渦輪螺旋槳發(fā)動機主減速器的設計

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畢業(yè)設計說明書 題 目：渦輪螺旋槳發(fā)動機主減速器的設計 專 業(yè)： 學 號： 姓 名： 指導教師： 完成日期： 渦輪螺旋槳發(fā)動機主減速器的設計 目錄 摘 要 8 第一章 緒論 10 1.1渦輪發(fā)動機減速器 10 1.2 選題目的和意義 11 1.3 渦輪螺旋槳發(fā)動機工作原理 12 第二章 發(fā)動機主減速器的選擇 13 2.1發(fā)動機主減速器工作原理與技術要求 13 2.2 發(fā)動機主減速器結構形式的選擇 14 2.2.1 輪系 14 2.2.2 周轉輪系的組成 14 2.2.3 周轉輪系的種類 15 2.3 行星齒輪傳動類型比較與選擇 15 2.4 傳動方案的設計與選定 16 2.2 齒輪設計及計算過程 17 第三章 行星輪傳動設計 18 3.1 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 18 3.2 確定主要參數 18 3.2.1 傳動比分配 18 3.2.2 低速級設計 18 3.2.3 高速級設計 34 第四章 行星輪軸的設計 49 4.1 低速級行星輪軸的設計 49 4.1.1 行星輪軸直徑的計算 49 4.1.2 行星輪軸的強度校核 49 4.2 高速級行星輪軸的設計 50 4.2.1 行星輪軸直徑的計算 50 4.2.2 行星輪軸的強度校核 50 第五章 輸出軸的設計 51 5.1 輸出軸的彎曲剛度計算 51 5.2 輸出軸的扭轉剛度計算 53 第六章 花鍵強度校核 54 第七章 花鍵強度校核 57 7.1 太陽輪花鍵軸強度計算 57 7.2 輸出軸花鍵軸強度計算 58 第八章 軸承的選用與壽命計算 60 8.1 軸承的選用 60 8.2 軸承校核 60 第九章 螺栓計算 64 內齒圈與箱體聯接螺紋計算 64 第十章 行星架與箱體的設計 66 第十一章 潤滑與密封 67 第十二章 總結 68 參考文獻 69 外文文獻 70 文獻譯文 自動變速器 76 摘 要:渦輪螺旋槳發(fā)動機是一種通常用于飛機上的燃氣渦輪發(fā)動機。渦輪螺旋槳發(fā)動機：靠動力渦輪把核心機出口燃氣中大部分可用能量轉變?yōu)檩S功率用以驅動空氣螺旋槳，由于螺旋槳轉速較低，動力渦輪軸與螺旋槳軸之間設有減速器。燃氣中的少部分可用能量（約10％）則在噴管中轉化為氣流動能，直接產生反作用推力 本文就渦輪螺旋槳發(fā)動機的特點，分析發(fā)動機的原理和減速器的原理，設計渦輪螺旋槳的主減速器。本課題采用兩級NGW行星齒輪串聯傳動，由太陽輪輸入行星輪輸出。根據行星齒輪傳動的傳動特點以及減速器的輸入功率、總傳動比，輸出轉速以確定行星齒輪減速器齒輪的齒數、模數、中心距。并確定齒輪軸的大小及強度校核，以及輸入輸出軸的設計與強度校核。為了使傳動更加平穩(wěn)，本課題都采用花鍵連接。以及根據主減速的特點選擇潤滑方式與潤滑油。另外就是箱體與行星架的設計。 關鍵詞：發(fā)動機原理；減速器原理；行星齒輪減速器；輸入輸出軸；花鍵 Abstract:Propeller turbine engine is a gas turbine engine, The turboprop engine: Mainly through the energy turboprop to change the most of the gas which can be burning into energy to shaft power Which be used to drive gas turboprop. Because the low speed of turboprop. Between the Power turbine shaft and propeller shaft have reducer .a little of the the energy gas (about ten percent ) . change into the Turbulence kinetic energy which directly change into Reaction force. The turboprop engine characteristics, analysis of the principle of engine and reducer principle, design of propeller turbine main reducer. The subject of the use of two NGW planet gear series transmission, composed of a sun wheel input planetary gear output. According to the characteristics of transmission and the planetary gear reducer input power, the total transmission ratio, output speed to determine the planetary gear reducer gear teeth, modulus, center distance. And to determine the size and strength check of the gear shaft, and the input and output shaft design and strength check. In order to make the transmission more