1、山東交通學院2011屆畢業生畢業設計題目：40kw二級行星齒輪減速器設計院(系)別 工程機械系 專 業 機械設計制造及其自動化班 級 機械071班 學 號 070611134 姓 名 楊模尖 指導教師 韓 鷹 二一一年六月摘 要行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩和傳動效率高等優點，因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業部門均獲得了廣泛的應用。本設計便是基于這些特點對行星齒輪進行結構設計，首先通過比較各種類型的行星齒輪的特點，確定其方案；其次根據

2、相應的輸入功率、輸出速度、傳動比進行傳動設計與整體的結構設計。關鍵詞： 普通定軸齒輪傳動，行星齒輪傳動，行星齒輪減速器，工程機械，建筑機械abstractcompared with common fixed axis gear, planetary gear transmission has small size, small quality, big transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and high transmission efficiency.so planetary gear drive

3、in the lifting and transportation、engineering machinery、metallurgical, petrochemical, construction machinery, light industry and textiles, medical equipment, instrumentation, automotive, shipbuilding, and aerospace and other industrial sectors are received a wide range of applications.the design is

4、based on these features of planetary gear for structure design. first, adopt the scheme through comparing various types of planetary gears characteristics, secondly, according to the corresponding input power、output speed and speed give the design of transmission and whole structure. key words：commo

5、n fixed axis gear,planetary gear transmission,planetary gear reducer,engineering machinery,construction machinery目 錄前 言11 研究該行星齒輪減速器的目的、意義12 國內外行星齒輪減速器發展概況11 行星齒輪傳動概論31.1 行星齒輪傳動的定義31.2主要的工作內容32 行星輪減速器方案確定52.1 輪系的確定52.2 周轉輪系的選擇52.3 行星輪減速器方案確定73 減速器結構設計及傳動尺寸設計計算83.1 運動簡圖83.2工作條件及要求83.3 電動機的選擇83.4 聯軸器的

6、選擇與校核93.5 配齒數93.6 轉速比計算93.7 初步計算齒輪的主要參數103.7.1 高速級部分齒輪的計算103.7.2 低速級部分齒輪的計算143.8齒輪傳動強度的校核183.8.1 高速級齒輪疲勞強度校核183.8.2 低速級齒輪疲勞強度校核234 主要構件的結構設計與計算294.1 行星輪傳動的受力分析304.1.1高速軸304.1.2 低速軸304.2 軸的計算314.2.1輸出軸314.2.2 輸入軸（矩形花鍵聯結）324.2.3 行星軸334.3 滾動軸承的壽命校核364.3.1.高速級行星軸上滾動軸承的壽命校核364.3.2.低速級行星軸上滾動軸承的壽命校核364.4 浮

7、動用齒式聯軸器的設計與計算364.5 行星架設計384.5.1 高速級行星架的設計與計算384.5.2 低速級行星架的設計與計算384.6 減速器箱體設計39結 論41致 謝42參考文獻43附錄a44附錄b56前 言1 研究該行星齒輪減速器的目的、意義 減速器作為獨立的驅動元部件，齒輪減速器在各行各業中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新，平動齒輪傳動原理的出現就是一例。當今，世界減速器技術有了很大的發展，總的發展趨勢是六高、兩低、

8、兩化。六高，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；兩低，即低噪聲、低成本；兩化，即標準化、多樣化（模塊化）。由于應用范圍極廣，其產品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應的減速器系列。國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩和傳動效率高等優點，這些已被我國越來越多的機械工程

9、技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現代機械傳動發展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業部門均獲得了廣泛的應用。2 國內外行星齒輪減速器發展概況在國外，行星齒輪減速器應用極為普遍，在德國、日本、捷克、英國、法國、

