提升机用行星减速器结构设计与优化(传动比31.5)说明书.docx
提升机用行星减速器结构设计与优化(传动比31.5)含开题及9张CAD图
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提升
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31.5
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提升机用行星减速器结构设计与优化(传动比31.5)含开题及9张CAD图,提升,行星减速器,结构设计,优化,传动比,31.5,开题,CAD
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提升机用行星减速器结构设计与优化Structural Design and Optimization of Planetary Reducer for Hoist 摘 要提升机作为地面与井下连接的咽喉要道，是矿山设备中的重要一环。其任务主要包括：提升有用的矿石和矿物煤；改善地下生产过程中产生的煤矸石和煤泥；升降工作人员、运输设备、下料。为了满足提升机高稳定性、高效率、体积小等诸多需求，选择行星齿轮减速器作为提升机的减速器。行星齿轮传动相较与其他传动来说，有诸多后者所不具备的优点。体积更小、重量更轻、承载能力大、传动时更加的平稳且效率更高。因此行星传动在生产生活中的各行各业中被广泛应用。本设计的主要目的是研究提升机用行星齿轮减速器。首先，通过比较各类行星齿轮的特点，确定该行星减速器的传动类型，进而再设计传动简图确定传动方案。其次，在已知输入转速、输出扭矩、总传动比以及各级的基础上，对其进行总体的结构设计。然后对高速级和低速级进行强度校核。最后，选择传动系统、输出轴、行星架等其中一个关键部件建立模型，进行有限元分析。关键词： 提升机；行星轮系；高速级；强度校核；结构优化VIABSTRACTAs the throat of the ground and underground connection, hoist is an important part of mining equipment. Its main tasks include: upgrading useful ore and mineral coal; Improve coal gangue and slime produced in underground production process; Lifting staff, transportation equipment, blanking. In order to meet the needs of high stability, high efficiency and small size of the hoist, planetary gear reducer is selected as the reducer of the hoist.Compared with other transmissions, planetary gear transmission has many advantages that the latter does not have. Smaller volume, lighter weight, large bearing capacity, more stable transmission and higher efficiency. Therefore, planetary transmission is widely used in all walks of life.The main purpose of this design is to study the planetary gear reducer for hoist. First of all, by comparing the characteristics of various types of planetary gears, the transmission type of the planetary reducer is determined, and then the transmission diagram is designed to determine the transmission scheme. Secondly, on the basis of known input speed, output torque, total transmission ratio and all levels, the