stable, this topic are connected by a spline. And according to the main reduction features a selection of lubrication and lubricants. The other is the box body and a planetary frame design. Key words: Propeller turbine engine; energy ; turbine shaft; turboprop engine characteristics; engine and reducer principle input and output shaft; spline 1.1 第一章 緒論 1.1渦輪發(fā)動機減速器 渦輪發(fā)動機減速器是發(fā)動機驅動螺槳或旋翼必不可少的部件，它是渦槳發(fā)動機、渦輪軸發(fā)動機的組成部分。將渦輪螺旋槳發(fā)動機、渦輪軸發(fā)動機輸出軸的轉速降低到空氣螺旋槳（或旋翼）所需轉速的齒輪傳動裝置。減速器可以裝在發(fā)動機內，也可裝在發(fā)動機外成為一個獨立的機外減速器[4]。 渦輪螺旋槳發(fā)動機：靠動力渦輪把核心機出口燃氣中大部分可用能量轉變?yōu)檩S功率用以驅動空氣螺旋槳，由于螺旋槳轉速較低，動力渦輪軸與螺旋槳軸之間設有減速器。燃氣中的少部分可用能量（約10％）則在噴管中轉化為氣流動能，直接產生反作用推力。 圖1.2 渦輪螺旋槳發(fā)動機 　 渦輪軸發(fā)動機工作原理與渦輪螺旋槳發(fā)動機基本相同，主要用于直升機上，也可用于飛機和其他航空器。由于在直升機上還有主減速器，所以渦輪軸發(fā)動機輸出軸的轉速比渦輪螺旋槳發(fā)動機高，它的減速器體積和重量都要小一些。輸出軸伸出的位置比較靈活，可以從前面伸出，也可以向后或向兩側伸出 1.2 選題目的和意義 目的： 本課題貼合機械設計及其自動化專業(yè)，渦輪發(fā)動機是飛機的核心部件，技術之復雜，工藝之苛刻，通過對課題的研究，深入了解渦輪發(fā)動機主減速器的工作原理、部件組成及其構造，特別是減速器進行細致了解，其內部零件的結構，工作狀態(tài)、工作環(huán)境，進而對它們進行專門研究制造。 意義： 通過對發(fā)動機減速器的及主要構件的加工制造的研究，通過查閱相關書籍，使我了解了行星齒輪傳動的特點與設計，通過這次的畢業(yè)設計可以說把我大學里學的專業(yè)課又重新翻閱一便，鞏固了專業(yè)知識，在此基礎上，又學到許多專業(yè)以外的知識，拓寬了自己的知識面，熟悉了word辦公軟件的使用。 通過畢業(yè)設計，更一步加強了自學能力，實踐能力，為以后進入社會、參加工作奠定堅實的基礎。 1.3 渦輪螺旋槳發(fā)動機工作原理 渦輪螺旋槳發(fā)動機是是燃氣渦輪發(fā)動機中的一種，它主要用于時速小于800千米的飛機。渦輪螺旋槳發(fā)動機包括壓氣機，燃氣室，燃氣渦輪(由驅動壓氣機的渦輪和驅動螺旋槳的動力渦輪組成)，減速器，螺旋槳的部件。渦輪螺旋槳發(fā)動機是介于活塞發(fā)動機與渦輪噴氣發(fā)動機之間承前啟后的一種發(fā)動機，所以渦輪螺旋槳發(fā)動機在原理上與活塞發(fā)動機和渦輪噴氣發(fā)動機都有一些相似與不同之處之處。渦槳發(fā)動機它的驅動原理大致上與使用活塞發(fā)動機作為動力來源的傳統螺旋槳飛機雷同，是以螺旋槳旋轉時所產生的力量來作為飛機前進的推進力。其與活塞式螺槳機主要的差異點除了驅動螺旋槳中心軸的動力來源不同外，還有就是渦槳發(fā)動機的螺旋槳通常是以恒定的速率運轉，而活塞動力的螺旋槳則會依照發(fā)動機的轉速不同而有轉速高低的變化。另外渦輪螺旋槳發(fā)動機與渦輪噴氣發(fā)動機一樣，動力都是來自由空氣壓氣機壓縮， 再與油料一起燃燒后的高能氣體， 用渦輪把高溫高壓的氣體中部份的動能化為機械能， 再用這機械能驅動前端的壓氣機繼續(xù)吸入空氣,另外一部分大約三分之一的渦輪功率用來轉動螺旋槳和傳動附件，燃氣渦輪機的操作過程基本就是這樣循環(huán)著。同時，渦輪帶動螺旋槳，螺旋槳旋轉以推動飛機前進。 第二章 發(fā)動機主減速器的選擇 2.1發(fā)動機主減速器工作原理與技術要求 減速器是將渦輪螺旋槳發(fā)動機﹑渦輪軸發(fā)動機或活塞式航空發(fā)動機輸出軸的轉速降低到空氣螺旋槳(或旋翼)所需轉速的齒輪傳動裝置。減速器可以裝在發(fā)動機內﹐也可裝在發(fā)動機外成為一個獨立的機外減速器。減速器由齒輪﹑齒輪架減速器是將渦輪螺旋槳發(fā)動機﹑渦輪軸發(fā)動機或活塞式航空發(fā)動機輸出軸的轉速降低到空氣螺旋槳(或旋翼)所需轉速的齒輪傳動裝置。減速器可以裝在發(fā)動機內﹐也可裝在發(fā)動機外成為一個獨立的機外減速器。減速器由齒輪﹑齒輪架﹑軸﹑軸承和機匣等零﹑組件組成。航空發(fā)動機用的減速器必須結構緊湊﹑重量輕和在高轉速高負荷下能夠長期可靠工作。它在運轉中還須工作平穩(wěn)﹑噪聲低和齒輪嚙合均勻﹐避免與其他零件發(fā)生高頻諧振。減速器按螺旋槳軸線與發(fā)動機軸線的相對位置分為同軸式(單軸或雙軸)和偏位式﹐前者槳軸與曲軸(或轉子)的軸線重合﹐后者則互相偏離。減速器按輪系排列的型式還可分為簡單式﹑行星式(單級行星和雙級行星)﹑差動式和復合式。星型活塞式發(fā)動機一般採用單級行星式減速器。減速比(減速器輸出軸轉速與輸入軸轉速之比)在0.56～0.70之間。雙級行星式減速器在相同的減速比下直徑比單級行星式小﹐但結構較復雜。功率較大的渦輪螺旋槳發(fā)動機一般採用差動式減速器或雙級行星式減速器﹐減速比約為0.1。功率更大的渦輪螺旋槳發(fā)動機則採用同心的雙槳軸減速器﹐兩軸轉速相同而轉向相反。