卸船机用行星减速机的设计本科毕业设计论文

目 录摘要1第一章 绪论31.1行星齿轮传动的发展概况31.2目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：41.3行星齿轮传动的优缺点61.4课题特点61.5反求设计7第二章 传动方案的选择和分配传动比102.2.1起升机构传动比分配122.2.2行走机构传动比分配13第三章 行星齿轮传动的啮合计算143.1 齿数的选择和计算143.1.1 配齿计算143.1.2 验证配齿条件153.2 几何尺寸计算183.3 啮合效率计算193.4齿轮传动的几何尺寸203.4.1 行走机构203.4.2 起升、开闭机构213.4.3 行星传动几何尺寸22第四章 齿轮传动的强度计算244.1.行走机构第一对齿轮244.2行走机构第二对齿轮284.3起升、开闭机构齿轮传动的强度计算314.4行星齿轮传动的强度计算344.5行星轮心轴与轴承寿命的计算384.6轴的键强度计算39第五章结构设计415.1行星传动主要零件设计415.1.1 齿轮的结构设计415.1.2 行星轮轴直径415.2输入、输出轴轴径的确定425.3行星架的结构设计435.4 机体的结构设计44第六章 均载装置的设计466.1 均载装置的选择466.2 行星轮间载荷分布不均匀性分析466.3均载机构简介496.4浮动齿轮联轴器的设计研究506.4.1几何尺寸计算516.4.2强度计算52第七章 设计总结53参考文献54致 谢5571卸船机用行星减速机的设计【摘 要】本次设计是对卸船机用行星减速机设计进行研究，卸船机用行星减速机设计要求效率高简化结构减轻重量，对大梁的作用力减小等目的。在文中介绍了行星齿轮减速器的发展的历史，通过分析比较几种行星齿轮传动方案，选择最优的传动方案；定出减速器的结构，最后选择2K-H型行星传动的四卷筒机构减速机传动方案。在设计过程中首先对传动比进行分配，而后分别计算高速级和低速级齿轮的主要参数、啮合参数、几何尺寸、以及齿轮强度验算，对行星齿轮的结构设计进行了较详细的阐述，最后对均载装置进行分析和研究。通过对行星齿轮传动的研究，结合目前的发展情况和所要面临解决的问题，建立了2K-H行星齿轮传动的形式，设计出具有大功率、大传动比、小重量、小体积等优点的减速机构。在设计中,采用了3个行星轮，齿轮的制造精度较高。【关键词】：齿轮；行星齿轮减速器；齿轮啮合；均载装置The Design of Planetary Reducer Used in Unloading MachineAbstract This design is unloading machine of planetary reducer design, ship unloader planetary reducer design with high efficiencysimplified structure or weight, reduce the force on the beam and other purposes. In the paper introduces the development of planetary gear reducer history, through analysis and comparison of several planetary gear transmission scheme, choose the best transmission scheme; fixed gear structure, and finally select the 2K-H type planetary transmission of four drum body reducer transmission scheme. In the design process is allocated first transmission ratio, high level and then calculate the main parameters of low-level gear, meshing parameters, geometric dimensions, and gear strength checking, the structure of the planetary gear design for a more detailed description, and finally contain devices for analysis and research. Through the planetary gear transmission, in combination with the current developments and problems to be faced, the establishment of a 2K-H planetary gear transmission in the form, designed with high power, large transmission ratio, a small weight, small volume and so the deceleration institutions. In the design, use of the three planetary gear, gear manufacture of high precision. 