反铲式单斗液压挖掘机研究毕业论文.doc

中国矿业大学徐海学院2012届本科生毕业设计反铲式单斗液压挖掘机研究毕业论文1绪论 1.1课题背景及目的挖掘机在国民经济建设的许多行业被广泛地采用，如工业与民用建筑、交通运输、水利电气工程、农田改造、矿山采掘以及现代化军事工程等等行业的机械化施工中。据统计，一般工程施工中约有60%的土方量、露天矿山中80%的剥离量和采掘量是用挖掘机完成的。随着我国基础设施建设的深入和在建设中挖掘机的广泛应用，挖掘机市场有着广阔的发展空间，因此发展满足我国国情所需要的挖掘机是十分必要的。而工作装置和回转机构作为挖掘机的重要组成部分，对其研究和控制是对整机开发的基础。反铲式单斗液压挖掘机工作装置是一个较复杂的空间机构，国内外对其运动分析、机构和结构参数优化设计方面都作了较深入的研究，具体的设计特别是中型挖掘机的设计已经趋于成熟。而关于反铲式单斗液压挖掘机的相关文献也很多，这些文献从不同侧面对工作装置的设计进行了论述。而笔者的设计知识和水平还只是一个学步的孩子，进行本课题的设计是为对挖掘机的工作装置设计有一些大体的认识，巩固所学的知识和提高设计能力。1.2国内外研究状况当前，国际上挖掘机的生产正向大型化、微型化、多能化和专用化的方向发展。国外挖掘机行业重视采用新技术、新工艺、新结构和新材料，加快了向标准化、系列化、通用化发展的步伐。我国己经形成了挖掘机的系列化生产，近年来还开发了许多新产品，引进了国外的一些先进的生产率较高的挖掘机型号1。由于使用性能、技术指标和经济指标上的优越，世界上许多国家，特别是工业发达国家，都在大力发展单斗液压挖掘机。目前，单斗液压挖掘机的发展着眼于动力和传动系统的改进以达到高效节能;应用范围不断扩大，成本不断降低，向标准化、模块化发展，以提高零部件、配件的可靠性，从而保证整机的可靠性;电子计算机监测与控制，实现机电一体化;提高机械作业性能，降低噪音，减少停机维修时间，提高适应能力，消除公害，纵观未来，单斗液压挖掘机有以下的趋势:（1）向大型化发展的同时向微型化发展。（2）更为普遍地采用节能技术。（3）不断提高可靠性和使用寿命。（4）工作装置结构不断改进，工作范围不断扩大。（5）由内燃机驱动向电力驱动发展。（6）液压系统不断改进，液压元件不断更新。（7）应用微电子、气、液等机电一体化综合技术。（8）增大铲斗容量，加大功率，提高生产效率。（9）人机工程学在设计中的充分利用。1.3 论文构成及研究内容本论文主要对液压回转机构设计和由动臂、斗杆、铲斗组成挖掘机工作装置进行计算，运动分析。具体内容包括以下五部分:(1) 液压挖掘机工作装置的总体设计。(2) 液压挖掘机挖掘机的工作装置的机构运动学分析。(3) 液压挖掘机工作装置各部分的基本尺寸的计算。(4) 回转机构的设计(5) 液压系统原理的设计。2工作装置总体设计2.1 工作装置构成1-斗杆油缸；2- 动臂； 3-油管； 4-动臂油缸； 5-铲斗； 6-斗齿； 7-侧板；8-连杆； 9-曲柄： 10-铲斗油缸； 11-斗杆.图2-1 工作装置组成图 图2-1为液压挖掘机工作装置基本组成及传动示意图，如图所示反铲工作装置由铲斗5、连杆9、斗杆11、动臂2、相应的三组液压缸1, 4,10等组成。动臂下铰点铰接在转台上，通过动臂缸的伸缩，使动臂连同整个工作装置绕动臂下铰点转动。依靠斗杆缸使斗杆绕动臂的上铰点转动，而铲斗铰接于斗杆前端，通过铲斗缸和连杆则使铲斗绕斗杆前铰点转动。挖掘作业时，接通回转马达、转动转台，使工作装置转到挖掘位置，同时操纵动臂缸小腔进油使液压缸回缩，动臂下降至铲斗触地后再操纵斗杆缸或铲斗缸，液压缸大腔进油而伸长，使铲斗进行挖掘和装载工作。铲斗装满后，铲斗缸和斗杆缸停动并操纵动臂缸大腔进油，使动臂抬起，随即接通回转马达，使工作装置转到卸载位置，再操纵铲斗缸或斗杆缸回缩，使铲斗翻转进行卸土。卸完后，工作装置再转至挖掘位置进行第二次挖掘循环。