直升機的主減速器多數為復合式結構﹐通常先由螺旋傘齒輪減速并換向﹐然后再藉助雙級行星或差動行星輪系減速﹐減速比可達0.016以下。差動行星式減速器可將輸入軸的扭矩分兩路傳遞﹐從而減輕了傳動齒輪的負荷。大功率的航空減速器一般還裝有測扭機構﹐通過測量扭矩指示發(fā)動機的輸出功率。 由螺旋槳提供拉力和噴氣反作用提供推力的燃氣渦輪發(fā)動機。渦輪螺旋槳發(fā)動機中渦輪發(fā)出的功率大于壓氣機所需功率，其余部分通過減速器來驅動螺旋槳。這部分渦輪稱為動力渦輪。渦輪出口的燃氣在噴管中膨脹加速，產生反作用推力。動力渦輪的巡航轉速一般在10000～15000轉／分范圍內。螺旋槳軸的轉速約為 1000～2000轉/分。減速器的減速比一般在10～15范圍內。 目前，渦輪螺旋槳發(fā)動機常用的減速器形式是行星式﹑差動式和復合式。 2.2 發(fā)動機主減速器結構形式的選擇 2.2.1 輪系 由一系列齒輪組成的傳動裝置成齒輪機構或輪系，是應用最為廣泛的機械傳動形式之一。 根據輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動可將輪系分，為下列兩種基本類型： 1）軸輪系 當輪系運轉時，若組成該輪系的所有齒輪的幾何軸線位置是固定不變的，稱為定軸輪系或普通輪系。 圖2-1 周轉輪系 2）周轉輪系 當輪系運轉時，若組成輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸心不固定，而繞著另一齒輪的幾何軸線回轉者，稱為周轉輪系。圖 2－1 所示的 輪系，其中，齒輪 a、b 和構件 H 均繞幾何軸線 OO 轉動，而齒輪 g 一方面繞自身的幾何軸線轉動（自傳）,同時又隨 Og 一起被構件 H 帶著繞固定的幾何軸線 OO 回轉（公轉），故稱周轉輪系。 2.2.2 周轉輪系的組成 在周轉輪系中自轉和公轉運動、如同行星的運動一樣的齒輪稱 1）行星輪 為行星齒輪，如圖 2－1 中的齒輪 g。 2）轉臂 符號 H 表示。 3）中心輪與行星輪相嚙合而其軸線又與主軸線相重合的齒輪稱為中心輪，制成行星輪并使其公轉的構件稱為轉臂(又稱桿系、行星架) ，用外齒中心輪用符號 a 或 c 表示，內齒中心輪用符號 b 或 e 表示。通常又將最小的外齒中心輪 a 稱為太陽輪，而將固定不動的中心輪成為支撐輪（內齒輪）。 4）基本構件 轉臂 H 繞其轉動的軸線成為主軸線，如圖2-1中的 O--O。凡是軸線與主軸線重合而又承受外力矩的構建稱為基本構件,如圖2-1中的中心輪 a、b 和轉臂 H。大多數周轉輪系都有這三個基本構件。 2.2.3 周轉輪系的種類 周轉輪系按其平面機構自由度的數目，可分為行星輪系和差動輪系兩種。 渦輪螺旋槳發(fā)動機主減速器的結構形式有行星式行星式(單級行星和雙級行星)﹑差動式和復合式。根據我們的設計要求，選擇雙極的行星傳動。 行星齒輪傳動油許多的優(yōu)點：1）體積小，質量輕，結構緊湊，傳遞功率大，承載能力高。2）傳動比大 只要合適的選擇行星傳動類型和配齒方案，便可以利用少數幾個齒輪而得到很大的傳動比，在不作為動力傳動而主要用于傳遞運動的行星機構中，其傳動比可達幾千。3）傳動效率高 在傳動類型選擇恰當，結構布置合理的情況下，其效率可達0.97-0.99。4）運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動的能力強 由于采用數個相同的行星輪，均勻分布在中心輪周圍，從而使行星輪和轉臂的慣性力相互平衡，同時，也使參與嚙合的齒數增多，故運動平穩(wěn)抗沖擊和振動比較強，工作可靠。 2.3 行星齒輪傳動類型比較與選擇 行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也不少。而現在一般根據前蘇聯庫德魯 略夫采夫提出的按行星傳動機構的基本結構的不同來進行分類。 這是因為庫氏的分類方法較好的體現了行星傳動機構的特點， 而且我國和國外（如前蘇聯、日本等）早已被人們普遍采用和接受了。在此分類法中，基本構件代號為：K－中心輪，H－轉臂，V-輸出軸。根據基本構件代號來命名，行星齒輪傳動可分為 2K-H、3K 和 K-H-V 三種基本類型，其他結構型式的行星齒輪傳動大都是 它們的演化型是或組合型式。 此外，前蘇聯的特卡欽科提出的按傳動機構中齒輪的 嚙合方式，將行星齒輪傳動分為三種基本型式，即 AA、II 和 AI 三種，A 表示外 嚙合，I 表示內嚙合。這與我國機械行業(yè)標準“NGW 型行星齒輪減速器標準 （JB／T 6502－1993） ”相似。按其傳動機構中齒輪的嚙合方式，可將上述三大基 本類型再細分為許多傳動型式，如 NGW、NW、NN、NGWN 和 ZUWGW 型等， 其中按首字漢字拼音 N－內嚙合，W－外嚙合，G－內外嚙合公用行星齒輪，ZU －錐齒輪。 2K-H包括兩個中心輪K和轉臂H，是我們最常見也是我們經常用的行星齒輪傳動機構，當轉臂固定時，若該行星齒輪傳動中的中心輪與內齒輪的轉向相反，即轉臂固定時的傳動比i<0，則稱其為2K-H型的負號機構。當轉臂H固定時，若中心輪a與b，或者中心輪b與e的轉向相同，即其傳動比i>0，則稱其為2K-H型的正號機構，而根據課題要求我們采用2K-H負號機構，其負號機構包括NGW、WW、NW等 1） NGW傳動 具有效率高體積小、質量小、結構簡單、制造方便。適用于任何工作情況下的大小功率的傳動，工作制度不受限制，可作為減速器，增速器，差速器。 2） NW傳動 其特點與NGW類同。但她的徑向尺寸較小，傳動比范圍較大，因采用了雙聯行星輪，故其制造安裝都較復雜。一般│i│<7時不采用 3） WW傳動 具有差動機構的特點，可以進行運動的合成與分解，主要用于汽車、坦克、自行火炮及飛機等動力裝置中作為差速器 綜上所述，選用NGW傳動，即兩級行星齒輪串聯傳動。 