《三環(huán)減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《三環(huán)減速器設(shè)計（65頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 畢業(yè)設(shè)計(論文) 題目名稱：行星軸硬齒面減速器設(shè)計 學生姓名： 汪 超 平 院(系)：長江大學工程技術(shù)學院 專業(yè)班級：機械702 指導教師：曾 云 輔導教師：曾 云 時 間：2010年11月至2011年6月 目 錄 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書 …………………………………………………………………………Ⅰ 開題報告 …………………………………………………………………………………Ⅱ

2、指導教師審核意見 ………………………………………………………………………Ⅲ 評閱教師評語 ……………………………………………………………………………Ⅳ 答辯會議記錄 ……………………………………………………………………………Ⅴ 中外文摘要 ………………………………………………………………………………Ⅵ 畢業(yè)設(shè)計正文 1. 前 言 1 1.1 三環(huán)傳動原理與形式 1 1.2 三環(huán)傳動的特點 3 1.3 選題背景 3 2. 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算 5 2.1 傳動方案的確定 5 2.2 電動機的選擇 5 2.3 分配傳動比 6 2.4 傳動裝置的動力和

3、運動參數(shù) 7 3. 錐齒輪傳動的設(shè)計計算 8 3.1 計算齒輪的主要參數(shù) 8 3.2 錐齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 4. 三環(huán)傳動機構(gòu)的設(shè)計計算 26 4.1 計算齒輪的主要參數(shù) 26 4.2 三環(huán)傳動機構(gòu)受力及轉(zhuǎn)矩計算 32 4.3 三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 35 5. 潤滑方式的選擇 51 5.1 潤滑方法 51 5.2 潤滑油的選擇 51 6. 總 結(jié) 52 致 謝 53 參考文獻 54 中外文摘要 SHZ組合型三環(huán)減速器設(shè)計 學 生：高 波 長江大學機械工程學院 指導教師：周傳喜 長江大學機械

4、工程學院 [摘要] 三環(huán)減速器是一種少齒差內(nèi)嚙合行星傳動裝置，具有傳動比大、承載能力強、體積小、結(jié)構(gòu)緊湊等諸多優(yōu)點，在很多領(lǐng)域已得到廣泛應(yīng)用。 本文介紹了三環(huán)減速器的工作原理、特點及SHZ型三環(huán)減速器的主要零部件的設(shè)計過程。 首先根據(jù)已知條件及SHZ型三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)特點確定了傳動方案，選擇了合適的電動機；其次是對其傳動裝置進行了總體設(shè)計計算，分配各級傳動比，計算出傳動裝置的運動和動力參數(shù)；然后是傳動零件的設(shè)計計算，分為錐齒輪傳動和三環(huán)傳動兩個部分，三環(huán)傳動設(shè)計的關(guān)鍵問題——內(nèi)外齒輪必須采用變位傳動的設(shè)計，選擇變位系數(shù)時，應(yīng)使其既滿足嚙合方程，又滿足并重合度和齒廓重疊干涉系數(shù)的限制條

5、件，并對錐齒輪、內(nèi)齒環(huán)板、輸入軸、支承軸、輸出軸、偏心套等進行了受力分析和強度校核，該部分比較復雜和繁瑣，需要仔細的計算；然后設(shè)計了SHZ型三環(huán)減速器的整體結(jié)構(gòu)，并選擇了合適的潤滑方式和潤滑油；最后根據(jù)計算得到的尺寸和參數(shù)繪制了裝配圖和主要零件圖。 [關(guān)鍵詞] 三環(huán)減速器；減速器；錐齒輪傳動；受力分析 SHZ組合型三環(huán)減速器設(shè)計 The Design of Three-ring Gear Reducer with The Type of SHZ [Abstract] Three-ring gear reducer is a type of planetary transmi

6、ssion device with small tooth difference, which has numerous advantages such as large transmission ratio, high loading capacity, compact volume and simple structure etc. And it has been widely used in many fields because of its advantages over traditional reducer. This passage mainly introduces th

7、e three-ring gear reducer’s operating principle, distinguishing feature and the designing of the dominant part of the SHZ three-ring gear reducer. First, it needs to make a the transfer plan with the three-ring gear reducer’s feature and some given data, choosing a electric motor. Second, it needs

8、 to calculate the total transfer of the actuating device to get the moving parameters and kinetic parameters. Third, it is the designing calculation of the driving parts. It mainly includes two parts, bevel gear drive and three-ring drive. The critical problem of the three-ring gear is that the annu

9、lar gear and external gear must be designed to X-gear. When choosing the X-gear factor, it needs to meet the teeth clenching, the flank profile and the constraint condition of the coincidence contact radio. Many gear parts such as bevel gear, ring flat-plate, input shaft and eccentric sleeve should

