畢業(yè)論文參考范例分析解析

1、中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計（論文）專科生畢業(yè)設(shè)計（論文）題目:小型行星輪加速器學(xué)生姓名：系另1:李德思電氣信息工程系專業(yè)年級：2011級?？埔话嘀笇?dǎo)教師：郭念田2014年6月13日摘要本產(chǎn)品可以命名為小型行星齒輪加速器，是減速器的反向應(yīng)用。結(jié)合英國工程師 設(shè)計的折疊自行車A-bike,目的是為其改進(jìn)傳動加速機(jī)構(gòu)，減小傳動機(jī)構(gòu)的體積，來適 應(yīng)折疊車體積小，重量輕的要求。設(shè)計過程采用了一般行星齒輪的設(shè)計步驟，借助了專業(yè)書籍的幫助，像行星齒 輪的設(shè)計與制造等書籍，對此次設(shè)計起到了很大的作用，書中列舉的圖標(biāo)和參數(shù)都 是針對性的，只針對行星齒輪的設(shè)計，這樣，設(shè)計的產(chǎn)品的可靠性，準(zhǔn)確性也就更高。本設(shè)

2、計的裝配圖和零件圖，都結(jié)合 autoCAD軟件表達(dá)設(shè)計思想，完成設(shè)計圖紙， 方便快捷，表達(dá)清晰。本設(shè)計是典型的行星齒輪的2K-H結(jié)構(gòu)，工作原理容易理解，簡練緊湊，可靠性高， 能夠滿足體積小，傳動比高的要求，因此該設(shè)計圍繞行星齒輪的要求展開，包括軸的 設(shè)計，適應(yīng)了強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)要求，簡化了設(shè)計內(nèi)容，將傳統(tǒng)的雙軸設(shè)計簡化為單軸，只 保留輸入軸，而輸出軸則改進(jìn)為中心輪帶動的鏈板，最大限度的減小了質(zhì)量。在外支 撐架設(shè)計時，采用鋁合金材料用以減輕重量，外殼不完全封閉，用加強(qiáng)筋鏈接。齒輪 內(nèi)部采用創(chuàng)新設(shè)計，類似于軸肩，它能夠有效保證齒輪不會左右移動。關(guān)鍵詞：加速器；行星齒輪；工作原理ABSTRACTThis

3、product can be named for the small planetary gear acceleration, is the reverse gear applications.British engineers design with folding bike A-bike, the purpose is to improve the transmission speed of its agencies, reduce the transmission size, to accommodate the folding small size, light weight requ

4、ireme nts.Desig n process with the gen eral desig n of pla netary gear steps, with the help of professi onal books, such as pla netary gear desig n and manu facturi ng and other books on the desig n played a big role, the book icon and the parameters are listedtargeted, only for the desig n of plane

5、tary gear, so that the product design reliability, accuracy also higher.After completi on of the desig n study, comb ined with the expressi on of autoCAD software desig n, complete the desig n draw in gs, desig n ideas can be expressed clearly, so that workers un dersta nd the manu facturi ng worksh

6、op of the key.Whether in domestic or intern ati on al, pla netary gears have bee n widely used in the desig n of a large tran smissi on ratio, the small size of the reduct ion gear, the pla netary gear is preferred .In rece nt years, micro-robot pla netary gear mecha ni sm, and the micro-mecha ni ca

7、l application, causing more and more countries of concern, many countries began to researchers in the applicati on, and will not compete in the rapid fall beh ind in intern ati onal scie nee and tech no logy, our coun tryresearch in this area and the Wester n coun tries now have a certa in gap, but

8、a step in n arrow ing the gap.Key words: accelerator; Pla netary gear; worki ng prin ciple第一章緒論1第二章行星傳動的類型22.1行星齒輪傳動的特點(diǎn) 22.2行星齒輪傳動運(yùn)動學(xué) 22.2.1各類行星齒輪傳動比的計算 22.2.2行星輪的發(fā)展及現(xiàn)狀42.2.3擬定方案5第三章設(shè)計計算 63.1配齒計算63.2初步計算齒輪主要參數(shù) 63.2.1提升機(jī)主回路部分設(shè)計計算齒輪模數(shù)m3.3嚙合參數(shù)計算73.3.1變位齒輪的傳動類型及其特點(diǎn) 83.4齒輪幾何尺寸的計算93.5裝配條件的演算103.6傳動效率的計算10

9、吳！未定義書簽第四章加速器其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計 錯4.1軸的設(shè)計114.2輸出齒輪的設(shè)計124.3內(nèi)嚙合齒圈的設(shè)計134.4行星齒輪設(shè)計 144.5轉(zhuǎn)臂的設(shè)計144.6加速器外臂的設(shè)計 154.7加速器其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計 16第五章齒輪強(qiáng)度校核175.1外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度校核 175.2外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度校核 195.2.1中心輪19522行星齒輪c 215.3內(nèi)嚙合齒輪副接觸疲勞強(qiáng)度校核 225.3.1 行星輪c225.3.2 內(nèi)齒圈b23參考文獻(xiàn)25致謝26附錄27中國石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計（論文）第一章緒論本設(shè)計的目的就是為了更好的適應(yīng)加速器減小體積和重量，更廣泛的應(yīng)用的設(shè)計 為目的，提