10、奧地利、前蘇聯等國家均有系列產品，并以大量生產。其行星齒輪減速器的承載能力不斷的提高，以德國demag的一種行星減速器為例，承載能力已高達54600kw，對應的輸出軸最大轉矩約為2400kn.m，最大傳動比已達5000。1）國外在高速大功率傳動方面，尤其是在動力、船舶的報告機械設備上行星傳動已普遍應用，主要有：英國艾倫（allen）齒輪公司為帕森（c.a. parsons）公司制造了一臺壓縮機用行星減速器，功率相當于25740kw；瑞士馬格（maag）公司已生產了船用行星減速器，功率相當于11030kw；日本三菱造船公司生產了功率相當于8830kw的船用行星減速器。2）低速重載方面，國外行星減

11、速器生產已由系列產品發展到接受各種特種、特殊用途訂貨的大型減速器，重量有的達100t左右，如法國雪鐵龍（citroen）公司，據資料介紹可生產用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量可達50-125t；德國法倫達（flender）公司，曾為我國徐州淮海水泥廠水泥磨配套生產了重量達72t，輸出轉矩為2800kn.m的兩級行星減速器；日本宇都興產公司生產了一臺3200kw，i=720/480，輸出轉矩t=2100kn.m的行星減速器。國內近年來，在行星減速器方面有了很大的發展與提高。主要在礦山機械、起重運輸、輕工化工、船舶工業、工程機械、鼓風機、風力發電等設備上。1975年，我國制訂了ngw

12、型行星減速器系列（jb1799-1976），分一、二、三級三個系列。輸入最高轉速不超過1500r/min，質量0.128-1.75t，傳動比i=2000，最大輸出轉矩為50kn.m。目前，國內不少廠家在生產，同時非標準大功率行星齒輪減速器也不斷涌現。我國于1984年又頒布了ngw-s（由弧齒錐齒輪與行星齒輪組合的垂直傳動）、ngw-z（由圓柱齒輪與行星齒輪組合的平行軸傳動）、ngw-l（立式行星齒輪）三十派生系列的標準。我國現有齒輪制造企業600多家，減速器制造企業約400家，年生產通用減速器超過25萬臺，生產齒輪（汽車齒輪）和減速器總產值超過500億元，為發展我國的機械產品做出了重要貢獻。1

13、 行星齒輪傳動概論1.1 行星齒輪傳動的定義當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，如圖所示。在上訴齒輪傳動中，齒輪a、b和構件x繞幾何軸線oo轉動，而齒輪c是活套在構件x的軸oc上，它一方面繞自身的幾何軸線oc旋轉（自轉），同時又隨著幾何軸線oc繞固定的幾何軸線oo旋轉(公轉)，即齒輪c作行星運動；因此，稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。圖1.1行星輪系fig.1.1 epicyclic gear trains分類：照傳動類型可分為齒輪減速機、蝸桿減速機和行星齒輪減速機；按照

14、傳動級數不同可分為單級和多級減速機；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速機、圓錐齒輪減速機和圓錐圓柱齒輪減速機；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速機。以下是常用的減速機分類：1、擺線減速機2、硬齒面圓柱齒輪減速器 3、行星齒輪減速機 4、軟齒面減速機 5、三環減速機6、起重機減速機7、蝸桿減速機8、軸裝式硬齒面減速機9、無級變速機組成：速器主要由傳動零件（齒輪或蝸桿）、軸、軸承、箱體及其附件所組成。其基本結構有三大部分：1）齒輪、軸及軸承組合；2）箱體；3）減速器附件。1.2主要的工作內容（1）計算說明部分：分析行星齒輪機構傳動方案，確定行星齒輪減速器的傳動原理圖。并通過計算分析，

15、確定行星輪系齒輪的齒數、模數和軸、行星架的各項參數，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算及相關幾何尺寸。最后完成傳動比在12左右的二級行星齒輪減速器的設計。（2）圖紙部分：二級行星齒輪減速器裝配圖一張，零件圖三張。2 行星輪減速器方案確定2.1 輪系的確定根據行星輪系可分為：定軸輪系、周轉輪系、混合輪系、封閉行星輪系，因為混合輪系可以獲得更大范圍的傳動比，實現多路傳遞、得到多速，本設計通過兩級周轉輪系串聯形成混合輪系。 2.2 周轉輪系的選擇周轉輪系的類型很多，按其基本構件代號可分為2z-x、3z和z-x-f三大類(其中z中心輪)。其他各種復雜的周轉輪系，大抵可以看

