行星减速机的齿轮结构设计及计算毕业设计论文.pdf

目 录刖百.1第一章绪论.31.1引言.31.2 研究背景和意义.31.3 国内外行星减速机发展状况.51.4 课题研究的内容.6第二章行星减速机的总体方案设计.72.1行星轮系的组成及分类.72.1.1周转轮系的组成.72.1.2周转轮系的分类.72.2行星齿轮传动的命名及类型.82.2.1 2K-H型行星齿轮分类.82.2.2 2K-H(NGW)型行星齿轮传动形式.92.3行星减速机的方案选定.102.3.1原始条件.102.3.2方案选定.102.4行星减速机电动机的选择.102.5行星减速机的运动学和受力分析简介.11第三章行星减速机轴的设计及计算.133.1轴的功用及分类.133.2 输入轴的结构设计及计算.133.2.1输入轴的结构设计.133.2.2输入轴的校核计算.153.3 输出轴的结构设计及计算.153.3.1输出轴的结构设计.153.3.2输出轴的校核计算.163.4 轴的材料选用.173.5轴承型号的选择.173.5.1滚动轴承的特点.173.5.2滚动轴承的分类.183.5.3轴承选定.18第四章行星减速机的齿轮结构设计及计算.194.1齿轮材料的选择.194.2 行星齿轮传动的配齿计算.194.2.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件.194.2.2 2K-H型行星齿轮传动的配齿计算.224.3 行星齿轮传动的主要参数初步计算.234.4 行星齿轮传动的几何尺寸计算.244.5 行星齿轮传动的强度校核计算.244.5.1 齿面接触强度的校核计算.244.5.2 齿根弯曲强度的校核计算.264.6 齿轮的结构设计.28第五章基于So l idWo r ks的行星减速机的三维设计及虚拟装配.295.1 So l idWo r ks三维软件系统简介.295.2 行星减速机零部件的三维建模.305.2.1零件3D参数化设计技术.305.2.2 参数化设计的一般过程.305.2.3 减速器部分标准件参数化模型.315.2.4 非标准件的建模.325.3 虚拟装配概述.355.4 装配图的装配设计.355.5 行星减速机的爆炸图与动画演示.385.5.1行星减速机的爆炸图.385.5.2 动画演示.39第六章结论.40致谢.41参考文献.42刖s我国早在南北朝时代（公元429-5 00年），祖冲之发明了有行星齿轮传 动的差动式指南车。因此我国行星齿轮传动的应用比欧美各国早1300多年。1880年，首个行星齿轮传动装置的专利在德国出现。19世纪以来，机械 工业的发展对行星齿轮传动产生了很大影响，尤其在汽车和飞机工业领域，更 是发展迅速。1920年，首次成功地制造出行星差动传动装置，并首先用作汽 车的差速器。第二次世界大战之后，高速大功率船舰、透平发电机组、透平压 缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进了行星齿轮传动的快速发展95 1 年，高速大功率行星齿轮传动的实际应用在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国亦获得成功，均有系列产品，并以成批生产，普通 应用。德国Ren k公司生产的船用行星减速器，功率11030kW。低速重载行星 减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，例如法国Cit r o en生产用于水 泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125 t,输出转矩T=3900kN-m。减速机行业是我国通用零部件行业的一个组成部分，在我国装备制造业 中占有一定的地位和份额。其产品广泛使用在石油、化工、冶金、煤炭、运输、起重、环保、食品、纺织和国防等各行业和领域。我国在20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪40-5 0年代的 技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其 总体水平与国际水平有较大差距。改革开放以来，中国引进一批先进加工装备,通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低速 重载齿轮装置的设计制造技术。20世纪70 80年代，世界上.减速器技术有了 很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。