在实际挖掘作业中，由于土质情况、挖掘面条件以及挖掘机液压系统的不同，反铲装置三种液压缸在挖掘循环中的动作配合可以是多样的、随机的。上述过程仅为一般的理想过程。挖掘机工作装置的大臂与斗杆是变截面的箱梁结构，铲斗是由厚度很薄的钢板焊接而成。各油缸可看作是只承受拉压载荷的杆。根据以上特征，可以对工作装置进行适当简化处理3。则可知单斗液压挖掘机的工作装置可以看成是由动臂、斗杆、铲斗、动臂油缸、斗杆油缸、铲斗油缸及连杆机构组成的具有三自由度的六杆机构，处理的具体简图如2-2所示。进一步简化得图如2-3所示。图2-2 工作装置结构简图1-铲斗；2-连杆；3-斗杆；4-动臂；5-铲斗油缸；6-斗杆油缸图2-3 工作装置结构简化图挖掘机的工作装置经上面的简化后实质是一组平面连杆机构，自由度是3，即工作装置的几何位置由动臂油缸长度L1、斗杆油缸长度L2、铲斗油缸长度L3决定，当L1、L2、L3为某一确定的值时，工作装置的位置也就能够确定。2.2 动臂及斗杆的结构形式动臂采用整体式弯动臂，这种结构形式在中型挖掘机中应用较为广泛。其结构简单、价廉，刚度相同时结构重量较组合式动臂轻，且有利于得到较大的挖掘深度。斗杆也有整体式和组合式两种，大多数挖掘机采用整体式斗杆。在本设计中由于不需要调节斗杆的长度，故也采用整体式斗杆。2.3 动臂油缸与铲斗油缸的布置动臂油缸装在动臂的前下方，动臂的下支承点（即动臂与转台的铰点）设在转台回转中心之前并稍高于转台平面，这样的布置有利于反铲的挖掘深度。油缸活塞杆端部与动臂的铰点设在动臂箱体的中间，这样虽然削弱了动臂的结构强度，但不影响动臂的下降幅度。并且布置中，动臂油缸在动臂的两侧各装一只，这样的双动臂在结构上起到加强筋的作用，以弥补前面的不足。具体结构如图2-4所示。21 1-动臂； 2=动臂油缸图2-4 动臂油缸铰接示意图2.4 铲斗与铲斗油缸的连接方式本方案中采用六连杆的布置方式，相比四连杆布置方式而言在相同的铲斗油缸行程下能得到较大的铲斗转角，改善了机构的传动特性。该布置中1杆与2杆的铰接位置虽然使铲斗的转角减少但保证能得到足够大的铲斗平均挖掘力。如图2-5所示。2331-斗杆； 2-连杆机构； 3-铲斗图2-5 铲斗连接布置示意图2.5 铲斗的结构选择铲斗结构形状和参数的合理选择对挖掘机的作业效果影响很大，其应满足以下的要求1：（1） 有利于物料的自由流动。铲斗内壁不宜设置横向凸缘、棱角等。斗底的纵向剖面形状要适合于各种物料的运动规律。（2） 要使物料易于卸尽。（3） 为使装进铲斗的物料不易于卸出，铲斗的宽度与物料的粒径之比应大于4，大于50时，颗粒尺寸不考虑，视物料为均质。综上考虑，选用中型挖掘机常用的铲斗结构，基本结构如图2-6所示。图2-6 铲斗斗齿的安装连接采用橡胶卡销式，结构示意图如2-7所示。1-卡销 ；2 橡胶卡销；3 齿座； 4斗齿图2-7 卡销式斗齿结构示意图2.6 原始几何参数的确定（1）动臂与斗杆的长度比K1由于所设计的挖机适用性较强，一般不替换工作装置，故取中间比例方案，K1取在1.52.0之间，初步选取K1=1.8，即l1/l2=1.8。（2） 铲斗斗容与主参数的选择斗容在任务书中已经给出：q =2m3按经验公式和比拟法初选：斗宽b=1.8m3 工作装置运动学分析3.1 动臂运动分析动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点.图3-1 动臂摆角范围计算简图1是L1的函数。动臂上任意一点在任一时刻也都是L1的函数。如图3-1所示，图中动臂油缸的最短长度；动臂油缸的伸出的最大长度；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最小值；动臂油缸两铰点分别与动臂下铰点连线夹角的最大值；A：动臂油缸的下铰点；B：动臂油缸的上铰点；C：动臂的下铰点。