16、成這三類輪系的聯合貨組合機構。按傳動機構中齒輪的嚙合方式、又可分為許多傳動形式，如ngw型、 nw型、 nn型、ww型、zuwgw型、 ngwn型、 n型等（其中n內嚙合，w外嚙合，g公用齒輪，zu錐齒輪）。其傳動類型與傳動特點如表2.1所示。表2.1 行星齒輪傳動的類型與傳動特點tab.2.1 planetary gear transmission types and transmission characteristics傳 動 類 型機構簡圖傳 動 特 性應用特點類組性傳動比范圍傳動比推薦值傳遞功率kw2z-x負號機構ngw1.13 13.7= 2.7 9不限廣泛地用于動力及輔助傳動中，

17、工作制度不限，可作為減速、增速和差速裝置。軸向尺寸小，便于串聯多級傳動，工藝性好nw150= 525不限>7時，徑向尺寸比ngw型小，可推薦采用工作制度不限nn1700一個行星輪時=30100三個行星輪時<3040可用于短時、間斷性工作制動力傳動轉臂x為從動時，當， 大于某值后，機構自鎖3z負號機構ngwn500=20100100結構很緊湊，適用于中小、功率的短時工作制傳動工藝性差 當a輪從動時，達到某值后機構會自鎖，即02.3 行星輪減速器方案確定ngw行星輪系由內外嚙合和公用行星輪組成。結構簡單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高；然而傳動比較小。但ngw性能多級串聯成傳動比打的輪系

18、，這樣便克服了淡季傳動比較小的缺點。所以ngw型成為動力傳動中應用最多、傳遞功率最大的一種行星傳動，并根據所給的條件總的傳動比為12，輸出功率為40kw左右，且要求兩級減速。綜合以上情況所以選定ngw型行星輪減速器，高低速級可通過雙齒式聯軸器聯結。3 減速器結構設計及傳動尺寸設計計算3.1 運動簡圖圖3.1 機構簡圖設計fig.3.1 actuating limbs design3.2工作條件及要求 該裝要求傳輸功率為40kw左右，總傳動比為12左右，單向傳送,有輕微沖擊，三班制工作(每天工作24小時),使用期限5年(每年按300天計算)。3.3 電動機的選擇 根據工作功率與工作條件查機械設計

19、手冊可選三相異步電動機，y200l-4，容量為45kw，主要參數如下表3.1所示。表3.1 電機主要參數tab.3.1 motors main parameters型號額定功率/kw轉數 (r/min)定子電流/a效率%功率因數重量kgy200l-445kw147585.5910.873103.4 聯軸器的選擇與校核本設計電動機與減速器間的聯軸器選用彈性注銷聯軸器，由電機型號y200l-4查得電機輸出軸直徑為60mm，伸出長為140mm，由于聯軸器兩端孔徑有一定的范圍，查機械設計手冊可選用hl4型彈性注銷聯軸器，其許用公稱轉矩為1250n.m，許用轉速為4000r/min。聯軸器的校核輸入轉矩

20、 t=9.55××=291.36×n. 由機械設計表14-1得 =1.5 由公式 =t 得公稱轉矩 =1.5×291.36×n.=437.04n.<1250n.故滿足要求。3.5 配齒數 1）高速級 按非變為傳動要求選配齒數，查【2】表3-2可選配成 實際傳動比 2）低速級 查【2】表3-2可選配成 實際傳動比 總傳動比 故滿足傳動比條件。3.6 轉速比計算轉臂轉速 r/min行星輪的相對轉速 r/min同理可算得 r/min r/min3.7 初步計算齒輪的主要參數齒輪材料和熱處理的選擇 太陽輪、和行星輪、均采用20優質低碳合金鋼，滲碳

