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NGW行星減速器的設(shè)計
摘 要
本文完成了對一級行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結(jié)構(gòu)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，適用于化工、輕工業(yè)以及機器人等領(lǐng)域。這些功用對于現(xiàn)代機械傳動的發(fā)展有著較重要的意義。
行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)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(shè)計理論方面，還是在試制和應(yīng)用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術(shù)水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術(shù)有了迅速的發(fā)展。
齒輪傳動原理就是在一對互相嚙合的齒輪中，有一個齒輪作為主動輪，動力從它那里輸入，另一個齒輪作為從動輪，動力從它輸出。也有的齒輪僅作為中轉(zhuǎn)站，一邊與主動輪嚙合，另一邊與從動輪嚙合，動力從它那里通過，這種齒輪叫惰輪。??
??在包含行星齒輪的齒輪系統(tǒng)中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是說，可以有三條轉(zhuǎn)動軸允許動力輸入/輸出，還可以用離合器或制動器之類的手段，在需要的時候限制其中一條軸的轉(zhuǎn)動，剩下兩條軸進行傳動，這樣一來，互相嚙合的齒輪之間的關(guān)系就可以有多種組合。確定選用2Z-X(A)型的行星傳動較為合理。
我們簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構(gòu)主要構(gòu)件包括太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架的設(shè)計計算，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對其進行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算和主要零部件的強度校核計算。其中該減速器的設(shè)計與其他減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計相比有三大特點：其一，為了使三個行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動機構(gòu)，即太陽輪與高速軸通過齒式聯(lián)軸器將二者連接在一起，從而實現(xiàn)了太陽輪的浮動；其二，該減速器的箱體采用的是法蘭式箱體，上下箱體分別鑄造而成；其三，內(nèi)齒圈與箱體采用分離式，通過螺栓和圓錐銷將其與上下箱體固定在一起。最后對整個設(shè)計過程進行了總結(jié)，基本上完成了對該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計。
關(guān)鍵詞： 行星齒輪; 傳動機構(gòu); 結(jié)構(gòu)設(shè)計; 校核計算
Abstract
This completed a single-stage planetary gear reducer design. The gear has a smaller transmission ratio,and it has a compact，high transmission efficiency outline,small size and light weight,carrying capacity,smooth motion,shock and vibration resistant and low noise characteristics,Used in chemical,light industry and robotics fields.The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance.
Planetary gear transmission has many years of development in our country, and it has been used in many years. However,since 1960s,our country began to carry on the more thorough and systematic research and trial manufacture of planetary gear transmission.Both in the design theory or in the trial production and application practice,have made great achievements,and obtained a lot of research results.In the past 20 years especially since the reform and opening-up of our country,with the progress and development of the scientific and technological level of the country, China has from many of the world's industrial developed countries introduced a large number of advanced machinery and equipment and technology,after our country mechanical science and technology personnel constantly active absorption and elimination, advancing with the times. pioneering and innovative efforts to forge ahead, planetary transmission technology of our country has developed rapidly.
The principle of gear transmission is in a pair of meshing gears, a gear as the driving gear,power is inputted from there it, another gear as the wheel,the power output from it.Also some gears only as transfer station, and one side of the driving gear, the other side and from the meshing of wheel,power from where it through, the gear called idler.??
In gear system includes a planetary gear, the situation is different. Due to the presence of planet carrier.That is to say,can have three rotating shafts allow dynamic input / output,by means of the clutch or brake and the like,need time which limits an axis of rotation, the remaining two axes drive,as a result,between the gear meshing relationship to each other can have a variety of combinations.To determine the choice of 2Z-X (A) type of planetary transmission is more reasonable.
First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend,and then compared various transmission structures,which determine the basic type of transmission.Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel，planet gear,ring gear and planet carrier in the design calculation，given by the input power，gear ratio,input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation.One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First,the three planetary gear to make the load evenly,using a gear-type floating body,the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear;Second,the box uses a reducer flange box,upper and lower box were cast;Third，the ring gear and Box with separate,through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box. Finally,a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer.
