行星齿轮减速器设计最终

1、目录目录 I摘要 IAbstract II第一章绪论 11.1 课题背景及发展状况 11.2 本设计的已有条件 1第二章主要零件的设计计算 22.1 行星齿轮减速器的传动类型及其运动简图的选择 22.2 行星轮传动的配齿计算 22.2.1 高速级各轮齿数和行星轮数目的选择 32.2.2 低速级各轮齿数和行星轮数目的选择 42.3 齿轮材料的选择和基本参数的计算 52.3.1 齿轮材料的选择 62.3.2 齿轮基本参数的计算 62.4 齿轮几何尺寸的计算 92.5 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算 102.6 传动效率的计算 102.6.1 高速级啮合损失系数的确定 112.6.2 低

2、速级啮合损失系数的确定 11第三章整体结构设计 133.1 液压马达的选择 133.2 摩擦片组的选择 143.3 高速级齿轮和轴的设计 143.3.1 高速轴的设计 143.3.2 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核 153.3.3 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 173.3.4 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核 193.3.5 高速级内啮合齿轮副弯曲强度的校核 203.3.6 花键的设计 213.3.7 内齿轮的设计 223.4 低速级齿轮和轴的设计 233.4.1 低速轴和花键的设计 233.4.2 低速级外啮合齿轮副J接触强度的校核 233.4.3 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核 2

3、53.4.4 低速级内啮合齿轮副J接触强度的校核 263.4.5 低速级内啮合齿轮副弯曲强度的设计 273.4.6 内齿轮的设计 283.5 输出轴的设计 293.6 行星齿轮的设计和基本构件上的作用力 303.6.1 行星齿轮设计 303.6.2 基本构件上的作用力 313.7 其余零件的设计 313.7.1 转臂的设计 323.7.2 箱体及前后机盖的设计 333.7.3 标准件及附件的选用 363.7.4 密封和润滑 373.8 运动仿真 37结论 39参考文献 40减速机是工作机和原动机之间的独立的封闭式的机械传动装置，它能够降低原动机的转速或增大原动机的扭矩，是一种被广发应用在工矿企

4、业、 运输、建筑等部门中 的机械装置。以2X-A行星轮减速机为物理模型，在已有研究成果和设计经验的基础 上，进一步研究了二级行星轮减速机的问题。 提出了液压制动的二级行星轮减速机的 设计。通过对该行星轮减速机的研究，我们认识到对国外进口设备进行的国产化改造完 全可以根据我们的实际情况对其核心部分进行必要的改造。这样一来可以降低使用厂家维护设备的成本和费用，也可以提高改造单位的制造能力和知名度， 去得明显的经 济效益和社会效益。本论文首先在第二章中对二级行星轮减速机的主要零件进行了设计，包括材料的选择、尺寸的计算和校核等；在第三章中，根据第二章及相关内容对减速机的零件进 行选择；之后，利用sol

5、idworks、ug等软件绘制零件度，并进行装配、仿真机数控编 程；最后，完善设计说明书。关键词：二级行星轮减速机；液压制动；solidworks；仿真AbstractReducer is closed between the prime mover and the working machine mechanical transmission device, and can reduce the speed of prime mover or increase the torque. It is a widely used in industrial and mining enterpris

6、es and transportation, construction and other sectors of the mechanical parts. 2X-A planetary gear, a physical model, is based on existing research results and experience in the design, and we further study of the two planetary gear reducer. Hydraulic brake secondary planetary gear reducer design.Th

7、rough the search of planetary gear, we recognize that the domestic transformation of the imported equipment can be implemented according to the actual situation of their core part. This can reduce the costs and expenses of maintaining equipment and can improve manufacturing capability and visibility

8、 of the transformation units, achieve remarkable economic and social benefits.In this thesis, the second chapter is mainly about the main parts of the two planetary gear reducer design, including material selection, sizing and check; the third chapter, based on Chapter II and related content, select

9、 the part of the reducer; Then, using solidWorks software paint parts diagram, assembly ,simulation and numerical control programming; The last but not least, I improve the design specification.Key words: Two planetary gear reducer; Hydraulic brakeSolidworks; SimulationI第一章绪论1.1 课题背景及发展状况虽然行星轮传动在我国已

