行星齒輪減速器設(shè)計最終

1、 目錄目錄I摘 要IAbstractII第一章 緒論11.1 課題背景及發(fā)展?fàn)顩r11.2 本設(shè)計的已有條件1第二章 主要零件的設(shè)計計算22.1行星齒輪減速器的傳動類型及其運動簡圖的選擇22.2 行星輪傳動的配齒計算22.2.1高速級各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇32.2.2低速級各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇42.3 齒輪材料的選擇和基本參數(shù)的計算52.3.1齒輪材料的選擇62.3.2齒輪基本參數(shù)的計算62.4 齒輪幾何尺寸的計算92.5 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算102.6傳動效率的計算102.6.1高速級嚙合損失系數(shù)的確定112.6.2低速級嚙合損失系數(shù)的確定11第三章 整體結(jié)構(gòu)設(shè)

2、計133.1 液壓馬達的選擇133.2 摩擦片組的選擇143.3 高速級齒輪和軸的設(shè)計143.3.1高速軸的設(shè)計143.3.2高速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核153.3.3高速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核173.3.4高速級內(nèi)嚙合齒輪副接觸強度的校核193.3.5高速級內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強度的校核203.3.6花鍵的設(shè)計213.3.7內(nèi)齒輪的設(shè)計223.4 低速級齒輪和軸的設(shè)計233.4.1低速軸和花鍵的設(shè)計233.4.2低速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核233.4.3低速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核253.4.4低速級內(nèi)嚙合齒輪副接觸強度的校核263.4.5低速級內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強度的設(shè)計273

3、.4.6內(nèi)齒輪的設(shè)計283.5 輸出軸的設(shè)計293.6 行星齒輪的設(shè)計和基本構(gòu)件上的作用力303.6.1行星齒輪設(shè)計303.6.2基本構(gòu)件上的作用力313.7 其余零件的設(shè)計313.7.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計323.7.2箱體及前后機蓋的設(shè)計333.7.3標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用363.7.4密封和潤滑373.8 運動仿真37結(jié)論39參考文獻40摘 要減速機是工作機和原動機之間的獨立的封閉式的機械傳動裝置，它能夠降低原動機的轉(zhuǎn)速或增大原動機的扭矩，是一種被廣發(fā)應(yīng)用在工礦企業(yè)、運輸、建筑等部門中的機械裝置。以2X-A行星輪減速機為物理模型，在已有研究成果和設(shè)計經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，進一步研究了二級行星輪減速機的問題。提

4、出了液壓制動的二級行星輪減速機的設(shè)計。通過對該行星輪減速機的研究，我們認(rèn)識到對國外進口設(shè)備進行的國產(chǎn)化改造完全可以根據(jù)我們的實際情況對其核心部分進行必要的改造。這樣一來可以降低使用廠家維護設(shè)備的成本和費用，也可以提高改造單位的制造能力和知名度，去得明顯的經(jīng)濟效益和社會效益。本論文首先在第二章中對二級行星輪減速機的主要零件進行了設(shè)計，包括材料的選擇、尺寸的計算和校核等；在第三章中，根據(jù)第二章及相關(guān)內(nèi)容對減速機的零件進行選擇；之后，利用solidworks、ug等軟件繪制零件度，并進行裝配、仿真機數(shù)控編程；最后，完善設(shè)計說明書。關(guān)鍵詞：二級行星輪減速機；液壓制動；solidworks；仿真 IAb

5、stractReducer 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 enterprises and transportation, construction and other sectors of the mechanical parts.

6、 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. Through the search of planetary gear, we recognize that the domestic transforma

7、tion 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 of the transformation units, achieve remarkable economic and social benefits

8、. 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 the part of the reducer; Then, using solidWorks software paint parts diagra

9、m, assembly ,simulation and numerical control programming; The last but not least, I improve the design specification.Key words: Two planetary gear reducer; Hydraulic brake; Solidworks; SimulationII第一章 緒論1.1 課題背景及發(fā)展?fàn)顩r雖然行星輪傳動在我國已經(jīng)有了很多年的發(fā)展歷史，但是自20世紀(jì)60年代之后，我國才開始了對行星齒輪傳動進行了較為深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。在理論設(shè)計和試制、應(yīng)用實踐方