减速机（有时称齿轮箱、变速箱），主要包括工业通用减速机（圆柱渐开 线齿轮减速机、圆弧齿轮减速机、锥齿轮减速机、蜗杆减速机、摆线针轮减速 机、谐波齿轮减速机、少齿差及行星减速机、各类组合减速机）、工业专用减 速机（高速齿轮箱、船用齿轮箱、冶金齿轮箱、风力发电齿轮箱、航天航空齿 轮箱）。通用减速器的发展趋势如下：1.高水平、高性能。2、积木式组合设计。3、型式多样化，变型设计多。减速器是各种机械设备中最常见的部件，它的作用是将电动机转速减少或 增加到机械设备所需要的转速，行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量 轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮 减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。但在科技飞速发展的今天，产品设计已经进入了一种全新的三维虚拟现实 的设计环境中，以往的那种以二维平面设计模式为代表的设计方式已经逐渐退 出“历史舞台”，取而代之的是各种先进数字化的三维设计技术。它的应用和 发展引起了社会和生产的巨大变革。在欧洲、北差、日本等发达国家和地区，三维CAD技术不仅在航空、航 天、汽车、船舶等高端制造业，而且在形形色色的民用消费品设计和制造中都 得到了广泛应用。相比工业发达国家，我国制造企业应用三维设计技术还存在 较大差距。本论文运用So l idWo r ks软件，该软件是世界上第一个基于Win do w s 开发的三维CAD系统，So l idw o r ks功能强大、易学易用和技术创新是 So l idWo r ks的三大特点，使得So l idWo r ks成为领先的、主流的三维CAD解决 方案。So l idWo r ks能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高 产品质量。So l idWo r ks不仅提供如此强大的功能，同时对每个工程师和设计者 来说，操作简单方便、易学易用。本文首先对行星减速机进行二维设计其重点在于行星齿轮传动设计，其次 再运用So l idw o r ks软件建立行星齿轮减速器结构三维模型，研究了行星齿轮 减速器可视化设计方法和虚拟装配，研究的结果对提高行星齿轮减速器设计的 速度和质量具有指导意义。第一章绪论1.1 引言CAD技术产生于19世纪50年代后期。CAD技术作为杰出的工程技术成就，已广泛地应用于工程设计的各个领域。CAD系统的发展和应用使传统的产 品设计方法与生产模式发生了深刻的变化，产生了巨大的社会经济效益。CAD技术经历了二维平面图形设计，交互式图形设计、三维线框模型设 计、三维实体造型设计、自由曲面造型设计、参数化设计、特征造型设计等发 展过程。近年来又出现了许多先进技术，如变量化技术、虚拟产品建模技术、CAD/CAE/CAM/PDM集成技术、智能CAD技术、协同技术等。随着互联网的 普及，集成化(In t egr at ed)、智能化(In t el l igen t)、协同化(eo l l abo r at iv e)成为 CAD 技术新的发展特点，使CAD技术得以更广泛的应用，发展成为支持协同设计、异地设计和底层共享的网络CADo应用的广泛性、产品的系列化、需求的个性化、性能价格比的最优化、市 场竞争的残酷性都要求行星减速器的设计制造要快速多变，同时又要保证性 能。面对这一系列问题，基于物理样机的传统开发模式显得力不从心。研究行 星减速器CAD系统的技术实现成为人们的现实需要。同时，利用CAD技术 对行星减速器继续研究，对提高其设计与制造技术也是一项有工程实践意义的 工作。本文通过开展计算机辅助设计计算、三维建模、装配的系统集成研究，强 调系统集成性和对产品并行设计的支持，强调系统对产品功能与行为的验证作 用；期望通过以行星减速器CAD系统为应用对象实现产品系列化开发，从而对 行业的发展起到一定促进作用。1.2 研究背景和意义行星减速器(如图1-1)与普通定轴减速器相比，具有承载能力大、传动 比大、体积小、重量轻、效率高等特点，被广泛应用于汽车、起重、冶金、矿 山等领域。图IT行星减速器我国的行星减速器产品在性能和质量方面与发达国家存在着较大差距，其 中一个重要原因就是设计手段落后。发达国家在机械产品设计上早巳进入分析 设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分 析、仿真、干涉检查。实现三维设计，投产后改动很少，往往一次成功。