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目 錄 摘要·····················································2 第1章 引言··············································3 第2章 總體方案設計······································6 第3章 行星輪傳動設計計算································8 第4章 行星齒輪靜強度校核································48 第5章 行星輪軸強度計算··································54 第6章 花鍵強度計算······································56 第7章 太陽輪—花鍵軸扭轉強度計算························60 第8章 軸承校核··········································66 第9章 感想··············································72 參考文獻·················································73 3MW風機偏航減速器的設計 【摘要】本次畢業(yè)設計的任務是設計3MW風力發(fā)電機組中的偏航減速器，經(jīng)過設計計算和校核計算，完成了所有的數(shù)據(jù)，并繪制出了圖紙。本文對3MW風力發(fā)電機偏航減速器的設計過程進行了闡述。 在本文中，首先介紹了風力發(fā)電機的發(fā)展和構成，其次介紹了偏航減速器在風力發(fā)電機組中的作用以及它的發(fā)展情況。然后根據(jù)設計任務和技術要求，設計了整體方案。確定整體方案后，對偏航減速器的所有零部件進行了設計計算和校核計算，其中主要包括齒輪的設計和校核，行星齒輪的靜強度校核，行星輪軸的設計和強度計算，花鍵的選定和強度計算，太陽輪-花鍵軸的設計和扭矩強度計算，軸承的選定和壽命計算。還設計了偏航減速器的其他零部件和箱體，最后完成了所有的設計計算。 關鍵詞：風力發(fā)電機、偏航減速器、齒輪、花鍵、軸、軸承 The design of the yaw speed reducer in 3MW wind turbine [Abstract]The task of this graduation project is the design of yaw speed reducer in 3MW wind turbine. After the design calculations and check calculations, I completed all of the data, and draw out the engineering drawings. The article described the design process . In this article, I described the development and composition of the wind turbine first.And then,I introduced the function of the yaw speed reducer in the wind turbine as well as its development. Then, according to the design tasks and technical requirements,I designed the overall program. After determining the overall program, I finished the design calculations and check calculations of all parts of the yaw gear. Which mainly include the design and verification of the gear，The static strength check of the planetary gear， The design and strength calculations of the planetary axle, The selection and strength calculations of the spline,The design and torque strength calculation of the sun gear-spline shaft, The selection and life spanning of the bearings.Also designed the other pares and the box of the yaw gear,Finally completed all the design calculations. Keys:Wind turbine,Yaw speed reducer,Gear,Spline,Axis,Bearing 第1章 引 言 1.1 風力發(fā)電和風力發(fā)電機簡介 風力發(fā)電機是將風的動能轉換為電能的系統(tǒng)。風力發(fā)電機由風力發(fā)電機組、支撐發(fā)電機組的塔架、蓄電池充電控制器、逆變器、卸荷器、并網(wǎng)控制器、蓄電池組等組成。風力發(fā)電的原理，是利用風力帶動風車葉片旋轉，再透過增速機將旋轉的速度提升，來促使發(fā)電機發(fā)電。依據(jù)目前的風車技術，大約是每秒三公尺的微風速度（微風的程度），便可以開始發(fā)電。 風力發(fā)電具有以下兩個方面的優(yōu)點：一、風能發(fā)電對于環(huán)保貢獻巨大。風能資源量大質(zhì)優(yōu)，風力發(fā)電優(yōu)勢突出，世界性范圍內(nèi)風電發(fā)展迅速。到達地球 2% 的太陽能可轉化成風能，以此來計，風能總量比水能更大，有人算過，只需地面風力的 1%，就能滿足全球發(fā)電能量需要。而且風能發(fā)電對環(huán)境無任何破壞，只要修建必要的采風發(fā)電裝置即可，不像水能發(fā)電那樣需要修建大壩蓄水發(fā)電，必然會對環(huán)境做出一些不可自恢復的改變，會影響當?shù)氐纳鷳B(tài)發(fā)展和原始的自然景觀，有時甚至會影響到原住民的生活。