10、面均取得了較大的成就且獲得了許多的研究成果1。近20多年來，特別是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化、與時俱進、開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術(shù)有了迅速的發(fā)展。1.2 本設(shè)計的已有條件本文中為了使減速機實現(xiàn)即時制動和穩(wěn)定性，設(shè)計了此液壓制動。已知本文中行星齒輪減速器的傳動比為，允許傳動比變化范圍為，工作轉(zhuǎn)速n3=56r/min，輸出功率P3=14kw，每天要求工作時間為16小時，要求壽命為2年(每年工作300天)、結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高2。40 第二章 主

11、要零件的設(shè)計計算2.1行星齒輪減速器的傳動類型及其運動簡圖的選擇根據(jù)設(shè)計要求可知：該行星齒輪減速器具有傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等的特點，所以選擇了采用雙級行星齒輪傳動3。由于2X-A型的行星齒輪的結(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，所以選用由兩個2X-A型的行星齒輪進行傳動串聯(lián)而成的雙級行星齒輪減速器較為合理。名義傳動比可分為，。傳動簡圖如圖1-1所示：圖1-1 傳動簡圖2.2 行星輪傳動的配齒計算漸開線圓柱直齒輪是該設(shè)計中所選的齒輪4。為了合理選擇各齒輪的齒數(shù)和行星輪的數(shù)目，正確的設(shè)計行星輪傳動，有必要作配齒計算。2.2.1高速級各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇 根據(jù)

12、2X-A型的行星齒輪的傳動比的值和配齒計算公式，可得第一級傳動的內(nèi)齒輪和行星齒輪的齒數(shù)。由于需要行星齒輪傳動的外廓尺寸盡量小些，而選取第一級中心齒輪數(shù)為17和行星齒輪個數(shù)為np1=3。根據(jù)內(nèi)齒輪,得： (1-1)行星傳動各輪齒數(shù)的選擇和行星輪數(shù)目應(yīng)滿足四個條件:1. 傳動比條件：中心輪齒數(shù)Za1和內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1必須滿足給定的傳動比要求5。對內(nèi)齒輪的齒數(shù)進行圓整后，實際的傳動比與給定的稍有變化，但是變化率必須控制在傳動比的誤差范圍內(nèi)。實際傳動比為 70588 (1-2)其傳動比誤差5所以所選齒數(shù)符合要求。2. 裝配條件：太陽輪和內(nèi)齒輪與行星輪數(shù)目之比應(yīng)為整數(shù)6。3個行星輪在中心輪與內(nèi)齒輪之間需

13、要均勻分布, 并且使輪齒與中心齒輪和內(nèi)齒輪正確嚙合： ，為整數(shù)故符合裝配條件。3. 同心條件：為了中心論、內(nèi)齒輪和行星架三者的軸線同心，應(yīng)該使中心輪與行星輪的嚙合中心距等于內(nèi)齒輪與行星輪嚙合的中心距7。即所以可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為 再考慮到裝配條件，選行星齒輪Zc1=40。所求得的Zc1適用于高度變位或非變位的行星齒輪傳動中。4.鄰接條件：3個行星輪之間需要有一定的間隙，使相鄰的兩行星輪不至于相配，此間隙應(yīng)大于0.5mm,其條件是2aacsin,式中aac是a與c的中心距，dac1是行星輪c的齒頂圓直徑8。試取m=2,得：2aacsin= (1-3)m=3時，原式=148.1>135

14、,所以當(dāng)m，符合臨接條件。 綜上所述內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1=103,小太陽輪齒數(shù)Za1=17,行星輪齒數(shù)Zc1=40,行星輪個數(shù)np1=3。2.2.2低速級各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇 同理可設(shè)計出第二級行星輪各輪的齒數(shù)和行星輪的數(shù)目根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動比的值和按其配齒計算公式9，可得第二級傳動的內(nèi)齒輪b2,行星齒輪c2的齒數(shù)。由于需要行星齒輪傳動的外廓尺寸盡量小些，所以選取第一級中心輪齒數(shù)為23和行星輪齒個數(shù)為3。根據(jù)內(nèi)齒輪 Zb2=(ip2-1)Za1 (1-4)得 同樣該級行星輪數(shù)目和行星傳動各輪齒數(shù)的選擇也應(yīng)滿足四個條件10：1.傳動比條件：中心輪齒數(shù)Za1和內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1必須滿足給定

