SHDJ-A型星輪減速器設計【含6張CAD圖紙、說明書】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 SHDJ-A型星輪減速器設計 摘 要 行星齒輪減速器是原動機和工作機之間的獨立封閉傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩以滿足各種工作機械的要求，行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比, 具有結構緊湊、體積小、重量輕、效率高、傳動比大等優(yōu)點, 因此得到了廣泛的應用。但是在國內在研究生產行星齒輪減速器方面還存在一定局限，為了適應生產發(fā)展需要，本論文通過初步分析行星齒輪減速器的總體結構設計，為行星齒輪減速器的進一步研制和開發(fā)提供理論依據(jù)。 行星輪減速其實就是應用齒輪減速的理論，它有一個軸線位置固定的齒輪叫中心輪或太陽輪，在太陽輪邊上有軸線變動的齒輪，即一方面作自轉另一方面又作公轉的齒輪叫行星輪，行星輪有支持構件叫行星架，通過行星架將動力傳到軸上，再傳給其他齒輪。它們由一組若干個齒輪組成一個輪系，只有一個原動件，這種周轉輪系稱為行星輪系。 關鍵詞：減速器，行星齒輪減速器，行星齒輪傳動，行星輪，中心輪（太陽輪），行星架ABSTRACT Planetary gear reducer is the prime mover and an independent closed between gear to reduce speed and increase torque in order to meet the requirements of a variety of mechanical work, planetary gear transmission as compared with ordinary gear drive with compact structure, small size, light weight, high efficiency, the transmission ratio advantages, it has been widely used. However, in domestic production in the study of planetary gear reducer that there are still some limitations, in order to meet the development needs of production, a preliminary analysis of this thesis through the planetary gear reducer overall structural design, planetary gear reducer for further research and development and provide a theoretical basis. The planetary gear decelerates is actually applies the gear reduction the principle, it has a spool thread position fixed gear to be called the central ring or the sun gear, one hand the gear nearby the sun gear which the spool thread changes, on the other hand on the one hand namely makes the rotation to make the revolution the gear auction house spider, the planetary gear has the support component to be called the planet carrier, passes to on the axis through the planet carrier the power, again passes to other gears. They are composed a gear train by group of certain gears, only then original moving parts, this kind of epicyclic train is called the planet gear train. Key words: Reducer, planetary gear reducer, planetary gear drive, planetary gear, central ring (sun gear), planet carrier 目 錄 1 緒論-------------------------------------------------------------------------------------------------------------------1 1.1發(fā)展概況------------------------------------------------------------------------------------------------------1 1.2行星齒輪的傳動-------------------------------------------------------------------------------------------1 1.3行星齒輪的傳動-------------------------------------------------------------------------------------------2 1.4行星齒輪傳動的特點------------------------------------------------------------------------------------2 