本科畢業設計(論文)題目：太陽輪浮動的三級行星減速器設計強度校核5.1行星齒輪傳動的受力分析經過對行星齒輪傳動各構件的受力情況進行分析，分別計算出它們所受的載荷大小。其值如表5.1所示：表5.1各級嚙合齒輪副和行星架所受的載荷(a)高速級各對嚙合齒輪副和行星架所承受的載荷構件名稱切向力Ft(N)徑向力Fr(N)所受轉矩T()太陽輪3.761.3751.7行星輪7.520—內齒輪3.761.37413.6行星架7.5201269(b)中間級各對嚙合齒輪副和行星架所承受的載荷構件名稱切向力Ft(N)徑向力Fr(N)所受轉矩T()太陽輪14.75.35465.3行星輪29.40—內齒輪14.75.3576108.1行星架29.409246(c)低速級各對嚙合齒輪副和行星架所承受的載荷構件名稱切向力Ft(N)徑向力Fr(N)所受轉矩T()太陽輪33.4812.192034.1行星輪66.960—內齒輪33.4812.1930135行星架66.96039388各級輸入軸的轉速高速級中間級低速級輸出軸5.2高速級齒輪傳動強度校核校核高速級a-c外嚙合的接觸疲勞強度首先按公式(5.1)(5.2)計算齒輪的齒面接觸應力，即(5.1)(5.2)其中，齒面接觸的應力值可按公式(5.3)計算，即(5.3)許用接觸應力為(5.4)接觸強度的齒向載荷分布系數KHβ，對于重要的行星齒輪傳動，齒輪強度計算中的齒向載荷分布系數KHβ和KFβ可用下述方法定。彎曲強度計算時(5.5)接觸強度計算時(5.6)式中——齒輪相對于行星架的圓周速度；——大齒輪齒面硬度對及的影響系數；——齒寬和行星輪數目對及的影響系數。按公式計算=≈(5.7)由《行星齒輪傳動設計》表6-6選取Φd=0.7，由圖6-7及圖6-8得θb=1.22，μF=0.8代入上式，則得KHβ=1.176.使用系數KA是考慮由于嚙合外部因素引起的動力過載影響的系數。由《行星齒輪傳動設計表6-7，可取KA＝1。動載系數KV是考慮大、小齒輪嚙合振動產生的內部附加動載荷影響系數。根據=1.293m/s，7級精度。查《行星齒輪傳動設計》圖6-6得KV=1.05。齒間載荷分布系數KHα是考慮同時嚙合的各對輪齒間載荷分配不均勻的影響系數。影響載荷分配系數的主要因素有：輪齒嚙合剛度；輪齒總切向力；基節偏差；修緣量；齒寬；跑合量；重合度；及其它輪齒尺寸。齒輪精度較低，查《行星齒輪傳動設計》表6-9得KHα=1。行星輪間載荷分配不均勻系數KHP，考慮在各個行星輪間載荷分配不均勻對齒面接觸應力影響的系數。由《行星齒輪傳動設計》表7-1查得,KHP1=1.1，KHP2=1.1。節點區域系數ZH是考慮節點處齒廓曲率對接觸應力的影響。對于法面齒形角αn=20°的嚙合齒輪副，由《行星齒輪傳動設計》圖6-9查得ZH=2.28。彈性系數ZE由下式計算。(5.8)式中Ea、Ec——行齒輪彈性模量va、vc——行星齒輪材料的泊松比重合度系數Zβ可由表5.2中的公式計算。即==0.948表5.2接觸強度重合度系數[24]直齒輪斜齒輪εβ<1螺旋角系數可按公式(6-8)求得將以上各值代入式計算接觸應力=1398Mpa，=1430Mpa。壽命系數ZN可按以下計算，表6-2是接觸強度計算壽命系數用到的壽命的算法。表5.3接觸強度計算的壽命[24]材料及熱處理—————應力循環次數NLZN計算公式結構鋼調質鋼滲碳淬火滲碳鋼允許一定的點蝕不允許點蝕(5.9)代入數據計算，太陽輪接觸強度壽命系數ZNT=1，行星輪接觸強度壽命系數ZNT=1.02。SHmin為最小安全系數。由表5.4得SHmin=1.表5.4最小安全系數[24]使用要求最小安全系數SHminSFmin高可靠度較高可靠度一般可靠度低可靠度1.50～1.601.25～1.301.00～1.100.85～12.00潤滑劑系數ZL,由《行星齒輪傳動設計》圖6-17得太陽輪潤滑劑系數ZL=1.00,行星輪潤滑劑系數ZL=1.00速度系數ZV,由《行星齒輪傳動設計》圖6-14得ZV=0.985。粗糙度系數ZR是考慮齒輪的齒面粗糙度與實驗齒輪不同時，對許用接觸應力的影響系數。由下式求得：(5.10)計算得，太陽輪粗糙度系數、行星輪粗糙度系數為ZR=0.970。齒面工作硬化系數ZW,查《行星齒輪傳動設計》圖6-20得ZW=1。