21、淬火，齒面硬度58-62hrc，據【2】圖6-14和圖5-29，取和,太陽輪、和行星輪、的加工精度6級，內齒輪、均采用42，調質硬度283-323hbs，據【2】圖6-13和6-28，取和，內齒輪、的加工精度7級，詳見如表3.2所示。表3.2 齒輪材料及性能tab.3.2 gear material and performance齒輪材料熱處理hlim(n/mm)flim(n/mm)加工精度太陽輪滲碳淬火58-62hrc15004206級行星輪內齒輪42調質283-323hbs7803007級3.7.1 高速級部分齒輪的計算1初步計算齒輪主要參數（1）按齒面接觸強度初算太陽輪的分度圓直徑用【2

22、】式（6-6）進行計算，式中系數 、如表3.3所示。表3.3接觸強度有關系數tab.3.3 contact strength relevant coefficients代號 名稱說明取值k使用系數查書【2】表6-7，輕微沖擊1.5行星輪間載荷分配不均系數 查書【2】表7-1行星架浮動，6級精度1.20綜合系數n=3,高精度，硬齒面2.4齒寬系數查書【2】表6-60.6電機效率，電機與輸出軸鍵彈性柱銷聯軸器之間的效率為 則輸入功率 ： kw太陽輪的傳遞扭矩為 ： n.m直齒輪算式系數，則太陽輪分度圓直徑(2)按彎曲強度初算模數m用【2】式6-50進行計算，式中系數如表3.4所示。表3.4 接觸強

23、度有關系數tab.3.4 contact strength relevant coefficients代號名稱說明取值算式系數直齒輪12.1行星輪間載荷分配系數1.3綜合系數查【2】表6-5高精度2.2齒形系數查書【2】圖6-2222.532.81因為取和中的較小值= 則=378.15n/mm則齒輪模數： 取模數m=3mm則 >，故取 因 ，顯然，滿足非變位同心條件，故取嚙合中心距。(3)幾何尺寸計算按【2】表4-2標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式進行其幾何尺寸計算，各齒輪副的幾何尺寸結果列于表3.5所示。表3.5高速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mmtab.3.5 high grade

24、gear basic geometry size序號名稱a-c齒輪副b-c齒輪副1模數m32壓力角3分度圓直徑d 4齒頂高外嚙合內嚙合5齒根高3.756全齒高h6.757齒頂圓直徑8齒根圓直徑 9基圓直徑10中心距a76.576.511齒頂圓壓力角12重合度端面重合度1.611.77縱向重合度00總重合度1.611.772、裝配條件的驗算對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件：1） 鄰接條件 由公式 得 （單位：） 滿足條件2） 同心條件 由 知滿足同心條件3） 安裝條件 （整數） 故滿足條件3 嚙合效率計算 由【2】表5-1中公式（1）進行計算，即 為了方便計算，這里僅考慮齒輪副的

25、嚙合磨損， 已知 取其嚙合損失系數 由公式 得 所以 所以高速級得傳動效率為 3.7.2 低速級部分齒輪的計算1、初步計算齒輪主要參數（1）按齒面接觸強度初算太陽輪的分度圓直徑用【2】式（6-6）進行計算，式中系數 、如表3.6所示。表3.6接觸強度有關系數tab.3.6 contact strength relevant coefficients代號 名稱說明取值k使用系數查書【2】表6-7，輕微沖擊1.5算式系數直齒輪768行星輪間載荷分配不均系數 查書【2】表7-1太陽輪浮動，6級精度1.05綜合系數n=3,高精度，硬齒面2.2齒寬系數查書【2】表6-60.6高速級行星架輸出便是低速級太

26、陽輪輸入，由高速級算得轉臂轉速 r/min 則轉臂輸出功率 kw取齒式聯軸器的效率為 則低速級輸入功率 kw 太陽輪傳遞扭矩 n.m又 則太陽輪分度圓直徑（2）按彎曲強度初算模數m用【2】式6-50進行計算，式中系數如表3.7所示。表3.7 接觸強度有關系數tab.3.7 contact strength relevant coefficients代號名稱說明取值算式系數直齒輪12.1行星輪間載荷分配系數1.075綜合系數查【2】表6-5高精度2.2齒形系數查書【2】圖6-2222.702.71因為取和中的較小值= 則=418.45n/mm則齒輪模數： 取模數m=4mm 則 >故取 因