15、的傳動比要求。實際的傳動比和給定的稍有變化，這是因為對內(nèi)齒輪齒數(shù)進行圓整的原因，但是變化率必須控制在傳動比誤差范圍內(nèi)。實際傳動比為5其傳動比誤差0所以所選齒數(shù)符合要求。2.裝配條件：兩個中心輪齒數(shù)之和與行星輪個數(shù)之比應(yīng)為整數(shù) 3個行星輪的輪齒與中心輪和內(nèi)齒輪應(yīng)正確嚙合，前提是它們在中心輪和內(nèi)齒輪之間均勻分布： 調(diào)整內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb2=91。此時傳動比誤差故符合裝配條件。3.同心條件：為保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合。應(yīng)使中心輪與行星輪嚙合中心距等于內(nèi)齒輪與行星輪嚙合的中心距。即、 （1-5）所以可求得行星齒輪c2的齒數(shù)為ZC2=(Zb2-Za2)/2=34所求得的Zc1適用于高速變位或非變位

16、的行星齒輪傳動中。4.鄰接條件：3個行星輪之間應(yīng)有一定間隙，使相鄰的兩行星齒輪的齒數(shù)不至于相配。 此間隙大于0.5mm,其條件是2aacsin,式中aac是a與c的中心距，dac2是行星輪c的齒頂圓直徑。試取m=2，得：2aacsin=所以符合臨接條件 綜上所述內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb2=91,小太陽輪齒數(shù)Za2=23,行星輪齒數(shù)Zc2=34,行星輪個數(shù)np2=32.3 齒輪材料的選擇和基本參數(shù)的計算2.3.1齒輪材料的選擇齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪a1和中心齒輪a2，以及行星齒輪c1和c2均采用20CrMnTi,滲碳淬火或氮化處理11。這樣的材料適合于高速、中載、耐磨和承受沖擊的齒輪及齒面較寬的

17、齒輪，所以滿足需要。齒面硬度58-62HRC,芯部HRC。查機械設(shè)計課本知，。中心齒輪加工精度選為7級。高速級和低速級的內(nèi)齒輪都采用42CrMo，這樣的材料經(jīng)調(diào)質(zhì)和正火處理，以獲得相當(dāng)?shù)挠捕群蛷姸鹊攘W(xué)性能12，調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC。根據(jù)機械設(shè)計課本可知，取。輪b1和b2的加工精度為7級13。2.3.2齒輪基本參數(shù)的計算1.計算高速級齒輪的模數(shù)m（1)輸出軸的轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm。查表知行星齒輪減速機的效率為0.95-0.98，選擇0.97故可求：T1=T3/(i13)=71.48Nm（2）選擇7級精度（3）材料選擇。由機械設(shè)計課本表10-1選擇第一級小太陽

18、輪和行星輪的材料為20CrMnTiM,硬度為58-62HRC14。（4）又小太陽輪Za1=17,行星輪Zc1=40。由齒面接觸疲勞強度設(shè)計 ，計算公式10-9a進行試算，即 d1t=2.32 （1-6）確定公式中的各個計算數(shù)值1)試選擇載荷系數(shù) Kt=1.32)計算小太陽輪的轉(zhuǎn)矩T1=T2/(i12)=71.48Nm3)由表10-7選擇齒寬系數(shù)4)由表10-6查：材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa0.55)由圖10-21d，由齒面硬度查得小太陽輪的接觸疲勞強度極限為 ；6）由傳動比和輸出轉(zhuǎn)速，可計算小太陽輪的轉(zhuǎn)速n1=1988r/min齒數(shù)比=2.35由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1

19、=60n1jLh=1.38109N2=N1/=5.871087） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.958） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取其失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得；（5）設(shè)計計算1） 確定小齒輪分度圓直徑d1t=2.32=35.177mm2） 計算圓周速度v=3） 計算齒寬b=35.177mm4） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)mt=；齒高h=2.25mt=4.63；=7.555) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=3.67m/s，選擇7級精度，由圖10-8，查得載荷系數(shù)為KV=1.13。直齒輪KHA=KFA=1由機械設(shè)計課本上表10-2查得使用系數(shù)KA=1.85

20、由表10-4插值法查得7級精度、小太陽輪非對稱布置時，KHB=1.421，故可求得KFB=1.28，所以K=KVKAKHBKHa=2.9716) 按實際的載荷系數(shù)校正所計算得的分度圓直徑，則 7） 計算模數(shù)m=d1/Za1=2.71符合臨接條件，又按優(yōu)先系列選為m=3mm。2.計算低速級齒輪的模數(shù)m按齒根彎曲強度的設(shè)計公式 （1-7）(1) 確定公式里的各計算數(shù)值1） 由圖10-20c查得第二級小太陽輪的彎曲疲勞強度極限2） 由圖機械設(shè)計課本10-18取彎曲疲勞強度極限KFN1=0.853） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得4） 計算載荷系數(shù)K=KVKAKFBKFa

