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江西科技學院 本科生畢業(yè)設計（論文）任務書 （工科及部分理科專業(yè)使用） 題 目：基于虛擬樣機技術的行星齒輪減速器設計 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 學生姓名： 羅安萍 起訖日期： 指導教師： 方未 職稱： 助教 學院院長： 審核日期： 說 明 1. 畢業(yè)論文任務書由指導教師填寫，并經學院或專業(yè)學科組審定，下達到學生。 2. 進度表由學生填寫，每兩周交指導教師簽署審查意見，并作為畢業(yè)論文工作檢查的主要依據。 3. 學生根據指導教師下達的任務書獨立完成開題報告，1個月內提交給指導教師批閱。 4. 本任務書在畢業(yè)設計（論文）完成后，與論文一起交指導教師，作為論文評閱和畢業(yè)設計（論文）答辯的主要檔案資料，是學士學位論文成冊的主要內容之一。 一、畢業(yè)設計（論文）的要求和內容（包括原始數據、技術要求、工作要求） 1、任務及要求 明確行星齒輪減速器的功能，盡可能使之做到結構簡單，緊湊，容易操作，而且安全可靠，安裝維修方便，經濟性好。 2、行星齒輪減速器的主要設計參數 1、傳動比：4.8； 2、輸入轉速：n=2400r/min； 3、輸入功率：P=150w； 4、行星輪個數：nw=3 5、內齒圈齒數：zb=56 2、 畢業(yè)設計（論文）圖紙內容及張數 1、完成行星齒輪減速器結構圖總裝圖 2、完成行星齒輪減速器相關零件圖 3、編制設計計算說明書 三、畢業(yè)設計（論文）實物內容及要求 無 四、畢業(yè)設計（論文）進度計劃 序號 各階段工作內容 起訖日期 備 注 五、主要參考資料 六、畢業(yè)設計（論文）進度表（本表每兩周由學生填寫一次，交指導教師簽署審查意見） 第一、二周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第三、四周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第五、六周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第七、八周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第九、十周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第十一、十二周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 第十三、十四周 時間: （ 月 日 至 月 日） 學生主要工作： 指導教師審核： 年 月 日 七、其他（學生提交） 1．開題報告1份 2．論文1份（5000字以上） 指 導 教 師： 學 院 院 長： 學生開始執(zhí)行 任務書日期： 學 生 姓 名： 送交畢業(yè)設計（論文）日期： 江西科技學院本科生畢業(yè)論文（設計） 摘 要 本文完成了對行星齒輪減速器的結構設計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結構緊湊、傳動效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點。 首先簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構主要構件包括太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架的設計計算，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉速以及工況系數確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和主要零部件的強度校核計算。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速器的整體結構設計。 關鍵詞：行星齒輪，傳動機構，結構設計，校核計算 Abstract This paper completed the structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics. Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. Key words: planetary gear transmission mechanism, structural design, checking calculation 2 目　錄 摘 要 I 引　言 1 1.1齒輪減速器的研究現狀 1 1.2齒輪減速器的發(fā)展趨勢 2 1.3論文的基本內容 2 第1章 傳動方案的確定 3 1.1 設計任務 3 1.1.1 齒輪傳動的特點 3 1.1.2 齒輪傳動的兩大類型 4 1.2行星機構的類型選擇 4 1.2.1 行星機構的類型及特點 4 1.2.2 確定行星齒輪傳動類型 7 第2章 齒輪的設計計算 9 2.1 配齒計算 9 2.1.1 確定各齒輪的齒數 9 2.1.2 初算中心距和模數 10 2.2 幾何尺寸計算 11 2.2.1計算變位系數 11 2.2.2幾何尺寸計算結果 13 2.3 裝配條件驗算 14 2.3.1 鄰接條件 14 2.3.2 同心條件 14 2.3.2 安裝條件 14 2.4 齒輪強度校核 15 2.4.1 a-c傳動強度校核 15 2.4.2 c-b傳動強度校核 20 第3章 軸的設計計算 24 3.1 行星軸設計 24 3.1.1初算軸的最小直徑 24 3.1.2選擇行星輪軸軸承 25 3.2 轉軸的設計 26 3.2.1 輸入軸設計 26 3.2.2 輸出軸設計 27 第4章 行星架和箱體的設計 29 4.1 行星架的設計 29 4.1.1 行星架結構方案 29 4.1.2 行星架制造精度 31 4.2 箱體的設計 33 結　論 35 致 謝 36 參考文獻 37 引　言 本課題通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速器的傳動原理，達到對所學知識的復習與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。 