27、，顯然，滿足非變位同心條件，故取嚙合中心距(3) 幾何尺寸計算按【2】表4-2標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式進行其幾何尺寸計算，各齒輪副的幾何尺寸結果列于表3.8所示。表3.8低速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mmtab.3.8 low grade gear basic geometry size序號名稱a-c齒輪副b-c齒輪副1模數m42壓力角3分度圓直徑d 4齒頂高外嚙合內嚙合5齒根高5.06全齒高h97齒頂圓直徑8齒根圓直徑 9基圓直徑10中心距a909011齒頂圓壓力角12重合度端面重合度1.6681.869縱向重合度00總重合度1.6681.8692 裝配條件的驗算對于所設計的上述行

28、星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件： 1）鄰接條件 由公式 得 （單位：） 滿足條件 2）同心條件 由 知滿足同心條件 3）安裝條件 （整數） 故滿足條件3 嚙合效率計算由【2】表5-1中公式（1）進行計算，即 為了方便計算，這里僅考慮齒輪副的嚙合磨損， 已知 取其嚙合損失系數 由公式 得 所以 所以高速級得傳動效率為 綜上計算得本設計總傳動效率 可見，該行星減速器傳動的效率比較高，滿足使用要求。3.8齒輪傳動強度的校核3.8.1 高速級齒輪疲勞強度校核（1） a-c齒輪副 1)齒面接觸強度的校核計算 查書【2】式6-51、6-52, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,式中的參數和數值如表

29、3.9所示。表3.9 a-c齒輪副接觸強度有關參數和系數tab.3.9 a-c gear pair contact strength parameters and coefficients代號名稱說明取值使用系數按中等沖擊查【2】表6-71.5 動載系數 6級精度，查【2】圖6-61.078 齒向載荷分布系數查書【2】圖6-7 6-8得=0.431.039 齒間載荷分布系數查【2】表6-9，6級精度1.0 行星輪間載荷分布系數行星架浮動，查【2】表7-11.20 節點區域系數查【2】圖6-92.5 彈性系數查【2】表6-10189.8 重合度系數查【2】6-10得，0.89 螺旋角系數直齒，=

30、01分度圓上切向力1822.58nb工作齒寬 取b=5858續表u齒數比 0.59375壽命系數按工作5年，每年工作300天，每天24小時計算 0.86簡化計算潤滑油系數、速度系數及粗糙度最小安全系數的乘積，查【2】表6-141.0內齒輪均為硬齒面，查【2】圖6-201.0工作硬化系數查【2】表6-15，1.0433 系數最小安全按高可靠度，查【2】表6-111.60接觸應力基本值接觸應力許用接觸應力: 故,接觸強度通過2）齒根彎曲強度的校核計算 齒根彎曲疲勞應力及許用應力用書【2】6-69、6-70、6-71進行校核。各項參數如表3.10所示。表3.10 a-c齒輪副齒根彎曲強度有關參數和系

31、數tab.3.10 a - c gear pair contact strength parameters and coefficients代號名稱說明取值齒向載荷分布系數由【2】式6-60得1.056齒間載荷分布系數1.0行星輪載荷分布系數按【2】式7-121.3太陽輪齒形分配敘述x=0,z=32,查【2】圖6-222.53行星輪齒形分布系數x=0,查【2】圖6-222.81太陽輪應力修正系數查【2】圖6-241.64行星輪應力修正系數查【2】圖6-241.53重合度系數查【2】式6-75，0.72尺寸系數查【2】表6-17 1.05-0.01×3=1.021.02彎曲壽命能夠系數

32、0.857試驗齒輪應力修正系數按所給區域圖取1.0太陽輪齒根圓角敏感系數查【2】圖6-331.0行星齒輪齒根圓角敏感系數查【2】圖6-331.0齒根表面形狀系數，查【2】表6-180.988最小安全系數按高可靠度，查【2】表6-111.6彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過（2） b-c齒輪副： 1)齒面接觸強度的校核計算 仍用【2】式6-52、6-53, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,其中與a-c齒輪副取值不同的參數為 =1.12 = 1.114 =0.87 =0.875 =1.1 接觸應力基本值接觸應力許用接觸應力: 故,接觸強度通過2）齒根彎曲強度