尺寸系數ZX在根據零件大小選材適當，且熱處理和硬化層深度選擇合理時，一般ZX=1,查《行星齒輪傳動設計》表6-15得ZX=1。經查《行星齒輪傳動設計》圖6-14得。由接觸應力公式，代入數據得：,，所以接觸強度校核通過。校核高速級a-c外嚙合的彎曲疲勞強度首先計算齒輪的齒根應力，即(5.11)其中，齒根應力值算，即(5.12)許用應力齒面接觸疲勞強度為(5.13)齒向載荷分布系數KFβ由公式(6-14)計算得(5.14)式中KFβ——接觸強度計算的齒向載荷分布系數；bc——齒寬，mm；這里取b=23mm；hc——齒高，mm這里取h=5.45mm。由式5.14得KFβ=1.13齒間載荷分配系數KFα的計算方法與接觸強度計算的齒間載荷分配系數完全KHα相同，即KFα=KHα=1。行星輪間的載荷分布不均勻系數KFP 應力修正系數Ysa是當載荷作用于齒頂時將名義彎曲應力換算成齒根局部應力系數。查《行星齒輪傳動設計》圖6-22得，Ysa1=1.655，Ysa2=1.655齒形系數YFa它考慮當載荷作用于齒頂時齒形對名義彎曲應力的影響。查《行星齒輪傳動設計》圖6-22得YFa1=2.50，YFa2=2.18。重合度系數Yε是將載荷由齒頂轉換到單對齒嚙合區上界點的系數。對端面重合度<2的齒輪,Yε可按下式計算。代入數據得：彎曲強度計算的螺旋角系數Yβ=1。將以上各值帶入，計算齒根應力得：，。已知齒根彎曲疲勞極限。應力系數取YST=2。彎曲強度計算的壽命系數YNT=0.855。相對齒根圓角敏感系數YδrelT,查《行星齒輪傳動設計》圖6-33得YδrelT=1.00相對齒根表面狀況系數YRrelT彎曲強度計算的尺寸系數Yx，查《行星齒輪傳動設計》表6-17得Yxa=Yxc=1。最小安全系數為SFLim，由表5.4得SFLim=1.6。許用齒根應力按公式計算得，彎曲強度校核，所以彎曲強度校核通過。校核高速級c-b內嚙合接觸疲勞強度,計算方法同a-c。高速級c-b內齒輪接觸疲勞強度計算數據如表5.5表5.5高速級c-b內嚙合接觸強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合切向力Ft3418N動載系數Kv1.040c-b嚙合相對于行星架的圓周速度1.267m/s節點區域系數ZH2.400齒向載荷分布系數KHβ1.080內齒輪潤滑劑系數ZL1.000齒間載荷分配系數KHα1.100行星輪潤滑劑系數ZL1.000重合度系數Zε0.865齒數比u2.316螺旋角系數Zβ1.000彈性系數ZE189.800行星輪粗糙度系數ZR0.970行星輪速度系數Zv0.958內齒輪粗糙度系數ZR0.970內齒輪速度系數Zv0.958內齒輪齒面工作硬化系數Zw1.000行星輪接觸應力σH283MPa行星輪齒面工作硬化系數Zw1.000最小安全系數SHmin1.600行星輪壽命系數ZNT1.020內齒輪接觸應力σH330MPa內齒輪壽命系數ZNT1.003行星輪許用接觸應力σHp888.6MPa行星輪間載荷分布不均勻系數KHP1.100內齒輪許用接觸應力σHp442.7Mpa經計算校核，高速級c-b內嚙合接觸疲勞強度校核完全符合要求，安全可靠。校核高速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算方法同高速級a-c嚙合的彎曲疲勞強度校核，高速級c-b傳動的彎曲疲勞強度計算數據如表5.6表5.6高速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合齒向載荷分布系數KFβ1.070行星輪尺寸系數Yx1.000c-b嚙合齒間載荷分配系數KFα1.100重合度系數Yε0.677行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪彎曲應力σF122.26MPa行星輪應力修正系數Ysa1.800內齒輪彎曲應力σF122.60MPa內齒輪應力修正系數Ysa1.920行星輪齒形系數YFa2.180螺旋角系數Yβ1.000內齒輪齒形系數YFa2.050應力修正系數YST2.000最小安全系數SFlim1.600行星輪壽命系數YNT0.900內齒輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000內齒輪壽命系數YNT0.890行星輪相對齒根表面狀況系數1.078行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪許用彎曲應力σFp606.4MPa內齒輪相對齒根表面狀況系數1.588內齒輪許用彎曲應力σFp883.3MPa經計算校核，高速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度符合要求，安全可靠。