1.1齒輪減速器的研究現狀 我國的低速重載齒輪技術，特別是硬齒面齒輪技術也經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外，在20世紀80年代末至90年代初推廣硬齒面技術過程中，我們還作了解決“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重載齒輪兩大難題的“水泥磨減速器”和“軋鋼機械減速器”，可以說已完全解決。 （1）漸開線行星齒輪效率的研究 行星齒輪傳動的效率作為評價器傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一，國內外有許多學者對此進行了系統(tǒng)的研究?，F在，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內外學者提出了許多有關行星齒輪傳動效率的計算方法，在設計計算中，較常用的計算方有3種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動比法（克萊依涅斯法），其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來計算普通的2K2H和3K型行星齒輪的效率十分方便。 （2）漸開線行星齒輪均載分析的研究現狀 行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些都是由于在其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率流，并合理的采用了內嚙合傳動，從而使其具備了上述的許多優(yōu)點。為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問題就成了一個十分重要的課題。在結構方面，起初人們只努力地提高齒輪的加工精度，從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難。后來通過時間采取了對行星齒輪的基本構件徑向不加限制的專門措施和其它可自動調位的方法，即采用各種機械式地均載機構，以達到各行星輪間的載荷分布均勻的目的。典型的幾種均載機構有基本構件浮動的均載機構、杠桿聯動均載機構和采用彈性件的均載機構。 1.2齒輪減速器的發(fā)展趨勢 隨著我國市場經濟的推進，“九五”期間，齒輪行業(yè)的專業(yè)化生產水平有了明顯提高，如一汽、二汽等大型企業(yè)集團的齒輪變速箱廠、車轎廠，通過企業(yè)改組、改制，改為相對獨立的專業(yè)廠，參與市場競爭；隨著軍工轉民用，農機齒輪企業(yè)轉加工非農用齒輪產品，調整了企業(yè)產品結構；私有企業(yè)的堀起，中外合資企業(yè)的涌現，齒輪行業(yè)的整體結構得到優(yōu)化，行業(yè)實力增強，技術進步加快。 當今世界各國減速器及齒輪技術發(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在我國有廣闊的前景。 1.3論文的基本內容 （1）選擇傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。 （2）設計計算及校核。傳動結構的設計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設計計算與校核、軸的設計計算與校核、軸承的選型與壽命計算、鍵的選擇與強度計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇等。 在對行星齒輪減速器的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速器設計的主要參數，通過CAD繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對其進行分析。 第1章 傳動方案的確定 1.1 設計任務 設計一個行星齒輪傳動減速器，原始條件和數據： （1）傳動比：4.8； （2）輸入轉速：n=2400r/min； （3）輸入功率：P=150w； （4）行星輪個數：nw=3 （5）內齒圈齒數：zb=56 1.1.1 齒輪傳動的特點 齒輪傳動與其它傳動比較，具有瞬時傳動比恒定、工作可靠、壽命長、效率高、可實現平行軸任意兩相交軸和交錯軸之間的傳動，適應的圓周速度和傳動功率范圍大，但齒輪傳動的制造成本高，低精度齒輪傳動時噪聲和振動較大，不適宜于兩軸間距離較大的傳動。 齒輪傳動是以主動輪的輪齒依次推動從動輪來進行工作的，是是現代機械中應用十分廣泛的一種傳動形式。齒輪傳動可按一對齒輪軸線的相對位置來劃分，也可以按工作條件的不同來劃分。 隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達到20000kW,輸出轉矩已達到4500kN。據有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下。 （1） 標準化、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種型式的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產品。 （2） 硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。 （3） 高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 （4） 大規(guī)格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。 1.1.2 齒輪傳動的兩大類型 輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿渦輪組成的輪系，稱為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。 根據齒輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。 （1）普通齒輪傳動（定軸輪系） 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均相互平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。 （2）行星齒輪傳動（行星輪系） 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，則稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。 1.2行星機構的類型選擇 1.2.1 行星機構的類型及特點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動的主要特點如下： （1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的（即在承受相同的載荷條件下）。 （2）傳動效率高。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97~0，99。 （3）傳動比較大?？梢詫崿F運動的合成與分解。只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。 （4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 最常見的行星齒輪傳動機構是NGW型行星傳動機構。行星齒輪傳動的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等類型。按基本結構的組成情況不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等類型。 行星齒輪傳動最顯著的特點是：在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用，表1-1列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點： 表1-1常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點 傳動 形式 簡圖 性能參數 特點 傳動比 效率 最大功率/kW NGW（2Z-X 負號機構） =1.13~13.7推薦2.8~9 0.97~0.99 不限 效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用 NW（2Z-X負號機構） =1~50推薦7~21 效率高，徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯行星齒輪制造、安裝較復雜，故||7時不宜采用 NN（2Z-X負號機構） 推薦值： =8~30 效率較低，一般為0.7～0.8 40 傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當行星架X從動時，傳動比||大于某一值后，機構將發(fā)生自鎖 WW（2Z-X負號機構） =1.2~數千 ||=1.2~5時，效率可達0.9~0.7，>5以后.隨||增加徒降 20 傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當行星架X從動時，||從某一數值起會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.8~3，最佳值為2，此時效率可達0.9 NGW（Ⅰ）型（3Z） 小功率傳動500；推薦：=20~100 0.8~0.9隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于NGW型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪A輸出，當||大于某一數值時會發(fā)生自鎖 NGWN（Ⅱ）型（3Z） =60~500推薦：=64~300 0.7~0.84隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上 1.2.2 確定行星齒輪傳動類型 根據設計要求：連續(xù)運轉、傳動比小、結構緊湊和外廓尺寸較小。根據表1-1中傳動類型的工作特點可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機構簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動，且廣泛地應用于動力及輔助傳動中，工作制度不限。本設計選用2Z-X(A)型行星傳動較合理，其傳動簡圖如圖1-1所示。 