毕业论文终稿-2Z-X型NGW啮合两级行星齿轮减速器设计[下载送CAD图纸 全套打包资料]

需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑XXXXX毕业设计论文2ZX型NGW啮合两级行星齿轮减速设计学号姓名专业系别指导教师二一五年六月需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763I摘要本文完成了对2ZX型NGW啮合方式两级行星齿轮减速的设计。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；校核计算需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763IIABSTRACTTHISPAPERCOMPLETEDTHE2ZXOFNGWSTRUCTURALDESIGNOFTHEPLANETARYGEARREDUCERTHEREDUCERHASASMALLERGEARRATIO,ANDITHASACOMPACT,HIGHTRANSMISSIONEFFICIENCY,SMALLSIZEANDLIGHTWEIGHTPROFILE,LARGECARRYINGCAPACITY,SMOOTHMOVEMENT,ASTRONGABILITYTOSHOCKANDVIBRATION,LOWNOISECHARACTERISTICSBRIEFLYINTRODUCESTHEBACKGROUNDANDCURRENTSITUATIONANDDEVELOPMENTTRENDOFRESEARCHTOPICSGEARREDUCER,ANDTHENCOMPARETHEVARIOUSTRANSMISSIONSTRUCTURE,WHICHDETERMINESTHEBASICTYPESOFTRANSMISSIONTHEMAINPARTOFTHEPAPERISTHEMAINMEMBEROFTHETRANSMISSIONMECHANISMINCLUDINGASUNGEAR,PLANETARYGEAR,THERINGGEARANDTHEPLANETCARRIERISDESIGNEDTOCALCULATE,BYMEANSOFAGIVENINPUTPOWER,THETRANSMISSIONRATIO,THEINPUTROTATIONSPEEDANDTHEOPERATINGCONDITIONSTODETERMINETHEAPPROXIMATECOEFFICIENTSAFTERTHECONFIGURATIONOFTHEGEARREDUCERITSSTRENGTHCHECKCALCULATIONCARRIEDOUTTOCALCULATETHEOVERALLSTRUCTUREANDDESIGNOFTHEMAJORCOMPONENTSFINALLY,ASUMMARYOFTHEENTIREDESIGNPROCESS,BASICALLYCOMPLETEDTHEOVERALLSTRUCTURALDESIGNOFTHEREDUCERKEYWORDSPLANETARYGEARTRANSMISSIONMECHANISMSTRUCTURALDESIGNCHECKINGCALCULATION需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763III目录摘要IABSTRACTII目录III1绪论111研究背景及意义112行星齿轮减速器研究现状113行星齿轮减速器发展趋势214论文的基本内容22总体方案设计321设计要求322总体方案选择3221行星机构的类型及特点3222确定行星齿轮传动类型53齿轮的设计计算631配齿计算632初步计算齿轮的主要参数7321计算高速级齿轮的模数M7322计算低速级的齿轮模数M733啮合参数计算8331高速级8332低速级8333高速级变位系数9334低速级变位系数934几何尺寸的计算9341高速级9342低速级10343插齿刀齿根圆直径的计算1035装配条件的验算11351邻接条件11352同心条件11353安装条件12需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763IV36传动效率的计算12361高速级啮合损失系数的确定121X362低速级啮合损失系数的确定13237齿轮强度的验算14371高速级外啮合齿轮副接触强度的校核14372高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核16373高速级内啮合齿轮副接触强度的校核17374低速级外啮合齿轮副接触强度的校核18375低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核19376低速级内啮合齿轮副接触强度的校核214轴的设计计算2241行星轴设计22411初算轴的最小直径22412选择行星轮轴轴承2342转轴的设计24421输入轴设计24422输出轴设计255转臂、箱体及附件的设计2751转臂的设计27511转臂结构方案27512转臂制造精度2852箱体的设计3053其他附件的选用31531标准件及附件的选用31532密封和润滑32结论33致谢34参考文献35需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763V112345绪论611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。12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十7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。13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。14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。82总体方案设计21设计要求电机功率75KW；输入转速735R/MIN；输出转速约为263R/MIN；工作年限的按2年，每天工作1618小时；使用系数选取KA15。22总体方案选择221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）。512（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0970，99。（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2ZX、3Z、ZXV、ZX等类型。9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21列出了常用行星齿轮传动的型式及特点表21常用行星齿轮传动的传动类型及其特点性能参数传动形式简图传动比效率最大功率/KW特点NGW（2ZX负号机构）11BAXI3137推荐289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（2ZX负号机构）15BAXI0推荐721097099不限效率高，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BAXI不宜采用NN（2ZX负号机构）推荐值83BXEI0效率较低，一般为070840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I于某一值后，机构将发生自锁WW（2ZX负号机构）12BXAI数千|12BXAI5时，效率可达0907，5以后I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I会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为183，最佳值为2，XABI10此时效率可达09NGW（）型（3Z）小功率传动BAEI500；推荐20BAEI1000809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I自锁NGWN（）型（3Z）60BAEI500推荐6430007084随增BAEI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222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。