《卸船機用行星減速機地設(shè)計(畢業(yè)設(shè)計)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《卸船機用行星減速機地設(shè)計(畢業(yè)設(shè)計)（57頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、word 目 錄 摘要1 第一章緒論3 行星齒輪傳動的開展概況3 目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向開展：4 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點6 課題特點6 1.5反求設(shè)計7 第二章傳動方案的選擇和分配傳動比10 起升機構(gòu)傳動比分配12 行走機構(gòu)傳動比分配13 第三章行星齒輪傳動的嚙合計算14 3.1 齒數(shù)的選擇和計算14 3.1.1 配齒計算14 3.1.2 驗證配齒條件15 3.2 幾何尺寸計算18 3.3 嚙合效率計算19 齒輪傳動的幾何尺寸20 3.4.1 行走機構(gòu)20 3.4.2 起升、開閉機構(gòu)21 3.4.3 行星傳動幾何尺寸22 第四章齒輪傳

2、動的強度計算24 4.1.行走機構(gòu)第一對齒輪24 行走機構(gòu)第二對齒輪28 起升、開閉機構(gòu)齒輪傳動的強度計算31 行星齒輪傳動的強度計算34 行星輪心軸與軸承壽命的計算38 軸的鍵強度計算39 第五章結(jié)構(gòu)設(shè)計41 行星傳動主要零件設(shè)計41 5.1.1 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計41 5.1.2 行星輪軸直徑41 輸入、輸出軸軸徑確實定42 行星架的結(jié)構(gòu)設(shè)計43 5.4 機體的結(jié)構(gòu)設(shè)計44 第六章均載裝置的設(shè)計46 6.1均載裝置的選擇46 6.2行星輪間載荷分布不均勻性分析46 6.3均載機構(gòu)簡介49 6.4浮動齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計研究50 6.4.1幾何尺寸計算51 6

3、.4.2強度計算52 第七章設(shè)計總結(jié)53 參考文獻54 致55 55 / 57 卸船機用行星減速機的設(shè)計 【摘 要】 本次設(shè)計是對卸船機用行星減速機設(shè)計進展研究，卸船機用行星減速機設(shè)計要求效率高﹑簡化結(jié)構(gòu)﹑減輕重量，對大梁的作用力減小等目的。在文中介紹了行星齒輪減速器的開展的歷史，通過分析比擬幾種行星齒輪傳動方案，選擇最優(yōu)的傳動方案；定出減速器的結(jié)構(gòu)，最后選擇2K-H型行星傳動的四卷筒機構(gòu)減速機傳動方案。在設(shè)計過程中首先對傳動比進展分配，而后分別計算高速級和低速級齒輪的主要參數(shù)、嚙合參數(shù)、幾何尺寸、以與齒輪強度驗算

4、，對行星齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計進展了較詳細的闡述，最后對均載裝置進展分析和研究。通過對行星齒輪傳動的研究，結(jié)合目前的開展情況和所要面臨解決的問題，建立了2K-H行星齒輪傳動的形式，設(shè)計出具有大功率、大傳動比、小重量、小體積等優(yōu)點的減速機構(gòu)。在設(shè)計中,采用了3個行星輪，齒輪的制造精度較高。 【關(guān)鍵詞】：齒輪；行星齒輪減速器；齒輪嚙合；均載裝置 The Design of Planetary Reducer Used in Unloading Machine Abstract This design is unloading machine

5、 of planetary reducer design, ship unloader planetary reducer design with high efficiency﹑simplified structure or weight, reduce the force on the beam and other purposes. In the paper introduces the development of planetary gear reducer history, through analysis and parison of several planetary gear

6、 transmission scheme, choose the best transmission scheme; fixed gear structure, and finally select the 2K-H type planetary transmission of four drum body reducer transmission scheme. In the design process is allocated first transmission ratio, high level and then calculate the main parameters of lo

7、w-level gear, meshing parameters, geometric dimensions, and gear strength checking, the structure of the planetary gear design for a more detailed description, and finally contain devices for analysis and research. Through the planetary gear transmission, in bination with the current developments an

8、d problems to be faced, the establishment of a 2K-H planetary gear transmission in the form, designed with high power, large transmission ratio, a small weight, small volume and so the deceleration institutions. In the design, use of the three planetary gear, gear manufacture of high precision. 【K

9、eywords】: Gear; planetary gear reducer; gear mesh; are contained device 第一章 緒論 1.1 行星齒輪傳動的開展概況 我國早在南北朝時代〔公元429～500年〕，祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車。比歐美早了1300多年。 　　1880年德國第一個行星齒輪傳動裝置的專利出現(xiàn)了。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動裝置，并首先用于汽車的差速器。1938年起集中開展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二次世界大戰(zhàn)后機械行業(yè)的蓬勃開展促進了行星齒

10、輪傳動的開展。 　高速大功率行星齒輪傳動廣泛的實際應(yīng)用，于1951年首先在德國獲得成功。1958年后，英、意、日、美、、瑞士等國也獲得成功。 低速重載行星減速器已由系列產(chǎn)品開展到生產(chǎn)特殊用途產(chǎn)品，如法國Citroen生產(chǎn)用于水泥磨、榨糖機、礦山設(shè)備的行星減速器，重量達125t，輸出轉(zhuǎn)矩3900KN.m； 　 我國是從20世紀(jì)60年代起開始研制應(yīng)用行星齒輪減速器，20世紀(jì)70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)系列1799-1976。已形制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機〔3000kW〕/高速汽輪機〔500kW〕和萬立方米制氧透平壓縮機〔6300kW〕

11、的行星齒輪箱，低速大轉(zhuǎn)矩的行星減速器也已批量生產(chǎn)，如礦井提升機的XL-30型行星減速器〔800kW〕。 世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設(shè)計上日趨完善，制造技術(shù)不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設(shè)備引進，技術(shù)引進，在消化吸收國外先進技術(shù)方面取得長足的進步。 1.2目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向開展： 〔1〕向高速大功率與低速大轉(zhuǎn)矩的方向開展。例如年產(chǎn)300Kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為22065k

