喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 行星齒輪傳動減速器設(shè)計及三維造型 二級行星齒輪減速器設(shè)計及三維造型 摘 要 本文完成了對一個二級行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計。與國內(nèi)外已有的減速器相比，此減速器具有更大的傳動比，而且，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸小和重量輕等優(yōu)點。 論文首先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結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算，通過分配傳動比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)計計算和校核。論文最后對設(shè)計過程進行了總結(jié)，并在此基礎(chǔ)上指出了一些改進的建議。 關(guān)鍵詞：行星齒輪；變位；傳動機構(gòu) Abstract This paper proposes a design configuration of the two-stage planetary gear reducer settling for some known parameters.Compared with other gear reducers in the word,it have a larger gear ratio. Furthermore,there are other more advantages,such as, compact configuration,small figure,light avoirdupois and so on.The content is as followa. Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers,as well as its development trends.Secondly,the drivered type is decided by comparing all kinds of gear configuration.The significant part is about the calculation of the configuration design.After distributing gear ratios, the rough configuration will be get.Then, the holistic configuration can be designed and back-checked.Lastly,the paper is summarized,and the needed improvements are indicated. Key words： planetary gear；modifying profile；driving machanism 目 錄 摘要 Abstract 主要代號 第1章 概述 - 8 - 1.1. 課題的提出和論文的主要內(nèi)容 - 8 - 1.2. 齒輪減速器的研究現(xiàn)狀 - 8 - 1.3. 齒輪減速器的發(fā)展趨勢 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . -8 - 第2章 傳動方案的確定 - 10 - 2.1.齒輪傳動比較和選擇 - 10 - 2.1.1.齒輪傳動兩種大的類型 - 10 - 2.1.2.定軸輪系和行星輪系的比較 - 10 - 2.2.選擇行星機構(gòu)的類型 - 12 - 2.2.1.行星機構(gòu)的類型及特點 - 12 - 2.2.1.1. Z—X—V型漸開線行星機構(gòu) - 12 - 2.2.1.2. 2Z—X型漸開線行星齒輪機構(gòu) - 13 - 2.2.1.3. 3Z型漸開線行星齒輪機構(gòu) - 14 - 2.2.2.漸開線行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢 - 15 - 第3章 設(shè)計計算 - 16 - 3.1.設(shè)計任務(wù) - 16 - 3.2.前言 - 16 - 3.3 傳動比分配傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)計算 - 17 - 3.4.傳動零件的設(shè)計 - 19 - 3.5.軸設(shè)計計算與校核 - 46 - 3.6.軸承的選擇與計算 - 56 - 3.7.鍵連接的選擇與計算 - 59 - 3.8.箱體的設(shè)計 - 62 - 3.9. 潤滑和密封的選擇 - 62 - 3.10傳動裝置的附件及說明 - 63 - 3.11齒輪的加工工藝 66- 3.12 軸的加工工藝 67- 第4章 設(shè)計小結(jié) - 65 - 參考文獻 - 69 - 主要代號 代號 意 義 單 位 代號 意 義 單 位 a b C d e F f H HB HRC i x X Y 中心距、標(biāo)準(zhǔn)中心距 角度變位齒輪的中心距 切齒中心距 齒寬 頂隙 頂隙系數(shù) 直徑、分獨圓直徑 插刀齒的分度圓直徑 齒頂圓直徑 基圓直徑 齒根圓直徑 節(jié)圓直徑 齒槽寬 作用力 法向力 徑向力 切向力 齒向公差 摩擦系數(shù) 基節(jié)極限偏差 齒距極限偏差 高度 布氏硬度 洛氏硬度 齒頂高 齒頂高系數(shù) 齒根高 傳動比 變位系數(shù) 轉(zhuǎn)臂 變位系數(shù)和 系數(shù) 齒形系數(shù) 彎曲強度計算時的壽命 mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm mm N N N N mm mm mm inv K L M m N n P r T Y y z 角的漸開線函數(shù) 系數(shù)、載荷系數(shù) 使用系數(shù) 