总传动比为9527MIN/32675RI输出输入2ZX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2ZX型NGW啮合方式的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21所示16PI24P图21传动方案简图113齿轮的设计计算31配齿计算根据2ZX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PI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1B1C齿轮数为17和行星齿轮数为。根据内齿轮A3PN11BAPIZ16785BZ根据同心条件可求得行星齿轮C1的齿数为11234CBA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ZCC5112ZAB整数第二级传动比为466，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮2PIZB11IZAZB4623841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4652I12ZAB其传动比误差02IPI4652再考虑到其安装条件，选择的齿数为852ZB根据同心条件可求得行星齿轮C1的齿数为2311ZCB1ZA实际传动比为4696I1ZAB12其传动比误差1IPI32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5862HRC，根据图二可知，取1400,350,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速级LIMH2NLIMF2N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217259HRC，根据图三可知，取780,420轮B1和B2的加工精度为7级。LI2LI2321计算高速级齿轮的模数M按弯曲强度的初算公式，为1132LIAFPATKYMDZ现已知17,3401AZM2N中心齿轮A1的名义转矩为117595494348PTMN取算式系数，按表66取使用系数按表64取综合系数18取2MK15AKFK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2HPK；由表查得齿形系数；由表查1616213FPHPK1267FAY的齿宽系数；则所得的模数M为08D32457140173M取齿轮模数为13322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1132LIAFPATKYMDZ现已知23，420。中心齿轮A2的名义转矩M2N2AT1XA6324819取算式系数，按表66取使用系数按表64取综合系数MK15AK18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F12HP；由表查得齿形系数；由表查的齿1616213FPHP14FAY宽系数；则所得的模数为0D607MM394854126230M取齿轮模数为M33啮合参数计算331高速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距A1为1AC1B114730222ACACMZ11851BCBC332低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距A2为2AC2B22116316ACBCMZ22852BCBC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14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10X20X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2ZA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4BAXI。0CA333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102A125Z35X3BX0315CX334低速级变位系数因其啮合角仍为根据表选择变位系数162A1254Z2015AX0B01CX34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2XA几何尺寸的计算结果如下表341高速级项目计算公式齿轮副1AC齿轮副1BC分度圆直径1DMZ268D2336D24015342低速级项目计算公式齿轮副1AC齿轮副1BC分度圆直径1DMZ238D2686D250外啮合112AMDXH217852AD4B顶圆直径1A内啮合2A3A21AFMC插齿148B23A外啮合1FDXH212F1605FD2348F齿根圆直径F内啮合FA202插齿12348F50F16343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4M，试求被插齿的内齿轮，的齿圆直径。01X中等磨损程度1B2齿根圆直径按下式计算，即2FD20FAD插齿插齿刀的齿顶圆直径0A插齿刀与被加工内齿轮的中心距200AOMAOXZH41823582M高速级2FD40低速级选择模数，盘形直齿插齿刀的齿数为176M00AOAOXZ17265182填入表格22F838M35装配条件的验算对于所设计的双级2ZX型的行星齿轮传动应满足如下装配条件351邻接条件外啮合112AMADXH221538AD296齿顶圆直径1A内啮合A23A1AFMDC插齿2196A308外啮合1FXH212FA12438FD69F齿根圆直径F内啮合F202FAD插齿1692F2348F17按公式验算其邻接条件，即2SINACACPD已知高速级的，和代入上式，则得148AC10AC3满足邻接条件14820SIN763M将低速级的，和代入，则得92ACD2ACPN满足邻接条件96SI805352同心条件按公式对于高度变位有2ACBZ已知高速级，满足公式则满足同心条件。17A34C85已知低速级，也满足公式则满足同心条件。B353安装条件按公式验算其安装条件，即得1ABPCZN整数2ABPCZN整数（高速级满足装配条件）178534ABP（低速级满足装配条件）26ABPZ36传动效率的计算双级2ZX型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为122BAXAX由表可得11BXAXP18221BXAXP361高速级啮合损失系数的确定1X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1X1XM1XN111XXXMN其中1AB转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失1XMB11C转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失1XAA可按公式计算即XMB1XB122MFZ高速级的外啮合中重合度1584,则得1XMA12486MF式中齿轮副中小齿轮的齿数1Z齿轮副中大齿轮的齿数2啮合摩擦系数，取02MF00411XA124860743内外啮合中重合度1864,则得1XMB12296MFZ000801XB043即得004100080049,1XM1604957BAX19362低速级啮合损失系数的确定2X外啮合中重合度162700372XMA1254MFZ1540234内啮合中重合度185800192XMA1297MF1970239即得003700190056,2XM241056BAX则该行星齿轮的传动效率为122BAXAX0950974传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。