行星减速器毕业设计论文Word格式.docx
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第2章行星轮减速器的设计
2.1行星齿轮减速器设计的原始数据
1、设计的主要参数
（1）、输入转速（太阳轮轴上的转速）,440r/min;
（2）、输出转矩（行星架上的转矩）Tx,430N?
m;
（3）、传动比i=6。
2.2行星轮减速器设计的总体要求
为了能达到减速器的工作要求必需满足以下基本要求:
1、传动效率高;
2、承载能力高，结构紧凑;
3、传动平稳，噪声低;
4、速比范围大，传动比密宽;
5、核心单元模块化，拆装、维修、调整方便等。
2.3行星轮减速器的设计要求
从运动角度分析:
行星轮系用来传递运动，就必须实现工作所要求的传动比，因此各轮齿数需要满足的第一个条件——传动比条件。
行星轮系是一种共轴式的传动装置。
为了保证装在系杆上的行星轮在传动过程中始终与中心轮正确啮合，必须使系杆的转轴与中心轮的轴线重合，
同心条件。
这就要求各轮齿数必须满足第二个条件——
行星轮系中如果只有一个行星轮，则所有载荷将由一对齿轮啮合来承受，功率也由一对齿轮啮合来传递。
由于在运动过程中，轮齿的啮合力以及行星轮的离心惯性力都随着行星轮绕中心轮的转动而改变方向，因此轴上所承受是动载荷。
为了提高承载能力和解决动载荷的问题，通常采用若干个均匀分布的行星轮。
这样载荷将由多对齿轮来承受，可大大提高承载能力;
又因行星轮均匀分布，因此中心轮上作用力的合力为零，系杆上所受的行星轮的离心惯性
力也得以平衡，可大大改善受力状况。
要求多个行星轮能够均匀地分布在中心轮四周，这就要求各轮齿数必须满足第三个条件——装配条件。
均匀分布的行星轮数目越多，每队齿轮承受的载荷就越小，能够传递的功率就越大。
因此由上述三个条件确定了各轮齿数和行星轮个数后，还必须进行这方面的校核，这就是各轮齿数需要满足的第四个条件——邻接条件。
1、为了保证低速车辆减速器具有优良的工作性能，对设计提出其它基
本要求:
（1）、齿轮采用高强度低碳合金钢经渗碳淬火而成，齿轮硬度达58HRC-64HRC;
（2）、齿轮均采用磨齿工艺，精度高，接触好;
（3）、在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备;
（4）、应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命;
（5）、应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声;
（6）、材料的摩擦因数要尽可能小，以保证有稳定的工作性能;
（7）、应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长;
（8）、结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。
2.4行星轮减速器设计方案的确定
行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为:
2K—H、3K、及K—H—V三种。
若按各对齿轮的啮合方式，又可分为:
NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。
本次设计的行星齿轮传动用于低速工程车辆的最终传动，行星式最终传动大都采用以采用太阳轮为主件，行星架为从动件，齿圈为固定件的方案。
根据工作环境和设计要求，可选用NGW型即一对齿轮的外啮合和一对齿轮的内啮合（2Z-X型）行星传动。
传动方案的分析与拟定
1）对传动方案的要求
合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。
2）拟定传动方案。
根据此设计的要求太阳轮要采用浮动支撑，齿圈固定的方式。
故所采取的行星轮的类型为中心轮输入，与行星轮外啮合，行星轮又与内齿全内啮合，行星架输出的传动类型。
其传动简图如图2-1所示
图2-1行星轮传动简图（a为太阳轮，b为齿圈，c为行星轮）
2.5各齿轮的齿数及行星轮个数的设计
配齿计算:
由于轮的传动为2Z-X型，根据其类型的传动比值和其配齿的计算公式可求得内齿轮和行星轮的齿数Zb和Zc，现考虑该行星齿轮传动的轮廓较小，选取行星轮个数,首先利用装配关系式求太阳轮的齿数Za值。
（2-～）
式中—任意正整数，取不同的值，就可得到一系列满足装配条件的Za值,如表2-1:
表2-1齿数和转齿对照表从表2-1中选取,作为初选方案。
由传动比=6和公式
（2-2）
故Zb=5Za=65
又可根据公式可求得行星轮的齿数Zc
（2-3）
故Zc=25
再由公式验算实际传动比
=6（2-4）
其传动比误差满足规定的要求,最终确定齿数:
Za=13;
Zb=65;
Zc=25
2.6初步计算齿轮的主要参数
齿轮材料和热处理的选择:
中心轮和行星轮均采用20CrMnTi材料，经渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC，根据《行星齿轮传动设计》图6-1和图6-2可取得=500MPa和=340N/,中心轮a和行星轮c的加工精度为7级，内齿圈b采用42CrMo，调质硬度217HBS-259HBS，根据《行星齿轮传动设计》图6-11和图6-26可得=510MPa和=360N/，内齿轮的加工精度为7级。
由已知行星架的输出转矩Tx=430，再由公式可得
=（2-5）
按弯曲强度初算公式
（2-6）
式中—算式系数;
—综合系数;
—计算弯曲强度的行星轮间的载荷分布不均匀系数;
Z—齿轮副中小齿轮齿数;
—试验齿轮弯曲疲劳极限，单位;
—齿形系数;
—齿宽系数。
已知Za=13，=340N/，取算式系数Km=12.1，按《行星齿轮传动设计》表6-6取使用系数=1.5,再由表6-5取综合系数=1.8，取接触强度计算的行星轮间的载荷分布不均匀系数=1.2，由公式可得
=1+1.5（-1）=1.3（2-7）
由《行星齿轮传动设计》图6-22差的齿形系数=2.67
由《行星齿轮传动设计》表6-6查得齿宽系数=0.6，则可得齿轮的模数m:
取齿轮标准模数m=4。
2.7啮合参数的计算
1、在两个啮合齿轮副a-c,b-c中，其两啮合齿轮副的标准中心距和:
（2-8）
由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，有<
因此该行星齿轮不能满足非变位的通信条件，为了使该行星传动既能满足给定的传动比的要求，又能满足啮合传动的通信条件，既应使各齿轮副的啮合中心距a相等，则必须对2Z-X行星齿轮进行角度变位，根据两标准中心距中间的关系，现取啮合中心距a==80mm作为齿轮副的公用中心距。
已知Za+Zc=38，Zb-Zc=40，m=4mm,a=80mm,=。
按公式计算行星齿轮传动的变位啮合系数，如表2-2所示:
表2-2行星传动啮合参数计算2、确定各齿轮的变位系数
a-c齿轮副中:
在a-c齿轮副中，由于中心轮a的齿数=13<
Zmin=17，Za+Zc=38>
2Zmin=34,中心距=76mm<
a=80mm,由此可知，该齿轮变位的目的是避免小齿轮a产生根切，凑合中心距和改善啮合性能，其变位方式采用角度变位的正传动即:
=+>
0
当齿顶高系数，压力角时，避免产生根切的最小变位系数Xmin为
Xmin==0.2353
按公式可求得中心轮的变位系数
（2-9）
=
=0.5309>
Xmin=0.2353
故行星轮的变位系数。
b-c齿轮副中:
Zb>
Zmin,Zb-Zc=40>
2Zmin=34,=a=80mm,由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位采用高度变位，即
=则可得内齿轮的变位系数。
2.8几何尺寸的计算
对于2Z-X型行星传动的几何尺寸的计算结果见表2-2。
2.9装配条件的计算
对设计的齿轮副应满足以下条件的计算:
1、邻接条件
在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮
—2所示的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图2
图2—2行星齿轮
由公式验算其邻接条件
（为行星轮的直径a为中心距）（2-10）
110.7258<
即满足邻接条件。
2、同心条件
（2-11）
即满足同心条件。
3、安装条件
由公式验算安装条件
C（常数）=（2-12）
所以满足安装条件。
2.10结构设计
根据2Z-X型行星传动的特点，传递功率的大小和转速高低等情况，首先应确定中心轮的结构，因为它的直径比较小，所以中心轮应采用齿轮轴的形式，即将中心轮与输入轴联成一个整体，按行星传动的输入功率或转矩还让转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计，为了便于轴上零件的安装，通常将轴制成阶梯形式。
总之，在满足是哟个要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。
内齿圈b固定，采用与外壳体用螺栓固定的方式。
行星轮c采用带有内孔的的结构，它的齿宽b应加大，以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好，同时还能保证其与内齿圈b想啮合，在每个行星轮的内孔中可装有两个滚动轴承支撑，而行星轴在安装到行星架的侧板之后，采用环形弹性挡圈进行轴向固定。
由于2Z-X的行星架承受外力，是行星轮传动的输出构件，故采用了双侧板整体式的结构形式，行星架采用两个圆锥滚子轴承支撑在箱体上。
行星架各行星轮轴孔与行星架轴线的中心距极限偏差可按公式计算，已知中心距a=80mm。
则得mm（2-13）
表2-2齿轮参数表=34各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按公式计算:
即（2-14）取=34
行星架的偏心误差应不大于相邻行星轴孔的孔距相对偏差的，由公式:
（2-15）
取=17
2.11计算行星轮传动中各轮的转速和力矩
输入转速（太阳轮轴上的转速）,440r/min;
输出转矩（行星架上
的转矩）,430N?