Key words: planetary gear;driving machanism; structural design; checking calculation
目 錄
前 言 1
第一章 傳動方案的確定 1
1.1 設(shè)計任務(wù) 1
1.2行星機構(gòu)的類型選擇 1
1.3 確定行星齒輪傳動類型 3
第二章 齒輪的設(shè)計計算 5
2.1 配齒計算 5
2.1.1 確定各齒輪的齒數(shù) 5
2.1.2 初算中心距和模數(shù) 6
2.2 幾何尺寸計算 7
2.3 裝配條件驗算 10
2.3.1 鄰接條件 10
2.3.2 同心條件 10
2.3.2 安裝條件 10
2.4 齒輪強度校核 12
2.4.1 a-c傳動強度校核 12
2.4.1 c-b傳動強度校核 16
第三章 軸的設(shè)計計算 21
3.1 行星軸設(shè)計 21
3.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 23
3.2.1 輸入軸設(shè)計 23
3.2.2 輸出軸設(shè)計 24
結(jié) 論 27
謝 辭 28
參考文獻 29
緒論
本課題通過對行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步計算出各零件的設(shè)計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結(jié)果進行參數(shù)化分析，為行星齒輪減速器產(chǎn)品的開發(fā)和性能評價實現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)模化生產(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。通過本設(shè)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。
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(nèi)外有許多學者對此進行了系統(tǒng)的研究。如今，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內(nèi)外學者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動效率的計算方法，在機械設(shè)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。行星齒輪傳動具備結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量小、承載大的優(yōu)點。這些都是因為在其結(jié)構(gòu)上應(yīng)用了多個行星輪的傳動方式，充分運用了軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪分擔載荷，形成功率流，并且合理的采用內(nèi)嚙合傳動，使其具備了上述的很多優(yōu)點。但是，這僅僅是最理想的情況，而在實際應(yīng)用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在機械傳動過程中各行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷集中在一個行星輪上的現(xiàn)象發(fā)生，這樣一來，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到應(yīng)有的發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動結(jié)構(gòu)。所以，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(jié)構(gòu)部分，開始人們只努力地提升齒輪加工的精度，使得行星齒輪的裝配和制造變得尤為困難。后來通過采取了對行星齒輪基本構(gòu)件徑向不加限制的措施和其它可以自動調(diào)位的方法，就是采用各種機械式地均載機構(gòu)，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。其中典型的幾種均載機構(gòu)有基本構(gòu)件浮動的均載機構(gòu)、杠桿聯(lián)動均載機構(gòu)和采用彈性件的均載機構(gòu)。
CNC機床工藝技術(shù)的發(fā)展，帶動了了機械傳動結(jié)構(gòu)的發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的PLC、液壓傳動系統(tǒng)，齒輪、帶輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設(shè)計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設(shè)計中的學術(shù)交流，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的趨勢。隨著我們國家航空、航天、電子、機械、能源及核工業(yè)方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等一系列產(chǎn)品在各工業(yè)部門的應(yīng)用，我國在諧波傳動技術(shù)應(yīng)用方面已取得很好的成績。同時，隨著我國高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術(shù)產(chǎn)品的需求會更加突出。減速器和齒輪的設(shè)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，所以，開拓和發(fā)展齒輪技術(shù)和減速器在我國有廣闊的前景。
論文的基本內(nèi)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(shè)計計算及校核。傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設(shè)計計算與校核、軸的設(shè)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(shè)計、潤滑與密封的選擇等。
在對行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進行深入分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)給定的減速器設(shè)計的主要參數(shù)，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。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章傳動方向的確定
第一章 傳動方案的確定
1.1 設(shè)計任務(wù)
設(shè)計一個行星齒輪傳動減速器。
原始條件和數(shù)據(jù)：
