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二级 行星 齿轮 减速器 设计 开题 报告 10 CAD 图纸 PDF

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开题报告课题：二级行星齿轮变速器1、 本课题的研究意义近年来，随着汽车工业的发展，特别是轿车生产对变速器齿轮的精度及力学性能的要求愈来愈高，齿轮正朝着高精度、低噪声、高承载、高速度、轻量化及长寿命的方向发展。其中，采用硬齿面齿轮是提高齿轮强度及承载能力的有效途径。近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理1）齿轮减速的介绍由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速机，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。齿轮减速机是按国家专业标准ZBJ19004生产的外啮合渐开线斜齿圆柱齿轮减速机，齿轮减速机广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。齿轮减速机适用范围如下：1、高速轴转不大于1500转/分。2、齿轮传动圆周速度不大于20米/秒。3、工作环境温度为-40-45，如果低于0，启动前润滑油应预热至0以上，本减速机可用于正反两个方向运转。类型主要有斜齿轮硬齿面减速机,斜齿一涡轮蜗杆减速机,螺旋锥齿轮减速机,平行轴斜齿轮减速机,涡轮蜗杆减速机,摆线针轮减速机等。2）轮减速机的工作原理 行星式齿轮减速机的传动机构是齿轮，想象一下有一大一小两个圆，两圆同心，在两圆之间的环形部分有另外三个小圆，所有的圆中最大的一个是内齿环，其他四个小圆都是齿轮，中间那个叫太阳轮，另外三个小圆叫行星轮伺服电机带动减速机的太阳轮，太阳轮再驱动支撑在内齿环上的行星轮，行星轮通过其与外齿环的啮合传动，驱动与外齿环相连的输出轴，就达到了减速的目的，减速比与齿轮系的规格有关。3）齿轮减速的特点 齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、质量小、承载能力大和同轴性好；运转平稳，噪音低；易于拆检，易于安装；传动率高，冲击和振动的能力较强。2、本课题的基本内容、重点和难点，拟采用的研究手段（途径），工作进度安排等。1）基本内容、重点、难点基本内容就是结合涡轮的输入转速、喷嘴所需的转速以及输出转矩等已知条件设计一个满足要求的齿轮减速器。重难点是传动方案的确定、传动比的确定和传动类型的确定。此次设计的减速器传动比要求达到14400，无前例参考，只有通过不断的比较和分析去合理的选择一种传动方案，且尽可能降低减速器的体积和重量2）任务要求： 减速器设计的主要参数：初转速120 ；目标转速0.5 ；输出转矩2000 1选择确定传动方案 传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。此次设计的减速器传动比达到14400，只有通过不断的比较和分析去合理的选择一种传动方案，尽量降低减速器的体积和重量。2设计计算 每级传动结构的设计计算，都大致包括：传动比的分配、传动系统运动学和动力学计算、传动零件的设计、轴的设计计算与校核、轴承的选择与计算、键连接的选择与计算、箱体的设计、润滑与密封的选择和传动装置的附件说明等。3、文献综述（可以另附页）1）齿轮减速器的背景 “十一五”期间我国将按照国家储备与企业储备相结合、以国家储备为主的方针，统一规划，分批建设国家战略石油储备基地。大型原油储罐在建立时就必须增设油泥防止和消除系统，以增加油罐的储油效率，提高储油安全性，减小清罐难度。大型原油储罐罐底油泥的防止和消除方法主要是在罐内增加油泥的混合搅拌系统，使油泥破碎、细化，便于通过管线输出。旋转喷射器中减速箱是工业油罐罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部分。高速旋转的涡轮带动喷嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连接。6）减速器的研究现状齿轮传动具有功率输出恒定、承载能力大、传动效率高、使用寿命长、可靠性高、结构紧凑等优点，广泛用于各种机械设备和仪器仪表中，是机械传动的基础零件，其质量、性能、寿命直接影响整机的技术、经济指标。而齿轮制造技术水平是获得优质齿轮的关键。因为齿轮形状复杂、技术问题多，制造难度大，齿轮加工水平在某一程度上反映了一个国家机械工业制造的水平。因此，齿轮加工的研究是各国加工制造业研究的一个热点。20世纪70年代至90年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制、技术引进(技术攻关)到独立设计制造3个阶段。现在我国的设计制造能力基本上可满足国内生产需要，设计制造的最高参数:最大功率44MW,最高线速度168m/s，最高转速67000r/min。齿轮传动的优化设计可概括为：当传动载荷一定时追求齿轮的体积最小，或在齿轮体积一定时追求传递的载荷最大。有时也追求齿轮传动的某项或某几项性能为最佳。齿轮传动的优化设计既可以成为但目标函数的问题，也肯已成为多目标函数问题。为使齿轮工作可靠，显然齿面的接触应力、齿轮的疲劳弯曲应力应分别小于或等于许用值或保证一定得的安全裕度。为使齿轮的啮合处于较好的工作条件下，有时还把吃面同油膜厚度以及润滑油的温升也作为约束条件。另外，诸如为了避免产生根切、并保持连续啮合、避免齿轮齿顶过分变尖、均须对设计变量提出某些限制，这些限制也应最为约束条件。在机械设计中人们希望获得全部最优设计点，但实际的工程问题，很少能保证满足凸性的要求，即所追求的目标函数往往具有很多个相对的极小点，因而优化的结果一般为局部最优设计点，或后退一步讲，如果这些都做不到，那么优化设计最起码也能将设计方案作出重大改进。这就是我们以前提到过的“最优化”应被理解为一个相对的概念，而不要把它决对化。实际上，如上所述，设计人员如能正确地运用最优化方法进行设计，其设计方案与传统方法比较，一定会有所改善并能避免许多盲目性，显然这刚好是工程设计人员最感兴趣的。2）减速器的计算主要为每级传动结构的设计计算，大致包括：传动比的分配、传动系统运动学和动力学计算、传动零件的设计、轴的设计计算与校核、轴承的选择与计算、键联结的选择与计算、箱体的设计、润滑与密封的选择和传动装置的附件说明等。下面以配齿计算为例。根据各种公式而计算的结果，有如下公式： .1，23.4指导教师意见： 指导教师： 年 月 日系意见： 盖章 年 月 日 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 1 -二级行星齿轮减速器 设计及三维造型摘摘 要要本文完成了对一个二级行星齿轮减速器的结构设计。与国内外已有的减速器相比，此减速器具有更大的传动比，而且，它具有结构紧凑、外廓尺寸小和重量轻等优点。论文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结构的设计计算，通过分配传动比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校核。论文最后对设计过程进行了总结，并在此基础上指出了一些改进的建议。关键词：关键词：行星齿轮；变位；传动机构 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 2 -AbstractAbstractThis paper proposes a design configuration of the two-stage planetary gear reducer settling for some known parameters.Compared with other gear reducers in the word,it have a larger gear ratio. Furthermore,there are other more advantages,such as, compact configuration,small figure,light avoirdupois and so on.The content is as followa.Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers,as well as its development trends.Secondly,the drivered type is decided by comparing all kinds of gear configuration.The significant part is about the calculation of the configuration design.After distributing gear ratios, the rough configuration will be get.Then, the holistic configuration can be designed and back-checked.Lastly,the paper is summarized,and the needed improvements are indicated.Key words： planetary gear；modifying profile；driving machanism 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 3 -目目 录录摘要Abstract主要代号第 1 章概述.- 8 -1.1. 课题的提出和论文的主要内容.- 8 -1.2. 齿轮减速器的研究现状.- 8 - 1.3.齿轮减速器的发展趋势 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . -8 -第 2 章传动方案的确定.- 10 -2.1.齿轮传动比较和选择.- 10 -2.1.1.