對于由發(fā)電而引起的溫室氣體排放問題來說，燃煤火電最嚴重，燃油火電次之，核電較少，風電最少。核電雖然和風電的溫室氣體排風量差不多，相比火電小了兩個數(shù)量級，但是核電的污染問題目前還沒辦法解決，因此風力發(fā)電有著得天獨厚的優(yōu)勢。從經(jīng)濟角度衡量，風力發(fā)電優(yōu)勢更加巨大，可謂一本萬利，只需前期建設發(fā)電設備和后期的較少的維護費用即可，并不需要像火電核電那樣無限期的投入日漸高昂的成本。此外火電核電等熱電設備還必須耐受高溫高壓，風電則沒此多余的擔心。二、風力發(fā)電在世界范圍發(fā)展迅速。由于意識到風力發(fā)電的巨大優(yōu)勢，世界各國都開始競相發(fā)展風力發(fā)電。世界性的風電發(fā)展以前所未有的速度進行著，全世界的風電在 1999 年已經(jīng)達到了1萬MW，而更值得驚奇的是這個數(shù)字在 2000 年的時候就已經(jīng)翻了一番達到2萬MW以上，2005 年的時候又超過了3萬MW。風電發(fā)展主要以歐洲為主，占到了風電總量的 2/3，北美占到了 1/5，亞洲是 1/8。德國作為風電第一大國，風力發(fā)電總量是 15688 MW，占全國發(fā)電量的 6.2%，占世界風電總量的 33%。由于風電的發(fā)展使德國的溫室氣體排放量大為減少，2004 年德國新建 1200 多臺發(fā)電用風車，裝機容量超過 2000 MW，居世界首位。而目前相對風電量最大的是丹麥，目前的風電總量已經(jīng)超過了全國發(fā)電總量的 10%，丹麥規(guī)劃到 2030 年，風力發(fā)電將占總發(fā)電裝機的 50%。我國的風電事業(yè)發(fā)展也較為迅速，已從 1997 年排列在世界第 10 位而躍居到現(xiàn)在的第 8 位，預計今后還將有更大的進步。我國的風力資源相當豐富，居世界首位，因此發(fā)展?jié)摿κ志薮?。目前開發(fā)還很不足，主要在內(nèi)蒙、和沿海一些地區(qū)，但是還沒有形成真正的規(guī)模，有待于進一步的開發(fā)和探索。 1.2 風力發(fā)電技術的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1 國外的發(fā)展現(xiàn)狀 在一些發(fā)達國家，風力發(fā)電的建設已經(jīng)到了一定的成熟階段。歐、美已有多個風電公共平臺，例如歐洲風能研究院（NWTC、EAWE）、德國風能研究所（DEWI）等。 在德國，風能是居水力發(fā)電后最重要的再生能源來源，風力發(fā)電在德國電力生產(chǎn)中所占的比例已達到2.5%。目前，德國共擁有9400座風力發(fā)電機，總容量近6100兆瓦，占歐洲大陸風能發(fā)電總容量的50%，全球風能發(fā)電總量的三分之一。在未來10年里，德國風力發(fā)電在電力生產(chǎn)中所占的比例將達到3.5%。 美國是世界上最早重視風力發(fā)電的國家之一，1994年時裝機容量（163萬kW）就占當年全球風電裝機容量的53%。雖然電力工業(yè)改組引起的混亂使美國1991-1996年的風電業(yè)沒有太多增長，但隨著電力工業(yè)改組的完成，到2000年時，每年至少可交付30萬kW的風電機組產(chǎn)品，形成40億美元的風機產(chǎn)業(yè)，風電平均價格將低于4min/kW。到2050年時，全類風力發(fā)電將占全國電力用量的10%。 印度從20世紀90年代以后大力引進國外技術，并采取有力的政策措施促進風力發(fā)電的發(fā)展。1995年是其風電裝機容量增長最快的一年，增量達37.5萬kW，裝機總量達56.5萬kW，1996年又上升到81.6萬kW，超過丹麥，成為世界第三個風力發(fā)電最多的國家。荷蘭、英國等國的風電事業(yè)也在迅速發(fā)展。 1.2.2 國內(nèi)的發(fā)展現(xiàn)狀 風力發(fā)電是一種比較清潔的發(fā)電體系，我國風能資源豐富，可開發(fā)利用的風能儲量約10億kW，其中，陸地上風能儲量約2.53億kW，海上可開發(fā)和利用的風能儲量約7.5億kW。風是沒有公害的能源之一，而且它取之不盡，用之不竭。但是，風力發(fā)電要求的技術含量較高，成本高，對風裝置用不長久。其中，風力發(fā)電對風裝置的研制還處在初期階段。 風力發(fā)電作為未來可取代傳統(tǒng)能源的“綠色能源”之一，其發(fā)展的速度在諸如太陽能、生物質(zhì)能和潮汐能等可再生能源中是最具有市場化規(guī)模及前景的。雖然我國的風電事業(yè)起步比較晚，但在國家政策大力支持下，過去10年的風力發(fā)電裝機容量年均增長速度達到了55%以上，前景很好。 1.2 偏航減速器簡介 世界各國的風力發(fā)電機除了有一臺將螺旋槳的低速轉動變?yōu)檫m合發(fā)電的高速轉動的增速機之外，還有4至6臺偏航減速機，在風向發(fā)生變化時，及時將發(fā)電機轉到對準風向。作為風電發(fā)電系統(tǒng)的重要組成部分，偏航驅動系統(tǒng)主要功能就是捕捉風向，控制機艙平穩(wěn)、精確、可靠的對風。因此，偏航驅動系統(tǒng)的設計顯得十分重要。 偏航減速器中包括3—6級行星齒輪減速裝置，電機輸入軸以及輸出軸和輸出齒輪等部件。在高速重載的情況下通過行星齒輪減速來達到速度要求和扭矩要求。 1.3 課題意義 我國國內(nèi)生產(chǎn)風力發(fā)電對風裝置的廠家很少，其中重慶齒輪廠在這方面的研究最為突出。主要是因為這種減速裝置需要承受特別大的載荷，所以要求各個零部件的可靠性高。它的工作環(huán)境非常惡劣，一般是安裝在沙丘和海邊，工作溫度為-20℃—50℃。而且，偏航減速器的安裝位置很高，一般安裝在塔臺上，所以維修及其困難，所以，一般要求偏航減速器的工作壽命達到20年。因此，偏航減速器的可靠性是各個研究所和生產(chǎn)廠家重點研究的內(nèi)容。 在這樣的背景下，提出關于偏航減速器的設計這個課題，是符合現(xiàn)代的生產(chǎn)潮流和需求的。設計一個可靠性高，生產(chǎn)成本低的偏航減速器對風力發(fā)電具有極其重要的作用。 第2章 總體方案設計 2.1 技術要求 1、 設計、計算及精度要求 1）偏航減速器所有齒輪的齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的校核計算應符合ISO6336的相關規(guī)定。 2）偏航減速器的所有齒輪的靜強度計算應符合ISO6336的相關規(guī)定。 