10、be analysed and checked. This process is complex .It needs carefully calculating. And the last work is designing the SHZ three-ring gear reducer’s overall structure, choosing an advisable lubricating system and applicable lubrication oil. After all the wok, the assembly drawing and the main part dra

11、wings can be drew with the working out data. [Key Words] Three-ring gear reducer; Speed reducer; Bevel gear drive; Force analysis 前 言 1. 前 言 三環(huán)式齒輪減速器是在普通少齒差行星齒輪減速器基礎(chǔ)上開發(fā)的一種新型傳動裝置，由我國重慶鋼鐵設(shè)計研究院的陳宗源高級工程師于 1985 年提出的一種特殊形式的少齒差行星傳動——三環(huán)傳動[1]。國內(nèi)有些文獻也稱之為內(nèi)齒行星齒輪傳動或平動齒輪傳動。從機構(gòu)學角度看，它是由連桿機構(gòu)（平行四邊形

12、機構(gòu)）和齒輪機構(gòu)構(gòu)成的組合機構(gòu)。 1.1 三環(huán)傳動原理與形式 三環(huán)傳動的基本傳動原理如圖1.1所示。它由平行四邊形機構(gòu)和齒輪機構(gòu)組成。輸入軸和支承軸上安裝有偏心套，充當平行四邊形機構(gòu)的曲柄軸；內(nèi)齒輪一般做成環(huán)板形式，作為平行四邊形機構(gòu)的連桿；外齒輪與輸出軸固聯(lián)或做成一體。運行時，由輸入軸和支承軸帶動內(nèi)齒環(huán)板作平動，再通過內(nèi)、外齒輪嚙合，由輸出軸輸出動力。 圖1.1 三環(huán)傳動的基本原理 當平行四邊形機構(gòu)的連桿運動到與曲柄共線的兩個位置（0°和180°）時，機構(gòu)的運動不確定。一般把這種運動不確定位置稱為死點位置。為了克服機構(gòu)在死點位置的運動不確定，最常用的作法是采用三相平行四邊形機構(gòu)

13、并列布置，各相機構(gòu)之間互成 120°的相位角，如圖1.2 所示。這樣當某一相平行四邊形機構(gòu)運動到死點位置時，由其它兩相機構(gòu)傳遞動力，克服死點，這也是三環(huán)減速器名稱的由來。 圖1.2 三環(huán)傳動基本原理圖 根據(jù)輸入軸、支承軸和輸出軸之間不同的位置關(guān)系，三環(huán)傳動有以下兩種基本形式： 對稱式：輸入軸和支承軸相對于輸出軸對稱布置，如圖1.3所示； 偏置式：輸入軸和支承軸位于輸出軸的同側(cè)布置，如圖1.4所示。 圖1.4 對稱式三環(huán)傳動 圖1.4 偏置式三環(huán)傳動 1.2 三環(huán)傳動的特點 與普通齒輪減速器和行星減速器相比，三環(huán)減速器具有如下優(yōu)點： 1. 承載能力強，使

14、用壽命長，9-18對齒同時進入嚙合區(qū)，可承受過載2.7倍，輸出轉(zhuǎn)矩達469KN.m。 2. 傳動比大，分級密集，單級7.5-99,雙級達11000，級差約1.1倍。 3. 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲小于78dB、振動幅值小于0.025MM。 4. 效率高，單級為92-96%。 5. 結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，重量輕，比普通圓柱齒輪減速器小2/3。 6. 裝拆與維修方便，平行軸，易損件少，易更換，無需特殊材料及熱處理。 7. 適用性寬廣，可制成臥式、立式，法蘭聯(lián)結(jié)及組合傳動等結(jié)構(gòu)，亦可為專用設(shè)備配置傳動，具有多軸端，可供多電機同步傳動或帶動控制器件，裝配型式及派生系列繁多。 但由于三環(huán)減速器發(fā)展歷史

15、較短，一些理論和實際問題尚未得到圓滿解決。目前針對三環(huán)傳動系統(tǒng)的理論研究尚不充分， 雖然有多位學者對三環(huán)減速器的受力分析、振動控制、載荷均衡、潤滑方式等方面開展了一些研究工作，但這些研究工作既零散且不完善，甚至有些研究的結(jié)論互相矛盾。 1.3 選題背景 1.3.1 課題來源 本課題來源于生產(chǎn)實踐 1.3.2 研究的目的和意義 齒輪減速器是各種機器中廣泛應(yīng)用的重要部件，其主要功用是減速增力。在常規(guī)減速器的基礎(chǔ)上，我們需要了解一系列特殊的減速器，比如題目中的SHZ組合型三環(huán)減速器，三環(huán)減速器是少齒差行星輪傳動的一種形式，它兼有行星減速器與普通圓柱齒輪減速器的諸多優(yōu)點，它的設(shè)計過程及