行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) 齒間載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 動載系數(shù) 長度 彎矩 模數(shù) 指數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 轉(zhuǎn)速 行星輪數(shù)目 功率 半徑、分度圓半徑 節(jié)圓半徑 齒頂圓半徑 基圓半徑 齒根圓半徑 轉(zhuǎn)矩 重合度 效率 計算齒根彎曲應(yīng)力 許用齒根彎曲應(yīng)力 系數(shù) 應(yīng)力修正系數(shù) 彎曲強度計算時的尺寸系數(shù) 彎曲強度計算時的螺旋角系數(shù) 彎曲強度計算時的重合度系數(shù) 中心距變動系數(shù) 齒數(shù) 壓力角、齒形角 齒頂壓力角 mm mm r/min kW mm mm mm mm mm rad rad 主要角下標(biāo) a 齒頂?shù)模行妮?、太陽? n 法向的 b 基圓的，中心輪、內(nèi)齒輪 p 許用的 c 行星輪 r 徑向的 e 中心輪、內(nèi)齒輪 t 切向的、端面的 F 齒根彎曲的 x 軸向的，轉(zhuǎn)臂的 f 齒根的 代數(shù)和 1 小齒輪的 I 第1級的，I類 2 大齒輪的 II 第2級的，II類 第1章 概述 1.1. 設(shè)計內(nèi)容 旋轉(zhuǎn)噴射器中減速箱是工業(yè)油罐罐底油泥旋轉(zhuǎn)噴射混合系統(tǒng)中重要的一部分。高速旋轉(zhuǎn)的渦輪帶動噴嘴低速的轉(zhuǎn)動，中間需要一個傳動比很大的減速器連接。本說明書的內(nèi)容就是結(jié)合渦輪的輸入轉(zhuǎn)速、噴嘴所需的轉(zhuǎn)速以及輸出轉(zhuǎn)矩等已知條件設(shè)計一個滿足要求的齒輪減速器。 減速器設(shè)計的主要參數(shù)包括： 1．初轉(zhuǎn)速120 ； 2．目標(biāo)轉(zhuǎn)速0.5 ； 3． 輸出轉(zhuǎn)矩2000 。 本論文主要完成以下工作： 1．選擇確定傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。此次設(shè)計的減速器傳動比達到14400，是目前國際上設(shè)計出的減速器中傳動比最大的，沒有參考的先例，所以，只有通過不斷的比較和分析去合理的選擇一種傳動方案，盡量降低減速器的體積和重量。 2．設(shè)計計算。每級傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算，都大致包括：傳動比的分配、傳動系統(tǒng)運動學(xué)和動力學(xué)計算、傳動零件的設(shè)計、軸的設(shè)計計算與校核、軸承的選擇與計算、鍵連接的選擇與計算、箱體的設(shè)計、潤滑與密封的選擇和傳動裝置的附件說明等。 1.2. 齒輪減速器的研究現(xiàn)狀 齒輪傳動具有功率輸出恒定、承載能力大、傳動效率高、使用壽命長、可靠性高、結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點，廣泛用于各種機械設(shè)備和儀器儀表中，是機械傳動的基礎(chǔ)零件，其質(zhì)量、性能、壽命直接影響整機的技術(shù)、經(jīng)濟指標(biāo)。而齒輪制造技術(shù)水平是獲得優(yōu)質(zhì)齒輪的關(guān)鍵。因為齒輪形狀復(fù)雜、技術(shù)問題多，制造難度大，齒輪加工水平在某一程度上反映了一個國家機械工業(yè)制造的水平。因此，齒輪加工的研究是各國加工制造業(yè)研究的一個熱點。 齒輪產(chǎn)品種類較多，按大類來分，主要有圓柱齒輪、錐齒輪、蝸輪蝸桿齒輪與行星傳動齒輪等四大類。其中，圓柱齒輪在機械設(shè)備中應(yīng)用最為廣泛，各種通用與專用的齒輪減速器以及機床、車輛、農(nóng)機等大量采用，約占齒輪產(chǎn)品總量的90％左右。因此，齒輪制造技術(shù)的研究主要集中在圓柱齒輪的成形及其熱處理方面。 近年來，隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，特別是轎車生產(chǎn)對變速器齒輪的精度及力學(xué)性能的要求愈來愈高，齒輪正朝著高精度、低噪聲、高承載、高速度、輕量化及長壽命的方向發(fā)展。其中，采用硬齒面齒輪是提高齒輪強度及承載能力的有效途徑。 目前，硬齒面圓柱齒輪普遍采用“機械加工－滲碳－熱處理－精加工”的傳統(tǒng)工藝，材料利用率不高，生產(chǎn)效率低，產(chǎn)品成本高，尤其是金屬流線被切斷，而且成形后滲碳處理使?jié)B碳層晶粒粗大、滲碳層厚度分布不合理，造成齒輪強度與疲勞壽命的降低。這種不利局面使得工程技術(shù)人員尋求新的制造工藝。 最優(yōu)化方法在機構(gòu)設(shè)計和零件設(shè)計中應(yīng)用廣泛，效果顯著。近十年來，國內(nèi)外對整臺機器或某一機械系統(tǒng)的設(shè)計，采用最優(yōu)化方法代替原來傳統(tǒng)的設(shè)計方法也越來越多。 機構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計從六十年代后期開始得到學(xué)速發(fā)展，目前已經(jīng)成為機構(gòu)學(xué)的重要研究方向之一。 齒輪傳動的優(yōu)化設(shè)計可概括為：當(dāng)傳動載荷一定時追求齒輪的體積最小，或在齒輪體積一定時追求傳遞的載荷最大。有時也追求齒輪傳動的某項或某幾項性能為最佳。齒輪傳動的優(yōu)化設(shè)計既可以成為但目標(biāo)函數(shù)的問題，也肯已成為多目標(biāo)函數(shù)問題。為使齒輪工作可靠，顯然齒面的接觸應(yīng)力、齒輪的疲勞彎曲應(yīng)力應(yīng)分別小于或等于許用值或保證一定得的安全裕度。為使齒輪的嚙合處于較好的工作條件下，有時還把吃面同油膜厚度以及潤滑油的溫升也作為約束條件。