圖1-1減速器設計方案（單級NGW—2Z-X(A)型行星齒輪傳動） 擬定的設計方案如下圖： 圖2-2 減速器整體裝配圖 37 第2章 齒輪的設計計算 2.1 配齒計算 2.1.1 確定各齒輪的齒數 據2Z-X(A)型行星傳動的傳動比值和按其配齒計算（見參考文獻[1]）公式（3-27）~公式（3-33）可求得內齒輪b和行星輪c的齒數和?，F考慮到行星齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數=17和行星輪=3. 已知：內齒輪齒數 根據中心齒輪 對中心齒輪齒數進行圓整，同時考慮到安裝條件： 則應對中心齒輪和內齒輪齒數均進行適當調整，即取，此時實際的i值與給定的i值相同，實際傳動比為： = 由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪c的齒數應按如下公式計算，即 因為為偶數，故取齒數修正量為。此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善a-c嚙合齒輪副的傳動性能。故 = 在考慮到安裝條件為： （整數） 2.1.2 初算中心距和模數 1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 太陽輪和行星輪材料為40Cr，調質處理，表面硬度為280HBS。 試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=600Mpa。 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪=500Mpa。 行星輪=5000.7Mpa=350Mpa (對稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為6級。 內齒圈材料為45，調質處理，表面硬度為240HBS。 試驗齒輪的接觸疲勞極限=550Mpa 驗齒輪的彎曲疲勞極限=380MPa 齒形的終加工為插齒，精度為7級。 2. 減速器的名義輸出轉速 由 = 得 == 3. 載荷不均衡系數 采用太陽輪浮動的均載機構，取。 4. 齒輪模數和中心距a 首先計算太陽輪分度圓直徑： 式中： —齒數比為 —使用系數為1.25； —算式系數為768； —綜合系數為2； —太陽輪單個齒傳遞的轉矩。 ==0.196 其中 —高速級行星齒輪傳動效率，取=0.985 —齒寬系數暫取=0.5 =600Mpa 代入 模數 m= 取 m=1.0 則 取 齒寬 取 2.2 幾何尺寸計算 2.2.1計算變位系數 (1) a-c傳動 嚙合角 因 =0.8889 所以 = 變位系數和 =（15+20）=13.39 圖2-1選擇變位系數線圖 中心距變動系數y y==1 齒頂降低系數 分配邊位系數： 根據線圖法，通過查找線圖2-1 中心距變動系數y y==1 齒頂降低系數 分配邊位系數： 根據線圖法，通過查找線圖2-1 得到邊位系數 則 (2) c-b傳動 由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 從而 且 2.2.2幾何尺寸計算結果 對于單級的2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表： 表3-1各齒輪副的幾何尺寸的計算結果 項目 計算公式 a-c齒輪副 b-c齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂圓直徑 外嚙合 內嚙合 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙合 注：齒頂高系數：太陽輪、行星輪—，內齒輪—； 頂隙系數：內齒輪— 2.3 裝配條件驗算 對于所設計的單級2Z-X(A)型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件 2.3.1 鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即 已知行星輪c的齒頂圓的直徑=23，和代入上式，則得滿足鄰接條件 2.3.2 同心條件 按公式對于角變位有 已知 ， 代入上式得 =39.38滿足同心條件 2.3.2 安裝條件 按公式驗證其安裝條件，即得 將 代入該式驗證得 滿足安裝條件 嚙合要素的驗算 1. a-c傳動端面重合度 （1）頂圓齒形曲率半徑 太陽輪=29.31 行星輪=42.416 （2）端面嚙合長度 式中“”號正號為外嚙合，負號為內嚙合； 端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪== 則=18.67 （3）端面重合度 =1.265 2. 端面重合度 （1）頂圓齒形曲率半徑 行星輪由上面計算得，=42.416 內齒輪=61.597 （2）端面嚙合長度 ==24.05 （3）端面重合度 = =1.63 2.4 齒輪強度校核 2.4.1 a-c傳動強度校核 本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強度計算過程，大齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。 1．確定計算載荷 名義轉矩 =196N·mm 名義圓周力 ==N=8868N 2．應力循環(huán)次數 =60=次=次 ===181.82 = = =818.18 式中 —太陽輪相對于行星架的轉速() —壽命期內要求傳動的總運轉時間(h) t=10a=70400h 3. 確定強度計算中的各種系數 1)使用系數K 取K=1. 25 2)動負荷系數K 因z=17<50和==143.03 <150 ,可根據圓周速度 ===3.64 查得（6級精度)：K=1. 