16、設(shè)計方法值得筆者探究。本次目的是根據(jù)題目條件，設(shè)計出一臺符合要求的SHZ型三環(huán)減速器。 1.3.3 應(yīng)解決的主要問題 (1) 總體設(shè)計方案的確定； (2) 該傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算； (3) 該減速器中主要零部件的設(shè)計計算； (4) 畫出裝配圖及主要零部件的零件圖； (5) 潤滑方式的選擇。 1.3.4 解決思路 首先根據(jù)SHZ型三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)確定了傳動方案，選出合適的電動機；其次是對傳動裝置進行總體設(shè)計計算，計算出總傳動比及分配各級傳動比和傳動裝置的運動和動力參數(shù)；然后是傳動零件的設(shè)計計算，包括錐齒輪傳動和三環(huán)傳動，該部分比較復雜繁瑣，需要認真仔細的計算。選擇合適聯(lián)軸器

17、類型及型號，設(shè)計出減速器外傳動零件和內(nèi)傳動零件；再設(shè)計總裝圖和部件裝配圖；最后設(shè)計出減速器的零件圖。 第59頁（共55頁） 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算 2. 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算 2.1 傳動方案的確定 SHZ型組合兩級三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.1所示 圖2.1 SHZ型組合兩級三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)簡圖 2.2 電動機的選擇 2.2.1 選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 2.2.2 選擇電動機的容量 電動機所需工作功率為： （） 式中： 電動機至輸出軸的總效率為： 式中：、、、分別為聯(lián)軸

18、器、軸承、錐齒輪傳動、三環(huán)傳動機構(gòu)的傳動效率，取，（滾子軸承），（錐齒輪精度等級，不包括軸承效率），。 查表選擇電動機型號為Y160M2-8，滿載轉(zhuǎn)速 型 號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 軸伸 mm×mm Y160M2-8 5.5 720 2.3 分配傳動比 2.3.1 根據(jù)已知條件求出輸出轉(zhuǎn)速 2.3.2 重新計算總傳動比 傳動比誤差： 2.3.3 分配傳動比 取三環(huán)傳動機構(gòu)的傳動比： 則錐齒輪傳動的傳動比： 2.4 傳動裝置的動力和運動參數(shù) 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅵ軸： 2.4.

19、2 各軸輸入功率 Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅵ軸： 2.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩： Ⅰ－Ⅳ軸輸入轉(zhuǎn)矩： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅵ軸： 錐齒輪傳動的設(shè)計計算 3. 錐齒輪傳動的設(shè)計計算 3.1 計算齒輪的主要參數(shù) 3.1.1 選擇齒輪材料及熱處理要求 小齒輪用20CrMnTi，滲碳淬火HRC58～62； 大齒輪用20CrMnTi，滲碳淬火HRC58～62。 圖3.1 滲碳淬火鋼的 σHlim 圖3.2 滲碳淬火鋼的 óFlim 和 óFE 由圖3.1和圖3.2按MQ級質(zhì)量要求取值，得：和（心部硬度HRC25～30）。 3.1.2

20、 初步設(shè)計 直齒錐齒輪按齒面接觸強度初步計算公式： (3-1) 式中： —— 小齒輪大端面分度圓直徑，； —— 錐齒輪類型幾何系數(shù)，直齒非鼓形齒； —— 變?yōu)楹髲姸扔绊懴禂?shù)，零傳動，； —— 齒寬比系數(shù)，通用； —— 小齒輪轉(zhuǎn)矩，； —— 使用系數(shù)，； ； —— 齒向載荷分布系數(shù)； ；

21、—— 試驗齒輪的接觸彎曲疲勞極限。 ； 取，則大端模數(shù)，取 ，取 齒數(shù)比： 誤差： 3.1.3 幾何尺寸計算 小齒輪節(jié)錐角： 大齒輪節(jié)錐角： 小齒輪分度圓直徑： 大齒輪分度圓直徑： 錐距： 齒寬系數(shù)： 齒寬：，取 重新計算齒寬系數(shù)： 平均模數(shù)： 平均分度圓直徑： 小齒輪齒頂高： 大齒輪齒頂高： 齒高： 小齒輪齒根高： 大齒輪齒根高： 小齒輪齒頂圓直徑： 大齒輪齒頂圓直徑： 齒根角： 齒根角： 頂錐角： 外

22、錐高： 周節(jié)： 分度圓弧齒厚： 分度圓弦齒厚： 當量齒數(shù)： 端面重合度： 式中： 3.1.4 接觸強度校核 (3-2) 式中： —— 節(jié)點區(qū)域系數(shù)；查圖3.3，取 —— 彈性系數(shù)；查表14－3－27， —— 接觸強度計算的重合度系數(shù)； —— 接觸強度計算的螺