而 我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后，在投产 中往往要进行很大的改动，使得产品开发周期长、性能质量低。为改变我国行 星减速器的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高企业市 场竞争力，有必要开发一套适合国情的行星减速器计算机辅助设计（Co mput er Aided Design,以下简称CAD）系统。通过行星减速器CAD系统，可以综合发挥优化设计和产品建模技术的优 势，实现信息集成和共享。两种技术集成的意义不仅在于实现了两种技术的优 势互补，促进它们在工程实践中的应用，更重要的是有助于推动机械设计理论 和实践的发展、更新，从而又能更好地满足实践应用的要求。按照本文的技术方法，在加工行星减速器前，可以在计算机中模拟出三维 模型并进行运动学仿真。由此可进行设计部件的干涉检验，这对最大限度地减 少设计失误，减少设计人员的工作量，减少样机试制次数，从而节约人力物力，缩短产品开发周期，提高产品性能，提高企业的产品创新能力有非常重大的实 践意义。通过产品设计手段与设计过程的数字化和智能化，在统一的产品数字化模 型基础上，可实现产品三维建模、运动仿真、产品设计与管理信息系统之间的 功能交互、信息共享及数据通讯，对企业提高产品信息管理水平也有非常大的 帮助。1.3 国内外行星减速机发展状况目前，国内对行星齿轮传动技术的研究主要集中在科研院所，也有少数大 型企业进行实用技术的开发。其中郑州机械研究所研究得较早，在理论上作了 一些有益的探索，对传动的结构、传动的特性研究较为深入。华中科技大学也 进行了系统的研究。但他们在各项参数的选择及变化规律的研究上还处在初步 研究阶段。而国外对行星齿轮传动技术的研究比国内早，如日本、德国早在五 十年代甚至更早就开始了研究，而且都是由一些国际知名大公司为了实际应用 的需要进行开发，但它们都对外进行了技术封锁。从它们开发的产品来分析，德国对行星齿轮传动技术的研究走在了世界前面，形成了较为系统的技术支 撑。在技术开发方面，国内有十几家企业在进行摆线针轮减速机的生产，如天 津减速机厂、山东博山安吉富公司等，这些公司大都在进行技术开发，但从开 发的产品看，只相当于上世纪八十年代国外水平，也一时难有新的技术突破和 新的产品开发。摆线针轮减速机所采用的技术原理是：通过内外齿轮少齿差的 碰撞，来传递力矩，使输入的速度断续地减下来。摆线针轮减速机从微观上分 析，传动有间断，在传递动作中会有失真现象，特别表现在有正反向施转换向 时。行星齿轮减速机是连续传动，而且是多个齿轮同时参与传递动作，因此运 行平稳。在国际上，由于外国公司在技术研究上走在了国内的前面，也就不断 地有新的产品开发出来，如德国的SEW、法兰德公司都有行星齿轮机面市，而且传动精度较高。伺服行星减速机应用范围广泛，特别是数控技术的普及，市场需求越来越 大。目前在国内尚没有其它生产厂家。目前，在国内市场上行星式齿轮减速机有两大类，一大类是摆线针轮减速 机，在国内有几十家生产企业，如天津减速机总厂、山东博山安吉富公司等，这类设备因体积大，传动输出扭矩大，主要与大型电机配套，装备于矿山、钢 铁、纺织等行业，属低速重载减速机，其侧隙较大，传动不精密。另一大类是 谐波减速机，在国内只有北京一军工研究所在少量生产，谐波式齿轮减速机传 动精度高，输出扭矩大，但是传动稳定性不好，应用范围有一定的局限。可以说，以上这两类行星减速机的生产技术我国已基本上与国际同步，但 是在研发能力上与国际知名大公司相比，还有很大的差距，特别是体积小、传 动精密、能与伺服电机配套的小型行星齿轮减速机，国内尚没有其它企业进行 研发、生产。国内很多公司、研究机构都在尝试开发，还没有结果。在国际上，与伺服电机配套的行星齿轮减速机市场都被德国SEW公司、法兰德公司等少数公司瓜分，因其开发技术难度大，生产条件要求高，这些公 司对外都进行了技术封锁，导致这些产品的销售价格奇高，直接制约了我国基 础装备工业的现代化进程。随着我国数控技术的普及，伺服传动越来越受到人们的关注，传动精密度 高、体积小、运行平稳的减速机市场需求越来越大，每年呈几何级数在增长。据统计，国内行星齿轮减速机市场容量不小于20亿元/年30亿元/年，大 部分为高性能行星齿轮减速机，按数量估算为3040万台/年，而中小功率减 速机占三分之一以上，且每年呈几何级数增长。1.4 课题研究的内容本课题利用所学机械设计及减速机的理论和实践知识，对AB142行星减速 机进行设计，合理的安排每个部件的尺寸大小、位置和传动关系，使它能够满 足最好的传动加工要求。同时，还要对行星减速机的总体进行合理的布局，包 括总体尺寸、输入轴和输出轴相对位置、行星轮的个数，使它们能够满足强度 和效率等要求。