齿轮传动两种大的类型.- 10 -2.1.2.定轴轮系和行星轮系的比较.- 10 -2.2.选择行星机构的类型.- 12 -2.2.1.行星机构的类型及特点.- 12 -. ZXV 型渐开线行星机构 .- 12 -. 2ZX 型渐开线行星齿轮机构 .- 13 -. 3Z 型渐开线行星齿轮机构 .- 14 -2.2.2.渐开线行星齿轮传动的发展趋势.- 15 -第 3 章设计计算.- 16 -3.1.设计任务.- 16 -3.2.前言.- 16 -3.3 传动比分配传动系统的运动学和动力学计算 .- 17 -3.4.传动零件的设计.- 19 -3.5.轴设计计算与校核.- 46 -3.6.轴承的选择与计算.- 56 -3.7.键连接的选择与计算.- 59 - 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 4 -3.8.箱体的设计.- 62 -3.9. 润滑和密封的选择 .- 62 -3.10 传动装置的附件及说明 .- 63 - 3.11齿轮的加工工艺 .66- 3.12 轴的加工工艺 .67-第 4 章设计小结.- 65 -参考文献.- 69 - 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 5 -主要代号代号意 义单 位代号意 义单 位aa0abC*Cd0dadbdfddeFnFrFtFFfpbfptfH中心距、标准中心距角度变位齿轮的中心距切齿中心距齿宽顶隙顶隙系数直径、分独圆直径插刀齿的分度圆直径齿顶圆直径基圆直径齿根圆直径节圆直径齿槽宽作用力法向力径向力切向力齿向公差摩擦系数基节极限偏差齿距极限偏差高度布氏硬度mmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmNNNNmmmmminvKAKPKKKVKLMmNLNnpnPrrarbrfrT角的渐开线函数系数、载荷系数使用系数行星轮间载荷分布不均匀系数齿间载荷分布系数齿向载荷分布系数动载系数长度弯矩模数指数应力循环次数转速行星轮数目功率半径、分度圆半径节圆半径齿顶圆半径基圆半径齿根圆半径转矩重合度效率计算齿根弯曲应力mmN m:mmr/minkWmmmmmmmmmmN m:2/N mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 6 -HBHRCah*ahfhixXxYFYNTY洛氏硬度齿顶高齿顶高系数齿根高传动比变位系数转臂变位系数和系数齿形系数弯曲强度计算时的寿命mmmmFFPYSYXYYYyza许用齿根弯曲应力系数应力修正系数弯曲强度计算时的尺寸系数弯曲强度计算时的螺旋角系数弯曲强度计算时的重合度系数中心距变动系数齿数压力角、齿形角齿顶压力角2/N mmrad rad 主要角下标主要角下标a 齿顶的，中心轮、太阳轮 n 法向的b 基圆的，中心轮、内齿轮 p 许用的c 行星轮 r 径向的e 中心轮、内齿轮 t 切向的、端面的F 齿根弯曲的 x 轴向的，转臂的f 齿根的 代数和1 小齿轮的 I 第 1 级的，I 类2 大齿轮的 II 第 2 级的，II 类 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 7 -第第 1 1 章章 概述概述. 设计内容设计内容旋转喷射器中减速箱是工业油罐罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部分。高速旋转的涡轮带动喷嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连接。本说明书的内容就是结合涡轮的输入转速、喷嘴所需的转速以及输出转矩等已知条件设计一个满足要求的齿轮减速器。减速器设计的主要参数包括：1初转速 120 ；/minr2目标转速 0.5 ；/r h3 输出转矩 2000 。N m本论文主要完成以下工作：1选择确定传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。此次设计的减速器传动比达到14400，是目前国际上设计出的减速器中传动比最大的，没有参考的先例，所以，只有通过不断的比较和分析去合理的选择一种传动方案，尽量降低减速器的体积和重量。2设计计算。每级传动结构的设计计算，都大致包括：传动比的分配、传动系统运动学和动力学计算、传动零件的设计、轴的设计计算与校核、轴承的选择与计算、键连接的选择与计算、箱体的设计、润滑与密封的选择和传动装置的附件说明等。. 齿轮减速器的研究现状齿轮减速器的研究现状齿轮传动具有功率输出恒定、承载能力大、传动效率高、使用寿命长、可靠性高、结构紧凑等优点，广泛用于各种机械设备和仪器仪表中，是机械传动的基础零件，其质量、性能、寿命直接影响整机的技术、经济指标。而齿轮制造技术水平是获得优质齿轮的关键。因为齿轮形状复杂、技术问题多，制造难度大，齿轮加工水平在某一程度上反映了一个国家机械工业制造的水平。因此，齿轮加工的研究是各国加工制造业研究的一个热点。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 8 - 齿轮产品种类较多，按大类来分，主要有圆柱齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆齿轮与行星传动齿轮等四大类。其中，圆柱齿轮在机械设备中应用最为广泛，各种通用与专用的齿轮减速器以及机床、车辆、农机等大量采用，约占齿轮产品总量的 90左右。因此，齿轮制造技术的研究主要集中在圆柱齿轮的成形及其热处理方面。 近年来，随着汽车工业的发展，特别是轿车生产对变速器齿轮的精度及力学性能的要求愈来愈高，齿轮正朝着高精度、低噪声、高承载、高速度、轻量化及长寿命的方向发展。其中，采用硬齿面齿轮是提高齿轮强度及承载能力的有效途径。 目前，硬齿面圆柱齿轮普遍采用“机械加工渗碳热处理精加工”的传统工艺，材料利用率不高，生产效率低，产品成本高，尤其是金属流线被切断，而且成形后渗碳处理使渗碳层晶粒粗大、渗碳层厚度分布不合理，造成齿轮强度与疲劳寿命的降低。这种不利局面使得工程技术人员寻求新的制造工艺。最优化方法在机构设计和零件设计中应用广泛，效果显著。近十年来，国内外对整台机器或某一机械系统的设计，采用最优化方法代替原来传统的设计方法也越来越多。 机构的优化设计从六十年代后期开始得到学速发展，目前已经成为机构学的重要研究方向之一。 齿轮传动的优化设计可概括为：当传动载荷一定时追求齿轮的体积最小，或在齿轮体积一定时追求传递的载荷最大。有时也追求齿轮传动的某项或某几项性能为最佳。齿轮传动的优化设计既可以成为但目标函数的问题，也肯已成为多目标函数问题。为使齿轮工作可靠，显然齿面的接触应力、齿轮的疲劳弯曲应力应分别小于或等于许用值或保证一定得的安全裕度。为使齿轮的啮合处于较好的工作条件下，有时还把吃面同油膜厚度以及润滑油的温升也作为约束条件。另外，诸如为了避免产生根切、并保持连续啮合、避免齿轮齿顶过分变尖、均须对设计变量提出某些限制，这些限制也应最为约束条件。在机械设计中人们希望获得全部最优设计点，但实际的工程问题，很少能保证满足凸性的要求，即所追求的目标函数往往具有很多个相对的极小点，因而优化的结果一般为局部最优设计点，或后退一步讲，如果这些都做不到，那 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 9 -么优化设计最起码也能将设计方案作出重大改进。这就是我们以前提到过的“最优化”应被理解为一个相对的概念，而不要把它决对化。实际上，如上所述，设计人员如能正确地运用最优化方法进行设计，其设计方案与传统方法比较，一定会有所改善并能避免许多盲目性，显然这刚好是工程设计人员最感兴趣的。第第 2 2 章章 传动方案的确定传动方案的确定.齿轮传动比较和选择齿轮传动比较和选择.1.1.齿轮传动两种大的类型齿轮传动两种大的类型轮系可由各种类型的齿轮副组成。由锥齿轮、螺旋齿轮和蜗杆涡轮组成的轮系，称为空间轮系；而由圆柱齿轮组成的轮系，称为平面轮系。根据齿轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动，齿轮传动分为两大类型。1.普通齿轮传动（定轴轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的所有齿轮的几何位置都是固定不变的，则称为普通齿轮传动（或称定轴轮系） 。在普通齿轮传动中，如果各齿轮副的轴线均相互平行，则称为平行轴齿轮传动；如果齿轮系中含有一个相交轴齿轮副或一个相错轴齿轮副，则称为不平行轴齿轮传动（空间齿轮传动） 。2.行星齿轮传动（行星轮系）当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，则称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。.1.2.定轴轮系和行星轮系的比较定轴轮系和行星轮系的比较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。它的最显著的特点是： 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 10 -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。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1/2-1/5（即在承受相同的载荷条件下）。例，传动比 i7.15，功率为 4400kw 的行星齿轮减速器与普通定轴齿轮减速器比较如下：项目行星 齿轮减速器普通定轴齿轮减速器质量/kg34716943高度/m1.311.80长度/m1.291.42宽度/m1.352.36体积/ 3m2.296.09齿宽/m0.180.41损失功率/kw8195圆周速度/m/s42.799.4（2）传动效率高。在传动类型恰当、合理布置的情况下，其效率值可达0.970.99。（3）传动比大，可以实现运动的合成和分解。