自卸车轮边减速器毕业设计

摘要根据自卸车上提供的参数以及其要求，设计轮边减速器。该车自重23吨，总重55吨，载重32吨。驱动形式是42，要求轮边减速器的速比为4.47。由于其工作环境较差，且其载重量大，对其结构的强度要求较高。首先按照经验估算一下齿轮副的齿数，然后按照扭矩特性和轮齿的弯曲强度公式计算出齿轮副的模数。计算出基础参数以后就可以根据该参数设计齿轮副的其它尺寸和参数。对该齿轮副进行效率检验，强度校核。作为传动系统的最后一级，轮边减速器承受着最大的扭矩，因此齿轮副的强度是否满足要求至关重要。本文中运用辅助软件对齿轮副进行强度检验。一是利用有限元分析软件。ANSYS是一款很实用的有限元分析软件，利用该软件可以很好的模拟齿轮的受力状况。可以将齿轮模型简化，将其完全约束，然后施加三个成一百二十度的对称载荷，以检测其受力状态。通过有限元的分析，可以很清楚的看到齿轮各点的受力状态，并且可以察看到危险的面或点，一般危险点在齿根部分，从应力大小可以判断齿轮是否会发生失效。二是利用PROE自带的结构分析功能，该软件也可以很方便的模拟，仿真齿轮的受力状态，其功能与ANSYS相似。操作起来也比较简单。将这两种校核结果相比较，得知本文中所设计的齿轮副是满足强度要求的，且其其它方面，如传动速比，传动效率和安装条件等都符合要求。最后还使用了matlab遗传算法对齿轮结构进行优化，和本文设计的减速器进行比较，结果相近，说明本文中设计的结构是较合理的。结论：通过计算，建模，有限元分析等过程，得知，本文中设计的轮边减速器符合传动效率，强度等要求，通过优化，得知结构较合理关键词：轮边减速器；PROE建模；PROE分析；ANSYS有限元分析；MATLAB遗传算法优化Designing the wheel-side planetary reducer of theSGA3550AbstractIn this article,it introduces the designing of the wheel-side planetary reducer.According to the harsh working environment and the large loads,we choose NGW planetary reducer.This kind of structure is simple, efficient transmission, lower cost and easy to manufacture.According to the given parameters,choose the best gear numbers and the m.Principle is that make sure the size of the structure is as small as possible. Calculated all parts of the structures size, and then check its strength.Design the structure forms of the bearings and the spline.After the completion of mechanical design,we have to establish the main parts of the three-dimensional model with PROE software.While establishing the three-dimensional of the gears,we can ignore the unimportant conditions ,so that we can get a easy and simple model.As the sun gear and the planetary gear bears a large force,so, we can focus on them.Use the pro/mechanism to analyze the structures bearing condition,and compare the result with the ANSYS conclusion.At last ,we have to import the model into the ANSYS and go on to the next phase of finite element analysis. In finite element analysis, we can choose a different mesh, to compare their results.Key Words：Wheel-side planetary reducer；PROE；ANSYS；Matlab40- -目 录摘要1Abstract2引言11绪论21.1轮边减速器文献综述21.1.1本课题国内外发展现状及前景31.2课题背景及开展研究的意义41.2.1课题背景41.2.2研究的意义61.3研究内容、主要方法71.3.1研究内容71.3.2技术要求71.4本章小结72齿轮传动的参数设计计算82.1已知条件82.2设计计算82.2.