10、经有了很多年的发展历史，但是自20世纪60年代之后，我国才开始了对行星齿轮传动进行了较为深入、系统的研究和试制工作。在理论设计和试制、应用实践方面均取得了较大的成就且获得了许多的研究成果1。近20多年来，特别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。1.2 本设计的已有条件本文中为了使减速机实现即时制动和稳定性，设计了此液压制动。已知本文中行 星齿轮减速器的传动比为 ip 35.5,允许传动比变化范围为ip

11、0.1 ,工作转速p pn3=56r/min,输出功率P3=14kw,每天要求工作时间为16小时，要求寿命为2年（每年 工作300天卜结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高2。9第二章主要零件的设计计算2.1 行星齿轮减速器的传动类型及其运动简图的选择根据设计要求可知：该行星齿轮减速器具有传递功率高、 传动比较大、工作环境 恶劣等的特点，所以选择了采用双级行星齿轮传动 3。由于2X-A型的行星齿轮的结 构简单，制造方便、适用于任何工况下的大小功率的传动，所以选用由两个 2X-A型 的行星齿轮进行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ipi 7.1, ip, 7.1。传动简图如图

12、1-1所示： p 1p 2输入浦-7。二二1二匚二_二图1-1传动简图2.2 行星轮传动的配齿计算渐开线圆柱直齿轮是该设计中所选的齿轮4 0为了合理选择各齿轮的齿数和行星 轮的数目，正确的设计行星轮传动，有必要作配齿计算。2.2.1 高速级各轮齿数和行星轮数目的选择根据2X-A型的行星齿轮的传动比ip的值和配齿计算公式，可得第一级传动的内 p齿轮bl和行星齿轮C1的齿数。由于需要行星齿轮传动的外廓尺寸尽量小些，而选取第一级中心齿轮ai数为17和行星齿轮个数为npi=3。根据内齿轮zb1j p1 1 Za1,得：Zb17.1 1 17 103.7 103(1-1)行星传动各轮齿数的选择和行星轮数

13、目应满足四个条件：1 .传动比条件：中心轮齿数Za1和内齿轮齿数Zb1必须满足给定的传动比要求5。对内齿轮的齿数进行圆整后，实际的传动比与给定的稍有变化，但是变化率必须 控制在传动比的误差范围内。实际传动比为i = 1+ 交=7. 0588(1-2)Za1其传动比误差i=v=M3° 0.1所以所选齿数符合要求。2 .装配条件：太阳轮和内齿轮与行星轮数目之比应为整数 6。3个行星轮在中心轮与内齿轮之间需要均匀分布 ，并且使轮齿与中心齿轮和内齿 轮正确啮合：Za1Zb140,为整数故符合装配条件。3 .同心条件：为了中心论、内齿轮和行星架三者的轴线同心，应该使中心轮与行星轮 的啮合中心距

14、等于内齿轮与行星轮啮合的中心距 7。即m Za1 2Zc1Zb1Zc1所以可求得行星齿轮C1的齿数为ZclZbl Za1 2 43再考虑到装配条件,选行星齿轮 Zci=40。所求彳#的Zci适用于高度变位或非变位的行星齿轮传动中。4 .邻接条件：3个行星轮之间需要有一定的间隙，使相邻的两行星轮不至于相配，此间隙应大于0.5mm,其条件是2abcsinl8° daci，式中aa温a与c的中心距，daci是行星轮c 3的齿顶圆直径8。试取m=2,得：180m2aacsindaci = 2 Zai Zci sin60 98.7 135(1-3)32m=3时，原式=I48.I>I35所

15、以当m 3,符合临接条件。综上所述内齿轮齿数 Zbi=i03，小太阳轮齿数Zai=i7，行星轮齿数Zci =40行星轮个 数 npi=3。2.2.2低速级各轮齿数和行星轮数目的选择同理可设计出第二级行星轮各轮的齿数和行星轮的数目根据2X-A型行星齿轮传动比i p的值和按其配齿计算公式9,可得第二级传动的 内齿轮b2,行星齿轮c2的齿数。由于需要行星齿轮传动的外廓尺寸尽量小些， 所以选取 第一级中心轮齿数为23和行星轮齿个数为3。根据内齿轮Zb2=(ip2-I)ZaI(I-4)得Zb25 i 23 92同样该级行星轮数目和行星传动各轮齿数的选择也应满足四个条件i0:1 .传动比条件：中心轮齿数Z