10、高折疊車的便攜性，特改進(jìn)原有二級傳動為行星齒輪加速器，以達(dá)到提高 性能的目的。行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自20世紀(jì)60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無 論是在設(shè)計理論方面，還是在試制和應(yīng)用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn) 步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng) 過我國機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我 國的行星傳動技術(shù)有了迅速的發(fā)展。假設(shè)一個90Kg的人，騎上述自行車

11、在馬路上行駛，車重假設(shè) 10Kg,每秒3.8 米, 車輪直徑為15厘米，那么車輪周長47.1厘米，已知車輪和地面的摩擦系數(shù)丄=0.03因此，此人以上述速度行駛時的功率為P=FV牽引力 f=G j= (90+10)X 9.8 X 0.03=29.4N速度 V=3.8m/s因此功率 P=29.4X 3.8=111.7W車輪的轉(zhuǎn)速為每秒8.1轉(zhuǎn)，鏈傳動的傳動比為i2=1.2，因此，高速中心小齒輪的轉(zhuǎn)速為 v= n =色！ = 6.75 r/si21.2由以上簡述可知，該加速器的工作環(huán)境為低速、輕載、無沖擊載荷，對精度要求 低，要求該裝置，每天假設(shè)工作3個小時，要求輸入功率為=111.7w，輸入轉(zhuǎn)速為

12、， 要求傳動比i=6，設(shè)計工作壽命10年，允許傳動比誤差范圍 討P=0.1。且要求該加速 器結(jié)構(gòu)緊湊，效率高，可靠性高，能夠滿足戶外運(yùn)功，全天候工作的需求。第二章行星傳動的類型根據(jù)蘇聯(lián)庫德略夫采夫的理論，可以直觀表達(dá)行星傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，此方法在我 國和日本被廣泛接受，此方法中，基本結(jié)構(gòu)代號為K-中心輪，H-轉(zhuǎn)臂，V-輸出軸。根據(jù)基本結(jié)構(gòu)代號來命名，行星齒輪傳動可以分為 2K-H、3K和K-H-V三種基本類型，其 他結(jié)構(gòu)型式的行星齒輪傳動大都是他們的演化型式或組合型式。此外，我國機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)“ NGW型行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)（JB/T 6502-1993 ） ”， 按傳動機(jī)構(gòu)中齒輪的嚙合方式，可以分

13、為許多類型，如NGWNW NN NGWNZUGW型等。2.1行星齒輪傳動的特點(diǎn)行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比，當(dāng)他們的零件材料和機(jī)械性能、制造精度、 工作條件均相等時，前者具有一系列突出的優(yōu)點(diǎn)，他們被長用作減速器、增速器、差 速器和換向機(jī)構(gòu)以及其他用途，行星齒輪的主要特點(diǎn)如下：（1）體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，傳遞功率大、承載能力高（2）傳動比大（3）傳動效率高（4）運(yùn)動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強(qiáng)。（5）輸入軸和輸出軸同軸線。2.2行星齒輪傳動運(yùn)動學(xué)研究行星齒輪運(yùn)動學(xué)的主要目的，是確定行星齒輪傳動中構(gòu)件間的傳動比和各構(gòu) 件的角速度。其運(yùn)動學(xué)分析大致可以分為分析法和圖解法兩大類，其中分析法包括相

14、 對速度法、列表法和能量法等。圖解法包括速度圖解法和矢量圖解法。2.2.1各類行星齒輪傳動比的計算1.2K-H 型NGW型傳動比計算公式。NW型中，當(dāng)內(nèi)齒中心輪b固定，太陽輪a固定，轉(zhuǎn)臂H從動時，其傳動比ibH直 接列出為：i；H =1 -以（2-1）可得轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)之iHb:H _lab- -(%/ /a)(心/ JbiaH(2-2)同理，當(dāng)太陽輪a固定，內(nèi)齒中心輪b主動，轉(zhuǎn)臂H從動時的傳動比為:abHHbaibH乙Zf(2-3)WW型與NN型，機(jī)構(gòu)簡圖見表，當(dāng)轉(zhuǎn)臂固定時轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比iOb均為正值，稱為正好機(jī)構(gòu)的行星輪系。轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比為：i abZaZfHi baZa Zf=1ZgZb7

15、依傳動比普遍公式得:biaHZgZbZa Zf(2-4)aibHmbSi*ZgZb(2-5)2.K-H-V 型傳動機(jī)構(gòu)見圖表，屬N型。當(dāng)轉(zhuǎn)臂固定轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比為正值，屬正好機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比為：HHZbVK _ i gbZgH _H i KV _ ibgZgZb得K-H-V的傳動比:K. b11HV - i Hg -bH1 IgbigHZgZb -Zg(2-6)Zg.v _ . g1iHK -iHbg-ibH1H1 一 IbgZbZb -Zg(2-7)實際應(yīng)用中，K-H-V輪系主要按H主動，行星輪g或內(nèi)齒輪b從動的方式作減速器 使用。其傳動比與齒數(shù)差（Zb -Zg）相關(guān)，齒數(shù)差越小，傳動比