3）對采用的軸承必須根據(jù)靜態(tài)載荷和使用壽命來確定軸承的規(guī)格，軸承的計算應符合ISO76和ISO281的相關規(guī)定。 4）偏航減速器內(nèi)太陽輪和行星輪的精度要大于或等于6級，內(nèi)齒圈精度不低于7級。 5）螺紋連接部分的計算應按照GB/T 16823.1-1997的相關規(guī)定進行，螺紋強度等級不低于8.8級。 6）偏航減速器前三級采用齒圈過盈內(nèi)置的方式，須提供設計依據(jù)和計算過程。 7）偏航減速器必須采用油杯內(nèi)置結構。 2、材料要求 偏航減速器的材料應根據(jù)設計計算進行材料選擇，其主要零部件材料應按下列材料進行選?。? 太陽輪 17CrNiMo6 行星輪 17CrNiMo6 輸出軸 17CrNiMo6 內(nèi)齒圈 42CrMoA 2.2 主要技術參數(shù) 1、偏航減速器技術要求 額定功率 4.8KW 額定輸入轉速 950RPM 額定輸出力矩 60000N·m 最大輸出力矩 150000N·m 傳動比 1300±5% 使用場合系數(shù)KA: 1.3 使用場合系數(shù)Ka（靜態(tài)）： 1.0 接觸強度安全系數(shù)SH: ≥1.1 接觸強度安全系數(shù)SH（靜態(tài)min）： ≥1.0 彎曲強度安全系數(shù)SF: ≥1.25 彎曲強度安全系數(shù)SF（靜態(tài)min）: ≥1.25 密封件 NBR系列 設計壽命 20年 運行環(huán)境溫度 -30℃～+40℃ 生存環(huán)境溫度 -40℃～+50℃ 重量 約780Kg 噪聲（聲功率級） ≤85Db(A) 2、偏航輸出齒輪技術參數(shù) 模數(shù)m： 20 齒數(shù)Z1: 14 壓力角： 20° 齒面寬度b： 170mm 變位系數(shù)： 0.5 齒面硬度HRC： ≥58 2.3 總體方案設計 綜合上述設計參數(shù)，此偏航減速器具有傳遞扭矩大、傳動比大、徑向尺寸受限、立式安裝、工作環(huán)境惡劣等特點，本偏航減速器設計為立式四級漸開線齒輪行星傳動。 電動機通過鍵傳動與第一級太陽輪相聯(lián)，第一傳動級之間均采用漸開線花鍵聯(lián)接，太陽輪與花鍵做成一體式。同時，為避免太陽輪磨損過快和便于調(diào)整軸各竄動量，上一級太陽輪與下一級花鍵間采用摩擦塊相聯(lián)。為了節(jié)省材料和減少成本，四級內(nèi)齒圈都與箱體分開制造，第一、二級內(nèi)齒圈與箱體過盈配合，第三、四級內(nèi)齒圈用螺栓和箱體連接在一起。 四級行星齒輪傳動采用浸油潤滑，外接油杯和觀察孔。輸出軸與小齒輪為一體式，輸出軸的軸承采用脂脂潤。 第3章 行星輪傳動設計計算 3.1 方案設計 根據(jù)傳動比i=1300，選用四級NGW型串聯(lián)式結構，即。第一、二級行星輪個數(shù)均選=3，第三、四級行星輪個數(shù)選=4。第二、三、四級太陽輪浮動，第一、二、三級行星轉架浮動并與下一級浮動太陽輪用花鍵聯(lián)接并傳遞扭矩。齒輪箱傳動采用壓力角的直齒輪傳動。精度等級為外齒輪為6級，內(nèi)齒輪為7級。為提高齒輪承載能力，行星齒輪傳動均采用變位齒輪傳動，外嚙合，內(nèi)嚙合。根據(jù)技術協(xié)議內(nèi)容，太陽輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，MPa。行星輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，Mpa。內(nèi)齒輪材料選用42CrMoA，滲氮，表面硬度為50HRC，=780MPa，MPa。 輸出軸材料選用17CrNiMo6。 3.2 傳動比分配 按各級行星齒輪傳動齒面接觸等強度的傳動比分配原則進行分配，取: i1=9.1; i2=8.2 ; i3=5.3; i4=3.4; 3.3 第一級行星齒輪傳動 3.3.1 配齒數(shù) 根據(jù)前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數(shù)。從抗彎強度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動比條件可知，，取 由裝配條件可知，，滿足條件，取， ，n為整數(shù)，滿足條件 計算行星輪齒數(shù)： ，取 配齒結果： 。 3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——行星輪分度圓直徑 ——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） N ——使用場合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選 =1.05 ——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數(shù)比， 將各數(shù)值代入（1）式中，解得 mm 2、按輪齒抗彎強度初算齒輪模數(shù) （2） 式中——行星輪模數(shù) ——算式系數(shù)，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015 ——綜合系數(shù)，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數(shù)，見[4]圖2.5-29，取=2.9 ——行星輪齒數(shù)，=11 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數(shù)值代入（2）中，解得 mm 取=2，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=2mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 3.3.3 齒輪變位計算 中心距： mm mm 按高度變位進行計算： 高度變位時，嚙合角，a-c傳動副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，根據(jù)u=3.64，由[4]圖14-1-4左側的⑤線選，則。同理c-b副傳動變位系數(shù)和，故。 3.3.4 幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3-1。 