overall structure design is carried out. Then the strength of high speed stage and low speed stage is checked. Finally, the transmission system, output shaft, planetary carrier and other key components are selected to establish a model for finite element analysis.Key words: hoist; Planetary gear train; High speed stage; Strength check; Structural optimization 目 录摘 要IABSTRACTII第一章 绪论11.1选题的目的和意义11.2目前国内外该领域的现状、水平和发展趋势21.3所要研究的主要内容、特点3第二章 传动类型选择及传动方案的确定52.1轮系的确定52.2行星齿轮传动类型52.3传动方案的确定6第三章 传动机构的设计计算83.1机构运动简图83.2配齿计算83.3转速计算93.4计算齿轮的主要参数103.4.1高速级齿轮的计算103.4.2低速级齿轮的计算143.5齿轮传动强度的校核173.5.1高速级齿轮疲劳强度校核173.5.2低速级齿轮疲劳强度校核22第四章 其他主要部件设计与计算284.1 行星轮传动的受力分析304.1.1高速轴的受力分析7304.1.2 低速轴的受力分析7304.2 轴的设计与计算314.2.1输入轴的设计计算314.2.2输出轴的设计计算354.2.3 行星轴的设计计算374.3轴承的寿命与校核384.3.1.输入级上轴承的寿命校核394.3.2.输出级上轴承的寿命校核394.4 行星架的设计与计算404.4.1 高速级行星架的设计与计算404.4.2 低速级行星架的设计与计算414.5 内齿圈的结构设计424.6 箱体的结构设计43第五章 输入轴的有限元分析455.1创建输入轴模型455.2输入轴的有限元分析模型455.2.1输出轴材料属性及屈服应力455.2.2输入轴静强度分析45总 结48参考文献48致 谢50 第1章 绪论1.1选题的目的和意义减速器是国民经济中许多领域都不可或缺的机械传动装置，随着时代的进步和发展，各行业对减速器的要求越来越高，减速器存在的问题日益凸显出来。体积大、重量大、机械效率低等这些问题的解决已是迫在眉睫。在材料方面的不断改进和工艺方面的不断提高都一定程度的改善了这些问题。此外，对传动原理的探讨以及传动结构的的创新更是不可缺少的。“六高”、“二低”现已成为了减速器发展的大趋势。六高即：高承载力、高齿面硬度、高精度、高转速、更高可靠性、高传动效率。二低指：低噪音、低成本，此外还需要满足标准化的世界性要求和多样化的不同行业要求。此前，国内各业中多把齿轮减速器和蜗杆减速器作为主流选择。这类减速器存在一些普遍的问题。如：重量与体积太大、机械效率低下。而且在工艺水平上也有一些问题。在大型减速器上问题更加的突出，主要表现为使用寿命太短。且还存在耗能大、耗材多的问题。这与总发展趋势的二低不符。相对于超大型减速器以及传动比大的减速器来讲，这类问题是更加的突出。行星齿轮减速器的研究正是基于这些问题和要求。行星齿轮传动相较与其他传动来说，有诸多后者所不具备的优点。传动功率的范围更加广泛、体积更小、重量更轻、承载能力大、传动时更加的平稳且效率更高。目前，在许多的机械领域行星齿轮传动的应用率已经远超过了定轴传动和蜗杆传动。由于行星齿轮减速器这些独有的特点，使得人们对其的研究十分重视。从基础的如何更有效的减小体积、减小重力到提高传动效率、增加承载能力再到对工艺的改善和成本的降低等诸多方面进行研究改进。这些都可以不同程度的优化配置和节省资源。随着我们的行星减速器技术飞速发展，我们的大型减速器产品将拜托进口的限制。可以全面的替换以前需要进口的产品。对于我国的超大型减速器行业（如：水泥、冶金、矿山）来说，这无疑是一次发展的春天。综上所述，行星减速器的运用前景将是最广大的。1.2目前国内外该领域的现状、水平和发展趋势国外的行星齿轮传动技术要比国内的更加的早、更加成熟。国内对于行星齿轮传动的发展与应用始于上世纪50年代，而国外早在19世纪便开始了。国外的主要以德国、日本为首。二者在材料处理、制技术方面甚是突出。1880年，全球第一个关于行星齿轮传动的专利更是出现在德国。此后汽车、飞机、船舶制造业飞速发展，这多行星传动技术产生深远的影响。在此背景下，行星齿轮传动技术飞速的发展。在上世纪20年代，出现了一批特殊的汽车。特殊在，他们的差速器上均装配了首次亮相的行星齿轮减速器。