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，其传动比可以达到几千。应该指出，行星齿轮在传动比很大的情况下，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 11 -点。（4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个行星轮，均匀的分布在中心轮的周围，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，故行星齿轮的运动平稳，抗冲击能力和振动的能力较强，工作较可靠。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选用得当）等优点。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。它几乎可适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。从机构的活动度来分，有一个自由度的行星机构、两个自由度的行星机构和多自由度的行星机构。从结构形式来分，有KHV 型、2KH 型和3K 型行星机构三种基本类型。其它的渐开线行星齿轮机构，都可以分解为这三种基本机构，即可以由这三种基本行星机构复台而成。通过上述的比较，结合要求：传动比大、质量小、结构紧凑及外廓尺寸小等，我们选择行星齿轮传动作为减速器的传动型式。.选择行星机构的类型选择行星机构的类型.2.1.行星机构的类型及特点行星机构的类型及特点. Z ZX XV V 型渐开线行星机构型渐开线行星机构如图 1 所示，是 ZXV 型行星机构。它的基本构件是：中心轮Z、转臂 X 和输出轴 v。这种机构的特点是：将行星轮 a 的旋转运动，通过一个传动比为 1 的中间机构传递给输出轴 v。这种把行星轮 a 的轴线与输出轴v 的轴线联结起来，而实现等速传动的机构称为等速比机构，或称为w 机构。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 12 -图 1. ZXV 行星齿轮机构ZXV 型渐开线少齿差行星齿轮传动的传动比范围为10100，其传动效率为 0.750.93。结构紧凑、体积小、加工方便，但行星轮轴承的径向力较大，使用于中小功率，一般，个别的达到 2045kw；传动18Pkw比大，使用于短期工作。采用摆线针轮行星传动，则适用于功率，100Pkw任何工作制度，其传动效率为 0.900.97。目前应用较广泛，但制造精度要求较高，且高速转速。1500 /minxnr. 2Z2ZX X 型渐开线行星齿轮机构型渐开线行星齿轮机构这种行星齿轮机构有两个中心轮 a、b(即 2Z)和转臂(X)，由此三个基本构件组成，故用符号 2ZX 表示。根据转化机构的传动比的不同，可12Hi分为两类。当是0 时，称为正号机构；当0 时，称为负号机构。如图12Hi12Hi2 所示，为 2ZX 型行星机构的常见类型。图 2 2ZX 型行星机构的常见类型由于负号机构行星齿轮传动简单、制造容易，外形尺寸小，质量小，传 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 13 -动效率高等优点。在结构合理的调价下，通常，其传动比范围为2.813，传动效率为 0.970.99。目前该传动类型已获得了较广泛的应用。具有双齿圈行星的负号机构，其合理的传动比范围为716，传动效率仍较高；但由于采用了双齿圈行星轮，故制造安装较复杂。具有圆锥齿轮传动的负号机构，主要用于差动行星装置。具有双啮合的正号传动机构，啮合摩擦系数较大，故其传动效率低，一般，该机构基本上不用于传递动力。具有双内啮合的正号机构，其合理的传动比范围为830，其啮合摩擦损失较小。当传动比小于 50，其传动效率可达到 0.8 以上，但随着传动比的增加，其效率值也会降低。少齿差 2ZX 正号机构的合理传动比范围为 30100。但它由于具有少齿差的内啮合齿轮传动，其啮合摩擦系数较小，故该行星齿轮传动的传动效率较高，可达 0.9。. 3Z3Z 型渐开线行星齿轮机构型渐开线行星齿轮机构这种类型的行星齿轮机构是由三个中心轮a、b、e 和一个转臂 X 组成。基本构件是三个中心轮，它们承受外力矩的作用。而转臂X 不承受外力矩的作用，仅起支承的作用，故用符号3Z 表示，如图 3 所示。图 3 3Z 行星齿轮机构（ 3ZI） 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 14 -在 3Z 型行星齿轮传动中，较常见的传动型式有如下三种。（1）3ZI 具有双齿圈行星轮的 3Z 型行星齿轮传动。它的结构特点是：内齿轮 b 固定，而旋转的中心轮 a 和 e 分别与行星轮 c 和 d 相啮合。在各种机械传动种，它已获得广泛的应用。 3Z（I）型较合理的传动比范围为 20300，其传动效率为 0.80.9。（2）3Z（II） 具有单齿圈行星轮 c 的 3Z 型行星齿轮传动。该 3Z 型行星轮的结构特点是：三个中心轮a、b 和 e 同时与单齿圈 c 相啮合；即内齿轮 b 固定，两个旋转的中心轮 a 和 e 同时与行星轮 c 相啮合。它是一种较新型的行星齿轮传动，目前该项传动新技术在我国的齿轮传动中已日益广泛应用。其合理的传动比为 50300，其传动效率为 0.700.84。（3）3Z（III）具有双齿圈行星轮的 3Z 型行星齿轮传动，它的结构特点：内齿轮 e 固定，两个旋转的中心轮 a 和 b 同时与行星轮 c 相啮合，而另外一个行星轮 d 与固定内齿轮 e 相啮合。它的传动比范围和传动效率和3Z（I）型基本上相同。因此，在实际应用，一般很少采用3Z（III）型行星齿轮传动。在此，应该指出的是： 3Z 型行星齿轮传动用于短期间断工作的机械传动装置中最为合理，它具有结构紧凑、传动比大和传动效率较高等特点。.2.2.渐开线行星齿轮传动的发展趋势渐开线行星齿轮传动的发展趋势随着行星传动技术的迅速发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率已达 50000kW，输出转矩已达。据有关资料介绍，人4500kN m:们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下。（1）标准划、多品种 目前世界上已有 50 多个渐开线行星齿轮传动系列设计；而且还演化出多种型式的行星减速器、差速器和行星变速器等多品种的产品。（2）硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和氮化等化学处理。齿轮制造精度一般在 6 级以上。显然，采用硬齿面、高精度有利于进一步提高承载能力，使齿轮尺寸变得更小。（3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速气 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 15 -轮机中已获得日益广泛得应用，其传动功率也越来越大。（4）大规格、大转矩 在中低速、重载传动中，传递大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。综上，本次我要设计的减速器以 3 级以下为好，否则，传动效率会很低。通过对行星齿轮传动的比较，选用2 级级可以满足传动比 14400 的要求。所设计的减速器不仅要传递运动，且要传递动力，故只有3Z 型满足要求。在 3Z 型行星传动中， 3Z（I）型和 3Z（II）型的特点基本一样，而3Z（II）在具有它们的优点同时，还较它们安装要方便，所以选择3Z（II）型。3Z（II）合理的传动比范围为 64300，那么只能选用 2 级传动。最后，传动方案为： 3Z（II）2 级行星齿轮传动。其传动简图如图4所示第第 3 3 章章 设计计算设计计算.设计任务设计任务设计一个齿轮传动减速器。原始条件和数据：已知该传动的输出转矩 T2000，输入转速，传动比N m1120minnr；且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小。14400i . 题目分析题目分析短期间断、传动比大、结构紧凑和外廓尺寸较小。拟定的设计方案如下图： 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 16 -图 4 减速器设计方案（二级 3Z（II）行星齿轮传动）3.33.3 传动比分配传动系统的运动学和动力学计算传动比分配传动系统的运动学和动力学计算设计内容计 算 及 说 明结 果1.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比（2）分配传动装置各级传动比2 计算传动装置总传动比 120 60144000.5mwninbgiii按平均分配的原则分配传动比，则，120bi 则120gbiii 轴 r/min120mnni14400 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 17 -的运动和动力参数（1）各轴转速（2）各轴输入功率（3）各轴输入转矩 轴 r/min1201120bnni:III 10.5 /120IIIgnnr hi:输出功率 P 0.5 22000104.760Tww则 III 轴1.75IIIPPwII 轴1.752.190.8IIIIIbaePPwI 轴2.192.700.81IIIbaePPw上式中，和分别为二级 3Z（II）行baebae星齿轮传动高速级和低速级的传动效率，根据文献【1】表 24 可查得和的baebae值。III 轴 2000IIITN m: 轴 955020.9IIIIIIPTN mn:I 轴 N m95500.22IIIPTn:120bi120gi120r/minn 1r/minn:0.5wn/r h2.70kwIP2.19kwIIP1.75kwwP0.22TN m:20.9IITN m:2000IIITN m: 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 18 -.