12、w；大型水泥球磨機所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉(zhuǎn)矩高達。在這類產(chǎn)品的設(shè)計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理與高效率、長壽命、可靠性等一系列設(shè)計制造技術(shù)問題。 〔2〕向無級變速行星齒輪傳動開展。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個根本構(gòu)件都轉(zhuǎn)動并傳遞功率，這只要對原行星結(jié)構(gòu)中固定的構(gòu)件加一個轉(zhuǎn)動〔如采用液壓泵與液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)〕，就成為無級變速器。 〔3〕向復(fù)合式行星齒輪傳動開展。近幾年來，國外蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪組合使用，構(gòu)成復(fù)合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適應(yīng)相交軸和交織軸間的傳動，

13、可實現(xiàn)大傳動比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克制各自的缺點，以適應(yīng)市場上多樣化需求。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=0.125r/min,輸出轉(zhuǎn)矩。 〔4〕向少齒差行星齒輪傳動方向開展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。 〔5〕制造技術(shù)的開展方向。采用新型優(yōu)質(zhì)鋼材，經(jīng)熱處理獲得高硬齒面〔齒輪離子滲碳，外齒輪滲碳淬火〕，精細加工以獲得高齒輪精度與低粗糙度〔齒輪精插齒達5-6級精度，外齒輪經(jīng)磨齒達5級精度，粗糙度μm〕，從而提高承載能力，保證可靠性和使用壽命。 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比擬，它具有許多獨特的

14、優(yōu)點。它的顯著特點是：在傳遞動力時它可以進展功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設(shè)在同一軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)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)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(zhì)量小、結(jié)構(gòu)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與需要差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(yīng)用。 ： (1)體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構(gòu)成共軸線式的傳動以與合理地應(yīng)用嚙合齒輪副，因此可使其結(jié)構(gòu)非常緊湊。再由于在中心輪的周圍

15、均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔(dān)載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結(jié)構(gòu)上充分利用了嚙合承載能力大和齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動的1/2～1/5〔即在承受一樣的載荷條件下〕。 (2)傳動效率高 由于行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達0.97～099。 (3)傳動比擬大，可實現(xiàn)

16、運動的合成與分解 只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動的類型與配齒方案，便可以用少數(shù)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，其傳動比可達幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以與實現(xiàn)各種變速的復(fù)雜的運動。 (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 由于采用了數(shù)個結(jié)構(gòu)一樣的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)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。 總之，行星齒輪傳動具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大與效率高〔類

17、型選用得當(dāng)〕等優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應(yīng)用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。行星傳動不僅適用于高轉(zhuǎn)速、大功率，而且在低速大轉(zhuǎn)矩的傳動裝置上也已獲得了應(yīng)用。它幾乎可適用于一切功率和轉(zhuǎn)速圍，故目前行星傳動技術(shù)已成為世界各國機械傳動開展的重點之一。 ：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術(shù)進一步深入地了解和掌握以與對國外行星傳動技術(shù)的引進和消化吸收，從而使其傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的研制安裝問題，目前已不再視為一

18、件什么困難的事情。實踐明確，在具有中等技術(shù)水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 尤為重要的是設(shè)計人員對于自己設(shè)計的某些齒輪減速器進展優(yōu)化。優(yōu)化結(jié)果不僅為齒輪傳動提供了一個最優(yōu)的設(shè)計方案，而且對其設(shè)計參數(shù)的優(yōu)化提供了依據(jù)。 本課題所研究的行星減速機應(yīng)用于卸船機四卷筒機構(gòu)，四卷筒行星差動傳動裝置是 1.主要特點 〔1〕以2K－H型行星齒輪傳 動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動的1/2左右，本設(shè)計的重量為3900kg。 〔2〕組合巧妙，由兩臺行星差動減速器就可組成四卷筒驅(qū)動裝置。 〔3〕承載能力大，以2K－H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載

19、能力和過載能力。 〔4〕其中行星傳動局部采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用，無徑向支承，簡化結(jié)構(gòu)，均載效果好。 〔5〕齒輪的材質(zhì)組合和齒輪參數(shù)的設(shè)計計算與選配合理。行星架與各傳動件結(jié)構(gòu)合理，工藝性好。如輸出軸采用錐度1∶10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。因此，在卸船機上采用這種新型的四卷筒機構(gòu)，具有節(jié)能、節(jié)材的優(yōu)點。四卷筒牽引式卸船機，其中的四卷筒機構(gòu)由四只卷筒、兩只行星差動減速器、電動機和制動器組成，如圖2所示。其中繞繩方式如圖3所示，由四根鋼繩組成，而小車移動時，鋼繩不再在抓斗滑輪中移動。它的起升、開閉和小車牽引機構(gòu)合而為一，因而稱為四卷筒機構(gòu)。繩系非常簡單，而機構(gòu)

20、的組合相當(dāng)巧妙。 圖1-1中的圖2四卷筒機構(gòu)：兩行星差動減速器與四卷筒的布置 四卷筒牽引式抓斗與小車運行的動作原理〔原理圖如圖1-1〕 〔1〕工況1 起升、開閉卷筒向右旋轉(zhuǎn)時，使抓斗提升，由起升、開閉電動機驅(qū)動。 〔2〕工況2 起升、開閉卷筒向左旋轉(zhuǎn)時，使抓斗下降，由起升、開閉電動機驅(qū)動。 〔3〕工況3 起升、開閉卷筒分別作向相對旋轉(zhuǎn)，使抓斗小車向右移動，此時，由小車牽引電動機驅(qū)動。 〔4〕工況4 起升、開閉卷筒分別向外相對旋轉(zhuǎn)，如此抓斗小車向左移動。 〔5〕工況5 當(dāng)起升卷筒剎住不動，開閉卷筒向左旋轉(zhuǎn)時，抓斗運行開啟。 〔6〕工況6 當(dāng)起升卷筒剎住不動，開閉卷筒向右旋轉(zhuǎn)時，抓