2.4 傳動方案的設計與選定 基本方案：采用兩級NGW行星齒輪串聯傳動，由輸入軸輸入第一級太陽輪，第一級由行星架輸出，第一級行星架與第二級行星傳動的中心輪通過花鍵相連作為第二級的輸入，最后通過第二級的行星架與輸出齒輪軸通過花鍵連接。 采用第一級和第二級均為太陽輪浮動。 綜合上述設計參數，此減速器具有傳遞扭矩大、輸入功率大、徑向尺寸受限、立式安裝等特點，故本減速器設計為兩級行星齒輪傳動。 通過齒輪軸輸入第一級，每一級傳動之間聯接均采用漸開線花鍵聯接，第二級太陽輪與花鍵為一體式。第一、二級的內齒圈和箱分開制造 根據設計要求，利用行星傳動功率分流的特點來承擔更大的載荷，因此均載設計使其結構設計的關鍵。第一級和第二級均為太陽輪浮動的設計。 兩級行星齒輪傳動采用浸油潤滑，輸出軸與輸出齒輪通過花鍵連接，輸出軸上的軸承采用脂潤滑。行星傳動結構示意圖如下圖所示： 圖2.5 減速器傳動簡圖 1－一級太陽輪；2－一級行星輪；3－一級固定齒圈 4－二級太陽輪； 5－二級行星輪；6－二級固定齒圈 7－螺旋槳軸 2.2 齒輪設計及計算過程 傳動齒輪的設計方法：齒輪傳動是工程中應用十分廣泛的一種傳動型式。它具有傳動可靠、傳動精度高、傳遞功率范圍大、結構緊湊、使用壽命長等優(yōu)點。齒輪傳動的設計包括傳動方案的設計（傳動方式、布置方式、傳動比等）和承載能力設計（主要為強度設計）兩方面的內容[15]。承載能力設計的主要目的是防止齒輪在正常承載、正常使用壽命內出現失效。工程應用中，齒輪常見的失效形式主要有：齒面接觸疲勞磨損（俗稱點蝕）、輪齒彎曲疲勞折斷、齒面膠合、齒面磨粒磨損、過載折斷、齒體和齒面的塑性變形等。相應的承載能力計算主要有：齒面接觸疲勞強度計算、齒根彎曲疲勞強度計算、嚙合區(qū)溫度計算、靜強度計算等。最常見的兩種計算為齒面接觸疲勞強度計算和齒根彎曲疲勞強度計算[。 第三章 行星輪傳動設計 已知減速器的輸入功率是2850kw，傳動比i=11.2，輸出轉數是1000轉每分鐘，要求結構緊湊。 1.2 3.1 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定 1） 太陽輪與行星輪 材料為20，表面滲碳淬火處理，表面硬度56—62HRC試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限，太陽輪 行星輪（對稱載荷） 齒形為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為六級 2） 內齒圈 材料為42，調質處理，硬度為262HBS-302HBS 試驗試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限 齒形的最終加工為插齒。精度為7級 3.2 確定主要參數 3.2.1 傳動比分配 已知i總=11.2，根據設計要求，通常令低數級傳動比為固定，且取=4，則高數級 3.2.2 低速級設計 1、行星輪數 取=3 載荷不均勻系數 低數級采用太陽輪浮動的均載機構取 --計算接觸強度行星輪齒間載荷分配不均衡系數 --計算彎曲強度行星輪齒間載荷分配不均衡系數 配齒計算 根據行星齒輪2H-K型傳動的配齒關系式 選取的齒數就可以確定各齒輪齒數，然后校核其鄰接條件最后確定齒輪齒數 =20，=19，=58 齒輪模數m和中心距a 首先按計算太陽輪分度圓直徑 式中u--齒數比為19/20=0.95 --使用系數1.25 --算式系數為768（直齒齒輪為768） --綜合系數為2.0 T--太陽輪單個齒傳動的轉矩 = =2556.18Nm 其中為高速級行星齒輪傳動效率，去=0.98、 為齒寬系數暫取0.8 代入 =159.5mm 模數 ==7.8 取 m=6 則 == 取 =120 取 b=100mm 計算變位系數 a-g傳動 嚙合角 因 所以 變位系數和=0.557 中心距變動系數y 齒頂降低系數 分配變位系數 因 =0.5560.5 所以 取=0.556 =0 g-b傳動 嚙合角 變位系數和=0.557 中心距變動系數y 齒頂降低系數 分配變位系數 因 =0.5560.5 所以 取=0.556 =0 幾何尺寸計算 分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數 行星輪、太陽輪—— 內齒圈—— 齒輪頂隙系數 代入上組公式計算 太陽輪 行星輪 內齒圈 齒寬 取b=100mm則取 嚙合要素驗算 (1)a-g傳動端面重合度 1)頂圓齒形曲率半徑 太陽輪 mm 行星輪 mm 端面嚙合長度 式中“”號，正號為外嚙合，負號為內嚙合 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 =78.005mm 3）端面重合度 g-b端面重合度 1)頂圓齒形曲率半徑 內齒輪 mm 行星輪 mm 端面嚙合長度 式中“”號，正號為外嚙合，負號為內嚙合 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 =98.569mm 3）端面重合度 8齒輪強度驗算 a-g傳動小齒輪的強度計算過程 確定計算負荷 名義轉矩 T=2556.18N.m 名義圓周力 應力循環(huán)次數 式中——太陽輪相對于行星架的轉速 t——壽命期內要求傳動的總運動時間 代入 =次 確定強度計算中的各種系數 使用系數 取 =1.25 (b)動負荷系數 根據圓周速度 ==18.848m/s 查表得=1.2 （c)齒向載荷分布系數、 式中——計算接觸強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 查表得=1.11（=0.8） ——計算接觸強度時的跑合影響 