16、ai和内齿轮齿数Zbi必须满足给定的传动比要求。实际的传动比和给定的稍有变化， 这是因为对内齿轮齿数进行圆整的原因， 但是 变化率必须控制在传动比误差范围内。实际传动比为Zb2i =i + =5Za2. ip i|其传动比误差 i = =0 0.I ip所以所选齿数符合要求。2 .装配条件：两个中心轮齿数之和与行星轮个数之比应为整数3个行星轮的轮齿与中心轮和内齿轮应正确啮合， 前提是它们在中心轮和内齿轮 之间均匀分布：Za2Zb238.33调整内齿轮齿数Zb2=91。s - *ip i八 八，此时传动比误差i 0.01 0.1i p故符合装配条件3 .同心条件：为保证中心轮、内齿轮和行星架轴线

17、重合。应使中心轮与行星轮啮合中 心距等于内齿轮与行星轮啮合的中心距。即、m Za2Zc22m Zb2Zc22(1-5)所以可求得行星齿轮C2的齿数为ZC2=(Zb2-Za2)/2=34所求彳#的Zc1适用于高速变位或非变位的行星齿轮传动中。4 .邻接条件：3个行星轮之间应有一定间隙，使相邻的两行星齿轮的齿数不至于相配。此间隙大于0.5mm,其条件是2abcsinl8° dac2，式中aa温Otc的中心距，dac2是行星轮c3的齿顶圆直径。试取m=2,得：2aacsinl80 dac2 = 2 m Za2 Zc2 sin 60197.448 10032所以符合临接条件综上所述内齿轮齿数

18、Zb2=91,小太阳轮齿数Za2=23，行星轮齿数Zc2=34，行星轮个数 np2=32.3齿轮材料的选择和基本参数的计算2.3.1 齿轮材料的选择齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 ai和中心齿轮82,以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,渗碳淬火或氮化处理11。这样的材料适合于高速、中载、耐磨和承受冲击的齿轮及齿面较宽的齿轮，所以满足需要。齿面硬度58-62HRC,芯部HRC 30。查机械设计课本知，Himi 1300MPa。中心齿轮加工精度选为 7级。高速级和低速 级的内齿轮都采用42CrMo,这样的材料经调质和正火处理，以获得相当的硬度和强 度等力学性能12,调质硬度为217-2

19、59HRC。根据机械设计课本可知，取fei 620MPa 。轮b1和b2的加工精度为7级13。2.3.2 齿轮基本参数的计算1.计算高速级齿轮的模数m(1)输出轴的转矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm。查表知行星齿轮减速机的效率为0.95-0.98,选择 0.97故可求：T1=T3/(i13)=71.48Nm(2)选择7级精度(3)材料选择。由机械设计课本表10-1选择第一级小太阳轮和行星轮的材料为20CrMnTiM,硬度为 58-62HRC14。(4)又小太阳轮Za1=17，行星轮Zc1=40。由齿面接触疲劳强度设计，计算公式10-9a进行试算，即(1-6)d1t=2.323 KT

20、11 ZEZE, d H H确定公式中的各个计算数值1)试选择载荷系数Kt=1.32)计算小太阳轮的转矩 T1=T2/(i12)=71.48Nm3）由表10-7选择齿宽系数d 14）由表10-6查：材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa0.55）由图10-21d,由齿面硬度查得小太阳轮的接触疲劳强度极限为Hm 1300MPa ；6）由传动比和输出转速，可计算小太阳轮的转速n1=1988r/min.一,Zci齿数比=2.35Za1由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=1.38 109N2=Ni/ =5.87 1087）由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khni=0.90; K

21、hn2=0.958）计算接触疲劳许用应力取其失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得KhN 1 lim 1h 1170MPa；S（5）设计计算1）确定小齿轮分度圆直径d1t=2.323 KT11 ZeZe =35.177mm:d H H2）计算圆周速度 v=- 3.65m/s60 10003）计算齿宽 b= dd1t =35.177mm b4）计算齿宽与齿图之比 一 hditb模数 mt=2.06；齿局 h=2.25m=4.63; =7.55Zalh5）计算载荷系数根据v=3.67m/s,选择7级精度，由图10-8,查得载荷系数为Kv=1.13。直齿轮Kha=Kfa=1由机械设计课本上

