行星齒輪減速箱運動仿真分析

湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文#1緒論1.1行星減速器發(fā)展狀況,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,1.2選題分析與設計內(nèi)容,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,2行星齒輪減速器裝置設計2.1基本參數(shù)要求與選擇3行星齒輪設計計算3.1行星齒輪傳動類型和傳動簡圖的選擇32配齒計算3.3初步計算齒輪的主要參數(shù),,,,,,,,,,,,,,,3.4嚙合參數(shù)計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,35幾何尺寸計算裝配條件計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,傳動效率計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,38機構(gòu)設計3.9行星齒輪強度驗算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,4總結(jié)~ 3kl_lJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJJ

目錄135,,,,,,,,,,,,,,,,, 66,,,,, 77101313141725kutoCAT團形99KB色輪AutoCAD團形137KB畢業(yè)論文封面MicrosoftWord9...29KE畢業(yè)論文枉務書Miorosoftford9..45KB后端蓋AutoCAD78KB鑒定意見MicrosoftWord936KB評閱表MicrosoftWord9,--32KBAut&CAB圈那104KB說明書Micrcs&ftWord9...1,032KB外文翻譯粘和齒輪MicrosoftWord9...52KB箱烷AutoCAD134KE轉(zhuǎn)臂AutoCAD圖老T&KB裝配圖AutoCAB圉形147KB目錄MicrosoftWord9.…14KBaH行塁齒輪漑箱運斷9 防且分析第一章緒論1.1行星減速器發(fā)展狀況由于國家采取了積極穩(wěn)健的財政貨幣政策， 固定資產(chǎn)投資力度加大，特別是基礎(chǔ)建設的投資，使冶金、電力、水泥、建筑、建材、能源等加快了發(fā)展，因此，對減速機的需求也逐步擴大。隨著國家對機械制造業(yè)的重視，重大裝備國產(chǎn)化進程的加快以及城市化改造進程的加快，減速機行業(yè)仍將保持快速發(fā)展態(tài)勢，尤其是齒輪減速機的增長將會大幅度提高，這與進口設備大多配套采用齒輪減速機有關(guān)。 因此，業(yè)內(nèi)專家希望企業(yè)抓緊開發(fā)制造齒輪減速機，尤其是大、中、小功率硬齒面減速機，以滿足市場的需求。國內(nèi)外動力齒輪傳動正沿著小型化、高速化、標準化、小振動、低噪聲的方向發(fā)展。行星齒輪傳動的發(fā)展和少齒差零齒差內(nèi)齒輪副的應用， 是當代齒輪的一大特征，是齒輪傳動小型化的一個典型的標志。行星傳動把傳統(tǒng)的定軸傳動改為動軸傳動，采用了功率分流并合理應用內(nèi)嚙合及均載裝置，具有重量輕，體積小，承載高等優(yōu)點，因此,行星傳動技術(shù)的應用日漸廣泛。20世紀末的20多年，世界齒輪技術(shù)有了很大的發(fā)展，鏟平發(fā)展的總趨勢是小型化，高速化，低噪聲，高可靠度。技術(shù)發(fā)展中最引人注目的是應吃面技術(shù)，功率分支技術(shù)和模塊化設計技術(shù)。硬面齒輪技術(shù)到20世紀80年代在國外日趨成熟。采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件神探淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于IS01328-1975的6級，綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的4倍，為軟齒面齒輪的5-6倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟吃面齒輪減速器的1/3左右。功率分支技術(shù)主要指行星及大功率齒輪箱的功率雙份及多分支裝置， 如中心傳動的水泥磨主減速器，其核心技術(shù)是均載。模塊化設計技術(shù)隊通用和標準減速器旨在追求高性能和滿足用戶多樣化大覆蓋面需求的同時，盡量減少零部件及毛坯的品種規(guī)格，以便于組織生產(chǎn)，使零部件產(chǎn)生形成批量，降低成本，取得規(guī)模效益。其他技術(shù)的發(fā)展還表現(xiàn)在理論研究（如強度計算，修形技術(shù)，現(xiàn)代設計方法的應用，新齒形，新結(jié)構(gòu)的應用等）更完善，更接近實際；普通采用各種優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件；材料和熱處理質(zhì)量控制水平的提高；結(jié)構(gòu)設計更合理；加工精度普遍提高到 ISO的4-6級；軸承質(zhì)量和壽命的提高；潤滑油質(zhì)量的提高；加工裝備和檢測手段的提高等方面。這些技術(shù)的應用和日趨成熟，使齒輪產(chǎn)品的性能價格比大大提高，產(chǎn)品越來越完美。如非常粗略地估計一下，輸出100Nm轉(zhuǎn)矩的齒輪裝置，如果在1950年時重10kg,到80年代就可做到僅為1kg。20世紀70年代至90年代初，我國的高速齒輪技術(shù)經(jīng)歷了測繪仿制，技術(shù)引進到獨立設計制造3個階段?