此后一段时间内到二战前，汽车用行星齿轮变速器更是集中发展。二战结束以后，对于涡轮发电机、涡轮压缩机、大功率船舶发动机、航空发动机等的发展更是促进了行星齿轮传动的发展。在1959年后，瑞、法、美、苏等国家均得到不同程度发展，且开创了一系列产品。开始成批生产、并投入应用。在此情景下，国外行星齿轮减速器得到了极大发展，特别是在承载能力上的提高。当时，一批由德国生产的行星减速器的承载能力已高达了五万四千六百千瓦。英国ALLEN公司设计制造的25700kw压缩机用行星减速器及日本三菱公司设计制造的8830kw船用行星减速器相继出现。这标志着国外行星传动已经广泛应用于高速大功率的传动领域，特别是在动力和船舶机械设备中。在大型行星减速器方面，国外一些的重量已经达到100T左右。据了解，法兰达公司曾经为我国徐州一水泥设计生产了一台重达72T、对应输出扭矩月2800KNM的二级行星齿轮减速器。而Citroen公司生产的一大型减速器更是重达到125T。可应用与水泥生产、矿山生产行业。 国内的行星齿轮传动技术长期以来受到设计理念、加工手段的限制。实质发展则是在改革开放以后。改革开放后随着对国外行星传动生产、设计两方面的技术引入以及我们在此基础上的理解、应用、创新。我国的行星传动技术得到了综合发展。通过国家研究院、高校、国有企业的三方合作，我国在行星传动的优化设计、强度分析、载荷校验等方面取得了重大突破。目前，我国在行星传动设计与制作方面已经有了充分的掌握。并且组织创立了一批优秀的研发及制造机构。如：西安重型机械研究院。这些机构研发并制造了国内的第一批行星齿轮减速器及其系列产品。据了解，我国重型行星减速器技术已经相对成熟。且在行业内得到了成功应用。由西忠公司设计制造的行星减速器改变了国内多年来一直进口国外减速器的状况。其最大输出扭矩已经达到了600KNM，俨然取代了国外进口产品的地位。历经30多年的实践与发展，我国的行星齿轮传动技术显然达到了工业先进水平，可以满足国内的发展需求。1.3所要研究的主要内容、特点行星齿轮减速的优点结构紧凑、体积小、重量轻传动比大效率高、功率损失小传动平稳，抗冲击、振动能力强主要内容选择确定传动方案确定总传动比和各级传动比，选择传动类型。设计计算。对配齿和转速进行计算，进行运动学分析，轴承的选择和计算，行星架的设计与计算，箱体的设计，润滑和密封的选择。最后，选择传动系统、输出轴、行星架等其中1个关键部件建立模型，进行有限元分析。第2章 传动类型选择及传动方案的确定2.1轮系的确定轮系的分类有很多种，有定轴的、周转的、还有两者混合而成的;而周转轮系也可大致分为两种类型，有行星的和差动的两种，它们主要是自由度的数目区分的。因本设计课题传动比较大，且为两级传动，所以选择两级周转轮系串联组合。2.2行星齿轮传动类型周转轮系结构类型有很多，根据其最基本的构件代号可以将其分为2Z-X、3Z（Z-中心轮、X-转臂）。对于结构较为繁多的周转轮系，按照它内部齿轮相互啮合的方式又可将其分为多种形式，如NGW型、NW型、WW型、NGWN型等（其中：N-内啮合齿轮副、W-外啮合齿轮副、G-与中心轮相啮合的公共齿轮。）1传递动力的方式与传递动力的特点如表2-1。表2-1类型及特点传动类型机构运动简图传动特性机构特点传动比范围传动效率传动功率P/KW2Z-XNGW负号机构0.97-0.99P值不限较高的效率，小的体积，较轻的重量轻，质量小，构成简单，制造便捷。NW负号机构1-50推荐7-170.97-0.99不作限制其特点与A类一致，同时它的径直方向上的尺寸较小，有较大的传动比例范围，有用功率与驱动功率的比值较高。所以采用了双联行星轮。WW负号机构=1/260具有差动机构的特点，主要作为差速器，比如用在一些交通工具如汽车等的动力装置中。3ZNGWN负号机构5000.8-0.9长期工作时P100构造很紧凑，有较大范围的传动比，对于制造和安装较繁琐复杂。适用于中小、功率的短时工作制作传动工艺性差。2.3传动方案的确定本设计为矿用提升机设备所配用的行星齿轮减速器。已知输入转速：1000r/min；总传动比：31.5；输出力矩：33104 Nm：噪声等级：85dB。根据任务书中给定的条件，该行星齿轮减速器要满足有：传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等。NGW行星轮系主要是内外啮合这两种啮合方式，行星架上的多个行星轮共用一个转臂。其结构简单，轴向尺寸较小，工艺性能好；但是它的传动效率还是相对较高的，根据实际的工作需要，它体积、重量、质量都有所不同，其制造也是较为便捷。在对应的工作状态下，传递动力的功率、数值的大小都可以，而且可以较大范围地应用在各种传递动力之中，其工制不作限制。