表3-1 第一級齒輪幾何尺寸 （m=2mm） 齒輪 齒數(shù)z 變位 系數(shù) 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 11 0.4 22.000 20.673 27. 600 18.600 51.000 行星輪 40 -0.4 80.000 75.180 85.600 76.600 內(nèi)齒輪 91 -0.4 182.000 171.020 179.600 188.600 3.3.5 重合度計算 1、 外齒輪重合度計算 根據(jù)[4]表2.2-8公式 =2.11>1.2 2、內(nèi)嚙合重合度計算 =1.78>1.2 3.3.6 嚙合效率計算 該級齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽轉為主動件，行星輪，轉架為從動件，則轉化機構效率為 式中：——行星架固定時傳動機構中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和 所以， 式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1 則行星傳動嚙合效率為： 3.3.7 齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中：——接觸應力基本值 行星輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 太陽輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 行星輪接觸強度安全系數(shù) 太陽輪接觸強度安全系數(shù) 以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見表3-2 根據(jù)以上計算結果，參見[1]表14-1-110，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式： 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數(shù) 行星輪抗彎強度安全系數(shù) 2、內(nèi)嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-2 內(nèi)齒輪的接觸應力基本值 內(nèi)齒輪的接觸應力 MPa 內(nèi)齒輪的接觸強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的接觸強度是滿足要求的 （2）齒根彎曲疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-3 內(nèi)齒輪彎曲應力基本值 MPa 內(nèi)齒輪彎曲應力 MPa 內(nèi)齒輪的彎曲強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的彎曲強度能滿足要求 表3-2 齒輪接觸強度計算有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 所用表、圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 使用 系數(shù) GB/T 19073-2003 1.3 動載 系數(shù) m/s 查[4]圖2.5-3 1.03 1.05 齒向載荷分布系數(shù) 1.262 1.251 齒間載荷分配系數(shù) 查[4]表2.5-18 1 1.1 行星輪間載荷不均勻系數(shù) 見[4]表7.8-2 1.05 小輪單對齒嚙合系數(shù) 1.07 1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查[1]圖14-1-16 2.375 2.475 彈性 系數(shù) 查[1]表14-1-105 189.8 重合度系數(shù) 0.794 0.860 螺旋角系數(shù) 直齒 1 分度圓上的 切向力 N 1461.8N 齒寬 15 15 15 齒數(shù)比 3.64 2.28 壽命 系數(shù) 按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運轉，應力物質(zhì)循環(huán)次數(shù) 0.931 1 潤滑劑系數(shù) 用220號中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16 1.06 1.11 速度 系數(shù) 查[1]圖14-1-28 0.95 0.91 粗糙度系數(shù) 查[1]圖14-1-29 0.99 0.85 工作硬化系數(shù) 硬齒面 1.1 1.1 尺寸 查[1]表14-1-109 1 1 表3-3 齒根彎曲強度計算的有關數(shù)據(jù) 代號 名稱 所用表圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 齒向荷載荷分布 系數(shù) 由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得 1.182 1.229 齒間載荷分配系數(shù) 1 1 1.05 行星輪間載荷分配不均勻 系數(shù) 按式7.3-18 1.015 齒形系數(shù) 查[1]圖14-1-38 2.33 2.57 2.17 應力修正系數(shù) 查[1]圖14-1-45 1.67 1.54 1.71 重合度 系數(shù) 0.605 0.671 彎曲壽命系數(shù) 查[4]圖2.5-45 0.902 1 試驗齒輪應力修正系數(shù) 按給定的區(qū)域圖取時 1.5 齒根圓角角系數(shù) 查[4]圖2.5-46 1 1.03 齒根表面狀況系數(shù) 查[4]表2.5-47 0.96 尺寸系數(shù) 查[4]表2.5-48 1 1 螺旋角 系數(shù) 直齒 1 3.4 第二級行星齒輪傳動 3.4.1 配齒數(shù) 根據(jù)前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數(shù)。取，由傳動比條件可知，，取。 由裝配條件可知， ，n為整數(shù)，滿足條件。 計算行星輪齒數(shù) ，取。 配齒結果： 。 3.4.