，F(xiàn)在我國的設計制造能力基本可滿足國內(nèi)生產(chǎn)需要， 設計制造的最高參數(shù)：最大功率44M0最高線速度168m/s，最高轉(zhuǎn)速67000r/min。我國的低速重載齒輪技術(shù)，特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測繪仿制等階段， 從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握制造技術(shù)外，在 20世紀80年代末至90年代初步推廣硬齒面技術(shù)過程中，我們還做了解決“斷軸”，“選用”等一系列有意義的工作。在20世紀70-80年代一直認為是國內(nèi)重齒輪兩大難題的“水泥磨減速器”和“軋鋼機械減速器”可以說已完全解決。20世界80年代至90年代初，我國相繼制定了一批減速器標準，如ZBJ19004-88《圓柱齒輪減速器》，ZBJ19026-90《運輸機械用減速器》和YB/T050-93《冶金設備用YNK齒輪減速器》等幾個硬齒面減速器標準，我國有自己只是產(chǎn)權(quán)的標準，如YB/T079-95《三環(huán)減速器》。按這些標準生產(chǎn)的許多產(chǎn)品的主要技術(shù)指標均可達到或接近國外同類產(chǎn)品的水平，其中YNK減速器較完整地吸取了德國FLENDE公司同類產(chǎn)品的特點，并結(jié)合國情做了血多改進與創(chuàng)新。世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本，德國，英國，美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用，生產(chǎn)和研究都十分重視，在結(jié)構(gòu)優(yōu)化，傳動性能，傳動效率，轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星齒輪傳動技術(shù)，如封閉行星齒輪傳動，行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。行星齒輪顫動在我已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自 20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入，系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均有了較大的成就，并獲得了血多的研究成果。近十幾年來，計算機技術(shù)，信息技術(shù)，自動化技術(shù)在機械制造中的廣泛應用，改變了執(zhí)照也得傳統(tǒng)觀念和生產(chǎn)組織方式。一些先進的齒輪生產(chǎn)企業(yè)已經(jīng)采用精益生產(chǎn)，敏捷執(zhí)照，智能執(zhí)照等先進技術(shù)。形成了高精度，高效率的智能化圣餐先和計算機網(wǎng)絡化管理。在21世紀成套件機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大為提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術(shù)化，使產(chǎn)品更加精致，美觀。CNC機床和工藝技術(shù)的發(fā)展，推動了機械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制，液壓傳動，齒輪，帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產(chǎn)線配套的大功率和中小功率變速箱。國內(nèi)的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面，高精度，高可靠度軟啟動，運行監(jiān)控，運行狀態(tài)記錄，低噪聲，高的功率與體積比和高的功率與重量比的方向發(fā)展。中小功率變速箱為適應機電一體化成套裝備自動控制， 自動調(diào)速，多種控制與通訊功能的接口需要，產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)與外型在相應改變。矢量變頻代替直流伺服器驅(qū)動，已成為經(jīng)年中小功率變速箱產(chǎn)品追求的目標。隨著我國航天，航空，機械，電子，能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術(shù)應用方面已取得顯著成績。 同時，隨著國家高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術(shù)產(chǎn)品的需求將更會更加突出。總之，當今世紀各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高， 二低，二化方面發(fā)展。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；二低即低噪聲，低成本；二化即標準化，多樣化。減速器和齒輪的設計與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景。