37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H相应的许用接触应力，即HPP371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15,工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选为18AKAK（1）动载荷系数V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1108V（2）齿向载荷分布系数H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HK20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，1HBK12B3H则236（3）齿间载荷分配系数、HAKF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1，1HAKFA（4）行星齿轮间载荷分配不均匀系数HP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14HPK（5）节点区域系数HZ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24952COSINTAHTZHZ（6）弹性系数EZ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18980EZ（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TBF，故取089743AZ（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1COS（9）最小安全系数，MINHSINF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21等。取1MINHS（10）接触强度计算的寿命系数NTZ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1039，10851NTZ2NT（11）润滑油膜影响系数，LVR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得1，0987,0991LZVR（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数WZX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1，1WXZ根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力10，即HP中心齿轮A1的1422MINLNTLVRWXHPZSPAM行星齿轮C1的1486INLTLPA外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中，12H110AUHAPHK01TEUBFZD经计算可得2987PAHM则，满足接触疲劳强度条件。14P221486HPA372高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力TF已知，3和153MM,则得235ANMTPNAD222002351960ATPNTFND使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。AKV（2）齿向载荷分布系数F齿向载荷分布系数按公式计算，即1FBFK由图可知1，则1311F14B（3）齿间载荷分配系数FA齿间载荷分配系数可查表11（4）行星齿轮间载荷分配系数FP行星齿轮间载荷分配系数按公式计算K16213FP（5）齿形系数FAY查表可得，2421,26561F2FA（6）应力修正系数S查表可得1684,15771SA2A（7）重合度系数Y查表可得107538（8）螺旋角系数（9）计算齿根弯曲应力F18711TFAAVFAFPFBMYKPAM18922TAAA（10）计算许用齿根应力FPMINFSTNTRELTRRLXPYS23已知齿根弯曲疲劳极限400MINF2N查得最小安全系数16,式中各系数，和取值ISSTYNRELTRRELTYX如下查表2，1STYNT寿命系数02631L查表齿根圆角敏感系数1，1REL2095RELTY相对齿根表面状况系10431674RRELTZ104301216740529RRELTZ许用应力694,1FPPAM247FPPA因此；，AC满足齿根弯曲强度条件。2F373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1272，1189,1898,1,2495,1098,0844，VKHZHHAKZ1095,1151,1,1,0987,0974,1NZ2N1L2L1V2V0991,0982,1153,1153,1,1,1R1R1W2W1XMINHS计算行星齿轮的许用应力为16771MINLNTLVRXHPZSPAM计算内齿轮C1的接触许用应力6411MINLNTLVRWXHPPA而3961210AUHAHPHKPA则641得出结论满足接触强度的条件。HPA24374低速级外啮合齿轮副接触强度的校核（1）选择使用系数AK原动机工作平稳，为中等冲击。故选为16,工作机的环境恶劣，属于严重冲A击。故选为18A（2）动载荷系数V0251349VK（3）齿向载荷分布系数HK12291HB（4）齿间载荷分配系数、HAKF查表可得10211021HA（5）节点区域系数Z取24952COSINTAHTZ（6）弹性系数EZ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18980EZ（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TBF，故取088943AZ（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1COSZ计算齿面的接触应力代人参数110AUHAHPHK145112HPAM25（9）最小安全系数，MINHSINF取1MINH（10）接触强度计算的寿命系数NTZ取1116，11171NTZ2NT（11）润滑油膜影响系数，LVR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得1，0958,0996LVZR（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数WZX选1，1WZX计算许用接触应力1770中心齿轮A21MINLNTLVRWXHPSPAM1525行星齿轮C22INLTLVRXPHZPA接触强度校核1451满足接触强度校核12H2H375低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力TF已知，3和276MM,则得62347ANMTPNAD00162347862TPANND使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。KV（2）齿向载荷分布系数F齿向载荷分布系数按公式计算，即1FBFK由图可知1，则1229F129B（3）齿间载荷分配系数FA26齿间载荷分配系数可查表1021FAKFA（4）行星齿轮间载荷分配系数P行星齿轮间载荷分配系数按公式计算F16213FP（5）齿形系数FAY查表可得，2531,25841F2FA（6）应力修正系数S查表可得1630,15901SA2A（7）重合度系数Y查表可得107518（8）螺旋角系数（9）计算齿根弯曲应力F39611TFAAVFAFPFBMYKPAM39422TAAA（10）计算许用齿根应力FPMINFSTNTRELTRRLXPYS已知齿根弯曲疲劳极限400MINF2查得最小安全系数16,式中各系数，和取值ISTYNRELTRRELTYX如下查表2，1STYNT寿命系数02631L查表齿根圆角敏感系数1，1REL2RELTY相对齿根表面状况系2710430116740529RRELTZY1043012REL许用应力674,1FPPAM248FPPA因此；，A2C2满足齿根弯曲强度条件。2F376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1051，1213,1898,1,2495,VKHZHZ1098,0844HAZ1192,1261,1,1,0958,0912,1N2N1L2L1V2V0996,0992,1153,1153,1,1,1R1RWW1XMINHS计算行星齿轮的许用应力为17821MINLNTLVRXHPZSPAM计算内齿轮C1的接触许用应力6651MINLNTLVRWXHPPA而6521210AUHAHPHKPA则652得出结论满足接触强度的条件。HPA4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28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41所示图41太阳轮浮动原理41行星轴设计411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KNFT862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，TFM52则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/H6时，MBL475220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，0L因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图42）。