21、=2.6765） 查取齒形系數(shù)由機械設(shè)計課本表10-5查得 YFa1=2.976) 查得應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.527) T2=T3/(ip1=492.3Nm（2） 設(shè)計計算將上述各數(shù)值代入計算公式，得m3.23mm,符合臨接條件，又根據(jù)模數(shù)的優(yōu)先系列選m=4mm。2.4 齒輪幾何尺寸的計算根據(jù)以上計算結(jié)果，對二級型的行星齒輪傳動，按公式進行其幾何尺寸的計算，可得各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果如下表：1.高速級模數(shù)m1=3mm表2-1 高速機齒輪參數(shù)項目齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑小太陽輪Za1=17d1=m1Za1=51mmdf1=43.5mmda1=57mm行星輪Zc1=40d1=1

22、20mmdf1=111.5mmda1=126mm大太陽輪Zb1=103d1=309mmdf1=316.5mmda1=303mm2.低速級模數(shù)m2=4mm表2-2 低速級齒輪參數(shù)項目齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑小太陽輪Za2=23d1=m2Za1=92mmdf2=82mmda2=100mm行星輪Zc2=34d1=136mmdf2=126mmda2=144mm大太陽輪Zb2=91d1=364mmdf2=374mmda2=356mm3.轉(zhuǎn)矩的計算輸出轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm高速級小太陽輪的轉(zhuǎn)矩T1=T3/(i12)=71.48Nm低速級小太陽輪的轉(zhuǎn)矩T2=T2/(ip1=

23、492.3Nm液壓馬達的輸入轉(zhuǎn)矩T=71.48Nm,輸出軸的轉(zhuǎn)矩T2=2387.5Nm,低速級小太陽輪的轉(zhuǎn)矩T2=492.3Nm2.5 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算高速級傳動的模數(shù)選為m=3mm，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)Z01=18，求被插齒的內(nèi)齒輪，的齒根圓直徑15。齒根圓直徑按下式計算，即df2=da0+2a01插齒刀的齒頂圓直徑插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距da0=,a02=127.5mm (1-8)高速級：df2=da0+2a01=315mm=315mm這與理論計算的齒根圓直徑df=316.5mm相似，都具有一定的加工余量，故所選插齒較為合理。低速級：選擇模數(shù)m=4，盤形直齒插

24、齒刀的齒數(shù)Z02=17da0=,a02=148mm =372mm (1-9) 同理，這與理論計算出來的齒根圓直徑df=374mm相差無幾，也具有一定的活動余量。所以所選插齒符合要求16。2.6傳動效率的計算雙級2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯(lián)而成的，故傳動效率為由表可得: ， 2.6.1高速級嚙合損失系數(shù)的確定轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，損失系數(shù)等于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和17。即：=+其中=+轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 行星齒輪和轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪之間的嚙合損失可按公式計算即式中Z1齒輪副中小齒輪之齒數(shù)Z1 齒輪副中大齒輪之齒數(shù)嚙合摩擦系數(shù)內(nèi)外嚙合中重合度=1.864,則的=0.0080=

25、0.041高速級的外嚙合中重合度=1.584,則得即得 =0.041+0.008=0.049, 2.6.2低速級嚙合損失系數(shù)的確定內(nèi)嚙合中重合度=1.858=0.019外嚙合中重合度=1.627=0.037即得 =0.037+0.019=0.056,則該行星齒輪的傳動效率為0.97，傳動效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。 第三章 整體結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1 液壓馬達的選擇由前所述，知高速級小太陽輪的轉(zhuǎn)矩T1=71.48Nm；轉(zhuǎn)速n1=ipn3=1988r/min查閱機械設(shè)計手冊第四卷，選擇的液壓馬達為CM-D45C-FL。其額定進口壓力為P=10MPa，額定轉(zhuǎn)速n=1800r/min,最大轉(zhuǎn)速nm