1.2選題分析與設計內(nèi)容行星齒輪傳動與普通定州齒輪傳動相比較，具有質(zhì)量小，體積小，傳動比大，承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已經(jīng)被我過越來越多的機械工程技術(shù)人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動種均有效地利用了功率分流性和輸入，輸出地同軸性以及合理的采用了內(nèi)嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)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(zhuǎn)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(xiàn)代機械傳動發(fā)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(yī)療器械，儀器儀表，汽車，船舶，兵和航空航天等工業(yè)部門獲得了廣泛的應用。本設計以本設計基于SolidWorks便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局，然后設置零部件，最后完成一個完整的設計。利用SolidWorks模塊實現(xiàn)裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。行星齒輪減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數(shù)的選擇，設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩的情況下，確定各輪的齒數(shù)，模數(shù)和齒寬等參數(shù)。其中優(yōu)化設計采用SolidWorks自帶的模塊，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，對元件進行運動分析。減速器作為獨立的驅(qū)動元部件，由于應用范圍極廣，其產(chǎn)品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業(yè)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。在以往的人工設計過程中，在圖紙上盡管能實現(xiàn)同一機座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用 SolidWorks工具來實現(xiàn)這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設計操作，而且使系列產(chǎn)品的技術(shù)數(shù)據(jù)庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設計速度加快。在設計過程中，我利用互聯(lián)網(wǎng)對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術(shù)，利用 SolidWorks參數(shù)化建模。在設計計算方面：分析行星齒輪機構(gòu)傳動方案；并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數(shù)、模數(shù)和軸、行星架的各項參數(shù)，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內(nèi)外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算；在整機設計開發(fā)背景下，結(jié)合運動參數(shù)完成建模。在工程仿真分析方面：本論文利用三維軟件SolidWorks對行星輪減速器進行三維建模，并完成與整機的裝配。第二章行星齒輪減速器方案設計2.1基本參數(shù)要求與選擇行星齒輪傳動的類型很多，其分類方法也不少。在庫氏的分類方法中，行星齒輪傳動的基本代號為：Z――中心輪，X――轉(zhuǎn)臂，V――輸出軸（現(xiàn)說明：在庫氏原著作中，K—中心輪，H—轉(zhuǎn)臂）。根據(jù)其基本構(gòu)件的配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他的結(jié)構(gòu)型式的行星齒輪傳動大都是它們的演化型式或組合型式。設計行星齒輪減速器，已知該行星傳動的輸入功率P仁22KV，輸入轉(zhuǎn)速n1=1500r/min，傳動比ip=134，允許的傳動比偏差△ip=0.01，短期間斷的工作方式，每天工作16h,要求使用壽命8年；且要求該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動功率較高。第三章設計計算3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖根據(jù)上述要求：短期間斷，傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊和外輪廓尺寸較小。據(jù) 書【7】和書【5】傳動類型的工作特點可知，3Z型適用于短期間斷的工作方式，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大。為了裝配方便，結(jié)構(gòu)更加緊湊，適用具有單齒圈行星齒輪的 3Z型行星齒輪傳動較合理，其傳動簡圖如圖3-1所示。圖3-13Z型行星齒輪減速傳動3.2配齒計算根據(jù)3Z型行星傳動的傳動比ip值和按其齒輪計算公式可求得內(nèi)齒輪 b，e和行星齒輪C的齒數(shù)Zb，Ze和Zc?？紤]到該行星齒輪傳動的外輪廓尺寸較小，故選擇中心輪的齒數(shù)Za=15和行星齒輪數(shù)目np=3。為了使內(nèi)齒輪b與e的齒數(shù)差盡可能小，即應取Ze-zb=np。再將Za，np和ip值代入公式查書【1】，則的內(nèi)齒輪b的齒數(shù)Zb為ZbJnpZbJnp4Zanp(ip_1)_(Za按以下公式可得內(nèi)齒輪e的齒數(shù)Ze為ze=zb+np=69+3=72