传动零件的设计传动零件的设计1、配齿计算A、低速级据 3Z（II）行星传动比值和按其配pi齿计算文献【1】公式（365）（368）可求得内齿轮 b、e 和行星轮c 得齿数、和。现考虑到该行星齿bzezcz轮传动得外廓尺寸较小，故选择中心轮 a的齿数15 和行星轮数目3。为了azpn使内齿轮 b 与 e 的齿数差尽可能的小，即应取3。再将、和值ezbzpnazpnpi代入文献【1】公式（365） ，则得内齿轮b 得齿数为bz21 ()4(1)()2bapappapzznz n izn 21 (153)4 15 3(120 1)(153)2 66内齿轮 e 的齿数为ez 66369ebpzzn因691554 为偶数，则eazz0.5（6915）126112ceazzz再按文献【1】公式（362）验算其实际的传动比124.21bbeaeaebzzizzz其传动误差ibpaepiii120 124.20.035120 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 19 -B、高速级2、初步计算齿轮的主要参数A、低速级故满足传动比误差的要求，即得该行星齿轮传动实际的传动比124.2。最后确定baei该行星传动各轮的齿数15、66、azbz69 和26。ezcz其配齿计算过程同上，配齿结果：15、66、69 和26。azbzezcz齿轮材料和热处理的选择：中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 5862HRC，据【1】图 612 和图627，取和2lim1400HN mm，中心轮 a 和行星轮 c2lim340FN mm的加工精度 6 级；内齿轮 b 和 e 均采用42CrMo，调质硬度 217259HB，据文献【1】图 611 和图 626，取和，2lim780HN mm2lim260FN mm内齿轮 b 和 e 的加工精度 7 级。按弯曲强度的初算公式文献【1】式（650）计算齿轮的模数 m 为11321limaAFFpFmdFT K KK YmKz现已知，。小115z 21340FPN mm齿轮名义转矩；取算120.96.9673TN m:式系数12.1；按文献【1】表 67 取使用mK15az66bz69ez26cz15az66bz69ez26cz 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 20 -B、高速级3、啮合参数计算（低速级和高速系数1.5；按文献【1】表 64 取综AK合系数；取接触强度计算的行星1.8FK轮间载荷分布不均匀系数，由公1.2HpK式文献【1】 （712）可得；由文献【1】1 1.511.3FpHpKK 图 622 查得齿形系数；由文12.45aFK献【1】表 66 查得齿宽系数。则0.6d得齿轮模数 m 为326.967 1.5 1.8 1.3 2.4512.10.6 15340m1.322 （mm）取齿轮模数 m2mm。齿轮选材相同，即中心轮 a 和行星轮c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火；内齿轮 b和 e 均采用 42CrMo，调质处理。同样，按弯曲强度的初算公式文献【1】公式（650）计算齿轮的模数 m。已知条件中只有不同，小齿轮名义转矩1T。得：10.220.07333TN m:320.0733 1.5 1.8 1.3 2.4512.10.6 15340m0.290.4 （mm）因为齿轮低速级的外形尺寸要比高速级大，而下面的计算表示低速级总体尺寸不大，为了制造加工方便，高速级模数 m取值 m2mm 在三个啮合副 ac、bc 和 ec 中，其标准中心距 a 为 m2mmm2mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 21 -级的啮合参数相等）（1） 中心距计算（2） 变动系数计算11()2 (1526)41()22acacam zzmm 11()2 (6626)40()22bcbcam zzmm 11()2 (6926)43()22ececam zzmm 由此可见，三个齿轮副得标准中心距均不相等，且。因此，改行ecacbcaaa星传动不能满足非变位得同心条件。为了使该行星传动既能满足给定得传动比得要求，又能满足啮合传动得同124.2pi 心条件，即应使各齿轮副得啮合中心距 a和相等，则必须对该 3z（II）型行星传a动进行角度变位。根据各标准中心距之间得关系，现取其啮合中心距ecacbcaaa43mm 作为各齿轮副的公用中心aeca距值。已知，152641aczz和，662640bczz692643eczzm2mm，43mm 及压力角 a，a20按文献【1】公式（419）（422）计算该 3z（II）型行星传动角度变位的啮合参数。对各齿轮副的啮合参数的计算结果如下：中心距变动系数 ；aaymac：1aybc：1.5byec：0ey41mmaca40mmbca43mmeca1ay1.5by0cy 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 22 -（3） 啮合角计算（4） 变位系数和计算（5）齿顶高计算（6）重合度计算（7）各齿轮的变位系数计算1）ac 齿轮副啮合角；arccoscosaaaaca26 22bca29 4eca20变位系数和 ；2tanzxinvinv 1.2125acx 1.8031bcx 0ecx齿顶高变位系数；yxy 0.2125ay 0.3031by 0ey重合度11221tantantantan2aazaazaa 1.4016a 1.480b 1.7374e在 ac 副中，由于中心轮 a 的齿数15 34azminzaczzmin2z和中心距。由此可知，4143acaamm该齿轮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变动，即26 22aca29 4bca20eca1.2125acx1.8031bcx0ecx0.2125ay0.3031by0ey1.4016a1.480b1.7374e 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 23 -2）bc 齿轮副 0acacxxx当齿顶高系数1，压力角，避*ah20免根切的最小变位系数为minx min1717 150.11761717azx按文献【1】公式（438）可求得中心轮a 的变位系数为ax 0.5caaacacacazzxxxyxzz 26 150.5 1.21251.21250.21250.0826 15 0.5521 =0.1176minx按【1】公式（439）可得行星 c 的变位系数为cx 1.21250.5521cacaxxx 0.6604在 bc 齿轮副中，26 cz17，和minzmin40234bczzz。据此可知，该齿4043bcammamm轮副的变位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，即。0bcbcxxx 现已知其变位系数和1.8031 和bcx0.6604，则可得内齿轮 b 得变位系数cx为1.8031+0.6604=2.4635。bbccxxx0.1176ax0.6604cx2.4635bx 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 24 -3）ec 齿轮副4、齿轮几何尺寸计算（高速级和低速级齿轮的几何参数相等）（1）变位系数（2）分度圆直径 在 ec 齿轮副中，minczz和。min43234eczzz43ecaamm由此可知，该齿轮副得变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即。0bcecxxx即可得内齿轮 e 得变位系数0.6604ecxx对于 3Z（II）型行星齿轮传动可按如下的计算公式进行几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸计算结果如下：（单位：mm）变位系数 x ：，11xx21xxxac：，；10.5521x 20.6604x bc：，；10.6604x 22.4635x ec：，10.6604x 20.6604x 分度圆直径 d：，11dmz22dmzac：，；130d 252d bc：，；152d 2132d ec：，152d 2138d 0.6604ex，10.5521x 20.6604x ；，10.6604x 22.4635x ；，10.6604x 20.6604x ，130d ；252d ，152d ；2132d ，152d 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 25 -（3）基圆直径bd（4）节圆直径d（5）齿顶圆直径ada）外啮合基圆直径：，bd11cosbdd22cosbdd ac：，；128.1908bd248.8640bd bc：，；148.8640bd2124.0394bd ec：，148.8640bd2129.6776bd节圆直径：，d11212zdazz22212zdazz ac：，54.5366；131.4634d 2d bc：55.9000，141.9000；1d2d ec：52，1381d2d齿顶圆直径：ad 外啮合：*1112aaddm hxy *2222aaddm hxy2138d 128.1908bd；248.8640bd148.8640bd；2124.0394bd148.8640bd；2129.6776bd，131.46d 54.54；2d55.90，1d141.902d；52，1d1382d35.35841ad57.42922ad 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 26 -b）内啮合（6）齿根圆直径fda）外啮合b）内啮合 ac 齿轮副：35.35841ad 57.42922ad 内啮合：*1112aaddm hx *2212aaddm hxy bc 齿轮副：58.64161ade 58.64160.1328 58.5088 136.64162ad 内啮合：*1112aaddm hxe *2222aaddm hx *2122()afddaC m插齿 0.1328e ec 齿轮副：58.64161ade58.5088 136.64162ad齿根圆直径fd 外啮合：*1112faddm hCx *2222faddm hCx ac 齿轮副：27.20841fd 49.64162fd 内啮合：*1112faddm hCx 用插齿加工： 20022fadda58.50881ad136.6412ad658.511ad136.642ad27.20841fd49.64162fd49.641fd144.732fd 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 27 -c）的计算2fd bc 齿轮副：49.64161fd 144.72282fd ec 齿轮副：49.64161fd 145.41362fd关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算。