【Keywords】: Gear; planetary gear reducer; gear mesh; are contained device 卸船机用行星减速机的设计 第一章 绪论1.1 行星齿轮传动的发展概况我国早在南北朝时代（公元429500年），祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南车。比欧美早了1300多年。 1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用于汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后机械行业的蓬勃发展促进了行星齿轮传动的发展。 高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国也获得成功。 低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900KN.m； 我国是从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）/高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800kW）。世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。1.2目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：（1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw；大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN.m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。（2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就成为无级变速器。（3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来，国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮行星齿轮减速器，总传动比i=0.125r/min,输出转矩27200N.m。（4）向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。（5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4m），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。1.3 行星齿轮传动的优缺点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的显著特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴和输出轴具有同轴性，即输入轴和输出轴均设在同一轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。1.行星齿轮传动的优点如下：(1)体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的1/21/5（即在承受相同的载荷条件下）。(2)传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97099。(3)传动比较大，可实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。(4)运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选用得当）等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。2.行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的研制安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。尤为重要的是设计人员对于自己设计的某些齿轮减速器进行优化。优化结果不仅为齿轮传动提供了一个最优的设计方案，而且对其设计参数的优化提供了依据。1.4课题特点本课题所研究的行星减速机应用于卸船机四卷筒机构，四卷筒行星差动传动装置是1.主要特点（1）以2KH型行星齿轮传动组成的行星差动减速器，体积小、重量轻、仅为定轴传动的1/2左右，本设计的重量为3900kg。（2）组合巧妙，由两台行星差动减速器就可组成四卷筒驱动装置。（3）承载能力大，以2KH型组合成的行星差动装置，具有大的承载能力和过载能力。（4）其中行星传动部分采用鼓形齿联轴器的太阳轮浮动，以实现行星轮间的均载作用，无径向支承，简化结构，均载效果好。（5）齿轮的材质组合和齿轮参数的设计计算与选配合理。行星架及各传动件结构合理，工艺性好。如输出轴采用锥度110的锥形轴，便于装卸和维护保养。因此，在卸船机上采用这种新型的四卷筒机构，具有节能、节材的优点。四卷筒牵引式卸船机，其中的四卷筒机构由四只卷筒、两只行星差动减速器、电动机和制动器组成，如图2所示。