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图82.2.2配齿计算92.2.3初步计算齿轮的主要参数92.3本章总结163验算和效率的计算173.1.装配条件的验算173.1.1邻接条件173.1.2同心条件173.1.3安装条件183.2传动效率的计算183.3本章小结204行星齿轮的强度校核214.1行星齿轮传动的受力分析214.2 a-c齿轮副强度的校核224.2.1齿面接触强度的校核计算224.2.3齿根弯曲强度的校核274.3b-a齿轮副的校核314.3.1齿面接触强度的校核计算314.3.2齿根弯曲强度的校核计算334.4本章小结345轴承载荷和寿命的校核355.1承载轴承的选用355.2行星轮轴轴承的校核355.3本章小结366花键的选择和计算376.1主动轴花键的选择及强度计算376.1.1花键副齿数与模数的确定376.1.2花键副的强度计算376.2.其他花键的选择386.2.1齿圈毂与内齿圈啮合处花键的选择386.2.2齿圈毂和桥壳总成386.3本章小结387 PROE建模397.1 PROE/ENGINEER简介397.1.1 PROE/ENGINEER建模过程397.2PROE/mechanica中的结构分析447.3本章小结458有限元分析468.1. ANSYS有限元分析软件的介绍468.1.1 ANSYS有限元分析的过程468.2本章小结519.MATLAB遗传算法优化529.1惩罚函数法529.2优化程序529.3本章小结54结论55参 考 文 献56附录A外文原文58附录B外文译文58致谢86引言轮边减速器在国内外都已发展多年，目前技术已经比较成熟，但国内的研究与国外的先进国家相比仍有一段差距。本文设计的轮边减速器采用普遍的行星齿轮传动结构，与普通齿轮传动相比他有很多优点，如可以减小体积和重量，并且可以达到较高的变比。本文根据已给出的部分参数，设计了模数为8的一级行星齿轮减速器。计算了其参数，并且对太阳轮和内齿圈的齿面和齿根分别进行了强度校核。并且设计了连接件，如花键，螺栓和联轴器等。并且用PEOR建立了三维实体模型，并组装成装配图，以察看其配合程度。最后，将实体模型导入ANSYS有限元分析软件中，对其进行了有限元分析，以比较计算结果。1绪论轮边减速器是传动系统中的最后一级，所受到的扭矩最大，所以其强度和结构合理与否对于整个传动系统有很大的影响。轮边减速器的设计受到很多条件的限制，如安装尺寸条件和传动方向等，因此在设计轮边减速器时要综合考虑各种约束条件。一般轮边减速器有普通直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通直齿传动有很多不可避免的缺点已经很少使用。如速比的限制，安装尺寸的限制，传动方向的限制等，因此本文中所设计的轮边减速器采用的是行星齿轮传动。1.1轮边减速器文献综述通过传动将动力机的速度降低，使之满足执行系统的需求的传动装置称为减速器。减速器是变速器的一种，还有增速器。由一系列相互啮合的齿轮所组成的齿轮传动系统称为轮系，它是一种变速装置，在传动系统中实现定传动比变速或者有级变传动比变速，即在输入轴与输出轴之间获得预期的传动比大小和转向关系。根据轮系在运转过程中各轮几何轴线在空间的相对位置关系是否固定，可将轮系分为定轴轮系和周转轮系5。我将要设计的轮边减速器是行星齿轮传动，它属于周转轮系。当轮系运动时，至少有一个齿轮的轴线是绕其它定轴齿轮的轴线转动的轮系称为周转轮系。周转轮系由行星轮，行星架，中心轮（太阳轮）三个基本部件构成。周转轮系按其自由度的数目可以分为两种基本类型：差动轮系，具有两个自由度的周转轮系。在三个基本构件中，必须给定两个构件的运动，才能求出第三个构件的运动。行星轮系，即具有一个自由度的周转轮系。三个基本部件中，任意一个固定，在任意一个作为输入，剩下的作为输出件。行星齿轮减速器安结构可分为如下三种：2KH，3K，KHV（K中心轮，H转臂，V输出轴）2KH型传动方式简便，采用较普遍，零配件采购也更方便。因此在本轮边减速器的设计中也采用2KH型。2KH型传动中，有正号机构和符号机构之分，且他还可分为更多种的形式。如：NGW，NW，WW，NN，ZUWGW。他们的传动比范围和传动效率，以及传动功率范围都有很大的不同。根据本次要设计的轮边减速器的传动比为大约4.47，而NGW型最佳传动比为39，因此选用NGW型行星齿轮传动系统。NGW型是动力传动中应用最多，传动功率最大的一种行星传动。他由内外啮合和共用行星轮组成，它的结构简单，轴向尺寸小，工艺性好，效率高，虽然传动比比较小，但可通过多级串联组成传动比大的轮系。本设计中所需传动比较小，因此不用串联，只需要一级就足够。行星齿轮传动的主要特点是体积小，承载能力大，工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂，要求制造精度高。行星齿轮传动中有些类型效率高，但传动比不大。另一些类型则传动比可以很大，但效率较低，用它们作减速器时，其效率随传动比的增大而减小；作增速器时则有可能产生自锁。