22、表10-2查得使用系数Ka=1.85由表10-4插值法查得7级精度、小太阳轮非对称布置时，Khb=1.421,故可求得Kfb=1.28,所以 K=KVKAKHBKHa=2.9716）按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径，则d146.06mm7）计算模数 m=d1/Za1=2.71符合临接条件，又按优先系列选为 m=3mm2.计算低速级齿轮的模数 m2KT1 YFaYSa(1-7)按齿根弯曲强度的设计公式3 :dZ1Z1m（1）确定公式里的各计算数值1）由图10-20C查得第二级小太阳轮的弯曲疲劳强度极限FE1 620MPa2）由图机械设计课本10-18取弯曲疲劳强度极限Kfni=0.853

23、）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4,由式10-12得f 376.43MPa4）计算载荷系数 K=KVKAKFBKFa=2.6765）查取齿形系数由机械设计课本表10-5查得YFa1=2.976）查得应力校正系数YSa1=1.527) T 2=T 3/(i pi ) =492.3Nm(2)设计计算将上述各数值代入计算公式，得 m 3.23mm符合临接条件，又根据模数的优先系列 选 m=4mm。2.4齿轮几何尺寸的计算根据以上计算结果，对二级2x A型的行星齿轮传动，按公式进行其几何尺寸的 计算，可得各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：1.高速级模数mi=3mm表2-1高速机齿轮参数齿根

24、圆直径Zai=i7di=miZai=5Immdfi=43.5mmdai=57mm行星轮Zci=40di=I20mmdfi=iii.5mmdai=i26mm大太阳轮Zbi=I03di=309mmdfi=3i6.5mmdai=303mm2.低速级模数m2=4mm表2-2低速级齿轮参数项目齿根圆直径Za2=23di=m2Zai=92mmdf2=82mmda2=i00mm行星轮Zc2=34di=i36mmdf2=i26mmda2=i44mm大太阳轮Zb2=9idi=364mmdf2=374mmda2=356mm3.转矩的计算输出转矩 T3=9550P/n3=2387.5Nm高速级小太阳轮的转矩 Ti=

25、T3/(ii2 )=71.48Nm低速级小太阳轮的转矩 T2=T2/(i pi )=492.3Nm液压马达的输入转矩T=7i.48Nm,输出轴的转矩T2=2387.5Nm,低速级小太阳轮的转矩 T2=492.3Nm2.5 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算高速级传动的模数选为 m=3mm,盘形直齿插齿刀的齿数Zoi=18,求被插齿的内 齿轮bi, b2的齿根圆直径15。齿根圆直径d f2按下式计算，即df2=dao+2aoida0插齿刀的齿顶圆直径1oaoi 插齿刀与被加工内齿轮的中心距dao= Zoi 2ha m 60mm ,ao2=m（zb1 z0i）=127.5mm（1-8）2高

26、速级：df2=dao+2ao1=315mmd f2 dao 2a o2=315mm这与理论计算的齿根圆直径df=316.5mm相似，都具有一定的加工余量，故所选 插齿较为合理。低速级：选择模数 m=4,盘形直齿插齿刀的齿数Zo2=17dao= Zo2 2ha m 76mm,ao2=m（Zb2 zo2） =148mmdf2 dao 2a o2=372mm(1-9)同理，这与理论计算出来的齿根圆直径 df=374mm相差无几，也具有一定的活动 余量。所以所选插齿符合要求16。2.6 传动效率的计算双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为a1x2b1 b2a1x1 a2x2由表可得:

27、b1 . P a1x1 1-/P11X1,b2 .P2X2a 2x21 二 P222.6.1 高速级啮合损失系数的确定转化机构中，损失系数X1等于啮合损失系数mX1和轴承损失系数nX1之和17。即:X1X1 ,X1m + n33其中X1mb1转化机构中中心轮bl与行星齿轮cl之间的啮合损失x1ma1行星齿轮cl和转化机构中中心轮al之间的啮合损失mbJ可按公式计算即X1mb11 mZ1Z2式中Zi齿轮副中小齿轮之齿数Z1 齿轮副中大齿轮之齿数fm 啮合摩擦系数11内外啮合中重合度=1.864，则的mb1 2.926 fm - -Z1Z2X1mb1112.926 0.2 =0.0080X1ma1

28、11 c-2.486 0.2 =0.04111局速级的外啮合中重合度=1.584，则得ma1 2.926 fm - -Z1Z2I ,一X1即得=0.041+0.008=0.049,1 0.97m2.6.2低速级啮合损失系数的确定内啮合中重合度 =1.858X1X1X1_ =_ _ + mm almb1x2ma2112.917 fm ZiZ2112.917 0.2 =0.019外啮合中重合度=1.627x2ma2r 11112.554 fm=2.544 0.2=0.037Z1Z223 34即得x2 m=0.037+0.019=0.056,0.97则该行星齿轮的传动效率为0.97 0.97 0.9