另外，諸如為了避免產(chǎn)生根切、并保持連續(xù)嚙合、避免齒輪齒頂過分變尖、均須對設(shè)計變量提出某些限制，這些限制也應(yīng)最為約束條件。 在機械設(shè)計中人們希望獲得全部最優(yōu)設(shè)計點，但實際的工程問題，很少能保證滿足凸性的要求，即所追求的目標(biāo)函數(shù)往往具有很多個相對的極小點，因而優(yōu)化的結(jié)果一般為局部最優(yōu)設(shè)計點，或后退一步講，如果這些都做不到，那么優(yōu)化設(shè)計最起碼也能將設(shè)計方案作出重大改進。這就是我們以前提到過的“最優(yōu)化”應(yīng)被理解為一個相對的概念，而不要把它決對化。實際上，如上所述，設(shè)計人員如能正確地運用最優(yōu)化方法進行設(shè)計，其設(shè)計方案與傳統(tǒng)方法比較，一定會有所改善并能避免許多盲目性，顯然這剛好是工程設(shè)計人員最感興趣的。 第2章 傳動方案的確定 2.1.齒輪傳動比較和選擇 2.1.1.齒輪傳動兩種大的類型 輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿渦輪組成的輪系，稱為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。 根據(jù)齒輪系運轉(zhuǎn)時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。 1.普通齒輪傳動（定軸輪系） 當(dāng)齒輪系運轉(zhuǎn)時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均相互平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。 2.行星齒輪傳動（行星輪系） 當(dāng)齒輪系運轉(zhuǎn)時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉(zhuǎn)，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，則稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。 2.1.2.定軸輪系和行星輪系的比較 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是： 在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設(shè)置在同一主軸線上。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)的中的減速器、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及需要變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。 行星齒輪傳動的主要特點如下： (1) 體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，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（即在承受相同的載荷條件下）。 例，傳動比i＝7.15，功率為4400kw的行星齒輪減速器與普通定軸齒輪減速器比較如下： 項目 行星 齒輪減速器 普通定軸齒輪減速器 質(zhì)量/kg 3471 6943 高度/m 1.31 1.80 長度/m 1.29 1.42 寬度/m 1.35 2.36 體積/ 2.29 6.09 齒寬/m 0.18 0.41 損失功率/kw 81 95 圓周速度/m/s 42.7 99.4 （2）傳動效率高。在傳動類型恰當(dāng)、合理布置的情況下，其效率值可達0.97－0.99。 （3）傳動比大，可以實現(xiàn)運動的合成和分解。只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，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，其傳動比可以達到幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪在傳動比很大的情況下，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點。 （4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數(shù)個行星輪，均勻的分布在中心輪的周圍，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，故行星齒輪的運動平穩(wěn)，抗沖擊能力和振動的能力較強，工作較可靠。 總之，行星齒輪傳動具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選用得當(dāng)）等優(yōu)點。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)速范圍，故目前行星傳動技術(shù)已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。 從機構(gòu)的活動度來分，有一個自由度的行星機構(gòu)、兩個自由度的行星機構(gòu)和多自由度的行星機構(gòu)。從結(jié)構(gòu)形式來分，有K—H—V型、2K—H型和3K型行星機構(gòu)三種基本類型。其它的漸開線行星齒輪機構(gòu)，都可以分解為這三種基本機構(gòu)，即可以由這三種基本行星機構(gòu)復(fù)臺而成。 通過上述的比較，結(jié)合要求：傳動比大、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊及外廓尺寸小等，我們選擇行星齒輪傳動作為減速器的傳動型式。 2.2.選擇行星機構(gòu)的類型 2.2.1.行星機構(gòu)的類型及特點 2.2.1.1. Z—X—V型漸開線行星機構(gòu) 如圖1所示，是Z—X—V型行星機構(gòu)。