行星齿轮传动应用广泛，并可与无级变速器、液力耦合器和液力变矩器等联合使用，进一步扩大使用范围5。行星轮作为减速器可以安置在轮边，则称为轮边减速器。轮边减速器一般分为普通圆柱齿轮减速器和行星齿轮减速器，由于普通齿轮减速器有很多不可避免的缺陷，因此采用较少。有的轮边减速器设置在车轮的轮毂内，使得整个驱动桥结构更加紧凑，同时降低主减速器，半轴，差速器的负荷，减小传动部件的结构尺寸，保证后桥具有足够的离地间隙。同时提高了车辆的通过性能以及降低了整车的装备质量。1.1.1本课题国内外发展现状及前景1.1.1.1 国内外现状我国早在南北朝时代，祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南针，因此我国行星齿轮传动的应用比欧美各国早一千多年。但是随着时代的发展，我国渐渐落后于西方发达国家，目前已经有了很大的差距，但是我们正在努力发展，自主创新。现在已经有许多专家，学者及工程技术人员做了相关的研究。但是与国外先进的技术相比还是有很大的差距。我国自主研发的减速器大都是中小功率的，以齿轮传动、蜗杆传动为主，并且存在产品质量不过关，功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低，可靠性低，使用寿命不够长，且新产品研发周期长等很多缺陷。因此，如何改进设计方法，提高设计质量是装载机行业发展的关键因素之一3。目前我国新颁布了NGWL型（JB1799-6）、NGW-Z型（JB3722-84）、NGW-S型（JB3723-84）和NGW-L型（JB3424-84）四个行星齿轮减速器标准。并且组织了专业化成批生产，在国内进行了推广应用。自中国加入WTO后，我国的汽车行业迅猛发展，车用减速器也随着时代的脚步逐渐成长成熟起来。进年来轮边减速器部分也不断踊跃出很多新的很有创意的设计，虽然这些设计离最终成型使用还有一些差距，但是，足见我们在创新设计上，已经迈出了一大步3。但是相比于国外先进的技术，我们还有待于进一步的提高，增加自主创新的能力。目前我国所使用的减速机主要是从德国，英美进口的，自主研发的减速机一般很少在大型矿用车上使用。1.1.1.2 发展趋势目前随着电子技术的发展，非公用车已向着智能化，无人化发展。越来越多的电控系统以及液压系统被运用到矿用车上来，使得矿用车的操作越来越简易方便，产量也更大。例如卡特彼勒系列非公用车就有很多人性化的辅助系统。如：全自动的缓行制动，发动机的转速由电控单元根据传感器和节气阀所给出的数据自动调节。变速器也有自动档，可以自动改变车速。在机械硬件方面卡特彼勒也可以称得上业界内的航母，他的机械部分设计简便，人性化，强度高，使用寿命长，且维修方便2。目前行星齿轮都向着大功率，大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。1.2课题背景及开展研究的意义1.2.1课题背景本文是根据。参数和工作环境等已知条件所设计的轮边减速器。减速器的速比为4.47，其任务就是在满足传动速比，传动效率和传动强度的条件下，设计出结构简单，效率高，成本低，易加工，工艺性好的传动机构。主要工作任务就是根据已知条件选择齿轮副的齿数和模数，并校核其齿轮副的齿面接触强度和齿根弯曲强度。同时还要设计其连接件和其他的一些零配件，如连接用的花键，和支撑用的轴和轴承等。还要考虑到固定用的挡圈和连接螺栓等。在设计的同时，还要考虑其装配条件，如装配顺序，装配基准和公差等。当然，还要了解一下目前我国的轮边减速器发展状况，已考虑其细节问题，可以达到与市场结合。根据陕西同力重工有限公司的市场调查表明我国非公用车的工作环境普遍为车辆行驶路面工程道路，路面松软，硬实度差，道路阻力大，道路附着系数小。且运营环境的空气质量也很差，扬尘浓度很高，对作业工人的身体伤害很大，还有就是承载运输量大，作业强度高3。我国目前技术落后是由多方面造成的，究其原因有一下几个方面：我们开发设计的体制和环境有问题，主要是对于机械自主创新不够重视。国外往往会发费很大的经费在技术研发上，而我国在这方面明显注重不够。再加上对于国家的政策往往是“上有政策，下有对策”，导致很多很好的指导方针并没有被落实。没有成套的系统研究，往往导致研究链断开，应该加大工艺流程机电配套相适应的研究。没有将现代的新技术应用到开发研究中，总是守着旧理论和工具，加之80年代末我国很多的自主研发都搁置瘫痪。近年来各大学和研究所均有学者，教授加入到减速器的研究中，每年都有很多关于减速器的学术论文发表，也有很多有新意的方案设计被提出。例如北京理工大学研制成功的内平动齿轮减速器不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位22。纵观国内减速器的发展现状，我们在保持行业的可持续发展，技术创新的同时，应当看我我们存在的问题。要采取积极地应对方案力争在较短时间内能有所进展。目前，我国该行业存在的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重。因此，我国的发展之路仍是任重道远。