傳動比i=11，功率p=5.5kw，輸入轉(zhuǎn)速N=1500 rpm，中等沖擊。使用壽命8年，每天工作16小時。且要求該齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小。
1.2行星機構(gòu)的類型選擇
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(shù)
特點
傳動比
效率
最大功率/kW
NGW[2Z-X(A)]
負號機構(gòu)）
=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(jié)構(gòu)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(yīng)用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應(yīng)用
NW（2Z-X負號機構(gòu)）
=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(lián)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(gòu)）
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(gòu)將發(fā)生自鎖
WW（2Z-X負號機構(gòu)）
=1.2~數(shù)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(gòu)。當行星架X從動時，||從某一數(shù)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(jié)構(gòu)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(shù)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(jié)構(gòu)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
1.3 確定行星齒輪傳動類型
根據(jù)設(shè)計要求：連續(xù)運轉(zhuǎn)、傳動比小、結(jié)構(gòu)緊湊和外廓尺寸較小。根據(jù)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(gòu)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(yīng)用于動力及輔助傳動中，工作制度不限。本設(shè)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。其中a為中心輪，b和c為內(nèi)齒輪，x為轉(zhuǎn)臂。
圖1-1 減速器設(shè)計方案（單級NGW—2Z-X(A)型行星齒輪傳動）
擬定的設(shè)計方案如下圖：
圖2-2 減速器整體裝配圖
29
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章齒輪的設(shè)計計算
第二章 齒輪的設(shè)計計算
2.1 配齒計算
2.1.1 確定各齒輪的齒數(shù)
據(jù)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（2-1）-公式（2-）可求得內(nèi)齒輪b和行星輪c的齒數(shù)和。現(xiàn)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(shù)=17和行星輪=3。
根據(jù)內(nèi)齒輪
對內(nèi)齒輪齒數(shù)進行圓整，同時考慮到安裝條件，取，此時實際的p值與給定的p值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差的范圍內(nèi)。
實際傳動比為
其傳動比誤差
％
由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪c的齒數(shù)應(yīng)按如下公式計算，即
=
在考慮到安裝條件為
（整數(shù)）
2.1.2 初算中心距和模數(shù)
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20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為57~ 61HRC。
試驗齒輪齒面接觸疲勞極限=1591Mpa。
試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪=485Mpa。
行星輪=4850.7Mpa=339.5Mpa (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(nèi)齒圈材料為38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為973HV。
試驗齒輪的接觸疲勞極限=1282Mpa
驗齒輪的彎曲疲勞極限=370MPa
齒形的終加工為插齒，精度為7級。
2. 減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速
由
得
=
3. 載荷不均衡系數(shù)
采用太陽輪浮動的均載機構(gòu)，取。
4. 齒輪模數(shù)和中心距a
首先計算太陽輪分度圓直徑：
式中： —齒數(shù)比為
—使用系數(shù)為1.25；
—算式系數(shù)為768；
—綜合系數(shù)為2；
—太陽輪單個齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。
其中 —高速級行星齒輪傳動效率，取=0.985
—齒寬系數(shù)暫取=0.5
=1450Mpa
代入
=24.6
模數(shù)
取 m=1.5
則
=35.25
取
齒寬
取
2.2 幾何尺寸計算
1. 計算變位系數(shù)
(1) a-c傳動
嚙合角
因
所以
變位系數(shù)和
=（17+30）
=1.141
圖2-1 選擇變位系數(shù)線圖
中心距變動系數(shù)y
齒頂降低系數(shù)
分配邊位系數(shù)：
分配邊位系數(shù)：
根據(jù)線圖法，通過查找線圖2-1
得到邊位系數(shù)
則
(2) c-b傳動
由于內(nèi)嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有
從而
且
2. 幾何尺寸計算結(jié)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(jié)果如下表：
表3-1各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)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(nèi)嚙合
齒根圓直徑
外嚙合
內(nèi)嚙合
注：齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪—，內(nèi)齒輪—；
頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪—