29、409,传动效率高满足短期间断工作 方式的使用要求。第三章整体结构设计3.1 液压马达的选择由前所述，知高速级小太阳轮的转矩Ti=71.48Nm；转速ni=ipn3=1988r/min查阅机械设计手册第四卷，选择的液压马达为CM-D45C-FL。其额定进口压力为P=10MPa,额定转速 n=1800r/min,最大转速 nmax=2400r/min,排量 V=46.05ml/r,额定扭 矩 T=73.5Nm,重量 m=14.5k18。花键连接轴的选择选有6个齿的渐开线花键：已知花键传递的转矩 T=73.5Nm,载荷分配系数0.8,齿数为6,齿的工作长度为2419,花键齿面的工作高度为h=0.8

30、m=2.4, =45, 花键的平均直径dm=d1=51。校核所选的花键：动连接P 2T 1000 11 45 P，（载荷作用下移动的动连接 Zhldm在使用、制造情况良好的情况下，10 P 20）。故所选花键符合要求3.2 摩擦片组的选择该行星轮减速机的制动器部分的核心零部件包括：动静摩擦片组（其中5个静摩擦片、4个动摩擦片）、活塞及24个圆柱形弹簧。弹簧产生的作用压力作用在活塞上， 之后通过4个动摩擦片转化成制动力矩200弹簧的几何性能参数：弹簧丝直径2.0mm、 有效圈数15、弹簧中径10.mm、自由高度55.5mm、圈数17、自由高度55. 5mm、剪切 弹性模量80000N mm2、节

31、距3.5mm、单圈刚度160Nmm 2、材料65Si2M nWA、右旋。单个弹簧产生的弹簧力为：N 1= 197. 3N , 24个弹簧产生的弹簧力为：N = 24N 1 =4736N。泄油时，动、静摩擦片表面上的作用力 N = 4736N,则制动力矩T = 8 srdF ,其中dF = pr dr,= 0. 15, p = N /S = 9. 85 104Pa计算得：T4= 328. 7Nm 71.48Nm直接作用在行星轮减速机上的输入轴上的制动力矩，通过减速机的减速和增加力矩的作用，之后作用在减速机输出轴上的制动力矩可达到：T5=T4i=328.7 35.5 0.97 0.97=10979

32、.221N m（1-10）是作用在输入轴上制动力矩的33.4倍21。如果不将制动器直接与输出轴相连接不作用 在输入轴上，那么在同样制动力矩作用下，制动器的实际体积将会增大许多而无法适 应空间较小的工作环境。将制动器置于输入端处可通过较小的制动力矩产生很好的制 动效果。在一定范围内，每增加一对摩擦副（一个动摩擦片和一个静摩擦片），在输入 轴上的制动力矩将增加82.175Nm,输出轴上可承载的力矩也为增加且为 3608.3Nm, 制动器的厚度增加5.2mm。所以这种制动器结构并不复杂：体积小、制动力矩大、性 能可靠。3.3 高速级齿轮和轴的设计3.3.1 高速轴的设计根据2X-A型的行星齿轮传动的

33、工作特点和传递功率的大小、转速的高低情况，首先确定中心齿轮a1的结构。因为它的直径较小d1 51mm,所以a1采用齿轮轴的结 构形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。同时设计轴的结构。为了便于轴上零件的装拆现将将轴做成阶梯形。如图 3-2所 示:图3-2高速轴3.3.2 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核校核齿面接触应力的强度计算时应使大小齿轮的计算接触应力中的较大值小于其相应的许用接触应力 Hp ,即H < Hp。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22。原动机工作平稳，为中 等冲击，故选Ka为1.6,

34、工作机的环境恶劣属于严重冲击。故选 Ka为1.8 (1)动载荷系数Kv考虑齿轮的制造精度、轮齿内部受运转速度对其附加动载荷的影响的系数，查表 可得 Kv=1.108o(2)齿向载荷分布系数KH考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力的影响的系数。该系数KH主要与齿轮加工的误差、箱体轴孔的偏差、啮合刚度、大小齿轮的平行度、跑合情况等有关。KH =1+ b 1 H 查表可得 b 1.12, H 3。则KH 11.12 1 3 1.362(3)齿间载荷分配系数kHa、kFa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的影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等有关。查表可得kH