查表得=3.2（v=18.848) ——計算彎曲強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 查表得=1.15(b/m=11.4) ——計算彎曲強度時的跑合影響 查表得=5.2 ——與均載系數有關的系數 =0.7 ——與均載系數有關的系數 =0.85 齒間載荷分布系數和 因，精度6級，硬面直齒輪 查得 ==1.0 節(jié)點區(qū)域系數 ==2.589 式中直齒輪 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 ——端面壓力角 直齒輪 彈性系數 查得 載荷作用齒頂時的齒形系數 根據=20和=0 查得=2.8 載荷作用齒頂時的應力修正系數 查得=1.55 重合度系數和 螺旋角系數和 可按下式計算 齒數比u 計算接觸應力的基本值 ==408.8Mpa 接觸應力 ==523.6Mpa 彎曲應力的基本值 ==216.3Mpa 齒根彎曲應力 ==471.1Mpa 確定計算許用接觸應力 壽命系數 次 =0.8 （b）潤滑系數 因 和 查得 =1.03 （c）速度系數 因 v=18.8m/s和 查得=1.05 （d）粗糙度系數 因和齒面粗糙度 查得=0.90 （e）工作硬化系數 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 取=1.0 （f）尺寸系數 查得=0.90 許用接觸應力 ==986.58Mpa 接觸強度安全系數 確定計算許用彎曲應力時的各種系數 試驗齒輪的應力修正系數 壽命系數 因 查得=0.82 (c）相對齒根圓角敏感系數 因 查得=0.98 （d)齒根表面狀況系數 因齒根粗糙度 查得=0.925 (e)尺寸系數 可按下式計算 = 許用彎曲應力 ==517.4Mpa 彎強度安全系數 g-b傳動小齒輪的強度計算過程 1）確定計算負荷 名義轉矩 T=2556.18N.m 名義圓周力 2）應力循環(huán)次數 式中——太陽輪相對于行星架的轉速 t——壽命期內要求傳動的總運動時間 代入 =次 確定強度計算中的各種系數 （a)使用系數 取 =1.25 (b)動負荷系數 根據圓周速度==12.23m/s 查得=1.25 （c)齒向載荷分布系數、 式中——計算接觸強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 查得=1.11（=0.8） ——計算接觸強度時的跑合影響，查得 =2.8（v=12.23) ——計算彎曲強度時運轉初期的齒向載荷分布系數，查得 =1.15(b/m=11.4) ——計算彎曲強度時的跑合影響，查得 =5.2 ——與均載系數有關的系數 =0.7 ——與均載系數有關的系數 =0.85 4) 齒間載荷分布系數和 因，精度6級，硬面直齒輪 查得 ==1.0 5) 節(jié)點區(qū)域系數 ==2.589 式中直齒輪 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 ——端面壓力角 直齒輪 6) 彈性系數 查得 7) 載荷作用齒頂時的齒形系數 根據=19和=0.556 查得=2.8 8) 載荷作用齒頂時的應力修正系數 查得=1.55 9) 重合度系數和 10)螺旋角系數和 可按下式計算 11) 齒數比u 12) 計算接觸應力的基本值 ==337.2Mpa 13) 接觸應力 ==431.9Mpa 14) 彎曲應力的基本值 ==209.5Mpa 15) 齒根彎曲應力 ==360.7Mpa 16) 確定計算許用接觸應力 (a) 壽命系數 次 =1.0 （b）潤滑系數 因 和 查得 =1.03 （c）速度系數 因 v=12.3m/s和 查得=1.1 （d）粗糙度系數 因和齒面粗糙度 查得=0.90 （e）工作硬化系數 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 取=1.0 （f）尺寸系數 查得=0.90 17) 許用接觸應力 ==1291.2Mpa 18) 接觸強度安全系數 19) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數 (a) 試驗齒輪的應力修正系數 (b) 壽命系數 因 查得=1.0 (c）相對齒根圓角敏感系數 因 查得=0.98 （d)齒根表面狀況系數 因齒根粗糙度 查得=0.925 (e)尺寸系數 可按下式計算 = 許用彎曲應力 ==646.75Mpa 21) 彎強度安全系數 3.2.3 高速級設計 1、行星輪數 取=3 2、載荷不均勻系數 低數級采用太陽輪浮動的均載機構取 --計算接觸強度行星輪齒間載荷分配不均衡系數 --計算彎曲強度行星輪齒間載荷分配不均衡系數 3、配齒計算 根據行星齒輪2H-K型傳動的配齒關系式 選取的齒數就可以確定各齒輪齒數，然后校核其鄰接條件最后確定齒輪齒數 =32，=13，=58 4、齒輪模數m和中心距a 首先計算太陽輪分度圓直徑 式中u--齒數比為13/32=0.41 --使用系數1.25 --算式系數為768 --綜合系數為2.0 T--太陽輪單個齒傳動的轉矩 ==2556.18Nm 其中為高速級行星齒輪傳動效率，去=0.98、 為齒寬系數暫取0.56 代入 =106.6mm 模數 ==3.33 取 m=4 則 ==mm 取 =95mm mm 取 b=60mm 5、計算變位系數 1)a-g傳動 嚙合角 因 所以 變位系數和=1.47 中心距變動系數y 齒頂降低系數 分配變位系數 因 =1.470.5 所以 取=1.47 =0 g-b傳動 嚙合角 mm 變位系數和=1.47 中心距變動系數y 齒頂降低系數 分配變位系數 因 =1.470.5 所以 取=1.47 =0 6、幾何尺寸計算 分度圓 齒頂圓 齒根圓 