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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計（論文)
摘 要
在煤炭工業(yè)發(fā)展過程中，長距離、大運量、大功率的帶式輸送機的應用越來越廣泛。而合理的帶式輸送機的驅動方式已成為長距離、大運量、大功率的帶式輸送機的一個瓶頸，因而我們要求帶式輸送裝置具有較好的力矩。直角式可控調速裝置就可滿足該要求，可實現(xiàn)速度控制功能。
直角式可控調速裝置是在原有普通的2K--H型行星齒輪減速器的基礎上展開的，并進行了改良與創(chuàng)新，使得原有的單一減速功能變?yōu)橛梢簤厚R達實現(xiàn)的可控調速的高性能的減速裝置。該裝置的設計采用了機械傳動、液壓傳動與現(xiàn)代電器控制技術想結合，構思新穎獨特，且方案在技術上是切實可行的，有一定的創(chuàng)新性。直角式可控調速裝置總體結構簡單，制造容易，并與采煤生產密切相結合，具有廣泛的推廣與應用前景。
關鍵詞：直角 調速 行星齒輪 減速器
Abstract
In the process of coal industry development in long distance,large capacity, high power belt conceyor application more and more widespread. Reasonable belt converor drivng mode has become a long distance, large capacitity, high power belt conveyor of a bottleneck. Therefore we request a belt conveying device has good torque. Right angle type controlled speed regulating device can meet the requirement, which can realize the speed control function.
The right-angle type device that can control of changing the speed is a function in the original common 2K--H plant wheel gear , which to go forward the improvement and innovation, make the only-one lower the speed function change into be press by the liquid the motor carry out of can control to adjust the speed of the deceleration of high performance equip. This equipment's design project adoption machine spreeds to move, the liquid presses to move control the technique with modern electric appliances to combine together, conceive outline novel, the project is on the technique is to slice actually viable, have the innovation and unique, the total structure is simple, make easily, the cost is low with adopting the coal production to combine together closely, having the extensive expansion application foreground.
Key words: Right-angle; Changing the speed; Plant gear; The machine of lowering the speed
60
河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)設計(論文)
目 錄
前 言 1
1 系統(tǒng)的方案設計 3
1.1 問題的提出及發(fā)展前景 3
1.2 系統(tǒng)的工作原理 4
1.2.1 行星輪 5
1.2.1.1 行星輪的特點 5
1.2.1.2 行星輪傳動的類型 6
1.2.1.3 行星輪的制造與安裝 6
1.2.2 圓錐齒輪 7
1.2.3 蝸輪蝸桿 8
1.2.3.1 蝸輪蝸桿的雙重作用 8
1.2.3.2 蝸輪蝸桿的安裝與制造 9
2 系統(tǒng)的傳動設計 10
2.1 傳動比的計算與分配 10
2.1.1 電動機的選擇 10
2.1.2 傳動比的計算 10
2.2 錐齒輪的傳動設計 11
2.2.1 確定齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù) 11
2.2.2 按齒面接觸強度設計 11
2.2.2.2 計算 13
2.2.3 校核齒根彎曲疲勞強度 14
2.2.3.1確定彎曲強度載荷系數(shù) 14
2.2.3.2 計算當量齒數(shù) 15
2.2.3.3 確定相關修正系數(shù) 15
2.2.3.4 計算彎曲疲勞許用應力 15
2.3 行星齒輪的傳動設計 20
2.3.1 材料的選擇 20
2.3.1.1 太陽輪和行星輪 20
2.3.1.2 內齒圈 20