再利用CAXA软件绘制行星减速机的总装配图和零件图，方面增加我们对行星减速机的总体布局和零件的了解认识，另一方面增加我们 对CAXA软件的熟悉。最后利用So l idWo r ks完成三维设计图，研究的结果对 提高行星齿轮减速器设计的速度和质量具有指导意义。具体的研究内容：(1)根据行星减速机的特点，完成AB142行星减速机的设计(2)利用CAXA制造工程师软件完成总装配和零件的二维造型。(3)利用So l idWo r ks完成三维设计图。第二章行星减速机的总体方案设计2.1行星轮系的组成及分类轮系是目前世界上应用最广泛的机械传动形式之一，它的工作原理是通过 一系列互相啮合的齿轮将主动轴的运动传到从动轴上，实现运动的传递。2.1.1周转轮系的组成在传动时，轮系中有一个或一个以上的齿轮轴线绕着位置固定的几何轴线 回转。这种轮系称为动轴线轮系，也可称作周转轮系。周转轮系的主要构成如 下：(1)行星轮 在周转轮系中，像行星一样作自转和公转运动的齿轮，称 为行星齿轮，一般用符号g表示。(2)中心轮与行星轮相啮合，轴线与主轴线相重合的齿轮，称为中心 轮，外齿中心轮用符号a表示，内齿中心轮用符号b表示，一般将最小的外齿 中心轮a称为太阳轮，而将固定不动的中心轮b称为内齿圈。(3)转臂用来支承行星轮并使之公转的构件称为转臂，也称为系杆或 行星架，用符号H表示。(4)基本构件 转臂H绕其转动的轴线称为主轴线。凡是轴线与主轴线 重合而又承受外力矩的构件称为基本构件。大多数周转轮系都具有三个基本构 件：中心轮a、b和转臂Ho2.1.2周转轮系的分类按平面机构自由度的数目，可将周转轮系分为行星齿轮轮系和行星差动轮 系两种。在工程实践中，一般将这两种轮系统称为行星齿轮传动。各自的定义 简单介绍如下：(1)行星齿轮轮系平面机构的自由度数等于1的周转轮系，称为行星齿轮轮系。在实际工程 运用中，动力只需从一个基本构件输入，整个轮系便会有确定的运动。(2)行星差动轮系平面机构的自由度数等于2的周转轮系，称为行星差动轮系。在工程运用 中，动力需要从两个基本构件分别同时输入，才能确定轮系的运动。2.2行星齿轮传动的命名及类型我国前苏联学者库德略夫采夫提出按行星齿轮传动基本构件不同来对其 进行分类。该分类方法在我国具有较大影响，已被齿轮界普遍采用。行星齿轮 轮系的基本构件代号为：K代表中心轮，包括太阳轮和内齿圈，H代表行星架，有时称为转臂或系杆，V代表输出轴。行星齿轮传动一般都是根据其组成的基 本构件来命名，可分为2K-H、3K和K-H-V三种基本类型。其他结构形式的行 星齿轮传动大都是从基本类型演化或组合而成。按传动机构中齿轮的啮合方式进行分类，上述三大基本类型可再细分为许 多传动形式，如NGW、NW、NN、WW、NGWN和ZUWGW型等。其中字母 含义为：N代表内啮合，W代表外啮合，G代表内外啮合公用行星齿轮，ZU 代表锥齿轮。2.2.1 2K-H型行星齿轮分类根据上述行星齿轮传动的命名方式，可知2K-H型行星轮系拥有两个中心 轮（2K）、一个转臂（H）。若转臂H固定，中心轮a和b的转向相反，则这种条 件下的传动比*（右上角标H代表固定构件）规定为负号，即出V0,称为负号 机构。若转臂H固定，中心轮a和b的转向相同，这时的传动比规定为正号，即森0,称为正号机构。2K-H行星齿轮传动可分为如下几种形式：（l）NGW型 该类型由一个太阳轮、一个内齿圈和一个公用行星轮组成，如图2 1所示。此类型行星齿轮的结构简单，轴向尺寸小，是动力传动中应用 最多、传递功率最大的一种。图2-4 NN型图2-3 WW型(2)NW型 该类型由一个太阳轮、一个内齿圈和两个行星轮组成，如图 2-2所示。行星轮为同轴布置，形成一对内啮合和一对外啮合，没有公用的齿 轮。(3)WW型该类型由两个太阳轮和两个行星轮组成，行星轮也为同轴布 置，形成两对外啮合，如图2 3所示。多用于传递运动，较少用于传递动力。(4)NN型 该类型由两个内齿圈和两个行星轮组成，行星轮为同轴布置,形成两对内啮合，如图24所示。一般用于小功率、短时、间断工作制的传动 装置。2.2.2 2K-H(NGW)型行星齿轮传动形式表2-1传动简图中所示的行星齿轮传动是由两个中心轮，包括太阳轮、内 齿圈(用2K表示)和行星架(用H表示)等三个基本构件组成，因而称为2K-H型 行星齿轮传动。按齿轮啮合方式分，表2-1所示行星齿轮传动称为NGW型。表2/2KH(NGW)型行星传动形式传 动 形 式行星架轴出为M速行星架愉入为增速行星架冏定为倒转太阳轮输 入为大减内齿圈输 入为大减太阳轮输 出为大增内齿圈输 出为小减太阳轮输入为减速内齿圈输 入为增速传 动 筒 图Exqwff b 其 n-A-1-卜11-1玳传 动 比=l+p-1+3 Z.1+%4，工=9-Z.