则有：在三角形ABC中：L12 = l72+l52-2l7l5 COS11 = COS-1（l72+l52- L12）/2l7l5 (3-1)在三角形BCF中：L222 = l72+l12-2COS20l7l120 = COS-1（l72+ l12- L222）/2l7l1 (3-2)由图3-3所示的几何关系，可得到21的表达式：21=20+11-1 (3-3)当F点在水平线CU之下时21为负，否则为正。F点的坐标为 XF = l30+l1cos21 YF=l30+l1Sin21 (3-4)C点的坐标为 XC = XA+l5COS11 = l30 YC=YA+l5Sin11 (3-5)动臂油缸的力臂e1 e1=l5SinCAB (3-6)显然动臂油缸的最大作用力臂e1max= l5，又令 = l1min/ l5, = l7/ l5。这时L1 = Sqr（l72-l52）= l5 Sqr（2-1）1=cos-11/ (3-7)3.2 斗杆的运动分析如下图3-2所示，D点为斗杆油缸与动臂的铰点点，F点为动臂与斗杆的铰点，E点为斗杆油缸与斗杆的铰点。斗杆的位置参数是l2，这里只讨论斗杆相对于动臂的运动，即只考虑L2的影响。D-斗杆油缸与动臂的铰点点； F-动臂与斗杆的铰点；E-斗杆油缸与斗杆的铰点； 斗杆摆角.图3-2 斗杆机构摆角计算简图在三角形DEF中L22 = l82+ l92-2COS2l8l92 = COS-1（L22- l82-l92）/2l8l9 (3-8)由上图的几何关系知2max=2 max-2min (3-9)则斗杆的作用力臂e2=l9DEF (3-10)显然斗杆的最大作用力臂e2max = l9，此时2 = COS-1（l9/l8），L2 = sqr（l82-l92）3. 3 铲斗的运动分析铲斗相对于XOY坐标系的运动是L1、L2、L3的函数，现讨论铲斗相对于斗杆的运动，如图3-5所示，G点为铲斗油缸与斗杆的铰点，F点为斗杆与动臂的铰点Q点为铲斗与斗杆的铰点，v点为铲斗的斗齿尖点，K点为连杆与铲斗的饺点，N点为曲柄与斗杆的铰点，M点为铲斗油缸与曲柄的铰点，H点为曲柄与连杆的铰点1。（1） 铲斗连杆机构传动比i利用图3-3，可以知道求得以下的参数：在三角形HGN中 22 = HNG = COS-1（l152+l142-L32）/2l15l1430 = HGN = COS-1（L32+ l152- l142）/2L3l1432=HNG = - MNG - MGN = -22-30 (3-11)在三角形HNQ中L272 = l132 + l212 + 2COS23l13l21NHQ = COS-1（l212+l142- L272）/2l21l14 (3-12)在三角形QHK中27 = QHK= COS-1（l292+l272-L242）/2l29l27 (3-13)在四边形KHQN中NHK=NHQ+QHK (3-14)铲斗油缸对N点的作用力臂r1r1=l13Sin32 (3-15)连杆HK对N点的作用力臂r2r2=l13SinNHK (3-16)而由r3 = l24，r4 = l3 有3连杆机构的总传动比i = （r1r3）/（r2r4） (3-17)显然3-17式中可知，i是铲斗油缸长度L2的函数，用L2min代入可得初传动比i0，L2max代入可得终传动比iz。（2） 铲斗相对于斗杆的摆角3铲斗的瞬时位置转角为 3=7+24+26+10 (3-18)其中，在三角形NFQ中7 = NQF= COS-1（l212+l22- l162）/2l21l2 (3-19)10暂时未定，其在后面的设计中可以得到。