传动比=6。
按公式得太阳轮和齿圈的转矩Ta和Tb:
（2-16）
（2-17）再有公式
（和为太阳轮的和行星架的转速）（2-18）
得=73.3r/minn
由（为行星轮的转速）（2-19）
得
转速方向与a,x相反。
由下述受力分析可知:
行星轮c作用于中心轮a的切向力为:
（2-20）
中心轮a作用于行星轮c切向力为:
（2-21）
内齿轮b作用于行星轮c的切向力为:
（2-22）
行星架X作用于行星轮c的切向力为:
（2-23）
内齿轮b上所受的切向力:
（2-24）
2.12齿轮强度的验算
由于2Z-X型行星轮传动具有长期间断工作的特点，具有结构紧凑，外
廓尺寸较小的特点，因此应按齿面接触强度和齿根弯曲强度验算。
1、齿面接触疲劳强度的校核由公式可验算:
（2-25）
式中—区域系数;
—弹性影响系数;
—螺旋角系数，直齿轮为1;
—重合度系数;
b—齿宽，齿轮副中的较小齿宽;
—小齿轮分度圆直径;
—许用应力;
—齿数比。
（1）许用接触应力的计算:
1）由《机械零件》图7-17MQ线查得;
2）由《机械零件》图7-18得;
3）选取安全系数;
（2-26）
（2-27）
（2）由《机械零件》表7-6查得;
（3）由于螺旋角，由《机械零件》图7-28得;
（4）直齿轮螺旋角系数=1;
（5）重合度系数;
（6）;
（7）齿宽b=42。
故
满足设计的要求。
1）由《机械零件》图7-16MQ线查得;
3）选取安全系数
;
（2-28）
（2）由《机械零件》表7-6查得;
（7）齿宽b=40;
故。
故满足强度要求。
2、齿根弯曲疲劳强度的校核由公式可验算:
（2-29）
式中—齿根危险截面的弯曲应力;
K—载荷系数;
—应力校正系数。
a-c齿轮副:
（1）计算载荷系数K;
（2-30）
式中—载荷系数;
—使用系数;
—动载系数;
—齿间载荷分配系;
—齿向载荷分布系数。
1）由《机械零件》表7-3查得取=1.6;
2）根据V=1.2m/s和7级精度，由《机械零件》图7-8得=1.07
3）由《机械零件》表7-4硬齿面和7级精度，对称支撑
（2-31）
4）由=920N和7级精度由《机械零件》表7-5查得取=1;
（2）由《机械零件》表7-7得齿形系数;
（3）由《机械零件》表7-7得应力修正系数，;
（4）许用应力的计算:
1）由《机械零件》图7-17得;
2）由《机械零件》图7-19得;
3）由《机械零件》表7-9取弯曲疲劳安全系数;
（2-32）
因此弯曲疲劳强度:
（2-33）
（2-34）
弯曲疲劳强度足够。
b-c齿轮副:
（1）计算载荷系数K:
（2-35）
2）根据V=0.58m/s和7级精度，由《机械零件》图7-8得=1.07
（2-36）
（3）由《机械零件》表7-7得应力修正系数;
;
3）由《机械零件》表7-9取弯曲疲
劳安全系数;
（2-37）
因此弯曲疲劳强度
（2-38）
（2-39）
所以弯曲疲劳强度足够。
第3章轴承的选取与校核
3.1行星架轴承的选取与校核
圆锥滚子轴承，它是角接触滚子轴承，可以同时承受较大的径向及轴向载荷，但极限转速较低。
外圈可以分离，安装方便，成对使用，也可以预紧。
根据行星轮架两端安装轴承处外径的取值范围，及其主要受径向力的作用，又有一定的径向力的作用，选用圆锥滚子轴承。
按圆锥滚子轴承标准取d=80mm,即取代号为32216的圆锥滚子轴承。
太阳轮转速,440r/min行星轮的转速为。
对于转速较高的轴承（）可按基本额定动载荷计算值校核其是否满足要求。
则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。
（3-1）
式中C—基本额定动载荷计算值，N;
P—当量动载荷，N;
—寿命因数;
—速度因数;
—力矩载荷因数力矩载荷较小时，力矩载荷较大时;
—冲击载荷因数;
—温度因数;
—轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，233KN。
查表得;
。
由公式（3-2）
式中P—当量动载荷，N;
—径向载荷，
==（3-3）
=6020N;
（3-4）
—轴向载荷，=0N;
X—径向动载荷系数，X=1;
Y—轴向动载荷系数，Y=0。
（3-5）
将上述数带入式（3-1）中
即
所选轴承满足基本额定动载荷的要求，所选型号合适。
图3-1是所选圆锥滚子轴承的平面图形:
图3-1圆锥滚子轴承平面图
3.2行星轮轴承的选取与校核