23、旋角系數(shù)； —— 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù)；（未修形） —— 使用系數(shù)；查表3.1， —— 動載系數(shù)； —— 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù)， —— 接觸強度計算的齒向載荷系數(shù)分配系數(shù)； 圖3.3 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH 原動機工 作 特 性 工 作 機 工 作 特 性 均勻平穩(wěn) 輕微沖擊 中等沖擊 嚴重沖擊 均勻平穩(wěn) 1.00 1.25 1.50 1.75 輕微沖擊 1.10 1.35 1.60 1.85 中等沖擊

24、1.25 1.50 1.75 2.0 嚴重沖擊 1.50 1.75 2.0 2.25或更大 表3.1 使用系數(shù) KA 應(yīng)用 兩輪都是兩端支承 兩輪都是懸臂支承 一輪兩端支承，一輪懸臂支承 工業(yè)、船舶 1.10 1.50 1.25 飛機、車輛 1 1.25 1.10 表3.2 軸承系數(shù) KHabe 許用接觸應(yīng)： (3-3) 式中： —— 實驗齒輪的接觸疲勞極限； —— 接觸強度計算的最小安全系數(shù)；查表3.3， ——

25、潤滑劑系數(shù)；查圖3.4，（選用工業(yè)閉式齒輪油） —— 速度系數(shù)；查圖3.5， —— 粗糙度系數(shù)；查圖3.6， —— 接觸強度計算的尺寸系數(shù)；查表3.3 所以，接觸疲勞強度安全。 圖3.4 潤滑劑系數(shù)ZL 圖3.5 速度系數(shù)Zv 圖3.6 粗糙度系數(shù)ZR 材 料 計 算 公 式 極 限 值 調(diào)質(zhì)鋼、鑄鐵 表面硬化鋼 氮化鋼 表3.3 接觸強度計算尺寸系數(shù) ZX 3

26、.1.5 彎曲強度校核 (3-4) 式中： —— 齒型系數(shù)；查圖3.7，， —— 應(yīng)力修正系數(shù)；查圖3.8，， —— 彎曲強度計算系數(shù)； —— 齒型螺旋角系數(shù)；（直齒） —— 彎曲強度計算的錐齒輪系數(shù)；取 圖3.7 齒型系數(shù)FY ；；；； 圖3.8 應(yīng)力修正系數(shù)FY ；；；； 許用彎曲應(yīng)力： (3-5) 式中：

27、 —— 彎曲疲勞極限；查圖3.2，取均值 MQ為，ML為 —— 試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)；取 —— 彎曲強度的最小安全系數(shù)；查表3.5， —— 相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖3.9， —— 相對齒根表面狀況系數(shù)，查表3.5， —— 彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，查圖3.10， 使 用 要 求 最 小 安 全 系 數(shù) SFmin SHmin 高可靠度 2.00 1.50～1.60 較高可靠度 1.

28、60 1.25～1.30 一般可靠度 1.25 1.00～1.10 低可靠度 1.00 0.85 表3.4 最小安全系數(shù)參考值 圖3.9 持久壽命時的相對齒根圓角敏感系數(shù)Y?relT 圖3.10 彎曲強度計算的尺寸系數(shù) YX a - 結(jié)構(gòu)鋼、調(diào)質(zhì)鋼、球墨鑄鐵（珠光體、貝氏體）、珠光體可鍛鑄 鐵；b - 滲碳淬火鋼和全齒廓感應(yīng)或火焰淬火鋼，滲氮或氮碳共滲 鋼；c - 灰鑄鐵，球墨鑄鐵（鐵素體）；d - 靜強度計算時的所有材料 計 算 公 式 或 取 值 材料 調(diào)質(zhì)鋼，球墨鑄鐵（珠光體、貝氏體）、滲碳淬火鋼，火焰和全齒廓感應(yīng)

29、淬火鋼和球墨鑄鐵 結(jié)構(gòu)鋼 灰鑄鐵，球墨鑄鐵（鐵素體），滲氮鋼，調(diào)質(zhì)鋼 表3.5 持久壽命時的相對齒根表面狀況系數(shù) YRrelT ，，均通過。 3.2 錐齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.2.1 錐齒輪齒面受力分析 1. 圓周力 式中： —— 齒輪（小齒輪，大齒輪）的轉(zhuǎn)矩 —— 所傳遞的功率（） —— 齒輪的轉(zhuǎn)速（） —— 齒輪的參考點分度圓直徑 2. 徑向力 3. 軸向力 3.2.2 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 1. 選擇材料