5.3中間級齒輪傳動強度校核校核中間級a-c嚙合接觸疲勞強度計算方法同高速級a-c，中間級a-c傳動接觸疲勞強度計算數據如表5.7表5.7中間級a-c嚙合接觸疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值a-c嚙合相對于行星架的圓周速度VHa-c0.320m/s節點區域系數ZH0.023齒向載荷分布系數KHβ1.176太陽輪潤滑劑系數ZL1.000齒間載荷分配系數KHα1.000行星輪潤滑劑系數ZL1.000重合度系數Zε0.958齒數比u2.571螺旋角系數Zβ1.000彈性系數ZE189.800行星輪粗糙度系數ZR0.980行星輪速度系數Zv0.950太陽輪粗糙度系數ZR0.980太陽輪速度系數Zv0.950行星輪齒面工作硬化系數Zw1.000行星輪接觸應力σH1121MPa太陽輪齒面工作硬化系數Zw1.000最小安全系數SHmin1.600太陽輪壽命系數ZNT1.010太陽輪接觸應力σH1121MPa行星輪壽命系數ZNT1.140太陽輪許用接觸應力σHp1410MPa行星輪間載荷分布不均勻系數KHP1.050行星輪許用接觸應力σHp1592Mpa經計算校核，中間級a-c嚙合接觸疲勞強度校核完全符合要求，安全可靠。驗算中間級a-c嚙合的彎曲疲勞強度計算方法同高速級a-c傳動的彎曲疲勞強度校核，高速級c-b傳動的彎曲疲勞強度計算數據如表5.8表5.8中間級a-c嚙合的彎曲疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值a-c嚙合齒向載荷分布系數KFβ1.128行星輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000a-c嚙合齒間載荷分配系數KFα1.100重合度系數Yε0.852行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪彎曲應力σF377.66MPa行星輪應力修正系數Ysa1.860太陽輪彎曲應力σF360.3MPa太陽輪應力修正系數Ysa1.810行星輪齒形系數YFa2.140螺旋角系數Yβ1.000太陽輪齒形系數YFa2.120應力修正系數YST2.000彎曲強度最小安全系數SFlim1.600行星輪壽命系數YNT0.890太陽輪尺寸系數Yx1.000太陽輪壽命系數YNT0.894行星輪相對齒根表面狀況系數1.029太陽輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪許用彎曲應力σFp600MPa太陽輪相對齒根表面狀況系數1.029太陽輪許用彎曲應力σFp575MPa經計算校核，中間級a-c嚙合的彎曲疲勞強度符合要求，安全可靠。驗算中間級c-b嚙合接觸疲勞強度計算方法同高速級c-b，中間級c-b嚙合接觸疲勞強度計算數據如表5.9表5.9中間級c-b嚙合接觸疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合切向力Ft13430N動載系數Kv1.010c-b嚙合相對于行星架的圓周速度0.310m/s節點區域系數ZH2.500齒向載荷分布系數KHβ1.075內齒輪潤滑劑系數ZL1.000齒間載荷分配系數KHα1.100行星輪潤滑劑系數ZL1.000重合度系數Zε0.871齒數比u2.444螺旋角系數Zβ1.000彈性系數ZE189.800行星輪粗糙度系數ZR0.980行星輪速度系數Zv0.950內齒圈粗糙度系數ZR0.980內齒圈速度系數Zv0.950內齒輪齒面工作硬化系數Zw1.000行星輪接觸應力σH392.7MPa行星輪齒面工作硬化系數Zw1.000最小安全系數SHmin1.600行星輪壽命系數ZNT1.140內齒輪接觸應力σH392.7MPa內齒輪壽命系數ZNT1.120行星輪許用接觸應力σHp1592MPa行星輪間載荷分布不均勻系數KHP1.100內齒輪許用接觸應力σHp792.5Mpa經計算校核，中間級c-b嚙合接觸疲勞強度校核完全符合要求，安全可靠。