16、就越大，故通常稱少差齒行星傳動。3. 3K 型其中b固定，a主動，e從動。其組成情況相當(dāng)于兩個 2K-H輪系耦合而成，第級為a、b、g、H組成的NG型，a主動、H從動；第二級為b、e、H和行星輪g與f 組成的NN型，H主動，e從動。其轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的傳動比為:iabZaHiebZfZbZcZg其總傳動比ibaebIaenaMhnemrieb b =IaH I He應(yīng)用“角標(biāo)換位，互為倒數(shù)”可得出普遍關(guān)系式:若e固定，a主動，b從動,H1 aeZgZeZaZfiabb “|HI b IaH 1 _ I abI aeZahHIeH 1 _ Icb 1ZeZgZfZb其傳動比公式為i；b，推導(dǎo)過程與上面相

17、似HIbe 二ZgZeZbZfnana nHiaH iHb.H-iaeZgZeZaZfnb nH nbH1 一 IbeZgZeZb Zf(2-8)轉(zhuǎn)化機(jī)(2-9)此外，近幾年來，在機(jī)械設(shè)備中出現(xiàn)一種全部由圓錐齒輪所組成的3K型傳動，稱為3K一 IV型傳動。它的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：固定的圓錐內(nèi)齒輪b與圓錐行星輪f相嚙合， 而旋轉(zhuǎn)的圓錐中心輪a和e分別與圓錐行星輪g和j相嚙合。顯然，3K一 W型的傳動 比范圍較小，其傳動效率比前述的 3K型傳動效率低。2.2.2 行星輪的發(fā)展及現(xiàn)狀1880年德國第一個行星齒輪傳動裝置的專利出現(xiàn)了，19世紀(jì)以來，隨著機(jī)械工業(yè)特別是汽車工業(yè)的發(fā)展，對行星齒輪的發(fā)展有很大影響。

18、1938年集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二次世界大戰(zhàn)后，高速大功率船艦、透平發(fā)動機(jī)、透平壓縮機(jī)組、 航空發(fā)動機(jī)的發(fā)展，促進(jìn)了行星齒輪的發(fā)展。高速度大功率行星齒輪的應(yīng)用，于 1951年首先在德國獲得成功。1958年后，英、 意、日、美、蘇等國亦獲得成功，均有系列產(chǎn)品，并已成批生產(chǎn)，普遍應(yīng)用。英國Allen 齒輪公司生產(chǎn)的壓縮機(jī)用行星減速器，功率 25740KW德國Renk公司生產(chǎn)的船用行星 減速器，功率11030KW/我國從20世紀(jì)60年代開始研制應(yīng)用行星齒輪減速器，20世紀(jì)70年代制定了 NGW 型漸開線行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)系列 JB1799-1976。一些專業(yè)定點(diǎn)廠已經(jīng)成批生產(chǎn)了 NGW

19、型標(biāo)準(zhǔn)系列產(chǎn)品，使用效果好。現(xiàn)在已經(jīng)成功研制了高速大功率的多種行星齒輪減速 器，如列車電站燃?xì)廨啓C(jī)（3000KW、高速輪機(jī)（500KV）萬立方米制氧透平機(jī)（6300KVV 的齒輪箱。低速大轉(zhuǎn)矩的行星減速器也批量生產(chǎn)，如礦井提升機(jī)的XL 30型行星減速器（800KV、。發(fā)展方向：世界各先進(jìn)工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進(jìn)入知識化時代，行星齒輪 傳動在設(shè)計上日趨完善，制造技術(shù)不斷進(jìn)步，是行星齒輪傳動達(dá)到較高水平。我國與 世界先進(jìn)國家存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設(shè)備引進(jìn)、技術(shù)進(jìn)步，在消化吸收 國外先進(jìn)技術(shù)方面取得長足進(jìn)步。2.2.3擬定方案對比以上各類型結(jié)構(gòu)可以看出，NGW和N型減速器的傳

20、動比范圍較大，效率不高， 且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，生產(chǎn)制造較困難，成本高，以及在使用范圍上，都不滿足本次設(shè)計任務(wù) 需求，而且，當(dāng)用作加速器時，會產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，因此，應(yīng)該排除在外。而NGW型有內(nèi)外嚙合和公用行星齒輪組成。結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸小，工藝性能好， 效率高，然而傳動比小。但 NGW型能多級串聯(lián)成傳動比大的輪系，這樣克服了單級傳 動比小的缺點(diǎn)。故NGW型成為應(yīng)用最廣泛，傳遞功率最大的一種行星輪系。且，當(dāng)中 心輪作為輸出軸時，該型機(jī)構(gòu)可以作為增速器使用，不容易產(chǎn)生自鎖。而本設(shè)計的目 的就是尋找這類體積小，不會產(chǎn)生自鎖的加速器，以滿足上述設(shè)計要求。因此，本次設(shè)計方案選定2K-H為設(shè)計藍(lán)本，展開以下設(shè)計。中國