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——太陽輪分度圓直徑 ——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） Nm ——使用場合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05 ——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數(shù)比， 將各數(shù)值代入（1）式中，解得 mm 2、 按輪齒抗彎強度初算齒輪模數(shù) （2） 式中——行星輪模數(shù) ——算式系數(shù)，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015 ——綜合系數(shù)，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數(shù)，見[4]圖2.5-29，取=2.7 ——行星輪齒數(shù)，=11 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數(shù)值代入（2）中，解得 mm 取=4，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=4mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 3.4.3 齒輪變位計算 中心距 mm mm 按高度變位進行計算 高度變位時，嚙合角，a-c傳動副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，u=3.09，由[1]圖14-1-4左側的⑤線選，則。同理c-b副傳動變位系數(shù)和，故。 3.4.4 幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3.4 表3-4 第二級齒輪幾何尺寸 (m=2mm) 齒輪 齒數(shù)z 變位 系數(shù) 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 11 0.4 44.000 41.346 55.200 37.200 90.000 行星輪 34 -0.4 136.000 127.798 140.800 122.800 內(nèi)齒輪 79 -0.4 316.000 296.943 311.200 329.200 3.4.5 重合度計算 1、外齒輪重合度計算 根據(jù)[4]表2.2-8公式 =1.44>1.2 2、 內(nèi)嚙合重合度計算 =1.26>1.2 3.4.6 嚙合效率計算 該級齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽轉為主動件，行星輪，轉架為從動件，則轉化機構效率為： 式中 ——行星架固定時傳動機構中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和 所以： 式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1 則行星傳動嚙合效率為 3.4.7 齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中：——接觸應力基本值 行星輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 太陽輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 行星輪接觸強度安全系數(shù) 太陽輪接觸強度安全系數(shù) 以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見表3-5 根據(jù)以上計算結果，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數(shù) 行星輪抗彎強度安全系數(shù) 2、 內(nèi)嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-5 內(nèi)齒輪的接觸應力基本值 內(nèi)齒輪的接觸應力 MPa 內(nèi)齒輪的接觸強度安全系數(shù) 以上計算結果，內(nèi)齒輪的接觸強度是滿足要求的。 （2）齒根彎曲強度 這里公計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-6 內(nèi)齒輪彎曲應力基本值 MPa 內(nèi)齒輪彎曲應力 MPa 內(nèi)齒輪的彎曲強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的彎曲強度能滿足要求 表3-5 齒輪接觸強度計算有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 所用表、圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 使用 系數(shù) GB/T 19073-2003 1.3 動載 系數(shù) 查[4]圖2.5-3 1.013 1.05 齒向載荷分布系數(shù) 1.262 1.269 齒間載荷分配系數(shù) 查[4]表2.5-18 1 1.1 行星輪間載荷不均勻系數(shù) 見[4]表7.8-2 1.05 小輪單對齒嚙合系數(shù) 1.05 1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查[1]圖14-1-16 2.375 2.515 彈性 系數(shù) 查[1]表14-1-105 189.8 重合度系數(shù) 0.924 1.655 螺旋角系數(shù) 直齒 1 分度圓上的 切向力 N 13553.6N 齒寬 50 50 50 齒數(shù)比 3.09 2.32 壽命 系數(shù) 按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運轉，應力物質(zhì)循環(huán)次數(shù) 0.987 1 潤滑劑系數(shù) 用220號中載荷極壓油，查圖2.5-16 1.06 1.11 速度 系數(shù) 查[1]圖14-1-28 0.93 0.91 粗糙度系數(shù) 查[1]圖14-1-29 0.99 