2.3.2 確定各主要參數(shù) 20
2.3.2.1 傳動比 20
2.3.2.2 行星輪數(shù)目 21
2.3.2.3 配齒計算 21
2.3.3 幾何尺寸計算 24
2.3.4 齒輪強度計算 26
2.3.4.1 齒輪承載能力計算參數(shù) 26
2.3.4.2 a-c嚙合副的強度校核 27
2.3.4.3 b-c嚙合副的強度校核 33
2.4 蝸桿蝸輪的傳動設計 37
2.4.1 選擇蝸桿的傳動類型 37
2.4.2 選擇材料 37
2.4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 37
2.4.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 39
2.4.5 校核齒根彎曲疲勞強度 40
3 系統(tǒng)的軸系設計 42
3.1 傳動軸的校核 42
3.1.1 選擇軸的材料，確定許用應力 42
3.1.2 計算軸的載荷 42
3.1.3 計算軸徑 43
3.1.4 軸的受力分析 43
3.2 中間軸的軸承校核 46
3.2.1 軸承的選擇 46
3.2.2 軸上的受力分析 46
3.2.3 計算壽命 48
4 傳動件的結構設計 49
4.1 小錐齒輪軸的結構設計 49
4.2 大錐齒輪的結構設計 49
4.3 中間軸的結構設計 50
4.4 太陽輪的結構設計 51
4.5 行星輪的結構設計 51
4.6 內齒圈的結構設計 52
4.7 蝸輪的結構設計 53
4.8 蝸桿軸的結構設計 53
4.9 行星架的結構設計 54
4.10 輸出軸的結構設計 55
4.11 箱體的結構設計 55
4.12 總裝配圖 57
結束語 58
致 謝 60
參考文獻 61
前 言
作為一名機械設計制造及自動化專業(yè)的本科生，在完成大學四年的專業(yè)理論知識的學習之后，即將面臨畢業(yè)，而畢業(yè)設計是對所學專業(yè)知識的一次系統(tǒng)的復習和運用。通過畢業(yè)設計，可以使你把大學四年中學習的各門專業(yè)課有條理地組織起來，疏通它們之間的聯(lián)系，并將其運用于工程實踐之中 。通過畢業(yè)設計，還可以考核我們的專業(yè)知識水平。在經歷了大學四年的學習之后，即將踏入工作的崗位，而畢業(yè)設計是大學課程學習的最后一個教學環(huán)節(jié)，它是實現(xiàn)大學工科教學培養(yǎng)目標的實踐性、綜合性的環(huán)節(jié)。它不但有助于培養(yǎng)我們分析問題和創(chuàng)造性解決問題的能力，也可以全面提高我們的素質，是我們在校期間最后一次用我們所學知識解決問題的能力的檢驗?？傊鼘τ诖髮W生適應工程實踐的需要具有不可替代的作用。
高等學校工科教學的培養(yǎng)目標是德、智、體全面提高的高素質人才，培養(yǎng)能夠解決各種技術性問題的技術人員為最終目標。大學生應該具備必要的理論基礎，扎實的專業(yè)知識和較強的工程實踐能力，畢業(yè)設計是教學計劃中學生必須進行的最后一個教學環(huán)節(jié)，是實現(xiàn)教學、科研、工程實踐相結合的重要結合點。它的主要目的是培養(yǎng)學生綜合運用所學知識和技能去分析和解決本專業(yè)范圍內的一般工程技術問題。建立正確的設計思想，掌握工程設計的一般程序和方法，通過畢業(yè)設計，進行工程知識和工程技術的綜合訓練，使學生一旦走上工作崗位，就具有較強的應用生產現(xiàn)場正在使用和近期可推廣使用的技術解決工程實踐生產中所遇到的現(xiàn)實問題的能力。畢業(yè)設計的基本要求是：
既要完成任務，又要培養(yǎng)學生能力，應把對學生的培養(yǎng)放在第一位。在指導老師的指導下，根據所選的設計課題，通過實習并結合工程實踐去獨立地完成設計任務，受到一次工程師是如何解決工程問題的初步訓練。
通過畢業(yè)設計，使學生受到綜合應用所學知識解決實際問題的能力，提高自身技術水平、運用能力及識圖和查閱手冊、使用國家標準、文字表達能力等各方面的能力。
培養(yǎng)自己獨立工作的能力，鞏固和擴大專業(yè)知識面，有較強的自學能力及適應能力，提高運用科研成果及對現(xiàn)有設備和生產過程進行技術改造的能力。
培養(yǎng)求實嚴謹、理論聯(lián)系實際的作風及嚴肅的科學態(tài)度，樹立正確的生產觀點和技術觀點。
1 系統(tǒng)的方案設計
1.1 問題的提出及發(fā)展前景
隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展，長距離，大運量，大功率的帶式輸送機的應用也越來越廣泛。合理和最佳地確定大型帶式輸送機的驅動方式，也成為制約長距離，大運量，大功率的帶式輸送機的羈絆。一般地，我們所要求的大型帶式輸送機的驅動系統(tǒng)要能夠提供可調的，平滑的，而且無沖擊的起動力矩，以減小輸送機的張力，從而改善輸送機和整機的受力狀況，并保護電網免受沖擊。在多臺電動機驅動的情況下，希望各驅動裝置之間能夠做到功率基本平衡，或者說是具有合理分配驅動功率的能力?？偠灾?，長距離，大運量，大功率的帶式輸送機的驅動裝置要具有較好的力矩，即速度控制功能或可啟動功能。
在工業(yè)生產中會出現(xiàn)這樣的問題，電動機帶著負荷直接啟動，由于載荷很大，電動機啟動時需要克服的阻力很大，導致啟動時的電流過大，容易造成電機線圈的燒壞，而且對電網的沖擊過大，這都造成很大的不便。我這次設計的減速器是用于礦井絞車上的，電機一旦出現(xiàn)問題就會導致重大事故，后果不堪設想。
這次畢業(yè)設計就針對這一問題展開的。直角式可控變速裝置是在原有普通的2K—H型行星齒輪減速器的基礎上展開的，進行改良與創(chuàng)新，使原有的單一的減速功能變?yōu)橛梢簤厚R達實現(xiàn)的可控調速高性能智能的減速裝置。它的設計方案采用機械傳動、液壓傳動與現(xiàn)代電器控制技術相結合，構思新穎，方案在技術上可行的，具有創(chuàng)新性，總體結構簡單，制造容易，成本低廉，與采煤生產密切相結合，具有廣泛的推廣前景和應用市場。