当铲斗油缸长度L3分别取L3max和L3min时，可分别求得铲斗的最大和最小转角3max和3min，于是得铲斗的瞬间转角:3 = 3-3min (3-20) 铲斗的摆角范围: 3 = 3max-3min (3-21) 图3-3 铲斗连杆机构传动比计算简图（3） 斗齿尖运动分析见图3-4所示，斗齿尖V点的坐标值XV和YV，是L1 、L2、L3的函数只要推导出XV和YV的函数表达式，那么整机作业范围就可以确定，现推导如下:由F点知：32=CFQ= 3-4-6-2 (3-22)在三角形CDF中：DCF由后面的设计确定，在DCF确定后则有：l82 = l62 + l12 - 2COSDCFl1l6 (3-23)l62 = l82 + l12 - 2COS3l1l8 3 = COS-1（l82+l12l62）/2l1l8 (3-24)在三角形DEF中L22 = l82 + l92 - 2COS2l8l9 图3-4 齿尖坐标方程推导简图1则可以得斗杆瞬间转角2 2 = COS-1（l82+l92- L22）/2l8l9 (3-25)4、6在设计中确定。由三角形CFN知：l28 = Sqr（l162 + l12 - 2COS32l16l1） (3-26)由三角形CFQ知：l23 = Sqr（l22 + l12 - 2COS32l2l1） (3-27)由Q点知：35=CQV= 233-24-10 (3-28)在三角形CFQ中：l12 = l232 + l32 - 2COS33l23l3 33 = COS-1（l232+l32- l12）/2l23l3 (3-29)在三角形NHQ中：l132 = l272 + l212 - 2COS24l27l21 24 =NQH=COS-1l272+l212 -l132）/2l27l21 (3-30)在三角形HKQ中：l292 = l272 + l242 - 2COS26l27l24 26 =HQK=COS-1l272+l242l292）/2l27l24 (3-31)在四边形HNQK：NQH =24 +26 (3-32)20 = KQV，其在后面的设计中确定。在列出以上的各线段的长度和角度之间的关系后，利用矢量坐标我们就可以得到各坐标点的值。3.4 特殊工作位置计算：（1） 最大挖掘深度H1maxNH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖.图3-5 最大挖掘深度计算简图如图3-5示，当动臂全缩时，F, Q, U三点共线且处于垂直位置时，得最大挖掘深度为: H1max = YV = YFminl2l3 = YC+L1Sin21minl2l3 = YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (3-33)（2） 最大卸载高度H3maxNH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖 图3-6 最大卸载高度计算简图如图3-6所示，当斗杆油缸全缩，动臂油缸全伸时，QV连线处于垂直状态时，得最大卸载高度为: (3-34)（3） 水平面最大挖掘半径R1maxNH-摇臂；HK-连杆；C-动臂下铰点；A -动臂油缸下铰点；B-动臂与动臂油缸铰点；F-动臂上铰点；D-斗杆油缸上铰点；E-斗杆下铰点；G-铲斗油缸下铰点；Q-铲斗下铰点；K-铲斗上铰点；V-铲斗斗齿尖图3-7 停机面最大挖掘半径计算简图如图3-7所示，当斗杆油缸全缩时，F. Q. V三点共线，且斗齿尖v和铰点C在同一水平线上，即YC= YV，得到最大挖掘半径R1max为:R1max=XC+L40 (3-35)式中：L40 = Sqr（L1+L2+L3）2-2（L2+L3）L1COS32max (3-36)（4） 最大挖掘半径R最大挖掘半径时的工况是水平面最大挖掘半径工况下C、V连线绕C点转到水平面而成的。通过两者的几何关系，我们可计算得到：l 30 = 85mm ；l 40 = 9800mm。（5） 最大挖掘高度H2max最大挖掘高度工况是最大卸载高度工况中铲斗绕Q点旋转直到铲斗油缸全缩而形成的。具体分析方法和最大卸载高度工况的分析类似。4工作装置基本尺寸的确定4.1 斗形参数的确定斗容量q ：在设计任务书中已给出q = 2.0 m3平均斗宽b：其可以由经验公式选择： 再参考其它机型的平均斗宽预初定b = 1.75m = 1750mm 转斗挖掘满转角（2）：考虑到铲斗切削入土和出土的余量，一般取2140，同时考虑到在转斗速度一定时转斗角度太大会增加挖掘阻力，降低生产率，因此一般取2=90110。