21、石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計（論文）第三章設(shè)計計算根據(jù)上述設(shè)計要求可知，該行星齒輪傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等 特點(diǎn)。故采用單級行星齒輪傳動即可滿足增速要求。2K-H型結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。3.1 配齒計算由于2K-H屬于結(jié)構(gòu)簡單，沒有使用的配齒計算公式，但根據(jù)漸開線齒輪盡可能減 小赤廓的要求，盡可能選取小的齒輪齒數(shù)，因為在非變位情況下，所能生產(chǎn)的最小齒 輪齒數(shù)是17，因此，選取中心輪a =17，行星齒輪數(shù) n=1，由計算內(nèi)齒公式：Zb= (i-1 ) Za得Zb= (6-1 )X 17 =85求得的齒輪為整數(shù)，不需要修正，實際傳動比沒有變化，i =1

22、+ b = 6Za其傳動比誤差i =0根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為仁二- =342所求得的-%適用于非變位的行星齒輪傳動?？紤]到其安裝條件為： 丄二c=51(整數(shù))2滿足要求。3.2 初步計算齒輪主要參數(shù)齒輪材料和熱處理的選擇：內(nèi)齒圈受力小，性能要求較低，故采用 HT25Q這種材 料能滿足低速、輕載、無沖擊載荷的要求，表面硬度為 200HBS查得， Fim=150MPa -Hlim =350MPa加工精度為8級。由于行星齒輪由于兩面受力，而中心齒輪強(qiáng)度要求較高，容易產(chǎn)生疲勞現(xiàn)象，故=380MPa選用性能較好的 45岡寸，調(diào)質(zhì)處理，表面硬度為240HBS，查得，匚尸訕*m=600MP

23、a加工精度為8級。3.2.1提升機(jī)主回路部分設(shè)計計算齒輪模數(shù)m按彎曲強(qiáng)度的初算公式:TKAKFpKiYFal2jd Z| 二 F lim現(xiàn)已知 亠=17,二Flim=150MPa中心輪a的名義轉(zhuǎn)矩為取算式系數(shù)5=17.5使用系數(shù):Sa=1.2得綜合系數(shù)十=1.8由于行星輪數(shù)為1，因此，行星齒輪間的載荷分布不均勻系數(shù)由公式1+1.6（、hp 工 FP -1 ）=1得到齒形系數(shù)VFa1=2.053得到齒寬系數(shù)為d =0.5口=17.5營!2.7勺.6勺28* 2.053 =1.1010.8心7250T=x hp =1，查得，第一系列的模數(shù)選擇應(yīng)優(yōu)先選取m=1.2595.5 105P=2.7Nmn3

24、.3嚙合參數(shù)計算在嚙合齒輪副中的a-c、b-c中，中心距A為331變位齒輪的傳動類型及其特點(diǎn)按照相互嚙合的兩齒輪的變位系數(shù)之和 x, x2的不同，變位齒輪傳動可分為高度 變位齒輪傳動和角度變位齒輪傳動。（1）x, *2=0時，此類齒輪傳動為高度變位齒輪傳動（又稱等變位齒輪傳動）。無 側(cè)隙嚙合時的中心距a等于標(biāo)準(zhǔn)中心距a,節(jié)圓仍與分度圓重合，其嚙合角：等于分 度圓壓力角:o高度變位齒輪傳動不能用于配湊中心距，主要用于避免小齒輪產(chǎn)生根 切并提高小齒輪的齒根強(qiáng)度。小齒輪采用正變位，大齒輪采用負(fù)變位，使大、小齒輪的強(qiáng)度趨于接近，提高齒輪副的承載能力。（2）x, X2工0,此類齒輪傳動為角度變位齒輪傳動

25、（又稱不等變位齒輪傳動）。當(dāng)X, X2 時為正傳動；X, X2 :時為負(fù)傳動。正傳動：在正傳動中，無側(cè)隙嚙合時的中心距 a大于標(biāo)準(zhǔn)中心距a,兩輪的分度圓 分離，其嚙合角大于分度圓壓力角：。此外，為滿足標(biāo)準(zhǔn)頂隙要求，齒頂高需縮減。 采用正傳動可以配湊中心距，并使齒根變厚，提高齒根的彎曲強(qiáng)度，但齒輪傳動重合 度有所減小，并且使齒頂變尖，降低了齒頂?shù)膹?qiáng)度。由此可見，兩者的標(biāo)準(zhǔn)中心距相等，該行星輪滿足傳動滿足非變位的同心條件，但 是在行星齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量；還可以 改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。負(fù)傳動：在負(fù)傳動中，無側(cè)隙嚙合時的中心距a小于標(biāo)準(zhǔn)中心距a

26、,其嚙合角 小于分度圓壓力角。此外，為滿足標(biāo)準(zhǔn)頂隙要求，齒頂高也需縮減。采用負(fù)傳動時能 夠增加齒輪傳動重合度，并使齒頂變厚，提高齒頂?shù)膹?qiáng)度，但齒根處的齒厚有所減小, 降低了齒根的彎曲強(qiáng)度。由以上分析及參考文獻(xiàn)可確定，嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位即 x1 0，大齒輪采用負(fù)變位即 X2”：。內(nèi)齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即X2 = Xl，2K-H型的傳動中，當(dāng)傳動比j：x 4時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為 Xc-XbXa332齒輪的變位系數(shù)的選擇確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在 嚙合角仍為=2，、Z =Z1 Z5