看似NGW行星轮系的传动比较小，不能满足要求，但可通过将多级的NGW型串联，从而达到传动比大的要求。据设计书给定数据，总传动比：31.5，输出力矩：33*104 N/m；输入转速：1000r/min和ZZL1000行星减速器要求的两级传动。综合以上情况选定NGW型行星减速器，其采用两级NGW行星传动串联组合在一起的。第三章 传动机构的设计计算3.1机构运动简图对于ZZL1000行星齿轮减速器的设计，由两级NGW型行星传动串联完成，输入轴通过内齿套与高速级太阳轮a1联接为一体，高速级的行星架与低速级的太阳轮a2联接，行星轮c1、c2安装在相应的行星架上，低速级的行星架与输出轴相接，高速级内齿圈b1与低速级内齿圈b2则固定在机体上，机构运动简图如图3-1。图3-1传动方案简图3.2配齿计算高速级假设先取太阳轮a1的齿数Za1=33以及行星轮个数np=3。按照内齿圈与太阳轮之间存在的关系Zb1=(i11)Za1（查1中公式3-1），得内齿圈的齿数Zb1=5.286Za1174。查1表31中齿轮的同心条件为Zc1=(Zb1Za1)/2可以得高速级行星轮的齿数Zc1=70。按非变位齿轮选配齿数，最终可选配成Za1=33 Zc1=70 Zb1=174。查1中表2-3计算实际传动比i1=1+iaxb=1+ZbZa=1+17433=6.273。根据所给高速级传动比为6.286，其传动比误差为i=ipiip=6.2866.2736.286=0.2%,符合误差小于5%的要求。低速级通过总速比31.5与高速级传动比6.273计算得出低速级传动比i2=5.022；对于本课题ZZL1000行星减速器，可知其低速级(输出级)的内齿圈的分度圆直径为1000，假设选定内齿圈的齿数Zb2=101，行星轮个数np=3；根据内齿圈与太阳轮的关系可知Zb2=i21Za2（查1中公式3-1），得太阳轮的齿数Za2=1015.022125，查1表31中齿轮的同心条件Zc1=(Zb1Za1)/2，可以得低速级行星轮的齿数Zc238；最终能选配成Za2=25Zc2=38 Zb1=101 i2=5.022；根据任务书中所给的第二级传动比为5.077，其传动比误差为i=ipiip=5.0775.0225.077=1%,符合误差小于4%的要求。3.3转速计算行星架x1转速(查1公式2-11)nx1=na1i1=10006.273=159.41r/min行星轮c1的相对转速（查1中表2-3公式2-13）nc1x1=nc1nx1=217433117433159.41=393.4r/min行星架x2转速(查1公式2-11)nx2=nx1i2=159.415.022=31.74r/min行星轮c2的相对转速（查1公式2-13）nc2x2=nc2nx2=21012511012531.74=84.64r/min3.4计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择高速级太阳轮a1、低速级太阳轮a2和行星轮c1、低速级行星轮c2均采用20CrNi2MoA,对齿轮表面进行渗碳淬火处理，处理后齿表面硬度为HRC61。查1表6-14，得其屈服极限blim=1176Mpa和强度极限Flim=980Mpa，齿轮的齿形为直齿，其加工精度为6级。高速级内齿圈b1、低速级内齿圈b2均采用40Cr。齿轮进行调质处理15后，调质硬度为4855HRC，查1表6-13取屈服极限blim=735Mpa和强度极限Flim=539Mpa；因内齿圈啮合为内啮合，所以齿轮齿形采用插齿的形式，其齿形加工精度为7级。3.4.1高速级齿轮的计算1.初步计算齿轮主要参数模数计算由已知条件可知，此减速器传动比为i=31.5，输出转矩T=33104N.m。那么高速级的太阳轮的转矩1=i=10476.2Nm，其模数根据1式6-50计算得：m=Km3T1KAKFKFPYFa1dZ12Flim；公式中系数如表3-1所示：表3-1接触强度有关系数代号名称说明取值 KA使用系数查1表6-7，中等冲击；1.6 KFP1.2 KF综合系数np=3；1.8 d查2表6-60.6 Km算式系数直齿轮；12.1YFa1齿形系数查1图6-222.6通过计算可得高速级齿轮模数为6.386,根据1表4-1渐开线圆柱齿轮模数（GB1357-1987）中第一系列取值，选取最终高速级齿轮模数为m=8。（1）几何尺寸计算第一级的太阳轮与行星轮之间的中心距记为aac1，计算得aac1=12mZa+Zc=12833+70=412mm对于渐开线齿轮几何尺寸计算包括模数m、齿数Z、分度圆d、压力角，齿顶高系数a和顶隙系数c等，同时标准齿轮上的参数有分度圆d、齿顶高a、齿根高f等。