0.85 工作硬化系數(shù) 硬齒面 1.1 1.1 尺寸 查[1]表14-1-109 1 1 表3-6 齒根彎曲強度計算的有關數(shù)據(jù) 代號 名稱 所用表圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 齒向荷載荷分布 系數(shù) 由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得 1.182 1.257 齒間載荷分配系數(shù) 1 1 1.05 行星輪間載荷分配不均勻 系數(shù) 按[4]式7.3-18 1.015 齒形系數(shù) 查[1]圖14-1-38 2.53 2.92 2.45 應力修正系數(shù) 查[1]圖14-1-43 1.64 1.48 1.62 重合度 系數(shù) 0.771 0.845 彎曲壽命系數(shù) 查[4]圖2.5-45 0.902 1 試驗齒輪應力修正系數(shù) 按給定的區(qū)域圖取時 1.5 齒根圓角角系數(shù) 查[4]圖2.5-46 1 1.03 齒根表面狀況系數(shù) 查[4]表2.5-47 0.96 尺寸系數(shù) 查[4]表2.5-48 0.97 1 螺旋角 系數(shù) 直齒 1 3.5 第三級行星齒輪傳動 3.5.1 配齒數(shù) 根據(jù)前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數(shù)。從抗彎強度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動比條件可知，，取。 由裝配條件可知，，n為整數(shù)，滿足條件。 計算行星輪齒數(shù)： ，取。 。 配齒結果：，，。 3.5.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——太陽輪分度圓直徑 ——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） Nm ——使用場合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05 ——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數(shù)比， 將各數(shù)值代入（1）式中，解得 mm 2、 按輪齒抗彎強度初算齒輪模數(shù) （2） 式中——行星輪模數(shù) ——算式系數(shù)，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015 ——綜合系數(shù)，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數(shù)，見[4]圖2.5-29，取=2.8 ——行星輪齒數(shù)，=14 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數(shù)值代入（2）中，解得 取=6，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=6mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 3.5.3 齒輪變位計算 中心距 mm mm 按高度變位進行計算 高度變位時，嚙合角，a-c傳動副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，根據(jù)u=1.625，由[1]圖14-1-4左側的③線選，則。同理c-b副傳動變位系數(shù)和，故。 3.5.4 幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3-7。 表3-7 第三級齒輪幾何尺寸 (m=4mm) 齒輪 齒數(shù)z 變位 系數(shù) 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 16 0.24 96.000 90.210 110.880 83.880 126.000 行星輪 26 -0.24 156.000 146.592 165.120 138.120 內(nèi)齒輪 68 -0.24 408.000 383.395 398.880 425.880 3.5.5 重合度計算 1、外齒輪重合度計算 根據(jù)[4]表2.2-8公式 =1.53>1.2 2、 內(nèi)嚙合重合度計算 =1.47>1.2 3.5.6 嚙合效率計算 該級齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽轉為主動件，行星輪，轉架為從動件，則轉化機構效率為： 式中 ——行星架固定時傳動機構中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和 所以： 式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1 則行星傳動嚙合效率為 3.5.7 齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中：——接觸應力基本值 行星輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 太陽輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 行星輪接觸強度安全系數(shù) 太陽輪接觸強度安全系數(shù) 以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見表3-8。 根據(jù)以上計算結果，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數(shù) 行星輪抗彎強度安全系數(shù) 2、 內(nèi)嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-8。 內(nèi)齒輪的接觸應力基本值 內(nèi)齒輪的接觸應力 MPa 內(nèi)齒輪的接觸強度安全系數(shù) 以上計算結果，內(nèi)齒輪的接觸強度是滿足要求的。 （2）齒根彎曲強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-9。 