基于ProE的行星齿轮减速器设计

I基于PRO/E的行星齿轮减速器设计（大学学院机械）摘要目前，减速器作为机械传动装置应用日益广泛，但其复杂的结构给设计工作带来了重复性和繁琐性。正基于此，本论文开发了基于PROE的渐开线行星齿轮减速器三维参数化CAD系统，通过该系统，用户可以在可视化平台上实现交互式设计，大大提高其设计效率和设计质量，缩短产品的开发周期，也方便了产品后续的运动仿真和有限元分析等，符合现代设计思想的发展要求。PRO/E系统是3DCAD/CAM实体设计系统,PRO/E最显著的优点是造型功能强,目前在工业设计中已经获得广泛的应用，越来越多的设计人员用PRO/E进行三维设计。本文主要基于PRO/E设计行星减速器,行星减速器的设计过程主要包括行星传动设计，均载机构的设计计算、轴和轴承的选择计算与校核，PRO/E建模等过程。在本次行星减速器的设计中，由于减速器齿轮传动中的两个内齿轮齿数不相同，而公共行星轮要同时与两个内齿轮相啮合，故行星减速器必须要采用角度变位。在实际中，由于行星减速器由于不可避免的制造和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮间的载荷分布是不均匀的，本次设计是基于PRO/E的实体设计，这样就更加直观的发现设计中所存在的问题，并加以优化。关键字齿轮减速器；行星传动；均载机构；PRO/EIIABSTRACTATPRESENT,GEARREDUCERISAMECHANICALDRIVINGDEVICEWHICHISEXTENSIVELYAPPLIEDINMECHANISMBUTDESIGNINGREDUCERISAPERPLEXINGANDITERATIVEPROCESSBECAUSEOFITSCOMPLICATEDSTRUCTURETHEPAPEREXPOUNDSTHETECHNIQUESOFBUILDINGA3DPARAMETRICCADSYSTEMOFINVOLUTEPLANETARYREDUCERBASEDONPRO/ETHROUGHTHISSYSTEM,USERSCANINTERACTIVELYDESIGNALLPARTSOFTHEREDUCERONTHEVISUALCIRCUMSTANCETHISSYSTEMNOTONLYIMPROVESDESIGNINGQUALITYANDEFFICIENCY,BUTALSOBEOFVALUETOMOVEMENTSIMULATIONANDFINITEELEMENTANALYSISSOITSATISFIESTHEDEVELOPMENTOFMODERNDESIGNINGPRO/EISANENTITYDESIGNINGSYSTEMOF3DCAM/CADTHEMOSTNOTABLEMERITOFPRO/EISTHEPOWERFULFUNCTIONINMODELINGANDNOW,ITISAPPLIEDWIDELYININDUSTRYDESIGN,ANDUSEDBYMOREANDMOREDESIGNERSIN3DDESIGNINTHISPAPER,THEPLANETARYDECELERATORISDESIGNBASEDONTHEPRO/EOURWORKSMAINLYINCLUDETHEDESIGNOFPLANETARYTRANSMISSION,CALCULATIONOFTHELOADBALANCINGMECHANISM,DESIGNOFORGANIZATIONCALCULATE,THECHOICEOFAXLEANDAXLETREEACCORDINGTOOURCALCULATIONDATA,ANDMODELINGTHEWHOLEPROCESSUSINGPRO/EBECAUSEOFTHEDIFFERENTNUMBERSOFTEETHOFTHETWOINNERGEARWHEELSINTHEDECELERATOR,ANDTHEPUBLICPLANETARYGEARSHOULDMESHWITHTHETWOINNERGEARWHEELATTHESAMETIME,SOTHEPLANETARYDECELERATORMUSTADOPTTHEANGLECORRECTINGINREALITY,BECAUSEOFUNAVOIDABLEERRORSINMANUFACTUREANDINSTALLATIONOFTHEPLANETARYDECELERATOR,ANDTHEINFLUENCEBYTHEFACTORSSUCHASTHEDEFORMATIONOFCOMPONENT,ETC,THENONUNIFORMOFTHELOADOFTHEPLANETARYWHEELSDISTRIBUTIONISCAUSEDBASEDONTHEENTITYDESIGNINGSYSTEMPRO/E,OURDESIGNCANDISCOVERTHEPROBLEMSMOREINTUITIVELYANDCANOPTIMIZETHEDESIGNKEYWORDSGEARDECELERATOR,PLANETARYTRANSMISSION,LOADBALANCINGMECHANISM,PRO/EIII目录第一章前言111国内外研究现状1111行星齿轮减速器的发展概况1112行星齿轮减速器的特点112本论文解决的关键问题213本论文研究的主要内容2第二