2.3 裝配條件驗算
對于所設(shè)計的單級2Z-X(A)型的行星齒輪傳動應(yīng)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=164.513，和代入上式，則得
164.513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
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(nèi)嚙合；
端面節(jié)圓嚙合角。
直齒輪==
則
（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(nèi)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(zhuǎn)矩
=376.89 N·m
名義圓周力
==N=8868N
2．應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
=60=次=次
===181.82
= =
=818.18
式中 —太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速()
—壽命期內(nèi)要求傳動的總運轉(zhuǎn)時間(h)
t=10a=70400h
3. 確定強度計算中的各種系數(shù)
1)使用系數(shù)K
取K=1. 25
2)動負荷系數(shù)K
因z=17<50和==143.03 <150 ，可根據(jù)圓周速度
==
=3.64
查得（6級精度)：K=1. 039
3)齒向載荷分布系數(shù)K、K
K= 1+(K-1 )KK
K=1+(K-1)KK
式中 K— 計算接觸強度時運轉(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，查得 K= 1.11 (=0.5);
K— 計算接觸強度時的跑合影響系數(shù)，
查得 K= 0.72(=3.64，HB=450)；
K— 計算彎曲強度時運轉(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，
查得 K=1.13(=12.4)
K—計算彎曲強度時的跑合影響系數(shù)，查得K=0.97 (=3.64，HB=450)；
K—與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K=0.7
K—與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，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(shù)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(shù)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(shù)
查得 =189.8(鋼-鋼)
7)載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)Y
根據(jù)z=17和x=0.549
查得Y=2.156
8)載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)Y
查得Y=1.796
9)重合度系數(shù)z、
z===0.955
=0.25+=0.25+=0.843
10)螺旋角系數(shù)、按下式計算
因 =0，z= 得=1
= 得=1
4．齒數(shù)比 ===1.765
5．計算接觸應(yīng)力的基本值
=
=2.171189.80.9551MPa
=638.93MPa
6．接觸應(yīng)力
=
=638.93
=802MPa
7．彎曲應(yīng)力的基本值
=YYYY
=
=93.378MPa
8．齒根彎曲應(yīng)力
=
=93.3781.251.0681.1761
=143MPa
9．確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù)
l)壽命系數(shù)Z
因N= ，得Z=1.0
2)潤滑系數(shù)Z
因=220和>1200MPa
查得Z=1.0
3)速度系數(shù)Z
因=3.64和=1591 MPa
查得Z=0.975
4)粗糙度系數(shù)Z
因 >1200 MPa和齒面R=1.66=9.6
查得Z=1.026
5)工作硬化系數(shù)
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(shù)
查得Z=1.0
10．許用接觸應(yīng)力
=
=15911.01.00.9751.0261.01.0
=1592MPa
11．接觸強度安全系數(shù)S
S===1.985
12．確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù)
l)試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)= 2.0
2)壽命系數(shù)因N=，查得=0.83
3)相對齒根圓角敏感系數(shù)
由=1.796，查得= 1.0
4)齒根表面狀況系數(shù)= 0.925(齒根R=6.36= 37. 8)
5)尺寸系數(shù) 可按下式計算
=0.01m==1.0
13．許用彎曲應(yīng)力
=
=4852.00.831.00.9251.0MPa
=745 MPa
14．彎曲強度安全系數(shù)S
S===5.21
2.4.1 c-b傳動強度校核
本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內(nèi)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(guān)公式和圖表進行。
1．名義切向力
=8868N
2．應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N
N=60 =60次=2.310次
式中 n—太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速()
= n-n==181.82
3．確定強度計算中的各種系數(shù)
1)使用系數(shù)K 取K=1. 25
2)動負荷系數(shù)K
根據(jù) ==
=3.76
查得（7級精度)：K=1. 068
3)齒向載荷分布系數(shù)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(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，查得 K= 1.187 (=0.5);
K— 計算接觸強度時的跑合影響系數(shù)，查得 K= 0.83(v =3.76，HB=450)；
K— 計算彎曲強度時運轉(zhuǎn)初期(未經(jīng)跑合)的齒向載荷分布系數(shù)，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(shù)，由圖5-5查得K=0.95 (v =3.76，HB=450)；