33、的校核計算 只需計算內齒輪，仍用【2】6-69、6-70、6-71計算，其中取值與齒輪副a-c不同的各項參數為：=1.18 =1.1 =2.81 =2.25 =1.53 =1.75 =0.674 =0.866 =2.0 =1.03 =300n/彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過3.8.2 低速級齒輪疲勞強度校核 （1）a-c齒輪副 1)齒面接觸強度的校核計算 同高速級算法查書【2】式6-51、6-52, 計算接觸應力,用式6-54計算其需用應力,式中的參數和數值如表3.11所示。表3.11 a-c齒輪副接觸強度有關參數和系數tab.3.11 a - c gear

34、pair contact strength parameters and coefficients代號名稱說明取值使用系數按中等沖擊查【2】表6-71.5 動載系數 6級精度，查【2】圖6-61.044 齒向載荷分布系數查書【2】圖6-7 6-8得=0.341.041 齒間載荷分布系數查【2】表6-9，6級精度1.0 行星輪間載荷分布系數行星架浮動，查【2】表7-11.05 節點區域系數查【2】圖6-92.5 彈性系數查【2】表6-10189.8 重合度系數查【2】6-10得，0.89 螺旋角系數直齒，=01.0分度圓上切向力586.91nb工作齒寬 取b=5656u齒數比0.956續上表壽命

35、系數按工作5年，每年工作300天，每天24小時計算 0.875簡化計算潤滑油系數、速度系數及粗糙度最小安全系數的乘積，查【2】表6-141.0內齒輪均為硬齒面，查【2】圖6-201.0工作硬化系數查【2】表6-15，1.0324 系數最小安全按高可靠度，查【2】表6-111.60接觸應力基本值接觸應力許用接觸應力: 故,接觸強度通過2）齒根彎曲強度的校核計算 齒根彎曲疲勞應力及許用應力 用書【2】6-69、6-70、6-71進行校核。各項參數如表3.12所示。表3.12 a-c齒輪副齒根彎曲強度有關參數和系數tab.3.12 a - c gear pair contact strength p

36、arameters and coefficients代號名稱說明取值齒向載荷分布系數由【2】式6-60得1.0624齒間載荷分布系數1.0行星輪載荷分布系數按【2】式7-121.075太陽輪齒形分配敘述x=0,z=23,查【2】圖6-222.70行星輪齒形分布系數x=0,查【2】圖6-222.71太陽輪應力修正系數查【2】圖6-241.56行星輪應力修正系數查【2】圖6-241.57重合度系數查【2】式6-75，0.70尺寸系數查【2】表6-17 1.05-0.01×4=1.021.01彎曲壽命能夠系數0.876試驗齒輪應力修正系數按所給區域圖取2.0太陽輪齒根圓角敏感系數查【2】圖

37、6-331.0行星齒輪齒根圓角敏感系數查【2】圖6-331.0齒根表面形狀系數，查【2】表6-180.988最小安全系數按高可靠度，查【2】表6-111.6彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過（2） b-c齒輪副：齒根彎曲強度的校核計算 只需計算內齒輪，仍用【2】6-69、6-70、6-71計算，其中取值與齒輪副a-c不同的各項參數為： =1.10 =1.0754 =1.1 =2.71 =2.265 =1.57 =1.74 =1.0 =0.651 =0.867 =2.0 =1.02 =320n/彎曲應力基本值： 取彎曲應力 許用彎曲應力： , 故彎曲強度通過4 主要