1.5行星齒輪傳動的基本類型------------------------------------------------------------------------------3 2 減速器簡介-------------------------------------------------------------------------------------------------------4 3 行星齒輪傳動的設計---------------------------------------------------------------------------------------6 3.1原始數(shù)據(jù)------------------------------------------------------------------------------------------------------6 3.2齒輪設計、參數(shù)計算及校核---------------------------------------------------------------------------7 3.3行星齒輪傳動的均載機構設計及結構設計方案----------------------------------------------16 3.4軸的結構分析及計算------------------------------------------------------------------------------------18 3.5軸系零件的選擇與計算、潤滑方式及連接件選擇--------------------------------------------20 參考文獻-------------------------------------------------------------------------------------------------------------22 結束語-----------------------------------------------------------------------------------------------------------------23 1 緒論 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比，當它們的零件材料和機械性能、制造精度、工件條件等均相同時，前者具有一系列突出的優(yōu)點，它最顯著的優(yōu)點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸出軸與輸入軸均設置在同一主軸線上。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傳動中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構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用。 1.1發(fā)展概況 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用，生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能、傳動效率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。 行星齒輪傳動在我過已有了許多的發(fā)展史，很早就有了應用。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。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，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備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極地吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新的努力奮進，是我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。 1.2行星齒輪的簡介 我們熟知的齒輪絕大部分都是轉動軸線固定的齒輪。例如機械式鐘表，上面所有的齒輪盡管都在做轉動，但是它們的轉動中心（與圓心位置重合）往往通過軸承安裝在機殼上，因此，它們的轉動軸都是相對機殼固定的，因而也被稱為"定軸齒輪"。有定必有動，對應地，有一類不那么為人熟知的稱為"行星齒輪"的齒輪，它們的轉動軸線是不固定的，而是安裝在一個可以轉動的支架上。行星齒輪除了能象定軸齒輪那樣圍繞著自己的轉動軸轉動之外，它們的轉動軸還隨著藍色的支架（稱為行星架）繞其它齒輪的軸線轉動。繞自己軸線的轉動稱為"自轉"，繞其它齒輪軸線的轉動稱為"公轉"，就象太陽系中的行星那樣，因此得名。 也如太陽系一樣，成為行星齒輪公轉中心的那些軸線固定的齒輪被稱為"太陽輪"。 在一個行星齒輪上、或者在兩個互相固連的行星齒輪上通常有兩個嚙合點，分別與兩個太陽輪發(fā)生關系。軸線固定的齒輪傳動原理很簡單，在一對互相嚙合的齒輪中，有一個齒輪作為主動輪，動力從它那里傳入，另一個齒輪作為從動輪，動力從它往外輸出。也有的齒輪僅作為中轉站，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。 1.3行星齒輪的傳動 行星齒輪傳動是一種一個或一個以上齒輪的軸線繞另一齒輪的固定軸線回轉的齒輪傳動，行星輪既繞自身的軸線回轉，又隨行星架繞固定軸線回轉。太陽輪、行星架和內齒輪都有可繞共同的固定軸線回轉，并可與其他構件聯(lián)結承受外加力矩，它們是這種輪系的三個基本件。三者如果都不固定，確定構件運動時需要給出兩個構件的角速度，這種傳動稱為差動輪系；如果固定內齒輪或太陽輪，則稱行星輪系。通常這兩種輪系都稱行星齒輪傳動，如圖1所示。 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾個軸線位置不固定，繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中至少具有一個作行星運動的齒輪。