因ze-za=72-15=57為奇數(shù)，應按如下公式求得行星輪 c的齒數(shù)Zc為1 1zc= (ze-za)-0.5= (72-15)-0.5=282 2再按傳動比驗算公式驗算其實際的傳動比ibe為biaeZbZebiaeZbZe=1+—丿(ze-zb丿IZaJ”妙二］=134.415人72-69丿72其傳動比誤差：i書【1】為? ?? ?bIp—laeip=竺空=0.O03v嘰134故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動實際的傳動比為 iae=134.4.最后確定該行星傳動各齒的齒數(shù)為Za=15，Zb=69,Ze=72和Zc=28.另外，也可根據(jù)傳動比i=134.4查書【1】表直接可得上述各輪的齒數(shù)。3.3初步計算齒輪的主要參數(shù)齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi,滲碳淬火,齒面硬度58-62HRC取▽hlim=1400N/mm和▽fim=340N/mm，中心輪a和行星齒輪c的加工精度6級；內(nèi)齒輪b和e均采用42CrMq調(diào)質(zhì)硬度217-259HB,取匚ml=780N/mm和二flim=260N/mm,內(nèi)齒輪b和e的加工精度7級。按彎曲強度的初計算公式計算齒輪的模數(shù) m為書【2】m=KKaKm=KKaK八KFpYFa1Flim現(xiàn)已知乙=15，匚F|im=340N/mm。22小齒輪名義轉(zhuǎn)矩「=9549—」=9549X =46.68N?M取算式系數(shù)K=12.1;npn1 3"500查表取使用系數(shù)K=1.5;取綜合系數(shù)&沂1.8,;去接觸強度計算的行星輪見在和分布不據(jù)黁系數(shù)K=1.2，由書【1】公式可得《=1+1.5(Kv1)=1+1.5(1.2-1)=1.3;可查得齒形系數(shù)YFa1=2.67;查得齒寬系數(shù)①d=0.6。則的齒輪模數(shù)為m=12.1346.681.51.81.32.67m=12.1346.681.51.81.32.670.6152340=2.57(mr)取齒輪模數(shù)m=3mm3.4嚙合參數(shù)計算在三個嚙合齒輪副a-c、b-c和e-c中，其標準中心距a為TOC\o"1-5"\h\z1 1aacmza■zc 31528=64.5(mm2 21 1abc m zb -zc 369_28 =61.5(mr)2 21 1aec m ze —Zc 372—28 =66(mijn2 2由此可見，三個齒輪副的標準中心距不相等，且有 aec-aac■abc。因此，此行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星齒輪既能滿足給定的傳動比ip=134.4的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距a■相等，則必須對該3Z(II)型行星傳動進行角度變位。根據(jù)各標準中心距之間的關(guān)系aec-aac-abc，取選取其嚙合中心距為a=aec=66mn作為各齒輪副的中心距值。已知za+zc=43，zb-zc=41和ze-zc=44，m=3mma=66mm及壓力角：=20，按公式計算該3Z型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)。對各齒輪副的嚙合參數(shù)計算結(jié)果 書【3】見表1-1。表1-13Z型行星傳動嚙合參數(shù)計算項目計算公式a-c齒輪副b-c齒輪副e-c齒輪副中心距變動系數(shù)ya"—ay=mya=0.5yb=1.5ye=0嚙合角Fa? (aa=arccos!—；cosa<a 丿aac =23勺8,abc=2853raec-a=20：變位系數(shù)和zy/. *? 、Xy= i—(inva—inva)—2tanax贏=0.5377Xybc=1.83770(X1=X2)