30、 輸入軸做成齒輪軸，則與小錐齒輪同材料，20CrMnTi。，，，。 2. 初步確定軸端直徑 由于SHZ300型三環(huán)減速器尺寸標準中規(guī)定了輸入軸軸伸直徑，則取。 3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 取軸頸處的直徑為40mm，與標準軸承32008（GB/T 297-1994）的孔徑相同；其余各直徑均按5mm放大。 各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為；。 軸的結(jié)構(gòu)草圖見：圖3.11-(a) 4. 鍵聯(lián)接的強度校核 選用C型平鍵（GB/T 1096-1979）與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵的尺寸，與止動墊圈聯(lián)接處鍵的尺寸。因與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵的尺寸及軸徑均較小且受載大，故只需校驗此鍵。 鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩T為： 鍵

31、工作面的壓強P為： 鍵聯(lián)接強度通過。 5. 計算支承反力彎矩及扭矩 軸受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖3.11-(b)、(c)、(e) (1) 支承反力 /N 作用點 水 平 面 垂 直 面 合 成 A B (2) 彎矩 /N.m 作用點 水 平 面 垂 直 面 合 成 B 水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3.11-(d)、(f)、(g) (3) 扭矩 小錐齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)矩圖見圖3.11-(h) 6. 軸的疲勞強度校核 (1) 經(jīng)分析可知，該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。

32、抗彎截面系數(shù)[8] 抗扭截面系數(shù)[8] 截面Ⅶ左側(cè)的彎矩M為 截面Ⅶ上的扭矩T為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。，，[2]，[2]。 圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)及按符表5-1-31[2]查取。，，經(jīng)插值后可查得，，。 由附圖3-2和3-3[8]查得尺寸系數(shù)和扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，。 軸按車削加工，由表5-1-36[2]查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸經(jīng)過滲碳處理，，得綜合系數(shù)： 圖3.11 軸的結(jié)構(gòu)和載荷圖 鋼的平均應(yīng)

33、力折算系數(shù)查表5-1-33[2]：，。 計算安全系數(shù)值： 故可知其安全。 8. 繪制軸的工作圖，見零件圖SHZ300-03。 3.2.3 軸承的選擇及校核計算 在設(shè)計軸時，已初選圓錐滾子軸承30000型 33008，下面進行軸承的壽命計算。 (1) 滾動軸承的當量載荷 由3.2.1可知： ，， 軸承的當量動載荷應(yīng)為： (2) 滾動軸承的壽命計算 預期壽命： ，壽命條件滿足。 三環(huán)傳動機構(gòu)的設(shè)計計算 4.

34、 三環(huán)傳動機構(gòu)的設(shè)計計算 由于沒有專門的三環(huán)減速器方面的設(shè)計資料，在三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，通常參考少齒差行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計步驟進行。由前面已知：傳動比i=87，高速軸轉(zhuǎn)速n＝370.91r/min，低速軸輸出轉(zhuǎn)矩T =10.52KN.m，中心距a＝300mm。 4.1 計算齒輪的主要參數(shù) 4.1.1 齒輪材料的選擇、類型、精度等級 1. 按本課題的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動； 2. 本設(shè)計的內(nèi)齒環(huán)板、外齒輪的材料皆采用40Cr調(diào)質(zhì)處理。外齒板的加工精度6級，內(nèi)齒圈的加工精度7級； 4.1.2 主要參數(shù)的確定 1. 傳動比 已知。 2. 齒數(shù)與齒數(shù)差 內(nèi)

35、齒圈齒數(shù)與外齒輪齒數(shù)之差稱齒數(shù)差，一般取。 齒數(shù)差 1 2 3 4 傳動比 105～36 51～18 33～12 22.5～9 表4.1 齒數(shù)差與傳動比常用范圍 根據(jù)表4.1選取齒數(shù)差： （4-1） （4-2） 由式（4-1）和（4-2）可得： 選 3. 公稱中心距 一級三環(huán)傳動機構(gòu)，以高速

36、軸至低速軸的間距作為公稱中心距。 已知 4. 相位差角 環(huán)板在機構(gòu)中互呈一定相位差角排布，具有片環(huán)板的相鄰環(huán)板及轉(zhuǎn)臂的相位差角；對于三環(huán)傳動。 5. 嚙合幾何參數(shù) 三環(huán)與二環(huán)傳動內(nèi)嚙合的齒輪副主要采用漸開線齒型，也適用擺線等其他齒型。 對于三環(huán)傳動，通常取、及；內(nèi)齒圈齒寬約等于內(nèi)齒圈分度圓直徑的。 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求和同類型產(chǎn)品類比，現(xiàn)?。? ，模數(shù)。 6. 主要限制條件 (1) 按嚙合中心距裝配時，保證齒輪副不產(chǎn)生齒廓重疊干涉：即應(yīng)滿足齒廓重疊干涉系數(shù)即： （4-3） (2) 保證不發(fā)生齒頂干