2fd已知模数 m2mm，插齿刀齿数25，齿顶高系数1.25，变为系数0z*0ah0（中等摩损程度） 。试求被插制内齿0x轮的齿根圆直径。2fd齿根圆直径按下式计算，即2fd 20022fadda式中 插齿刀的齿顶圆直径；0ad 插齿刀与被加工内齿轮的中02a心距。*000022 252 21.25055()aadmzm hxmm 现对内啮合齿轮副 bc 和 ec 分别计算如下：（1） bc 内齿轮合齿轮副 200202tan20bxxinvainvzz 2 2.46350 tan20206625inv 0.05864349.641fd145.412fd 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 28 -查文献【1】表 46 得0230 49 00202cos12cosbzzy 6625cos2011.93072cos30 49加工中心距002022662521.930744.8614()2bzzamymm按文献【1】公式（101）计算内齿轮 b 齿根圆直径为：5520022fadda2 44.8614144.7228mm（2） ec 内啮合齿轮齿轮副同上，2002202tan20xxinvainvzz2 0.66040 tan20206925inv 0.025830由文献【1】表 46 查得查0223 51 00202cos12cosezzy 6925cos2010.60342cos23 51加工中心距2002022692520.603445.2068()2zzamymm144.722fd145.412fd 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 29 -5、装配条件的验算（高速级和低速级装配条件的验算结果相同）（1）邻接条件（2）同心条件（3）安装条件按文献【1】公式（101）计算内齿轮 b 齿根圆直径为：5520022fadda2 45.2068145.4136mm对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。（1） 邻接条件 按【1】公式（37）验算其邻接条件，即 2sinacacpdan将已知的、和值代入上式，acdacapn则得57.4292 1802 43 sin74.4781()3mm即满足邻接条件。（2） 同心条件 按文献【1】公式（315）验算 3Z（II）型行星传动得同心条件，即 coscoscosacbcecacbceczzzzzzaaa各齿轮副得啮合角为 、26 22aca和；且知、29 4bca20eca15az 、和。代入上式，即66bz 69ez 26cz 得15266626692645.76cos26 22cos29 4cos20即满足同心条件。（3） 安装条件 按文献【1】公式（325）验算其安装条件，即得满足邻接条件满足同心条件满足安装条 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 30 -6、传动效率计算（高速级和低速级的传动效率相等） 15 6627()366 69453abpbepzznzzn整数（整数）所以，满足其安装条件。由上述得几何尺寸计算结果可知，内齿轮 b 得节圆直径141.9mm 大于内齿bd轮 e 得节圆直径，即，138edmmbedd故该 3Z（II）行星传动得传动效率可采bae用文献【1】表 52 中的公式（1）进行计算，即 0.98111baebxaebeip已知124.2 和 p4.4baeibazz其啮合损失系数 112.3xmbmcbfzz 112.3xmemcefzz取齿轮的啮合摩擦因数0.1，且将mf、和代入上式，可得czbzez 112.3 0.10.005362666xmb 112.3 0.10.005512669xme即有0.005360.005510.01087xxxbembme件0.791bae 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 31 -7、结构设计（高速级和低速级的结构相同）所以，其传动效率为0.980.791124.2110.0108714.4bae 可见，该行星齿轮传动得传动效率可以满足短期间断工作方式得使用要求。根据 3Z（II）型行星传动得工作特点、传递效率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮（太阳轮）a 的结构，因为它的直径 d较小，所以，轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；即将太阳轮 a 与输入轴连成一个整体。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，同时进行轴Ad的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用条件要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮 b 采用销将内齿轮 b 与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。内齿轮 e 采用了将其与输出轴连成一体的结构。行星轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以保证该行星轮 c 与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 e 相啮合。在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支撑着。而行星轮轴在安装到转臂 x 的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该 3Z（II）型行星传动的转臂 x不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有3 个行星轮。pn因此，其转臂 x 采用了双侧板整体式的结构型式（参照文献【1】图 917） 。该转臂 x 可以采用两个向心球轴承支承在中心轮 a 的轴上。转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的0.028afm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 32 -8齿轮强度验算A、低速级中心距极限偏差可按文献【1】公式af（91）计算。现可知啮合中心距，则得43amm3388 430.028()10001000aafmm 取0.028afm各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按1【1】公式（92）计算，即143(34.5)(34.5)10001000a: 0.01970.0295（mm）:取0.0246mm1转臂 x 的偏心误差约为孔距相对偏xe差的，即11 2 10.012312.32xemmm在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸的计算，验算其装配条件，且进行了结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图（装配图） 。由于 3Z（II）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，只需要按其齿根弯曲应力的强度计算公式文献【1】式（672）进行校核计算，即FFP首先按公式【1】 （669）计算齿轮的齿根应力，即xe12.3 m 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 33 -（1）ac 齿轮副1）名义切向力tF2）有关系数a使用系数AKb动载荷系数VK FFoAVFFFpK K KKK其中，齿根应力的基本值可按文献Fo【1】式（670）计算，即tFoFaSaFY Y Y Ybm许用齿根应力可按文献【1】式Fp（671）计算，即 limReminFSTNTFprelTdlTXFY YYYYS现将该 3Z（II）行星传动按照三个齿轮副 ac、bc 和 ec 分别验算如下。1ac 齿轮副（1） 名义切向力tF中心轮 a 的切向力可按公式ttcaFF（632）计算；已知，20.9aTN m:和mm。则得3pn 31.4634ad 20002000 20.9443()3 31.4634atpaTFNn d（2） 有关系数a使用系数AK使用系数按中等冲击查文献【1】AK表 67 得1.5。