齒頂高變動系數(shù)紉y-yX--yaAyo-A-7重合度&■114#an怡-2aan怡2z)±an怡-1兀na2ta-1(tCOrE*乩-2.表內(nèi)公式的aa為齒頂壓力角，且有aa=arcosda注：1.表內(nèi)公式的“2.表內(nèi)公式的aa為齒頂壓力角，且有aa=arcosda確定各齒輪的變位系數(shù)x（1） a-c齒輪副在a-c齒輪副中，由于中心輪 a的齒數(shù)za=15<zmin=17,za+zc=43>2zmin=34和中心距aac=64.5mmd=66mm。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應采用角度變位的正傳，書【3】即卩X^c二Xa Xc0當齒頂高系數(shù)ha=1，壓力角a=20時，避免根切的最小變位系數(shù)Xmin為17-Za17-ZaXmin=17=17-15=0.117617按如下公式可求得中心論a的變位系數(shù)xa書按如下公式可求得中心論a的變位系數(shù)xa書為Xa=0.5=0.505377-2*一25(0.5377—0.0377J+0.08IL 2825=0.2732>X=0.2732>Xmin=0.1176按書【3】公式可得到行星齒輪C的變位系數(shù)xcx,=x^c-xa=0.5377-0.2732=0.2645b-c齒輪副在b-c齒輪副中，zc=28>zmin=17，zb-zc=41>2zmin=34和abc=61.5mm<a=66mm0據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其能變位方式也應采用角度變位的正傳動，即 Xmc=Xb-Xc00現(xiàn)已知其變位系數(shù)和X亦=1.8377和xc=0.2645,則可得內(nèi)齒輪b的變位系數(shù)為xb=x^cxc=1.83770.2645=2.1022。e-c齒輪畐【J 在e-c齒輪副中，zc>zmin,厶-zc=44>2zmin=34和aec二a'66mm。由此可知，該齒輪副的變位目的是為改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式應采用高度變位，即 x^c二xe-Xc=0。貝U可得內(nèi)齒輪e的變位系數(shù)為xe=xc=0.2645。3.5幾何尺寸計算對于該3Z(II)型行星齒輪傳動可按下面計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果見表1-2。表1-23Z(II) 型行星齒輪傳動幾何尺寸計算項目計算公式a-c齒輪副b-c齒輪副e-c齒輪副變位系數(shù)xx2=Xf斗x1x1=0.2732x2=0.2645x1=0.2645x2=2.1022x1=0.2645x2=0.2645分度圓直徑dd1=mzd2=mz2d1=45d2=207d1=84d2=207d1=84d2=216基圓直徑dbdb1=d1cosadb2=d2cosadb1=42.2862db2=78.9342db1=78.9342db2=194.5164db1=78.9342db2=202.9736節(jié)圓直徑d，d1=2aZ2土zd；=46.0465d1=90.1463d；=84