1.2 系統(tǒng)的工作原理
直角式可控調速系統(tǒng)是由一級圓錐齒輪減速機構和一級2K—H型行星傳動機構組成，其工作原理為：
圖1-1 系統(tǒng)的工作原理圖
如圖1-1所示：齒輪減速器機構起到減速和擴大扭矩的作用，2K—H型行星齒輪傳動機構不僅可以進一步地擴大力矩，降低轉速，而且能夠實現(xiàn)運動合成，實現(xiàn)過載保護的雙重功能。在傳動機構上把2K—H型行星齒輪傳動放在齒輪加速機構的后面，既充分利用了2K--H型行星齒輪承載能力大的優(yōu)良特性，又可以避免過載時對齒輪產生大的沖擊力，有利于延長圓錐齒輪及相關零件的壽命。
該系統(tǒng)的工作原理為：電動機啟動前，蝸桿由液壓馬達驅動，蝸桿又帶動蝸輪，而蝸輪與內齒圈是一體的，內齒圈帶動行星輪，再帶動太陽輪，通過錐齒輪，使運動轉到電動機，使電動機主軸帶動電動機啟動，此時電動機通電，當電動機達到滿轉轉速時，其運動反過來由電動機輸出，經錐齒輪，傳動到太陽輪，行星輪，此時由于蝸桿的反向自鎖原理，轉速不能傳到內齒輪，而是經由轉臂，傳到負載進行工作。在此過程中，電動機的啟動沒有造成啟動電流太大，電網沖擊達到的負面影響。
下面將分別介紹各主要零部件的特點及安裝制造：
1.2.1 行星輪
1.2.1.1 行星輪的特點
由于我們所做的直角式可控調速裝置機械系統(tǒng)裝置適用于大型帶式輸送機的驅動裝置，因此它應具有較高的承載能力。如果選用普通的齒輪傳動，必然會造成驅動裝置的重量過大，體積過大等一系列的弊端。由于輸送機的輸入功率為1483r/min，輸入功率為60r/min,其傳動比為1483/60=24.72,若采用普通的減速裝置必然會導致傳動比過大，進而導致傳動效率下降，所有這些都要求我們要尋求另一種減速裝置來克服上述的種種弊端，于是我們選擇了漸開線行星齒輪來做減速裝置。行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。行星齒輪傳動的主要特點是承載能力大，體積小，效率高，重量輕，傳動比大，噪聲小，可靠性高，壽命長，便于維修的優(yōu)點。行星齒輪傳動的箱體比普通定軸齒輪的箱體在同樣條件下，其重量要小好幾倍，因為行星齒輪傳動箱體外廓尺寸比普通定軸齒輪傳動的箱體要小得多。
綜上所述行星齒輪傳動的特點如下：
(1) 體積小，重量輕，結構緊湊
(2) 傳動功率大，承載能力高
原因是：①用多個相同的行星齒輪來分擔載荷
②應用內齒輪，減小徑向尺寸
③共軸式傳動可減小軸向尺寸
(3) 傳動效率高
(4) 傳動比大
(5) 運動平穩(wěn)，抗沖擊和抗振動能力較強
1.2.1.2 行星輪傳動的類型
行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也很多。行星齒輪傳動根據基本構件的組成情況可分為：2K—H、3K、及K—H—V三種，其中構件的代號為：K—中心輪，H—轉臂，V—輸出軸；若按各對齒輪的嚙合方式，又可分為：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。代表類型的字母含義為：N—內嚙合、W—外嚙合、G—公用的行星輪。
1.2.1.3 行星輪的制造與安裝
通過對傳動原理的認識可知，為使機械系統(tǒng)工作狀態(tài)良好，壽命長，行星輪的制造與安裝起著關鍵的作用。
從結構圖紙可以看出，為了改善行星輪系中各個零件的受力狀態(tài)和工作條件，在結構上采用中心輪和內齒圈均浮動的工作方式，其優(yōu)點是不僅是齒輪接觸良好，而且能夠實現(xiàn)均載。同時，在整體性能要求不變的情況下，對各個零件的精度要求在一定程度上適當?shù)慕档汀?
2K—H型行星齒輪機構的行星架采用整體結構，其剛度好，承載能力大，制造方便，精度容易得到保證。行星架與輸出軸采用了過盈配合和銷軸連接，不僅能夠傳遞較大的扭矩，而且工作可靠，在承載能力不變的條件下，制造容易，精度要求低。行星架裝有支撐套筒，并通過球面滾動軸承裝在箱體中，其力學模型為兩端簡支，避免了行星架懸臂安裝的種種弊端，而且可顯著減小支撐的軸向尺寸，使箱體的結構更加合理。
綜上所述，由于行星輪的眾多優(yōu)點，尤其是2K—H型行星輪更加具備了這些特點，故選用此作為該機械驅動裝置的驅動器。
1.2.2 圓錐齒輪
1.2.2.1 圓錐齒輪的選擇與應用
該機械傳動我們采用垂直式圓錐齒輪傳動。垂直軸的傳動從原理上可以有兩種方式實現(xiàn)，一種是圓錐齒輪傳動，一種是蝸輪蝸桿傳動。但是蝸輪傳動的特點是：傳動比大，效率低，結構具有反向自鎖性。但是這里總的傳動比為：i=1483/60=24.72,并且后肢齒輪分擔了較大的傳動比，故在這里不需要太大的傳動比，而需要較高的效率，而蝸桿的傳動效率較低，圓錐齒輪的傳動效率較高，故選用圓錐齒輪傳動。
綜上所述，圓錐齒輪的作用主要有兩方面：一方面，它能起到改變轉速的作用，變垂直方向傳動為水平方向傳動；另一方面，它能起到減速的作用，分擔了系統(tǒng)總的傳動比。
1.2.2.2 圓錐齒輪的制造和安裝
為了獲得較大的傳動比獲得垂直的輸出雙重作用，為此在行星輪前面設計了一級圓錐齒輪減速裝置。結構比較簡單，制造和安裝也很容易。
1.2.3 蝸輪蝸桿
1.2.3.1 蝸輪蝸桿的雙重作用
其作用一是在電動機啟動之前，液壓馬達帶動蝸桿，蝸桿又帶動蝸輪（即內齒圈），內齒圈與行星輪內嚙合，內齒圈帶動行星輪動。此時運動的傳遞有兩個走向。一是傳向太陽輪，二是傳向轉臂，但由于與轉臂，但由于與轉臂相連的輸出軸上帶有較大的載荷，故運動傳動給太陽輪，再經錐齒輪傳給電動機輸出軸，使其轉動。