按1表4-2的参数计算公式进行计算，其中齿顶高系数a=1,顶隙系数c=0.25，啮合角，参数尺寸的结果列于表3-2：表3-2高速级齿轮基本几何尺寸齿轮参数计算公式高速级齿轮太阳轮的齿数Za上述已得33行星轮的齿数Zc上述已得70齿圈齿数Zb上述已得174模数上述已得8太阳轮的分度圆直：264行星轮的分度圆直径560齿圈的的分度圆直径1392太阳轮基圆直径248行星轮基圆直径526内齿圈基圆直1308齿顶高aa=ma8齿根高ff=ma+c10太阳轮齿顶圆直径280行星轮齿顶圆直径576内齿圈齿顶圆直径1376太阳轮的齿根圆直径244行星轮的齿根圆直径540内齿圈的齿根圆直径141227393824258齿圈轮齿齿顶圆压力角ba=arccosdbbdba18516断面重合度1.66断面重合度0.17（2）装配条件3的验算行星轮系中各齿轮传动，要满足四个要求： 机构减速比要求、同心条件、以及均布安装的条件和邻接条件。针对本次设计的行星齿轮传动应满足如下的装配条件：（1) 同心条件Zb=Za+2Zc（保证太阳轮、行星轮、转臂在同一轴线上）得ZbZa2=174332=70=Zc，故满足同心条件。（2) 均布条件Zb+Za=knp（保证内齿圈齿数Zb与太阳轮的齿数Za之和除以减速器行星轮的齿数是一个整数）得Zb+Zanp=174+333=69=k，故满足条件。（3) 邻接条件（Za+Zc）sinnpZc+2a（必须使两个行星轮的中心距大于两轮齿顶圆半径之和，这样就能保证在啮合的过程中相邻的两个行星轮不致互相碰撞。）得（33+70）sin3=89.272 ，故满足条件。（3）啮合效率计算根据1表5-1中公式（1）计算，即axb=1p1+px，为了便于公式计算，现只考虑齿轮副在啮合过程中的磨损，已知p=ZbZa=17433=5.2727取fm=0.1，其咬合损失系数x=mbx+max，由公式x=2fm(1Za1Zb)得max=0.00566mbx=0.00386所以x=0.00566+0.00386=0.00952所以高速级的传动效率为1=axb=15.2731+5.2730.009520.993.4.2低速级齿轮的计算1.初步计算齿轮主要参数（1）模数计算由已知条件可知，第二级齿轮减速输入扭矩为矩2=T1i1=10476.26.273=65717.14Nm，根据1式6-50计算模数m=Km3T2KAKFKFPYFa2dZ12Flim；公式中系数如表3-3所示：表3-3接触强度有关系数代号名称说明取值 KA使用系数查1表6-7，中等冲击1.6 KFP1.2 KF高的精度，较硬的齿面1.8 d查2表6-61 Km算式系数直齿轮12.1YFa1齿形系数查1图6-222.6通过计算可得高速级齿轮模数为9.984,根据1表4-1渐开线圆柱齿轮模数（取自GB1357-1987）中第一系列取值，选取最终模数m=10。（2）几何尺寸计算第二级的太阳轮与行星轮之间的中心距记为aac2；计算可得：aac2=12mZa+Zc=121025+38=315mm按1表4-2的参数计算公式进行计算，其中齿顶高系数a=1,顶隙系数c=0.25，啮合角，几何尺寸结果列于表3-4所示：表3-4输出级齿轮参数尺寸齿轮参数计算公式低速级齿轮太阳轮的齿数Za上述已得；25行星轮的齿数Zc上述已得；38齿圈齿数Zb上述已得；101模数上述已得；10太阳轮的分度圆直：；250行星轮的分度圆直径；380齿圈的的分度圆直径；1010太阳轮基圆直径；234.9行星轮基圆直径；357内齿圈基圆直；949齿顶高aa=ma；10f=ma+c；12.5太阳轮齿顶圆直径；270行星轮齿顶圆直径；400内齿圈齿顶圆直径；990太阳轮的齿根圆直径；225行星轮的齿根圆直径；355；1035aa=arccosdabdaa；29.5ca=arccosdcbdca；26.9齿圈轮齿齿顶圆压力角ba=arccosdbbdba；16.6断面重合度；1.65断面重合度；1.232.装配条件3的验算行星轮系中各齿轮传动，需要满足四个要求条件，同高速级的装配条件一致。针对上述本题目设计的行星齿轮传动应满足如下的装配条件：（1) 同心条件Zb=Za+2Zc(保证太阳轮、行星轮、转臂在同一轴线上）得ZbZa2=101252=38=Zc，故满足同心条件。（2) 均布条件Zb+Za=knp（保证内齿圈齿数Zb与太阳轮的齿数Za之和除以减速器行星轮的齿数是一个整数）得Zb+Zanp=101+253=42=k，故满足条件。（3) 邻接条件（Za+Zc）sinnpZc+2a得（25+38）sin353.6939 ，故满足条件。3.