其中绕绳方式如图3所示，由四根钢绳组成，而小车移动时，钢绳不再在抓斗滑轮中移动。它的起升、开闭和小车牵引机构合而为一，因而称为四卷筒机构。绳系非常简单，而机构的组合相当巧妙。图1-1中的图2四卷筒机构：两行星差动减速器及四卷筒的布置四卷筒牵引式抓斗及小车运行的动作原理（原理图如图1-1）（1）工况1 起升、开闭卷筒向右旋转时，使抓斗提升，由起升、开闭电动机驱动。（2）工况2 起升、开闭卷筒向左旋转时，使抓斗下降，由起升、开闭电动机驱动。（3）工况3 起升、开闭卷筒分别作向内相对旋转，使抓斗小车向右移动，此时，由小车牵引电动机驱动。（4）工况4 起升、开闭卷筒分别向外相对旋转，则抓斗小车向左移动。（5）工况5 当起升卷筒刹住不动，开闭卷筒向左旋转时，抓斗运行开启。（6）工况6 当起升卷筒刹住不动，开闭卷筒向右旋转时，抓斗进行闭合。（7）工况7 起升、开闭卷筒向向旋转时，小车牵引电动机投入运行，抓斗可以走曲线轨迹进入或离开船舱。图1-1四卷筒机构原理图四卷筒机构的核心部分是行星差动减速器。该机构的起升、开闭均采用y P Z1800/300盘式制动器，制动力矩大，性能可靠，安全灵活。小车牵引电动机双输出轴系统上装有两台常规的y W Z5315/50轮式制动器。抓斗内开闭段钢绳较其余部分的弯曲疲劳、磨损严重，为了延长钢绳使用寿命，降低钢绳耗量，设计中考虑钢绳在卷筒上有一定贮备量。这样，可以把磨损严重的钢绳段砍掉，放出一段，重新满足开闭所需的钢绳长度。一般一根钢绳可重复制用三次。该机所选用的钢绳为6 29F1+N F型号，麻芯填交绕优质钢绳，具有较高的韧性、弹性，并能蓄存一定的润滑油脂。它还有较大的承载能力、抗挤压、不旋转、耐疲劳等特点。为更有效地防止抓斗旋转和合理使用钢绳，起升、开闭绳左右捻成对使用，右旋卷筒上用左捻钢绳，左旋卷筒上用右捻钢绳。有时为了安装及拆换钢绳方便，在设计中专门设置了一个钢绳穿绳装置。1.5 反求设计反求工程(Reverse Engineering,RE),也称逆向工程、反向工程,是指用一定的测量手段对实物或模型进行测量,根据测量数据通过三维几何建模方法重构实物的CAD模型的过程,是一个从样品生成产品数字化信息模型,并在此基础上进行产品设计开发及生产的全过程。1.反求工程（逆向工程）一般可分为四个阶段： 第一步: 零件原形的数字化 通常采用三坐标测量机(CMM)或激光扫描仪等测量装置来获取零件原形表面点的三维坐标值。 第二步: 从测量数据中提取零件原形的几何特征 按测量数据的几何属性对其进行分割，采用几何特征匹配与识别的方法来获取零件原形所具有的设计与加工特征。 第三步: 零件原形CAD模型的重建 将分割后的三维数据在CAD系统中分别做表面模型的拟合，并通过各表面片的求交与拼接获取零件原形表面的CAD模型。 第四步: 重建CAD模型的检验与修正 采用根据获得的CAD模型重新测量和加工出样品的方法来检验重建的CAD模型是否满足精度或其他试验性能指标的要，对不满足要求者重复以上过程，直至达到零件的逆向工程设计要求。2.反求工程出现和发展的时代背景二次大战中，几十个国家卷入战祸，饱受战争创伤。特别是战败国，在二战结束后，急于恢复和振兴经济。日本在60年代初提出科技立国方针：“一代引进，二代国产化，三代改进出口，四代占领国际市场”，其中在汽车、电子、光学设备和家电等行业上最突出。为要国产化的改进，迫切需要对别国产品进行消化、吸收、改进和挖潜。这就是反求设计(Inverse Design)或反求工程(InverseEngineering)，这两者是同一内涵，仅是不同国家的不同提法。发展到现在，己成为世界各国在发展经济中不可缺少的手段或重要对策，反求工程的大量采用为日本的经济振兴、进而创造和开发各种新产品奠定了良好基础。 实际上，任何产品问世，包括创新、改进和仿制的，都蕴含着对已有科学、技术的继承和应用借鉴。因而反求思维在工程中的应用已源远流长，而提出这种术语并作为一门学问去研究，则是60年代初出现的。 市场经济竞争机制已渗透到各个领域，如何发展科技和经济，世界各国都在研究对策。从共性特征可概括为4个方面对策：(1)大力提倡创造性。包括新的思维方式、新原理、新理论、新方案、新结构、新技术、新材料、新工艺、新仪器等等。对于发展一个国家的国民经济来说，创造性是永恒主题。(2)研究和应用新的设计理论、方法去改造和完善传统的方法，使能既快又好地设计出新型产品。(3)把计算机应用广泛地引入产品设计、开发的全过程(预测、决策、管理、设计制造、试验、销售服务等)中，以期达到这些过程的一体化、智能化和自动化。(4)研究和应用反求工程，使能在高的起点去创造新产品。由于本次设计是根据法国佳提公司的产品进行反求设计。通过利用前人在反求设计的一般步骤中获取相关参数，再通过相关产品参数进行类比完成此次设计任务。第二章 传动方案的选择和分配传动比2.1 选取传动方案方案一： 2K-H（NGW）型行星传动，传动结构简图，如图2-1所示。传动比范围当 （1）以2KH型行星齿轮传动组成的行星差动减速器，体积小、重量轻、仅为定轴传动的1/2左右，本设计的重量为3900kg。（2）组合巧妙，由两台行星差动减速器就可组成四卷筒驱动装置。（3）承载能力大，以2KH型组合成的行星差动装置，具有大的承载能力和过载能力。（4）其中行星传动部分采用鼓形齿联轴器的太阳轮浮动，以实现行星轮间的均载作用，无径向支承，简化结构，均载效果好。（5）齿轮的材质组合和齿轮参数的设计计算与选配合理。行星架及各传动件结构合理，工艺性好。如输出轴采用锥度110的锥形轴，便于装卸和维护保养。