21、斗進展閉合。 〔7〕工況7 起升、開閉卷筒向向旋轉(zhuǎn)時，小車牽引電動機投入運行，抓斗可以走曲線軌跡進入或離開船艙。 · 圖1-1四卷筒機構(gòu)原理圖 四卷筒機構(gòu)的核心局部是行星差動減速器。該機構(gòu)的起升、開閉均采用y P Z1－800/300盤式制動器，制動力矩大，性能可靠，安全靈活。小車牽引電動機雙輸出軸系統(tǒng)上裝有兩臺常規(guī)的y W Z5－315/50輪式制動器。抓斗開閉段鋼繩較其余局部的彎曲疲勞、磨損嚴重，為了延長鋼繩使用壽命，降低鋼繩耗量，設(shè)計中考慮鋼繩在卷筒上有一定貯備量。這樣，可以把磨損嚴重的鋼繩段砍掉，放出一段，

22、重新滿足開閉所需的鋼繩長度。一般一根鋼繩可重復(fù)制用三次。該機所選用的鋼繩為6 ×29F1+N F型號，麻芯填交繞優(yōu)質(zhì)鋼 繩，具有較高的韌性、彈性，并能蓄存一定的潤滑油脂。它還有較大的承載能力、抗擠壓、不旋轉(zhuǎn)、耐疲勞等特點。為更有效地防止抓斗旋轉(zhuǎn)和合理使用鋼繩，起升、開閉繩左右捻成對使用，右旋卷筒上用左捻鋼繩，左旋卷筒上用右捻鋼繩。有時為了安裝與拆換鋼繩方便，在設(shè)計中專門設(shè)置了一個鋼繩穿繩裝置。 1.5 反求設(shè)計 反求工程(Reverse Engineering,RE),也稱逆向工程、反向工程,是指用一定的測量手段對實物或模型進展測量,根據(jù)測量數(shù)據(jù)通過三維幾何建模方法重構(gòu)實物的CAD模型的

23、過程,是一個從樣品生成產(chǎn)品數(shù)字化信息模型,并在此根底上進展產(chǎn)品設(shè)計開發(fā)與生產(chǎn)的全過程。 1.反求工程〔逆向工程〕一般可分為四個階段： 　　第一步: 零件原形的數(shù)字化 　　通常采用三坐標(biāo)測量機(CMM)或激光掃描儀等測量裝置來獲取零件原形外表點的三維坐標(biāo)值。 　　第二步: 從測量數(shù)據(jù)中提取零件原形的幾何特征 　　按測量數(shù)據(jù)的幾何屬性對其進展分割，采用幾何特征匹配與識別的方法來獲取零件原形所具有的設(shè)計與加工特征。 　　第三步: 零件原形CAD模型的重建 　　將分割后的三維數(shù)據(jù)在CAD系統(tǒng)中分別做外表模型的擬合，并通過各外表片的求交與拼接獲取零件原形外表的CAD模型。

24、　　第四步: 重建CAD模型的檢驗與修正 　　采用根據(jù)獲得的CAD模型重新測量和加工出樣品的方法來檢驗重建的CAD模型是否滿足精度或其他試驗性能指標(biāo)的要，對不滿足要求者重復(fù)以上過程，直至達到零件的逆向工程設(shè)計要求。 2.反求工程出現(xiàn)和開展的時代背景 　　二次大戰(zhàn)中，幾十個國家卷入戰(zhàn)禍，飽受戰(zhàn)爭創(chuàng)傷。特別是戰(zhàn)敗國，在二戰(zhàn)完畢后，急于恢復(fù)和振興經(jīng)濟。日本在60年代初提出科技立國方針：“一代引進，二代國產(chǎn)化，三代改良出口，四代占領(lǐng)國際市場〞，其中在汽車、電子、光學(xué)設(shè)備和家電等行業(yè)上最突出。為要國產(chǎn)化的改良，迫切需要對別國產(chǎn)品進展消化、吸收、改良和挖潛。這就是反求設(shè)計(Inverse Desi

25、gn)或反求工程(Inverse　Engineering)，這兩者是同一涵，僅是不同國家的不同提法。開展到現(xiàn)在，己成為世界各國在開展經(jīng)濟中不可缺少的手段或重要對策，反求工程的大量采用為日本的經(jīng)濟振興、進而創(chuàng)造和開發(fā)各種新產(chǎn)品奠定了良好根底。 　　實際上，任何產(chǎn)品問世，包括創(chuàng)新、改良和仿制的，都蘊含著對已有科學(xué)、技術(shù)的繼承和應(yīng)用借鑒。因而反求思維在工程中的應(yīng)用已源遠流長，而提出這種術(shù)語并作為一門學(xué)問去研究，如此是60年代初出現(xiàn)的。 　　市場經(jīng)濟競爭機制已滲透到各個領(lǐng)域，如何開展科技和經(jīng)濟，世界各國都在研究對策。從共性特征可概括為4個方面對策：(1)大力提倡創(chuàng)造性。包括新的思維方式、新原理

26、、新理論、新方案、新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)、新材料、新工藝、新儀器等等。對于開展一個國家的國民經(jīng)濟來說，創(chuàng)造性是永恒主題。(2)研究和應(yīng)用新的設(shè)計理論、方法去改造和完善傳統(tǒng)的方法，使能既快又好地設(shè)計出新型產(chǎn)品。(3)把計算機應(yīng)用廣泛地引入產(chǎn)品設(shè)計、開發(fā)的全過程(預(yù)測、決策、管理、設(shè)計制造、試驗、銷售服務(wù)等)中，以期達到這些過程的一體化、智能化和自動化。(4)研究和應(yīng)用反求工程，使能在高的起點去創(chuàng)造新產(chǎn)品。 由于本次設(shè)計是根據(jù)法國佳提公司的產(chǎn)品進展反求設(shè)計。通過利用前人在反求設(shè)計的一般步驟中獲取相關(guān)參數(shù)，再通過相關(guān)產(chǎn)品參數(shù)進展類比完成此次設(shè)計任務(wù)。