啮合效率计算根据1表5-1中公式（1）计算，即axb=1p1+px，为了便于公式计算，现只考虑齿轮副在啮合过程中的磨损，已知p=ZbZa=10125=3.96取fm=0.1，其啮合损失系数x=mbx+max，由公式x=2fm(1Za1Zb)得max0.00787mbx0.00470所以x=0.00787+0.00470=0.01257所以低速级的传动效率为2=axb=14.0221+4.0220.012570.989综上所述，本次设计的减速器总传动效率总=0.97。（总=12联=0.990.9890.990.97），由此得出结论：ZZL1000行星减速器传动效率比较高，符合要求。3.5齿轮传动强度的校核3.5.1高速级齿轮疲劳强度校核（1）a-c齿轮副1) 齿面接触强度的校核计算4通过查1中公式651、公式652、公式654，计算其应力H以及应力HP，式中参数和取值如表3-5所示。表3-5 相关参数及系数代号名称说明取值使用系数冲击等级按中级，查1表6-7；1.50动载系数6级精度, 查1图6-6；1.08uF=0.63,b=1.08,KH=1+(b1)uH=1.0344；1.0344查1表6-9，精度为6级；1.01.2（xa+xc）/(za+zc)=0,=0查1图6-9；2查1表6-10；189.8重合度系数a=1.62,=0, 查1图6-10得；0.89螺旋角系数直齿， =0；1Ft=2000T1da=200010476264=79363.6；79363.6Nbb=d(d)a=0.6264=158.4取b=160；160uu=zc/za=70/33=2.12；2.12按照工作时间为5年；一年工作300天；一天24小时计算 NL=60nt=6.74109ZNT=5107NL0.0306=1.5；1.5查1表6-14；0.92工作硬化系数内齿轮的齿面都为硬齿面，查1图6-20；1.00尺寸系数查1表6-15，Zx=1.0760.01098=0.9888；0.9888系数最小安全根据其高的可靠程度，查1表6-11；1.60齿面接触应力基本值H0=ZHZEZZFt(u+1)dabu=2189.80.891.079363.6(2.12+1)2641602.12=561.7Mpa接触应力H=HoKAKVKHKHKHP=581.03441.01.2 =795Mpa许用接触应力:HP=slimSHminZNT(ZLZVZR)ZWZX=98021.00.9888=835.78Mpa故,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算5查1中公式6-69、公式6-70、公式6-71进行校核齿根弯曲疲劳应力和许用应力，计算所得到参数如表3-6所示。表3-6相关参数及系数代号名称说明取值齿向载荷分布系数查1式6-60得KF=1+b1F=1+1.210.63=1.1512；1.1512=1.0；1.0查1式7-12KFP=1+1.5(KHP1)=1.3；1.3x=0,z=33, 查1图6-22；2.54x=0,zc=70, 查1图6-22；2.5查1图6-24；1.62查1图6-24；1.73重合度系数查1式6-75，Y=0.25+0.75n=0.713n=cos2b=1.62；0.713查1表6-17 ；1.05-0.018=0.97；0.97YNT=31066.7931090.02=0.857；0.8571.0YrelT1查1图6-33；1.29行星轮齿根圆角的敏感系数查1图6-33；1.25YRrelT齿根表面形状系数；1.3最小安全系数；根据其高的可靠程度，查1表6-11；1.6齿根弯曲应力基本值：F1=FtbmnYFa1YSa1YYKAKVKFKFKFp=79363.616082.611.620.7131.51.081.15121.01.3=453.17MpaF2=FtbmnYFa2YSa2YYKAKVKFKFKFp=79363.616082.341.730.7131.51.081.5121.01.3=433.88Mpa许用齿根弯曲应力：Fp1=FlimSFminYSTYNTYRrelTYXYrelT1=9801.61.00.8571.30.971.29=853MpaFp2=FlimSFminYSTYNTYRrelTYXYrelT2=5391.61.00.8571.30.971.25=455.07Mpa因F1Fp1, F2Fp2，故齿根强度通过。(2) b-c齿轮副： 1)齿面接触强度的校核计算4通过查1中公式6-51、公式6-52、公式6-54，计算其接触应力H以及许用应力HP，而相比a-c齿轮副的取值，参数不同的为KV=1.12 KH= 1.4 u=17470=2.486Z=0.89ZNT=0.95SHmin=1.1ZW=1.2blim=735Mpa；齿面接触应力基本值H0=ZHZEZZFt(u+1)d1bu=2.5189.80.891.079363.6(2.4861)2641602.486=447.54Mpa齿面接触应力H=HoKAKVKHKHKHP=447.51.01.2=751.87Mpa许用齿面接触应力:HP=blimSHminZNTZLZVZRZWZX=7351.10.951.01.20.9888 =753.2Mpa故,接触强度通过。