27、變位系數(shù) Xa =0.115Xb=0.115Xc =-0.1153.4齒輪幾何尺寸的計算關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算按照高度變?yōu)辇X輪的要求，變位后的齒輪的中心距和嚙合角未變化，內(nèi)齒輪的齒頂高為ha2 :ha2=m（ ha：ha X2）其中，當(dāng)h=1，：2時2h嚴(yán)1乙已知，x2 = 0.115， Z2=85因此得到ha2=1.25(1+0.07-0.115) =1.41cm內(nèi)嚙合齒輪的齒底咼為hf2=m ( ha c -X2 )代入數(shù)據(jù)的到hf2=1.48cm齒輪的齒全高為h = ha2 hf2 二 2.89 cm因此齒根圓直徑為d f = d1 2hf2 =109.21cm得h

28、=0.0711中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計(論文)齒頂圓直徑為da =d, _2ha2=103.43cm將以上數(shù)據(jù)統(tǒng)計并且存儲記錄。3.5裝配條件的演算(I) 傳動比條件：要求所設(shè)計的行星輪系能實現(xiàn)給定的傳動比。(2) 同心條件：要求各對相互嚙合的齒輪的中心距必須保證各基本構(gòu)件的軸線重 合。(3) 裝配條件:要求各行星輪均勻地分布在中心輪的周圍。(4) 鄰接條件:是指相鄰兩行星輪的齒頂不應(yīng)相互碰撞。條件(1) (3)均與輪系各齒輪的齒數(shù)有關(guān)，各齒輪只要選擇正確的齒數(shù)即可滿足 傳動比條件和裝配條件。3.6傳動效率的計算對于齒輪傳動的功率損失，Radzimovsky有如下觀點(diǎn)：內(nèi)嚙合傳動比外嚙

29、合傳動嚙合損失稍小些。(1) 圓周速度對齒輪傳動效率的影響極小。(2) 除掉載荷很小以外，一般情況下，效率與輸入力的大小無關(guān)。(3) 常用的標(biāo)準(zhǔn)齒廓齒輪，其效率之差極小，可以認(rèn)為其效率相等。(4) 回轉(zhuǎn)的攪油損失，與齒輪承受的載荷無關(guān)，但與齒輪的圓周速度和所用潤滑油 的粘度等有關(guān)。這種液力損失在傳遞較大載荷的情況下可以不考慮，但在高速低載的 情況下，應(yīng)考慮。(5) 直齒圓柱齒輪的嚙合損失與主動輪分度圓上的切向圓周力與圓周速度的成績 成正比。此處的2K-H型的基本行星齒輪傳動的效率計算公式可表示為：bH十匕i14第四章 加速器其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計4.1軸的設(shè)計軸的設(shè)計的主要內(nèi)容包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力的

30、設(shè)計：(1) 結(jié)構(gòu)設(shè)計 它是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝方面的要求，合 理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，會影響軸的工作能力，和軸上 的零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件的裝配的困難。因此，軸的 結(jié)構(gòu)設(shè)計是軸的設(shè)計中最重要的內(nèi)容。(2) 工作能力計算 它是指軸的強(qiáng)度、剛度、和振動性能等方面的計算。多數(shù)情況 下，軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度。這是只需對軸進(jìn)行強(qiáng)度計算，以防止斷裂或 者塑性變形。而對剛度要求較高的軸(如車床主軸)和受力較大的細(xì)長軸，還應(yīng)進(jìn)行 剛度計算，以防止工作時發(fā)生較大的彈性變形。對高速運(yùn)轉(zhuǎn)的主軸，還應(yīng)進(jìn)行振動穩(wěn) 定性計算，以防止發(fā)生共振

31、而破壞。軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用 圓鋼。在做軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常用這種方法初步估計軸頸。軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度為：PTWT9550000n0.2d3式中：t 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPaT 軸所受的扭矩，NmmWt 軸的抗扭截面系數(shù)，mm3;n 軸的轉(zhuǎn)速，r/mi n;p 軸傳遞的功率，Kvyd 計算截面處軸的直徑，mm二1許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa由上式可得軸的直徑中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計（論文）d _3d 4.06mm9550000Po2.t n將已知數(shù)據(jù)代入上式得到因此選擇d=7mm在軸的靠左位置，設(shè)計有軸肩，用來擋住深溝球軸承的內(nèi)軸瓦，以固定中心輪，保證其

32、不會來回滑動，而在軸肩的另一側(cè)，為了保證軸和行星架的鏈接簡便而且牢固， 行星架與軸的鏈接處設(shè)計為方形孔，這樣可以以簡便的形式傳遞扭矩，保證鏈接強(qiáng)度， 且不會產(chǎn)生復(fù)雜結(jié)構(gòu)，因此，此處的軸的截面為方形結(jié)構(gòu)，具體結(jié)構(gòu)如下圖4-1所示:-1 1十圖4-1軸的結(jié)構(gòu)4.2輸出齒輪的設(shè)計輸出齒輪即為中心齒輪，此處為了節(jié)省材料，減輕重量，而設(shè)計了一個軸，作為 輸入軸，中心輪通過軸承與軸結(jié)合，向外輸出動力和扭矩，齒輪采用不對稱中心筋板 設(shè)計，是為了提高齒輪的強(qiáng)度和韌性，適應(yīng)軸承的要求，起到阻擋中心輪來回滑動的 目的。在齒輪的左側(cè)，設(shè)計有鏈輪連接機(jī)構(gòu)，方便連接鏈輪。如圖4-2圖4-2中心齒輪4.3內(nèi)嚙合齒圈的設(shè)計