d；=2a" Z2Z2土Zd2=85.9535d2=222.1463d2=216外嚙dai=4十勿1<+dai=52.合Xi-切4i3da2"2+2m(ha+da2=9idaX2-環(huán).3608內(nèi)嚙dai=di+2m(ha+xjdai=合91.587-Ae=91.244da2=d2-2m(h：-da2=211.587X2+勿）(x工=X2—Xi)dm=di+2m(h；+xi)-Aeda2=d2-2m(hC-X2)da2—Qe=0.3426)dai—91.587-2=df1+2a『+2C*m91.244(:插齒）da2=211.587i52忖-xYm< Z2 J齒根圓外嚙合dfi=4-2m(h^C-為)￥dfi=39.i392直徑dfdf2=4-2血+df2=78C-X2).087內(nèi)嚙dfi=4—2m(l<+C—Xi)df1=78.087df1=78.087合用插齒刀加工df2=da0"*"2a02df2=224.7126df2=225.0204注：1.表內(nèi)公式中，da0為插齒刀的齒頂圓直徑；a02為插齒刀與被加工齒輪之間

的中心距的中心距2.表中的徑向間徑 e=2ham，其中：ha=7.6（1-x）2/z2關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，起齒根圓直徑df2的計算。已知模數(shù)m=3mm插齒刀齒數(shù)zo=25，齒頂高系數(shù)h^o=1.25，變位系數(shù)Xo=0（中等磨損程度）。試求被插制內(nèi)齒輪的齒根圓直徑df2。齒根圓直徑df2按下式計算，即=da0+2a02式中 dao 插齒刀的齒頂圓直徑；ao2 插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距。da0=mz）2mhaoxo=325231.250=82.5（mrh現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副b-c和e-c分別計算如下。（1）b-c內(nèi)嚙合齒輪副（X2=2.1022,互=69）,2x2-XoJtanainva02 invaZb一Z。22.1069：05tan20 inv20=0.049683查表得a02=2917yo2=/、cosayo2=/、cosa/69-25’1icosa°2 )2<Zb-Zo2cos20cos2917-1=1.7021加工中心距a02為ao2=mZb—Zoao2=mZb—Zo"2Z0y02=369一251.7021=71.10632(mm按一下公式計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為df2二da。2ao2=82.5+271.1063=224.7126mm（填入表2中）(2)e-c內(nèi)嚙合齒輪副(x2=0.2645，Ze=72)2X2-Xotana.仿上,inva°2= invaZ2-Zo20.2645-0tan2020.2645-0tan2072—25inv20=0.019001查表得a02=2137查表得a02=2137Ze—Zoyo2=—--^osa_icosa0272-252cos201cos2137一二0.2534a°2=m穿+y02〕=3［寧+0.2534卜71?26-2a°2=m則得內(nèi)齒輪e的齒根圓直徑為df2二da02a02=82.5271.2602二225.0204mm（填入表2中）3.6裝配條件的計算對于所設計的上述行星輪傳動應滿足如下的裝配條件鄰接條件按書【5】如下公式驗算其鄰接條件，即r 兀dac：：2aacSin-nP將已知的dac、aac和np值代入上式，則得18091.3608mm<266sin=114.3154mm3即滿足鄰接條件。同心條件按書【1】如下公式驗算該3Z（II）型行星傳動的同心條件，即ZaZc_Zb-Zc_Ze-Zccosaac cosabc cosaec各各齒輪副的嚙合角為aac=2318）abc=2853、和aec=a=20；且知za=15、Zb=69、Ze=72和Zc=28。代入上式，即得15+28 69—28 72—28_oo=46.82cos2318cos2853cos20則滿足同心條件。安裝條件按書【4】以下公式驗算其安裝條件，即得=口9=28（整數(shù)）』np 3=畧空=47（整數(shù)）np 3

所以，滿足其安裝條件3.7傳動效率的計算由查表得到的幾何尺寸計算結(jié)果可知，內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑db=222.1463mm大于內(nèi)齒輪e的節(jié)圓直徑de=216mm即db>de,故該3Z(II)行星傳動的傳動功率可采用書【5】如下公式進行計算，即ae0.98ae0.98已知i；e=134.4和p=zb/za=69/15=4.6其嚙合損失系數(shù)；X；FX亠；Xbe一mb me和tme可按書【5】如下公式計算，即有Xmb=2.3fm丄ZXmb=2.3fm丄Zb」X

me=2.3fmZcZe丿取齒輪的嚙合摩擦因數(shù)fm=0.1，且將Zc、Zb和Ze代入上式，可得'■■■mb=2.30.1- 1 0.00488「28 69丿(11vme=2.3*0.1西一72J二0.00502即有'bl='■m^■ =0.00488+0.00502=0.0099即有所以，其傳動效率為ae—134.41ae—134.41+1k0.00991+4.6b= 0.98=0.80可見，該行星齒輪傳動的效率較高，可以滿足短期間斷工作方式的使用要求。3.8結(jié)構(gòu)設計輸入端根據(jù)3Z(II)行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低等情況，對其進行具體的結(jié)構(gòu)設計。首先應確定中心輪 a的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)型式；既將中心輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n的初步估算輸入軸的直徑dA，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊跐M足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。按書【1】公式d0mind0min=112322=27mm1500按照3%-5%增大，試取為30mm帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為30mm再過臺階d1為36mn滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。可知q2為45mm寬度為135mm根據(jù)軸承的選擇確定軸肩d3為52mmd4為38mm如附圖。輸出端根據(jù)d根據(jù)d0min=50mm帶有單鍵槽，與齒輪e同體相連作為輸出軸。取d1為57mm選擇16X10的鍵槽。如附圖所示內(nèi)齒輪的設計內(nèi)齒輪b采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。其尺寸如上已算出，圖形如附圖。內(nèi)齒輪e采用齒輪軸設計，既將輪e與輸出軸連成一個整體。且按該輪的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n的初步估算輸出軸的直徑de，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設計。總之，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。轉(zhuǎn)臂的設計一個結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強度和剛度，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3Z(II)型中的轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩的作用，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件(此時它不是基本構(gòu)件)，故采用雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂(其側(cè)板兩端無凸緣)。雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂，可采用連接板將兩塊側(cè)板連接在一起。整體式轉(zhuǎn)臂的毛皮是采用鍛造或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已將兩側(cè)板與連接板制成一個整體。 轉(zhuǎn)臂x中所需連接板得數(shù)目一般應等于行星齒輪數(shù)np。壁厚為=0.2~0.3a=0.2~0.366=13.2~19.8mm取壁厚為15,其中a?為實際嚙合中心距。溝槽寬度為80mm外圓直徑^2dc=168mm取外圓直徑170mm如附圖所示。轉(zhuǎn)臂X1上各行星齒輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心極限偏差 f可按公式計算，先已知1a高速級的嚙合中心距a=66mm則得8劭a 8v66小____, .fa 0.0323(mm10001000取f=32.3Jma各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差1按公式計算，即<3~4.5—=3~4.5-^66=0.0243~0.036610001000取、1=0.0300=30Jm轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差1的12，即—=15」m先已知低速級的嚙合中心距a=66mm則得8需 8^66小c—/-fa =0.0323(mm10001000取f=32.3Jma各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差1按公式計算，即廠 /—r_3~4.5 - 3~4.5 66=0.0243~0.03661000 1000取、1=0.0300=30Jm轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差Qx為孔距相對偏差51的%，即ex1=15-m2箱體及前后機蓋的設計按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不剖分機體，為整體鑄造機體，其特點是結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機