一工C=-p 一-立 Z.5+乙Z.+乙-我示同定构件.p-NZb(N为后敷)口 口-衣示从劭构件丁一 一求示主动构件注，2KH(NGW)型行星齿轮传动，由于有三个基本构件，只需任意固定其中 一个，就可以得到多种传动方式。如表2-1所示，当行星架作为输出构件时，单级2KHNGW型行星齿轮单元是减速装置，动力由太阳轮输入时减速效果 明显，由内齿圈输入时减速的效果不明显；当行星架作为输入构件时，单级2KH-NGW型行星齿轮单元是增速装置，动力通过太阳轮输出时增速效果明显，而由内齿圈输出时效果不明显；当行星架固定时，单级2KHNGW型行星齿轮 单元倒档，动力从太阳轮输入，从内齿圈输出为减速，而由内齿圈输入，由太 阳轮输出为增速。2.3行星减速机的方案选定2.3.1原始条件已知该行星减速机的输入功率=22攵W,输入转速=15 00r/min,传动 比心=。=4,允许的传动比偏差为Az；=0.04,原动机和工作机的工作载荷均匀 平稳，为减速装置，要求使用寿命l OOOOh；且要求该行星减速机结构紧凑、外 廓尺寸较小和传动效率高。2.3.2方案选定根据上述要求：为减速装置、结构紧凑、外廓尺寸较小和传动效率高。查 表得2K-H型适用于效率高、体积小、质量小、结构简单、作为减速装置。因 为传动比也=)=410,所以选择单机行星齿轮传动。又为了装配方便，结构 更加紧凑，选用具有单齿圈行星轮的2K-H型且太阳轮输入和行星架输出。2.4 行星减速机电动机的选择电动机选择顺序：1.电动机类型 2.电动机功率 3.电动机的结构型式 4.电动机的电压等级和类型 5.电动机的额定转速经综合考虑选用YD200L1-4/2型电动机，该电动机的额定功率为26kw,同 步转速为15 00r/min。2.5 行星减速机的运动学和受力分析简介后续一般计算、虚拟装配时，须知道2K-H行星减速器构件间的作用力及 传动比和各构件的角速度，有必要先了解其运动学和动力学的有关内容。1.系统组成2K-H行星齿轮传动系统主要由太阳轮a、行星轮g、内齿圈b和行星架H 等组成。它们必须满足一定的传动比、邻接、同心和装配等条件，否则，将不 能正确安装或者安装后出现几何干涉等情况。2.运动学分析行星齿轮传动为动轴线传动，其传动比的计算不能简单地用定轴齿轮传动 的公式计算，而通常采用行星架固定法。(1)行星齿轮传动传动比的计算2K-H型行星齿轮传动中，设太阳轮a、行星轮g、内齿圈b和行星架H的 转速分别为na ng n b和nH，同时设各轮的转向相同，并取顺时针转动方向 为正。现给整个行星轮系加一个与行星架H转速大小相等方向相反的附加转 速(-皿)，根据理论力学相对运动的原理，即“一个构件的整体的绝对运动并 不影响机构内部构件间的相对运动”，并不影响2K-H型行星轮系中任意两构 件间的相对运动关系。得行星轮系基本构件的转速关系：点与(2-1)nb nb-nH或na=十九(1 端)(2一2)式中，一行星架H固定，太阳轮a主动，内齿圈b从动时的传动比；九，行星架H固定，太阳轮a的转速；储-行星架H固定，内齿圈b的转速。(2)行星齿轮传动中行星轮转速的计算4和行星轮g相对于行星架H的转速的计算公式应用行星架固定法，可得如下转速关系式:/=Zg（2-3）na-nH 4a%=na”H（l-Q）（2-4）ng=g-=*（%-“）（2-5）h N-皿一丁Ng（2-6）式中 攻-行星架H固定，行星轮g主动，太阳轮a从动时的传动比；式中 行星架H固定，行星轮g主动，内齿圈b从动时的传动比；3受力分析要对行星齿轮传动中的齿轮、轴和轴承等零件进行强度计算，就需要分析 行星齿轮传动中各构件的受力情况。行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、行星轮轴、及轴承、行星架等。在分析时，先假定行星齿轮受载均匀 并不计摩擦力和自重的影响。因此，各构件在输入转矩作用下处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力，然后，根据定轴齿轮传动的有关计算公式，即 可计算，具体公式见文献。第三章行星减速机轴的设计及计算3.1轴的功用及分类轴是组成机器的重要零件之一。轴的主要功用是支承传动零件（如齿轮、带轮、链轮等），使其具有确定的工作位置，并传递运动和动力，同时它又被 轴承所支承。轴可分为挠性轴和刚性轴两大类，常见的挠性轴（即钢丝轴）是有多组钢 丝分层卷绕而成。它具有良好的挠性，常用于两传动轴线不在同一条直线上或 工作时彼此有相对运动的空间传动，例如振捣器等设备中。