章行星齿轮传动的设计321行星齿轮传动的设计计算3211选取行星齿轮传动的传动类型3212配齿和主要参数计算4213配齿结果的验算8214啮合要素计算9215传动效率的计算10216齿轮的结构设计11217齿轮强度验算1222行星轮减速器均载机构的设计15221均载原理15222行星轮间载荷分布不均匀性分析16223均载机构的设计1623轴的设计计算18231高速轴的结构设计18232中间轴的结构设计24233低速轴的结构设计2724滚动轴承的选择和计算3125行星架的选择33第三章减速器基本零件三维成型3531行星轮齿轮三维成型35311行星齿轮35312内齿轮B三维成型38IV32轴的三维建模38321低速轴三维建模38322中间轴和高速轴的三维3933端盖三维建模4035行星轮装配43351中间轴装配43352总装配图的爆炸图45小结47致谢48参考文献491第一章前言行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用，它几乎可通用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。PROE系统是3DCAD/CAM实体设计系统,PROE最显著的优点是造型功能强,目前在工业设计中已经获得广泛的应用，越来越多的设计人员用PROE进行三维设计。市场需求前景行星齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。社会经济效益现有的各类减速器消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的。11国内外研究现状111行星齿轮减速器的发展概况国外世界上一些工业发达国家，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，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，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化的机械传动设备中获得了成功的应用。国内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。2112行星齿轮减速器的特点目前，行星传动技术已成为世界各国机械传动技术的重要发展方向，主要表现在广泛采用硬齿面、高精度、高转速、大功率、大转矩、大规格，而且向多品种、标准化的方向发展。概括地讲，在矿山、工程、冶金、起重、运输、轻工、石油化工、机床、汽车、机器人、坦克、火炮、飞机、船舶、仪器仪表等机械行业和高科技领域中，已普遍采用行星传动作为减速、增速、差速、变速或控制装置。1行星齿轮传动的优点结构紧凑、体积小、重量轻行星传动具有行星运动和功率分流的传动特性，采用内齿轮副,可以充分利用内啮合承载能力大和内齿圈内部的可容空间，使其具有结构紧凑、外廓尺寸小、重量轻等优点。通常情况下，传递功率和传动比相同时，行星传动的体积和重量约为普通齿轮传动的1/21/6。传动比大，可实现运动的合成与分解行星传动的类型很多，如渐开线行星传动、摆线针轮行星传动、谐波行星传动及活齿行星传动等，一般都具有大传动比的特点。用于传递运动时，其最大传动比可达几万或数十万以上；作为动力传动，其最大传动比可达几十或数百。采用差动行星传动，可实现两个运动的合成和一个运动的分解。在某些情况下，适当选择行星传动的类型，可实现各种变速的复杂运动。效率高、功率损失小行星传动采用数个行星轮均匀分布在内、外中心轮之间，可平衡作用于中心轮与行星架轴承上的惯性力。采用这种对称结构，有利于提高传动系统的效率。适当选择传动类型，设计合理的结构，可使行星传动的效率达到097099。传动平稳，抗冲击振动能力强采用数个行星轮均匀分布在两个中心轮之间，同时用均载装置保持各行星轮间载荷均匀分布和功率均匀分流，不仅可平衡各行星轮和转臂的惯性力，而且显著提高了行星传动的平稳性以及抗冲击、振动的能力。2行星齿轮传动的缺点行星齿轮传动的主要缺点是材料优质、结构复杂、制造和安装较困难等。但随着人们对行星传动技术进一步深人地了解以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再成为一件困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。12本论文解决的关键问题减速器的传动部分设计，均载机构的设计以及PROE的建模是此次设计的重要部分，这将直接决定此次设计的好坏关键。313本论文研究的主要内容减速器是动力和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需求。本论文研究的主要内容为（1）行星齿轮传动的设计计算，包括齿轮传递类型的确定、齿轮主要参数的计算、传动效率的计算及齿轮强度校核等；（2）行星减速器均载机构的设计，包括均载装置类型的选取、均载机构的选择及行星轮间载荷分布不均匀系数的确定等；（3）轴的设计计算，包括高速轴、中间轴和低速轴的设计及计算；其他零件如滚动轴承的选择、行星架的选择等（4）行星齿轮减速器基本零件（包括齿轮、轴等）的三维成型。