35、 =1 , k_ =1oHaFa行星齿轮间载荷分配不均的系数k Hp考虑在各个行星轮间载荷分配不均匀对齿轮接触应力影响的系数。它与转臂、齿轮及箱体精度、齿轮传动结构等有关。查表取 kHp=1.4(5)节点区域系数zH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zH 12cos a2cosat，取zH为2.495 H ' cosa；sinat(6)弹性系数Ze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Ze为189.80(7)重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷Ft.b的影响，而使计算接触应力减小的系数ZJ-一-,故取 0.897

36、，3(8)螺旋角系数Z考虑螺旋角使接触线倾斜而对接触应力影响的系数。Z /cos ,取Z为1(9)最小安全系数Sh m. , SFm.考虑齿轮工作可靠性的系数。齿轮工作的可靠性要求根据重要程度， 使用场合等来确定。取Sh m =1(10)接触强度计算的寿命系数ZNt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的系数。取ZN1t =1.039, ZN2t =1.085(11)润滑油膜影响系数Zl, Zv , Zr齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得ZL=1, ZV =0.987, ZR =0.991(12)齿面工作硬化系数Zw

37、,接触强度尺寸系数Zx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的大齿轮产生冷作硬化的影响的系数，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ZW =1 , ZX =1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力HP，即中心齿轮a1的HPH lim _ _HpZ NtZLZvZrZwZx 1422MPaSHmin行星齿轮 c1 的 hpFZNtZLZvZRZwZx1486MPaSH min外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中H1 H2,则KaKvKh KhKhpiho F-1一1ZhZeZ Z，经计算可得 H1 H2 987MPa Mb %则H1 Hp1 1422MPa ,

38、H2 HP2 1486MPa满足接触疲劳强度条件3.3.3 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核1、名义切向力Ft已知 Ta 2355Nm , np=3 和 da=153mm,则得Ft2000Ta 2000 2355a 31960Nnpda3 153使用系数Ka和动载系数Kv的确定方法与接触强度相同。2、齿向载荷分配的系数Kf齿向载荷分布系数Kf按公式计算，即KF =1+ b 1 H由图可知 F=1, b 1.411,贝(J Kf =1.3113、齿间载荷分配系数kFa齿间载荷分配系数kFa可查表kFa =1.14、行星齿轮间在和分配的系数Kfp行星轮间载荷分配的系数 K FP按公式计算K fp=

39、1+1.6(1.2-1)=1.325、齿形系数Yfa查表可得，Yfa1=2.421, Yfa2=2.6566、应力修正系数Ysa查表可得 Ysa1=1.684, Ysa2=1.5777、重合度系数Y0 75查表可得Y10.250.7231.588、螺旋角系数Y 19、计算齿根弯曲应力fFtF1 ,YYfhiY KaKvKf KfhKfp 187MPa bmFtF2LYYFa21Y KaKvKf KfhKfp 189MPabm10、计算许用齿根应力FP -YSTYNtY relTYRrelTYX。已知齿根弯曲疲力极限 F minSF min一 一 一， 2400N/mm查得最小安全系数SFmin

40、 1.6,式中各系数YST , YNT , 丫 relT , YrT和Yx取值如下：60.02,一人 一一3106查表Yst =2,寿命系数Ynt 1Nl查表齿根圆角敏感系数YrelTl=1, Y relT 20.95I e i e 2相对齿根表面状况系数YRrelT1.670.529 RZ1 01.043YRrelT 21.670.529 RZ1 0.11.043许用应力fP1 694MPa, fP2 474 MPa 因止匕 F1 fp1 ； F2 fp2 , a-c满足齿根弯曲强度条件。3.3.4 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核行星齿轮减速机的弯曲强度对其影响程度较接触强度较弱，接触强度

41、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校核相似。选择Kv =1.272, Kh =1.189, Z =1, Zh =2.495, KHa =1.098, Z =0.844, Zn二1.095,Zn2=1.151, Zl1=1, Zl2=1 ,Zv1=0.987, Zv2 =0.974, Zr=0.991 , ZR2 =0.982, Zw1=1.153,ZW2=1.153, ZX1=1, ZX2=1 , SH min =1 计算行星齿轮的许用应力:hp1-ZmZlZvZrZwZx1677MPaSH min计算内齿轮C1的接触许用应力:HP1-ZNtZLZvZRZwZx64