刚性轴按其轴线形 状的不同可分为曲轴和直轴。曲轴常用于往复式运动机械中。本论文只讨论直 轴设计。根据承受载荷性质的不同，直轴可分为转轴、心轴、传动轴三类，心轴又 可分为固定心轴、转动心轴。根据外形不同直轴又可分为光轴和阶梯轴。光轴 形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上零件不易装配及定位；阶梯轴正 好相反。因此光轴主要用于心轴和传动轴，阶梯轴常用于转轴。3.2 输入轴的结构设计及计算3.2.1输入轴的结构设计轴的结构形状不仅受载荷的影响，而且受轴上零件的数量、位置、安装和 固定方法以及轴的加工、装配工艺等因素的影响。因此，功用相同的轴却有不 同的结构形状。轴的结构设计的任务是，在满足强度和刚度的基础上，确定轴 的合理结构和全部几何尺寸助。1.拟定轴上零件的装配方案图3-1输入轴的结构图3-1所示的装配方案是：轴承、弹性挡圈、J型无骨架橡胶油封、箍环 依次从轴的右端向左安装，这样就对轴的粗细顺序作了初步安排。2.初步估算轴的直径由于输入轴是传动轴，所以按抗扭强度条件初步估算轴的直径：P t 9.5 5 x 106 -L=-l9.5 5 x 106。0.2rr h=114x 3-=27.9mm1500(3-2)Pn取最小直径dmin=28如*从轴上配合零部件的标准尺寸、结构特点和定位、固定、装拆、受力情况等对轴结构的要求，依次确定：1段直径为28mm；2段 直径为30mm；3段直径为32mm；4段直径为35 mm；5段直径为43mm；6段直径 为 28mmo3.各轴段的长度从各轴段的长度决定于轴上零件的宽度和零件固定的可靠性，得出：1段 轴的长度20.5 mm；2段轴的长度17.5 mm；3段轴的长度11.5 mm；4段轴的长度19.5 mm；5段轴的长度2mm;6段轴的长度34n l in。3.2.2输入轴的校核计算由图3-1、图3-2和图3-3可知输入轴为传动轴，所以按抗扭强度条件校 核计算。2?9.5 5x106x=-1500=31.9029MP。(3-4)0.2 x 283查表得%=35 MPa,所以，输入轴满足强度要求。图3-2齿轮外啮合3.3输出轴的结构设计及计算3.3.1输出轴的结构设计轴的结构形状不仅受载荷的影响，而且受轴上零件的数量、位置、安装和 固定方法以及轴的加工、装配工艺等因素的影响。因此，功用相同的轴却有不 同的结构形状。轴的结构设计的任务是，在满足强度和刚度的基础上，确定轴 的合理结构和全部几何尺寸。1.拟定轴上零件的装配方案图3-4输出轴的结构图3-4所示的装配方案是：隔套、左轴承、挡油环、J型无骨架橡胶油封、右轴承依次从轴的左端向右安装，这样就对各轴段的粗细顺序作了初步安排。2.初步估算轴的直径/9.5 5 x 10-z o 匚、%J=-（3-5）WT 0.2/L 由此可得实心轴的最小直径为:di9.5 5 x l()6p0.2卜，？=d?=U4x 行落=391192mm(3-6)取最小直径“min=40机相。从轴上配合零部件的标准尺寸、结构特点和定位、固定、装拆、受力情况等对轴结构的要求，依次确定：1段直径为40mm；2段直 径为42ml l1；3段直径为45 ml l1；4段直径为95 1n m。3.各轴段的长度从各轴段的长度决定于轴上零件的宽度和零件固定的可靠性，得出；1段 轴的长度42n l in；2段轴的长度18111ni；3段轴的长度20ml l i；4段轴的长度15.5 mm。3.3.2输出轴的校核计算由图3-4、图3-5和图3-6可知输出轴为转轴，但因键槽处所装齿轮直径不(3-7)(3-8)知，所以先按抗扭强度条件校核计算。t 9.5 5 x l()6-tt-=-z rrt WT Q.2d3 9.55x106 x 22 x 0-95=-5 17.24=30.472 例 Pa0.2 x 403查表得%=35 MPa,rT Zmm。2.邻接条件在设计行星齿轮传动时，为了进行功率分流，而提高其承载能力，同时也 是为了减少其结构尺寸，使其结构紧凑，经常在太阳轮a与内齿轮b之间，均 匀地、对称地设置几个行星轮g。为了使各行星轮不产生互相碰撞，必须保证 他们之间在其连心线上有一定的间隙，即两相邻行星轮的齿顶圆半径之和应小 于其中心距即77(44)式中 7、/华一分别为行星轮g的齿顶圆半径和直径;%一行星轮个数;心-a、g齿轮啮合副的中心距；Lg-相邻两个行星轮中心之间的距离。不等式（4-4）称为行星齿轮传动的邻接条件。3.同心条件所谓同心条件就是由中心轮a、b与行星轮g的所有啮合齿轮副的实际中 心距必须相等。换言之，对于2K-H型行星齿轮传动，其三个基本构件的旋转 轴线必须与主轴线相重合。