內(nèi)齒輪彎曲應力基本值 MPa 內(nèi)齒輪彎曲應力 MPa 內(nèi)齒輪的彎曲強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的彎曲強度能滿足要求 表3-8 齒輪接觸強度計算有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 所用表、圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 使用 系數(shù) GB/T 19073-2003 1.3 動載 系數(shù) 查[4]圖2.5-3 1.005 1.006 齒向載荷分布系數(shù) 1.282 1.268 齒間載荷分配系數(shù) 查[4]表2.5-18 1 1.1 行星輪間載荷不均勻系數(shù) 見[4]表7.8-2 1.05 小輪單對齒嚙合系數(shù) 1.03 1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查[1]圖14-1-16 2.375 2.495 彈性 系數(shù) 查[1]表14-1-105 189.8 重合度系數(shù) 0.823 0.843 螺旋角系數(shù) 直齒 1 分度圓上的 切向力 N 19055.8N 齒寬 50 50 50 齒數(shù)比 1.63 2.62 壽命 系數(shù) 按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運轉，應力物質(zhì)循環(huán)次數(shù) 1.23 1.12 潤滑劑系數(shù) 用220號中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16 1.06 1.11 速度 系數(shù) 查[4]圖2.5-17 0.93 0.91 粗糙度系數(shù) 查[4]圖2.5-18 0.99 0.95 工作硬化系數(shù) 硬齒面 1.1 1.1 尺寸 查[1]表14-1-109 1 1 表3.9 齒根彎曲強度計算的有關數(shù)據(jù) 代號 名稱 所用表圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 齒向荷載荷分布 系數(shù) 由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得 1.182 1.257 齒間載荷分配系數(shù) 1 1 1.05 行星輪間載荷分配不均勻 系數(shù) 按[4]式7.3-18 1.015 齒形系數(shù) 查[1]圖14-1-38 2.53 2.92 2.45 應力修正系數(shù) 查[1]圖14-1-43 1.64 1.48 1.62 重合度 系數(shù) 0.74 0.76 彎曲壽命系數(shù) 查[4]圖2.5-45 1.02 1 試驗齒輪應力修正系數(shù) 按給定的區(qū)域圖取時 1.5 齒根圓角角系數(shù) 查[4]圖2.5-46 1 1.03 齒根表面狀況系數(shù) 查[4]表2.5-47 0.96 尺寸系數(shù) 查[4]表2.5-48 1 1 螺旋角 系數(shù) 直齒 1 3.6 第四級行星齒輪傳動 3.6.1 配齒數(shù) 根據(jù)前面所選的傳動比，按變位傳動選配齒數(shù)。從尺寸要求出發(fā)，取，由傳動比條件可知，，取。 由裝配條件可知，，n為整數(shù)，滿足條件。 計算行星輪齒數(shù)： ，取。 配齒結果： 。 3.6.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 1、按齒面接觸強度初算小齒分度圓直徑 （1） 式中——行星輪分度圓直徑 ——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動取=766 ——一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm） Nm ——使用場合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30 ——計算接觸強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05 ——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0 ——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa ——齒數(shù)比， 將各數(shù)值代入（1）式中，解得 mm 2、 按輪齒抗彎強度初算齒輪模數(shù) （2） 式中——行星輪模數(shù) ——算式系數(shù)，直齒傳動取=12.1 ——計算彎曲強度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.15 ——綜合系數(shù)，見[4]表7.3-4，選=2 ——行星輪齒形系數(shù)，見[4]圖2.5-29，取=2.68 ——行星輪齒數(shù)，=16 ——試驗齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa 將各數(shù)值代入（2）中，解得 取=6，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強度初算結果很接近，故初定mm，m=6mm進行接觸和彎曲疲勞強度計算。 3.6.3 齒輪變位計算 中心距 mm mm 第四級中所有齒輪齒數(shù)都大于17，所以不用變位，該級所有齒輪的變位系數(shù)為0。 