42、1MPaH1H2H0 KaKvKh Khh1Khp1 =396MPa(3-1)(3-2)SH min则H1 H2 641MPa得出结论：满足接触强度的条件3.3.5 高速级内啮合齿轮副弯曲强度的校核为了安全起见，对高速级内啮合齿轮副的弯曲强度进行校核。1 .名义切向力Ft已知 Ta=Ti ii3=424.2Nm, ,p=3和 d a =309mm,则得 Ft=915.21N使用系数Ka和动载系数Kv的确定方法和接触强度是相同的。2 .齿向载荷分布系数Kf齿向载荷分布系数Kf按公式计算，即kf =1+ b 1 H由图可知 F =1, b 1.411,则 Kf =1.3113 .齿间载荷分配系数k

43、Fa齿间载荷分配系数kFa可查表kFa=1.34 .行星齿轮间载荷分配系数Kfp行星齿轮间载荷分配系数 K fp按公式计算K fp=1+1.6(1.2-1)=1.325 .齿形系数Yfa查表可得，Yfa1=2.53, Yfa2=2.676 .应力修正系数Ysa查表可得 Ysa1=1.71, Ysa2=1.6557 .重合度系数Y0 75 查表可得丫0.25 075 0.72311.588 .螺旋角系数Y19 .计算齿根弯曲应力fFtF1 YYFa1Y KaKvKf KfhKfp 182MPa bmFtF2,YYFa2iY KaKvKf K Fa K fp 185MPabm10 .计算许用齿根应

44、力FppFP min YSTYNtY relTYRrelTYX 已知齿根弯曲疲劳极限F min 400N / mmSF min查得最小安全系数SFmin1.6,式中各系数Yst,Ynt, Y relT，YRrelT和Yx取值如下：a 0.02,一人 一一3106查表Yst =2,寿命系数Ynt 1Nl查齿根圆角敏感的系数Yre1T1=1, YrelT2 0.95 I e i e 2相对齿根表面状况的系数：YRre1T1.67 0.529 RZ 1 0.11.043YRreiT 2 1.67 0.529 RZ1 0.11.043许用应力FP1 694MPa, fP9 474 MPa因止匕F1 f

45、p1 ； F2 fp2 ,满足齿根弯p1p 2曲强度条件。3.3.6 花键的设计1、左端花键轴的直径为 d2=d1=51mm,中间轴段d3=45mm2、选择圆柱滚子轴承，其中 D=85mm,d=45mm,B=19mm3、故安装在行星轮中间的销轴直径为 45mm如下图3-3所示：图3-3花键3.3.7 内齿轮的设计内齿轮 如采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定23在箱体上。如图3-4所示图3-4高速级内齿轮3.4低速级齿轮和轴的设计3.4.1 低速轴和花键的设计1、右端仍然选择做成齿轮轴，往左选直径为80mm的退刀槽，2、花键的设计花键传递的转矩T2=492.3Nm左端花键选渐开线花键

46、Z=6, l=45mm,h=0.8m=3.2mm花键的平均直径dm=105mm, 载荷分配系数 =0.8。校核P 2T3 1000 13 57 P （在载荷作用下移动的动连接，使用和制造情况 Zhldm .良好时，10 P 20）。故选择直径为50的销轴在安装圆柱滚子轴承中，其参数是d=50mm,D=90mm, B=20mm。3.4.2 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核1 .选择使用系数Ka原动机工作平稳且为中等冲击，故选 Ka为1.6。工作机环境恶劣，属严重冲击,所以选Ka为1.8。2 .动载荷系数Kv92Kv 92200 40.251.0343 .齿向载荷分布系数KHKH =1+ b 1

47、H =1.2294 .齿间载荷分配系数kHa、kFa查表可得 kHa=1.021, kFa =SI5 .节点区域系数zH取 2cos aCosat =2495ZH 2cosat sinat6 .弹性系数Ze考虑材料的弹性模量E和泊松比 对接触应力影响的系数，查表可得 Ze为 189.80。7 .重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷Ft.b的影响，而使计算接触应力减小的系数Z4-,故取 0.88938 .螺旋角系数Z考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Zvcos-，取Z 为1计算齿面的接触应力H1 H2 hot'KaKvKh "iKhpi ,代入参数得:H1 H 2