初取2=100挖掘半径R：参考同斗容的其它型号的机械，初选R = 10420mm 。铲斗两个铰点K、Q之间的间距l24和l3的比值k2的选取：l24太大将影响机构的传动特性，太小则影响铲斗的结构刚度3，初选特性参数k2 = 0.29。由于铲斗的转角较大，而k2的取值较小，故初选10 = KQV =110。4.2 动臂机构参数的选择4.2.1 动臂转角的选取初选动臂转角1 = 120 由经验统计和参考其它同斗容机型，初选特性参数k3 = 1.4 （k3 = L42/L41）4.2.2 l1与l2的选择由统计分析，最大挖掘半径R1值与l1+l2+l3的值很接近，由已给定的最大挖掘距离R1、已初步选定的l3和k1，结合经验公式有：l2 = （R -l3）/（1+ k1）= （10420-1550）/（1+1.8）= 3167mm则l1 = k1l2 = 1.8 3167 = 5700mm4.2.3 l41与l42的计算如图3-所示，在三角形CZF中：l42 = k3l41 = 1.42728 = 3820 mm3 9= ZFC = COS-1（l422+l12l412）/2l1l42 = 24.54.2.4 l5的计算由经验和反铲工作装置对闭锁力的要求初取k4 = 0.411的取值对特性参数k4、最大挖掘深度H1max和最大挖高H2max均有影响，增大11会使k4减少或使H1max 增大，这符合反铲作业的要求，初选11 = 62.5。斗杆油缸全缩时，CFQ =32 8最大，依经验统计和便于计算，初选（32 8）max = 160 。由于采用双动臂油缸，BCZ的取值较小，初取BCZ = 5 如上图4-1所示，在三角形CZF中：ZCF= -1-39 = 180-120-24.5 = 35.5BCF=3=ZCF-ZCB =35.5-10 = 30.5由3-34和3-35有H3max = YC+l1Sin（1-20-11）l2l3 (4-1)= YA+ l5 Sin11+l1Sin（1max-2-11）+l2 Sin（1max+32 max -11-8-2-180） l3 H1max = l2+l3+l1Sin（11-1min+2）- l5 Sin11- YA) (4-2)由4-1、4-2式有：H1max + H3max = l1Sin（1max-2-11）+ l2 Sin（1max+32 max -11-8-2-180）+ l1Sin（11-1min+2）+ l2 (4-3)令 A =2+11 = 30.5 + 62.5 = 93 B = A + （32 8）max = 93 +（-160）=-67将A、B的值代入4-3式中有H1max + H3max - l1Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67）+1= 0 (4-4)又特性参数k4 = Sin1max/ 1Sin1min 则有 Sin1min = Sin1max/ 1 k4 =Sin1max/0.65 (4-5) (4-6)将4-5、4-6代入到4-4式中6485+6630-5700Sin（1max-93）+ Sin（93 -1min） + l2 Sin（1max +67） =0 ()解之： 1max = 152 1min = 46.1 而1min与1max需要满足以下条件1min = COS-1（2+1-2）/2 (4-8)1max = COS-1（2+1-122）/2 (4-9)将1max 、1min 的值代入4-8、4-9中得： = 2.51 = 3.1 1而+1=2.51 + 1 = 3.51 (4-10)（1 + ）/ = 4.1 1/2.51 = 1.64 （= 1.6） (4-11)、满足4-10、4-11两个经验条件，说明、的取值是可行的。