33、內(nèi)齒輪b采用壓緊力與支撐架連接起來，從而可以將其固定，保證與行星齒輪嚙合良好，工作可靠。因齒圈受力較小，故采用小壁厚設(shè)計。設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖4-3所示:4.4行星齒輪設(shè)計為了滿足減輕重量的要求，行星齒輪采用內(nèi)部精簡設(shè)計，即能減輕重量，又不失 齒輪強(qiáng)度，在齒輪的內(nèi)孔中留有小擋板，用兩個軸承來支撐，即可以固定行星輪，又不至于其左右滑動，以保證其與內(nèi)外齒輪的良好嚙合。同時，加寬了行星輪的設(shè)計, 設(shè)計圖，如下4-4所示：圖4-4行星齒輪4.5轉(zhuǎn)臂的設(shè)計一個結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂K應(yīng)是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強(qiáng)度和剛度，動平衡性好，能保證載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于2K-H型的傳動比j：x時

34、，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪 緣內(nèi)。轉(zhuǎn)臂K作為行星齒輪傳動的輸出基本構(gòu)件時，承受的外轉(zhuǎn)矩最大，而作為輸入 基本構(gòu)件時，也承受很大的轉(zhuǎn)矩。但是，此處的工作環(huán)境和扭矩相對較小，畢竟人的 功率有限，輸入的轉(zhuǎn)矩也很小，速度不高。因此，此處選用單臂結(jié)構(gòu)已經(jīng)足夠，還能減輕重量，結(jié)構(gòu)如圖4-5所示：17中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計（論文）2,54.6加速器外臂的設(shè)計外支撐架采用簡易結(jié)構(gòu)設(shè)計，為減輕重量，提高強(qiáng)度，因此，架結(jié)構(gòu)采用強(qiáng)度較 高的鋁合金材料，減輕了重量。設(shè)計中用三臂結(jié)構(gòu)連接，為了加強(qiáng)其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，在臂的中間設(shè)計有加強(qiáng)筋。而內(nèi)齒圈與架的配合則采用過度配合，兩端的

35、支架往中間壓緊，利用壓緊力來限 制內(nèi)齒圈的自由度，保證它與行星齒輪的嚙合。如圖4-6所示：+4.7加速器其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計主軸與中心輪之間，由于間隙較小，且載荷不大，轉(zhuǎn)速不高，故采用微型深溝球軸承做為鏈接，使動力得以通過中心輪輸出。軸承型號為NSK687ZZ,符合日本株式會社產(chǎn)業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，內(nèi)徑7mm外徑15mm厚度5mm球的直徑為2mm為適應(yīng)設(shè)計要求，此處 采用兩個軸承鏈接主軸。行星架H與行星齒輪軸齒輪選用螺紋鏈接，快捷方便，容易為行星齒輪定位。其 軸承為6800ZZ內(nèi)徑10mm外徑19mm厚度5mm同樣采用雙軸承鏈接，因為齒輪內(nèi) 測為特殊設(shè)計，故只要限制軸承的軸向自由度，就可以限制行星齒輪的左右滑動

36、。22第五章齒輪強(qiáng)度校核5.1外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度校核校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計算，大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大cH值均小于其 相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力；HP，即二H V二HP考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機(jī)和工作機(jī) 的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)，系統(tǒng)工作平穩(wěn)，基本無沖 擊沖擊。故選Ka為1.0。1動載荷系數(shù)k v考慮齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對輪齒內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)，中心輪的速 度為V =nd =6.75 66.73 10 0.45m/s查表可得 Kv=1.022齒向載荷分布系數(shù) K H :考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)

37、，該系數(shù)K主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關(guān)。Kh=1 二 b H查表可得二b =1.12，=3則Kh T 1.12-1 3二 1.3623齒間載荷分配系數(shù)kHa、kFa齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它 與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關(guān)。查表可得kHa=1，kFa=14行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) kHp應(yīng)考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻，對齒接觸應(yīng)力的系數(shù)的影響。它與轉(zhuǎn) 臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。而此處的行星齒輪數(shù)目為1,故不會存在不均勻現(xiàn)象，因此此處的不均勻系數(shù)取kHP=i

38、。5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)zh考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對接觸應(yīng)力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。根據(jù)公式/H . 2飛co熨sina由壓力角=20，代入上式得到Zh =2.4956彈性系數(shù)Ze考慮材料彈性模量E和泊松比對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)查表可得Ze為161.47重合度系數(shù)Z .考慮重合度對單位齒寬載荷 Ftb的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的公式為z 3a，由之前的計算可以知道；:.=1.58故代入上式計算可知，；:.=0.8978螺旋角系數(shù)z i考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，公式Z cos取z 為19 最小安全系數(shù)SH i ， SF i H minF min考慮齒輪