48、=1451。9 .最小安全系数Sh min， SFmin，取Sh min =110 .接触强度计算的寿命系数ZNt取 ZN1t =1.039, ZN2t =1.08511润滑油膜影响系数Zl, Zv , Zr齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得 ZL=1, Zv =0.987, ZR =0.99112.齿面工作硬化系数Zw,接触强度尺寸系数Zx ,选Zw=1, Zx=1。 计算许用接触应力Hpi H lim ZniZlZvZrZwZx1770MPa （中心齿轮 a2）SH minH limhp2mZNtZLZvZRZwZx 1525MPa （行星齿轮 c2 ）SH min接触强度校核：

49、HiH2=1451MPa< HP2 （满足接触强度校核）3.4.3低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核1 .名义切向力Ft已知 Ta 16223.4Nm, np=3 和 da=276mm,则得2000T2000 16223 47.Ft 2000k 2000 1622347 128628N ,使用系数Ka,和动载系数Kv的确定方 npda 3 276 p a法与接触强度相同。2 .齿向载荷分布系数Kf齿向载荷分布系数 Kf按公式计算，即 KF =1+ b 1 H。由图可知 F =1 ,b 1.229，则 Kf =1.2293 .齿形系数Yfa查表可得，Yfa1=2.531, Yfa2=2.58

50、44 .行星齿轮间载荷分配系数Kfp行星齿轮间载荷分配系数 Kfp按公式计算Kfp=1+1.6(1.2-1)=1.325 .齿间载荷分配系数kFa齿间载荷分配系数kFa可查表kFa =1.0216 .应力修正系数Ysa查表可得 Ysa1=1.630, Ysa2=1.5907 .重合度系数Y查表可得Y 10.25 0751.580.7238 .螺旋角系数Y9 .计算齿根弯曲应力fFtF1bmYYFaiYKAKVKF KFaKFP 396MPaFtF2 需 YMKAKVKF KFaKFP 394MPa(3-2)10.计算许用齿根应力FppFP一MYsTYNtYreiTYRreiTYx ,已知齿根弯

51、曲疲劳极限Fmin400N/mm2。查出最SF min小安全系数SFmin1.6,式中各系数Yst, YnT, 丫 relT，Yrm和Yx取值如下：60.02查表Yst=2,寿命系数Ynt3-0-1Nl查表齿根圆角敏感系数YreiT1=1, Y reiT 21相对齿根表面状况系YRrelT1.67 0.529 RZ 1 01.043YRrelT 2 1.67 0.529 RZ1 0.1 1.043许用应力fp 674MPa, fp 484 MPa因止匕 F1 FP1 ； F2 FP2 ， a-c满足齿p17 p2根弯曲强度条件。3.4.4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的校核

52、主要表现为接触强度的校核计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度的校核相似。选才¥ KV =1.272, Kh =1.189, Z =1, Zh =2.495,KHa =1.098, Z =0.844, Zn1=1.095,Zn2=1.151, Zl1=1, Zl2=1, ZV1=0.987, ZV2=0.974,Zri=0.991, Zr2=0.982, Zwi=1.153, Zw2=1.153, Zxi=1, Zx2=1, SHmin计算行星齿轮的许用应力为=1hpiUmZNtZLZvZRZwZxSH min1782MPa计算内齿轮cl的接触许用应力HJim-ZNtZLZVZRZ

53、WZX665MPaHP iNt L V R W XSH min而H1H2 H0, KaKvKh KHalKHPI =652“ pahi H2 652MPa。得出结论：满足接触强度的条件。3.4.5低速级内啮合齿轮副弯曲强度的设计1 .名义切向力Ft已知 Ta=T2 ii3=1908.8Nm, Ta=16223.47Nm, nP =3 和 da=276mm,贝U得Ft=3495.97N。使用系数Ka和动载系数Kv的确定方法和接触强度是相同的。2 .齿向载荷分布系数Kf齿向载荷分布系数Kf按公式计算，即KF =1+ b 1 H。由图可知 F=1,b =1.301, WJ Kf1.3013 .齿间载荷分配系数kFa齿间载荷分配系数kFa可查表kFa =1.0214 .行星齿轮间载荷分配系数Kfp行星齿轮间载荷分配系数 K fp按公式计算K fp=1+1.6(1.2-1)=1.325 .齿形系数Yfa查表可得，Yfa1=2.622, Yfa2=2.5516 .应力修正系数Ysa查表可得 Ysa1=1.621, Ysa2=1.5847 .重合度系数Y查表可得 Y1 0.25 075 0.71