2）齿根弯曲强度的校核计算5查1公式6-69、公式6-70、公式6-71计算，相比较齿轮副a-c取不同的参数为：=1.186 =1.0 =2.45 =2.2=1.65 =1.78 =0.86 =0.866 =2.0 YrelT2=1.03 =539Mpa；齿根弯曲应力基本值：F1=FtbmYFa1YSa1YYKAKVKFKFKFp=79363.616082.451.650.861.05121.01.3= 527.97MpaF2=FtbmYFa2YSa2YYKAKVKFKFKFp=79363.616082.21.780.861.05121.01.3=511.45Mpa取弯曲应力F=528Mpa许用齿根弯曲应力：Fp=FlimSFminYSTYNTYorelTYRrelTYX=5391.62.00.8661.030.9881.02=605.64Mpa因, 故齿根强度通过3.5.2低速级齿轮疲劳强度校核（1) c齿轮副1) 齿面接触强度的校核计算4同高速级计算方法一样，通过查1中公式651、公式652、公式654，计算其应力H以及应力HP，式中参数和取值如表3-7所示：表3-7相关参数及系数代号名称说明取值使用系数冲击等级按中级，查1表6-7；1.50KV动载系数6级精度，查1图6-6；1.044KH齿向载荷分布系数查1图6-7,6-8得uH=0.34uF=0.54,b=1.3,KH=1+(b1)uH=1.102；1.102KH查1表6-9，精度为6级；1.0KHP转臂浮动，查1表7-1；1.05ZH（xa+xc）/(za+zc)=0,=0查1图6-9；2ZE查1表6-10；189.8Za=1.65，=0, 查1图6-10得；0.89Z直齿， =0；1.0FtFt=2000T2danp=200079363.62503=211636.3；211636.3bb=d(d)a=1250=250；250u齿数比zc/za=38/25=1.52；1.52ZNT按照工作时间为5年；一年工作300天；一天24小时计算 NL=60nt=2.2109ZNT=2107NL0.0191=0.8750.875ZLZVZR查1表6-140.92ZW内齿轮的齿面都为硬齿面，查1图620；1.00ZX尺寸系数查1表6-15，Zx=1.0760.010910=0.9670.967SHmin系数最小安全根据其高的可靠程度，查1表6-111.60齿面接触应力基本值H0=ZHZEZZFt(u+1)dabu=2189.80.891.0211636.3(1.52+1)2502501.52=252.6Mpa齿面接触应力H=HoKAKVKHKHKHP=441.1021.01.05=340Mpa许用齿面接触应力:HP=blimSHminZNT(ZLZVZR)ZWZX=7351.60.8750.921.00.976=360.9Mpa故,故齿面强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算5查1中公式6-69、公式6-70、公式6-71进行校核齿根弯曲疲劳应力和许用应力。相关参数如下表3-8所示：表3-8相关参数和系数代号名称说明取值齿向载荷分布系数查1式6-60得KF=1+b1F=1+1.310.54=1.162b值查1图6-8得；1.162=1.0；1.0查1式7-12KFP=1+1.5(KHP1)=1.075；1.075x=0,z=25, 查1图6-22；2.7x=0,zc=37, 查1图6-22；2.45查1图6-24；1.57查1图6-24；1.65重合度系数查1式6-75，Y=0.25+0.75n=0.7045n=cos2b=1.65；0.7045尺寸系数查1表6-17 ；1.05-0.0110=0.95；0.95弯曲寿命能够系数YNT=31062.21090.02=0.88；0.881.5查1图6-33；1.0查1图6-331.0YRrelT，得RZ=1.120m；YRrelT=1.6740.529Rz+10.1；1.1037最小安全系数根据其高的可靠程度，查1表6-11；1.6齿根弯曲应力基本值：F1=FtbmnYFa1YSa1YYKAKVKFKFKFp=211636.3250102.71.570.70451.01.51.0441.1621.01.075=517.9MpaF2=FtbmnYFa2YSa2YYKAKVKFKFKFp=211636.3250102.451.650.70451.01.51.0441.1621.01.075=493.9Mpa许用齿根弯曲应力：Fp1=FlimSFminYSTYNTYRrelTYXYrelT1=98081.10370.951.0=847.7MpaFp2=FlimSFminYSTYNTYRrelTYXYrelT2=5381.10370.951.0=497.3Mpa因F1Fp1, F2Fp2，故齿根强度通过。