37、涉，必須滿足內(nèi)嚙合齒輪副的重合度 （4-4） 式中： —— 外齒輪齒頂圓直徑； —— 內(nèi)齒輪齒頂圓直徑； —— 齒廓重迭干涉系數(shù)； —— 外齒輪齒頂圓壓力角； —— 內(nèi)齒輪齒頂圓壓力角； —— 齒輪副實際嚙合中心距； —— 嚙合角； —— 外齒輪變位系數(shù)； —— 內(nèi)齒輪變位系數(shù)； —— 內(nèi)嚙合齒輪副的重合度；

38、 —— 齒頂高系數(shù)； —— 外齒輪的分度圓直徑； —— 內(nèi)齒輪的分度圓直徑。 齒數(shù)差 齒頂高系數(shù) 重合度 齒廓重迭干涉驗算值 0.6 0.7 0.8 嚙合角 1 49° 51.5° 53.5° 1.050 ≥0.05 2 35.5° 37.5° 39° 1.100 3 28.5° 29.5° 30.5° 1.125 4 24° 25° 25.5° 1.150 表4.2 嚙合角 4.1.3 幾何參數(shù)計算 1. 根據(jù)表4.2取齒頂高系數(shù)，嚙合角，齒輪嚙合

39、中心距為 取 2. 嚙合角為 3. 確定重合度的預期值，的預期值，變?yōu)橄禂?shù)的初始值。 則內(nèi)齒輪的變?yōu)橄禂?shù)為 4. 分度圓直徑為 5. 齒頂圓直徑為 6. 齒頂圓壓力角為 7. 驗算重合度 重合度小于預期值的要求，必須按的要求用迭代法重新確定變?yōu)橄禂?shù) 8. 重新確定幾何尺寸 9. 重新驗算重合度 重合過大，繼續(xù)按的要求用迭代法重新確定變?yōu)橄禂?shù)

40、 10. 重新確定幾何尺寸 11. 重新驗算重合度 12. 驗算齒廓重迭干涉 序 號 名 稱 符 號 外 齒 輪 內(nèi) 齒 輪 1 模數(shù) 4 2 原始齒形角 20° 3 齒頂高系數(shù) ha* 0.6 4 嚙合角 a￠ 5 齒輪的齒數(shù) 87 88 6 變位系數(shù) -0.8107 -0.4388 7 實際嚙合中心距 2.848 8 分度圓直徑 d 348 352 表4.4

41、 齒輪嚙合參數(shù)表 4.2 三環(huán)傳動機構(gòu)受力及轉(zhuǎn)矩計算[3] 圖4.1 三環(huán)傳動環(huán)板受力情況 4.2.1 一片環(huán)板平均嚙合力FP （4-5） 式中： —— 低速軸輸出轉(zhuǎn)矩 —— 環(huán)板片數(shù)，三環(huán)傳動 —— 外齒輪基圓直徑 4.2.2 A、B處反力 在理想情況下，當或時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，也就是嚙合齒輪所受的嚙合力最大，為最危險工況。選擇進行軸的強度校核[6]。 A、B處x向反力FAx、FBx： （4-6）

42、 （4-7） A、 B處y向反力FAy、FBy： （4-8） （4-9） 式中： —— 一片環(huán)板的離心力（N），則 （相應(yīng)單位G為N,為m，為r/min） —— 工作轉(zhuǎn)角，相鄰環(huán)板依次為、、， 為相位角 —— 比值，由結(jié)構(gòu)確定，一般約0.5～0.6，取0.5 , —— 工作轉(zhuǎn)角函數(shù)，一般情況下，由表4.5選取 估算環(huán)板重

43、量： A、 B處合力FA、FB： 輸入方式 單軸 0° 30° 60° 75° 90° 105° 120° 150° 180° 210° 240° 255° 270° 285° 300° 330° 360° 0 1.4 1.732 1.64 1.6 1.64 1.732 1.4 0 －1.4 －1.732 －1.64 －1.6 －1.64 －1.732 －1.4 0 0 －0.346 0 0.032 0 －0.032 0 0.346 0 －0.346 0 0

44、.032 0 －0.032 0 0.346 0 雙軸 0°～360° 0 0 表4.5 工作轉(zhuǎn)角函數(shù) K? 和 K?' 4.2.3 A、B軸轉(zhuǎn)矩 A、 B軸一片環(huán)板分轉(zhuǎn)矩TA、TB： （4-10） （4-11） A、B軸總轉(zhuǎn)矩、： （4-12） 4.3 三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.3.1 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 進行軸的強度設(shè)計

45、及校核時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采用相應(yīng)的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應(yīng)力。 1. 初步確定輸出軸的最小直徑 初步確定軸的最小直徑可按照公式[2] （4-13） 來確定。 式中： —— 軸端直徑，； —— 軸傳遞的扭矩， ； —— 軸所傳遞的功率，； —— 軸的工作轉(zhuǎn)速，； —— 許用扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力，，按表4.6選?。? —— 系數(shù)，按表4.4選??； 軸的材料 Q235A、2