其傳動路線為液壓馬達—蝸桿—蝸輪（內齒圈）--行星輪—太陽輪—錐齒輪—電動機。
總之，其作用一就是電動機在啟動前有一個轉速。其作用二就是利用當電動機達到滿轉轉速時，使電動機的轉速不傳給內齒圈，而是傳給轉臂來帶動負載工作。
其傳動路線為電動機—錐齒輪—太陽輪—行星輪—轉臂—負載。
總之，其作用二是蝸輪蝸桿的自鎖作用。
1.2.3.2 蝸輪蝸桿的安裝與制造
由于行星輪的傳動機構是作為一個運動合成機構來使用的，當液壓馬達通過蝸桿帶動蝸輪轉動，而蝸輪由于內齒圈一體的，因此液壓馬達通過蝸輪帶動內齒圈以不同的轉速，可以使輸出軸的轉速隨之變化。如果先使液壓馬達帶動內齒圈轉動，且其轉速達到一定的數(shù)值，根據行星傳動機構的工作原理可知，輸出軸和輸入軸都可能轉動。蝸輪蝸桿傳動在該裝置中起著非常重要的作用。為了保證它長期可靠地工作，必須具有優(yōu)良的制造和安裝精度。
考慮到蝸輪蝸桿的實際作用不是傳遞動力，為了制造方便，該裝置中采用了普通圓柱蝸桿傳動，蝸桿采用單頭，使制造容易，精度能夠保證，蝸輪采用整體結構，其內孔裝在行星架的支撐套上，組成滑動軸承。從零件本身的結構特點來看，內孔尺寸較大，正好滿足蝸輪蝸桿傳動和滑動的要求，因此該機構是合理的。
2 系統(tǒng)的傳動設計
本章節(jié)將討論直角式可控調速裝置的運動的實現(xiàn)，其中包括傳動比的計算與分配，錐齒輪的傳動設計、行星齒輪的傳動設計以及蝸輪蝸桿傳動的設計。
2.1 傳動比的計算與分配
由設計任務書中給出的條件有：輸入功率=132kw; 輸入轉速=1483r/min;輸出轉速=60 r/min。
2.1.1 電動機的選擇
查看《機械設計師手冊》得電動機的參數(shù)如下：
型號：Y280M-4 額定功率：132kw
轉速：1483r/min 定子電流：241.3A
效率：93% 功率因數(shù)：0.88
最大轉矩/額定轉矩：2.2 堵轉轉矩/額定轉矩：1.8
堵轉電流/額定電流：7.0 噪聲：9.6dB
質量：820kg
2.1.2 傳動比的計算
=/==24.72
2.1.3 傳動比的分配
錐齒輪傳動比：按傳動要求來確定，通常i=110，取=3.09
行星齒輪傳動比：由于是2K—H行星齒輪，其嚙合方式為NGW，傳動比u=1.1313.7，一般取2.79，這里我們取=8
2.2 錐齒輪的傳動設計
2.2.1 確定齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù)
2.2.1.1 按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動
2.2.1.2 運輸機一般為機器，故選用7級精度
2.2.1.3 材料選擇
由教材表10-1選擇，大小齒輪均采用20Cr滲碳、淬火處理，齒面硬度為5863HRC，其材料和熱處理質量達到中等要求
2.2.1.4 齒數(shù)的選擇
選擇小齒輪的齒數(shù)為=26，則大齒輪的齒數(shù)為==3.0926=80.34
取=81
2.2.2 按齒面接觸強度設計
由教材設計計算公式（10-26）進行試算來初步估計小輪分度圓直徑，其中齒形角=，=2.5，則有
2.92 （2-1）
2.2.2.1 確定公式內的各計算數(shù)值
(1) 試選載荷系數(shù)=1.3
(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩
=
(3) 選取齒寬系數(shù)=0.30
(4) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8M
(5) 由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=1300M，
大齒輪的接觸疲勞強度極限=1300M
(6) 計算應力循環(huán)次數(shù)，設工作壽命10年，每年工作300天，兩班制，則
=60j=
(7) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)
(8) 確定區(qū)域載荷系數(shù)標準直齒圓錐齒輪傳動
(9) 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則
2.2.2.2 計算
(1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
=93.6mm
(2) 計算齒輪的圓周速度
符合所選取的v=3m/s
其中
(3) 計算載荷系數(shù)
① 齒輪的使用系數(shù)載荷狀況以均勻平穩(wěn)為依據查得教材表10-2得
② 由教材圖10-8查得
③ 取
④ 依據大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查得教材表10-9得軸承系數(shù)
⑤ 由公式得
⑥接觸強度載荷系數(shù)
(4) 按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
，取標準值m=5mm
(5) 計算齒輪的相關參數(shù)
(6) 圓整并確定齒寬
圓整取 ，
2.2.3 校核齒根彎曲疲勞強度
2.2.3.1確定彎曲強度載荷系數(shù)
2.2.3.2 計算當量齒數(shù)
2.2.3.3 確定相關修正系數(shù)
查教材表10-5得 ，
,
2.2.3.4 計算彎曲疲勞許用應力
由圖得彎曲疲勞壽命系數(shù) ,
取安全系數(shù)
由教材圖10-20（d）得
按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力
2.2.3.5 校核彎曲強度
根據彎曲強度條件公式
(2-2)
進行校核，則
滿足彎曲強度，故所選參數(shù)合適
2.2.4 錐齒輪的幾何尺寸計算