27、 第二章 傳動方案的選擇和分配傳動比 2.1 選取傳動方案 方案一： 2K-H〔NGW〕型行星傳動，傳動結(jié)構(gòu)簡圖，如圖2-1所示。傳動比圍當(dāng) 〔1〕以2K－H型行星齒輪傳動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動的1/2 左右，本設(shè)計的重量為3900kg?！?〕組合巧妙，由兩臺行星 差動減速器就可組成四卷筒驅(qū)動裝置。 〔3〕承載能力大，以2K－H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載能力和過載能力。 〔4〕其中行星傳動局部采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用，無徑向支承，簡化結(jié)構(gòu)，均載效果好。 〔5〕齒輪的材質(zhì)組合和齒輪參

28、數(shù)的設(shè)計計算與選配合理。行星架與各傳動件結(jié)構(gòu)合理，工藝性好。如輸出軸采用錐度1∶10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。 因此，在卸船機上采用這種新型的四卷筒機構(gòu)，具有節(jié)能、節(jié)材的優(yōu)點。 圖2-1 四卷筒機構(gòu)減速機運動簡圖 方案二：普通定軸齒輪傳動，此方案一般應(yīng)用于小車式起升系統(tǒng)，其原理圖如圖2-2 圖2-2小車式起升系統(tǒng) 方案比擬： 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比擬，具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大、承載能力大以與傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點。 行星齒輪傳動能充分滿足減輕機器重量和縮小外形尺寸方面的要求。它的這一優(yōu)點，適應(yīng)為載荷分配在幾個行星輪上，而且合理地利用了嚙合的緣故

29、。因此，行星傳動與普通傳動相比，即使它們的材質(zhì)、機械性能和制造精度一樣時，其結(jié)構(gòu)布局本身，就有可能獲得很小的外形尺寸和重量。而且縮小外形尺寸和重量就會導(dǎo)致其他一系列可能性的出現(xiàn)，從而促使嚙合承載能力增加，使外形尺寸和重量進一步減少。事實上，將普通傳動改為行星傳動，可大大縮小齒輪直徑，因此，在刀具變鈍程度一樣的情況下，可大大增大輪齒工作外表硬度，從而大大提高嚙合的承載能力。將普通傳動改為行星傳動，可保證是重量降低。當(dāng)普通傳動的齒輪尺寸較大時，假如改用行星傳動如此可能利用普通傳動不宜或不可能采用的措施來提高嚙合承載能力，同時重量將降低得更多。 表2-1 行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比擬

30、項 目 行星齒輪減速箱 一般定軸齒輪減速箱 總 重 量 〔kg〕 3471 6943 高 度 〔m〕 長 度 〔m〕 寬　　　度 (m) 體 積 () 損 失 功 率 〔kw〕 齒 寬 (m) 81 95 圓 周 速 度 (m/s) 卸船機是碼頭前沿的重大接卸設(shè)備，對系統(tǒng)的工作效率起著重要的作用，因此各大港口均按碼頭?？孔畲蟠?，為達到系統(tǒng)最大生產(chǎn)率，選用高效、可靠的卸船機。本次設(shè)計的減速器應(yīng)用于卸船機，如果采用普通齒輪減速器，如此需要滿足最

31、大生產(chǎn)率、高效、可靠的要求。 由上圖2-2可知，小車式起重系統(tǒng)需要數(shù)臺普通減速機構(gòu)，而采用2K-H行星傳動不僅效率高而且可以實現(xiàn)七種不同工況，綜合考慮采用方案一2K-H行星傳動機構(gòu) 2.2 分配傳動比 根據(jù)已選定2K-H型行星齒輪傳動簡圖，用1表示周轉(zhuǎn)輪系的有關(guān)參數(shù)，腳標(biāo)2表示定軸輪系的參數(shù)，。在此定軸輪系與周轉(zhuǎn)輪系外嚙合齒輪材料,齒面硬度一樣。 要確定定軸輪系中各齒輪的齒數(shù)，關(guān)鍵在于合理分配輪系中各對齒輪的傳動比。在具體分配傳動比時應(yīng)注意以下問題： （1） 每一級齒輪的傳動比要在其常用圍選取。齒輪傳動比為5~7。 （2） 當(dāng)輪系的傳動比過大時，為減少外輪廓尺寸和改善傳動性

32、能，通常采用多級傳動。當(dāng)齒輪傳動的傳動比大于8時，一般應(yīng)該設(shè)計成兩級傳動；當(dāng)傳動比大于30時，常設(shè)計成兩級以上齒輪傳動。 （3） 當(dāng)輪系為減速傳動時〔工程實際中的大多數(shù)情況〕，按照“前大后小〞的原如此分配傳動比比擬有利同時，為了使機構(gòu)外輪廓尺寸協(xié)調(diào)和結(jié)構(gòu)勻稱，相鄰兩級傳動比的差值不宜過大。 （4） 當(dāng)設(shè)計閉式齒輪減速時，為了潤滑方便，應(yīng)使各級傳動齒輪都能浸入油中，且浸入的深度應(yīng)大致相等，以防某個大齒輪浸入油過深增加攪油損耗。根據(jù)這一條分配傳動比時，高速級應(yīng)大于低速級得傳動比，通常。 又2K-H〔NGW〕型行星傳動，傳動結(jié)構(gòu)簡圖，如圖2-1所示。傳動比圍當(dāng)時 綜合考慮 取 又 i=1

33、3Error! No bookmark name given. 因此，定軸傳動比初定為2.6，周轉(zhuǎn)輪系傳動比為5。 同理根據(jù)起升開閉機構(gòu)傳動比取 又i′Error! No bookmark name given. 又定軸傳動局部又可分為第一級和第二級。根據(jù)圓柱齒輪傳動傳動比分配原如此 取 如此 第三章 行星齒輪傳動的嚙合計算 3.1 齒數(shù)的選擇和計算 在設(shè)計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比來分配各輪的齒數(shù)。在確定各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應(yīng)滿足與其有關(guān)的裝配條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與其承載能

34、力有關(guān)的其他條件。 3.1.1 配齒計算 在設(shè)計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比i來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪的主要任務(wù)之一。 查《機械設(shè)計手冊—新版》表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n=3。 確定周轉(zhuǎn)輪系各輪齒數(shù)，按總配齒 〔3-1〕 適當(dāng)調(diào)整使成為整數(shù) 取 如此 確定定軸輪系各齒輪齒數(shù)，由起升開閉機構(gòu)傳動比進展配齒 取 如此 采用斜齒傳動螺旋角 根據(jù)小車行走機構(gòu)傳動比進展配齒 又 取 如