驗算中間級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算方法同高速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度校核，中間級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算數據如表5.10表5.10中間級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合齒向載荷分布系數KFβ1.728行星輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000c-b嚙合齒間載荷分配系數KFα1.100重合度系數Yε0.685行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪彎曲應力σF321.1MPa行星輪應力修正系數Ysa1.860內齒輪彎曲應力σF325.3MPa內齒輪應力修正系數Ysa1.920行星輪齒形系數YFa2.140螺旋角系數Yβ1.000內齒輪齒形系數YFa2.080應力修正系數YST2.000最小安全系數SFlim1.600行星輪壽命系數YNT0.930內齒輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000內齒輪壽命系數YNT0.930行星輪相對齒根表面狀況系數1.078行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪許用彎曲應力σFp626.6MPa內齒輪相對齒根表面狀況系數0.930內齒輪許用彎曲應力σFp590.7MPa經計算校核，中間級c-b嚙合的彎曲疲勞強度符合要求，安全可靠。5.4低速級齒輪傳動強度校核校核低速級a-c嚙合接觸疲勞強度計算方法同中間級a-c，低速級a-c傳動接觸疲勞強度計算數據如表5.11表5.11低速級a-c嚙合接觸疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值a-c嚙合切向力Ft30389N動載系數Kv1.001a-c嚙合相對于行星架的圓周速度VHac0.075m/s節點區域系數ZH2.320齒向載荷分布系數KHβ1.280太陽輪潤滑劑系數ZL1.000齒間載荷分配系數KHα1.000行星輪潤滑劑系數ZL1.000重合度系數Zε0.930齒數比u1.111螺旋角系數Zβ1.000彈性系數ZE189.800行星輪粗糙度系數ZR0.987行星輪速度系數Zv0.950太陽輪粗糙度系數ZR0.987太陽輪速度系數Zv0.950行星輪齒面工作硬化系數Zw1.000行星輪接觸應力σH1110MPa太陽輪齒面工作硬化系數Zw1.000最小安全系數SHmin1.600太陽輪壽命系數ZNT1.110太陽輪接觸應力σH1110MPa行星輪壽命系數ZNT1.220太陽輪許用接觸應力σHp1561MPa行星輪間載荷分布不均勻系數KHP1.100行星輪許用接觸應力σHp1716Mpa經計算校核，低速級a-c嚙合接觸疲勞強度校核完全符合要求，安全可靠。