它的基本構(gòu)件是：中心輪Z、轉(zhuǎn)臂X和輸出軸v。這種機構(gòu)的特點是：將行星輪a的旋轉(zhuǎn)運動，通過一個傳動比為1的中間機構(gòu)傳遞給輸出軸v。這種把行星輪a的軸線與輸出軸v的軸線聯(lián)結(jié)起來，而實現(xiàn)等速傳動的機構(gòu)稱為等速比機構(gòu)，或稱為w機構(gòu)。 圖1. Z－X－V行星齒輪機構(gòu) Z—X—V型漸開線少齒差行星齒輪傳動的傳動比范圍為10－100，其傳動效率為0.75－0.93。結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、加工方便，但行星輪軸承的徑向力較大，使用于中小功率，一般，個別的達到20－45kw；傳動比大，使用于短期工作。采用擺線針輪行星傳動，則適用于功率，任何工作制度，其傳動效率為0.90－0.97。目前應(yīng)用較廣泛，但制造精度要求較高，且高速轉(zhuǎn)速。 2.2.1.2. 2Z—X型漸開線行星齒輪機構(gòu) 這種行星齒輪機構(gòu)有兩個中心輪a、b(即2Z)和轉(zhuǎn)臂(X)，由此三個基本構(gòu)件組成，故用符號2Z—X表示。根據(jù)轉(zhuǎn)化機構(gòu)的傳動比的不同，可分為兩類。當(dāng)是>0時，稱為正號機構(gòu)；當(dāng)<0時，稱為負號機構(gòu)。如圖2所示，為2Z—X型行星機構(gòu)的常見類型。 圖2 2Z－X型行星機構(gòu)的常見類型 由于負號機構(gòu)行星齒輪傳動簡單、制造容易，外形尺寸小，質(zhì)量小，傳動效率高等優(yōu)點。在結(jié)構(gòu)合理的調(diào)價下，通常，其傳動比范圍為2.8－13，傳動效率為0.97－0.99。目前該傳動類型已獲得了較廣泛的應(yīng)用。 具有雙齒圈行星的負號機構(gòu)，其合理的傳動比范圍為7－16，傳動效率仍較高；但由于采用了雙齒圈行星輪，故制造安裝較復(fù)雜。 具有圓錐齒輪傳動的負號機構(gòu)，主要用于差動行星裝置。 具有雙嚙合的正號傳動機構(gòu)，嚙合摩擦系數(shù)較大，故其傳動效率低，一般，該機構(gòu)基本上不用于傳遞動力。 具有雙內(nèi)嚙合的正號機構(gòu)，其合理的傳動比范圍為8－30，其嚙合摩擦損失較小。當(dāng)傳動比小于50，其傳動效率可達到0.8以上，但隨著傳動比的增加，其效率值也會降低。 少齒差2Z－X正號機構(gòu)的合理傳動比范圍為30－100。但它由于具有少齒差的內(nèi)嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦系數(shù)較小，故該行星齒輪傳動的傳動效率較高，可達0.9。 2.2.1.3. 3Z型漸開線行星齒輪機構(gòu) 這種類型的行星齒輪機構(gòu)是由三個中心輪a、b、e和一個轉(zhuǎn)臂X組成?；緲?gòu)件是三個中心輪，它們承受外力矩的作用。而轉(zhuǎn)臂X不承受外力矩的作用，僅起支承的作用，故用符號3Z表示，如圖3所示。 圖3 3Z行星齒輪機構(gòu)（3Z[I]） 在3Z型行星齒輪傳動中，較常見的傳動型式有如下三種。 （1）3Z[I] 具有雙齒圈行星輪的3Z型行星齒輪傳動。它的結(jié)構(gòu)特點是：內(nèi)齒輪b固定，而旋轉(zhuǎn)的中心輪a和e分別與行星輪c和d相嚙合。在各種機械傳動種，它已獲得廣泛的應(yīng)用。3Z（I）型較合理的傳動比范圍為20－300，其傳動效率為0.8－0.9。 （2）3Z（II） 具有單齒圈行星輪c的3Z型行星齒輪傳動。該3Z型行星輪的結(jié)構(gòu)特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈c相嚙合；即內(nèi)齒輪b固定，兩個旋轉(zhuǎn)的中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合。它是一種較新型的行星齒輪傳動，目前該項傳動新技術(shù)在我國的齒輪傳動中已日益廣泛應(yīng)用。其合理的傳動比為50－300，其傳動效率為0.70－0.84。 （3）3Z（III）具有雙齒圈行星輪的3Z型行星齒輪傳動，它的結(jié)構(gòu)特點：內(nèi)齒輪e固定，兩個旋轉(zhuǎn)的中心輪a和b同時與行星輪c相嚙合，而另外一個行星輪d與固定內(nèi)齒輪e相嚙合。它的傳動比范圍和傳動效率和3Z（I）型基本上相同。因此，在實際應(yīng)用，一般很少采用3Z（III）型行星齒輪傳動。 在此，應(yīng)該指出的是：3Z型行星齒輪傳動用于短期間斷工作的機械傳動裝置中最為合理，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大和傳動效率較高等特點。 2.2.2.漸開線行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢 隨著行星傳動技術(shù)的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達50000kW，輸出轉(zhuǎn)矩已達。據(jù)有關(guān)資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術(shù)的發(fā)展方向如下。 （1）標(biāo)準(zhǔn)劃、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設(shè)計；而且還演化出多種型式的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。 （2）硬齒面、高精度 行星傳動機構(gòu)中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學(xué)處理。齒輪制造精度一般在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。 （3）高轉(zhuǎn)速、大功率 行星齒輪傳動機構(gòu)在高速傳動中，如在高速氣輪機中已獲得日益廣泛得應(yīng)用，其傳動功率也越來越大。 （4）大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉(zhuǎn)矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。 綜上，本次我要設(shè)計的減速器以3級以下為好，否則，傳動效率會很低。通過對行星齒輪傳動的比較，選用2級級可以滿足傳動比14400的要求。所設(shè)計的減速器不僅要傳遞運動，且要傳遞動力，故只有3Z型滿足要求。 在3Z型行星傳動中，3Z（I）型和3Z（II）型的特點基本一樣，而3Z（II）在具有它們的優(yōu)點同時，還較它們安裝要方便，所以選擇3Z（II）型。3Z（II）合理的傳動比范圍為64－300，那么只能選用2級傳動。 最后，傳動方案為：3Z（II）2級行星齒輪傳動。其傳動簡圖如圖4所示 第3章 設(shè)計計算 3.1.設(shè)計任務(wù) 設(shè)計一個齒輪傳動減速器。 原始條件和數(shù)據(jù)： 已知該傳動的輸出轉(zhuǎn)矩T＝2000，輸入轉(zhuǎn)速，傳動比；且要求該齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小。 3.2. 題目分析 短期間斷、傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊和外廓尺寸較小。 擬定的設(shè)計方案如下圖： 圖4 減速器設(shè)計方案（二級3Z（II）行星齒輪傳動） 3.3 傳動比分配傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)計算 設(shè)計內(nèi)容 計 算 及 說 明 結(jié) 果 1.計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總傳動比 （2）分配傳動裝置各級傳動比 2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 （2）各軸輸入功率 （3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 總傳動比 按平均分配的原則分配傳動比，則，則 Ⅰ 軸 r/min Ⅱ 軸 r/min III 輸出功率P 則III軸 II 軸 I軸 上式中，和分別為二級3Z（II）行星齒輪傳動高速級和低速級的傳動效率，根據(jù)文獻【1】表2－4可查得和的值。 III軸 Ⅱ 軸 I 軸 Nm i＝14400 ＝120 ＝120 ＝120r/min ＝1r/min ＝0.5 ＝2.70kw ＝2.19kw ＝1.75kw 3.4.傳動零件的設(shè)計 1、配齒計算 A、低速級 B、高速級 2、初步計算齒輪的主要參數(shù) A、低速級 B、高速級 3、嚙合參數(shù)計算 （低速級和高速級的嚙合參數(shù)相等） （1） 中心距計算 （2） 變動系數(shù)計算 （3） 嚙合角計算 （4） 變位系數(shù)和計算 （5）齒頂高計算 （6）重合度計算 （7）各齒輪的變位系數(shù)計算 1） a－c齒輪副 2）b－c齒輪副 3）e－c齒輪副 4、齒輪幾何尺寸計算 （高速級和低速級齒輪的幾何參數(shù)相等） （1）變位系數(shù) （2）分度圓直徑 （3）基圓直徑 （4）節(jié)圓直徑 （5）齒頂圓直徑 a）外嚙合 b）內(nèi)嚙合 （6）齒根圓直徑 a）外嚙合 b）內(nèi)嚙合 c）的計算 5、裝配條件的驗算 （高速級和低速級裝配條件的驗算結(jié)果相同） （1）鄰接條件 （2）同心條件 （3）安裝條件 6、傳動效率計算 （高速級和低速級的傳動效率相等） 7、結(jié)構(gòu)設(shè)計 （高速級和低速級的結(jié)構(gòu)相同） 8．齒輪強度驗算 A、低速級 （1）a－c齒輪副 1）名義切向力 2）有關(guān)系數(shù) a．使用系數(shù) b．動載荷系數(shù) c． 齒向載荷分布系數(shù) d．齒間載荷分配系數(shù) d． 行星輪間載荷分配系數(shù) e． 齒形系數(shù) g．應(yīng)力修正系數(shù) h．重合度系數(shù) i． 螺旋角系數(shù) 3）計算齒根彎曲應(yīng)力 4）計算許用齒根應(yīng)力 （2）b－c齒輪副 （3）e－c齒輪副 B、高速級 a－c齒輪副 1）不同的條件 a 名義切向力 b 動載荷系數(shù) c計算齒根彎曲應(yīng)力 d 計算許用齒根應(yīng)力 b－c齒輪副 e－c齒輪副 8、第一級輸出軸和第二級輸入軸之間的連接 （1）連接方式選擇 （2）齒輪傳動設(shè)計 （3）校核齒根彎曲強度 a) 復(fù)合齒形系數(shù) b) 確定許用彎曲應(yīng)力 c) 式中已知 d) 校核計算 據(jù)3Z（II）行星傳動比值和按其配齒計算文獻【1】公式（3－65）－（3－68）可求得內(nèi)齒輪b、e和行星輪c得齒數(shù)、和。現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動得外廓尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數(shù)＝15和行星輪數(shù)目＝3。為了使內(nèi)齒輪b與e的齒數(shù)差盡可能的小，即應(yīng)?。剑?。再將、和值代入文獻【1】公式（3－65），則得內(nèi)齒輪b得齒數(shù)為 ＝66 內(nèi)齒輪e的齒數(shù)為 ＝66＋3＝69 因＝69－15＝54為偶數(shù)，則 ＝0.5（69－15）－1＝26 再按文獻【1】公式（3－62）驗算其實際的傳動比＝124.2 其傳動誤差＝＝ 故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動實際的傳動比＝124.2。最后確定該行星傳動各輪的齒數(shù)＝15、＝66、＝69和＝26。 其配齒計算過程同上，配齒結(jié)果：＝15、＝66、＝69和＝26。 齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度58－62HRC，據(jù)【1】圖6－12和圖6－27，取和，中心輪a和行星輪c的加工精度6級；內(nèi)齒輪b和e均采用42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度217－259HB，據(jù)文獻【1】圖6－11和圖6－26，取和，內(nèi)齒輪b和e的加工精度7級。 按彎曲強度的初算公式文獻【1】式（6－50）計算齒輪的模數(shù)m為 現(xiàn)已知，。小齒輪名義轉(zhuǎn)矩；取算式系 數(shù)＝12.1；按文獻【1】表6－7取使用系數(shù)＝1.5；按文獻【1】表6－4取綜合系數(shù)；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式文獻【1】（7－12）可得；由文獻【1】圖6－22查得齒形系數(shù)；由文獻【1】表6－6查得齒寬系數(shù)。則得齒輪模數(shù)m為 ＝1.322 （mm） 取齒輪模數(shù)m＝2mm。 齒輪選材相同，即中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火；內(nèi)齒輪b和e均采用42CrMo，調(diào)質(zhì)處理。 同樣，按彎曲強度的初算公式文獻【1】公式（6－50）計算齒輪的模數(shù)m。 已知條件中只有不同，小齒輪名義轉(zhuǎn)矩。得： ＝0.290.4 （mm） 因為齒輪低速級的外形尺寸要比高速級大，而下面的計算表示低速級總體尺寸不大，為了制造加工方便，高速級模數(shù)m取值m＝2mm 在三個嚙合副a－c、b－c和e－c中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a為 由此可見，三個齒輪副得標(biāo)準(zhǔn)中心距均不相等，且。因此，改行星傳動不能滿足非變位得同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定得傳動比得要求，又能滿足嚙合傳動得同心條件，即應(yīng)使各齒輪副得嚙合中心距a和相等，則必須對該3z（II）型行星傳動進行角度變位。 根據(jù)各標(biāo)準(zhǔn)中心距之間得關(guān)系，現(xiàn)取其嚙合中心距＝＝43mm作為各齒輪副的公用中心距值。 已知，和，m＝2mm，＝43mm及壓力角a＝，按文獻【1】公式（4－19）－（4－22）計算該3z（II）型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)。對各齒輪副的嚙合參數(shù)的計算結(jié)果如下： 中心距變動系數(shù) ； a－c：＝1 b－c：＝1.5 e－c：＝0 嚙合角； ＝ ＝ ＝ 變位系數(shù)和 ； ＝1.2125 ＝1.8031 ＝0 齒頂高變位系數(shù)； ＝0.2125 ＝0.3031 ＝0 重合度 ＝1.4016 ＝1.480 ＝1.7374 在a－c副中，由于中心輪a的齒數(shù)＝15 <＝17，＝41> ＝34和中心距。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應(yīng)采用角度變位的正變動，即 當(dāng)齒頂高系數(shù)＝1，壓力角，避免根切的最小變位系數(shù)為 按文獻【1】公式（4－38）可求得中心輪a的變位系數(shù)為 0.5521> =0.1176 按【1】公式（4－39）可得行星c的變位系數(shù)為 ＝1.2125－0.5521 ＝0.6604 在b－c齒輪副中，＝26> ＝17，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其變位方式也應(yīng)采用角度變位的正傳動，即。 現(xiàn)已知其變位系數(shù)和＝1.8031和＝0.6604，則可得內(nèi)齒輪b得變位系數(shù)為＝1.8031+0.6604=2.4635。 在e－c齒輪副中，，和。由此可知，該齒輪副得變位目的是為了改善嚙合性能和修復(fù)嚙合齒輪副。故其變位方式應(yīng)采用高度變位，即。即可得內(nèi)齒輪e得變位系數(shù) 對于3Z（II）型行星齒輪傳動可按如下的計算公式進行幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸計算結(jié)果如下：（單位：mm） 變位系數(shù)x ：， a－c：，； b－c：，； e－c：， 分度圓直徑d：， a－c：，； b－c：，； e－c：， 基圓直徑：， a－c：，； b－c：，； e－c：， 節(jié)圓直徑：， a－c：，＝54.5366； b－c：＝55.9000，＝141.9000； e－c：＝52，＝138 齒頂圓直徑： 外嚙合： a－c齒輪副：35.3584 57.4292 內(nèi)嚙合： b－c齒輪副：58.6416－ ＝58.6416－0.1328 ＝58.5088 136.6416 內(nèi)嚙合： e－c齒輪副：58.6416－ ＝58.5088 136.6416 齒根圓直徑 外嚙合： a－c齒輪副：＝27.2084 ＝49.6416 內(nèi)嚙合： 用插齒加工： b－c齒輪副：＝49.6416 ＝144.7228 e－c齒輪副：＝49.6416 ＝145.4136 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算。 已知模數(shù)m＝2mm，插齒刀齒數(shù)＝25，齒頂高系數(shù)＝1.25，變?yōu)橄禂?shù)＝0（中等摩損程度）。試求被插制內(nèi)齒輪的齒根圓直徑。 齒根圓直徑按下式計算，即 式中 ——插齒刀的齒頂圓直徑； ——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距。 