35、此 采用斜齒傳動螺旋角 取 如此 采用正常直齒傳動螺旋角 3.1.2 驗證配齒條件 行星傳動各輪齒數(shù)不能隨意選取，必須根據(jù)行星傳動的特點，滿足一定的條 件，才能進展正常傳動。這些條件包括傳動比條件、鄰接條件、同心條件、裝配條件等等。 〔1〕驗算傳動比條件 由《機械設(shè)計手冊—新版》表17.1-2得： 〔3-2〕 即滿足傳動比條件。 〔2〕驗算鄰接條件 在設(shè)計行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構(gòu)尺寸使其結(jié)構(gòu)緊湊，并考慮到動力學(xué)的平衡問題，常在太陽輪與齒輪之間均勻地、對稱地設(shè)置幾個行星齒輪。為使各行星齒輪

36、不相互碰撞，要求其齒頂圓間有一定的間隙，稱為鄰接條件。設(shè)相鄰兩個行星輪中心之間的距離為L，最大行星齒輪齒頂圓直徑為，如此鄰接條件為： 即 〔3-3〕 式中 ——行星輪數(shù)目； ——a-g嚙合副中心距； ——行星輪齒頂圓直徑。 在周轉(zhuǎn)輪系中： =225mm 即滿足鄰接條件。 〔3〕驗算同心條件 行星傳動裝置的特點為輸入與輸出軸是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 設(shè)a-

37、g嚙合副中心距，g-b嚙合副實際中心距，依同心條件，各對相互嚙合齒輪的中心距應(yīng)相等，即 (3-4) 對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位，中心距，式中“+〞號用于外嚙合，“-〞號用于嚙合。因行星傳動常各齒輪模數(shù)都是一樣的，依上式得 (3-5) 得滿足同心條件的表達關(guān)系式： } 〔3-6〕 又 起升開閉機構(gòu) 代入3-6可知滿足同心條件。 〔4〕驗算裝配條件 一般行星傳動中，行星輪數(shù)目大于1。要使幾個行星輪能均勻載入，并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，所應(yīng)具備的齒數(shù)關(guān)系即為安裝條件。 當(dāng)行星輪個數(shù)時，

38、第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個 中心輪的相對位置就被確定了。假如再要均勻地裝入其它行星輪，就必須滿足一定的條件。如圖3-1所示，相鄰兩行星輪所夾的中心角為。設(shè)第一個行星在位置Ⅰ裝入并與兩中心輪嚙合，然后將行星架H順時針轉(zhuǎn)過角度，即讓轉(zhuǎn)到位置Ⅲ。在這期間，中心輪a轉(zhuǎn)過的角度由傳動比確定，即。為了在位置Ⅰ裝入行星輪，要求此時中心輪a在位置Ⅰ的相應(yīng)齒輪和它轉(zhuǎn)動角之前的位置完全一樣。也就是說中心輪a轉(zhuǎn)過的必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數(shù)M，即，將值代入上式可得 整數(shù) 〔3-7〕 圖3-1 NWG型裝配條件分析 由式〔3-7〕 為整數(shù) 所以滿足裝配條件。

39、 3.2 幾何尺寸計算 對于該2K-H型行星齒輪傳動可按表3-1中的計算公式進展其幾何尺寸的計算。各齒輪幾何尺寸的計算結(jié)果見下表。 計算公式 太陽輪a 行星輪c 齒輪b 分度圓 直徑 基圓直徑 齒頂圓 直徑 外齒 齒 齒根圓 直徑 外齒 齒 3.3 嚙合效率計算 根據(jù)條件，此時的效率 ——定軸局部效率 ——周轉(zhuǎn)輪系效率 查參考文獻[11]表1-7可得 行星傳動效率計算：減速器全部采用滾動軸承，為了計算簡便，這里對軸承損失系數(shù)和油阻系數(shù)未單

40、獨進展計算，只由[10]圖2-47查的的摩擦系數(shù)取為，以與、系數(shù)的影響。于是，傳動損失系數(shù)。 a-g副嚙合的損失系數(shù)： b-g副嚙合的損失系數(shù)： 當(dāng)固定大太陽輪b時 當(dāng)固定a時 當(dāng)a、b為主動行星架H為從動時 3.4.1 行走機構(gòu) 〔1〕齒輪副。 中心距為 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 〔2〕齒輪副。 中心距為 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 3.4.2 起升、開閉機構(gòu) 齒輪副 中心距為

41、 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 3.4.3 行星傳動幾何尺寸 太陽輪：。 齒頂圓直徑 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 行星輪：。齒寬，如此 跨測齒數(shù)：，公法線長度與偏差為 齒圈：。 如此分度圓直徑為 常規(guī)算法算齒頂圓直徑為 為防止齒圈齒頂與行星輪輪齒過渡線的干預(yù)，確定齒圈的齒頂圓直徑。 齒圈基圓直徑為 中心距 嚙合角 如此齒圈基圓直徑為 兩者中取大者，現(xiàn)取 跨測齒數(shù)，公法線長度與偏差 mm 第四

42、章 齒輪傳動的強度計算 ，齒數(shù)比 1)載荷系數(shù)確實定： 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 式中 v—小齒輪的速度， 2)接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。 由此得 3)齒輪間載荷分配系數(shù)： 如此綜合系數(shù) 上述系數(shù)確實定按德國Flengder公司齒輪設(shè)計技術(shù)手冊確定的，我國標(biāo)準(zhǔn)GB/T 3480—1997齒輪承載能力計算法一樣。 （1） 按前聯(lián)庫德略采夫方法計算，由于是硬齒面，彎曲強度是主要矛盾。 小齒面為軸齒采用20CrMnMo，正火處理，齒面滲碳淬硬54~60HRC，δ≦100mm時。 大齒輪采用20CrMnM