AKb动载荷系数VK现按文献【1】公式（657）计算轮a 相对转臂 x 得速度，即443（NtF）1.5AK 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 34 -c齿向载荷分布系数FK19100aaxxdnnv其中 10.185(/ )114.4axnnm sp所以31.4634 1 0.1850.8166(/ )19100xvm s已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6级，即精度系数 C6；再按文献【1】公式（658）计算动载荷系数，即VK200BVxAKAv式中0.6670.6670.25(5)0.25(65)0.25BC5056(1)5056(1 0.25)92AB则得0.25921.03392200 0.8166VK中心轮 a 和行星轮 c 的动载荷系数1.03VKc齿向载荷分布系数FK齿向载荷分布系数可按文献【1】FK公式（660）计算，则1 (1)FbFK 由文献【1】图 67（b）得0.85F0.50.5 430.7230daad1.033VK1.255FK 1.1FK 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 35 -d齿间载荷分配系数FKd行星轮间载荷分配系数FpKe齿形系数FaYg应力修正系数SaYh重合度系数Y由文献【1】图 68 得1.3，代入b上式，则得 1（1.31） 0.851.255FKd齿间载荷分配系数。FK齿间载荷分配系数由文献【1】表FK69 可查得 1.1FKe行星轮间载荷分配系数。FpK行星轮间载荷分配系数按文献FpK【1】公式（712）计算 1 1.5(1)FpHpKK 已取1.2，则得HpK1 1.5(1.2 1)1.3FpK f齿形系数。FaY齿形系数由文献【1】图 622 查FaY得 12.13FaY22.70FaYg应力修正系数。SaY应力修正系数由文献【1】图 624SaY查得 11.81SaY21.87SaY1.3FpK 12.13FaY22.70FaY 11.81SaY21.87SaY0.78Y 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 36 -i 螺旋角系数Y3）计算齿根弯曲应力F4）计算许用齿根应力Fph重合度系数。Y重合度系数可按【1】公式Y（675）计算，即0.750.7581.4acYi 螺旋角系数。Y螺旋角系数由文献【1】图 625 得Y1Y因行星轮 c 不仅与中心轮 a 啮合，且同时与内齿轮 b 与 e 相啮合，故取齿宽60mm。（3） 计算齿根弯曲应力。F按文献【1】公式（669）计算齿根弯曲应力即F111tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm4432.13 1.81 0.78 1 1.5 1.03 1.255 1.1 1.360 2 30.8（）2/N mm 2F4432.7 1.87 0.78 1 1.5 1.03 1.255 1.1 1.360 2 30.8（）2/N mm取弯曲应力31F2N mm（4） 计算许用齿根应力Fp按文献【1】公式（671）计算许用齿根应力，则Fp1Yd60mm30.81F30.82F31F 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 37 -limminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS已知齿根弯曲疲劳极限340limF。2/N mm由文献【1】表 611 查得最小安全系数1.6。minFS式中各系数、和STYNTYrelTYRrelTY取值如下。XY应力系数，按所给定的区域图STYlimF取时，取2。limFSTY寿命系数按文献【1】表 616 中NTY的（4）式计算，即 0.0263 10NTLYN式中应力循环次数按文献【1】表LN613 中的相应公式计算，且可按每年工作 300 天，每天工作 16h，即60LaxpNnnn t 560 1 0.18537.01 10 则得 0.02653 101.037.01 10NTY齿根圆角敏感系数按文献【1】relTY图 633 查得1。relTY相对齿根表面状况系数按文献relTY【1】表 618 中对应公式计算，即 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 38 -（2）bc 齿轮副0.11.6740.529(1)RrelTzYR取齿根表面微观不平度12.5，zRm代入上式得 0.11.6740.529(12.5 1)0.98RrelTY尺寸系数按文献【1】表 61 中对XY应的公式计算，即1.050.011.050.01 2XnYm 1.03代入文献公式【1】 （671）可得许用齿根应力为3402 1.01 1 0.98 1.031.6Fp 2433(/)N mm因齿根应力小于许用齿231/FN mm根应力，即。Fp2433(/)N mmFFp所以，ac 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（2）bc 齿轮副在内齿轮副 bc 中只需要校核内齿轮b 的齿根弯曲强度，即仍按文献【1】公式（669）计算其齿根弯曲应力及按文2F献【1】公式（671）计算许用齿根应力。已知66，pF2zbz。2lim260/FN mm仿上，通过查表或采用相应的公式计算，可得到取值与外啮合不同的系数1.04，1，1.1，1.3VK FK2aFKpFK，1.98，2.50，0.75，2aFY2SaY2Y433 Fp2/N mm满足齿根弯曲强度条件。31F 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 39 -（3）ec 齿轮副1.11，1 和1。代入上式则NTYrelTYXY 得222222tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm4431.98 2.50 0.75 1 1.5 1.04 1 1.1 1.360 2 30.62/N mm取231/FN mmlimminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS22602 1.11 1 0.98 1353.5(/)1.6N mm 可见，故 bc 齿轮副满足齿2FpF根弯曲强度条件。（3）ec 齿轮副仿上，ec 只需要校核内齿轮 e 的齿根弯曲强度，即仍按文献【1】公式（669）计算和按文献【1】公式2F（671）计算。仿上，与内齿轮 b 不Fp同的系数为1 和0.68。代入上式，FpKY则得222222tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm4431.98 2.50 0.68 1 1.5 1.04 1 1.1 160 2 21.3（）2/N mm因 2130.8/FN mm取 230.8/FN mm353.5Fp满足齿根弯曲强度条件。21.32F230.8/FN mm353.5 Fp满足齿根弯曲强度条件。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 40 -B、高速级ac 齿轮副1）不同的条件a 名义切向力b 动载荷系数VKc 计算齿根弯曲limminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS22602 1.11 1 0.98 1353.5(/)1.6N mm 可见，故 ec 齿轮副满足弯曲FpF强度条件。不同的条件a 名义切向力为20002000 0.225()3 31.4634atpaTFNn db 动载荷系数VK现按文献【1】公式（657）计算轮a 相对转臂 x 得速度，即19100aaxxdnnv其中 12022.22(/ )114.4axnnm sp所以31.4634 120220220.161(/ )19100xvm s已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6级，即精度系数 C6；再按【1】公式（658）计算动载荷系数，即VK200BVxAKAv式中0.6670.6670.25(5)0.25(65)0.25BC5056(1)5056(1 0.25)92AB5NF1.02VK 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 41 -应力Fd 计算许用齿根应力Fp则得0.25921.01592200 0.161VK中心轮 a 和行星轮 c 的动载荷系数1.02VKc 计算齿根弯曲应力。F按文献【1】公式（669）计算齿根弯曲应力即F111tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm52.13 1.81 0.78 1 1.5 1.02 1.255 1.1 1.360 2 0.25（）2/N mm 2F52.7 1.87 0.78 1 1.5 1.02 1.255 1.1 1.360 2 0.25（）2/N mm取弯曲应力1F2N mmd 计算许用齿根应力Fp按文献【1】公式（671）计算许用齿根应力，则FplimminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS已知齿根弯曲疲劳极限340limF。2/N mm由文献【1】表 611 查得最小安全系数1.6。minFS1。F 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 42 -式中各系数、和STYNTYrelTYRrelTY取值如下。XY应力系数，按所给定的区域图STYlimF取时，取2。limFSTY寿命系数按文献【1】表 616 中NTY的（4）式计算，即 0.0263 10NTLYN式中应力循环次数按文献【1】表LN613 中的相应公式计算，且可按每年工作 300 天，每天工作 16h，即60LaxpNnnn t 760 12022.2238.6 10 则得 0.02673 100.948.6 10NTY齿根圆角敏感系数按文献【1】relTY图 633 查得1。