38、構件的結構設計與計算根據2z-x（a）行星傳動的特點、傳遞功率的大小和轉速的高低的情況，對其進行具體的結構設計。因太陽輪的直徑較大，行星輪的直徑較小，所以行星輪做成齒輪軸結構，太陽輪采用與輸入軸分開的結構，輸入軸與其通過花鍵聯結。考慮到齒輪間傳動的均載問題，本設計采用高速級行星架浮動、低速級太陽輪浮動形式，高低速級之間通過雙齒式聯軸器聯結，兩內齒輪采用固定方式與箱體聯結。且按該行星傳動的輸入功率p和轉速n初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結構設計。為了便于加工級零件拆裝的方便，輸出軸與行星架分開，通過鍵聯結。行星輪直徑較大，采用帶有內孔的結構，在每個行星輪的內孔中安裝兩個滾動軸承來支承。綜上，

39、行星架可做成雙側板拆裝式，行星架可做成雙側板整體式。兩轉臂x上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差和可按【2】式9-1計算，現已知嚙合中心距分別為 和 則 取 =34 取 =36 行星輪軸孔的孔距相對偏差和按【2】公式9-2計算，即 取=30 =34 轉臂x的偏心誤差和約為孔距相對偏差、的，即 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數和幾何尺寸計算，驗算起裝配條件，且進行了結構設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結構圖。4.1 行星輪傳動的受力分析圖4.1 受力分析fig.4.1 stress analysis4.1.1高速軸輸入轉速 輸入功率 輸入轉矩 行星輪作用于太陽輪的切向力 轉臂x上所

40、受的作用力 轉臂x上所受的力矩 4.1.2 低速軸轉臂x上所受的力矩 行星輪作用于太陽輪的切向力 轉臂x上所受的作用力輸出軸輸出功率 4.2 軸的計算4.2.1輸出軸 1.初步確定軸的最小直徑 先按書【3】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr,調質處理,根據表【3】式（15-3），取,于是得軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑d-,為了所選軸直徑孔徑相適，故需同時選取聯軸器型號，聯軸器查 【3】表14-1，取，則 按計算轉矩小于聯軸器公轉轉矩條件，查【9】表11-17，zl5彈性柱銷齒式聯軸器d=80，半聯軸器長度l=172,半聯軸器與軸配合得轂孔長度l1=132。 2

41、.軸的結構設計 1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求-軸端有段需制造出軸肩，故-段，d-=90mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=50。半聯軸器與軸配合得轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端面上，故-段的長度應該l1略短一些，現取l-=130mm。軸得的-段與轉臂x聯結，仍取d-=80mm,l-=130mm.初步確定輸出軸的結構尺寸如圖4.2所示。圖4.2 輸出軸的簡圖fig.4.2 output shaft of diagram2） 鍵的選擇齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平減連接，查【9】表5-4，選取a型平鍵，兩鍵主要

42、參數均為b×h×l=22×14×125 （單位：），鍵槽用槽銑刀加工，半聯軸器的配合為，行星架與軸的配合為。 3）鍵的聯結強度計算查【3】，由式6-1，即 進行計算，得 屬于 范圍 滿足要求。4.2.2 輸入軸（矩形花鍵聯結） 1）輸入軸上的功率、轉速和轉矩 2）按書【3】式15-2初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為40cr，調質處理，取,于是得 又電機與輸入軸的聯軸器為hl4型，查【9】表11-5，知此型號聯軸器的軸孔直徑為40-63（40、42、45、48、50、55、56、60、63），再結合鍵的選取不妨取輸入軸與聯軸器聯結的軸段直徑為45。選取滾

43、動軸承型號為：6210 規格 d×d×b=50×90×20。平鍵規格 b×h×l=14×9×80。花鍵段，查【9】表5-12選取中系列，基本參數如下表4.1所示。 表 4.1 花鍵的基本參數規格crn×d×d×b8×36×42×70.40.329.41.0tab.4.1 the basic parameters of the spline3）軸的結構設計按照前面已確定參數及要求設計個段軸的大小、長度如圖4.3所示。 圖4.3 輸入軸結構簡圖fig.4.3

44、input shaft structure diagram 4）花鍵聯結強度計算按【3】式6-5進行強度計算，已知z=8，許用擠壓應力，取齒的工作長度為l=50，載荷分配不均系數 則有 滿足使用要求。4.2.3 行星軸（1）高速級 輸入軸上的功率、轉速 該行星輪直徑較小，故設計成齒輪軸形式，按書【3】式15-2初步估算軸的最小直徑，軸的材料為20優質低碳合金鋼，滲碳淬火，齒面硬度58-62hrc，取,于是得 取d=30滾動軸承型號為 61906 規格 d×d×b=30×47×9軸的結構設計根據已知條件及要求，各段軸的大小、長度如圖4.4所示。圖4.4 高