43、o，滲碳淬火，外表硬度54~62HRC。 。 小齒輪軸齒的許用彎曲應(yīng)力，按對稱循環(huán)載荷性質(zhì)確定，即 用代入計算，如此小齒輪分度圓直徑為： 式中 ——轉(zhuǎn)矩，； ——綜合系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，按查【10】線圖5-12得 ——齒寬系數(shù)，； ——模數(shù)，；采用齒根噴丸，以提高輪齒的彎曲強度。 〔2〕按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應(yīng)力 式中——綜合系數(shù)， ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，縱向重合度端面重合度 對于時，。 ——圓周力， ——齒寬

44、，； ——分度圓直徑， 齒面許用接觸應(yīng)力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； ——粗糙度系數(shù)， ； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪接觸疲勞極限，； ——接觸強度最小安全系數(shù)，。 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應(yīng)力為 式中 ——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； ——小齒輪輪齒上的圓周力，； ——齒寬，； ——模數(shù)， 齒根許用彎曲應(yīng)力 式中——試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根外表狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的

45、尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)，； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 ，齒數(shù)比，材料為20CrMnMo，滲碳淬硬56~60HRC，材料許用應(yīng)力，輸入轉(zhuǎn)矩 小齒輪轉(zhuǎn)速為 小齒輪速度為 載荷系數(shù)確實定 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。 ——小齒輪分度圓直徑， 由此得 齒輪間載荷分配系數(shù)： 如此綜合系數(shù) 按前聯(lián)庫德略采夫方法計算 如此 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應(yīng)力 式中、——綜合系數(shù)， ; ——

46、鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，〔為與的重合度，〕； ——圓周力，; ——齒寬系數(shù)， 齒面許用接觸應(yīng)力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； ——粗糙度系數(shù)， ； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪接觸疲勞極限，； ——接觸強度最小安全系數(shù)，。 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應(yīng)力為 式中——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應(yīng)力 式中——試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相

47、對齒根外表狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)， 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 4.3起升、開閉機構(gòu)齒輪傳動的強度計算 功率，齒數(shù)比小齒輪為軸齒輪，采用20CrMnMo，齒面滲碳淬硬56~60HRC，大齒輪采用20CrMnMo，滲碳淬火，齒面滲碳淬硬56~60HRC，輸入齒輪上的轉(zhuǎn)矩。 按前聯(lián)庫德略采夫方法計算 小齒輪的分度圓直徑為 如此。 各系數(shù)確定如下： 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 式中v——小齒輪的速度， 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。

48、 由此得 齒輪間載荷分配系數(shù)： 如此綜合系數(shù) 齒形系數(shù)由,查【10】圖5-12可得。 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應(yīng)力 式中——綜合系數(shù)， ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，縱向重合度 面重合度 對于時，。 ——圓周力， ——齒寬，； ——分度圓直徑， 齒面許用接觸應(yīng)力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； —粗糙度系數(shù)，； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應(yīng)力為 式中——彎曲強

49、度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應(yīng)力 式中——試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根外表狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)，； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 齒數(shù)，a-g齒輪副的齒數(shù)比，傳動比。. 太陽輪轉(zhuǎn)速為 太陽輪線速度為 載荷系數(shù)確實定 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 沿齒寬分布系數(shù)為 齒輪間載荷分配系數(shù)： 如此綜合系數(shù)

50、 太陽輪輸入轉(zhuǎn)矩為 太陽輪輪齒上的轉(zhuǎn)矩為 式中——行星齒輪的個數(shù)，； ——太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，。 齒輪材料20CrMnMo，滲碳淬火，齒面硬度56~60HRC；材料截面δ=15mm時，。按對稱循環(huán)載荷性質(zhì)確定許用應(yīng)力。 式中——安全系數(shù)，。 計截面尺寸影響，今取 。 按前聯(lián)庫德略采夫方法計算 式中——齒寬系數(shù)， ——齒形系數(shù)，按查【10】線圖5-12得 如此 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應(yīng)力 式中 ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——

51、重合度系數(shù)，； ——圓周力， 齒面許用接觸應(yīng)力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； —粗糙度系數(shù)，； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應(yīng)力為 式中——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應(yīng)力 式中——試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根外表狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 1. 行星輪心軸強度計算 行

52、星輪心軸材料42CrMo，調(diào)質(zhì)處理260~290HRC， 太陽輪上圓周力為 式中——輸入轉(zhuǎn)矩， 作用在太陽輪輪齒上的轉(zhuǎn)矩為 式中——行星齒輪的個數(shù)，； ——太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，。 ——前一級圓柱齒輪傳動比，。 作用在心軸上的載荷按均布載荷計算，如此最大彎矩為 心軸的彎曲應(yīng)力為 采用軸承為21316C/W33，，。 行星架轉(zhuǎn)速為 行星輪絕對速度 行星輪相對于行星架的相對轉(zhuǎn)速為 軸承的壽命為 1.行走機構(gòu)輸入尺寸：。鍵的尺寸16×10×97，材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 輸入轉(zhuǎn)矩為 鍵的擠壓應(yīng)力為

53、 ﹤=100~120MPa 2.起升、開閉機構(gòu)輸入尺寸：85×600。鍵的尺寸22×14×120, 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 輸入轉(zhuǎn)矩為 鍵的擠壓應(yīng)力為 ﹤=100~120MPa 1.太陽輪連接花鍵的計算。齒數(shù)，模數(shù)，壓力角——1995〕 輸出轉(zhuǎn)矩為 鍵的擠壓應(yīng)力為 ﹤=100~120MPa 式中——各齒載荷不均勻系數(shù)， ——齒數(shù)， ——工作齒高， ——花鍵有效長度， ——分度圓直徑， ——跨測齒數(shù)， ——公法線長度， 第五章 結(jié)構(gòu)設(shè)計 結(jié)構(gòu)特點：行星輪軸承安裝在行星輪，行星輪軸固定在行