则l7 = l5 =3.11 750 = 2370mm (4-12)至此，动臂机构的各主要基本参数已初步确定。E204.3 斗杆机构基本参数的选择 E2ZDl92maxl8F D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；2：斗杆的摆角；l9：斗杆油缸的最大作用力臂.图4-1 斗杆机构基本参数计算简图取整个斗杆为研究对象，可得斗杆油缸最大作用力臂的表达式：e2max = l9 = PGmax （l2 + l3 ）/ P2 = 100103 （3167+1550）10-3/31.4(70)210-6 = 975 mm 如图4-1所示图中，D：斗杆油缸的下铰点；E：铲斗油缸的上铰点；F动臂的上铰点；2：斗杆的摆角；l8：斗杆油缸的最大作用力臂。斗杆油缸的初始位置力臂e20与最大力臂e2max有以下关系:e20/e2max = l9COS(2max/2)/l9 = COS (2max/2) 2max越大,则e20越小,即平均挖掘阻力越小.要得到较大的平均挖掘力,就要尽量减少2max,初取2max = 90由上图的几何关系有:l82 = L22min + l29 + 2L2minl9COS(-2max)/2l8 = 3820 mm而EFQ取决于结构因素和工作范围,一般在130170之间.初定EFQ=150,动臂上DFZ也是结构尺寸,按结构因素分析,可初选DFZ=10.至此，工作装置的基本尺寸均已初步确定。5 回转机构设计5.1 回转支撑的选择 滚动轴承式回转支撑广泛用于全回转的挖掘机，起重机和其他机械上。它是在普通滚动轴承基础上发展起来的。结构上相当于放大了的滚动轴承。 本论文所设计的液压挖掘机为50吨级中型挖掘机，参考国内同型号的液压挖掘机选择单排四点接触球式回转支撑JB2300-84，型号： 012.40.800该回转支撑外齿齿数Z=94 齿顶圆直径D=970mm 模数m=105.2 减速器输出小齿轮主要尺寸的计算 小齿轮与回转支撑大齿轮外啮合，传动比为5。 小齿轮齿数Z2=94/5=18.8,根据回转机构对输出小齿轮齿数的一般选择，圆整Z=20 模数m=10回转支撑大齿轮主要尺寸： 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿宽：中心距小齿轮主要尺寸：分度圆直径： 齿宽：齿根圆直径：mm 顶圆直径：mm5.3回转减速器设计 回转机构一般选用行星齿轮传动，行星齿轮传动与普通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。5.3.1液压马达选型液压挖掘机转台最大扭矩为，最大转速回转减速器输出齿轮与回转支撑外啮合 传动比取5液压马达转速初定为则减速器总传动比液压马达输出最小扭矩假设行星齿轮减速器效率为90%, 液压马达储备功率系数1.1所需液压马达额定扭矩 型号规格MFBQA20输出转矩 （）100工作转速 （r/min）1200减速器传动比i=1200/6.6/5=36.3,属二级NGW型的传动比范围。拟用两级太阳轮输入、行星架输出的形式串联。两级行星轮数都选np=3,高速级行星架不加支撑，与低速级太阳轮之间用浮动齿轮联轴器联接，以实现高速级行星架与低速级太阳轮的浮动均载。 设计方案如图5-1 图5-1 二级NGW型行星减速器5.3.2 主要参数的确定总传动比将传动比分配为5.3.3 高速级齿数的确定行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数选择的原则外，还须满足以下条件：同心条件、装配条件、邻接条件。