表2-1 錐齒輪各幾何尺寸
序
數(shù)
項
目
代
號
計算公式
結果
小輪
大輪
1
齒數(shù)
Z
26
81
2
大端模數(shù)
m
5mm
3
齒形角
4
齒頂系數(shù)
0.25
5
錐角
6
齒頂高系數(shù)
1
7
大端分度圓直徑
d
d=mZ
130mm
405mm
序
號
項
目
代
號
計算公式
結果
小輪
大輪
8
錐距
R
211.1mm
9
齒寬
b
取b=64mm
64mm
64mm
10
齒寬系數(shù)
0.303
11
平均分度圓直徑
110.3mm
343.6mm
12
平均分度圓模數(shù)
4.243mm
13
大端齒頂高
5mm
14
大端齒根高
6.25mm
15
大端齒厚
S
7.85mm
16
大端全齒高
h
11.25mm
2.3 行星齒輪的傳動設計
2.3.1 材料的選擇
2.3.1.1 太陽輪和行星輪
材料：20，滲碳淬火，齒面硬度
齒面接觸疲勞極限：太陽輪
行星輪 （對稱載荷）
齒形為漸開線，最終加工為磨齒，精度為6級
2.3.1.2 內齒圈
材料: 調質處理，要求表面硬度
齒面接觸疲勞極限
齒根彎曲疲勞極限
齒形為漸開線，最終加工為插齒，精度為7級
2.3.2 確定各主要參數(shù)
2.3.2.1 傳動比
2.3.2.2 行星輪數(shù)目
2.3.2.3 配齒計算
A先估算太陽輪的齒數(shù)
對于非變位或高變位傳動，
取=20，此時C=54
B按照行星齒輪傳動齒數(shù)應該滿足的條件進行配齒
下面分別驗算其四個條件
傳動比條件
滿足傳動比要求
2）裝配條件
為整數(shù)，滿足裝配條件
3）同軸條件
滿足同軸條件
4）鄰接條件
保證相鄰兩個行星輪的齒頂不相碰，即
滿足鄰接條件
5）估算模數(shù)和中心距
按齒面接觸疲勞強度初定太陽輪分度圓直徑
式中：--算式系數(shù)，對于一般鋼制齒輪，直徑傳動=768
--使用系數(shù)，查表10-2取=1.25
--計算接觸強度的行星齒輪間載荷不均衡系數(shù)，查《齒輪手冊》（第二版）表7.3-7，齒輪精度6級得=1.20
--綜合系數(shù)，查表7.3-4，由行星輪輪數(shù)~2.7,取=2
--小齒輪齒寬系數(shù)，查表7.3-3取=0.6
u--齒數(shù)比，u=
--一對嚙合副中小齒輪名義轉矩（Nm）
--齒輪的接觸疲勞極限（M），由前面知道，帶入式中：式中“+”為外嚙合，“—”為內嚙合，太陽輪與行星輪為外嚙合，取“+”
所以模數(shù)，取
則中心距
2.3.3 幾何尺寸計算
表2-2 行星齒輪的各幾何尺寸
序數(shù)
項目
代號
計算公式
結果
太陽輪
行星輪
內齒圈
1
齒數(shù)
Z
20
61
142
2
模數(shù)
m
4mm
4mm
4mm
3
齒寬
b
48mm
48mm
48mm
4
齒頂高系數(shù)
1
1
1
5
頂隙系數(shù)
0.25
0.25
0.25
6
壓力角
7
裝配條件
為整數(shù)，滿足條件
8
中心距
a
9
同軸條件
，滿足同軸條件
10
分度圓直徑
d
，
80mm
242mm
568mm
11
齒頂圓直徑
88mm
250mm
560mm
序數(shù)
項目
代號
計算公式
結果
太陽輪
行星輪
內齒輪
12
齒根圓直徑
77.5
mm
239.5
mm
570.5
mm
13
齒高
h
5.25
mm
5.25
mm
5.25
mm
14
頂隙
c
1mm
1mm
1mm
15
基圓直徑
75.18mm
227.4mm
533.75mm
16
齒頂圓壓力角
17
重合度
18
鄰接條件
，
滿足鄰接條件
2.3.4 齒輪強度計算
2.3.4.1 齒輪承載能力計算參數(shù)
表2-3
太陽輪（a)
行星輪（c）
內齒圈（b）
接觸疲勞極限（）
1450
1450
1450
彎曲疲勞極限（）
400
280
280
E()
206000
材料彈性系數(shù)
189.8
7.89
2.3.4.2 a-c嚙合副的強度校核
A 齒面接觸疲勞強度校核
1）計算載荷
小輪轉矩：
分度圓圓周力：
2）計算接觸應力基本值
（2—3）
式中=8500N，b=48mm，==80mm，u=
--節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查得
--材料彈性系數(shù)，查得（鍛鋼）
--重合度系數(shù)，查得
--螺旋角系數(shù)，查得
代入式中：
3）計算接觸應力
（2—4）
式中：
為使用系數(shù)，=1.25
為動載荷系數(shù)。查得=1.05
其中
--齒向載荷分布系數(shù)
其中，查圖得
()
, （與載荷系數(shù)有關）
故
--齒間載荷分布系數(shù)，取=1.0
--行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，=1.15
代入得
4）計算接觸許用應力
(2—5）
式中:
--壽命系數(shù)，查得 ,
其中
(t--齒輪同側齒面總工作時間，單位h）
--最小安全系數(shù)，取=1.0
--潤滑劑系數(shù)，查得=1.03
--速度系數(shù)，查得
(其中 )
--工作硬化系數(shù)，查得=1.1
--粗糙度系數(shù)，查得=0.9
--尺寸系數(shù)，查得=1.0
代入式中得：
5) 接觸強度的計算安全系數(shù)
故接觸疲勞強度合格
B 彎曲疲勞強度校核
1) 計算小齒輪轉矩
由前面的計算結果可知 ，
2) 計算彎曲應力基本值
(2—6）
式中：
=8500N，b=48mm，m=4mm
--齒形系數(shù)，由教材10-5查得
--應力修正系數(shù)，查表10-5得
--重合度系數(shù)，
--螺旋角系數(shù)，由圖查得=1.0
代入式中得：
3) 計算齒根彎曲應力
(2—7）