3.6.4 幾何尺寸計算 分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計算結果如表3-10： 表3-10 第四級齒輪幾何尺寸 (m=6mm) 齒輪 齒數(shù)z 變位 系數(shù) 分度圓直徑（mm） 基圓直徑（mm） 齒頂圓直徑（mm） 齒根圓直徑（mm） 中心距（mm） 太陽輪 33 0 198.000 186.059 210.000 183.000 162.000 行星輪 21 0 126.000 118.401 138.000 111.000 內(nèi)齒輪 75 0 450.000 422.862 438.000 465.000 3.6.5 重合度計算 1、外齒輪重合度計算 根據(jù)[4]表2.2-8公式 =1.62>1.2 2、 內(nèi)嚙合重合度計算 =1.91>1.2 3.6.6 嚙合效率計算 該級齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽轉為主動件，行星輪，轉架為從動件，則轉化機構效率為： 式中：——行星架固定時傳動機構中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和 所以： 式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1 則行星傳動嚙合效率為 3.6.7 齒面疲勞強度校核 1、外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 計算接觸應力計算公式 式中——接觸應力基本值 行星輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 太陽輪單對齒嚙合下界點接觸應力 MPa 行星輪接觸強度安全系數(shù) 太陽輪接觸強度安全系數(shù) 以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見表3-11 根據(jù)以上計算結果，外嚙合的接觸強度是滿足強度要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力公式 太陽輪彎曲應力基本值 MPa 行星輪彎曲應力基本值 MPa 太陽輪彎曲應力 MPa 行星輪彎曲應力 MPa 太陽輪抗彎強度安全系數(shù) 行星輪抗彎強度安全系數(shù) 2、 內(nèi)嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-11 內(nèi)齒輪的接觸應力基本值 內(nèi)齒輪的接觸應力 MPa 內(nèi)齒輪的接觸強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的接觸強度是滿足要求的。 （2）齒根彎曲疲勞強度 這里只計算內(nèi)齒輪，計算公式同前，其計算用參數(shù)和系數(shù)取值見表3-12 內(nèi)齒輪彎曲應力基本值 MPa 內(nèi)齒輪彎曲應力 MPa 內(nèi)齒輪的彎曲強度安全系數(shù) 根據(jù)以上計算結果，內(nèi)齒輪的彎曲強度能滿足要求。 表3-11 齒輪接觸強度計算有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 所用表、圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 使用 系數(shù) GB/T 19073-2003 1.3 動載 系數(shù) 查[4]圖2.5-3 1.001 1.002 齒向載荷分布系數(shù) 1.183 1.301 齒間載荷分配系數(shù) 查[4]表2.5-18 1 1.1 行星輪間載荷不均勻系數(shù) 見[4]表7.8-2 1.05 小輪單對齒嚙合系數(shù) 1 1 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查[1]圖14-1-105 2.375 2.375 彈性 系數(shù) 查[1]表14-1-105 189.8 重合度系數(shù) 0.891 0.835 螺旋角 系數(shù) 直齒 1 分度圓上的 切向力 N 48505.9N 齒寬 85 85 85 齒數(shù)比 1.57 2.27 壽命 系數(shù) 按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運轉，應力物質(zhì)循環(huán)次數(shù) 1.07 1.07 潤滑劑系數(shù) 用220號中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16 1.06 1.11 速度 系數(shù) 查[4]圖2.5-17 0.95 0.91 粗糙度系數(shù) 查[4]圖2.5-18 0.99 0.95 工作硬化系數(shù) 硬齒面 1.1 1.1 尺寸 查[1]表14-1-109 1 1 表3-12 齒根彎曲強度計算的有關數(shù)據(jù) 代號 名稱 所用表圖或計算公式 取值 太陽輪 行星輪 內(nèi)齒輪 齒向荷載荷分布 系數(shù) 由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得 1.15 1.25 齒間載荷分配系數(shù) 1 1 1.05 行星輪間載荷分配不均勻 系數(shù) 按式7.3-18 1.015 齒形系數(shù) 查[1]圖14-1-38 2.18 2.18 2.18 應力修正系數(shù) 查[1]圖14-1-43 1.58 1.58 1.58 重合度 系數(shù) 0.713 0.643 彎曲壽命系數(shù) 查[4]圖2.5-45 1.07 1.07 試驗齒輪應力修正系數(shù) 按給定的區(qū)域圖取時 1.5 齒根圓角角系數(shù) 查[4]圖2.5-46 1 1.03 齒根表面狀況系數(shù) 查[4]表2.5-47 0.96 尺寸系數(shù) 查[4]表2.5-48 1 1 螺旋角 系數(shù) 直齒 1 3.7行星齒輪傳動設計匯總 四級行星齒輪的基本尺寸如表3-12。 表3-12 行星齒輪傳動設計匯總表 齒數(shù) 模數(shù)（mm） 傳動比 中心距（mm） 行星輪個數(shù) 校核結果 第一級傳動 =11 m=2 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =91 =40 第二級傳動 =11 m=4 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =79 =34 第三級傳動 =16 m=6 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =68 =26 第四級傳動 =33 m=6 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =75 =21 總傳動比： 誤差： 第4章 行星齒輪靜強度校核 當齒輪工作可能出現(xiàn)短時間、少次數(shù)的超過額定工況下的載荷時，齒輪傳動應進行