39、工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應(yīng)根據(jù)重要程度，使用場合等，在此處的要求中，對齒輪及其性能要求有限，工作環(huán)境條件較好，安全性要求不中國石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計(論文)高，因此取SHmin=1.110 接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)zNt考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材 料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關(guān)。此處的工作環(huán)境為低等強(qiáng)度要求，環(huán)境 較好，無潤滑的開式齒輪機(jī)構(gòu)，查表可得到：ZN1t=1.039ZN2t=1.08511 潤滑影響系數(shù)Zl，Zv， Zr因為此處的齒輪工作環(huán)境為開式無潤滑形式，因此，沒有關(guān)于齒面間的潤滑油膜,影響齒面的承載能力的系數(shù)。可

40、以看做是沒有影響，可得Zl=1Zv=1Zr=15.2外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度校核5.2.1中心輪(1)彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn :應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nj Lh其中轉(zhuǎn)速n=405r/min ;Sb 1j為每個齒旋轉(zhuǎn)一周的嚙合次數(shù)，j =-Sc=0.66其中Sb是內(nèi)齒圈b的周長，Sc是行星輪c的周長。壽命為小時數(shù) Lh =3 200 10=6000得到N =8.7 107查表的到Kfn =1.2疲勞極限為二FEFE = F lim 論丁其中Yst為試驗齒輪的應(yīng)力校正系數(shù)，查表取2。23中國石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計（論文）25則得到；fe =380X 2=760Mpa在校核時，用二fe近似代替Gm安

41、全系數(shù)S為1.5得到許用齒根應(yīng)力（2）齒根彎曲應(yīng)力計算切向力Ft=254.1N齒形系數(shù)經(jīng)查表得應(yīng)力校正系數(shù)經(jīng)查表得載荷系數(shù)其中Ka為1.0考慮齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對輪齒內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)，中心輪的 速度為V =nd =6.75 66.73 10 =0.45m/s查表可得Kv=1.02齒間載荷分配系數(shù)Kf：=1齒向載荷分布系數(shù)k F :齒向載荷分布系數(shù) K F 按公式計算，即bT J F由圖可知=1,二 b =1.411，則 Kf =1.311得到K=1.34由上述參數(shù)代入公式（6.4），式中b為齒輪寬度，m為齒輪模數(shù)。得到 =123Mpa因此匚F 丨，KFY FaYsabmYFa =

42、2.97Ysa=1.52二 KaKvKf：K(5-2)齒輪滿足齒根彎曲力學(xué)條件。中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計（論文）522行星齒輪c彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nj Lh其中轉(zhuǎn)速n=67.5r/min ;j為每個齒旋轉(zhuǎn)一周的嚙合次數(shù)，j0.6=0.992.57壽命為小時數(shù)Lh 二 3 200 10 二 6000得到N =2.4 107查表取Kfn =1.4疲勞極限為匚FE二 FE = F lim YST其中Yst為試驗齒輪的應(yīng)力校正系數(shù)，查表取1.6則得到二 fe =380 X 1.6=608Mpa在校核時，用二FE近似代替Gim安全系數(shù)S取1.5得到許用齒根應(yīng)力1 -心；”

43、lim =567Mpa（2）齒根彎曲應(yīng)力計算計算公式如（5-4）所示，切向力Ft=254.1N齒形系數(shù)經(jīng)查表得YFa =2.45應(yīng)力校正系數(shù)經(jīng)查表得Ysa =1.65載荷系數(shù)K 二 KaKvKf：K其中Ka為1.0取動載荷系數(shù)K v=1.05齒間載荷分配系數(shù)Kf ：T齒向載荷分布系數(shù)K f i按公式計算，即Kf1 stAf26中國石油大學(xué)勝利學(xué)院?？飘厴I(yè)設(shè)計（論文）由圖可知F=1,二嚴(yán)1.411，則Kf =1.311上述數(shù)據(jù)代入公式得到K =1.38由上述參數(shù)代入公式（6.4），式中b為齒輪寬度，m為齒輪模數(shù)得到二 F = 94.5MPa因此；F VI齒輪滿足齒根彎曲力學(xué)條件。5.3內(nèi)嚙合齒輪

44、副接觸疲勞強(qiáng)度校核5.3.1 行星輪c內(nèi)齒圈b的許用應(yīng)力計算為： HP H limSH minKn X LZVZRZwZX其中Hlim為380MPa安全系數(shù)Sh min =1.1Kn為接觸疲勞壽命系數(shù)，由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N查表得出N=60K nxj x Lh其中轉(zhuǎn)速n=67.5r/m in為每個齒旋轉(zhuǎn)一周的嚙合次數(shù),1F39壽命為小時數(shù)Lh = 3 200 10 = 6000得到N =0.91 07查表得到Kn=1.3那么得到380肓 1.30 aWO.IMpa輪的接觸應(yīng)力計算為其中u為兩輪的傳動比，此處KaK KKHa1KHP1F t u 1drZHZEZ0u =2.57(5-3)(5-4)ZH

45、 =2.495彈性影響系數(shù)Ze的取值同4 - ； a；：=1.891Z =0.839上，為188,重合度系數(shù)由之前的計算可以知道故代入上式計算可知，將上述數(shù)據(jù)代入式（5-4）得到6o=217Mpa式（5-3）中：Ka=1.，動載荷系數(shù)K v=1.12，齒向載荷分布系數(shù)K H i=1.19，齒間載荷分布系數(shù) kHa=1，齒間載荷分配不均勻系數(shù)kHP=1由以上數(shù)據(jù)得到g =262.5MPa二H v 匚HP =440.1Mpa因此，內(nèi)齒圈齒強(qiáng)度滿足設(shè)計要。5.3.2 內(nèi)齒圈b內(nèi)齒圈b的許用應(yīng)力計算為：二 HPKn lZVZRZwZXSH min其中Hlim為380MPa安全系數(shù)SHmin=1.1K