因此，在卸船机上采用这种新型的四卷筒机构，具有节能、节材的优点。图2-1 四卷筒机构减速机运动简图方案二：普通定轴齿轮传动，此方案一般应用于小车式起升系统，其原理图如图2-2图2-2小车式起升系统方案比较：行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。行星齿轮传动能充分满足减轻机器重量和缩小外形尺寸方面的要求。它的这一优点，适应为载荷分配在几个行星轮上，而且合理地利用了内啮合的缘故。因此，行星传动与普通传动相比，即使它们的材质、机械性能和制造精度相同时，其结构布局本身，就有可能获得很小的外形尺寸和重量。而且缩小外形尺寸和重量就会导致其他一系列可能性的出现，从而促使啮合承载能力增加，使外形尺寸和重量进一步减少。事实上，将普通传动改为行星传动，可大大缩小齿轮直径，因此，在刀具变钝程度相同的情况下，可大大增大轮齿工作表面硬度，从而大大提高啮合的承载能力。将普通传动改为行星传动，可保证是重量降低。当普通传动的齿轮尺寸较大时，若改用行星传动则可能利用普通传动不宜或不可能采用的措施来提高啮合承载能力，同时重量将降低得更多。表2-1 行星齿轮减速箱和一般定轴齿轮减速箱比较项 目行星齿轮减速箱一般定轴齿轮减速箱总 重 量 （kg）34716943高 度 （m）1.311.80长 度 （m）1.291.42宽度 (m)1.352.36体 积 ()2.296.09损 失 功 率 （kw）0.180.41齿 宽 (m)8195圆 周 速 度 (m/s)42.799.4卸船机是码头前沿的重大接卸设备，对系统的工作效率起着重要的作用，因此各大港口均按码头停靠最大船型，为达到系统最大生产率，选用高效、可靠的卸船机。本次设计的减速器应用于卸船机，如果采用普通齿轮减速器，则需要满足最大生产率、高效、可靠的要求。由上图2-2可知，小车式起重系统需要数台普通减速机构，而采用2K-H行星传动不仅效率高而且可以实现七种不同工况，综合考虑采用方案一2K-H行星传动机构2.2 分配传动比 2.2.1起升机构传动比分配根据已选定2K-H型行星齿轮传动简图，用1表示周转轮系的有关参数，脚标2表示定轴轮系的参数，。在此定轴轮系与周转轮系外啮合齿轮材料,齿面硬度相同。要确定定轴轮系中各齿轮的齿数，关键在于合理分配轮系中各对齿轮的传动比。在具体分配传动比时应注意以下问题：（1） 每一级齿轮的传动比要在其常用范围内选取。齿轮传动比为57。（2） 当轮系的传动比过大时，为减少外轮廓尺寸和改善传动性能，通常采用多级传动。当齿轮传动的传动比大于8时，一般应该设计成两级传动；当传动比大于30时，常设计成两级以上齿轮传动。（3） 当轮系为减速传动时（工程实际中的大多数情况），按照“前大后小”的原则分配传动比比较有利同时，为了使机构外轮廓尺寸协调和结构匀称，相邻两级传动比的差值不宜过大。（4） 当设计闭式齿轮减速时，为了润滑方便，应使各级传动中大齿轮都能浸入油中，且浸入的深度应大致相等，以防某个大齿轮浸入油过深增加搅油损耗。根据这一条分配传动比时，高速级应大于低速级得传动比，通常。又2K-H（NGW）型行星传动，传动结构简图，如图2-1所示。传动比范围当时综合考虑取又 i=13 因此，定轴传动比初定为2.6，周转轮系传动比为5。2.2.2行走机构传动比分配同理根据起升开闭机构传动比取又i=10.6 因此，定轴传动总比初定为8.471，周转轮系传动比为1.25又定轴传动部分又可分为第一级和第二级。根据圆柱齿轮传动传动比分配原则取则第三章 行星齿轮传动的啮合计算3.1 齿数的选择和计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比来分配各轮的齿数。在确定各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其有关的装配条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。3.1.1 配齿计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比i来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮的主要任务之一。查机械设计手册新版表17.2-1选择行星轮数目，取n=3。确定周转轮系各轮齿数，按总配齿 （3-1）适当调整使成为整数 取 则 确定定轴轮系各齿轮齿数，由起升开闭机构传动比进行配齿 取 则采用斜齿传动螺旋角根据小车行走机构传动比进行配齿又取 则采用斜齿传动螺旋角取 则采用正常直齿传动螺旋角3.1.2 验证配齿条件行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定的条件，才能进行正常传动。这些条件包括传动比条件、邻接条件、同心条件、装配条件等等。（1）验算传动比条件由机械设计手册新版表17.1-2得： （3-2）即满足传动比条件。（2）验算邻接条件在设计行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸使其结构紧凑，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀地、对称地设置几个行星齿轮。