039 3)齒向載荷分布系數K、K K= 1+(K-1 )KK K=1+(K-1)KK 式中 K— 計算接觸強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，查得 K= 1.11 (=0.5); K— 計算接觸強度時的跑合影響系數， 查得 K= 0.72(=3.64，HB=450)； K— 計算彎曲強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數， 查得 K=1.13(=12.4) K—計算彎曲強度時的跑合影響系數，查得K=0.97 (=3.64，HB=450)； K—與均載系數有關的系數，K=0.7 K—與均載系數有關的系數，K=0.85 則 K= 1+(1.11-1 )0.720.7=1.215 K=1+(1.13-1)0.970.85=1.176 4)齒間載荷分布系數K、K 因=1. 25=178.789，精度6級，硬齒面直齒輪，查得K=K=1.0 5)節(jié)點區(qū)域系數Z按下式計算 Z===2.171 式中 直齒輪= 0 —端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪== —端面壓力角 直齒輪==20 6)彈性系數 查得 =189.8(鋼-鋼) 7)載荷作用齒頂時的齒形系數Y 根據 z=17和x=0.549 查得Y=2.156 8)載荷作用齒頂時的應力修正系數Y 查得Y=1.796 9)重合度系數z、 z===0.955 =0.25+=0.25+=0.843 10)螺旋角系數、按下式計算 因 =0，z= 得=1 = 得=1 4．齒數比 ===1.765 5．計算接觸應力的基本值 = =2.171189.80.9551MPa=638.93MPa 6．接觸應力 = =638.93=82MPa 7．彎曲應力的基本值 =YYYY==3.378MPa 8．齒根彎曲應力 ==93.3781.251.0681.1761=143MPa 9．確定計算許用接觸應力時的各種系數 l)壽命系數Z 因N= ，得Z=1.0 2)潤滑系數Z 因=220和>200MPa 查得Z=1.0 3)速度系數Z 因=3.64和=591 MPa 查得Z=0.975 4)粗糙度系數Z 因 >200 MPa和齒面R=1.66=9.6 查得Z=1.026 5)工作硬化系數 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面R=9.6>6, 由圖5-17取=1.0 6)尺寸系數 查得Z=1.0 10．許用接觸應力 = =15911.01.00.9751.0261.01.0=1592MPa 11．接觸強度安全系數S S===1.985 12．確定計算許用彎曲應力時的各種系數 l)試驗齒輪的應力修正系數= 2.0 2)壽命系數因N=，查得=0.83 3)相對齒根圓角敏感系數 由=1.796，查得= 1.0 4)齒根表面狀況系數= 0.925(齒根R=6.36= 37. 8) 5)尺寸系數 可按下式計算 =0.01m==1.0 13．許用彎曲應力 = =852.00.831.00.9251.0MPa=45MPa 14．彎曲強度安全系數S S===5.21 2.4.2 c-b傳動強度校核 本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內齒輪)的強度計算過程，小齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。 齒輪強度驗算按第5章中的有關公式和圖表進行。 1．名義切向力 =868N 2．應力循環(huán)次數N N=60 =60次=2.310次 式中 n—太陽輪相對于行星架的轉速() = n-n==181.82 3．確定強度計算中的各種系數 1)使用系數K 取K=1. 25 2)動負荷系數K 根據 ===3.76 查得（7級精度)：K=1. 068 3)齒向載荷分布系數K,K 由式(5-1)和(5-2) K= 1+(K-1 )KK K=1+(K-1)KK 式中 K— 計算接觸強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，查得 K= 1.187 (=0.5); K— 計算接觸強度時的跑合影響系數，查得 K= 0.83(v =3.76，HB=450)； K— 計算彎曲強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，由圖5-4查得 K=1.12(=12.4) K—計算彎曲強度時的跑合影響系數，由圖5-5查得K=0.95 (v =3.76，HB=450)； K—與均載系數有關的系數，K=0.7 K—與均載系數有關的系數，K=0.85 則 K= 1+(1.187-1 )0.830.7=1.149 K=1+(1.12-1)0.950.85=1.097 4)齒間載荷分布系數K、K 因 ==178.79，精度7級，非硬齒面直齒輪由表5-9查得K=K=1.0 5)節(jié)點區(qū)域系數Z可查圖5-13或按下式計算 Z===2.495 式中 直齒輪= 0 —端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪==20 —端面壓力角 直齒輪==20 6)彈性系數Z 查得 Z=189.8(鋼一鋼) 7)載荷作用齒頂時的齒形系數Y 查得Y=2.053 8)載荷作用齒頂時的應力修正系數Y 查得Y=2.65 9)重合度系數z，Y z===0.889 =0.25+=0.25+=0.71 10)螺旋角系數Z , Y可按下式計算 因 =0，z= 得z=1 Y= 所以 z=1,Y=1 4．齒數比u===2.633 5．計算接觸應力的基本值 = =2.495189.80.8891=23.5MPa 6．接觸應力 = =323.75=41MPa 7．彎曲應力的基本值 = YYYY==11.47MPa 8．