relTY相对齿根表面状况系数按文献relTY【1】表 618 中对应公式计算，即0.11.6740.529(1)RrelTzYR取齿根表面微观不平度12.5，zRm代入上式得 0.11.6740.529(12.5 1)0.98RrelTY尺寸系数按文献【1】表 61 中对XY应的公式计算，即403Fp满足齿根弯曲强度条件。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 43 -bc 齿轮副ec 齿轮副1.050.011.050.01 2XnYm 1.03代入公式文献【1】 （671）可得许用齿根应力为3402 0.94 1 0.98 1.031.6Fp 2403(/)N mm因齿根应力小于许用齿21/FN mm根应力，即。Fp2403(/)N mmFFp所以，ac 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。仿上，1.04，1，1.1，1.3VK FK2aFKpFK，1.98，2.50，0.75，2aFY2SaY2Y1.11，0.98 和1。代入上NTYrelTYXY 式则得222222tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm51.98 2.50 0.75 1 1.5 1.04 0.98 1.1 1.360 2 0.342/N mm取21/FN mmlimminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS22602 1.11 1 0.98 1353.5(/)1.6N mm 可见，故 bc 齿轮副满足齿2FpF根弯曲强度条件。21/FN mm353.5Fp满足齿根弯曲强度21/FN mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 44 -8、第一级输出轴和第二级输入轴之间的连接（1）连接方式选择（2）齿轮传动设计（3）校核齿根弯曲强度a) 复合齿形系数仿上，1.05。VK 222222tFFaSaAVFFFpFYY Y Y K K KKKbm51.98 2.50 0.75 1 1.5 1.05 0.98 1.1 1.360 2 0.352/N mm取21/FN mmlimminFFpSTNTrelTRrelTXFY Y YYYS22602 1.11 1 0.98 1353.5(/)1.6N mm 可见，故 bc 齿轮副满足齿2FpF根弯曲强度条件。因为第一级输出轴直径为 60mm，第二级输入轴直径为 20mm，而且，都不受轴向力的作用故选用齿轮传动连接。为了加工方便，取模数为 2mm，分度圆直径为 30mm，即 d30，则 z15。则得齿轮其他参数得计算：齿顶高m2mm；ah齿根高1.25m2.5mm；fh齿顶圆直径34mm；ad2adh齿根圆直径25mm；fd2fdh353.5Fp满足齿根弯曲强度条件。d30mmm2mm2mmah2.5mmfh34mmad25mmfd28.2mmbd=4.191FsY=3.952FsY 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 45 -b) 确定许用弯曲应力c) 式中已知d) 校核计算基圆直径dcos28.2mm；bd校核公式为N/mm1212FsFFKTYbm z2参考图，45-30查得复合齿形系数根据 12,z z得124.19;3.95FSFSYY查图45-31得2lim12lim530/,360/FFN mmN mm参考表,45-8得min1FS故由得limminFFFS1222530/360/FFN mmN mmK=1.2, ,120900TN mm:m=2mm,b=20mm11112122 1.2 20900 4.1935020 2 15530/FSFFKTYbm zN mm min1FS1222530/,360/FFN mmN mm1277.31/69.20/FFN mmN mm核算安全。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 46 -221123.755253144.19360/FSFFFSFYYN mm核算计算安全.轴设计计算与校核轴设计计算与校核1、低速轴 II 的设计与校核2、 按转矩估算轴的最小直径3、 轴的结构设计I、低速轴 II 的设计与校核齿轮 a 分度圆直径与轴径相差不大，故可以做成齿轮轴。于是材料选用齿轮 a相同，为 20CrMnTi。查文献【4】表 121 得：2650/BN mm由文献【4】221 页，表 12-2 取 C=118，得=118=15.3 mm，3PdCn332.19 101该轴段因有轮齿，应加大（ 37）%，并且考虑到减速器的润滑直接选用油罐内的石油，其黏性较大，为保证强度要求取d=20mm。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。齿轮两侧对称安装一对深沟球轴承6205，其宽度 B14mm，可画出高速轴草图（如附图 1）d=20mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 47 -4、 计算齿轮受力5、计算轴端受力6、 计算轴承反力7、 绘制弯矩图齿轮分度圆直径=30 mm，1d齿轮所受转矩20.9IITN m:圆周力 2tTFd2 209001393.330N的合力为 0；tF但合力矩不为 0。径向力的合力为 0；rF的合力矩也为 0。rF2qtTFd2 209001229.434Ntan1229.4 tan20447.5qqtFFN水平面（附图 1）N1 12 11614.72VVqtRRF垂直面 1140.3HR(140.370)qF = N1HR670.8447.5N11HIIHqRRF223.3N1IIHR的方向与假设的相反IIHR水平面弯矩图（附图 1A）截面 b：0tF0tF L:0rF0rF L:1229.4qtFN447.5NqF1 12 1VVRR1311.4N670.81HRN223.1IIHR3313251bHM 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 48 -8、 绘制扭矩图9、 绘制当量弯矩图N mm17031325bHqMF N277.5(7077.5)14019bHIHqMRF mm N mm2162.81423bHIIHMR垂直弯矩图（附图 1B） N mm17086058bVqtMFN mm2177.547639bVIVMR38603 N mm2bVM162.8IIVR合成弯矩图（附图 1C）91582N mm22111bbHbVMMM49659N mm22222bbHbVMMM38629 N mm2222bbHbVMMM由前知 T=20900N mm,=600 N/mm ,B2由文献【4】222 页，表 12-3查得55 N/mm 和95 120bN/mm ，2故，750.5895 （如附图 1D）0.58 2090012122TN mm:对于截面 b（附图 1E）：51117N mm222()bebMMTN m140192bHM 21423bHM86058 1bVM476392bVM38603 2bVM91582 1bM49659 2bM38629 2bMN mm12122 TN mm:51117beMN mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 49 -10、分别计算轴截面和 b 处得a直径II高速轴 I 的设计和校核1、选择轴的材料2、按转矩估算轴得最小直径40486 N mm222()bebMMT对截面 a：92381221()aebMMT20mm310.1aeabMd39238116.20.1 5532mm310.1bebbMd35111721.00.1 55两截面虽有键槽削弱，但是显然强度已经足够。II高速轴 I 的设计和校核齿轮 a 分度圆直径与轴径相差不大，故可以做成齿轮轴。于是材料选用齿轮 a相同，为 20CrMnTi。查文献【4】表 121 得：2650/BN mm由文献【4】221 页，表 12-2 取 C=118，得=118=3.4 mm，3PdCn332.7 10120该轴段因有轮齿，应加大（ 37）%，并且考虑到减速器的润滑直接选用油罐内的石油，其黏性较大，为保证强度要求取d=3.6mm。同时为了便于制造加工，选取d20mm。根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等40486 beMN mm92381 aeMN mm16.2mmad 21.0mmbd 满足强度条件。d20mm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 50 -3、轴的结构设计4、计算齿轮受力5、 计算轴承反力6、 绘制弯矩图条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。齿轮两侧对称安装一对深沟球轴承6205，其宽度 B14mm，可画出高速轴草图（如附图 2）齿轮分度圆直径=30 mm，1d齿轮所受转矩0.22IITN m:圆周力 0tF0tF L:径向力0rF0rF L:水平面（附图 2）11210HHRR垂直面 110VIIVRR水平面弯矩图（附图 2A）截面 b：1177.50bHHMR 0bHM垂直弯矩图（附图 2B）177.50bVVMR0tF0tF L:0rF0rF L:11210HHRR110VIIVRR 0bHM 0bHM0bVM0bVM 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 51 -7、 绘制扭矩图8、 绘制当量弯矩图9、 分别计算轴截面和 ba处得直径0bVM合成弯矩图（附图 2C）0220bbHbVMMM由前知 T=220N mm,=600 N/mm ,B2由文献【4】222 页，表 12-3查得55 N/mm 和95 120bN/mm ，2故，750.5895 （附图 2D）0.58 220127.6TN mm:对于截面 b（附图 2E）：1160000 N mm22()bebMMT对于截面和截面 I：a=127.6N mm127.6aeIeMMN mm:T20mm310.1aeabMd3 5520mm310.1bebbMd3 55两截面虽有键槽削弱，但是显然强度已经足够。