54、星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架制成一體，其支撐軸承在減速器殼體，太陽輪與輸入軸通過齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接，行星架與低速級太陽輪通過雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接，以實現(xiàn)太陽輪和行星架浮動。 5.1.1 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、太陽輪的結(jié)構(gòu) 在行星齒輪傳動中，其中心輪的結(jié)構(gòu)取決于行星傳動類型、傳動比的大小、傳遞轉(zhuǎn)矩的大小和支承方式。對柔性軸浮動的太陽輪是配置在細長軸上，可以做成齒輪軸。 2、行星輪的結(jié)構(gòu) 應(yīng)根據(jù)行星齒輪傳動的類型、承載能力的大小、行星輪轉(zhuǎn)速的上下和所選用的軸承類型與其安裝形式而確定。在大多數(shù)的行星傳動中，行星輪應(yīng)具有孔，以便在該孔和支承組件上的安裝方便和定位精度。為了減少個行星輪間的尺寸

55、差異，可以將同一個行星齒輪中的6輪組合起來一次進展加工，這樣制造的行星輪可以裝配在整體式轉(zhuǎn)臂上。 3、大齒圈的結(jié)構(gòu) 此次設(shè)計的2K-H行星減速機有差動傳動工況，齒圈結(jié)構(gòu)必須設(shè)計成既有齒又有外齒的大齒圈結(jié)構(gòu)，在大齒圈外齒之間均布螺栓孔以便連接到其他構(gòu)件以便安裝軸承軸承安裝的達到轉(zhuǎn)動要求,且與機體有準(zhǔn)確的定位配合。 5.1.2 行星輪軸直徑 1、行星輪軸直徑 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當(dāng)行星輪相對行星架對稱配置時，載荷如此作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之間的間隙，如此跨距長度。當(dāng)行星輪軸在轉(zhuǎn)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(dāng)軸較時，兩

56、個軸承幾乎緊緊的靠著，因此，可以認為軸是沿整個跨度承受均布載荷〔見圖5-1〕。 圖5-1 行星輪軸的載荷簡圖 危險截面〔在跨度中間〕的彎矩： 行星輪軸采用45號鋼調(diào)質(zhì)，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù)；如此許用彎曲應(yīng)力 故行星輪軸直徑 取 出于軸承潤滑考慮，行星輪軸將采用中空結(jié)構(gòu)。故直徑放大50%，取。實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 、輸出軸軸徑確實定 根據(jù)所受的轉(zhuǎn)矩進展計算，對于同時受轉(zhuǎn)矩與彎矩作用時，用降低許用應(yīng)力來考慮彎曲強度的影響。 1.起升、開閉機構(gòu)輸入軸 功率，輸入轉(zhuǎn)速，軸材料為35CrMo，調(diào)質(zhì)處理，如此軸徑為 考慮鍵槽影響，先采用

57、φ85許用扭應(yīng)力[τ]=30Mpa。 功率，輸入轉(zhuǎn)速，軸材料為35CrMo，調(diào)質(zhì)處理，如此軸徑為 考慮鍵槽影響，先采用φ55，許用扭應(yīng)力[τ]=30Mpa 功率，轉(zhuǎn)速軸材料為35CrMo，調(diào)質(zhì)處理，如此軸徑為 考慮鍵槽影響，和聯(lián)軸器的選用現(xiàn)采用φ170，用扭應(yīng)力[τ]=35Mpa 行星架H是行星齒輪傳動中的一個較重要的構(gòu)件。一個結(jié)構(gòu)合理的行星架H應(yīng)當(dāng)是外廓尺寸小，質(zhì)量小，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(yīng)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)性以與較小的振動和噪聲。 由于在行星架

58、H上一般安裝有個行星輪的心軸或軸承，故它的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，制造和安裝精度要求較高。尤其，當(dāng)行星架H作為行星齒輪傳動的輸出根本構(gòu)件時，它所承受的外轉(zhuǎn)矩最大，即承受著輸出轉(zhuǎn)矩。目前，較常用的轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)有雙側(cè)板整體式、雙側(cè)板分開式和單側(cè)板式三種。 在行星輪數(shù)的2K-H型傳動中，一般采用如圖5-2所示的雙側(cè)板整體式行星架。由于雙側(cè)板整體式行星架的剛性較好，它已獲得了廣泛的應(yīng)用。在加工行星架時，應(yīng)盡可能地提高行星架H上的行星輪心軸孔〔或軸承孔〕的位置精度和同軸度，以減小行星輪間載荷分布的不均勻性。 圖5-2 雙側(cè)板整體式行星架 5.4 機體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體是各根本構(gòu)件的安裝根底，也是

59、行星齒輪傳動中的箱根組成局部了。在進展機體的結(jié)構(gòu)設(shè)計時，要根據(jù)制造工藝、安裝工藝和使用維護與經(jīng)濟性等條件來決定其具體的結(jié)構(gòu)型式。按照行星傳動的安裝形式的不同，可將機體分為臥式、立式、法蘭式。按其結(jié)構(gòu)的不同，又可將機體分為整體式和剖分式。臥式整體鑄造機體，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，能有效地吸取振動和噪聲，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(chǎn)批量。鑄造機體應(yīng)盡量防止腐蝕性。通常多用于專用的行星齒輪傳動中，且有一定的生產(chǎn)批量。剖分式機體結(jié)構(gòu)，通常用于規(guī)格大的、單件生產(chǎn)的行星齒輪傳動中;它可以鑄，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，便于進展調(diào)試和測量。立

60、式法蘭式機體結(jié)構(gòu)，它可適用于與立式電動機相組合的場合。成批量生產(chǎn)時可以鑄造;單件生產(chǎn)可以焊接。 鑄造機體的一般材料為灰鑄鐵，如HT150和HT200等;假如機體承受圈套的栽花，且有振動的沖擊的作用可用鑄鋼，ZG45和ZG55等。為了減小質(zhì)量，機體也可以采用鋁合金來鑄造，如ZL101和ZL102等。 根據(jù)所設(shè)計的減速器的要求，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，采用臥式兩級整體鑄鐵機體。鑄鐵機體的各部結(jié)構(gòu)確實定見表5-1。鑄造機體應(yīng)盡量防止壁厚突變，應(yīng)設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏松和縮孔等鑄造缺陷。 表5-1 行星減速器鑄造機體結(jié)構(gòu)尺寸〔單位：mm〕 名稱 代號 計算方法 計算結(jié)果 上箱蓋壁厚