體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵⑺。如附圖所示壁厚=0.56ktKd4仁6mmKtKt機體表面的形狀系數(shù)取1Kd――與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù) Kd取2.6TdTd 作用在機體上的轉(zhuǎn)矩標準件及附件的選用螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù)GB1161-89參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計行星齒輪c采用帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，它的齒寬b應當加大；以便保證該行星齒輪c與中心輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內(nèi)齒輪b和e相嚙合。在每個行星輪的內(nèi)孔中，可以安裝兩個滾動軸承來支撐著。而行星齒輪軸在安裝到轉(zhuǎn)臂x的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。由于該3Z型行星傳動的轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件；而且還具有np=3個行星輪。因此，其轉(zhuǎn)臂x采用了雙側(cè)板整體式的結(jié)構(gòu)型式。該轉(zhuǎn)臂x可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。轉(zhuǎn)臂x上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差 fa可按如下公式計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距a'=66mm則得=0.032(mrj)TOC\o"1-5"\h\z..83.a 8366=0.032(mrj)U十 =十 a—— —1000 1000取fa=32」m各行星輪軸孔的孔距先對偏差M可按以下公式計算，即「_(3~4.5) 3~4.5 0.024~0.036(mm)10001000取「=0.030mm=30m轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差ex約為孔距相對偏差1的1/2,即ex 1=15」m在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算，驗算其裝配條

件，且進行了結(jié)構(gòu)設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)圖(或裝配圖) 。3.9齒輪強度驗算由于3Z(II)型行星齒輪齒輪傳動具有短期間間斷的工作特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊、外輪廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按書【5】其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即二F首先按書【5】以下公式計算齒輪的齒根應力，即二F==FoKaKvKf『,Kf：.Kfp其中，齒根應力的基本值 二Fo可按書【5】以下公式計算，即FtbmFtbmYFaYsaYY:許用齒根應力匚Fp可按書【5】以下公式計算，即丫jelT丫RrelTYXe Q丫jelT丫RrelTYX=一FpsFlim現(xiàn)將該3Z(II)行星傳動按照三個齒輪副a-c、b-c和e-c分別驗算如下。a-c齒輪副①名義切向力Ft。中心輪a的切向力Ft=Ftca可按如下公式計算；已知 Ta二140.1N?m,n^3和da"=46.047mm則得2000Tanp2000Tanpda2000140.1346.047=2028（N）②有關(guān)系數(shù)。使用系數(shù)KA。使用系數(shù)Ka按書【5】中等沖擊查表得Ka=1.5動載荷系數(shù)Kv。先按下式計算輪a相對于轉(zhuǎn)臂x的速度，即xdaria-nxu= 19100其中 nx a 267.86(m/s)1+p1+4.6