基圓直徑 齒頂高系數 行星輪、太陽輪—— 內齒圈—— 齒輪頂隙系數 代入上組公式計算 太陽輪 mm 行星輪 內齒圈 齒寬 取b=60mm則取 7、嚙合要素驗算 (1)a-g傳動端面重合度 1)頂圓齒形曲率半徑 太陽輪 mm 行星輪 mm 2）端面嚙合長度 式中“”號，正號為外嚙合，負號為內嚙合 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 =13.868mm 3）端面重合度 （2）g-b端面重合度 1)頂圓齒形曲率半徑 內齒輪 行星輪 mm 2）端面嚙合長度 式中“”號，正號為外嚙合，負號為內嚙合 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 =36.48mm 3）端面重合度 8、齒輪強度驗算 （1）a-g傳動小齒輪的強度計算過程 1）確定計算負荷 名義轉矩 T=912.9N.m 名義圓周力 2）應力循環(huán)次數 式中——太陽輪相對于行星架的轉速 t——壽命期內要求傳動的總運動時間 代入 =次 3）確定強度計算中的各種系數 (a)使用系數 取 =1.25 (b)動負荷系數 根據圓周速度==48.23m/s 查表得=1.2 （c)齒向載荷分布系數、 式中——計算接觸強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 查表得=1.11（=0.56） ——計算接觸強度時的跑合影響 =4.3（v=48.23m/s) ——計算彎曲強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 =1.2(b/m=15) ——計算彎曲強度時的跑合影響 =5.2 ——與均載系數有關的系數 =0.7 ——與均載系數有關的系數 =0.85 4) 齒間載荷分布系數和 因，精度6級，硬面直齒輪 查表得 ==1.0 5) 節(jié)點區(qū)域系數 ==2.2 式中直齒輪 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 ——端面壓力角 直齒輪 6) 彈性系數 查表得 7) 載荷作用齒頂時的齒形系數 根據=32和=0 查表得=2.55 8) 載荷作用齒頂時的應力修正系數 查表得=1.6 9) 重合度系數和 10)螺旋角系數和 可按下式計算 11) 齒數比u 12) 計算接觸應力的基本值 ==913.1Mpa 13) 接觸應力 ==1250.2Mpa 14) 彎曲應力的基本值 ==96.6Mpa 15) 齒根彎曲應力 ==220.5Mpa 16) 確定計算許用接觸應力 (a) 壽命系數 次 得 =0.8 （b）潤滑系數 因 和 查得 =1.03 （c）速度系數 因 v=48.23m/s和 查表得 =1.1 （d）粗糙度系數 因和齒面粗糙度 查表得 =0.90 （e）工作硬化系數 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 取=1.0 （f）尺寸系數 查表得=1.0 17) 許用接觸應力 ==1376Mpa 18) 接觸強度安全系數 19) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數 (a) 試驗齒輪的應力修正系數 (b) 壽命系數 因 次 查表得=0.8 (c）相對齒根圓角敏感系數 因 查表得=0.98 （d)齒根表面狀況系數 因齒根粗糙度 查表得=0.925 (e)尺寸系數 按下式計算 = 20) 許用彎曲應力 ==527.9Mpa 21) 彎強度安全系數 2、g-b傳動小齒輪的強度計算過程 1）確定計算負荷 名義轉矩 T=912.9N.m 名義圓周力 2）應力循環(huán)次數 式中——太陽輪相對于行星架的轉速 t——壽命期內要求傳動的總運動時間 代入 =次 3）確定強度計算中的各種系數 （a)使用系數 取 =1.25 (b)動負荷系數 根據圓周速度 ==22.86m/s 查表得=1.25 （c)齒向載荷分布系數、 式中——計算接觸強度時運轉初期的齒向載荷分布系數 查表得 =1.11（=0.56） ——計算接觸強度時的跑合影響，查得=3.4（v=22.86) ——計算彎曲強度時運轉初期的齒向載荷分布系數，查表得 =1.2(b/m=15） ——計算彎曲強度時的跑合影響，查表得=5.2 ——與均載系數有關的系數=0.7 ——與均載系數有關的系數 =0.85 4）齒間載荷分布系數和 因，精度6級，硬面直齒輪 查表得==1.0 5）節(jié)點區(qū)域系數 ==2.2 式中直齒輪 ——端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 ——端面壓力角 直齒輪 6）彈性系數 查表得 7）載荷作用齒頂時的齒形系數 根據=13和=1.47 查表得=2.0 8）載荷作用齒頂時的應力修正系數 查表得=1.9 9）重合度系數和 10）螺旋角系數和 可按下式計算 11）齒數比u 12）計算接觸應力的基本值 ==513.7Mpa 13）接觸應力 ==730.3Mpa 14）彎曲應力的基本值 ==108.4Mpa 15） 齒根彎曲應力 ==247.4Mpa 16）確定計算許用接觸應力 （a) 壽命系數 次 =0.8 （b）潤滑系數 因 和 查表得 =1.03 （c）速度系數 因 v=22.86m/s和 查表得 =1.1 （d）粗糙度系數 因和齒面粗糙度 查表得 =0.90 （e）工作硬化系數 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 取=1.0 （f）尺寸系數 查表得=0.90 許用接觸應力 ==1033.56Mpa 18) 接觸強度安全系數 19) 確定計算許用彎曲應力時的各種系數 (a) 試驗齒輪的應力修正系數 (b) 壽命系數 因 查表得=1.0 (c）相對齒根圓角敏感系數 因 查表得=0.98 （d)齒根表面狀況系數 因齒根粗糙度 查表得=0.925 (e)尺寸系數 可按下式計算 = 許用拉力: ==659.8Mpa 第四章 行星輪軸的設計 1.3 4.1 低速級行星輪軸的設計 4.1.1 行星輪軸直徑的計算 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相對于行星架對稱配置時，載荷則作用在軸跨的中間。