1）满足传动比条件2）满足装配条件:保证多个行星轮均布装入两中心轮的齿间， 3）同心条件：保证太阳轮、内齿圈和行星架轴线重合即满足4）满足邻接条件L=将齿轮参数代入后即：查表13-5-5 NGW型行星齿轮传动的齿数组合 选择20 51 122 7.10005.3.4按接触强度初算a-c传动的中心距和模数 1、选择齿轮材料太阳轮和行星轮材料使用20CrMnTi渗碳淬火 齿面硬度HRC58-62齿轮精度等级 8-7-72、按接触强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取483，取载荷系数K=2.0.查图13-1-24选取初取许用接触应力由于行星齿轮为悬臂布置，初取则齿宽系数按表13177 圆整取中心轮输入转矩取行星轮间载荷分配不均匀系数1.4在一对a-c传动中，小轮传递的转矩齿数比按表中公式计算初取=62模数取=2 则 a-c传动未变位时的中心距由于此行星齿轮不要求变位。所以a-c传动和c-b传动的实际中心距变位系数及中心距为71mm =0 =0 5.3.5几何尺寸计算1）分度圆直径2）齿顶圆直径3）齿根圆直径4）齿宽和实际齿宽系数 取为30 实际齿宽系数 5.3.6 验算a-c传动的接触疲劳强度和弯曲强度1、按接触疲劳强度校核根据表13180 校核公式为1）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力2)小轮单对齿啮合系数查表131104得 =13）节点区域系数查图13116得 =2.54)弹性系数查表131105得 189.85)重合度系数6）螺旋角系数17）使用系数查表13181 得 18) 动载系数动载系数是按齿轮相对于行星架X的圆周速度查图13-1-14求出可得：1.15 9）齿向载荷分布系数、由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=97.6/1021所以： 可取110)齿间载荷分配系数、查表13-1-102 按7级精度 选取 得1.1将以上数据代入下式得齿轮得计算接触应力：11)许用接触疲劳强度计算 查图13-1-24选取12）接触强度寿命系数，应力循环系数N由下式决定：太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）13）润滑油膜影响系数查表131108 取 14）工作硬化系数 取 1.015)尺寸系数查表131109 得 1.016)接触强度最小安全系数查表131110 取 =1.1将上述参数代入公式求得许用接触应力则=13001.0040.92/1.1=1091.6Mpa=13001.1280.92/1.1=1226.4Mpa结论：由于,所以a-c传动的接触疲劳强度通过校核.2、 按弯曲疲劳强度校核根据表131111校核公式为1）齿向载荷分布系数由于: 内齿轮宽度/行星齿轮分度圆直径=97.6/1021所以： 可取12)齿间载荷分配系数查表13-1-102 按7级精度 选取 、 得1.13)使用系数14) 动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.55 =2.456)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9)将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：9)许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-24选取由于行星轮受对称双向弯曲，故行星轮的许用弯曲疲劳强度为10）寿命系数 太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）11)尺寸系数查图13156 得 1.012）相对齿根圆角敏感系数查表 32139【2】 得 1.013）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.014)试验齿轮的应力修正系数 