46、0 Q275、35 (ICr18Ni9Ti) 45 40Cr、35SiMn、42SiMn 40MnB、38SiMnMo、3Cr13 15～25 20～35 25～45 35～55 149～126 135～112 126～103 112～97 表4.6 齒輪嚙合參數(shù)表 2. 選擇軸的材料 選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表[2]查得：，，，。 3. 初步確定軸端直徑 按表4.4選取，根據(jù)本設(shè)計給出的已知條件，帶入公式（4-13）計算，得到軸的最小直徑： 根據(jù)SHZ型三環(huán)減速機型式與主要尺寸（YB/T79-1995），取。

47、4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 取軸頸處的直徑為120mm，與內(nèi)齒輪聯(lián)接處選用30°平齒根圓柱直齒漸開線花鍵（GB/T 3478.1-1995），，，（外花鍵大徑基本尺寸），其余各直徑均按放大。 5. 鍵連接的強度校核 鍵連接傳遞的扭矩為： 花鍵的擠壓強度校核： (4-14) 式中： —— 轉(zhuǎn)矩，； —— 各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取； —— 齒數(shù)； —— 齒的工作（配合）長度，； —— 平均直徑，，矩形花鍵，漸開線花鍵； —— 矩形花鍵為大徑，漸開線花鍵為分度圓

48、直徑； —— 齒的工作高度，，矩形花鍵（為倒角尺寸）； 漸開線花鍵時，時，時 （為模數(shù)）； —— 許用壓強，，查表4.7 聯(lián)接方式 使用和制造情況 齒面未經(jīng)過熱處理 齒面經(jīng)過熱處理 靜聯(lián)接 不 良 中 等 良 好 35～50 60～100 80～120 40～70 100～140 120～2000 不在載荷作用下移動的動聯(lián)接 不 良 中 等 良 好 15～20 20～30 25～40 20～35 30～60 40～70 在

49、載荷作用下移動的動聯(lián)接 不 良 中 等 良 好 3～10 5～15 10～20 表4.7 花鍵聯(lián)接的許用壓強 6. 計算支承反力、彎矩及扭矩 由4.2可知，當時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，為最危險工況，所以選擇進行軸的強度校核。 (1) 支承反力 將軸上的力先平移到輸出軸的軸線上，然后沿水平和豎直兩個方向分解得：[6] (2) 彎矩

50、 圖4.2 輸出軸的載荷圖 (3) 扭矩 輸出扭矩： 7. 按扭矩合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸生承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面Ⅱ）的強度。根據(jù)上面計算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，去[7]，軸的計算應(yīng)力 由已選定的的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表[2]得，因此，故安全。 4.3.2 軸Ⅱ的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 1. 選擇軸的材料 選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表[2]查得：，，，。 2. 初步確定軸端直徑 按表4.4選取，根據(jù)本設(shè)計給出的已知條件，帶入公式（4-13）計算，得到軸的最小直徑：

51、 考慮到軸上有4個鍵槽，一個錐齒輪相聯(lián)接的鍵槽，另外與三片內(nèi)齒環(huán)板相連接的地方有三個沿著圓周方向分別間隔120°分布的鍵槽，因此，取輸入軸最小直徑為35mm。為了便于軸上零件的裝拆，將齒輪軸制成階梯軸，軸上定位采用軸肩和定距環(huán)相結(jié)合的方式。軸的兩端采用滾動軸承固定于減速器箱體。 3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 取軸頸處的直徑為35mm，，其余各直徑均按放大。 4. 鍵連接的強度校核 [2] 5. 計算支承反力彎矩及扭矩 軸受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖4.2-(a)、(b)、(d) (1) 支承反力 由4.2可知，當時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，為最危險工況，所以選擇進行

52、軸的強度校核。 假設(shè)軸Ⅱ與支承軸平分支承反力，則三塊環(huán)板對軸Ⅱ的力分別為： 大錐齒輪的受力： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 作用點A水平面： 垂直面： 合力： 作用點B水平面： 垂直面： 合力： (2) 彎矩 圖4.3 軸Ⅱ的載荷圖 (3) 扭矩 大錐齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 6. 按

53、扭矩合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸生承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面D）的強度。根據(jù)上面計算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，去[7]，軸的計算應(yīng)力 由已選定的的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表[2]得，因此，故安全。 4.3.3 支承軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 支承軸的材料為40Cr，采用調(diào)質(zhì)的熱處理方式。 支承軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和布置方式與軸Ⅱ相同。具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件工作圖。由于支承軸受載荷的情況與輸入軸相同，而支承軸的行星軸承總載荷卻比輸入軸行星軸承總載荷小，因此，支撐軸的強度校核可省略。 4.3.4 偏心套的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 1. 偏心套的材料及熱