1.2.2研究的意义传动系统通常由变速装置，起停和换向装置，制动装置及安全保护装置等基本部分组成。变速装置是传动系统中很重要的组成部分，它的设计的好坏直接关系到传动效率，燃油消耗率，汽车的使用寿命，甚至能否启动。而轮边减速器是传动系统的最后一部分，它起到了减速增扭和改变传动方向的作用，直接将动力传输到轮胎上，因此轮边减速器的设计也至关重要。尤其是大型非公用车，由于空间限制，必须将更多的传动比分配到驱动桥上，因此轮边减速器可以大大的改善整车的结构和性能。一般说来，轮边减速器的设计应该满足以下要求：保证矿车在各种使用工况下必须的牵引力变化范围。通常45倍，有时达数10倍。实际牵引力由载重量，道路坡度，路面好坏，交通与道路的情况等决定。保证汽车在各种使用工况下对速的的变化要求，这一速度变化应从零到最高车速。在发动机旋转方向不变的情况下，可获得倒档行驶。汽车在转弯的时候，能差速，保证转弯正常。保证矿车具有最佳的动力性和燃料经济性。为了使变速器，分动器，传动轴等总成不致因承受过大扭矩而使它们尺寸过大，重量过重，应将其传动比以尽可能的比率分配给驱动桥，采用较大的传动比，使其达到所需要的减速要求22。轮边减速器设计的主要任务是：从各方面考虑，选择合适的尺寸，提出整体设计方案。各零部件合理布置，对其强度，刚度，寿命进行校核，使其结构合理，性能优良。满足传动比条件，同心条件，装配条件和邻接条件。对于两级或多级定轴齿轮传动减速器，传动比分配的原则如下:使各级齿轮传动的承载能力相接近使各级齿轮传动中的大齿轮浸油深度大致相等，以实现油池润滑使减速器获得最小外形尺寸和重量轮边减速器作为传动系的最后一个环节,他承载着最大的扭矩,他的强度和结构合理与否直接影响着整车的性能,因此轮边减速器的设计至关重要。我所设计的轮边减速器结构简单,体积小巧,质量轻便,使用和更换都很方便,对于提高整车的速比,减轻质量,较小燃油消耗率等方面都起了很大的作用。1.3研究内容、主要方法1.3.1研究内容本题。主要根据该车辆结构及性能要求，完成轮边减速器的设计；设计内容主要包括：轮边减速器结构形式的选择：轮边减速器齿轮基本参数的选择；1.3.2技术要求分析法相对速度法又称转化机构法，其中最常用转臂固定法。给整个行星齿轮传动加一个公共的角速度图解法速度图解法作平面运动的构件绕瞬心回转时，构件上各点的速度分布呈三角形图。由圆柱齿轮组成的行星轮系属于平面机构，利用行星齿轮传动中各瞬心点绘出速度图。矢量图解法根据速度矢量绘图。CAD制图ProE实体模型的建立ANSYS有限元分析优化设计1.4本章小结绘图软件采用AutoCAD，后期采用PROE建立实体模型，并用ANSYS 有限元分析软件对齿轮副进行静强度校核。最终完成车轮边减速器的设计说明书一份。2齿轮传动的参数设计计算2.1已知条件轴距3650mm；整备质量:23000kg；总质量：55000kg；最高车速：48km/h.；最大爬坡度：15%；发动机最大功率：261/2100kw/rpm；最大扭矩/转速：1559/1300Nm/rpm；采用液力机械式变速箱，各档位速比为：，；液力变矩器最大变矩比：；主减速器速比：；行星齿轮速比：；轮胎尺寸新胎充气后轮胎最大使用尺寸规格断面宽度外直径断面宽度外直径一般花纹加深花纹 一般花纹加深花纹18.00-2549516151673550169317562.2设计计算2.2.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据条件，传动比较小，传动扭矩较大，转速低，工作环境较恶劣，易有冲击载荷，结构尺寸限制不大，可以稍微选用大一点的结构，要求结构简单，成本低。由此选用2k-h，NGW型的行星齿轮传动系统，齿圈固定于车体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件，其结构简图如下：图2-1 齿轮传动简图 2.2.2配齿计算由所给条件知，轮胎宽457mm，轮辋直径635mm，传动比4.47，现根据轮边减速器的使用条件，考虑轮胎结构尺寸的限制，初步选定太阳轮的齿数Za为15,行星轮数目np=3，若不合理再重新选择。根据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比 (2.1) 因此特性参数p=3.47 Zb=pZa=3.4715=52, (2.2) , (2.3)取Zc=18,Zb=54 (2.4) (2.5)因此传动比是合格的。即，最后确定Za=15,Zb=54,Zc=182.2.3初步计算齿轮的主要参数在行星齿轮传动中，各齿轮齿数较常见的失效形式有齿面点蚀，齿面磨损和轮齿折断。在行星齿轮传动中，各齿轮的轮齿工作时，其齿面接触应力是按脉动循环变化的。若齿面接触应力超出材料的接触持久极限，则轮齿在载荷的多次重复作用下，齿面表层产生细小的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩展，使表层金属微粒剥落面形成疲劳点蚀。轮齿出现疲劳点蚀后，严重影响传动的稳定性，且致使产生震动和噪声，影响传动的正常工作，甚至引起行星传动的破坏。