4第二章行星齿轮传动的设计21行星齿轮传动的设计计算本设计为一矿山机械装置所需配用的行星齿轮减速器。已知输入功率P30KW，输入转速N1500RMIN，传动比I96，允许的传动比偏差为IP001。以短期间断的工作方式，每天工作16H，要求使用寿命10年以上。且要求该行星齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小和传动效率较高。211选取行星齿轮传动的传动类型行星齿轮传动可根据采用的基本构件不同划分为型、型和三种。基本构件代号中心轮；行星架；输出机构。行星齿轮传动还可按齿轮啮合方式不同划分为型、型、型、型、型、型和型等。代号为内啮合齿轮；外啮合齿轮；锥齿轮。根据上述设计要求短期间断、传动比大、结构紧凑和外廓尺寸较小。按各类传动类型的工作特点可知，NGWN（3K）型行星传动比较合理，其传动简图如图21所示。BACDEH图21行星齿轮传动简图212配齿和主要参数计算1配齿计算3K型行星传动的配齿计算公式（21）PAPAPABNZINZZZ1212（22）BE5（23）5021AECZZ（24）BEABZZI试中NP为行星齿轮的数目，由现代机械传动手册参考文献1取NP3。考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮A的齿数ZA15。将ZA、NP和I值代入公式21和（22），可求出齿轮B、E的齿数ZB和ZE。PAPAABNZINZZ14212573963507PBENZ因ZEZA601545为奇数，按公式（23）求得行星轮C的齿数ZC为250162521AEDCZZ再按公式（24）验算其实际的传动比I为9657011BEABZI其传动比误差为I96PBAEII故满足传动比误差要求，即该行星齿轮传动的实际传动比为I96。最后确定该行星传动各齿轮的齿数为ZA15，ZB57，ZDZC22和ZE60。2主要参数1齿轮材料和热处理的选择中心轮A和行星轮C均采用20CRNI2MOA，表面渗碳淬火处理，齿面硬度为5662HRC。据机械零件设计手册图1212D2和1223D2，取齿面接触疲劳极限，齿根弯曲疲劳极限。中心轮A和行星轮C的加2LIM/150NH2LIM/450NF工精度6级；内齿圈B和E的材料采用42CRMO，调质处理，硬度为255286HBS。据机械零件设计手册图图1212C2和1223C2，取齿面接触疲劳极限和齿根弯曲疲劳极限，内齿圈B和C的加工精度2LI/7H2LI/8F7级。2按弯曲强度公式2计算齿轮的模数M（25）3162FPASZYKT现已知ZA15，；LIM/450NF6小齿轮额定转矩；95495411NPTMN6310查机械零件设计手册参考文献2取载荷系数K18；查机械零件设计手册参考文献2取齿形系数；8FSY查机械零件设计手册参考文献2查得齿宽系数；M则得齿轮模数M为MM527401583623查机械零件设计手册参考文献2表123取标准值，得模数MM。33计算变位系数（1）啮合参数计算在三个啮合齿轮副AC、BC和EC中，其中心距为0A52132MZMACAC71BB602ZCEEC由此可见，三个齿轮副的中心距均不相等，且有。因此，该行星齿轮传动不BCAEC能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定传动比的要求，又能满足啮合传动的同心条件，应使各齿轮副的啮合中心距相等。即必须对该3K型行星传动进行角度变位。现选取啮合中心距MM，且。57ECA20由已知条件，按现代机械传动手册参考文献1中公式计算各啮合参数如下1）AC传动啮合角AC91502COS57OSOS04823AC变位系数和5910TN0INVIZXACCA中心距变动系数Y503570MYA7齿顶高变动系数Y05915910XYA2）BC传动啮合角BC86502COS57OSOS0A3BC变位系数和8461TAN200INVIZXBCCB中心距变动系数Y5132570MYB齿顶高变动系数Y8460846XB3）EC传动啮合角EC93702COS57OSOS0A2EC变位系数和0TAN0INVIZXECCE中心距变动系数Y3570MYE齿顶高变动系数YXE（2）确定各齿轮的变位系数1）AC传动在AC齿轮副中，由于；MM。因此，该齿轮MINZAMIN2ZCAAC57副的变位目的是避免小齿轮A产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式应采用角度变位的正传动，即（26）021X齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为1AH081760517MINAZX中心轮A的变位系数计算公式为（27）XYXZXAACA5因此求得08910152905AX1760MIN312X按公式（26）可得行星轮C的变位系数为CX2463AC2）BC传动在BC齿轮副中，。因此，该齿轮副的变位17MINZBMINZZCBABC目的是为了凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动。（28）021X现已知其变位系数和和，则可得内齿轮B的变位系数为846X468C3208461CBX3）EC传动在EC齿轮副中，MM。