0/LFQT图42行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩NM1538NM81762802LFQMT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40S则许用弯曲应力MPA176MPA,故行星轮轴直径52S52/BS29MMDB852176532330取80其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。412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RFN1614KN20TAN8620TANRF在相对运动中，轴承外圈以转速4636430178CAHCZNMINRINR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D52寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6006型，其参数为MD30D5B1KNKN（油浴）；27RC20R0LIMNINR取载荷系数；1PF当量动载荷N137N14RFP轴承的寿命计算H7377H3306197206PCNLHCH校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值MMCMDDCF522IN式中行星轮模数（MM）MMM7413MINC35712125MMCI满足条件。MIN3042转轴的设计输入功率转速175PKW1735/MINNR输出功率输出转速268026/I421输入轴设计（1）初算轴的最小直径由下式30NPAD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42查得。0A表42轴常用几种材料的及值T0A轴的材料Q235A、20Q275、35（1CR18NI9TI）4540CR、35SIMN38SIMNMO/TPAM15252035254535550A14912613511212610311297查表取112，得MNPD345271330MIN输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大35。故945IN，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6213型，其尺寸为，可画出输入轴草图（如附图03）。MBDD20165轴承的寿命计算其参数为NN（油浴）；283RC8630R5LININR31取载荷系数；21PF当量动载荷N3873N328RFP轴承的寿命计算H1258H700H306872016PCNLAH故该对轴承满足寿命要求。422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45（2）输出轴的设计与校核MNPAD71326081330MIN输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大35。故45IN，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。1602D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。AD故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6237型，其尺寸为，可画出转臂草图（如附图03）。MBDD402815轴承的寿命计算其参数为KNKN（油浴）；RC0R3LININR取载荷系数；21PF32当量动载荷N5088N4201RPFFP轴承的寿命计算H10938H7000H330650821671CNLCH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PP20KLDT式中转矩，；NMA轴颈，MM键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，MM；KHK50键的工作长度，MM,型键；型键；型键，其中LBLLBLLC/2LLB为键的长度，为键的宽度；LB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P2MN微冲击算查相关资料的100120。PMPA由前面计算知输入转矩KNM，146T选用型键，其型号为，ALHB1028将数值，2850K365L键连接处的轴颈315MM代入式（32）得D1344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。BAXI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51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51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34动比较小，例如，2ZXA型的传动比4，BAXI故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。512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PN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35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AF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1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AF差001002MM的范围内。该中心距极限偏差之值应根据巾心距值，按齿轮AFAFA精度等级按照表51选取。表51中心距极限偏差AFM齿轮副的中心距A精度等级AF1830305508080121208018025250313154087109IT82IT9165261953123372743531550365754056544570（2）各行星轮轴孔的孔距相对偏差1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11艺装备的精度。一般，值可按下式计算，即1M10A543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XE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1/2，1即XEM21（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XFY36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XFYXFMBBYF式中和在全齿宽上方向和方向的轴线平行度公差，；按XYFXYMGB/T100951988选取。转臂X上两臂轴孔对称线支点间的距离。B齿轮宽度。B（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52选取。对于高速行星传动，其转臂X应在其PM上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡。表52转臂X许用不平衡力矩PM转臂外圆直径M/D200200300350500许用不平衡力矩/NPM01502505052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54。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。37图54机体结构形式图54A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54B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54C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