K—與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，K=0.7
K—與均載系數(shù)有關(guān)的系數(shù)，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(shù)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(shù)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(shù)Z
查得 Z=189.8(鋼一鋼)
7)載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)Y
查得Y=2.053
8)載荷作用齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)Y
查得Y=2.65
9)重合度系數(shù)z，Y
z===0.889
=0.25+=0.25+=0.71
10)螺旋角系數(shù)Z，Y可按下式計算
因 =0，z= 得z=1
Y=
所以 z=1，Y=1
4．齒數(shù)比u===2.633
5．計算接觸應(yīng)力的基本值
=
=2.495189.80.8891MPa
=323.75MPa
6．接觸應(yīng)力
=
=323.75=401MPa
7．彎曲應(yīng)力的基本值
= YYYY==110.497MPa
8．齒根彎曲應(yīng)力
=KKKK=110.491.251.0681.0971=161.812MPa
9．確定計算許用接觸應(yīng)力時的各種系數(shù)
l)壽命系數(shù)Z
因N= 2.310，查得Z=1
2)潤滑系數(shù)Z
因和=1282MPa
查得Z=1
3)速度系數(shù)Z
因v=3.76和=1282MPa
查得Z=0.975
4)粗糙度系數(shù)Z
因 =1282 MPa和齒面R=6.36=9.6
查得Z=1.026
5)工作硬化系數(shù)
取=1.0
6)尺寸系數(shù)
查得Z=1.0
10．許用接觸應(yīng)力
= Z Z Z ZZw Z
=1282110.9751.02611
=1283MPa
11．接觸強度安全系數(shù)S
S===3.2
12．確定計算許用彎曲應(yīng)力時的各種系數(shù)
l)試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)Y= 2.0
2)壽命系數(shù)因N=2.310，查得Y=1.0
3)相對齒根圓角敏感系數(shù)Y
由Y= 2.65，查得Y= 1.0
4)齒根表面狀況系數(shù)0.925(齒根R=6.36= 37. 8)
5)尺寸系數(shù)Y 可按下式計算
Y=0.006m=1.03-0.0065=1.0
13．許用彎曲應(yīng)力
=YYYYY
=3702110.9251MPa
=684.5MPa
14．彎曲強度安全系數(shù)S
S===4.23
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章軸的設(shè)計計算
第三章 軸的設(shè)計計算
行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)特點：行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，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(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi)，太陽輪通過雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實現(xiàn)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(shè)計
1. 初算軸的最小直徑
在相對運動中，其中每個行星輪軸承受的穩(wěn)定載荷，當行星輪相對于行星架對稱布置時，載荷就作用于軸跨距中間。選取行星輪與行星架之間的間隙，則跨距長度為。當行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的配合為H7/h6時，就可以把它看成是擁有跨距為的雙支點梁。當軸比較短時，兩個軸承幾乎靠著，因此，可以確定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(nèi)的彎矩
Nmm=148538Nmm
行星輪軸采用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)MPa，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù);則許用彎曲應(yīng)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。
2. 選擇行星輪軸軸承
在行星輪內(nèi)部安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷為
N=1614N
相對運動中，軸承外圈以轉(zhuǎn)速
=463.64
考慮行星輪軸的直徑應(yīng)，及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓的尺寸將受到限制，所以初步選用單列深溝球軸承型號為6306型，其參數(shù)為
kN kN （油?。?；
取載荷系數(shù) ；
當量動載荷 N=1937N
軸承的壽命計算 h=97377h
根據(jù)設(shè)計要求，該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按320天計算，每天按22小時計算，即h。所以設(shè)計決定選用6306型軸承，并把行星輪軸直徑增大到。
校核行星輪輪緣厚度是否大于許用值：
= mm
式中 行星輪模數(shù)（mm）
mm
=35.712=12.5mm
滿足條件>。
由于行星輪寬度mm，因此兩個軸承之間安裝一厚度為5mm，寬度為13mm的套筒。
3.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計
3.2.1 輸入軸設(shè)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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)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%~7%。
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(jié)構(gòu)設(shè)計
根據(jù)估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結(jié)構(gòu)尺寸可進行草圖設(shè)計。該軸中間一段對稱安裝一對深溝球軸承6217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(shù)為
kN kN （油浴）；