对于2K-H型行星齿轮传动，其同心条件为aag=agb（4-5）式中 a0g、a8b-a-g、g-b啮合齿轮副的实际中心距。对于不变位或高度变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿 轮副的中心距为a=a=+（4-6）式中 a-啮合齿轮副的标准中心距；“+”号适用于外啮合；“-”号适用于 内啮合。在简单行星齿轮传动中，通常各齿轮的模数m都是相同的，按同心条件公 式（4-5）,可得用其各轮齿数表示的不变位或高度变位啮合传动的同心条件：2K-H 型-z”+2Zg=zh对于角度变位的啮合传动，角角度变位后啮合齿轮副的中心距为 c o sa、a=-r a（4-7;c o s a对于2K-H型传动，由公式（4-7）可得其啮合齿轮副的中心距为c o s o r mX 彳(z“+zCOS aag 2(48)COS ahg 2(4-9)因为中心距区为，所以，可得其角度变位后的同心条件为+z(4-10)式中%g、a-g、b-g齿轮副的啮合角。4.安装条件在行星齿轮传动中，如果仅有一个行星轮，即只要满足上述同心 条件就保证能够装配。为了提高其承载能力，大多是采用几个行星轮。同时，为了使啮合时的径向力相互抵消，通常，将几个行星轮均匀地分布在行星传动 的中心圆上。所以，对于具有册1个行星轮的行星齿轮传动，除应满足同心条 件和邻接条件外，其各轮的齿数还必须满足安装条件。所谓安装条件就是安装 在转臂H上的%，个行星轮均匀地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应该满足 的条件。例如，对于2K-H型行星传动，4个行星轮在两个中心轮a和b之间 要均匀分布，而且，每个行星轮能同时与两个中心轮a和b相啮合而没有错位 现象。公式详见文献方。公示表明：两中心轮a和b的齿数和（q+4）应为行星轮数3的倍数，这就是2K-H型行星传动的安装条件。4.2.2 2K-H型行星齿轮传动的配齿计算所谓配齿计算就是据给定的传动比）来确定行星齿轮传动中各轮的齿数。在据给定的传动比）选择行星传动的齿数时，应考虑在各种不同齿数组合的条 件下，能获得与给定的传动比）值相同的或相近的值。此外，齿数的选择还应 满足轮齿弯曲强度的要求，如果承载能力受工作齿面接触强度的限制，则应选 择尽可能多的齿数较合理。为了保证齿根具有足够的弯曲强度，同时也为减少 行星传动的外形尺寸和质量，则尽可能少的齿数是较合理的。2K-H型行星齿轮传动的传动比公式：(4-11)(4-12)式中P一行星齿轮传动的特征参数特征参数P与给定的传动比。有关。一般，应选取，=38。由传动方案可知：）=4,所以=且=1；-1=4-1=3关于最少齿数q的选取，为了尽可能地缩小2K-H型行星传动的径向尺寸,在满足给定的传动比）的条件下，中心轮a和行星轮g的尺寸应尽可能地小。因为%=3,经查表取 Z.=20，Z=58，p=2.9，p a Z”20i=p+l=2.9+l=3.9；一般公差：AZ=乜二 4%,而实际公差加=-A 4-3 9=-=2.5%4%,、4满足要求。据同心条件可求得行星轮的齿数为再考虑到其安装条件为五”二g(整数)而过包二26nP 3满足安装条件。由邻接条件 一(4-13)可得：2 x(19+2)=423时，其最少齿数的齿轮为中心轮a,而 当特征参数(3时，其最少齿数为行星轮。综上所述得：.=20,4=19,4=5 84.3 行星齿轮传动的主要参数初步计算查手册可得中心轮和行星轮为iim=140()N/加2,(THim=340/mm2;内齿 轮取电由=780?4/加2,0痴=260/加/。按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模 数m为m=K,”.KaKfzK/f二 V 6/1 Fl im现已知Z|=19,%Hm=340N/帆小。小齿轮的名义转矩p 22T,二 9549一!二 9549 x-=44.35 2V.r nz 20凡四幺 3x l 5 00 x P 19(4-14)(4-15)取算式系数K,“=12.1；L=1.5；综合系数Kfz=L8；取接触强度计算的 行星轮间载荷分布不均匀系数Kh=1.2,KFp=l+1.5(KHp-1)=1.3；齿形系数 YFal=2.6，齿宽系数由=0.6 o得模数m=12 l x 3/44-35 x l.5 x l,8x l,3x 2,6=2 353加加，取整得模数 01二2皿。