因此，该齿轮副的变MINZEMIN2ZCE57AEC位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式采用高度变位，即（29）021X则可得内齿轮E的变位系数为。468CEX94几何尺寸计算对于该3型行星齿轮传动进行几何尺寸的计算。如下表21表21行星齿轮传动几何尺寸计算单位MM项目计算公式太阳轮A行星轮C内齿轮B内齿轮E分度圆直径DMZ451D62D173D1804D基圆直径BCOSDB71B902B3B694B外啮合YXHAA25AD1AD齿顶圆直径AD内啮合YXMDAA68173AD68174AD外啮合XCHAF247381FD08592FD齿根圆直径FD内啮合MDAF0913FD7814FD齿宽B1,取齿宽B605491B注1、齿顶高系数1太阳轮、行星轮1；内齿轮08。AHAHAH2、顶隙系数C1太阳轮、行星轮C04；内齿轮C025。213配齿结果的验算所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的验算条件。1邻接条件（210）PACCNDSI2将已知的、和值代入上式，则得ACDPN1289630SIN51673M故满足邻接条件。2同心条件（211）ECBCACZZOSOS10各齿轮副的啮合角为，和；且知、4823AC30BC20EC15AZ、和。代入上式，即得57BZC60EZ4OS6S257OS1故满足同心条件。3装配条件（212）整数整数PEBANZ按公式210验算其安装条件，即得396057241PEBANZ故满足其装配条件。214啮合要素计算（1）AC传动端面重合度顶圆齿形曲径A（213）22BAAD太阳轮MM31627425191A行星轮MM20860732A端面啮合长度GA（214）SIN21ACAAG式中，“”正号为外啮合，负号为内啮合；98342SIN5762031AG端面重合度A（215）COS/S0MGA120COS398A（2）BC传动端面重合度顶圆齿形曲径A由公式（213）得11行星轮62023876021731MA内齿轮B8741942A端面啮合长度GA由公式（214）得9403SIN5786420MGA端面重合度A由公式（215）得20COS39A（3）EC传动端面重合度顶圆齿形曲径A由公式（213）得行星轮MM62023876021731A内齿轮EMM51492A端面啮合长度GA由公式（214）得6520SIN57260AG端面重合度A由公式（215）得1320COS5A215传动效率的计算AC齿轮副中节圆直径21641572CAAZD78CACBC齿轮副中节圆直径BD657182572CBBZAD12EC齿轮副中节圆直径ED18026572CEEZAD可知,内齿轮B的节圆直径大于内齿轮E的节圆直径,即，故该行星齿轮传动效EBD率可采用公式（216）进行计算，即BAE（216）HBEABEBAEI1980已知，96BAEI83157/ABHAZI其啮合损失系数（217）HMEBHE和可按如下公式计算，取轮齿的啮合摩擦系数，即HMBE10F64571203132BCBZF02ECMHEF代入公式（217），得1360264HMEBHE代入公式（216），即得传动效率为790136819BAE可见，该行星齿轮传动的传动效率较高，可以满足短期工作方式的使用要求。216齿轮的结构设计根据3K型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定太阳轮A的结构，因为它的直径D较小，所以采用将齿轮和轴做成一体的结构型式,即齿轮轴。且按该行星传动的输入功率P和转速N初步估算输入轴的直径D,同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装卸，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮B采用十字滑块联轴器的均载机构进行浮动，即采用齿轮固定环将内齿轮B与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。内齿轮E与输出轴用键连接，且采用平面辐板与其轮毂相连接。13行星轮C采用带有内控的结构，它的齿宽B应当加大；以便保证行星轮与中心轮的啮合良好，同时还要保证其与内齿轮B、C啮合。在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支承，而行星轮安装到转臂H的侧板上之后，还应采用矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。该3K型行星传动的转臂H不承受外力矩，也不是行星传动的输入和输出构件，且行星轮各数为3。因此，该转臂可采用双侧板整体式的结构形式，并采用两个向心球轴承支承在中心轮A的轴上。转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按行星齿轮转动设计参考文AF献5公式91计算。现已知啮合中心距MM，则得57A0315781033MFA取。