III低速轴 III 的设计与校核传递功率不大，又无特殊要求，故选0bM127.6 NTmm116000beM0 N mmaeIeMM127.6 N mm5.9mmad 5.9mmbd强度满足要求。 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 52 -1、低速轴 III 的设计与校核1、 按转矩估算轴的最小直径2、 轴的结构设计3、 计算齿轮受力4、 计算轴承反力40Cr 并作调质处理。由文献【4】217 页，表 12-1，查得=600 N/mm 。B2由文献【4】221 页，表 12-2，取 C=98，于是得=98 3PdCn331.75 1058.31/120mm，该轴段因有键槽，应加大（ 37）%，并圆整 d=60 mm。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。齿轮两侧对称安装一对深沟球轴承6212，其宽度 B22mm，可画出高速轴草图。（如附图 3）齿轮分度圆直径=30 mm，1d齿轮所受转矩20.9IITN m:圆周力0tF0tF L:径向力0rF0rF L:水平面（附图 3）11210HHRRd60mm。0tF0tF L:0rF0rF L:11210HHRR110VIIVRR 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 53 -5、 绘制弯矩图6、 绘制扭矩图7、 绘制当量弯矩图垂直面（附图 3）110VIIVRR水平面弯矩图（略）截面 b：15.50bHHMR垂直弯矩图（略）15.50bVVMR合成弯矩图（略）022bHbVMMM由前知 T=2000000N mm,=600 N/mm ,B2由2222 页，表 12-3）查得55 N/mm 和95 120bN/mm ，2故，750.5895 （略）0.58 20000001160000TN mm:对于截面 b（略）：1160000 N mm22()bebMMT对于截面和截面 I：a=11600001160000aeIeMMN mm:TN mm0bHM0bVM0bM1160000TN mm116000beM0N mm1160000aeIeMMN mm:59.5mmad 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 54 -8、 分别计算轴截面和 ba处得直径1、选择轴的材料2、按转矩估算轴的最小轴径3、 轴的结构设计4、 计算齿轮受60mm310.1aeabMd3116000059.50.1 5560mm310.1bebbMd3116000059.50.1 55两截面虽有键槽削弱，但是显然强度已经足够。IV行星轮轴的设计计算与校核由分析可知，我只需要校核低速级的行星齿轮的轴。选用 20CrMnTi，渗碳淬火。查表2600/BN mm由文献【4】221 页，表 12-2取 =30， 由【4】220 页，式 12-1得=10.51 mm，30.2 Td320900/30.2 30该轴段因有键槽，应加大（ 37）%，并圆整 d=17mm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。齿轮两侧对称安装一对深沟球轴承6203，其宽度 B12mm，可画出高速轴草图（见附图 4） 。齿轮分度圆直径=52 mm，1d齿轮所受转矩20.96.973IITN m:59.5mmbd满足强度条件。d17mm268NtF97.5NrF 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 55 -力5、 计算轴承反力6、 绘制弯矩图7、 绘制扭矩图圆周力 2tTFd2 696726852N径向力tan268*tan2097.5rtFFN垂直面（附图 4）N1 12 111342VVtRRF水平面=48.8N1HR1IIHR12rF水平面弯矩图（附图 4A）截面 b：1145.3bHbHHMMRN mm45.3 48.82210.6垂直弯矩图（附图 4B）N mm145.36070.2bVbVVMMR合成弯矩图（附图 4C）6460.2N mm22bbbHbVMMMM由前知 T=6967N mm,=600 N/mm ,B2由文献【4】222 页，表 12-3查得55 N/mm 和95 120bN/mm ，2故，750.5895 （如附图 4D）0.58 69674040.9TN mm:对于截面 b（附图 4E）：11VVRRN134=11HR21HRN48.8=bHbHMM2210.6 N mm=bVbVMM6070.2 N mm=bbMM6460.2 N mm4040.9 TN mm:7620 NbeMmm 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 56 -8、 绘制当量弯矩图10、分别计算轴截面和 b 处得a直径7620 N mm22()bebMMT对于截面：a4040.9aeMN mm:=4040.9N mmT17mm310.1aeabMd34040.99.020.1 5517mm310.1bebbMd3762011.10.1 55两截面虽有键槽削弱，但是显然强度已经足够。4040.9aeMN mm:9.02mmad11.1mmbd满足强度要求。.轴承的选择与计算轴承的选择与计算1、 作用在轴承上的径向力为R2、 作用在轴承上的轴向力低速级和高速级相应的轴径相等，所以使用的轴承也相同，I、轴 III 上的轴承的校核在轴 III 上的两个轴承完全一样，只需要计算受力较大的轴承的寿命即可。02211HVRRRA=0R0 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 57 -为3、 计算当量载荷4、 校核轴承寿命1、 作用在轴承上的径向力为R2、 作用在轴承上的轴向力为3、 计算当量载荷当量动载荷=0N()ppKX RY A:年6101060hCLnp满足要求要求。II、行星轮轴处轴承的校核 轴上两轴承相同，且承受的载荷相等，所以验算其中一个。 2211HVRRR142.6N2213448.8A=033010 10,6.3 10CN CN工作在室温下，1tK 基本额定动载荷310 10tCC KN:查【4】256 页，表 14-9取=1.1pK参考【4】256 页，表 14-10A0P0满足要求R142.6NA0 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 58 -4、 校核轴承寿命1、 作用在轴承上的径向力为2、 作用在轴承上的轴向力为3、 作用在轴承上的轴向力为得 e=000,AC得 X=1,Y=00,AeR当量动载荷=156.9N()ppKX RY A:h年61110101.5 1060hCLnp71.7 10满足要求要求。III、低速级输入轴上轴承的校核轴上安装了四个轴承，其中有三个相同，只要验算其中受力最大的。这样，就需要验算两个轴承。而靠近行星 e 端的轴承受力较小，能够满足条件。三个相同轴承的校核910 N2211HVRRRA033011 10,7.1 10CN CN工作在室温下，1tK 基本额定动载荷311 10tCC KN:查文献【4】256 页，表 14-9取=1.1pK参考文献【4】256 页，表 14-10P156.9N10hLh111.5 10满足要求。R910NA0 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 59 -4、 校核轴承寿命得 e=000,AC得 X=1,Y=00,AeR当量动载荷=1001N()ppKX RY A:6101060hCLnp年36361011 102.2 10252560 11001h满足要求P1001N10hL62.2 10 h满足要求。.键连接的选择与计算键连接的选择与计算1、选择键的类型、材料和尺寸。2、键联结强度核算因为高速级和低速级对应的轴径相等，所用轴材料相同，故只要验证转矩较大的低速级。1、低速级行星轮 c 轴处键的选择与计算选用 A 型普通平键，材料用 45 号钢。查文献【3】193 页，表 8-61由 d=17，选,5 5b h 取 L=50mm小于轮彀孔长 60 mm键联结材料按挤压核算。键、轴和轮彀的材料均为钢，静载荷，由文献【4】38 页，表 2-6查得许用挤压应力2125150/pN mm:传递转矩 T=6967N.mmA 型键计算长度5 5b h L50mm2125150/pN mm: 行星齿轮传动减速器设计及三维造型- 60 -1、选择键的类型、材料和尺寸。2、键联结强度核算1、选择键的类型、材料和尺寸。50545()cLLbmmN/ 44 69677.317 5 (505)pcTdhL 2mmF满足强度要求。2、低速轴上内齿轮 e 处的键的选择与计算沿圆周方向对称分布 5 个 B 型普通平键，材料用 45 号钢。查【3】193 页，表 8-61由 d=65，选 b18mm，h11mm取 L=25mm小于轮彀孔长 25 mm键联结材料按挤压核算。键、轴和轮彀的材料均为钢，静载荷，由【4】38 页，表 2-6查得许用挤压应力2125150/pN mm:传递转矩 T=2000000N.mmB 型键计算长度25()cLLmmN/ 44 20000009055 65 11 25pcTdhL2mmF满足强度要求。3、输出轴上键的选择与计算对称分布 2 个 A 型普通平键，材料用 45号钢。查【3】193 页，表 8-61由 d=60，选 b18mm,h11mm。取 L=61mm轮彀孔长 70 mm7.3 N/p2mm满足要求。b18mmh11mmL25mm90p2/N mm满足要求b18mmh11mmL61mm 行星齿轮