式中：
--動載荷系數(shù)，取=1.05
--齒向載荷分布系數(shù)，
其中：，
由圖5-3a查得，，其為載荷有關的系數(shù)
所以
--齒間載荷分布系數(shù)，由表5-9查得=1.1
（因)
--齒間載荷分配不均勻系數(shù)，查表得=1.15
代入式中得：
4) 計算許用彎曲應力
（2-8）
式中：
--試驗齒輪應力修正系數(shù)，取=2.0
--壽命系數(shù)，查表1.2-96得
--最小保證安全系數(shù)，取=1.0
--相對齒根圓角敏感系數(shù)，查表1.2-97得=0.95
--相對齒根表面狀況系數(shù)，取=1.0（）
--尺寸系數(shù)，查得=0.99
代入式中得：
4) 彎曲強度計算安全系數(shù)
故彎曲強度合格
2.3.4.3 b-c嚙合副的強度校核
A 齒面接觸疲勞強度校核
1）計算載荷
小齒輪轉矩：
分度圓圓周力：
2）計算接觸應力基本值
所用為公式（2-3）
其中：=8570N，b=48mm，齒數(shù)比u=
由圖5-13a查得=2.5（）
由表5-10查得=189.8（鍛鋼）
由圖5-21查得
由圖5-21查得=1.0
代入式中得:
3）計算接觸應力
所用公式為（2-4）
式中：
取為1.25
由圖5-1查得=1.05
其中：
又：查圖5-2a得=1.02 （）
取=0.4，=1（與載荷有關）
故：
另外查表得
將以上參數(shù)代入公式（2-4）得：
4）計算接觸許用應力
所用公式為（2-5）
式中：由圖5-19查得
其中：
最小安全系數(shù)=1.0
潤滑劑系數(shù)由圖5-14查得為1.03
由圖5-15查得
其中：
由圖5-17查得=1.1
由圖5-16查得=0.9
由圖5-18查得=1.0
將以上各系數(shù)代入公式（2-5）得：
5）接觸強度的計算安全系數(shù)
故接觸疲勞強度合格
B 彎曲疲勞強度校核
計算彎曲應力基本值
所用公式為（2-6）
式中：,b=48mm,m=4mm
由教材表10-5查得
又： ，查得=1.0
將以上各系數(shù)代入公式（2-6）中得：
2) 計算齒根彎曲應力
所用公式為(2-7)
式中：=1.25，=1.05
由表5-9查得=1.0
由表5-9查得=1.15
代入公式（2-7）得：
3）計算許用彎曲應力
所用公式為（2-8）
式中：取為2.0，=1.0
由表1.2-96確定，
查表1.2-97得=0.95，=1.0（2.6）
查得=0.99
將以上各數(shù)據代入公式（2-8）得：
4) 彎曲強度計算安全系數(shù)
故彎曲強度合格
2.4 蝸桿蝸輪的傳動設計
2.4.1 選擇蝸桿的傳動類型
根據GB/T10085——1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）
2.4.2 選擇材料
考慮到蝸桿傳動的功率不是很大，速度只是中等，故蝸桿選用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45——55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而軟芯用灰鑄鐵HT1000制造。
2.4.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據閉式蝸桿傳動的設計準則，現(xiàn)按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。按傳動中心距
1）確定作用在蝸桿上的扭矩
由于蝸輪上的扭矩與內齒圈上的扭矩相等，故其扭矩為：
2）確定載荷系數(shù)
因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1,由表查得使用系數(shù)為=1.15;由于轉速不高，沖擊不大，可取載荷系數(shù)=1.05，則：
3) 確定彈性影響系數(shù)
因選用的鑄錫磷青銅和鋼蝸桿相匹配，故
確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從表中查得=2.9
5）確定接觸許用應力
根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度為45HRC，可從表中查得蝸輪的基本許用應力
因為蝸輪蝸桿的使用時間很少，僅在啟動的時候起作用，故可取其壽命系數(shù)為
6) 計算中心距
由教材表11-2選配參數(shù)，取a=250mm,模數(shù)m=6.3mm,蝸桿分度圓直徑，，從教材圖11-18查得=2.6
因為,故以上計算結果可用
2.4.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
1）蝸桿
由表11-2查得，蝸桿頭數(shù)=1,
則軸向齒距
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿軸向齒厚
2) 蝸輪
蝸輪齒數(shù)=61，變位系數(shù)=+0.2937
蝸輪分度圓直徑
蝸輪喉圓直
=400.6mm
蝸輪齒根圓直
蝸輪咽喉母圓半徑
2.4.5 校核齒根彎曲疲勞強度
1）確定載荷系數(shù)當量齒數(shù)
2) 確定齒形系數(shù)根據由教材圖11-19得齒形系數(shù)
3）確定螺旋角影響系數(shù)
4) 確定許用彎曲應力由教材表11-8得蝸輪的基本許用應力為
因為蝸輪蝸桿的使用時間很少，僅在啟動的時候起作用，故可取壽命系數(shù)為=1，則許用彎曲應力
校核齒根彎曲疲勞強度
根據蝸輪的許用彎曲應力公式
（3—1）
彎曲強度符合要求
6）精度等級公差和表面粗糙度的確定
圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f.