現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副b－c和e－c分別計算如下： （1） b－c內(nèi)齒輪合齒輪副 ＝0.058643 查文獻【1】表4－6得＝ 加工中心距 按文獻【1】公式（10－1）計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為： ＝55＋ ＝144.7228mm （2） e－c內(nèi)嚙合齒輪齒輪副 同上， ＝0.025830 由文獻【1】表4－6查得查＝ 加工中心距 按文獻【1】公式（10－1）計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為： ＝55＋ ＝145.4136mm 對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件。 （1） 鄰接條件 按【1】公式（3－7）驗算其鄰接條件，即 將已知的、和值代入上式，則得 57.4292 即滿足鄰接條件。 （2） 同心條件 按文獻【1】公式（3－15）驗算3Z（II）型行星傳動得同心條件，即 各齒輪副得嚙合角為 、和；且知、、和。代入上式，即得 即滿足同心條件。 （3） 安裝條件 按文獻【1】公式（3－25）驗算其安裝條件，即得 所以，滿足其安裝條件。 由上述得幾何尺寸計算結(jié)果可知，內(nèi)齒輪b得節(jié)圓直徑＝141.9mm大于內(nèi)齒輪e得節(jié)圓直徑，即，故該3Z（II）行星傳動得傳動效率可采用文獻【1】表5－2中的公式（1）進行計算，即 已知＝124.2和p＝＝4.4 其嚙合損失系數(shù) 取齒輪的嚙合摩擦因數(shù)＝0.1，且將、和代入上式，可得 即有 所以，其傳動效率為 可見，該行星齒輪傳動得傳動效率可以滿足短期間斷工作方式得使用要求。 根據(jù)3Z（II）型行星傳動得工作特點、傳遞效率的大小和轉(zhuǎn)速的高低等情況，對其進行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。首先應(yīng)確定中心輪（太陽輪）a的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑d較小，所以，輪a應(yīng)該采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)型式；即將太陽輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊跐M足使用條件要求的情況下，軸的形狀和尺寸應(yīng)力求簡單，以便于加工制造。 內(nèi)齒輪b采用銷將內(nèi)齒輪b與箱體的端蓋連接起來，從而可以將其固定。內(nèi)齒輪e采用了將其與輸出軸連成一體的結(jié)構(gòu)。 行星輪c采用帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，它的齒寬b應(yīng)當(dāng)加大；以保證該行星輪c與中心輪a的嚙合良好，同時還應(yīng)保證其與內(nèi)齒輪b和e相嚙合。在每個行星輪的內(nèi)孔中，可安裝兩個滾動軸承來支撐著。而行星輪軸在安裝到轉(zhuǎn)臂x的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。 由于該3Z（II）型行星傳動的轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件；而且還具有＝3個行星輪。因此，其轉(zhuǎn)臂x采用了雙側(cè)板整體式的結(jié)構(gòu)型式（參照文獻【1】圖9－17）。該轉(zhuǎn)臂x可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。 轉(zhuǎn)臂x上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差可按文獻【1】公式（9－1）計算。現(xiàn)可知嚙合中心距，則得 取 各行星輪軸孔的孔距相對偏差可按【1】公式（9－2）計算，即 ＝0.01970.0295（mm） 取＝0.0246mm 轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差約為孔距相對偏差的，即 在對所設(shè)計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸的計算，驗算其裝配條件，且進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)圖（裝配圖）。 由于3Z（II）型行星齒輪傳動具有短期間斷的工作特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需要按其齒根彎曲應(yīng)力的強度計算公式文獻【1】式（6—72）進行校核計算，即 首先按公式【1】（6－69）計算齒輪的齒根應(yīng)力，即 其中，齒根應(yīng)力的基本值可按文獻【1】式（6－70）計算，即 許用齒根應(yīng)力可按文獻【1】式（6－71）計算，即 現(xiàn)將該3Z（II）行星傳動按照三個齒輪副a－c、b－c和e－c分別驗算如下。 1 a－c齒輪副 （1） 名義切向力 中心輪a的切向力可按公式（6－32）計算；已知，和mm。則得 （2） 有關(guān)系數(shù) a． 使用系數(shù) 使用系數(shù)按中等沖擊查文獻【1】表6－7得＝1.5。 b． 動載荷系數(shù) 現(xiàn)按文獻【1】公式（6－57）計算輪a相對轉(zhuǎn)臂x得速度，即 其中 所以 已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C＝6；再按文獻【1】公式（6－58）計算動載荷系數(shù)，即 式中 則得 中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)＝1.03 c． 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)可按文獻【1】公式（6－60）計算，則 由文獻【1】圖6－7（b）得 由文獻【1】圖6－8得＝1.3，代入上式，則得 ＝1＋（1.3－1）0.85＝1.255 d．齒間載荷分配系數(shù)。 