46、n為接觸疲勞壽命系數(shù)，由應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N查表得出N=60X nX j X Lh其中轉(zhuǎn)速n=67.5r/mi nj為每個齒旋轉(zhuǎn)一周的嚙合次數(shù)，j0.392.57壽命為小時數(shù)Lh =3 200 10 =6000得到N =0.9 107查表得到Kn =1.3380那么得到二HP1.3 0.98 =440.1 Mpa32b輪的接觸應(yīng)力計算為H = H 0 _ K A K U K H |.K Hal K HP1(5-5)其中:二 H 0ZhZeZ z(5-6)u為兩輪的傳動比，此處上，為188，重合度系數(shù)由之前的計算可以知道故代入上式計算可知，u =2.57 Zh =2.495彈性影響系數(shù)Ze的取值同；

47、：.=1.891Z -0.839將上述數(shù)據(jù)代入式（5-6）得到co=217Mpa式（5-5）中：Ka=j，動載荷系數(shù)Kv=1.12，齒向載荷分布系數(shù) Kh 1=1.19，齒間載荷分布系數(shù) kHa=1，齒間載荷分配不均勻系數(shù)kHP=1由以上數(shù)據(jù)得到-h =262.5MPa6 v 二HP =440.1Mpa因此，內(nèi)齒圈齒強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。中國石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計(論文)參考文獻(xiàn)1 漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造編委會漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造M. 機(jī)械工業(yè)出版社20022 濮良貴、紀(jì)明剛機(jī)械設(shè)計M.高等教育出版社20013 機(jī)械設(shè)計手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊M.機(jī)械工業(yè)出版社20044

48、孫桓、陳作模、葛文杰 機(jī)械原理M.高等教育出版社2006 成大先.機(jī)械設(shè)計手冊第三版(第三卷)M.化學(xué)工業(yè)出版社19936 張黎驊 鄭嚴(yán).新編機(jī)械設(shè)計手冊M.人民郵電出版社20087 中國標(biāo)準(zhǔn)出版社第三編輯室.齒輪與齒輪傳動標(biāo)準(zhǔn)手冊(上)M.中國標(biāo)準(zhǔn)出版社19968 王泊平.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)，第三版M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.3.9 王英杰.金屬工藝學(xué)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008.6.10 王蘭美.機(jī)械制圖M.北京：高等教育出版社，2005.11 汪愷.機(jī)械設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)用手冊，第三卷M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2001.6.25-3 25-207.12 D.W. Botsiber

49、, Leo Kin gst on. Desig n and performa nee of cycloid speed reducer, Mach. Des. (Ju ne 28) (1988).13 F.L. Litvi n, The syn thesis of approximate mesh ing for spatial gears, J. Mech. 4 (1998).14 乙H. Fong, C.B. Tsay, A study on the geometry and mecha ni sms of spiral gears, ASME Tran s., J. Mech. Des.

50、33中國石油大學(xué)勝利學(xué)院專科畢業(yè)設(shè)計（論文）致謝畢業(yè)設(shè)計是考驗大學(xué)四年所學(xué)知識的一種良好手段。通過實際設(shè)計相結(jié)合，鍛煉 了我綜合運(yùn)用所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高我查閱文 獻(xiàn)資料、設(shè)計手冊、設(shè)計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力水平。本文雖然凝聚著自 己的汗水，卻也不乏導(dǎo)師的指引和幫助。沒有導(dǎo)師，我在大學(xué)的學(xué)術(shù)成長肯定會大打 折扣。當(dāng)完成設(shè)計論文的那一刻，感受到的不僅是長途跋涉到達(dá)終點(diǎn)后的喜悅，還有對 導(dǎo)師發(fā)自內(nèi)心的誠摯謝意。感謝我的導(dǎo)師，對我的構(gòu)思以及論文的內(nèi)容不厭其煩的進(jìn) 行多次指導(dǎo)和悉心指點(diǎn)，老師多次詢問進(jìn)程，并為我指點(diǎn)迷津，幫助我開拓研究思路, 精心點(diǎn)撥、熱忱鼓勵。

51、老師工作比較繁忙，但仍會定期開會了解我們學(xué)習(xí)上的問題并 給予細(xì)心的指導(dǎo)。老師為人隨和，是我們的良師益友，深受大家的尊敬和愛戴。老師 的指導(dǎo)讓我終生受益38附錄THE DESIGN OF THE REDUCTION GEAR OFPLANETARYGEARING WITH INNER PLANET GEARSAbstract This paper is to focus on the work ing prin ciple and structure of the reduct ion gear of pla netary geari ng with inner pla net gears, a

52、n alysis and calculati on of the desig n process and prove the adva nee and feasibility of the reduct ion gear.Key words： the reduct ion g ear of; pla netary geari ng with inner pla net gears; work ing prin ciple; structure1 IntroductionInternal gear pla netary gear reducer (also known as the reducer), in rece n