取載荷系數(shù) ；
當量動載荷 N=3873N;
軸承的壽命計算 h=165258h>70400h
故該對軸承滿足壽命要求。
3.2.2 輸出軸設(shè)計
1．初算軸最小直徑
三個行星輪均布的情況下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力應(yīng)是相互平衡的，在輸出軸得軸端安裝膜片盤式聯(lián)軸器時，輸出軸運轉(zhuǎn)時應(yīng)該只承受轉(zhuǎn)矩。輸出軸選用42CrMo的合金鋼，其許用剪切應(yīng)力MPa，即求出輸出軸伸出端直徑
=88.423
Nmm=6114 Nmm
式中 —輸出軸轉(zhuǎn)矩；
—齒輪嚙合傳動的效率，取=0.97。
2．選擇輸出軸軸承
因為輸出軸的軸承不承受徑向工作的載荷（只承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承尺寸應(yīng)由結(jié)構(gòu)要求來確定。
輸出軸端，軸頸mm。
由于結(jié)構(gòu)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(yīng)大于太陽輪的齒頂圓直徑=99.076mm。
故按結(jié)構(gòu)要求選用特輕系列單列深溝球軸承6030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(shù)為
kN kN （油?。?；
取載荷系數(shù) ；
當量動載荷 N=5088N;
軸承的壽命計算
h=1600938h>70400h
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(zhuǎn)矩時，其主要失效形式為工作面被壓潰。所以我們，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核及計算。普通平鍵連接的強度條件則按（3-2）式計算
式中 －轉(zhuǎn)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(yīng)力，，在這里鍵材料為45鋼。其許用擠壓應(yīng)力值按輕微沖擊算查相關(guān)資料的=100~120。
由前面計算知輸入轉(zhuǎn)矩Nm，
選用型鍵，其型號為，
將數(shù)值，，
鍵連接處的軸頸 =110mm代入式（3-6）得
=39.9<
故該鍵滿足強度要求。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 結(jié) 論
結(jié) 論
通過對行星齒輪的設(shè)計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設(shè)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。我們所做的設(shè)計是自己獨立完成的一項機械設(shè)計任務(wù)，我們工科生作為祖國未來的的應(yīng)用型人才，將來所從事的工作都是高新技術(shù)的應(yīng)用及實際的操作。所以我們應(yīng)該培養(yǎng)自己市場調(diào)查、收集資料、綜合應(yīng)用能力，提高計算、繪圖、實驗這些環(huán)節(jié)來鍛煉自己的技術(shù)應(yīng)用能力。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(shè)計主要通過對ZX-A型的進行系列設(shè)計的。計算主要參數(shù)，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(shè)計，基本熟悉設(shè)計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉(zhuǎn)矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應(yīng)當安裝滑動軸承，輸入軸應(yīng)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(shè)計中，同時由于本人能力和經(jīng)驗有限，在設(shè)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(shè)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(zhuǎn)臂的運動上。我以后會做更多的關(guān)于行星齒輪減速器的研究。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 謝 辭
謝 辭
兩個多月的設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，在這過程中，使我真正的知道了學習理論知識和實踐行動的必要性。在這期間，我不斷去圖書館查找相關(guān)文獻資料，將自己的課余時間大部分泡在了圖書館，并在這過程中，不斷發(fā)現(xiàn)問題，找陳老師幫助找出問題的解決方案，讓我充分認識到書本知識與實際工作過程中有很大的差距。本論文很好的將兩者完美結(jié)合，讓我在進入工作崗位之前有了一個很好的訓練機會。同時，我也意識到很多事情，不是一個人就能解決的，必須團隊合作，互相溝通，才能將設(shè)計完成的更加漂亮。
在這里首先要感謝我的指導老師陳老師。陳老師平日里工作繁忙，但在同學們做畢業(yè)設(shè)計的每個階段都細心詢問，認真檢查，設(shè)計參數(shù)的確定，修改，中期的檢驗，以及后期的CAD畫圖等整個過程中都給予了我們耐心指導，我的設(shè)計較為復雜繁瑣，但是陳老師仍然悉心地糾正我計算和CAD中的錯誤。除了陳老師的專業(yè)水平外，他的教學嚴謹和對科學研究的精神也是我們學習的榜樣，并且積極影響我們今后的學習和工作，這些幫助和教導將使我在今后的學習和工作中奮發(fā)向上、積極進取，在學業(yè)和事業(yè)上取得更好的成績。
而后更重要的，我要感謝我的學校沈陽化工大學科亞學院給了我四年深造的機會，讓我學到了為人的優(yōu)良品質(zhì)和工作所需的知識技能，讓我在學識上得到提高。感謝沈陽化工大學科亞學院的老師和同學們這幾年來的對我的關(guān)心和鼓勵。老師們課堂上激情洋溢，課堂下細心輔導；同學們在學習中的認真熱情，生活上的熱心主動，所有這些都讓我的三年大學生活收獲不少，感謝大學四年來所有指導教師，你們?yōu)槲覀兇蛳聶C械專業(yè)知識的基礎(chǔ)，還要感謝我寢室及班級的同學，正是因為有了你們的鼓勵和幫助，讓我的畢業(yè)設(shè)計順利完成。
通過這次的畢業(yè)設(shè)計，我在cad制圖、機械設(shè)計等領(lǐng)域，有了進一步的理解?？傊?，本設(shè)計為教會了我我設(shè)計的實際應(yīng)用，對本人以后的工作和生活起到了良好的推動作用。
衷心感謝陳老師的精心指導設(shè)計過程，特別是陳老師，她的諄諄教誨、耐心解釋每一個階段，使得我可以順利的完成此份設(shè)計。
沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 參考文獻
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