如圖1（a）所示，齒輪a、b和構件x均繞幾何軸線O轉動，而齒輪c是活套在構件x的軸上，它一方面繞自身的幾何軸線旋轉，同時又繞著幾何軸線O旋轉，即齒輪c作行星齒輪。因此，稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動即行星輪系。 圖 1 行星齒輪傳動 1.4行星齒輪的傳動的特點 行星齒輪的主要特點有： ①積小、質量小、結構緊湊、承載能力大 ②傳動效率高 ③傳動比較大 ④運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。 隨著行星傳動技術的迅速發(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到20000kW，輸出轉矩已達到了4500kN·m。據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下：①標準化、多品種②硬齒面、高精度③高轉速、大功率④大規(guī)格、大轉矩 行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進以及消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術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。 應該指出，對于行星齒輪傳動設計者，不僅應該了解其優(yōu)點，而且應該在自己的設計工作中，充分地發(fā)揮其優(yōu)點，且把其缺點降低到最低的限度。從而設計出性能優(yōu)良的行星齒輪傳動裝置。 1.5行星齒輪的傳動的基本類型 行星齒輪傳動的類型很多，其分類方法也不少。在我國根據(jù)前蘇聯(lián)學者庫德略夫采夫（B.H.Kyπρβ）提出的按照行星齒輪傳動基本構件的不同進行分類。該分類方法在我國具有較大的影響，且早已在我國齒輪界被普遍采用和接受了。 在庫德略夫采夫分類方法中，行星齒輪傳動的基本代號為：Z—中心輪，X—轉臂，V—輸出軸（在庫氏原著中，K—中心輪，H—轉臂）。根據(jù)其基本構件的配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他的結構型式的行星齒輪傳動大都是它們的演化型式或組合型式。 按照原機械工業(yè)部關于行星齒輪減速器標準JB1977-1976，還可以將行星齒輪傳動按其嚙合方式的不同來進行分類。該分類方法通常采用如下基本代號： N——內嚙合齒輪副； W——外嚙合齒輪副； G——同時與兩個中心輪相嚙合的公共齒輪； 根據(jù)行星齒輪傳動所具有的嚙合方式，可以把行星齒輪傳動的傳動類型分為： NGW——具有內嚙合和外嚙合，同時還具有一個公共齒輪的行星齒輪傳動； NW——具有一個內嚙合和一個外嚙合的行星齒輪傳動； WW——具有兩個外嚙合的行星齒輪傳動； NN——具有兩個內嚙合的行星齒輪傳動； NGWN——具有兩個內嚙合和一個外嚙合，同時還具有一個公共齒輪的行星齒輪傳動； N——僅具有一個內嚙合的行星齒輪傳動。 2 減速器簡介 減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換器，將電動機的回轉數(shù)減速到所要的回轉數(shù)，并得到較大轉矩的機構，它是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩，以滿足工作需要。在某些場合也用來增速，稱為增速器。減速器降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。降速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 減速器的種類很多，按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星減速器以及它們相互組合起來的減速器；按照傳動的級數(shù)可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐—圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可以分為展開式、分流式和同軸式減速器。 （1）蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上，但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 （2）諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限，不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉速不能太高。 （3）行星減速器其優(yōu)點是結構比較緊湊，回程間隙小，精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。 減速器主要由傳動零件（齒輪或蝸桿）、軸、軸承、箱體及其附件所組成。 （1）齒輪、軸及軸承組合 小齒輪與軸制成一體稱齒輪軸。這種結構用語齒輪直徑與軸的直徑差不多的情況下。如果相差很大，就采用齒輪與軸分開為兩個零件的結構，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸的周向固定采用平鍵連接，周上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋做周向固定。當徑向載荷和軸向載荷不大時，兩軸采用深溝球軸承；在軸向載荷較大的情況下，應采用角接觸球軸承、圓錐滾子軸承或深溝球軸承與推力軸承的組合結構。 （2）箱體 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。箱體通常采用灰鑄鐵制造，對于重載荷或者有沖擊的減速器也可采用鑄鋼箱體。單件生產的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體。 （3）附件 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 （a）檢查孔 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內注入潤滑油。 （b）通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱體內膨脹氣體自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S身密封件滲漏。 （c）軸承蓋 為固定軸系不見的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端軸承蓋封閉。 （d）定位銷 為保證每次拆卸箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定位銷。 （e）油面指示器 檢查減速器油池油面的高度，經常保持有適量的油。 （f）放油螺塞 換油時，排放污油和清潔劑。 （g）起吊裝置 當減速器超過20Kg時，應在箱體設置起吊裝置，便于搬運。 3 行星齒輪減速器的總體結構設計 3Z型行星齒輪傳動中，其基本構件是三個中心輪a、b和e，故其傳動類型代號為3Z。在3Z型行星傳動中，由于其轉臂x不承受外力矩的作用，所以它不是基本構件，而只是用于支承行星輪支承行星輪心軸所必需的結構元件，因而，該轉臂x又可稱為行星輪支架。根據(jù)本次設計任務書中的主要技術指標要求，SHDJ-A型星輪減速器采用3Z(Ⅱ)。 該3Z型行星傳動的結構特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈行星輪c相嚙合；即內齒輪b固定，兩個旋轉的中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合，故可用傳動代號3Z(Ⅱ)表示。 圖2 3.1原始數(shù)據(jù) 1．輸入功率：22Kw； 2．輸入轉速：1500r/min； 3．傳動比：134； 4．使用壽命：5年； 3.2齒輪設計、參數(shù)計算及校核 3.1.1 電動機選擇 根據(jù)輸入功率及轉速，選擇Y系列三相異步電動機Y180L-4 =1500r/min，=1470r/min =22Kw 電動機：Y180L-4 =1500r/min =1470r/min =22Kw 3.1.2齒輪參數(shù)計算 1．配齒計算 根據(jù)傳動比的大小，可預選取中心輪a的齒數(shù)=20 =20 再根據(jù)公式 =[-(+)] 式中=4 =[-(20+4)] 91.8592 按公式=+，則=96 =96 因-=76為偶數(shù)，按公式 =（-）-1=（96-20）-1=37 =37 再按公式 =(1+)()= (1+)()=134.4 =134.4 其傳動比誤差為 ===0.003<=0.02 =0.003 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，根據(jù)圖6-12[1]和圖6-27[1]，取=1450N/mm2和=340N/mm2，中心輪a和行星輪c的加工精度6級；內齒輪b和e均采用30CrMoSiA，調質硬度47～51HB，據(jù)圖6-11[1]和圖6-26[1]，取=780N/mm2和=350N/mm2，內齒輪b和e的加工精度7級。 按彎曲強度的初算公式 m=Km 現(xiàn)已知=20，=340N/mm2。小齒輪名義轉矩T1=9549=9549X=35.013Nm；取算式系數(shù)Km=12.1;按表6-6[1]取使用系數(shù)=1.0；按表6-4取綜合系數(shù)=1.6；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)=1.2，由公式=1+1.5（-1）=1+1.5(1.2-1)=1.3；由圖6-22查得齒行系數(shù)；由表6-5查得齒寬系數(shù)=0.6。則齒輪模數(shù)m為 m=12.1=1.61 取齒輪模數(shù)m=2.0mm T1=35.013Nm Km=12.1，=1.0 =1.6 =1.2 =1.3 =2.67，=0.6 m=2.0mm 2.齒輪的主要參數(shù) 在三個嚙合齒輪副a-c、b-c和e-c中，其中心距： 3.嚙合參數(shù)計算 =m（+）=X2.0X（20+37）=57mm =57mm =m（-）=X2.0X（92-37）=55mm =55mm =m（-）=X2.0X（96-37）=59mm =59mm 由此可見，三個齒輪副的標準中心距均不相等，且有>>。因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定的傳動比=134.4的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距a’相等，則必須對該行星傳動進行變位。 根據(jù)各標準中心距之間的關系>>，現(xiàn)選取其嚙合中心距為a’==59mm作為各齒輪副的公用中心距值。 已知=57，-=55，-=59，m=2.0mm，a’=59mm及壓力角度=20°；按公式計算行星傳動變位的嚙合參數(shù)，如下表所示： 表3-1 行星傳動嚙合參數(shù) 項目 計 算 公 式 a-c齒輪副 b-c齒輪副 e-c齒輪副 中心距變動系數(shù) 1 2 0 嚙合角 24°47′ 28°50′ 20° 變位系數(shù)和 1.131 2.4459 0 齒頂高變動系數(shù) 0.131 0.4459 0 4．確定各齒輪的變位系數(shù) （1）a-c齒輪副 在a-c齒輪副中，由于中心輪a的齒數(shù)，和中心距=57mma’=59mm。 由此可知，該齒輪副的變位目的是湊合中心距和改善嚙合性能。由于，其變位方式應采用角度變位的正傳動。 中心輪a的變位系數(shù) 行星輪c的變位系數(shù) （2）b-c齒輪副 在b-c齒輪副中，和=55mma’=59mm。 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。