MF各行星轮的孔距相对偏差可按行星齿轮转动设计参考文献5公式92计算，即1MM034205743105431A取转臂的偏心误差约为孔距相对偏差的1/2，即XE1152UMEX在进行过参数和几何尺寸的计算、装配条件的验算、结构的设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动的结构图。217齿轮强度验算3K型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按齿根弯曲应力的强度条件进行较核计算，即（218）FP现将该3K型行星齿轮传动按照三个齿轮副AC、BC和EC分别验算如下1AC齿轮副确定计算负荷名义转矩19503950MNNPT名义圆周力DFPT632842应力循环次数NA次10703710560TNNPHA14式中太阳轮相对于行星架的转速1；HANT寿命期内要求传动的总运转时间，按每年工作300天计算；确定强度计算中的各种系数A使用系数AK使用系数按中等冲击查行星齿轮传动设计表5得。751AKB动载荷系数V按公式计算A相对于转臂的速度如下M/S375219035264190HAHNDV且，有现代机械传动手册参考文献1图244查得6级精度时，53AZ021VKC齿向载荷分布系数、HKF由机械零件设计手册参考文献2图129可查得1HKFD齿间载荷分布系数、由机械零件设计手册参考文献2表1223可查得1E齿形系数FAY根据ZA15和XA01176,由现代机械传动参考文献1图2414查得43FAYF应力修正系数S由现代机械传动参考文献1图2418查得41SAYG重合度系数、ZY903572147025AY弯曲应力的基本值0F/594720413628920MNYBMSAFTF计算齿根弯曲应力F/8610520KVAF取弯曲应力N/MM21确定计算许用弯曲应力时的各种系数FPA试验齿轮的应力修正系数81STYB寿命系数因，由现代机械传动参考文献1图248得910LN860NTY15C相对齿根圆角敏感系数，由现代机械传动参考文献1图2420查得41SAY1RELTYD齿根表面状况系数由现代机械传动参考文献1图2421查得980RRELTYE尺寸系数由现代机械传动参考文献1图2416查取，得1X许用弯曲应力FP已知齿根弯曲疲劳极限N/MM2450LIM/6829806812LIMMNYYXRRETNTSFP因，所以AC齿轮副满足齿轮弯曲强度/102N/M62FP条件。弯曲强度安全系数510FP2BC齿轮副在内啮合齿轮副BC中只需要校核内齿轮B的齿根弯曲强度，计算方法及过程同上。已知,N/MM257BZ80LIMF通过查表及采用相应的公式计算，得各项系数的值如下，1AK1V6FK1F0572SAY214FA，和420Y920NTY8ST03RRELTYRELTXN/M51294572136820BMFSAT/476920FVAFK取弯曲应力N/12/198031920812LIMYYXRRELTLTSP可见，故BC齿轮副满足齿根弯曲强度条件。弯曲强度安全系数FP874109FP3EC齿轮副在内啮合齿轮副EC中只需校核内齿轮E的齿根弯曲强度，计算方法及过程同上。与内齿轮B不同的系数为，021FPK68Y/45743628920MNYMFSAT09716021KFVA取弯曲应力N/120216/194870319208122LIMMNYYXRRELTLNTSFP可见，故EC齿轮副满足齿根弯曲强度条件。弯曲强度安全系数P06412987FP22行星轮减速器均载机构的设计221均载原理所谓行星轮间载荷分布均匀（或称均载），就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小相等。NGWN型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构，主要适用于具有三个以上行星轮的行星传动。它是靠基本构件（太阳轮、内齿圈或行星架）没有固定的径向支撑，在受力不平衡的情况下作径向游动又称浮动，以使各行星轮均匀分担载荷。这种均载机构的工作原理按行星齿轮传动装置机械式均载机构的均载原理11如图22所示。由于基本构件的浮动，使行星架销轴对行星轮的切向作用力2FT、外啮合处行星轮对太阳轮的法向作用力FCN、内啮合处行星轮对内齿圈的法向作用力FCN各自形成力的封闭等边三角形即形成三角形的各力相等，而达到均载的目的。由于制造误差和浮动构件自重等影响，实际上不是等边三角形而是近似等边三角形，因而引入了均载系数。一般情况下有一个基本构件浮动，即可起到均载作用，采用二个基本构件同时浮动时，均载效果更好。均载机构既能降低行星齿轮传动系统的均载系数，又能降低噪声、提高运转的平稳性和可靠性，因而得到广泛的应用。图22均载机构的工作原理17222行星轮间载荷分布不均匀性分析行星齿轮减速器具有结构紧凑、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，使用多个行星轮来分担载荷，形成功率分流。并合理地采用内啮合传动，从而才使其具备了上述的许多优点。这对于传递动力的行星齿轮传动来说，采用多个行星轮的结构型式确是非常合理的。如果各行星轮间的载荷分布是均匀的，随着行星轮数的增加，其结构更加紧凑、承载能力更大。