=mZ2=8.75gdgd行星轮节圆直径mmbgg6.980.1cos2.cos,行星轮相对节圆速度ms动载系数164.08.2102HgVZ按照查取=1.08gHVK载荷分配系数1.HK载荷分布系数02载荷系数21.0.18.HVA节点区域系数16.3sin4,bgHZ重合度系数因为重合度，3657.12.8Z937.04Z材料弹性系数MpaE1校核齿面接触疲劳强度HPgHEudbKTZ12,1=5.316.975.8293.016.3=647.6Mpa710Mpa.7596,Hgn22式中，齿数之比u=5.382Z计算结果表明，齿面接触疲劳强度合适，齿轮的尺寸无需调整。计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳极限应力外啮合副：按照图标查取MpagFa415limli内啮合副：按照MQ级查取b290li安全系数1limFS寿命系数，取，有=190N0NL0LNTY应力修正系数，.asY7.gsa73.bsa尺寸系数m=1.255mm，取1xY弯曲疲劳许用应力MpaSxNTaFaP4569.04limYxTaSFgP2817.lipaxNTaSFbP993.02lim弯曲疲劳强度校核动载系数=1.02HVKFa-g计算转矩NmnTPpag80.15.240.b-g计算转矩ZKFPpabg643.式中15.,405.1HPaNmT取载荷分配系数2FH23载荷分布系数3.1FK载荷系数46.13.021FFVAK齿形系数，2.aY97.gYb重合度系数850.150校核弯曲疲劳应力456Mpa428Mpa298Mpa计算结果表明，齿根弯曲疲劳强度合适。4.4减速器低速级的设计计算图4.4低速级传动简图MpambdYKTaFgaF01.425.107.8746822pabdYTgFgF175.325.10875.946322MpambdKZFbagbF03.225.1388.021324（1）配齿计算根据高速级的齿轮尺寸，选定太阳轮a的模数，齿数等参数如下：m=1.25Z1=9=208.ah已知低速级传动比=3.974，根据传动比条件，aHi21133ZiiH则Z3=（-1）Z1=26.523（4-i130）取为Z3=27。那么低速级的实际传动比是=4。1133ZiiH根据同心条件r1+r2=r3-r2,则Z2=(Z3-Z1)2=9。（4-31）根据装配条件行星轮的数目和两个中心轮的齿数之和必须满足pn（Z1+Z3）的结果是整数。不妨取=2，（4-pn32）验证邻接条件：2（r1+r2）2（r2+m），（4-pnsiah33）容易得知，=2满足条件。pn（2）选择并计算变位系数参考捷克斯洛伐克变位制，选择变为系数x1=0.47,x2=0.45。修改行星轮的齿数：Z2=(Z3-Z1)2-，（4-34）25其中=，取为整数1，72.03.120agx则Z2=9-1=8。根据Z1，Z2和变位系数x1，x2，初步计算变位啮合参数inv,(),和：，ag,agyinv=inv+2tan=inv+2tan=0.054，（4-，agagzx208945.0.35）因此可知=；，ag08.3()=11.538；（4-,ag,cos21agZm08.3cos2925.136）=（-1）=（）=0.73。（4-,agy2ag,cosag217108.3cos37）将初算的中心距()圆整为，并且校核a-g外啮合齿轮副的变位啮,ag,agm1合参数：=0.832，可知（4-,cosagcos,20cos165.4.27,ag38）式中标准中心距。625.10725.2Zmag根据Z2，Z3和x2，按照同轴条件=计算内啮合齿轮副g-b的变位啮合参,ag,b数：cos,可知=（4-92.0cos23cos,bgbgaZma,bg478.139）104.2478.120tan7tan23,inviviviZxbgbg26则x3=+x2=0.554。bgx（3）计算a-g外啮合齿轮副和b-g内啮合齿轮副的几何尺寸变位系数x1=0.47x2=0.45x3=0.554啮合角=，ag4.27,bg478.1中心距=12,bg中心距变动系数49.01.27cos891cos21,agagZy3.48.1cscs3,bgbgy齿顶削减系数=ag2.021agagyxy378.3bbb齿顶高0.81myxhaga9.5.2g78.025.1378.04.803yxhbgab齿根高.1mcf838.2xhagf6.3cbf全齿高85.17.06.1afah279.1825.09.1gfagh.6.7.bfb分度圆直径25.19.1mZda08.2g75.3.13db齿顶圆直径aah8.9.1ggd1.327.05.32babah齿根圆直径65.9.1fd37.80.2gagfh15.6.375.bbfd（4）齿轮强度校核计算选择材料太阳轮a和行星轮g以及中心轮b用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC5055。接触疲劳极限应力外啮合副：按照表面硬化钢的接触疲劳极限应力曲线选择；MpagHa1475)lim()li(内啮合副：。b)li(安全系数（参考轮齿疲劳强度最小安全系数表查得）1limHS工作时间1030016=48000(h)ht应力循环次数289102.548025.96.1846060hpHaLatnN91.0.9gg式中min，2.18431ZninabaHb接触寿命系数对于表面硬化钢和调质钢，取，90N由、和，不妨都取为1。LaNgLb0说明：允许齿轮有少量的收敛性点蚀。表面硬化系数1wZ尺寸系数因为m=1.255mm，取1xZ接触疲劳许用应力MpaSWNHpa475475limZxpg11lipaSxWNHpb475475lim计算转矩NmKnPTHpa9.212.180699501齿宽系数按照行星齿轮传动的齿宽系数概值表，取，则7.0ad,875.01.27.0Zgd取。bd75.140502ag72hpHbLbtrinaH.184.35029工况系数1AK载荷系数初取K=1.22.（因为K=1.11.3）A载荷分配系数.H载荷分布系数371动载系数5.VK载荷系数73.1.15.HHVAK内啮合副b-g的齿面接触疲劳强度校核计算转矩T=NmZKnPHpa58.291.20456.91950齿宽系数，87.0gd则齿宽b=mZ2=8.75gdgd行星轮节圆直径mmZbgg589.47.1cos20825.cos2,行星轮相对节圆速度ms动载系数04.15802HgV按照查取=1.1gZHVK载荷分配系数1.HK载荷分布系数02载荷系数2.10.1.HVA节点区域系数.3sin4,bgHZ重合度系数因为重合度，361.21.8Z.6,n30938.04Z材料弹性系数MpaE1校核齿面接触疲劳强度HPgHEudbKTZ12,1=375.1589.7.20938.012.3=1397.4Mpa1475Mpa式中，齿数之比u=3.82Z计算结果表明，齿面接触疲劳强度合适，齿轮的尺寸无需调整。计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳极限应力外啮合副：按照图标查取MpagFa415limli内啮合副：bli安全系数1limFS寿命系数，取，有=190N0NL0LNTY应力修正系数，.asY97.gsa973.bsa尺寸系数m=1.255mm，取1xY弯曲疲劳许用应力MpaSNTaFaP456.04limYxTaSFgP28197.5lipaxNTaSFbP5.463.02lim31弯曲疲劳强度校核：动载系数=1.02HVKFc-g计算转矩NmnTPpag315.28.d-g计算转矩ZKFPpabg7.298.式中15.,285.HPaKNT取载荷分配系数1FH载荷分布系数3.载荷系数46.13.02FVAK齿形系数，2.aFY97.gYb重合度系数8036.150校核弯曲疲劳应力456Mpa428MpaMpambdYKTgFg