26、ax=2400r/min,排量V=46.05ml/r,額定扭矩T=73.5Nm,重量m=14.5k18?；ㄦI連接軸的選擇選有6個齒的漸開線花鍵：已知花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=73.5Nm,載荷分配系數(shù)，齒數(shù)為6，齒的工作長度為2419，花鍵齒面的工作高度為h=0.8m=2.4,=45.，花鍵的平均直徑dm=d1=51。校核所選的花鍵：動連接，(載荷作用下移動的動連接在使用、制造情況良好的情況下，)。故所選花鍵符合要求圖3-1 花鍵軸3.2 摩擦片組的選擇該行星輪減速機的制動器部分的核心零部件包括：動靜摩擦片組（其中5個靜摩擦片、4個動摩擦片）、活塞及24個圓柱形彈簧。彈簧產(chǎn)生的作用壓力作用在活塞上，之

27、后通過4個動摩擦片轉(zhuǎn)化成制動力矩20。彈簧的幾何性能參數(shù)：彈簧絲直徑2.0mm、有效圈數(shù)15、彈簧中徑10.mm、自由高度55.5mm、圈數(shù)17、自由高度55. 5mm、剪切彈性模量80000N mm2 、節(jié)距3.5mm、單圈剛度160Nmm 2、材料65Si2M nWA、右旋。 單個彈簧產(chǎn)生的彈簧力為：N 1= 197. 3N , 24 個彈簧產(chǎn)生的彈簧力為：N = 24N 1= 4736N。泄油時，動、靜摩擦片表面上的作用力N = 4736N，則制動力矩T = 8，其中dF = p rdr，= 0. 15，p = N /S = 9. 85×104Pa計算得: T4= 328. 7

28、Nm71.48Nm直接作用在行星輪減速機上的輸入軸上的制動力矩，通過減速機的減速和增加力矩的作用，之后作用在減速機輸出軸上的制動力矩可達到：T5=T4i=328.7=10979.221N·m （1-10）是作用在輸入軸上制動力矩的33.4倍21。如果不將制動器直接與輸出軸相連接不作用在輸入軸上，那么在同樣制動力矩作用下,制動器的實際體積將會增大許多而無法適應(yīng)空間較小的工作環(huán)境。將制動器置于輸入端處可通過較小的制動力矩產(chǎn)生很好的制動效果。在一定范圍內(nèi), 每增加一對摩擦副(一個動摩擦片和一個靜摩擦片)，在輸入軸上的制動力矩將增加82.175Nm，輸出軸上可承載的力矩也為增加且為3608.

29、3Nm，制動器的厚度增加5.2mm。所以這種制動器結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜：體積小、制動力矩大、性能可靠。3.3 高速級齒輪和軸的設(shè)計3.3.1高速軸的設(shè)計根據(jù)2X-A型的行星齒輪傳動的工作特點和傳遞功率的大小、轉(zhuǎn)速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結(jié)構(gòu)。因為它的直徑較小mm，所以a1采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。同時設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)。為了便于軸上零件的裝拆現(xiàn)將將軸做成階梯形。如圖3-2所示：圖3-2 高速軸3.3.2高速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核校核齒面接觸應(yīng)力的強度計算時應(yīng)使大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即<。 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附

30、加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機的特性、軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運行狀態(tài)有關(guān)22。原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊，故選Ka為1.6,工作機的環(huán)境惡劣屬于嚴(yán)重沖擊。故選Ka為1.8（1）動載荷系數(shù)Kv考慮齒輪的制造精度、輪齒內(nèi)部受運轉(zhuǎn)速度對其附加動載荷的影響的系數(shù)，查表可得Kv=1.108。（2）齒向載荷分布系數(shù)考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力的影響的系數(shù)。該系數(shù)K主要與齒輪加工的誤差、箱體軸孔的偏差、嚙合剛度、大小齒輪的平行度、跑合情況等有關(guān)。=1+查表可得，。則（3）齒間載荷分配系數(shù)、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的影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，

31、齒廓修形，重合度等有關(guān)。查表可得=1 ，=1。(4)行星齒輪間載荷分配不均的系數(shù)考慮在各個行星輪間載荷分配不均勻?qū)X輪接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂、齒輪及箱體精度、齒輪傳動結(jié)構(gòu)等有關(guān)。查表取=1.4（5）節(jié)點區(qū)域系數(shù)考慮到節(jié)點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)，取為2.495（6）彈性系數(shù)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)，查表可得為 189.80（7）重合度系數(shù)考慮重合度對單位齒寬載荷的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.897（8）螺旋角系數(shù)考慮螺旋角使接觸線傾斜而對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1（9）最小安全系數(shù)，考慮齒輪工作