由于，故其變位方式也采用角度的正傳動 內齒輪b的變位系數(shù) （3）e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，和=59mm=a’=59mm。 由此可知，該齒輪副的變位目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位采用高度變位，即 5.幾何尺寸計算 各齒輪副的幾何尺寸計算結果見下表 表3-2 a-c齒輪副 項目 計算公式 結果 分度圓直徑D Da=m Da=40 Dc=m Dc=74 基圓直徑 =Dacos =Dccos 節(jié)圓直徑D’ 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 表3-3 b-c齒輪副 項目 計算公式 結果 分度圓直徑D Dc=m Dc=74 Db=m Db=184 基圓直徑 =Dccos =Dbcos 節(jié)圓直徑D’ 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 注：表內公式中，，其中] 表3-4 e-c齒輪副 項目 計算公式 結果 分度圓直徑D Dc=m Dc=74 De=m De=192 基圓直徑 =Dccos =Dbcos 節(jié)圓直徑D’ 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 6.裝配條件的驗算 對所設計的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件 (1)鄰接條件 按公式驗算鄰接條件； 將已知的、和值代入上式，則得： 79.93442x59x=83.439 滿足鄰接條件 (2)同心條件 按公式驗算； 各齒輪副的嚙合角為、和；且知=20、=92、=37和=96。代入上式中，得： 滿足同心條件 (3)安裝條件 按公式 驗算，得： =28 =47 滿足安裝條件 7.傳動效率的計算 內齒輪b的節(jié)圓直徑大于內齒輪e的節(jié)圓直徑，即，故該行星傳動效率可采用公式 已知和 其嚙合損失系數(shù)，即： 則： 即有： 所以，其傳動效率為： 該行星齒輪傳動的傳動效率較高，滿足使用要求 3.1.2齒輪強度校核 由于該型行星齒輪傳動具有短期間斷的工作特點，且具有結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按起齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即 首先按公式計算齒輪的齒根應力，即 其中，齒根應力的基本值可按公式 計算； 許用齒根應力可按公式 計算； 現(xiàn)將該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的切向力按公式計算， 已知Ta=9549，和mm。則得： ②有關系數(shù) a.使用系數(shù) 使用系數(shù)按均勻平穩(wěn)查6-7[1]得 b.動載荷系數(shù) 先計算輪a相對于轉臂x的速度，即 其中， 則 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；再計算動載系數(shù)，即 式中，B=0.25(C-5)0.677=0.25(6-5) 0.677=0.25 B=0.25 A=50+56(1-B)=50+56(1-0.25)=92 A=92 則得， c.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 由圖6-7(b)得， 由圖6-8得,代入上式中，得 d.齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)由表6-9可查的 e.行星輪間載荷分配系數(shù) 行星輪間載荷分配系數(shù) 上文中所取,則得： f.齒形系數(shù) 齒形系數(shù)由圖6-22查得： g.應力修正系數(shù) 應力修正系數(shù)由圖6-24查得： h.重合度系數(shù) i.螺旋角系數(shù) 螺旋角系數(shù)由圖6-25得 因行星輪c不僅與中心輪a嚙合，且同時與內齒輪b和e相嚙合，故取齒寬b=65mm b=65mm ③計算齒根彎曲應力 =81.383(N/mm2) =78(N/mm2) 取彎曲應力 ④計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限=340N/mm2 =340N/mm2 由表6-11查得最小安全系數(shù) 應力系數(shù) 按所給定的區(qū)域圖取時， 壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) 應力循環(huán)次數(shù)按每年工作300天，每天工作16h， =1.06x109 齒根圓角敏感系數(shù) 按表6-33查得 相對齒根表面狀況系數(shù) 取齒根表面微觀不平度,則： 尺寸系數(shù) =381.8(N/mm2) =381.8(N/mm2) =381.8(N/mm2) 滿足齒根彎曲強度 (2)b-c齒輪副 在內嚙合齒輪副b-c中只需要校核內齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應力及許用齒根應力。已知,=350N/mm2 通過查表或采用相應的公式計算，可得到取值與外嚙合不用的系數(shù)為，,,,,,,,和 =95.6≈96N/mm2 =96N/mm2 =441.7N/mm2 =441.7N/mm2 ,故b-c齒輪副滿足齒根彎曲強度 滿足齒根彎曲強度 (3)e-c齒輪副 仿上，e-c齒輪副只需要內齒輪e的齒根彎曲強度，即計算，與內齒輪b不同的系數(shù)為和。 =68.95≈70（N/mm2） =70（N/mm2） =441.7N/mm2 =441.7N/mm2 ,故e-c齒輪副滿足齒根彎曲強度 滿足齒根彎曲強度 3.3行星齒輪傳動的均載機構設計及結構設計方案 3.3.1行星齒輪傳動的均載機構設計 行星傳動是通過幾個行星輪傳遞動力的，為了補償制造和裝配誤差的影響，使各行星輪較均勻的分擔載荷，在傳動中采用載荷均衡機構。