驗算低速級a-c嚙合的彎曲疲勞強度計算方法同中間級a-c嚙合的彎曲疲勞強度校核，低速級a-c嚙合的彎曲疲勞強度計算數據如表5.12表5.12低速級a-c嚙合的彎曲疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值a-c嚙合齒向載荷分布系數KFβ1.240行星輪尺寸系數Yx1.000a-c嚙合齒間載荷分配系數KFα1.100重合度系數Yε0.783行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪彎曲應力σF471.5MPa行星輪應力修正系數Ysa1.770太陽輪彎曲應力σF472MPa太陽輪應力修正系數Ysa1.730行星輪齒形系數YFa2.200螺旋角系數Yβ1.000太陽輪齒形系數YFa2.300應力修正系數YST2.000最小安全系數SFlim1.600行星輪壽命系數YNT0.955太陽輪尺寸系數Yx1.000太陽輪壽命系數YNT0.923行星輪相對齒根表面狀況系數1.078太陽輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪許用彎曲應力σFp643.4MPa太陽輪相對齒根表面狀況系數1.078太陽輪許用彎曲應力σFp621.9MPa經計算校核，低速級a-c嚙合的彎曲疲勞強度符合要求，安全可靠。驗算低速級c-b嚙合接觸疲勞強度計算方法同中間級c-b，低速級c-b嚙合接觸疲勞強度計算數據如表5.13表5.13低速級c-b嚙合接觸疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合切向力Ft30389N動載系數Kv1.000c-b嚙合相對于行星架的圓周速度0.073m/s節點區域系數ZH2.450齒向載荷分布系數KHβ1.007內齒輪潤滑劑系數ZL1.000齒間載荷分配系數KHα1.100行星輪潤滑劑系數ZL1.000重合度系數Zε0.871齒數比u2.933螺旋角系數Zβ1.000彈性系數ZE189.800行星輪粗糙度系數ZR0.980行星輪速度系數Zv0.950內齒輪粗糙度系數ZR0.980內齒輪速度系數Zv0.950內齒輪齒面工作硬化系數Zw1.000行星輪接觸應力σH653.7MPa行星輪齒面工作硬化系數Zw1.000最小安全系數SHmin1.600行星輪壽命系數ZNT1.220內齒輪接觸應力σH653.7MPa內齒輪壽命系數ZNT1.190行星輪許用接觸應力σHp1715MPa行星輪間載荷分布不均勻系數KHP1.130內齒輪許用接觸應力σHp848Mpa經計算校核，低速級c-b嚙合接觸疲勞強度校核完全符合要求，安全可靠。驗算低速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算方法同中間級c-b嚙合的彎曲疲勞強度校核，低速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算數據如表5.14表5.14低速級c-b嚙合的彎曲疲勞強度計算數據項目符號數值項目符號數值c-b嚙合齒向載荷分布系數KFβ1.006行星輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000c-b嚙合齒間載荷分配系數KFα1.100彎曲強度重合度系數Yε0.686行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪彎曲應力σF313.7MPa行星輪應力修正系數Ysa1.770內齒輪彎曲應力σF313.7MPa內齒輪應力修正系數Ysa1.920行星輪齒形系數YFa2.200螺旋角系數Yβ1.000內齒輪齒形系數YFa2.080應力修正系數YST2.000最小安全系數SFlim1.600行星輪彎曲強度壽命系數YNT0.945內齒輪彎曲強度尺寸系數Yx1.000內齒輪彎曲強度壽命系數YNT0.955行星輪相對齒根表面狀況系數1.078行星輪相對齒根圓角敏感系數1.000行星輪許用彎曲應力σFp644MPa內齒輪相對齒根表面狀況系數1.588內齒輪許用彎曲應力σFp590.1MPa經計算校核，低速級c-b傳動的彎曲疲勞強度符合要求，安全可靠。5.5行星輪軸強度校核由于三級行星減速器中的各級行星輪軸受力小，主要受彎矩作用，幾乎不傳遞轉矩。所以只需考慮軸的彎曲應力。在相對運動中，每個行星輪軸承受穩定載荷，由于本設計采用的是單側板行星架，所以行星輪軸可以看作為一個懸臂梁，取行星輪與太陽輪輪齒嚙合的中點到行星架的跨距為L。在軸承部分，由于與軸承緊密配合，引起應力集中。行星輪軸材料為40Cr，，高速級：設計軸直徑Φ=40mm輸入軸所傳遞的轉矩為太陽輪與每一個行星輪嚙合時的所傳遞轉矩為式中——行星齒輪的個數,——太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數。