提高齿面硬度，减小齿面粗糙度，提高润滑油黏度和接触精度，以及进行合理的变位均能提高齿面抗点蚀的能力。在行星齿轮传动中，齿轮在载荷的多次重复作用下，齿根弯曲应力超过材料的弯曲持久极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹。裂纹逐渐扩展，最后导致齿轮产生疲劳折断。另外，还有过载遮断，轮齿因短时过载或冲击过载而引起的突然折断，称之为过载折断。用淬火钢或铸铁制成齿轮，容易产生过载折断。齿面磨料磨损是由于齿廓间相对滑动的存在，如果有硬的屑粒进入轮齿工作面间，则将产生磨料磨损。闭式齿轮传动中，应该注意润滑油的清洁和及时更换。而开式齿轮传动的工作条件较差，其主要的失效形式就是磨料磨损22。2.2.3.1齿轮材料和热处理的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择应综合得考虑到齿轮传动的工作情况，如载荷性质和大小，工作环境等，加工工艺和材料来源及经济性等条件。由于齿轮材料及其热处理是影响齿轮承载能力和使用寿命的关键因素，也是影响齿轮生产质量和加工成本的主要条件。选择齿轮材料的一般原则是：既要满足其性能要求，保证齿轮传动的工作可靠，安全；同时又要使其生产成本较低。对于中低速，重载的重型机械的行星齿轮传动装置应选用调制钢40Cr,35SiMn,35CrMnSi等材料。经正火调质或表面淬火，使其获得机械强度，硬度和韧性等综合性能较好22。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型矿用电动轮自卸车的重型重载特征，轮齿载荷性质、承载能力，结合齿轮常常发生的失效形式，并考虑加工工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，经综合，选择齿轮材料和热处理方式见下： 中心轮a和行星轮c均采用20CrNi3渗碳淬火的调质合金钢，其齿面硬度HRC=60取Hlim=1500N/2；F/lim=470 N/2；中心轮a和行星轮c的加工精度为6级。内齿轮B选用37SiMn2MoV调质表面淬火的合金钢其齿面硬度为HRC=55取Hlim=1160 N/2；F/lim=360N/2；加工精度为7级；2.2.3.2模数的计算在计算行星齿轮传动强度时，将各种传动类型的行星齿轮传动分解成其对应的若干个相互啮合的齿轮副。然后，载将每个啮合齿轮副视为单个的齿轮传动。在设计行星齿轮传动时，其主要参数可先安类比法，即参照已有的形同类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件，结构尺寸和安装条件来确定22。常用的办法是按齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径d1或者按轮齿弯曲强度初算齿轮模数m。在增大10%20%。2.2.3.3按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数行星轮数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿），因此只需要分析和计算其中的一套即可，中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩由(2.6)计算 ： (2. 6) 或者按启动时转速最小，转矩最大来计算小齿轮的名义转矩T1=Tmaxi/3=5000N/m；中心轮a所传递的转矩，N.m；行星轮数目。代入数据可得T1=5000N.m；中心轮1的模数可由(2.7)估算 （2. 7）算式系数，对于直齿轮传动，对于斜齿轮传动；啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值；使用系数；综合系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；小齿轮系数；小齿轮齿宽系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮弯曲疲劳极限，,且取和中的较小值。2.2.3.4相关系数的确定算式系数；本课题采用直齿轮传动算式系数使用系数；按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数综合系数；综合系数计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；根据经验，取行星轮间载荷分布不均匀系数小齿轮齿形系数按z=15和x=0取小齿轮齿形系数小齿轮齿宽系数。小齿轮齿宽系数2.2.3.5模数的确定 将所有系数及T1=5000N.2、Z1=15, F/lim=470 N/2,代入式3.2解得m=7.4，故取轮系的模数m=8。2.3.3.6啮合参数计算由于本齿轮副没有变位，因此可直接按照标准齿轮的参数公式进行计算。在两个啮合副a-c,b-c中，其标准中心距为Zac=；Zbc=；两个啮合的标准中心距不相等，最小齿数不满足根切条件，所以必须采用变位。