所谓行星轮间载荷分布均匀或称载荷均衡，就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小相等。但是，在没有采取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮问的载荷分布也并非完全是均衡的。行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行星齿轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差。例如，中心轮轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与粕体配合的径向伦移和转臂上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮A、B的运功误差和行星轮与中心轮啮合的运动误差等，将形成中心轮与行星轮啮合时的间隙或过盈。由于上述这些行星轮与中心轮啮合时的总间隙或过盈的存在，当中心轮A或B和转臂X的轴线都不能自由偏移而实现自由调整时，就可能出现中心轮A或B仅与一个行星轮接触的情况，即中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙。行星轮间载荷分布不均匀系数的确定在3型行星传动中，行星轮数NP3，其行星轮间载荷分布不均匀系数KHP值随着所采用的均载机构的不同而不相同。在内齿轮B浮动情况下，如采用十字滑块联袖器或齿轮联轴器时，其行星轮间载荷分布不均匀系数为，。021HPAK150HPBK223均载机构的设计目前国内外较常采用的几种均载机构有太阳轮浮动,行星架浮动,内齿圈浮动,太阳轮与行星架同时浮动,太阳轮与内齿圈同时浮动,无多余约束的浮动,行星轮油膜浮动,杠杆联动浮动,柔性均载浮动在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求1均载机构在结构上应组成静定系统，能较好地补偿制造和装配误差及其零件的变形，使载荷分布不均匀系数KP值最小。2均载机构的补偿动作要可靠、均裁效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因为，作用力大才能使其动作灵敏、准确。3在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。4均载机构应制造容易，结构简单、紧凑，布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传18动性能。5均载机构本身的摩擦损失应尽量小,效率要高。6均载机构应具有一定的缓冲和减振性能；至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械方法来实现均载的系统简称为机械均载系统，其结构类型可分为如下两种（1）静定系统该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。采用本构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载菏不均衡时，构件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位，从而，使行星轮间载荷分布均匀。较常见的静定均载系统有如下两种组成方案具有浮动基本构件的系统。所谓“浮动基本构件”，就是指某个基本构件没有径向的支承，则称它为浮动基本构件。例如，采用中心轮A或内齿轮B、E为浮动构件的三行星轮系统。由于该均载机构具有结构简单，均载效果好等优点，故它已获得了较广泛的应用。全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。例如，采用杠杆联动的均载机构，使NP个行星轮浮动，即行星轮可以自动调整位量，以实现行星轮间载荷分布均匀。（2）静不定系统较常见的静不定系统有下列两种组成方案完全刚性构件的均载系统。这种系统完全依靠构件的高精度，即使其零件的制造和装配误差很小来保证获得均载的效果。但采用这种均载方法将使得行星齿轮传动的制造和装配变得非常困难和复杂，且成本较高。因此，很少采用它。采用弹性件的均载系统。这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承在不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。例如，将内齿轮制成薄壁无体结构，或用弹性件将内齿轮连接在箱体上，以及采用具有弹性衬套或柔性销轴的行星轮。在此设计中，若采用双齿联轴器或单齿联轴器作为内齿轮B浮动的均载机构，通常内齿轮是与箱体或输出轴相连接。该均载机构的结构紧凑，轴向尺寸小；但是，其浮动构件的径向尺寸大、质旦较大，浮动的灵敏度差。所以，采用齿轮联轴器使内齿轮B浮动的均载效果不如中心轮A浮动。对于3K型传动，由于在结构上内齿轮是与输出轴或与箱体相连，U可采用十字滑块联轴器使内齿轮B浮动，如图23所示为固定内齿圈B浮动的行星齿轮传动，其行星轮数NP3。19（A）内齿轮（B固定齿轮B浮动1端盖2齿轮固定环图23内齿轮B的行星齿轮传动该行星传动均载机构的结构组成情况如图23所示，在内齿轮B的左侧有一条凹槽“J”，齿轮固定环右侧的矩形样“K”与凹槽“J”相配合而固定环的左侧还有一条凹槽“A”。