齒根彎曲應力 =KKKK =110.491.251.0681.0971=11.12MPa 9．確定計算許用接觸應力時的各種系數 l)壽命系數Z 因N= 2.310，查得Z=1 2)潤滑系數Z 因和=182MPa 查得Z=1 3)速度系數Z 因v=3.76和=182MPa 查得Z=0.975 4)粗糙度系數Z 因 =182 MPa和齒面R=6.36=9.6 查得Z=1.026 5)工作硬化系數 取=1.0 6)尺寸系數 查得Z=1.0 10．許用接觸應力 = Z Z Z ZZw Z =182110.9751.02611=183MPa 11．接觸強度安全系數S S===3.2 12．確定計算許用彎曲應力時的各種系數 l)試驗齒輪的應力修正系數Y= 2.0 2)壽命系數因N=2.310，查得Y=1.0 3)相對齒根圓角敏感系數Y 由Y= 2.65，查得Y= 1.0 4)齒根表面狀況系數0.925(齒根R=6.36= 37. 8) 5)尺寸系數Y 可按下式計算 Y=0.006m=1.03-0.0065=1.0 13．許用彎曲應力 =YYYYY=3702110.9251MPa=64.5MPa 14．彎曲強度安全系數S S===4.23 第3章 軸的設計計算 行星齒輪減速器結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內，行星軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架通過鍵聯接其支承軸承在減速器殼體內，太陽輪通過雙聯齒輪聯軸器與高速軸聯接，以實現太陽輪浮動。太陽輪浮動原理如圖3-1所示： 圖3-1 太陽輪浮動原理 3.1 行星軸設計 3.1.1初算軸的最小直徑 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相對于行星架對稱布置時，載荷則作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之間的間隙，則跨距長度。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸是沿著整個跨度承受均布載荷（見圖3-2）。 圖3-2 行星輪軸的載荷簡圖 危險截面（在跨度中間）內的彎矩 Nmm=1538Nmm 行星輪軸采用40Cr鋼,調質MPa，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數;則許用彎曲應力MPa=176MPa,故行星輪軸直徑 取 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 3.1.2選擇行星輪軸軸承 在行星輪內安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷 N=1614N 在相對運動中，軸承外圈以轉速 =463.64 考慮到行星輪軸的直徑，以及安裝在行星輪體內的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承6002型，其參數為 kN kN （油?。?； 取載荷系數 ； 當量動載荷 N=137N; 軸承的壽命計算 h=7377h 校核行星輪輪緣厚度是否大于許用值： = mm 式中 行星輪模數（mm） mm =35.712=12.5mm 滿足條件>。 3.2 轉軸的設計 輸入功率 轉速 輸出功率 輸出轉速 3.2.1 輸入軸設計 1．初算軸的最小直徑 由下式 初步估算軸的最小直徑，選取軸材料為40Cr鋼，調質處理。根據表3-2查得。 表3-2 軸常用幾種材料的及值 軸的材料 Q235-A、20 Q275、 35（1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、35SiMn 38SiMnMo / 15~25 20~35 25~45 35~55 149~126 135~112 126~103 112~97 查表取=112，得 輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開有鍵槽，軸頸增大5%~10%。 故 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 2．選擇輸入軸軸承 (1) 軸的結構設計 根據估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結構尺寸可進行草圖設計。該軸中間一段對稱安裝一對深溝球軸承6202型，其尺寸為，可畫出輸入軸草圖（如附圖03）。 軸承的壽命計算 其參數為 N N （油?。?； 取載荷系數 ； 當量動載荷 N=3873N; 軸承的壽命計算 h=1258h>700h 故該對軸承滿足壽命要求。 3.2.2 輸出軸設計 1．初算軸的最小直徑 在三個行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，在輸出軸軸端安裝膜片盤式聯軸器時，則輸出軸運轉時只承受轉矩。輸出軸選用42CrMo合金鋼，其許用剪切應力MPa，即求出輸出軸伸出端直徑 （1）輸入軸的設計與校核 輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開有鍵槽，軸頸增大5%~10%。 故 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 2．選擇輸出軸軸承 由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承的尺寸應由結構要求來確定。 輸出軸端，軸頸mm。 由于結構特點，輸出軸軸承須兼作行星架軸承。