圆柱滚子轴承，滚动体是短圆柱滚子，径向承载能力约为相同内径深
沟球轴承的1.5-3倍;
轴承的内外圈可沿轴向相对移动，一般不承受轴向载荷。
按许用扭转剪应力初估行星轮轴的直径，行星轮轴的材料选取
A=98~107,则因其主要受径向力作用，选取圆柱滚子轴承。
按圆柱滚子轴承轴承的标准，取d=30mm,即取代号为NF306E的轴承
（3-6）式中C—基本额定动载荷计算值，N;
—轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，49.2KN;
=X=
=2007N;
——轴向载荷，0N;
X——径向动载荷系数X=1;
Y——轴向动载荷系数Y=0。
将上述数带入式（3-1）
第4章花键的设计
4.1花键连接的类型、特点和应用
花键连接是由外花键和内花键组成。
花键连接是平键连接在数目上的
发展。
但是由于结构形式和制造工艺的不同，与平键连接比较，花键连接在强
度、工艺和使用方面有下述一些优点;
1、因为在轴上与毂孔上直接而匀称地制
出较多的齿与槽，故连接受力较为均匀。
2、因槽较浅，齿根处应力集中较小，
轴与毂的强度削弱较少;
3、齿数较多，总接触面积较大，可承受较大的载荷;
4、轴上零件与轴的对中性好;
5、导向性较好（这对连接很重要）;
6、可用磨削的方法提高加工精度及连接质量。
缺点是齿根仍有应力集中有时需要专门的设备加工;
成本较高因此花键连接适用于定心精度要求高、载荷大或经常滑移的连接。
花键连接的齿数、尺寸、配合等均应按标准选取。
花键连接可用于静连接或动连接。
按其齿行不同，可以分为矩形花键和渐开线花键两类，均已标准化。
在本设计中太阳轮轴和驱动轴都采用了渐开
线花键联接形式。
4.2花键参数的确定
1、结合考虑刀具，这里初步定为齿数z=16
2、查阅《机械零件设计手册》P185,表8-22渐开线花键的尺寸系列，依据直径d=44.5和齿数z=16可以确定模数m=2.5
3、查阅《机械零件设计手册》P184,表8-21渐开线花键联接的要素、代号及公式，可知:
分度圆压力角a=30?
理论工作齿高h=10mm;
分度圆直径d=40;
分度圆弧齿厚s==5.37
4、定心方式:
（1）.一般情况下，推荐优先采用齿形定中心，因为这种定中心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。
（2）.按外径定中心，只在特殊需要时采用（如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构）。
这种定心方式:
d=m（z+1.4）;
外花键齿顶倒角深度f=0.2m;
为获得较大定位面积，推荐模数m不小于2.5
渐开线花键参数如下表4-1所示:
表4-1太阳轮上渐开线花键参数?
4.3花键参数的校核
由公式
p=（4-1）
式中ψ—载荷分配不均匀系数,与齿数多少有关,一般取ψ=0.7;
N—花键齿数;
L—齿的工作长度,这里取较小的长度L=13;
h—花键齿侧面的工作高度,渐开线花键,a=30?
查设计手册h=m=2.5;
—花键的平均直径,这里取分度圆直径;
[p]—花键联接的许用压力,单位MPa,查设计手册取[p]=50。
由上式得出
N==14.95
这里取为z=16
4.4花键的强度计算
花键联接其主要失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。
因此，静联接通常按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。
计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，即传递的转矩;
并引入系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键联接的强度条件由公式为:
静联接===46.7MPa,[]（4-2）
动联接p===46.7MPa,[p]（4-3）
这里[]=100MPa,[p]=50MPa;
静联接、动联接均满足设计要求，故合适。
另三个花键的设计和校核同上，经校核后均满足强度要求，其各个花键的参数如表（4-2）——（4-4）所示。
表4-2太阳轮上渐开线花键参数表4-3驱动轮轴上渐开线花键参数表4-4行星架上渐开线花键参数第5章行星轮系减速器太
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