其左侧的凹槽“A”与右侧的矩形“K”是位于互相垂直的两个直径上。端盖右侧的矩形“B“与齿轮固定环左侧的凹槽“A“相配合。由图246可见，该均载机构是内齿轮B、齿轮固定环和端盖二个构件组成的刚性可移式联轴器，即十字滑块联轴器。它允许内齿轮B的轴线产生径向位移。在行星齿轮传动中，若因齿轮等零件的制造和装配误差或轮齿变形的影响，而使内齿轮B的轴线与NP个行星轮的分布圆中心不同心时，则在某个行星轮与中心轮A之间就会产生径向力此时，行星齿RF轮传动就不是无径向载荷的传动）；在该径向力的作用下，可使内齿轮B的轴线沿径向RF发生位移，即使内齿轮B的凹槽J沿齿轮固定环的矩形样K滑动。或齿轮固定环的凹槽A沿端盖的矩形挥B滑动，从而，使主动中心轮A能同时与行星轮C相啮合，而达到无径向载荷的扭矩传递的目的，即使行星轮问载荷分布均匀；各切向力等值（219）APTTTDNTF20321图24齿轮浮动的均载机构结构23轴的设计计算231高速轴的结构设计轴上零件的装配方案及定位根据齿轮轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系，其装配方案为从左到右，轴上零件依次是联轴器、左端盖、甩油环、左端盖轴承、轴套、左转臂轴承、右转臂轴承、轴套、右支承轴承。轴向定位采用轴肩、套筒、轴套和端盖，周向定位采用键。轴段直径和长度的确定201）确定齿轮轴的最小直径在轴的结构设计中，通常按扭转强度条件估算轴的最小轴径。即（220）TTDNPW32095式中扭转切应力，单位MPA；TT轴所受的扭矩，单位NMM；N轴的转速，单位R/MIN；P轴传递的功率，单位KW；D计算截面处轴的直径，单位MM；许用扭转切应力，单位MPA，见表22T表22轴常用几种材料的及值T0A轴的材料Q235A、20Q275、354540CR、35SIMN/MPA15252035254535550A14912613511212610311297在弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转的情况下，取较大值，取较小值。0A由公式（221）可得（221）303332952095NPNPDTT式中。查机械设计（第七版）参考文献3表153，得0A3/95则712MM26304539D因轴的截面上有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱。因此，轴径要增大57，则MM627931026403D取MM。根据选择键的尺寸为8456010。811D采用齿轮联轴器保证输入轴在受力不平衡时产生位移，从而使输入轴受力均匀。选用TGL鼓形齿式联轴器，其具体参数如下表21表23TGL鼓形齿式联轴器具体参数型号TGLA8额定转矩TNNM140许用转速NR/MIN5600轴孔直径D1、D228轴孔长度LJ1型44D100D172B50B123S4DM8重量KG406转动惯量KGM200037取轴长为2倍轴孔长度，即MM1L8421L2）轴肩高度取H2MM则MM9607DH30D2选择圆锥滚子轴承，具体参数见表24；考虑到轴上要安装端盖以及轴套和甩油环，取轴的长度为MM。5L表24圆锥滚子轴承具体参数轴承代号30306尺寸D30尺寸D72尺寸T2875尺寸B27尺寸C23尺寸E552尺寸182其他尺寸RMIN15其他尺寸R1MIN15其他尺寸/MM153重量KG05753）行星架处轴径MM，取整为D335MM301323HD选择深沟球轴承10，参数见表25表25深沟球轴承参数轴承代号600722基本尺寸DMM35基本尺寸DMM62基本尺寸BMM14考虑到要安装轴套定位，故轴的长度应适当加长，取203LMM。4）为了固定深沟球轴承，需增加一个阶梯，轴径为MM，取整为MM45370354HD84D同时为保证行星架和齿轮不发生碰撞，取MM。5）基本尺寸BMM14，齿轮轴的齿宽应略大于内齿轮B和E的齿轮宽度，在3型行星传动中，所以MM，取MM。2BE2502195L905L6）为行星架和齿轮轴不发生碰撞，取MM，MM。7468D467）在这一阶梯轴上同时安装深沟球轴承和圆锥滚子轴承，阶梯轴的宽度应该为两个轴承的宽度之和，同时还需伸出余量，取MM取整MM，MM253142577SBTL37L357求轴上的载荷在3行星传动中，中心轮A的切向力计算公式为（222）0APTCATDNTF已知NM，和（MM）19AT3PN45AD则得（N）6289102APTDF（N）03TAN6389NTR根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。确定轴承的支点位置，从设计手册中查取值，对于30206型圆锥滚子轴承，查得。轴的危险截面，分别为1、2、3，如图5125图25轴的危险截面图26轴的水平弯矩内力图图27轴的垂直弯矩内力图图28轴的弯矩合成内力图图29轴的扭矩合成内力图23从上述结构图以及弯矩和扭矩图中，可以看出截面1是轴的危险截面，现将计算出的截面10处的、和的值如下表26。