32、可靠性的系數(shù)。齒輪工作的可靠性要求根據(jù)重要程度，使用場合等來確定。取=1（10）接觸強度計算的壽命系數(shù)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)的系數(shù)。取=1.039，=1.085（11）潤滑油膜影響系數(shù)，齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.991（12）齒面工作硬化系數(shù)，接觸強度尺寸系數(shù)考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉(zhuǎn)過程中對調(diào)質(zhì)的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化的影響的系數(shù)，還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選=1，=1根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力，即中心齒輪a1

33、的 行星齒輪c1的外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計算中，則，經(jīng)計算可得則，滿足接觸疲勞強度條件。3.3.3高速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核1、名義切向力已知，np=3和da=153mm，則得使用系數(shù)和動載系數(shù)的確定方法與接觸強度相同。2、齒向載荷分配的系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計算，即=1+由圖可知=1，則=1.3113、齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.14、行星齒輪間在和分配的系數(shù)行星輪間載荷分配的系數(shù)按公式計算=1+1.6(1.2-1)=1.325、齒形系數(shù)查表可得，=2.421, =2.6566、應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.684, =1.5777、重合度系數(shù)查表可得 8、螺旋

34、角系數(shù)9、計算齒根彎曲應(yīng)力10、計算許用齒根應(yīng)力。已知齒根彎曲疲勞極限查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對齒根表面狀況系數(shù)許用應(yīng)力694MPa，474 MPa因此； ，a-c滿足齒根彎曲強度條件。3.3.4高速級內(nèi)嚙合齒輪副接觸強度的校核 行星齒輪減速機的彎曲強度對其影響程度較接觸強度較弱，接觸強度主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度校核相似。選擇=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.98

35、2，=1.153，=1.153，=1， =1，=1計算行星齒輪的許用應(yīng)力： （3-1）計算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力： （3-2）而=396MPa則641MPa 得出結(jié)論：滿足接觸強度的條件。3.3.5高速級內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強度的校核為了安全起見，對高速級內(nèi)嚙合齒輪副的彎曲強度進行校核。1.名義切向力已知Ta=T1=424.2Nm，=3和=309mm,則得Ft=915.21N使用系數(shù)和動載系數(shù)的確定方法和接觸強度是相同的。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計算，即=1+由圖可知=1，則=1.3113.齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.34.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷

36、分配系數(shù)按公式計算=1+1.6(1.2-1)=1.325.齒形系數(shù)查表可得，=2.53, =2.676.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.71, =1.6557.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計算齒根彎曲應(yīng)力10.計算許用齒根應(yīng)力已知齒根彎曲疲勞極限查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查齒根圓角敏感的系數(shù)=1，相對齒根表面狀況的系數(shù)：許用應(yīng)力694MPa，474 MPa因此； ，滿足齒根彎曲強度條件。3.3.6花鍵的設(shè)計1、左端花鍵軸的直徑為d2=d1=51mm,中間軸段d3=45mm2、選擇圓柱滾子軸承，其中D=85mm,d=45mm,B=19mm3、故安裝在行星輪

37、中間的銷軸直徑為45mm如下圖3-3所示：圖3-3 花鍵3.3.7內(nèi)齒輪的設(shè)計內(nèi)齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定23在箱體上。如圖3-4所示圖3-4 高速級內(nèi)齒輪3.4 低速級齒輪和軸的設(shè)計3.4.1低速軸和花鍵的設(shè)計1、右端仍然選擇做成齒輪軸，往左選直徑為80mm的退刀槽，2、花鍵的設(shè)計花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=492.3Nm左端花鍵選漸開線花鍵Z=6，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花鍵的平均直徑dm=105mm,載荷分配系數(shù)=0.8。 校核(在載荷作用下移動的動連接，使用和制造情況良好時，)。故選擇直徑為50的銷軸在安裝圓柱滾子軸承中，其參數(shù)是d=50mm,D=90m

38、m，B=20mm。3.4.2低速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核1.選擇使用系數(shù)Ka原動機工作平穩(wěn)且為中等沖擊，故選Ka為1.6。工作機環(huán)境惡劣，屬嚴(yán)重沖擊，所以選Ka為1.8。2.動載荷系數(shù)Kv3.齒向載荷分布系數(shù)=1+=1.2294.齒間載荷分配系數(shù)、查表可得=1.021，=1.0215.節(jié)點區(qū)域系數(shù)取=2.4956.彈性系數(shù)考慮材料的彈性模量E和泊松比對接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80。7.重合度系數(shù)考慮重合度對單位齒寬載荷的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.8898.螺旋角系數(shù)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)。，取為1計算齒面的接觸應(yīng)力，代入?yún)?shù)得：=14