取行星輪與行星架之間的間隙則跨距長。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸式沿整個跨度承受均布載荷 危險截面（在跨度中間）的彎矩 行星軸采用45號鋼調質，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數S=2.5; 則許用彎曲應力 故行星輪軸直徑 取=45mm 4.1.2 行星輪軸的強度校核 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為45，所受的橫向力F=42600N，d=45mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 根據[3]查得行星輪軸的許用剪切應力，故此行星輪軸強度滿足。 1.4 4.2 高速級行星輪軸的設計 4.2.1 行星輪軸直徑的計算 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相對于行星架對稱配置時，載荷則作用在軸跨的中間。取行星輪與行星架之間的間隙則跨距長。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以吧它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸式沿整個跨度承受均布載荷 危險截面（在跨度中間）的彎矩 行星軸采用45號鋼調質，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數S=2.5; 則許用彎曲應力 故行星輪軸直徑 取=25mm 4.2.2 行星輪軸的強度校核 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為45，所受的橫向力F=42600N，d=40mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 查表得行星輪軸的許用剪切應力，故此行星輪軸強度滿足。 第五章 輸出軸的設計 1.5 5.1 輸出軸的彎曲剛度計算 由圖可知，輸出軸的各段直徑相差比較小，因此可以采用當量直徑法作為近似計算法使用。 將階梯軸轉化為直徑為的等直徑軸 式中：——階梯軸第段的直徑（mm） ——階梯軸第段的長度（mm）； 在此設計中，我們將輸出軸分為四段，分別為=60mm，=90mm，=55mm，=45mm,=110mm各段的軸徑分別為=130mm，=140mm，=150mm，=160mm，=164mm。故代入以上數據計算得: 按當量直徑，然后依據材料力學的計算方法計算撓度和偏轉角，過程如下： 軸的結構圖， 圖5-1 輸出軸的結構圖 設為小齒輪傳動產生的徑向力，計算公式如下： 由于漸開線花鍵傳動不產生徑向力，而且圓柱直齒輪傳動和漸開線花鍵均不產生軸向力，故輸出軸在軸向上只受重力作用，而重力作用方法沿軸線，故不產生彎曲變形。 利用材料力學中彎曲變形的公式求得滾子軸承處和小齒輪的撓度和轉角分別為： ，， 式中：，分別表示軸承處的轉角，表示小齒輪處的轉角，表示小齒輪處的繞度。表示小齒輪處作用的徑向力，即。查得，，，，代入以上數據，得： ，， 查資料得，對于剛度要求高的軸，應符合以下要求： 對于安裝齒輪的軸，應符合以下要求： 式中：為兩支撐間的跨度，即=88.5mm，顯然， 。 而對于轉角有以下要求： 兩處雙列向心球面滾子軸承處：； 安裝齒輪處： 顯然，從上述計算知，圓柱滾子軸承處和調心滾子軸承處以及小齒輪處的轉角均符合要求，因此，綜合以上我們得出結論，輸出軸的彎曲剛度符合條件，安全。 1.6 5.2 輸出軸的扭轉剛度計算 根據軸的類型為實心圓軸，計算公式為： 式中：——每米長軸的扭轉角； ——軸材料的切變模量，對于鋼； ——軸傳遞的轉矩； ——受轉矩作用的軸長； ——軸的直徑； ——每米長軸的許用扭轉角，取=。 由前可知，階梯軸的各段所傳遞的轉矩相等，均以當量載荷計算，即： 代入上述數據，計算得： 顯然，，故輸出軸的扭轉剛度符合條件，安全 第六章 花鍵強度校核 花鍵類型：圓柱直齒漸開線花鍵，標準壓力角。 主要優(yōu)點：受載時齒上有徑向力，能起自動定心作用，強度高，壽命長，加工容易。 花鍵的擠壓強度較核： 式中：——轉矩，; ——各齒載荷不均勻系數，取=0.75； ——齒數； ——齒的工作長度 ——平均直徑 D——分度圓直徑 h——齒的工作高度 ——許用壓強，查表取=120Mpa。 各級傳動比分別為：=2.8，=4. 輸入軸所傳遞的轉矩：T=912.9N.m，各級輸出軸所傳遞的轉矩為：=912.9Nm，=2556Nm。 