齒間載荷分配系數(shù)由文獻【1】表6－9可查得 ＝1.1 e．行星輪間載荷分配系數(shù)。 行星輪間載荷分配系數(shù)按文獻【1】公式（7－12）計算 已?。?.2，則得 f．齒形系數(shù)。 齒形系數(shù)由文獻【1】圖6－22查得 g．應(yīng)力修正系數(shù)。 應(yīng)力修正系數(shù)由文獻【1】圖6－24查得 h．重合度系數(shù)。 重合度系數(shù)可按【1】公式（6－75）計算，即 i 螺旋角系數(shù)。 螺旋角系數(shù)由文獻【1】圖6－25得 ＝1 因行星輪c不僅與中心輪a嚙合，且同時與內(nèi)齒輪b與e相嚙合，故取齒寬60mm。 （3） 計算齒根彎曲應(yīng)力。 按文獻【1】公式（6－69）計算齒根彎曲應(yīng)力即 ＝30.8（） ＝ ＝30.8（） 取彎曲應(yīng)力＝31 （4） 計算許用齒根應(yīng)力 按文獻【1】公式（6－71）計算許用齒根應(yīng)力，則 已知齒根彎曲疲勞極限＝340。 由文獻【1】表6－11查得最小安全系數(shù)＝1.6。 式中各系數(shù)、、、和取值如下。 應(yīng)力系數(shù)，按所給定的區(qū)域圖取時，?。?。 壽命系數(shù)按文獻【1】表6－16中的（4）式計算，即 式中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按文獻【1】表6－13中的相應(yīng)公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 則得 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻【1】圖6－33查得＝1。 相對齒根表面狀況系數(shù)按文獻【1】表6－18中對應(yīng)公式計算，即 取齒根表面微觀不平度＝12.5，代入上式得 尺寸系數(shù)按文獻【1】表6－1中對應(yīng)的公式計算，即 ＝1.03 代入文獻公式【1】（6－71）可得許用齒根應(yīng)力為 因齒根應(yīng)力小于許用齒根應(yīng)力，即。所以，a－c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 （2）b－c齒輪副 在內(nèi)齒輪副b－c中只需要校核內(nèi)齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按文獻【1】公式（6－69）計算其齒根彎曲應(yīng)力及按文獻【1】公式（6－71）計算許用齒根應(yīng)力。已知＝＝66，。 仿上，通過查表或采用相應(yīng)的公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數(shù)1.04，1，1.1，1.3，1.98，2.50，0.75，1.11，1和1。代入上式則得 ＝30.6 取 可見，，故b－c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 （3）e－c齒輪副 仿上，e－c只需要校核內(nèi)齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按文獻【1】公式（6－69）計算和按文獻【1】公式（6－71）計算。仿上，與內(nèi)齒輪b不同的系數(shù)為＝1和＝0.68。代入上式，則得 ＝21.3（） 因 取 ＝ 可見，，故e－c齒輪副滿足彎曲強度條件。 不同的條件 a 名義切向力為 b 動載荷系數(shù) 現(xiàn)按文獻【1】公式（6－57）計算輪a相對轉(zhuǎn)臂x得速度，即 其中 所以 已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C＝6；再按【1】公式（6－58）計算動載荷系數(shù)，即 式中 則得 中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)＝1.02 c 計算齒根彎曲應(yīng)力。 按文獻【1】公式（6－69）計算齒根彎曲應(yīng)力即 ＝0.25（） ＝ ＝0.25（） 取彎曲應(yīng)力＝1 d 計算許用齒根應(yīng)力 按文獻【1】公式（6－71）計算許用齒根應(yīng)力，則 已知齒根彎曲疲勞極限＝340。 由文獻【1】表6－11查得最小安全系數(shù)＝1.6。 式中各系數(shù)、、、和取值如下。 應(yīng)力系數(shù)，按所給定的區(qū)域圖取時，取＝2。 壽命系數(shù)按文獻【1】表6－16中的（4）式計算，即 式中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按文獻【1】表6－13中的相應(yīng)公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 則得 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻【1】圖6－33查得＝1。 相對齒根表面狀況系數(shù)按文獻【1】表6－18中對應(yīng)公式計算，即 取齒根表面微觀不平度＝12.5，代入上式得 尺寸系數(shù)按文獻【1】表6－1中對應(yīng)的公式計算，即 ＝1.03 代入公式文獻【1】（6－71）可得許用齒根應(yīng)力為 因齒根應(yīng)力小于許用齒根應(yīng)力，即。所以，a－c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 仿上，1.04，1，1.1，1.3，1.98，2.50，0.75，1.11，0.98和1。代入上式則得 ＝0.34 取 可見，，故b－c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 仿上，1.05。 ＝0.35 取 可見，，故b－c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 因為第一級輸出軸直徑為60mm，第二級輸入軸直徑為20mm，而且，都