39、51。9.最小安全系數(shù)，取=110.接觸強度計算的壽命系數(shù)取=1.039，=1.08511.潤滑油膜影響系數(shù)，齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.99112.齒面工作硬化系數(shù)，接觸強度尺寸系數(shù)，選=1，=1。計算許用接觸應(yīng)力 中心齒輪a2 行星齒輪c2 接觸強度校核：=1451MPa滿足接觸強度校核3.4.3低速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核1.名義切向力已知，np=3和da=276mm，則得，使用系數(shù)Ka，和動載系數(shù)Kv的確定方法與接觸強度相同。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計算，即=1+。由圖可知=1，則=1.2293. 齒形系數(shù)查表可得，=

40、2.531, =2.5844.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計算=1+1.6(1.2-1)=1.325. 齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.0216.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.630, =1.5907.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計算齒根彎曲應(yīng)力 （3-2）10.計算許用齒根應(yīng)力，已知齒根彎曲疲勞極限。查出最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對齒根表面狀況系許用應(yīng)力674MPa，484 MPa因此； ，a-c滿足齒根彎曲強度條件。3.4.4低速級內(nèi)嚙合齒輪副接觸強度的校核低速級內(nèi)嚙合齒輪副的校核主要表現(xiàn)為

41、接觸強度的校核計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度的校核相似。選擇=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.982，=1.153，=1.153，=1， =1，=1計算行星齒輪的許用應(yīng)力為計算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力而=652則652MPa。得出結(jié)論：滿足接觸強度的條件。3.4.5低速級內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強度的設(shè)計1.名義切向力已知Ta=T2=1908.8Nm，Ta=16223.47Nm，=3和da=276mm,則得Ft=3495.97N。使用系數(shù)和動載系數(shù)的確定方法和接

42、觸強度是相同的。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計算，即=1+。由圖可知=1，=1.301，則3.齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.0214.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計算=1+1.6(1.2-1)=1.325.齒形系數(shù)查表可得，=2.622, =2.5516.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.621, =1.5847.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計算齒根彎曲應(yīng)力 （3-3）10.計算許用齒根應(yīng)力已知齒根彎曲疲勞極限為查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對齒根表面狀況的系數(shù)：許用應(yīng)力674MP

43、a，484 MPa因此； ，滿足齒根彎曲強度條件，a3-c3滿足齒根彎曲強度條件。3.4.6內(nèi)齒輪的設(shè)計內(nèi)齒輪b1、b2采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖3-5所示：圖3-5 低速級內(nèi)齒輪3.5 輸出軸的設(shè)計為便于軸上零件裝拆將輸出軸做成階梯軸，同上可設(shè)計出輸出軸左端花鍵軸。左端花鍵選漸開線花鍵Z=36，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花鍵的平均直徑dm=80mm,載荷分配系數(shù)=0.8。(在載荷作用下移動的動連接，使用和制造情況良好時，)左邊留有退刀槽，其直徑為75mm,寬10mm，軸肩80mm，長8mm,右端選軸承為圓錐滾子軸承30217，d=85mm,D=150mm,

44、B=28mm。其所在軸段長50mm。再往右軸承選為30218的圓錐滾子軸承，d=90mm,D=170mm,B=32mm。圖3-6 輸出軸3.6 行星齒輪的設(shè)計和基本構(gòu)件上的作用力3.6.1行星齒輪設(shè)計為了保證行星齒輪和中心輪的嚙合較為良好，現(xiàn)將行星齒輪成帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，且加大了它的齒寬。與此同時，安裝了2個滾動軸承作為支撐來保證其與內(nèi)齒輪、行星輪相嚙合。見圖3-7所示： 圖3-7 行星輪3.6.2基本構(gòu)件上的作用力 在行星齒輪傳動時，輸出軸及其基本構(gòu)件不僅受到來自行星齒輪的嚙合力，而且在軸的伸出端還受到其他連接零件的作用力，在進行輸出軸和軸承的計算時，作用力的大小可以按下列公式計算如：式中T傳