齿轮副变位要尽可能提高其齿面接触强度，如图2-2，图2-2齿面接触强度分析图找到对应的横坐标点，通过该点作条垂线与右线图的上边界线交于A点，A点对应的啮合角，与下边界线交于B点，B点对应的啮合角则啮合角可取范围为，为提高齿面接触强度，应使啮合角越大越好，现取啮合角，线与所对应的垂线交于C点，C点对应变位系数由公式，在图2-2中，所以用斜线2分配变位系数，由C点作水平线交斜线2于点C1，过C1点作垂线，交轴于点D，点D对应的x值即为，由此得，；齿轮副变位；根据同心条件计算齿轮b的变位系数：；因为，所以；式中：a齿轮副的标准中心距 mm； 为齿轮压力角，其值为20； inv,标准压力角的渐开线函数； inv啮合角的渐开线函数。2.2.3.7几何尺寸计算其中齿顶高系数，顶隙系数；中心距变动系数y=0.03；齿顶高变动系数=0.11；变位系数和；变为系数分别为：x1=0.43,x2=0.43,x3=1.29；齿数比： 分度圆直径 da=8x15=120 dc=8x18=144 db=8x54=432基圆直径 齿顶高 ， 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶圆压力角 端面重合度 2.3本章总结本章主要根据所给的条件选择传动系统的形式，并大致估计了他最后的安装尺寸。对齿轮副进行了配齿计算，计算出了各参数，并对其安装条件进行了验证，由于不合理，采用了角度变位。变位之后满足要求，之后计算出了各齿轮的基本参数。3验算和效率的计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比ip来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮传动运动学的主要任务之一。在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比之外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件，邻接条件和安装条件。除此之外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件5。3.1.装配条件的验算对于所设计的行星齿轮传动应满足如下的邻接条件、同心条件和安装条件。邻接条件按式3.1校验 (3. 1)同心条件按式3.2校验 (3. 2)安装条件按式3.3校验 (3. 3)式中，行星轮的齿顶圆直径；行星轮数目；中心轮与行星轮的啮合中心距；、中心轮与行星轮啮合副、内齿圈与行星轮啮合副的啮合角。3.1.1邻接条件邻接条件满足3.1.2同心条件=同心条件满足。3.1.3安装条件为整数，安装条件也满足。3.2传动效率的计算行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率值得大小也是不同的。对于同一类型的行星齿轮传动，小效率值也可能随传动比ip的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率值也不相同。而且，行星齿轮传动效率变化范围很大，其值可高达0.98，低的可接近于零，甚至低于零，即可以自锁5。欲求的行星齿轮传动效率值，首先应分析和了解他的传动损失。在行星齿轮传动中，其主要的功率损失为如下三种：1）啮合齿轮副中的摩擦损失2）轴承中摩擦损失3）液力损失在2Z-X型行星齿轮传动中，Pa为输入件所传递的实际功率，Pb为输出件所传递的实际功率，Pt为行星齿轮传动中的摩擦损失功率。根据前面的规定，输入件所传递的功率为正值，即Pa0，而输出件所传递的功率Pb为负值，即Pb0.根据一般的效率计算概念，故可得行星齿轮传动的效率公式为 (3-4)因输入功率PA=-PB+PT=PB+ PT,则得 (3-5) (3-6)在行星齿轮传动中，因为a为输入件，即Pa0，由公式可得其传动效率为：现在，再根据啮合功率法原理PT=PTX,进一步推导PT与的关系式。 (3-7)则得 (3-8)Pa0,Px0 (3-9)根据式7-6，则得行星齿轮传动效率为 (3-10)转化机构的功率损失系数计算关于损失系数的计算问题如下：在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和，即 (3-11)对于A型行星传动，其啮合系数之和为 (3-12)啮合损失系数；转化机构中中心轮a与行星轮c之间的啮合损失系数；转化机构中内齿圈b与行星轮c之间的啮合损失系数。啮合损失系数的确定在转化机构中，仅考虑齿轮副的啮合摩擦损失时， (3-13)齿轮副中小齿轮齿数；齿轮副中大齿轮齿数；齿轮啮合副的重合度；啮合摩擦因数，一般取；以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号“-”适合于内啮合。 =0.0225 (3-14)初步计算时zH和rH可忽略不计则=1-0.0225（1+18/51）=0.974可见，该传动系统传动效率较高。3.3本章小结本章验算了安装条件，并计算出了齿轮副的传动效率。该传动系的效率为0.974，其传动效率较高，符合设计要求。