太陽輪所受的圓周力為由公式，。按力學平衡方程，經計算，求得最大彎矩為行星輪軸的彎曲應力為中間級：設計軸直徑Φ=70mm低速級軸直徑Φ=50mm5.6花鍵設計與校核本設計太陽輪與上一級行星架采用的是漸開線花鍵連接。由于漸開線花鍵連接的主要失效形式是工作面被壓潰，因此需要進行擠壓應力校核計算，假設載荷延齒側接觸面上均勻分布，各齒所受壓力的合力作用在平均直徑處，并用各齒間載荷分布不均勻系數來估計實際壓力分布不均勻的影響，因此，聯結的強度條件為靜連接(5.15)式中T——傳遞的轉矩，N·m；——齒間載荷分布不均勻系數，一般＝0.7～0.8；z——花鍵齒數；h——齒的工作高度，mm(對于漸開線花鍵，,D=m(α=30°)，m為模數)；L——齒的工作長度；mm——平均圓直徑，mm，漸開線花鍵;——許用擠壓應力,MPa.高速級:選用的漸開線花鍵模數m=3，齒數z=22.齒形角α=30°，5級精度等級。所以高速級漸開線花鍵強度校核通過。中間級：選用的漸開線花鍵模數m=3，齒數z=42.齒形角α=30°，5級精度等級。所以高速級漸開線花鍵強度校核通過。低速級：選用的漸開線花鍵模數m=3，齒數z=45.齒形角α=30°，5級精度等級。所以低速級漸開線花鍵強度校核通過。6軸承與輸入軸的設計與校核6軸承與輸入軸的設計與校核6.1軸承的選用與校核由于太陽輪與行星輪嚙合時行星輪主要承受的是徑向載荷，而圓柱滾子軸承徑向承載能力高，在滾子軸承中，摩擦因數最小，極限轉速高，同時安裝、拆卸方便。所以本設計的三級行星輪軸承都選用的是圓柱滾子軸承，其中，高速級選用3對型號為NJ1008的圓柱滾子軸承，中間級選用3個型號為NJ214E的圓柱滾子軸承，低速級選用5對型號為NJ2210E的圓柱滾子軸承，由于圓錐滾子軸承主要適用于承受以徑向載荷為主的徑向與軸向聯合載荷，所以輸入軸選用1對型號為32014的圓錐滾子軸承，輸出套筒上的軸承選用一個型號為61944的深溝球軸承。由于承受載荷和轉速很大。需要對其承載能力進行校核。因為行星軸承一般只承受徑向載荷，軸向載荷可忽略不計，所以在外載荷大小和轉速不變的情況下：(6.1)——為作用于一個軸承上的徑向載荷，(6.2)式中——行星架傳遞的轉矩（）——中心距（mm）；——單個行星輪上的軸承數；——行星輪間的載荷不均勻系數；高速級：又因為式中——軸承的壽命系數，經查表得——速度系數經查表得按上述已經計算出的額定動載荷C選擇軸承：選用型號為NJ1008的單列圓柱滾子軸承，其內徑d=40mm，外徑D=68mm，基本額定載荷Cr=21.2kN.軸承壽命計算由式式中n——行星輪相對行星架的轉速。——壽命系數，球軸承＝3，滾子軸承，＝10/3。所以所選用軸承足以滿足五年一更換的要求。中間級按上述已經計算出的額定動載荷C選擇軸承：選用型號為NJ214E的單列圓柱滾子軸承，其內徑d=70mm，外徑D=125mm，基本額定載荷Cr=112kN.所以所選用軸承足以滿足五年一更換的要求。低速級按額定動載荷C選擇軸承：選用型號為的單列圓柱NJ2210E滾子軸承，其內徑d=50mm，外徑D=90mm，基本額定載荷Cr=74.2kN.所以所選用軸承足以滿足五年一更換的要求。輸入軸的軸承壽命計算，選用的是型號為32014的圓錐滾子軸承，已知d=70mm，D=110mm，基本額定載荷Cr=105kN,P=9.92kN則輸出套筒的軸承壽命計算，選用的是型號為61944的圓錐滾子軸承，已知d=220mm，D=300mm，基本額定載荷Cr=152kN,P=80.12kN.6.2輸入軸的結構設計與校核6.2.1輸入軸的結構設計由于輸入軸是齒輪軸，所以軸的材料隨齒輪的材料決定，選用20CrNi2MoA作為軸的材料，。由計算軸的最小直徑取A＝97考慮鍵槽的影響，軸徑應加大4%，取第1段為齒輪軸段，其大小應大于軸的最小直徑，軸徑為齒輪的分度圓直徑，經計算為27.5mm，齒寬為44mm。第2段為了滿足軸承的軸向定位要求，需制出一軸肩，考慮軸承同時受有徑向力和一定的軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，其內徑為d=70mm，外徑D=110mm，軸肩高度h>0.07d,故取h=6mm，則軸肩的直徑為82mm，軸肩寬度b取5mm。