3 系統(tǒng)的軸系設計
3.1 傳動軸的校核
大錐齒輪的齒數(shù),分度圓直徑=405mm，轉速
3.1.1 選擇軸的材料，確定許用應力
選擇軸的材料為45號鋼，正火處理，其強度值為：
許用應力為：
3.1.2 計算軸的載荷
中間軸所傳遞的轉矩為
3.1.3 計算軸徑
由公式
（3—2）
由于所選的材料為45號鋼，由教材表15-3查得,則
考慮到所選用的是調心滾子軸承，取軸徑為75mm
3.1.4 軸的受力分析
軸在嚙合處受力，受有軸向力，圓周力，在軸承處起支撐作用，故也受力有： ，
1）求軸的支反力，作用在軸的受力分析簡圖如下
圖3-1
在水平面上，由得：
在垂直面上：
負號表示與原假設的方向相反
作出彎矩圖：
在水平面上，
在垂直面上：
合成彎矩圖：
按彎矩和扭矩的合成應力校核軸的強度
由圖可知截面B處彎矩最大，故該截面的強度最大，截面的當量彎矩為
則
所以該截面的強度足夠
太陽輪上只有轉矩，由公式可得
故強度符合要求
3.2 中間軸的軸承校核
3.2.1 軸承的選擇
中間軸上雖然有四個軸承，均為雙列向心球面滾子軸承，型號分別為：30615，30619，30617，30617.其中30615的額定動載荷為
3.2.2 軸上的受力分析
中間軸上雖然有四個軸承支撐，但后兩個軸承為浮動，對軸的合力為0，所以受力分析時僅考慮前兩個軸承。受力分析圖如下：
圖3-2
A 求齒輪嚙合處的作用力
B 求軸承處的徑向載荷
在水平面內有：
①
②
聯(lián)立兩個等式求得：
在垂直面內有：
③
④
聯(lián)立兩個等式求得：
所以：
C 求軸承的軸向載荷
查表取e=0.37
因
故軸承1放松，軸承2壓緊
則
D 求當量載荷
則
3.2.3 計算壽命
A 預期壽命
B 在動載荷P作用下軸承基本額定壽命為
故壽命滿足要求
4 傳動件的結構設計
前面已經從強度的角度對裝置內主要零部件進行了設計與校核，并計算出了這些零件的主要尺寸，但由于各零件的作用及其各自的功能要求，必須對其進行整體的結構設計。本章節(jié)將介
紹各零部件的結構設計。
4.1 小錐齒輪軸的結構設計
圖4-1為小錐齒輪軸的零件圖，其中兩支撐處均安裝6216型軸承。
圖4-1
4.2 大錐齒輪的結構設計
圖4-2為大錐齒輪的零件圖，考慮到增加強度又節(jié)省材料，采用加強板結構。
圖4-2
4.3 中間軸的結構設計
圖4-3為中間軸的零件圖，其結構較復雜。軸上要安裝四個滾動軸承，另外還要安裝大錐齒輪和太陽輪，并通過鍵來聯(lián)接和傳動。
圖4-3
4.4 太陽輪的結構設計
圖 4-4為太陽輪的零件圖，其為直齒圓柱齒輪，通過平鍵與中間軸聯(lián)接。
圖4-4
4.5 行星輪的結構設計
圖4-5為行星輪的零件圖，將其設計為浮動型，太陽輪共有三個行星輪與之嚙合傳動，中間孔安裝軸與行星架相聯(lián)接，因而對其安裝精度要求較高。
圖4-5
4.6 內齒圈的結構設計
圖4-6為內齒圈的零件圖，它與蝸輪結構固定在一起，兩者采用花鍵聯(lián)接，其中花鍵采用矩形花鍵。
圖4-6
4.7 蝸輪的結構設計
圖4-7為蝸輪的組件圖，蝸輪采用螺栓聯(lián)接式，其中輪緣處材料為錫青銅，輪芯處為灰鑄鐵。孔采用內花鍵結構與內齒圈聯(lián)為一體。
圖4-7
4.8 蝸桿軸的結構設計
圖4-8為蝸桿軸的零件圖，蝸桿軸結構較為簡單，兩端軸承處對稱支撐，且裝有擋油環(huán)。另外蝸桿軸一端因要與液壓馬達驅動裝置聯(lián)接，因而開有鍵槽。
圖4-8
4.9 行星架的結構設計
圖4-9為行星架的結構圖，由結構需要，為減小軸向尺寸，行星架采用單臂式行星架，其與行星輪之間用行星輪軸聯(lián)接，因有三個行星輪，故需開三個軸孔用來聯(lián)接。
圖4-9
4.10 輸出軸的結構設計
圖4-10為輸出軸的零件圖，輸出軸的部分尺寸由行星架來定，再根據軸的設計思路完成輸出軸的設計。
圖4-10
4.11 箱體的結構設計
圖4-11為該裝置的箱體結構圖，箱體的總體結構圖根據已經設計出來的零部件尺寸和結構來設計，并依據該系統(tǒng)的工作原理來對各零部件的位置進行布局。