4行星齿轮的强度校核4.1行星齿轮传动的受力分析在2Z-X(A)型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F,如图所示。图4-1齿轮传动的受力分析 按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮c作用于a的切向力而行星轮c上所受的三个切向力分别为：中心轮a作用于行星轮c的切向力为：；内齿轮b作用于行星轮c的切向力为：；转臂x作用于行星轮c的切向力为：；在转臂x上所受到的作用力：；在转臂x上所受力矩为：；在内齿轮b上所受的力矩为：。4.2 a-c齿轮副强度的校核4.2.1齿面接触强度的校核计算根据国家标准“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”（GB/T 34801977），该标准系把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价齿轮的接触强度。，在接触应力的计算中未考虑滑动的大小和方向、摩擦因数和润滑状态等，这些都会影响到齿面的实际接触应力。计算时取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大者，大小齿轮的许用接触应力分别计算。4.2.1.1齿面接触应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按式4.1-4.3计算 (4. 1) (4. 2) (4. 3)式中，动载系数；使用系数；计算接触强度时齿向载荷分布系数；计算接触强度时齿间载荷分布系数；计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；许用接触应力的基本值，；端面内分度圆上的名义切向力，N；小齿轮的分度圆直径，mm；工作齿宽，指齿轮副中的较小齿宽，mm；齿数比，即；节点区域系数；弹性系数，；重合度系数；螺旋角系数，直齿轮。以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号“-”适合于内啮合。1）名义切向力前文已求得中心轮1在每个功率分流上所传递的转矩T1=5000N.2，切向力可由式4.4求得 (4. 4)故4.2.1.2有关系数使用系数；前文已取；动载荷系数；先按式4.5计算中心轮1相对于行星架,的节点线速度 (4. 5)n=2100/2.25/28=333r/min将中心轮1的节圆直径d1=120、转速n1=333r/min代入式4.5得Vx=3.4m/s已知中心轮1与行星轮2的精度等级为IT6，即精度系数C=6，按式4.6计算动载系数 (4. 6)式中，将C=6、代入可得计算接触强度时齿向载荷分布系数按式4.7计算 (4. 7)查手册取查手册按取将H=0.35、b=1.3,代入式4.7可得KH=1.1计算接触强度时齿间载荷分布系数查手册、计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数查手册，按，取KHp=1.2节点区域系数对于直齿轮，可由式4.8计算 (4. 8)ZH=2.5弹性系数查手册，按钢-钢取重合度系数可由式4.4计算 将a=1.55代入式4.4可得Z=0.9螺旋角系数对于直齿轮前文已取中心轮1的齿宽系数，其齿宽156，考虑可能减少结构尺寸和减少载荷在齿向的不均匀性，取行星轮2的齿宽b2=146。故取啮合副1-2的工作齿宽b=146。4.2.1.3计算齿面接触应力将以上求得的各系数,代入式4.1-4.3可得故取齿面接触应力H=1281N/24.2.1.4许用接触应力许用接触应力可按式4.9 计算 (4. 9)式中，试验齿轮的接触疲劳极限，；计算接触强度的最小安全系数；计算接触强度的寿命系数；润滑剂系数；速度系数；粗糙度系数；工作硬化系数；接触强度计算的尺寸系数。试验齿轮的接触疲劳极限；前文已求得试验齿轮的接触疲劳极限；相关系数最小安全系数；查表，取最小安全系数=1.2；计算接触强度的寿命系数；查表，按不允许点蚀的公式,取应力循环次数NL=107，则ZNT=1.1；润滑油膜影响系数；根据文献机械设计选用L-CKC齿轮润滑油，该润滑油的力-速度因子及滚动压力由式4.11及4.12计算 (4. 10) (4. 11)式中，为齿轮圆周速度，为力-速度因子，为滚动压力，其余参数同式4.3。代入数据得；中心轮1的圆周速度；故 ；可得50时润滑油的名义运动黏度；按可得；按可得Zv=0.95；按可得Zr=0.95；工作硬化系数查手册，取Zw=1.2尺寸系数尺寸系数Zx=0.95许用接触应力将所求系数代入式4.10可得4.2.1.5接触强度校核齿面接触应力H=1282N/2Hp=1386 N/2；故齿轮副a-c满足接触应力的强度条件。4.2.3齿根弯曲强度的校核国家标准GB/T 34801977是以载荷作用侧的齿廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经相应的系数修正后作为计算齿根应力。