第3段該段軸上安裝一對單列圓錐滾子軸承，軸承選用7216C型圓錐滾子軸承，，。兩個軸承之間安裝一套筒，用于兩個軸承之間的軸向定位。長度取40mm。第4段為了軸承的右端軸向定位，采用圓螺母與止動墊圈進行定位，螺紋直徑取為68mm，長度依據圓螺母和止動墊圈的厚度確定，經計算為16mm。第5段為軸伸段，由減速器箱體與其他零件的連接情況得，軸徑為60mm，軸向尺寸為129mm。輸入軸結構圖如圖6.1所示圖6.1輸入軸結構圖6.2.2輸入軸的強度校核齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。扭轉強度條件為：(6.3)式中，——軸的扭轉切應力，；——軸所受的扭矩，；——軸的抗扭截面模量，；——軸的轉速，；——軸所傳遞的功率，；——軸的許用扭轉切應力，,=40～52。所以經校核輸入軸滿足強度要求。7分析7分析7.1行星架的有限元分析根據減速器的使用情況可知,行星架的變形而導致減速器失效損毀的情況很多，所以有必要在傳統分析的基礎上，利用分析軟件ansys對三級行星齒輪減速器的各級行星架進行有限元分析。7.1.1高速級行星架的有限元分析(1)模型網格劃分行星架為一回轉體，彈性模量為2.06e11pa，泊松比為0.3。(2)行星架的加載假設行星齒輪為等速旋轉，而且所有的行星輪受載均勻，則行星架在傳動過程中傳遞扭矩，行星架上的扭矩是通過行星輪軸對行星架軸孔的作用力傳遞得到的，每個行星輪與太陽輪的嚙合所傳動的轉矩T1由式可求得，太陽輪所受的圓周力Ft由式5.21求得，對行星輪進行受力分析可知，行星輪受內齒輪，行星架，太陽輪的切向力，這三個力經過合成后可得行星輪所受切向力Ftc。行星架軸孔所受的作用力的大小等于行星輪所受到的切向力行星架的每個軸孔受壓面所施加的面載荷為式中d——行星架軸孔直徑b——行星架軸孔與行星輪軸連接長度(3)邊界條件在行星架與中間級太陽輪連接處表面施加全約束。結果分析高速級行星架的的變形如圖7.1所示，由圖可以看出，總的變形趨勢是變形量從行星架輸出端中心向行星架邊緣逐漸增大，但最大的變形量比較小，符合設計要求。圖7.1高速級行星架的變形圖高速級行星架應力圖如圖7.2所示，從圖中可以看出，在行星輪軸與行星輪軸孔的連接處應力最大，其他部位的應力分布比較均勻，而且最大應力小于許用應力，所以符合行星架設計要求。圖7.2高速級行星架應力圖7.1.2中間級行星架的有限元分析中間級行星架的有限元分析過程與高速級相同。計算過程如下所示;結果分析中間級行星架的變形圖如圖所示，由圖7.3可以看出，最大變形量出現在三個行星軸孔與行星架外邊緣的交接部位，而且變形量隨行星架的直徑增大而增大。圖7.3中間級行星架變形圖中間級行星架應力圖如圖所示，從圖7.4可以看出，應力分布比較均勻，行星架與行星輪軸的連接處應力最大，但也小于行星架的許用應力值。圖7.4中間級行星架應力圖7.1.3低速級行星架有限元分析低速行星架的有限元分析過程與高速級相同。計算過程如下所示;結果分析低速級行星架變形圖如圖所示，由圖7.5可得，行星架外邊緣變形量最大，變形量的變化趨勢是隨著行星架直徑的增大而增大。但總的變形量很小，符合設計要求。圖7.5低速級行星架變形圖低速級行星架應力圖如圖所示，從圖7.6中可以看出，應力分布均勻，在危險處并未出現應力集中現象。說明整個行星架的結構設計是合理的。圖7.6低速級行星架應力圖7.2均載分析行星齒輪傳動中影響行星輪間載荷分配不均勻的主要因素是各主要構件的制造和安裝誤差，現在以np=3的行星齒輪傳動為例，對其制造誤差和等效誤差進行分析。(1)太陽輪偏心誤差太陽輪偏心誤差Es主要是太陽輪徑向跳動誤差和太陽輪軸線與主軸線的同軸度誤差產生，因此其偏心誤差可用同軸度公差Φn和齒圈徑向跳動公差Fra來表示即(7.1)(2)行星輪偏心誤差行星輪偏心誤差Ep主要是由行星輪徑向跳動偏差產生，可用其徑向跳動公差Frb表示(7.2)內齒輪偏心誤差同理，內齒圈的偏心誤差EI也可其徑向跳動公差表示Frc為(7.3)(4)行星架上行星輪孔軸線位置誤差行星架上行星輪孔軸線位置誤差E1主要取決于各孔間角度偏差，可根據相鄰兩行星輪軸孔弦距的誤差來計算，即(7.4)式中,a為行星輪與中心輪間的中心距,為行星輪孔間的分度誤差。