（2) b-c齿轮副：齿根弯曲强度的校核计算此处只需要计算内齿轮的有关参数即可，查书1中公式6-69、公式6-70、公式6-71计算，而相比a-c齿轮副的取值，b-c齿轮副的参数为：KV=1.1；KH=1.102KH=1.0YFa1=2.45YFa2=2.15Ysa1=1.64Ysa2=1.78KFP=1.48Y=0.861YNT=0.867 YST=2.0 YrelT2=1.0 Flim=539Mpa齿根弯曲应力基本值：F1=FtbmnYFa1YSa1YYKAKVKFKFKFp=211636.3250102.451.640.8611.0621.01.075=56.1MpaF2=FtbmnYFa2YSa2YYKAKVKFKFKFp=211636.3250102.151.780.8611.0621.01.075=53.43Mpa取齿根弯曲应力F=57Mpa许用齿根弯曲应力：Fp=FlimSFminYSTYNTYorelTYRrelTYX=5391.62.00.8671.00.9881.02=588.67Mpa因FL=36000；因此可以满足使用。4.3.2.输出级上轴承的寿命校核1）当量载荷由查9得深沟球轴承6080，规格 dDB=40060090，轴承基本，因轴承不受轴向力，故有当量动载2）轴承寿命假定在状态下的轴承运转时，由2表查得，由表2查得取，已知转速nc=84.64r/min，则轴承寿命L=10660nfTCfpP=1066084.641.0455001.21822.583177297L=36000；因此可以满足使用。4.4 行星架的设计与计算对于行星减速器的行星架必须保证其结构合理，工艺性好，高的强度以及高的刚度，同时其运动平衡性也要好，这样就能使行星架中各齿轮间承受的载荷均衡，并且它的加工装配也能很好的保证；因为行星轮的行星轴安装在转臂当中，所以在一定范围内各个行星轮之间的载荷均衡会受到行星轴的精确度的影响，在结合2X-A型的传动比后，故选择双壁整体式结构，行星齿轮所需的轴承一般安装在行星齿轮的轮内。根据前面的分析及已经确定的数据，对其结构进行设计与计算。4.4.1 高速级行星架的设计与计算行星架X1上轴孔与的中心fa，可按公式计算，通过上述计算得到输入级的啮合中心距a=216mm，可以得fa=834121000= 0.0595mm，最终取fa=59.5m；各个行星齿轮的相对按公式计算，即134.5a1000=34.54121000=0.06090.0913mm,最终取1=70m,行星架X1的为孔距相对的，即ex12=35m由此可得，对第一级行星架的结构设计，如下图4-7所示。图4-7高速级行星架结构简图4.4.2 低速级行星架的设计与计算第二级行星架与输出轴做成一个整体，为双壁整体式。已知da=250，d2=370，查9得其行星轮的轴承和输出轴的轴承选为滚动轴承型号为NJ2326E，规格为dDB=13028093，以及深沟球轴承6080，规格为dDB=40060090，根据前面的分析及已确定的数据，以上面相同的方法对低速级的行星架进行设计。通过前面计算知道低速级的啮合中心距a=310mm，则得：fa=833151000= 0.0544mm，最后取fa=54m；各个行星齿轮轴孔的相对1按公式计算，即134.5a1000=34.53151000=0.05320.0799mm,最终取1=60m,行星架x1的为孔距相对偏差的，即由此可得，对高速级行星架进行结构设计，如下图4-8所示。图4-8低速级行星架结构简图4.5 内齿圈的结构设计对于内齿圈，它在行星减速器中固定不动。一般用圆销、平键或螺栓等将其与箱体固定在一块，内齿圈与机体装置之间的定位配合必须保证其精确。在实际中有的时候为避免产生制造误差，就在机体上直接加工出来内齿轮。针对本设计题目，设计的内齿圈结构如图4-9所示。图4-9内齿圈结构简图4.6 箱体的结构设计对于本设计题目的行星传动，此行星减速器的机体是整体铸造的，其特点是构造简单，便于制造。用于ZZL1000行星减速器的传动中较为合适。本设计箱体采用，材料为HT200；机体结构采用卧式机体，进行铸造的时候要避免
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