45、速級行星齒輪軸簡圖fig.4.4 high grade planetary shaft diagram 求軸上的載荷 根據軸的結構圖作出軸的設計簡圖，軸承的支撐點位置為滾動軸承的中點位置，故支撐跨距為 9+5×2+58=77。此行星傳動均載，垂直平面，方向相反，相互抵消，水平面有，方向相同，故軸的受力簡圖、彎矩圖及轉矩圖如圖4.5所示。圖4.5 高速級行星齒輪軸的受力簡圖、彎矩圖及轉矩圖fig.4.5 high level of planetary shaft force diagram, plot and torque figure支撐力 截面c處彎矩 轉矩 當量彎矩 計算危險截面

46、處 （其中=1170查【2】表6-3得），故強度足夠。 （2）低速軸 輸入軸上的功率、轉速 該行星輪直徑較大，采用內孔結構，按書【3】式15-2初步估算軸的最小直徑，軸的材料為40調質處理，取,于是得 取d=30 取d=30滾動軸承型號為 6206 規格 d×d×b=30×62×16軸的結構如圖4.6所示。圖4.6 低速級行星軸簡圖fig.4.6 low level planets shaft diagram 4.3 滾動軸承的壽命校核 軸承預期使用壽命 4.3.1.高速級行星軸上滾動軸承的壽命校核1） 當量載荷 由【9】8-24查得n206e，軸承，因

47、軸承不受軸向力，故有 2） 軸承壽命 軸承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得載荷系數 取，已知轉速 ， ，則 故滿足要求。4.3.2.低速級行星軸上滾動軸承的壽命校核 1）當量載荷 由【9】8-24查得n206e，軸承，因軸承不受軸向力，故有 2）軸承壽命 軸承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得載荷系數 取，已知轉速 ， ，則 故滿足要求。4.4 浮動用齒式聯軸器的設計與計算本設計低速級太陽輪浮動，高速級行星架浮動，故采用雙齒式聯軸器聯結，聯軸器的兩端分別與浮動太陽輪、浮動行星架聯結，外形結構如圖所示：圖4.7 雙齒式聯軸器簡圖fig.4.7 double

48、using coupling diagram采用非變位直齒傳動，不妨取齒數，模數 ，選用42合金鋼，調質硬度283-323hbs，據【2】圖6-13和6-28，取和，加工精度7級。查【2】表7-2進行齒輪計算，計算結果如下表所示：表4.2 浮動用齒式聯軸器齒輪的幾何尺寸計算tab.4.2 floating of gear with geometry size using coupling calculation序號名稱結果（單位：）1分度圓直徑2節圓直徑3齒頂高 4齒根高5齒頂圓直徑 6齒根圓直徑 7嚙合角8齒寬軸套外殼壁厚取，在浮動齒式聯軸器中，由于其內外齒輪的齒數相等，基本上屬于零齒差的內

49、嚙合齒輪副。根據該嚙合傳動的受載荷情況，它的失效形式主要是齒面點蝕和齒面磨損，一般不會產生輪齒折斷。故，對于該齒式聯軸器只需要按齒輪表面擠壓或接觸強度計算。輪齒切應力的計算用【2】式7-25進行切應力計算，已知n.m，許用切應力，查【2】表7-3，取，查【2】7-4，取，使用系數取，取載荷不均系數，節圓上弦齒厚 則 滿足使用要求。4.5 行星架設計4.5.1 高速級行星架的設計與計算由前面的分析及已確定的數據，可對其進行結構設計，如圖4.8所圖4.8 高速級行星架結構簡圖fig.4.8 high grade planets frame structure diagram4.5.2 低速級行星架的設計與計算 1）行星架的結構設計 該行星架與輸出軸聯結，采用雙臂整體