為了太陽輪安裝方便，使太陽輪能通過行星架輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應大于太陽輪的齒頂圓直徑=17mm。 故按結構要求選用特輕系列單列深溝球軸承6205型，其尺寸為，可畫出行星架草圖（如附圖03）。 軸承的壽命計算 其參數為 kN kN （油?。? 取載荷系數 ； 當量動載荷 N=5088N; 軸承的壽命計算 h=10938h>7000h 故該軸承滿足壽命要求。 3．輸出軸上鍵的選擇及強度計算 平鍵連接傳遞轉矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。普通平鍵連接的強度條件按（3-2）式計算 （3-2） 式中 －轉矩，； －軸頸，mm; －鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度，mm； －鍵的工作長度，mm,型鍵；型鍵；型鍵，其中為鍵的長度，為鍵的寬度； －許用擠壓應力，，在這里鍵材料為45鋼。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的=100~120。 由前面計算知輸入轉矩Nm， 選用型鍵，其型號為， 將數值，， 鍵連接處的軸頸 =8mm代入式（3-2）得 =9.9< 故該鍵滿足強度要求。 第4章 行星架和箱體的設計 4.1 行星架的設計 4.1.1 行星架結構方案 轉臂x是行星齒輪傳動中的一個較重要的構件。一個結構合理的轉臂x應當是外廓尺寸小，質墾小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星輪間的載荷分布均勻，而且應具有良好的加工和裝配工藝。從而，可使行星齒輪傳動具有較大的承載能力、較好的傳動平穩(wěn)性以及較小的振動和噪聲。 由于在轉臂x上一般安裝有個行星輪的心軸或軸承，故它的結構較復雜，制造和安裝精度要求較高。尤其，當轉臂x作為行星街輪傳動的輸出基本構件時，它所承受的外轉矩最大，即承受著輸出轉矩。 目前，較常用的轉臂結構有雙側板整體式、雙側板分開式和單側板式三種類型。 1. 雙側板整體式轉臂 在行星輪數 2的2Z-X型傳動中，一般采用如圖3-16所示的雙側板整體式轉臂。 由于雙側板整體式轉臂的剛性較好，因此，它已獲得較廣泛的應用。當傳動比(如2Z-X(A)的傳動比>4)較大時，行星輪的軸承一般應安裝在行星輪輪緣孔內臂較合理。 對于尺寸較小的整體式轉臂結構，可以采用整休鍛造毛坯來制造，但其切削加工量較大。因此，對于尺寸較大的整體式轉臂結構，則可采用鑄造和焊接的方法，以獲得形狀和尺寸較接近于實際轉臂的毛坯。但在制造轉臂的工藝過程中，應注意消除鑄造或焊接的內應力和其他缺陷;否則將會影響到轉臂的強度和剛度，而致使其產生較大的變形，從而，影響行星齒輪機構的正常運轉。在此，還應該指出的是:在加工轉臂時，應盡可能提高轉臂x上的行星輪心軸孔（或軸承孔）的位置精度和同軸度 圖4-1 雙側板整體式轉臂 2. 雙側板分開式轉臂 雙側板分開式轉臂(見圖4-1)的結構特點是將一塊側板裝配到另一塊側板上，故又稱之為裝配式轉臂;其結構較復雜。這主要與行星齒輪傳動機構的安裝工藝有關。當傳動比較小，例如，2Z-X(A)型的傳動比<4時，因行星輪的直徑較小，行星輪的軸承通常需要安裝在轉臂的側板孔內。此時，采用雙側板分開式的轉臂，可使其裝配較方便。 在雙側板整體式和雙側板分開式轉臂中，均可采用連接板(連接塊)將兩塊側板連接在一起。這樣的連接方式便于安裝和拆卸。轉臂x中所需連接板的數目一般應等于行星輪數。 圖4-2 雙側板分開式轉臂 3. 單側板式轉臂 由圖4-3可見，單側板式轉臂的結構較簡單。但最明顯的缺點是其行星輪為懸臂布置，受力情況不好。轉臂x上安裝行星輪的軸應按懸臂梁計算，軸徑d應按彎曲強度和剛度確定。軸徑與轉臂x上軸孔之間的配合長度，一般可按關系式選取。軸與孔應采取過盈配合，如采取H和H的配合。 圖4-3 單側板式轉臂 綜上所述：由于雙側板整體式轉臂的剛性較好，又因2Z-X型的傳動比=5.5>4，故在此情況下本設計采用這種結構類型的轉臂。 4.1.2 行星架制造精度 由于在轉臂x上支承和安裝著3個行星輪的心軸，因此，轉臂x的制造精度對行星齒輪傳動的工作性能、運動的平穩(wěn)性和行星輪間載荷分布的均勻性等都有較大的影響。在制定其技術條件時，應合理地提出精度要求，且嚴格地控制其形位偏差和孔距公差等。 1. 中心距極限偏差 在行星齒輪傳動中，轉臂x上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距偏差的大小和方向，可能增加行星輪的孔距相對誤差和轉臂x的偏心量，且引起行星輪產生徑向位移;從而影響到行星輪的均載效果。所以，在行星齒輪傳動設計時，應嚴格地控制中心距極限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般應控制中心距極限偏差=0.01~0.02mm的范圍內。該中心距極限偏差之值應根據巾心距值，按齒輪精度等級按照 表4-1選取。 表4-1 中心距極限偏差 精度等級 齒輪副的中心距a >18 >30 >50 >80 >120 >180 >250 >315 IT8 IT9 16.5 26 19.5 31 23 37 27 43.5 31.5 50 36 57.5 40.5 65 44.5 70 2. 各行星輪軸孔的孔距相對偏差 由于各行星輪軸孔的孔距相對偏差對行星輪間載荷分布的均勻性影響很大，故必須嚴格控制值的大小。而值主要取決于各軸孔的分度誤差，即取決于機床和工藝裝備的精度。一般，值可按下式計算，即 括號中的數值，高速行星齒輪傳動取小值，一般中低速行星傳動取較大值。 3. 轉臂x的偏心誤差 轉臂x的偏心誤差，推薦值不大于相鄰行星輪軸孔的孔距相對偏差的1/2，即 4. 各行星輪軸孔平行度公差 各行星輪軸孔對轉臂x軸線的平行度公差和可按相應的齒輪接觸精度要求確定，即和是控制齒輪副接觸精度的公差，其值可按下式計算，即 = = 式中和—在全齒寬上方向和方向的軸線平行度公差，；按GB/T10095—1988選取。 —轉臂x上兩臂軸孔對稱線(支點)間的距離。 —齒輪寬度。 5. 平衡性要求 為了保證行星齒輪傳動運轉的平穩(wěn)性，對中、低速行星傳動的轉臂x應進行靜平衡;一般，許用不平衡力矩可按表4-2選取。對于高速行星傳動，其轉臂x應在其.上全部零件裝配完成后進行該部件的動平衡。 表4-2轉臂x許用不平衡力矩 轉臂外圓直徑 <200 200~300 350~500 許用不平衡力矩 /N 0.15 0.25 0.50 6. 浮動構件的軸向間隙 如前所述，在行星齒輪傳動中，上述各基本構件(中心輪a, b以及轉臂x)均可以進行浮動，以便使其行星輪間載荷均勻分布。但是，在進行各浮動構件的結構設計時，應注意在每個浮動構件的兩端與其相鄰零件間需留有一定的軸向間隙，通常，選取軸向間隙=0.5~1.5mm，否則，使相鄰兩零件接觸后，不僅會影響浮動和均載效果，而且還會導致摩擦發(fā)熱和產生噪聲。軸向間隙的大小通常是通過控制有關零件軸向尺寸的制造偏差和裝配時固定有關零件的軸向位置或修配有關零件的端面來實現。對于小尺寸、小規(guī)格的行星齒輪傳動其軸向間隙可取小值，對于較大尺寸、大規(guī)格的行星傳動其軸向間隙可取較大值。 4.2 箱體的設計 機體是上述各基本構件的安裝基礎，也是行星齒輪傳動中的重要組成部分。在進行機體的結構設計時，要根據制造工藝、安裝工藝和使用維護及經濟性等條件來決定其具體的結構型式。 對于單件生產和要求質量較輕的非標準行星齒輪傳動，一般采用焊接機體。對于中、小規(guī)格的機體在進行大批量的生產時，通常采用鑄造機體。 按照行星傳動的安裝型式的不同?？蓪C休分為臥式、立式和法蘭式(見圖4-4 )。按其結構的不同，又可將機體分為整體式和剖分式。 圖4-4 機體結構形式 圖4-4(a)所示為臥式整體鑄造機體，其特點是結構簡單、緊湊，能有效地吸收振動和噪聲，還具有良好的耐腐蝕性。通常多用于專用的行星齒輪傳動中，且有一定的生產批量。 鑄造機體應盡量避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏松和縮孔等鑄造缺陷。 圖4-4{b)所示為軸向剖分式機體結構，通常用于大規(guī)格的、單件生產的行星齒輪傳動中；它可以鑄造，也可以焊接。采用軸向剖分式機體的顯著優(yōu)點是安裝和維修較方便，便于進行調試和測量。 圖4-4(c}所示為立式法蘭式機體結構，它可適用于與立式電動機相組合的場合。成批量生產時可以鑄造；單件生產時可以焊接。 鑄造機體的一般材料為灰鑄鐵，如HT150和HT200等；若機體承受較大的載荷，且有振動和沖擊的作用可用鑄鋼，如ZG45和ZG55等。為了減小質量，機體也可以采用鋁合金來鑄造，如ZL101和ZL102等。 結合本設計要求，采用法蘭式機體與立式電動機相組合。上、下機體采用HT200鑄造而成。上、下機體結構圖見附錄圖03、04。 結　論 通過對行星齒輪的設計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設計有很大的不同，計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。行星齒輪減速器的類型很多，本設計主要通過對ZX—A型的進行系列設計的。計算主要參數，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪減速器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉臂的運動上。我以后會做更多的關于行星齒輪減速器的研究。 致 謝 經過四個多月的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在設計計算的關鍵步驟上，指導老師給了我很大的幫助和指導，同時在設計的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，畢業(yè)設計能夠完成，首先要感謝的是我的老師。 在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的同學。是他們在我感到困惑時，給予我信心與前進的動力；是他們在我快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。? ?最后感謝學院兩年來對我的大力栽培。 謝謝！ 參考文獻 【1】 饒振剛. 行星齒輪傳動設計. 北京: 化學工業(yè)出版社，2003 【2】 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編委會. 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2002 【3】 馬從謙 陳自修. 漸開線行星齒輪傳動設計. 北京: 機械工業(yè)出版社，1987 【4】 濮良貴 紀名剛. 機械設計. 北京: 高等教育出版社，2009 【5】 孫桓 陳作模 葛文杰. 機械原理. 北京: 高等教育出版社，2009 【6】 朱孝錄. 齒輪傳動設計手冊. 北京: 化學工業(yè)出版社，2000 【7】 王昆 何小柏 汪信遠. 機械設計課程設計. 北京: 高等教育出版社, 2009 【8】 徐灝. 機械設計手冊第二版（第3、4卷）. 北京: 機械工業(yè)出版社，2000 【9】 成大先. 機械設計手冊第四版. 北京: 化學工業(yè)出版社，2004 【10】 吳宗澤 羅勝國. 機械設計課程設計手冊. 北京: 高等教育出版社，2006 【11】 胡佳秀. 簡明機械零件設計實用手冊. 北京: 機械工業(yè)出版社，2007 【12】 孟憲源. 現代機構手冊. 北京: 機械工業(yè)出版社.，1994