HMV表26截面10处的、和的值HMV载荷水平面H垂直面V支反力NNN0917HF541692FNN9251F08642F弯矩MNMM736V总弯矩NMM10452VH扭矩TNMM19按弯扭合成应力较核轴的强度进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。（223）WTMCA22式中轴的计算应力；CAM轴所受的弯矩；T轴所受扭矩；W轴的抗弯截面系数；折合系数，取06由其他尺寸机械设计（第七版）参考公式3表154，计算出轴的抗弯截面系数W如下0241792854328322DTB3M则MPAWTMCA6017962轴的材料为40CR，调质处理，由参考文献5151查得。701，故安全。156PCA232中间轴的结构设计轴上零件的装配方案及定位中间轴采用键结构带动行星轮转动，其两端用向心球轴承支承在行星架上，用矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。轴段直径和长度的确定计算方法及步骤同高速轴。24由公式（42）可得轴的直径284M31970123D因轴的截面上有一个键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱。因此，轴径要增大57，则，取轴的直径MMD82934510284330D选择键的尺寸参数为表27表27键的尺寸参数键公称尺寸BH98键公称尺寸HH117键公称尺寸C或R02504键公称尺寸LH141890选择调心球轴承，根据轴的直径MM，选择轴承参数为表2830D表28轴承参数轴承代号圆锥孔10000KKTN1、KM型2206KTN1基本尺寸DMM30基本尺寸DMM62基本尺寸BMM20安装尺寸DAMINMM36安装尺寸DAMINMM56安装尺寸RASMAXMM1轴的长度应等于行星轮的宽度、两个轴承的宽度、轴伸出的支承余量以及避免行星轮与行星架碰撞而留出的间隙之合。取伸出余量，行星轮与行星架的间隙01S102S所以ML501209求轴上的载荷行星轮受力分析图21025FNH1FNH2ATBTETERFARBRV2NV1图210行星轮受力分析（N）63289453102APATDNTF（N）0TANTAR（N）7148539620ABPEBTTDNIF（N）20TN71485TBR（N）6791320AEPBETTDNI（N）248TN6791TERF根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如下图211轴的危险截面图212轴的垂直弯矩内力图图213轴的水平弯矩内力图图214轴的合成弯矩图26图215轴的合成扭矩图从上述结构图以及弯矩和扭矩图中，可以看出截面10是轴的危险截面，现将计算出的截面10处的、和的值如下表29HMV表29截面10处的、和HMV载荷水平面H垂直面V支反力NNN762901HF165293FN523061NFN49V弯矩MNMM18H69522715802VM总弯矩NMM76140971838956222扭矩TNMM4T按弯扭合成应力较核轴的强度进行较核时，通常只较核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，同上。由参考公式3表154，计算出轴的抗弯截面系数W如下25930254830232DTBW3M则MPATMCA65981617462轴的材料为40CR，调质处理，由行星齿轮传动设计参考文献5151查得，A701因此，故安全。1CA27233低速轴的结构设计轴上零件的装配方案及定位根据轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件从右到左依次为联轴器、右端盖、甩油环、挡环、支承轴承、转臂轴承、内齿轮。分别采用轴肩、套筒、轴套和端盖对零件进行轴向定位，采用键进行周向定位。轴段直径和长度的确定1）确定齿轮轴的最小直径，计算方法及步骤同高速轴。由公式（42）可得轴的直径128M30216793D因轴的截面上有两个以上键槽，所以应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱。因此，轴径要增大1015，则，取0812430830DMD125根据选择键尺寸为32152140。1轴在安装键后还应留有余量，取余量，因此轴长。SML204012）轴肩高度取H10MM则MMDH5278107135D2考虑到轴上要安装端盖、挡圈和甩油环，取轴的长度为MM。83）轴肩高度取H5MM则MM43选择调心滚子轴承，具体参数如下表210表210调心滚子轴承具体参数轴承代号3053128尺寸D140尺寸D210尺寸B53尺寸RSMIN2轴长略长于轴承宽度，取MM603L4）用轴肩固定调心滚子轴承，取轴肩高度则MM，取MMMH10150D4204L5）轴段安装轴承，轴需要用轴肩固定，取轴肩高度则MM，选择深沟球轴承参数为表211表211深沟球轴承参数轴承代号16028基本尺寸DMM140基本尺寸DMM210基本尺寸BMM22安装尺寸DAMINMM147安装尺寸DAMAXMM203安装尺寸RASMAXMM1基本额定载荷CRKN6328基本额定载荷CORKN698极限转速脂R/MIN2400极限转速油R/MIN3200重量KG308轴段长MM305