(5)行星架偏心誤差行星架偏心誤差主要是指行星架上行星輪軸孔所確定的中心對于主軸線定位中心的偏差，該偏差可由行星輪架中心距極限偏差±fa來計算(假定行星輪孔不存在分度誤差)。如圖7.7所示,當三個行星輪的軸孔處于A,B,C位置時，其中心O與主軸線重合，現由于中心距極限偏差±fa的存在，使得行星輪軸孔處于A′，B′，C′極限位置,其中心為O′。各點的位置坐標分別為：A點A(0,a)A′點A'(0,a+fa)B點B(-a，a)B'點B'((a-fa)，(a-fa))，C點C(a，a)，和C'點C'((a-fa)，-(a-fa))。由幾何關系可求得：圖7.7軸孔誤差分析(6)均載構件等效誤差當取太陽輪為均載構件時，等效誤差是指將上述各構件的誤差折算到均載構件上所得到的數值，所以可以得到均載構件的最大等效誤差(徑向位移量)。(7.5)式中為嚙合角通常情況下，誤差的產生是隨機的，并不是同時發生的，因此，采用概率統計的方法計算比較合理，即均載構件的等效誤差可表示為(7.6)均載構件的等效誤差與均載構件的位移補償量之間的關系分為兩種情況:(1)均載構件的等效誤差位移量E小于或等于均載構件的位移補償量s時，由于均載結構補償了制造和安裝誤差引起的載荷分配不均勻所引起來誤差，使各行星輪可以實現載荷均勻分配。此時行星傳動的均載效果較好。(2)如果由誤差產生的等效位移量大于E均載構件的位移補償量s，s與E的差值，即殘余徑向位移量，對一對齒輪來說相當于中心距發生變化，從而引起側隙的變化由殘余徑向位移量?E=E?s而產生的法向殘余嚙合間隙為jn=2Es,此時行星輪間載荷分配將不均勻。經計算本設計均載構件的等效誤差為0.0815，而均載構件的總補償位移量為0.118.所以該行星齒輪傳動的均載效果較好，可以保證各行星輪實現均勻受載。8結論8總結本設計通過大量查閱相關資料，了解行星齒輪減速器的設計方法與步驟，對各個零件進行了結構設計與具體參數確定，并且對重要零件進行了必要的校核，最后按照國家標準繪制了二維零件圖和裝配圖，通過這次設計，我進一步熟悉了有關標準、規范、技術文件和設計說明書的編寫，分析問題、解決問題的能力得到了提高，能夠綜合運用所學知識解決一些實際生產問題。主要取得了以下成果：(1)通過大量查閱相關資料，了解了減速器的發展歷史和減速器的國內外發展現狀。完成了太陽輪浮動的三級行星齒輪減速器的具體結構設計方案，并進行了相關的計算，為以后行星齒輪減速器的研究提供了參考。(2)提出了利用漸開線花鍵間隙浮動實現太陽輪的原理和結構，實現了行星輪的均載。(3)利用solidworks對行星減速器的三維建模，通過利用軟件Ansys對行星架的有限元應力與應變分析，加深對行星減速器的研究。(4)通過對行星齒輪減速器的均載特性分析，為以后尋求更好的均載措施提供參考。由于時間短及能力有限，本設計尚存在很多不足，例如對行星齒輪的動態均載分析等，希望在以后可以更深入地研究，從而完善設計。參考文獻參考文獻[1]張展.減速器設計與實用數據速查.北京：機械工業出版社,2009.07.13[2]顏思漸.漸開線齒輪行星傳動的設計與制造[M].北京:機械工業出版社,2002[3]饒振剛.行星齒輪傳動設計[J].北京：化學工業出版社,2003,07.181.[4]成大先.機械設計手冊(單行本——軸承).北京:化學工業出版設,2006.155[5]濮良貴,紀名剛.機械設計(第八版).北京：高等教育出版社,2006.312[6]王文斌等.機械設計手冊單行本,減、變速器[M].機械工業出版社,2007.8.[7]陳器,常星.盾構機三級行星齒輪減速器可靠性優化設計[J].礦山機械,2010,24:27-31.[8]王盛.土壓平衡盾構行星減速器優化設計及仿真分析[D].重慶大學,2013.[9]齊寅明.盾構刀盤驅動三級行星齒輪系統動力學分析[D].重慶大學,2013.[10]張國瑞等.行星傳動技術[M].上海：上海交通大學出版社,2002.[11]陳亮.基于動力學的土壓平衡盾構減速器齒輪傳動系統可靠性評估及參數優化設計[D].重慶大學,2011.68[12]許洪基,雷光.《現代機械傳動手冊》[M].北京:機械工業出版社,2002.137[13]楊廷棟等.漸開線齒輪行星傳動[M].成都：成都科技大學出版社,1986.101[14]周奇才,李