所以46.047(1500—267.86)_297?319100(m/s)已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數(shù)所以46.047(1500—267.86)_297?319100(m/s)已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數(shù)；再按下公式計算動載荷系數(shù)Kv，即心-^「B

jA+#200ux式中B=0.25C-50.667=O.256-50.667=0.25A=50+56則得1-B=50561-0.25二9292_92 「2003—0.25=1.06中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)KV=1.06齒向載荷分布系數(shù)Kf：齒向載荷分布系數(shù)Kf-:可按下式計算，即Kf：=1+入-1件查表得書【1】 \=10.5a'=0.5X66

da= 45=0.73查表得=1.3，代入上式，則得Kf1=1+（1.3-1） 1=1.3齒間載荷分配系數(shù)KFao齒間載荷分配系數(shù)KFa查書【1】表得KFa=1.1行星輪間載荷分配系數(shù)Kfpo行星輪間載荷分配系數(shù)Kfp按書【1】下式計算即 Kfp=1+1.5Khp-1已取Khp=1.2，則得KFp=1+1.51.2-1=1.3

f.齒形系數(shù)YFa。齒形系數(shù)丫尸玄查書【1】得。YFa"258 YFa2二233f.齒形系數(shù)YFa。齒形系數(shù)丫尸玄查書【1】得。YFa"258 YFa2二233g.應力修正系數(shù)YSa。應力修正系數(shù)Ysa查書【1】得Ysai=1.63Ysa2=1.73h.重合度系數(shù)Y；。重合度系數(shù)Y；可按下式計算，即丫；=0.25 075=0.25+'ac0.751.40.78i.螺旋角系數(shù)丫-：。螺旋角系數(shù)丫-：查得Y：=1因行星輪c不僅與中心論a嚙合，且同時與內(nèi)齒輪b和e相嚙合，故取齒寬b=60mm③計算齒根彎曲應力二F。按下式計算齒根彎曲應力Cf，即"扃3顯廠心心“心5^20282.581.630.7811.51.061.31.11.3=109（N/mrf）6032028二F2二沖2.331.730.7811.51.061.31.11.3=105（N/mrr）603取彎曲應力匚F=110N/miri④計算許用齒根應力匚Fp按書【5】以下公式計算許用齒根應力匚fp，即FlimSFlim丫STYNT丫、relT丫RrelT已知齒根彎曲疲勞極限二Fiim=340N/mm由查表得最小安全系數(shù)SFlim=1.6。式中各系數(shù)Yst、Ynt、Y；relT、felT和匕取值如下

應力系數(shù)Yst,按所給定的二Flim區(qū)域圖取二Flim時，取塔=2壽命系數(shù)Ynt由下式計算，即勺x106勺x1060.02式中應力循環(huán)次數(shù)Nl由表相應公式計算，且可按照每年工作 300天，每天工作16小時，即Nl=60na-nxnpt=601500-267.86 3=1.06109/6■■0.02則得 YNt= 3"°9 =0.89J.06S09丿齒根圓角敏感系數(shù)YjelT查得丫、.即=1。先對齒根表面狀況系數(shù)丫只聞按表中對應公式計算，即01Yrgit=1.674-0.529Rz1'取齒根表面微觀不平度RZ=12.5」m代入上式得01Yr^it=1.674-0.52912.51.=0.98尺寸系數(shù)Yx按表中相對應公式計算，即YX=1.05-0.01mn=1.05-0.01 3=1.02代入下公式可得許用齒根應力為340 2匚巾=沐20.8910.981.02=378（N/mrr）p1.6因齒根應力crF=110N/mrn小于許用齒根應力crFp=378N/mrm,即坊F Fp。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。b-c齒輪副在內(nèi)嚙合齒輪副b-c中只需要校核內(nèi)齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應力-F2及按公式計算許用齒根應力 -Fp。已知z^z^69，二Flin=260N/mrlt使用系數(shù)KA。使用系數(shù)KA按中等沖擊查表得KA=1.11動載荷系數(shù)KV先按下式計算輪a相對于轉(zhuǎn)臂x的速度，即

x二dana-nx-19100na1500 / ,、其中 nxa 267.86(m/s)1+p1+4.6所以x 彳6.。所以x 彳6.。4"1500-267.86)297二319100(m/s)已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數(shù);再按下公式計算動載荷系數(shù)Kv，即A載荷系數(shù)Kv，即A [B.A+J200ux_式中B=0.25C-50.667=0.256-50.667二0.25A=50+56則得1-B[=50561-0.25[=921 一_92 200392—1 一_92 200392—0.25=1.26中心輪a中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)KV=1.26齒向載荷分布系數(shù)Kf1