,V 0.6x192x3404.4 行星齿轮传动的几何尺寸计算a-g齿轮副：b-c齿轮副:分度圆直径d或=mZ=2 x 20=40mm d2=mz2=2x 19=38mm基圆直径为dhx=&c o s a=40 x c o s 20=37.5 877mm dh2=d2 c o s a=38 x c o s 200=35.7083mm齿顶圆直径4dai=4+2mh:=40+4=44mmda2=d2+2mh：=38+4=42mm齿根圆直径打d fi=dx-2m(/z*+c*)=40-2x 2x 1.25=45 mm df2=d2-2m(h：+c*)=38-2 x 2 x 1.25=33mm齿轮副a-c、b-c的标准中心距a为分度圆直径d4=mZi=2x 19=38 mm d2=mz2=2x 5 8=116mm基圆直径dhl=山 cos a=38 x c o s 20=35.7083mmdh2=d2 c o s a=116 x c o s 20=109.0043mm齿顶圆直径均d a1=dx+2m h：=38+2x 2=42mmd“2=*2mh：=116 2x 2=112mm齿根圆直径打dfl=d 2m(h：+c*)=38-2x 2x 1.25=33mm dj2=d2+2m(h：+c*)=116+2x 2x 1.25=121mm1/aac=-ma+Z(1/ahc=-m(zh-zc一)=gx 2x(19+20)=39(mm).)=gx 2x(5 8-19)=39(mm)4.5 行星齿轮传动的强度校核计算4.5.1齿面接触强度的校核计算1.齿面接触应力H-HO Q K aKvK hK HaK Hp(4-16)式中 动载系数；储-使用系数；*即-计算接触强度的齿向载荷分布系数；计算接触强度的齿间载荷分配系数；K”/一计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；与。-计算接触应力的基本值，N/mm2.ho=ZhZeZ/ZJ-x，贴 11(4-17)式中Z”-节点区域系数；Z-弹性系数，y/N/mm2；Z重合度系数；Z螺旋角系数，直齿轮B=0,Z广1；.=20007耳-端面内分度圆上的名义切应力，N；可按公式求得；4-小齿轮分度圆直径，mm；b-工作齿宽，指齿轮副中的较小齿宽，mm;7U-齿数比，即u=2。式中，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。使用系数Kjl.5；查表0=1.05；由于内齿轮宽度与行星轮直径之比小于1,所以取K即二1；查表得Ka=l；查表得KhL 1；查表得Z.=2.5；Z,.=189.8；Z=0.7；由公式9=2000刀得 F=2334.21 N;b=24;u=19/20o 4 z.详情请见参考文献。对于a-c齿轮副：I 2334 21 39c r =189.8x 2.5 x 0.7x l J1.5 x l.05 x l x l x l.l xx=1010.67N/n m2H V 38x 24 19对于b-c齿轮副：2334 21 39、c r =189.8x 2.5 x O.7x l x1 1.5 x l.05 x l x l x l.l x-x=5 73.5 4N/mm2 V 38x 24 5 82.许用接触应力zy-O/ziim 7 7 7 7 7 7U Hp 乙Nr乙L乙Y乙R乙H l iin(4-18)Zn厂计算接触强度的寿命计算；Z润滑剂系数；Z厂速度系数；Zr-粗糙度系数；Zw-工作硬化系数；Zx-接触强度计算的尺寸系数。查表得 Znt=L2；Z/l；Zv=0.95；Z0.92；Zw=1；Zx=1o3.校核计算对于a-c齿轮副:Ojip5 x 1.2x 1x 0.95 x 0.92x 1x 1=1129.47687V/mm21.3Ojip满足齿面接触疲劳强度。对于b-c齿轮副：7X()cf 二x l.2x l x O.95 x O.92x l x l=624/mm2Hp 1.3%2 V Hp满足齿面接触疲劳强度。4.5.2齿根弯曲强度的校核计算1.齿根弯曲应力F。F=/YFaYsaYJK八仆K铲尸小尸。omn(4-19)式中 如、K意义同前；K,-计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；-计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；厂计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数;丫心-载荷作用于齿顶时的齿形系数；L载荷作用于齿顶时的应力修正系数；丫计算弯曲强度的重合度系数；-计算弯曲强度的螺旋角系数；查表得 K4=1.5；0=1.05；K 印=1；Fa=1；1.05；YFai-2.80；42二2