盡管采用了均載機構，但是各行星輪傳遞的動力仍有不均勻現(xiàn)象，為此引入行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，以評價均載機構的效果。 一．基本構件浮動的均載機構 主要適用于三個行星輪的行星齒輪傳動。它是靠基本構件（太陽輪、內齒輪或行星架）不固定的徑向支承，在受力不平衡時能夠徑向浮動，以使各行星輪均勻分擔載荷。其可分為太陽輪浮動的均載機構、行星架浮動、內齒輪浮動、太陽輪和行星架同時浮動、太陽輪與內齒輪同時浮動、無多余約束的浮動。 二．采用彈性件的均載機構 通過彈性元件的彈性變形補償制造、安裝誤差，使各行星輪均勻分擔載荷。但各種彈性元件彈性不同，均載效果也不同。其包括靠齒輪本身彈性變形的均載機構、采用彈性銷的均載機構、彈性件支承的行星輪、柔性心軸的行星輪。 三．杠桿聯(lián)動均載機構 此方法均載效果較好，但結構復雜。為提高靈敏度，偏心軸用滾針軸承支承，使整個傳動的軸承數(shù)量增多。由于行星輪軸承必須安裝在行星輪內，故對小傳動比的機構，由于行星輪較小，采用這種均載機構受到軸承壽命的限制，一般宜用與中低速傳動。其包括兩行星輪聯(lián)動機構、三行星輪聯(lián)動機構、四行星輪聯(lián)動機構。 對于3Z型傳動，由于在結構上內齒輪是與輸出軸或箱體相連，故可采用十字滑塊聯(lián)軸器使內齒輪b浮動。該均載機構是內齒輪b、齒輪固定環(huán)和端蓋三個構建組成的剛性可移式聯(lián)軸器，即十字滑塊聯(lián)軸器。它允許內齒輪b的軸線產生徑向位移。從而，是主動中心輪a能同時與三個行星輪c相嚙合，而達到無徑向載荷的扭矩傳遞目的。 3.3.2行星齒輪傳動的結構設計 根據(jù)3Z(Ⅱ)型行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉速的高低等情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中心輪（太陽）a的結構，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結構形式；即將中心輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率P和轉速n初步估算輸入軸的直徑dA，同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件的拆裝，通常將軸制成階梯形。總之，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 內齒輪b采用了十字滑快聯(lián)軸器的均載機構進行浮動；即采用齒輪固定環(huán)江內齒輪b與箱體的端蓋連接起來，從而可以將其固定。內齒輪e采用了建起與輸出軸連成一體的結構，且采用平面腹板與其輪轂相聯(lián)結。 行星輪c采用帶有內孔的結構，它的齒寬b應當加大；以便保證該行星輪c與中心輪a與中心輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和e相嚙合。 由于本設計為低速重載，故采用滑動軸承作為行星輪的支承?；瑒虞S承具有較強的承受沖擊和震動的能力，工作較平穩(wěn)，徑向尺寸較小，制造容易、安裝方便。但它的缺點是啟動摩擦力矩較大，非液體摩擦滑動軸承的摩擦損失較大。此外，還去要自行設計和加工，又需要消耗價格昂貴的有色金屬。 3.3.3行星齒輪傳動安裝偏差及齒輪受力計算 安裝偏差 轉臂x上各行行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差 各行星輪軸孔的孔距相對偏差 轉臂x的偏心誤差 齒輪傳動受力分析 中心輪a的切向力 單齒圈行星輪c的切向力 內齒輪b的切向力 內齒輪b的轉矩 續(xù)表 內齒輪e的切向力 內齒輪e的轉矩 3.4軸的結構分析及計算 本次設計中共要設計三根軸，分別為輸入軸、輸出軸以及行星軸。其中根據(jù)3Z(Ⅱ)型行星傳動的工作特點，把輸入軸和輸出軸設計成齒輪軸，分別和中心輪a、內齒輪e結合。而行星軸由于受力較大，如使用滾動軸承無法選用既符合尺寸要求，又符合壽命較合的軸承，故采用滑動軸承的設計。（以上總體結構設計中已提到） 3.4.1齒輪軸的最小尺寸計算 由于在3Z(Ⅱ)型行星傳動中中心輪a與內齒輪b都受到四個行星輪的對稱受力，兩軸都只到受扭矩作用，而不受彎矩作用，故只需根據(jù)扭矩進行計算最小直徑即可。 輸入軸直徑D1 ， 由于有一個鍵槽，所以要放大5% Dmin>30.3根據(jù)聯(lián)軸器取D=32 輸出軸直徑D3 由于有兩個鍵槽，所以要放大8% Dmin>164.9,取整得D=165 3.4.2行星齒輪最小齒輪計算 行星輪上作用力的計算簡圖 圓周力分析 上文已經求得圓周力得：；根據(jù)受力分析圖求得 根據(jù)力求得彎矩圖如下所示： 徑向力受力分析圖 根據(jù)公式計算徑向力得：根據(jù)受力分析圖得： 根據(jù)力求得彎矩圖如下所示： 根據(jù)公式：，得最大彎矩為： 根據(jù)以上所得數(shù)據(jù)，取行星軸材料為42CrMo,[]=930MP 根據(jù)公式可求得d，則： 整圓得D=25mm 3.5軸系零件的選擇與計算、潤滑方式及連接件選擇 3．5．1根據(jù)實際情況，本設計行星輪的支撐結構選用滑動軸承。 一、軸承材料的選擇 ZSnSB11Cu6 查得： 二、校核平均壓力 67000N 32238N 故F=67000N F=67000N 滿足要求 三、校核軸承 滿足要求 四、校核滑動速度 滿足要求 3．5．2軸承選擇： 中心輪左支撐： 6007 中心輪有支撐： 6007 中心輪e支撐： 6035 3．5．3聯(lián)軸器的選擇： HL3聯(lián)軸器 3．5．4潤滑方式 本次設計采用浸油潤滑，潤滑油牌號：L-CKC68。 密封方式：機體各結合面涂以609密封膠。 參考文獻 1．饒振綱．行星齒輪傳動設計．化學工業(yè)出版社，2003．7． 2．濮良貴．機械設計．8版．高等教育出版社，2006．5． 4．任嘉卉．機械設計課程設計．北京航空航天大學出版社．2001．1． 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