圖4-11
4.12 總裝配圖
系統(tǒng)的總體裝配圖如圖4-12：
圖4-12
結束語
漫長的畢業(yè)設計之路終于接近尾聲了，在這幾個月里，自己困惑過，懈怠過，但也努力過，堅持過，最終經過自己的不斷嘗試和學習，不僅順利完成了畢業(yè)設計的任務，而且實實在在地學到了不少東西，這對自己以后的學習和工作都有很大的益處。
畢業(yè)設計之前學校安排了兩周的畢業(yè)設計實習，這是為我們的畢業(yè)設計打基礎和提供思路。在這兩周的時間里，我綜合整理了以前實習過的內容并結合自己所學專業(yè)課知識開始準備畢業(yè)設計。在畢業(yè)設計開題之后我按自己制定的計劃開始進行設計。由于前期準備較充分，再加上這段時間進行的設計計算部分自己也較為熟悉，因而進展得很順利，基本都能按原定計劃完成。但是隨著設計部分的深入和知識的擴展，自己不了解的東西越來越多，這就需要自己去不斷地查閱和搜集相關資料了。由于這里面的東西很多，也有點亂，自己心里沒有一定的知識定位和儲備是很難理清楚的。這期間我就遇到過不少困惑，有的時候真想省事繞過去，但自己最后基本上都堅持做下去了。我感覺現(xiàn)在這種按部就班的方法還是挺有用的，能夠讓自己對所設計的東西運用專業(yè)知識去有調理地解決，這不僅讓自己對設計過程中所涉及的專業(yè)知識更為熟悉，同時也有益于培養(yǎng)自己的機械設計素養(yǎng)。
在畢業(yè)設計這段時間里，我感觸最深的是后期的零件設計和三維繪圖工作。這是我們畢業(yè)設計的最為重要和困難的部分，它綜合性很強，同時又考察了自己的動手實踐能力。依據前期的設計計算部分進行各零部件的設計對我來說不算很難，因為以前的課程設計部分自己做得就不錯，在完成這部分任務后便開始三維繪圖了。我們要求用PROE三維繪圖軟件來進行各零部件的繪制并最終完成裝配圖和工程圖，大三的時候我們學過一些簡單的零件繪制，但是面對如此多的零件加上零件形狀的復雜程度，對我們來說不能不說是一個很大的挑戰(zhàn)。從熟悉自己以前所學的一點知識到自己去主動借閱相關書籍去學習，就這樣自己一點一點地開始繪制。除這些學習外，我還在自學網上對學習了幾天，對一些操作有了大致的了解。另外自己也自學了一些東西，盡管花了很長時間，但感覺非常值，更有一種如獲至寶的感覺，也正是這份喜悅讓我堅持到最后并且順利完成畢業(yè)設計的。
對于我畢業(yè)設計所做的課題——直角式可控調速裝置機械系統(tǒng)設計，整體做下來不僅使我對這種裝置的工作原理有了更為深刻的了解，而且也讓我對這種裝置的優(yōu)勢把握地更為深刻，這也基本上滿足畢業(yè)設計的目地。
畢業(yè)設計從頭到尾地做下來讓我對大學四年所學專業(yè)知識有一個系統(tǒng)而又明晰的了解，最為重要的是對自己所選專業(yè)方向有了更為深刻地把握，這對自己以后工作有很大的益處。這其中我感受頗深的不是自己所做的畢業(yè)設計內容，感覺更為重要的是完成畢業(yè)設計所需要的那種持之以恒和不懼困難敢于挑戰(zhàn)的寶貴精神，自己以前的進步就得益于此，這也是作為機械設計人員的我們所應該具備的一種素質。
致 謝
首先，我要感謝河南理工大學萬方科技學院，感謝機械系對我四年的培養(yǎng)，讓我學到了許許多多的知識，感謝各位老師在這四年里對我的關懷與照顧，在此致以我深深的謝意。
畢業(yè)設計從選題到最后定稿成文，本校王得勝老師一直給予我了悉心的指導，王老師那種嚴謹求實的作風，廣博深邃的洞察力，孜孜不倦的開拓精神和敬業(yè)精神令我深受啟迪和教益，謹向我的指導老師王得勝老師致以深深的謝意。
通過這次畢業(yè)設計，我學到了很多原來不懂的東西，其規(guī)模之宏大，任務之繁瑣是以前課程設計所無法比擬的。每當自己遇到問題時，就請教老師和同學，要不就自己查閱相關資料直到搞懂為止。是老師的悉心指導和同學們的熱心幫助讓我順利地完成了畢業(yè)設計。但是，由于自己水平有限，在設計計算部分難免會出錯，在系統(tǒng)整