表7-1 花鍵強度較核結果 m z D 擠壓強度p 最小長度L 實際長度L 是否滿足強度 花鍵1 3 40 120 23.64 6.9 35 是 花鍵2 4 32 128 39.45 7.24 22 是 花鍵3 5 26 130 60.18 27.58 55 是 各漸開線花鍵副參數表如下： 表7-2 第一級輸出端花鍵副 內花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 40 模數 m 3 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表7-3 第二級輸入端花鍵副 內花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 32 模數 m 4 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表7-4 第二級輸出端花鍵副 內花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 26 模數 m 5 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表7-5 輸出軸端花鍵副 外花鍵參數表 項目 代號 數值 齒數 26 模數 m 5 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標記 第七章 花鍵強度校核 1.7 7.1 太陽輪花鍵軸強度計算 1).P=2850KW，n2=4000r/min，太陽輪-花鍵軸的材料為20CrMnTi，調質處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=110（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩作用，載荷較平衡） 軸的危險截面的最小直徑 ，取=120mm 3) 太陽輪-花鍵軸的強度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉作用，故可以按只考慮扭轉作用的強度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉，因此應按交變應力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數為 最大扭轉應力 MPa 最小扭轉應力 MPa，r=-1 此時安全系數S 式中——對稱循環(huán)應力下的材料扭轉疲勞極限，取=300MPa ——扭轉時的應力集中系數，按[2]表6-1-32取=1.70 ——表面質量系數，按[2]表6-1-36取=0.9 ——扭轉時的尺寸影響系數，按[2]表6-1-34取=0.89 ——扭轉應力的應力幅，取=34MPa ——材料扭轉時的平均應力折算系數，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應力，取=0 代入各數值得 按[2]表6-1-26許用安全系數Sp=1.3，S>Sp，故安全。 1.8 7.2 輸出軸花鍵軸強度計算 1) 已知輸入功率P=2850KW，n=1000r/min，太陽輪-花鍵軸的材料為45鋼，調質處理，查表得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 初算太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=90（因只受扭矩作用，載荷較平衡） 軸的危險截面的最小直徑 ，取=130mm 3) 精確校核太陽輪-花鍵軸的強度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉作用，故可以按只考慮扭轉作用的強度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉，因此應按交變應力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數為 m3 最大扭轉應力 MPa 最小扭轉應力 MPa，r=-1 此時安全系數S 式中——對稱循環(huán)應力下的材料扭轉疲勞極限，取=155MPa ——扭轉時的應力集中系數，取=1.6 ——表面質量系數，取=0.89 ——扭轉時的尺寸影響系數，取=0.74 ——扭轉應力的應力幅，取=41.75MPa ——材料扭轉時的平均應力折算系數，取=0.21 ——平均應力，取=0 代入各數值得 按許用安全系數Sp=1.3，S>Sp，故安全。 第八章 軸承的選用與壽命計算 1.9 8.1 軸承的選用 根據軸承的受力與軸的尺寸大小選用軸承型號 表8-1 代號 軸承型號 d D B 第一個軸承 （輸入軸） GB 276-64 單列向心球軸承1000920 100 140 20 第二個軸承 （一級行星軸） GB 290-64 滾針軸承4524905 25 37 17 第三個軸承 （二級行星軸） GB 290-64 滾針軸承4524908 40 62 22 輸出一 GB 286-64 雙列球面滾子軸承3003128 140 210 53 輸出二 GB 286-64 雙列球面滾子軸承3003130 150 225 56 1.10 8.2 軸承校核 由軸承壽命公式，得 式中：——軸承壽命，（小時）； ——基本額定動載荷（N）； ——當量動載荷（N）； X、Y值可查機械設計手冊 ——壽命指數， 球軸承=3，滾子軸承； ——軸承轉速（r/min）. 同時，又有 式中：——太陽輪轉速，r/min; ——行星輪轉速， r/min; 、、——分別為太陽輪、內齒輪及行星輪齒數； 經計算，一至二級的太陽輪和行星輪轉速依次為： ， ； ， ； ； 第一級所選軸承型號為； NA滾針軸承4524905 其相應的參數如下：，； NGW型行星齒輪傳動受力分析： 行星輪圓周力為： 單個行星輪作用在行星輪軸的力： 這里，， （轉矩單位：，長度單位，力的單位：N） 軸承受徑向力 代入數據計算： (N) 將所有數值代入得 所以該軸承壽命約11.92年，滿足要求。 第二級軸承校核所選軸承型號為；NA滾針軸承4524908 其