考虑到使用条件、要求及尺寸的不同，标准将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用齿根应力。4.2.3.1齿根应力齿根应力按式4.12和4.13计算 (4. 12) (4. 13)式中，动载系数；使用系数；计算弯曲强度时齿向载荷分布系数；计算弯曲强度时齿间载荷分布系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；齿根应力的基本值，N/2；载荷作用于齿顶时的齿形系数；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；计算弯曲强度时的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；工作齿宽， mm；4.2.3.2相关系数使用系数和动载系数前文已求得、计算弯曲强度时齿向载荷分布系数按式4.15计算 (4. 14)取f=0.55按取b=1.3将f=0.55、b=1.3代入式4.15可得KF=1.165计算弯曲强度时齿间载荷分布系数查手册，得；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；可由式4.15计算 (4. 15)将KHP=1.2代入式4.15可得KFP=1.15；载荷作用于齿顶时的齿形系数；Ya1=Ya2=2.8 ；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；Ysa1=Ysa2=1.52 ；计算弯曲强度时的重合度系数；可由式4.16计算； (4. 16)将=1.55代入式4.17可得；计算弯曲强度的螺旋角系数；取；4.2.3.3计算齿根应力前文已求得名义切向力F=65KN、工作齿宽b=156、模数m=6，将相关系数代入式4.13和4.14可得故取齿根应力F=430N/2；4.2.3.4许用齿根应力许用齿根应力可按式4.17计算： (4. 17)式中， 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；计算弯曲强度的最小安全系数；试验齿轮的应力修正系数；计算弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；相对齿根表面状况系数；计算弯曲强度的尺寸系数；1）相关系数试验齿轮的应力修正系数；根据文献，取；计算弯曲强度的寿命系数；取，将代入得；相对齿根圆角敏感系数；取；相对齿根表面状况系数；按式4.18计算； (4. 18)取齿根表面微观不平度，代入式4.18可得；计算弯曲强度的尺寸系数；尺寸系数；最小安全系数；根据经验，取；2）计算许用齿根应力将以及相关系数代入式4.18可得取4.2.3.5弯曲强度校核校核齿应力的强度条件是计算齿根应力应不大于许用齿根应力,即因为,故满足弯曲强度条件。4.3b-a齿轮副的校核4.3.1齿面接触强度的校核计算4.3.1.1齿面接触应力 仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到与外啮合副a-c不同的系数有使用系数KA=1.35,动载荷系数KV=1.1,节点区域系数将代入式4.8可得ZH=2.5重合度系数将=1.73代入式4.9可得Z=0.87齿间载荷分配系数， 对行星轮c进行受力分析易知内齿圈b作用于行星轮c的切向力等于中心轮1作用于行星轮c的切向力，故仍有名义切向力F=65KN考虑尽一步减小结构尺寸，取内齿圈b的齿宽b3=146故齿轮副c-b的工作宽度b=136将各系数及u=2.8、d1=280代入式4.1-4.3可得故取齿面接触应力H=861N/24.3.1.2许用接触应力仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到变化的系数有润滑油膜影响系数由式4.12可得滚动压力行星轮2的圆周线速度故力-速度因子=2.316/2=1.158可得50时润滑油的名义运动黏度按可得按vx=3.78，可得寿命系数按不允许点蚀的公式，则将各系数代入式4.10可得取许用接触应力4.3.1.3强度校核齿面接触应力故齿轮副b-c满足接触应力的强度条件4.3.2齿根弯曲强度的校核计算4.3.2.1齿根弯曲应力仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到与外啮合副a-c不同的系数有：载荷作用于齿顶时的齿形系数；，；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；，；计算弯曲强度时的重合度系数；将代入式4.17可得；齿间载荷分配系数；， ；将相关系数代入式4.13和4.14可得；故取齿根应力F=556N/2。4.3.2.2许用齿根应力只有寿命系数改变，取，将代入得，将相关系数代入式4.18可得取Fp=563N/2。4.3.2.3齿根弯曲强度校核因为,故满足弯曲强度条件。4.4本章小结本章是设计部分的重点之一。计算了齿轮副所受的力和力矩，并校核了a-c,b-c两对齿轮副的齿面接触应力和齿根弯曲应力。结果都符合要求。