61、 見表 20 下箱座壁厚 見表 20 箱蓋凸緣厚度 30 箱座凸緣厚度 30 加強肋厚度 18 加強肋斜度 箱座底凸緣厚度 50 蓋與座連接螺栓直徑 〔0.5~0.6〕 22 軸承端蓋螺栓直徑 〔0.4~0.5〕 18 底腳螺栓直徑 40 軸承旁連接螺栓直徑 30 地腳螺栓孔的位置 55 75 由于行星齒輪傳動具有質(zhì)量小、體積小等優(yōu)點。但其散熱面積也相應(yīng)地。尤其是當(dāng)行星傳動的速度較高、功率較大時，其工作溫度就會很高。為了增大散熱面積，應(yīng)在機體外外表制作出

62、一些散熱片。行星齒輪減速器的機體與普通圓柱齒輪減速器的機體一樣，也需要設(shè)置通氣帽、觀察孔、起吊環(huán)、油標(biāo)和放油塞等，其具體結(jié)構(gòu)見裝配圖。 第六章 均載裝置的設(shè)計 ： 1〕采用的均載機構(gòu)應(yīng)使傳動裝置的結(jié)構(gòu)盡量實現(xiàn)空間靜定狀態(tài)，并能最大限度地補償誤差，使行星輪間的載荷分配不均衡系數(shù)和沿齒寬方向的載荷分布系數(shù)值最小。 2〕均載機構(gòu)離心力要小，以提高均載效果和傳動裝置的平穩(wěn)性。 3〕均載機構(gòu)的摩擦損失要小，效率要高。 4〕均載構(gòu)件上受的力要大，受力大如此補償動作靈敏、效果好。 5〕均載構(gòu)件在均載過程中的位移量要小。 6〕應(yīng)有一定的緩沖和減振

63、性能。 7〕要利用傳動裝置整體結(jié)構(gòu)的布置，使結(jié)構(gòu)簡化，便于制造、安裝維修。 8〕要利于標(biāo)準(zhǔn)化、系列化產(chǎn)品組織成批生產(chǎn)。 綜合考慮本次設(shè)計要求和各方面因素采用太陽輪浮動均載機構(gòu)。太陽輪重量小，浮動靈敏，機構(gòu)簡單，容易制造。當(dāng)中低速時，均載效果顯著。 6.2 行星輪間載荷分布不均勻性分析 所謂行星輪間載荷分布均勻〔或稱載荷平衡〕，就是指輸入的中心輪傳遞給各行星輪的嚙合作用力的大小相等。例如在圖6-1所示的2K-H行星傳動，設(shè)中心輪a上輸入一個轉(zhuǎn)矩，在理想的制造精度和剛度的條件下，中心輪a上的輪齒就會與個行星輪c上的輪齒相接觸〔嚙合〕，如此各行星輪、和〔〕對中心輪a的法向作

64、用力、和組成為一個等邊的力三角形[見圖6-1〔b〕]，即各行星輪作用于中心輪a上的力的住矢為零，；而其主矩的大小如此等于轉(zhuǎn)矩。因此，中心輪a可達到無 徑向載荷地傳遞轉(zhuǎn)矩。但是，在沒有采取任何均載措施的情況下，實際上行星輪間的載荷分布是不均勻的；即使采用了某種均載機構(gòu)，在行星輪傳動工作的過程中，行星輪間的載荷分布也并非完全是均衡的。行星輪間載荷分布不均勻的原因，可以大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承、轉(zhuǎn)臂和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩局部所組成的。而行星齒 〔a〕載荷均勻分布 〔b〕等邊的力三角形 〔c〕載荷分布不均勻 圖6-1 2K-H型行星輪間的載荷分布

65、輪傳動零件的制造誤差將使輪齒工作齒廓間形成間隙或過盈。各根本構(gòu)件和行星輪軸線的位移，與各齒輪的運動誤差，例如，中心輪軸線的位移，軸承軸線或齒輪與箱體配合的徑向位移和轉(zhuǎn)臂上安裝行星輪的心軸孔的位移，以與雙聯(lián)行星輪工作齒形的相對位移，中心輪a、b的運動誤差和行星輪與中心輪嚙合的運動誤差等，將形成中心輪與行星輪嚙合時的間隙或過盈。由于上述這些行星輪與中心輪嚙合時的總間隙或過盈的存在，當(dāng)中心輪a或b和轉(zhuǎn)臂x的軸線都不能自由偏移而實現(xiàn)自由調(diào)整時，就可能出現(xiàn)中心輪a或b僅與一個行星輪接觸的情況，而中心輪與其余行星輪的嚙合處就會產(chǎn)生間隙、…〔見圖6-2〕。在輸入轉(zhuǎn)矩的作用下，由于齒輪、軸和軸承等零件的變形，

66、而使齒輪a旋轉(zhuǎn)某 圖6-2 未采取均載措施行星輪的嚙合情況 一角度，如果弧線的數(shù)值小于齒輪最小側(cè)隙的數(shù)值，即；那么，其所有載荷〔切向力〕就全都由一個與中心輪a相接觸的行星輪傳遞，即。 當(dāng)行星輪間的載荷分布均勻時，中心輪a與每個行星輪嚙合處的平均切向力為 〔6-1〕 式中 ——中心輪a與各行星輪嚙合處的切向力之和，N； ——行星輪數(shù)，一般，取。 ——中心輪a輸入的轉(zhuǎn)矩，； ——中心輪a的分度圓直徑，。 當(dāng)行星輪間載荷分布不均勻時，其行星輪上所受的最大載荷與各行星輪所受的平均載荷的比值，稱為行星輪間分布不均勻系數(shù)；即行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)為 〔6-2〕 在計算行星齒輪傳動的齒輪強度時，應(yīng)按行星輪上所受的最大載荷來進展。由式〔6-2〕可得最大載荷的計算公式為 〔6-3〕 顯然，當(dāng)所有的載荷全都由一個行星輪承受，即時，由公式〔6-1〕、公式〔6-2〕可得，其載荷分布不均勻系數(shù)為 即此時其載荷分布不均勻系數(shù)等于行星輪個數(shù)。 在理想的均載情況下，所有的載荷由個