54、處理方式 偏心套是平行雙曲柄機構(gòu)的曲柄，它是實現(xiàn)平行雙曲柄機構(gòu)的關(guān)鍵，依靠偏心套的內(nèi)孔中心與外圓中心偏心實現(xiàn)三塊內(nèi)齒環(huán)板120°的相位差，其偏心距就是雙曲柄機構(gòu)的半徑。工作時，偏心套外圓中心以內(nèi)孔中心為圓心，以偏心距為半徑做圓周運動。 偏心套的材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，241～286HBS。 2. 偏心套的偏心距計算 偏心套的偏心距采用下式計算 ： (4-15) 3. 偏心套的結(jié)構(gòu)布置方式 在三環(huán)傳動中，每一塊內(nèi)齒環(huán)板的高速軸孔上要安裝兩個尺寸型號完全相同的行星軸承，軸承的外徑可比普通的少齒差傳動的軸承外徑小。同時，三環(huán)減速器的曲柄軸的直徑與普通的少齒

55、差傳動相仿，因此，三環(huán)減速器與高速軸上的偏心套配合的行星軸承只能用輕窄系列的軸承。 輸出軸的偏心套通過平鍵與高速軸相連接傳遞動力，帶動內(nèi)齒環(huán)板運動高速軸相接觸觸的（也就是偏心套的內(nèi)孔直徑）為50mm，偏心套外徑為80mm，偏心套厚度與環(huán)板厚度相同為44mm?？紤]到偏心套的強度問題，鍵槽應(yīng)該布置在內(nèi)孔中心和外圓中心線的延長線上，并且布置在鍵槽與偏心套外邊緣相距較遠一側(cè)。 偏心套的具體結(jié)構(gòu)及尺寸圖見零件圖SHZ300-10。 4. 偏心套的破壞形式及強度校核 偏心套的破壞主要發(fā)生在鍵連接處的剪切和擠壓變形破壞。 (1) 利用公式（3-27）進行剪切強度校核：

56、 (4-16) 式中： —— 工作面上的剪應(yīng)力(MPa）； —— 鍵剪切面上的剪力(N）； —— 軸所傳遞的扭矩（(N·mm）； —— 剪切面面積(mm）； —— 許用剪應(yīng)力(MPa）=200MPa[2]。 經(jīng)過計算鍵剪切工作面上的剪應(yīng)力為，剪切強度足夠。 (2) 利用公式(3-28)進行擠壓強度[2]計算： (4-17)

57、 經(jīng)過計算鍵工作面上的擠壓應(yīng)力為 ，擠壓強度滿足要求。 4.3.5 內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1. 內(nèi)齒環(huán)板材料及熱處理方式 內(nèi)齒環(huán)板是三環(huán)減速器的重要部件。內(nèi)齒環(huán)板的材料選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，229-269HBs。 2. 內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)布置方式 環(huán)板的厚度為44mm。根據(jù)環(huán)板的厚度，查找與之相配合的圓柱滾子軸承，軸承的內(nèi)徑與偏心套配合，因而確定內(nèi)齒環(huán)板上輸入軸孔和支承軸孔的孔徑與軸承的外徑相同，為125mm。 3. 內(nèi)齒環(huán)板的強度校核 內(nèi)齒環(huán)板上的內(nèi)齒與輸出軸上的外齒相嚙合，需要進行強度計算。計算要求和計算結(jié)果見4.5.6三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強度驗算。 4.3.6

58、 三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強度驗算 齒輪的主要失效形式是齒面的點蝕、磨損和輪齒的折斷。通常在齒輪傳動設(shè)計過程中，一般要進行齒面接觸疲勞強度的校核和齒根彎曲強度校核的計算。三環(huán)減速器行星齒輪傳動為內(nèi)嚙合傳動，又采用正角度變位，同時有多齒對嚙合，其齒面接觸強度與齒根彎曲強度均提高，且齒面接觸強度安全裕度遠高于齒根彎曲強度裕度。所以內(nèi)、外齒輪的接觸強度一般不進行驗算，通常只驗算齒根彎曲強度。 (1) 齒根彎曲強度的條件 校核齒根應(yīng)力的彎曲強度條件為計算齒根應(yīng)力不大于許用齒根應(yīng)力，即

59、 (4-18) (2) 計算齒根應(yīng)力[3] (4-19) (4-20) (4-21) (3) 許用齒根應(yīng)力[2] (4-21) 式中： —— 齒輪分度圓上的圓周力，； —— 使用系數(shù)，查表[3]； —— 動載系數(shù)，三環(huán)減速器用波動系數(shù)代替[3]，； —— 法向模數(shù)mm，；