45、動軸上的轉(zhuǎn)矩。D圓柱銷中心分布圓的直徑在2X-A型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上的切向力Fac為Fac=高速級 Fa1k1=Fb1k1=1410.0288N；低速級Fa2k2=Fb2k2=31851.7081N基本構(gòu)件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。 （3-4）式中的傳動軸的直徑齒輪的螺旋角 法面壓力角制造和安裝誤差的休正系數(shù)在2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪在行星齒輪傳動中總是承受雙向的彎曲載荷。所以，行星齒輪易出現(xiàn)齒輪疲勞折斷。需注意：在行星齒輪傳動中齒輪折斷具有很大的破壞性。如果行星齒輪中的某個輪齒折斷，其碎塊落在內(nèi)齒輪的齒輪上，當(dāng)行星輪與內(nèi)齒輪嚙合時容易使兩嚙合

46、的齒輪卡死，從而產(chǎn)生過載而燒壞電機，或是破壞整個行星齒輪減速機，所以應(yīng)當(dāng)提高齒輪的彎曲強度增加其工作的強度相當(dāng)重要3.7 其余零件的設(shè)計3.7.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計轉(zhuǎn)臂的結(jié)構(gòu)應(yīng)該合理，即外廓尺寸小、質(zhì)量小、足夠的強度和剛度、動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于2X-A型的傳動比時，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)臂作為行星齒輪傳動的基本構(gòu)件承受的外轉(zhuǎn)矩最大24。如圖3-8所示圖3-8 行星架轉(zhuǎn)臂上各行星齒輪軸孔和轉(zhuǎn)臂軸線的中興極限偏差可按公式計算，現(xiàn)已知高速級的嚙合中心距a=85.5mm，則得 取=51.7各行星齒輪的軸孔

47、孔距相對偏差按公式計算，即取0.062=62轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即先已知低速級的嚙合中心距a=228mm，則得 取=55.9各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即取0.069=69轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即都等于34.5微米3.7.2箱體及前后機蓋的設(shè)計根據(jù)工作環(huán)境的需要和安裝類型的不同，本減速機選用了整體鑄造的臥式機體。其特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、能有效的用于行星齒輪傳動中。鑄造機體應(yīng)盡量避免壁厚突變，設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選灰鑄鐵。如圖3-9所示壁厚機體表面的形狀系數(shù) 取1作用在機體上的轉(zhuǎn)矩與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)取2.6 圖3-9 輸入法欄

48、 圖3-10 中間法圖3-11輸出法蘭3.7.3標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內(nèi)徑為140mm，外徑為210mm。行星齒輪1中的圓柱滾子軸承的內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，B=19mm。 行星齒輪2中的軸承為圓柱滾子軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=70mm，寬B=18mm。輸出軸左端為圓錐滾子軸承且內(nèi)徑d=85mm，外徑D=130mm，寬B=20mm；右端也為圓錐滾子軸承，內(nèi)徑d=90mm，外徑D=160mm,寬B=40mm。螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設(shè)計參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計參照設(shè)計手冊自行設(shè)計。以及油標(biāo)的設(shè)計根據(jù)

49、GB1161-89的長形油標(biāo)的參數(shù)來設(shè)計。圖3-12 圓錐滾子軸承 圖3-13 深溝球圓柱滾子軸承3.7.4密封和潤滑本行星齒輪減速器采取了油潤滑的方式，通過內(nèi)齒輪和行星齒輪的轉(zhuǎn)動把油甩進零件的各個部分，軸承為脂潤滑。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標(biāo)中顯示油位，便于即時補油。制動部分為雙密封，簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。3.8 運動仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來進行運動仿真設(shè)計。把液壓馬達安裝在輸入軸上，通過設(shè)置輸入軸上的齒輪來帶動行星齒輪繞著中心輪轉(zhuǎn)動同時也繞著行星軸自轉(zhuǎn)。同時轉(zhuǎn)臂1進行轉(zhuǎn)動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉(zhuǎn)動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。圖3-14 減速機的仿真結(jié)論本論文闡述的是關(guān)于二級行星輪減速機的設(shè)計，主要包括零件設(shè)計、零件選擇、solidworks繪制零件圖、裝配、仿真、模具設(shè)計、數(shù)控編程等27。首先，對此次設(shè)計要求作了簡單的介紹；第二，闡述了主要零件的設(shè)計；第三，根據(jù)零件的設(shè)計選擇零件，并且對部分零件的結(jié)構(gòu)進行合理化設(shè)計；第四，繪制零件圖并裝配，及運動仿真；最后，對具體的零件進行數(shù)控編程和模具設(shè)計28。目前，在行