15)弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）16）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于所以a-c传动的弯曲疲劳强度通过校核5.3.7 根据接触强度计算来确定内齿轮材料1c-b传动比u2、重合度系数3、内齿轮接触强度寿命系数 （允许有一定点蚀）4、齿轮的接触疲劳极限为5根据，选用40cr调质处理, =700MPa5.3.8 c-b传动的弯曲强度验算1）齿向载荷分布系数12)齿间载荷分配系数1.13)使用系数14) 动载系数 1.15 5）齿形系数 查图13138 得 2.18 =2.456)应力修正系数 查图13143 得 7）螺旋角系数1.08)重合度系数9)将以上数据代入下式得齿轮的计算弯曲应力：9)许用弯曲疲劳强度计算 查图13-1-23取 齿轮行星轮受对称双向弯曲， 10）寿命系数行星轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）11)尺寸系数查图13156 得 1.012）相对齿根圆角敏感系数查表 32139【2】 得 1.013）相对齿根表面状况系数查图13158 得 1.014)试验齿轮的应力修正系数 16)弯曲疲劳强度最小安全系数查表131110 取 （一般可靠度）17）将上述参数代入公式求得许用弯曲应力则 结论：由于所以c-b传动的弯曲疲劳强度通过校核5.3.9 低速速级齿数的确定低速级传动比为5.1行星齿轮传动各齿轮齿数的选择，除去应满足渐开线圆柱齿轮齿数选择的原则外，还须满足以下条件：同心条件、装配条件、邻接条件。1）满足传动比条件2）满足装配条件:保证多个行星轮均布装入两中心轮的齿间， 3）同心条件：保证太阳轮、内齿圈和行星架轴线重合即满足4）满足邻接条件L=将齿轮参数代入后即：查表13-5-5 NGW型行星齿轮传动的齿数组合 选择20 31 82 5.10005.3.10 按接触强度初算a-c传动的中心距和模数 1、选择齿轮材料太阳轮和行星轮材料使用20CrMnTi渗碳淬火 齿面硬度HRC58-62齿轮精度等级 8-7-72、按接触强度初步确定中心距按直齿轮从表13-1-75选取483，取载荷系数K=2.0.查图13-1-24选取初取许用接触应力由于行星齿轮为悬臂布置，初取则齿宽系数按表13177 圆整取高速级传动效率为0.98中心轮输入转矩取行星轮间载荷分配不均匀系数1.4在一对a-c传动中，小轮传递的转矩齿数比按表中公式计算初取=93模数取=4则 a-c传动未变位时的中心距由于此行星齿轮不要求变位。所以a-c传动和c-b传动的实际中心距变位系数及中心距为102mm =0 =0 5.3.11 几何尺寸计算1）分度圆直径2）齿顶圆直径3）齿根圆直径4）齿宽和实际齿宽系数 取为40 实际齿宽系数 5.3.12 验算a-c传动的接触疲劳强度和弯曲强度1、按接触疲劳强度校核根据表13180 校核公式为1）一对齿轮啮合中分度圆上圆周力2)小轮单对齿啮合系数查表131104得 =13）节点区域系数查图13116得 =2.54)弹性系数查表131105得 189.85)重合度系数6）螺旋角系数17）使用系数查表13181 得 18) 动载系数动载系数是按齿轮相对于行星架X的圆周速度查图13-1-14求出1.15 9）齿向载荷分布系数、取110)齿间载荷分配系数、查表13-1-102 按7级精度 选取 得1.1将以上数据代入下式得齿轮得计算接触应力：11)许用接触疲劳强度计算 查图13-1-24选取12）接触强度寿命系数，应力循环系数N由下式决定：太阳轮 行星轮 内齿轮 由于 、所以 得 行星轮 （允许有一定点蚀）太阳轮 （允许有一定点蚀）内齿轮 （允许有一定点蚀）13）润滑油膜影响系数查表131108 取 14）工作硬化系数 取 1.015)尺寸系数查表131109 得 1.016)接触强度最小安全系数查表131110 取 =1.1将上述参数代入公式求得许