为使各行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆间有一定的间隙，称为邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为L，最大行星齿轮齿顶圆直径为，则邻接条件为： 即 （3-3）式中 行星轮数目； a-g啮合副中心距； 行星轮齿顶圆直径。在周转轮系中： =225mm即满足邻接条件。（3）验算同心条件行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。设a-g啮合副中心距，g-b啮合副实际中心距，依同心条件，各对相互啮合齿轮的中心距应相等，即 (3-4)对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位，中心距，式中“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。因行星传动中通常各齿轮模数都是相同的，依上式得 (3-5)得满足同心条件的表达关系式： （3-6）又 起升开闭机构代入3-6可知满足同心条件。（4）验算装配条件一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀载入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为安装条件。当行星轮个数时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足一定的条件。如图3-1所示，相邻两行星轮所夹的中心角为。设第一个行星在位置装入并与两中心轮啮合，然后将行星架H顺时针转过角度，即让转到位置。在这期间，中心轮a转过的角度由传动比确定，即。为了在位置装入行星轮，要求此时中心轮a在位置的相应齿轮和它转动角之前的位置完全相同。也就是说中心轮a转过的必须为其周节所对的中心角的整倍数M，即，将值代入上式可得整数 （3-7）图3-1 NWG型装配条件分析由式（3-7） 为整数所以满足装配条件。3.2 几何尺寸计算对于该2K-H型行星齿轮传动可按表3-1中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮几何尺寸的计算结果见下表。计算公式太阳轮a行星轮c内齿轮b分度圆直径基圆直径齿顶圆直径外齿内齿齿根圆直径外齿内齿3.3 啮合效率计算根据已知条件，此时的效率定轴部分效率周转轮系效率 查参考文献11表1-7可得行星传动效率计算：减速器全部采用滚动轴承，为了计算简便，这里对轴承损失系数和油阻系数未单独进行计算，只由10图2-47查的的摩擦系数取为0.1，以及、系数的影响。于是，传动损失系数。 a-g副啮合的损失系数： b-g副啮合的损失系数： 当固定大太阳轮b时 当固定a时当a、b为主动行星架H为从动时 3.4齿轮传动的几何尺寸3.4.1 行走机构 （1）齿轮副。中心距为 跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为（2）齿轮副。中心距为 跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为3.4.2 起升、开闭机构齿轮副中心距为跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为3.4.3 行星传动几何尺寸 已知太阳轮：。齿顶圆直径跨测齿数：，公法线长度及偏差为已知行星轮：。齿宽，则 跨测齿数：，公法线长度及偏差为已知内齿圈：。则分度圆直径为常规算法算齿顶圆直径为 为避免内齿圈齿顶与行星轮轮齿过渡线的干涉，确定内齿圈的齿顶圆直径。 内齿圈基圆直径为中心距 啮合角则内齿圈基圆直径为两者中取大者，现取跨测齿数，公法线长度及偏差mm第四章 齿轮传动的强度计算4.1.行走机构第一对齿轮，齿数比1)载荷系数的确定：使用系数动载荷系数：式中v小齿轮的速度，2)接触强度计算的齿向载荷分布系数式中b齿宽，。 由此得3)齿轮间载荷分配系数：则综合系数上述系数的确定按德国Flengder公司齿轮设计技术手册确定的，我国标准GB/T 34801997齿轮承载能力计算法相同。（1） 按前苏联库德略采夫方法计算，由于是硬齿面，弯曲强度是主要矛盾。 小齿面为轴齿采用20CrMnMo，正火处理，齿面渗碳淬硬5460HRC，100mm时。 大齿轮采用20CrMnMo，渗碳淬火，表面硬度5462HRC。小齿轮轴齿的许用弯曲应力，按对称循环载荷性质确定，即用代入计算，则小齿轮分度圆直径为：式中 转矩，；综合系数，；齿形系数，按查【10】线图5-12得齿宽系数，；模数，；采用齿根喷丸，以提高轮齿的弯曲强度。 （2）按GB/T34801997方法计算 齿面接触应力 式中综合系数，钢制齿轮的弹性系数，； 螺旋角系数，节点区域影响系数，；重合度系数，纵向重合度端面重合度 对于时，。圆周力，齿宽，；分度圆直径，齿面许用接触应力 式中润滑系数，；速度系数，；粗糙度系数，；工作硬化系数，；尺寸系数，；试验齿轮接触疲劳极限，；接触强度最小安全系数，。 接触强度安全系数 齿根弯曲应力为式中 弯曲强度计算时的重合度系数，螺旋角系数，；齿形系数，；小齿轮轮齿上的圆周力，；齿宽，；模数， 齿根许用弯曲应力 式中试验齿轮的应力修正系数，；相对齿根圆角的敏感系数，；相对齿根表面状况系数，；弯曲强度计算的尺寸系数，；试验齿轮弯曲疲劳极限，；最小弯曲强度的安全系数，； 齿根弯曲强度的安全系数为 4.2行走机构第二对齿轮，齿数比，材料为20CrMnMo，渗碳淬硬5660HRC，材料许用应力，输入转矩小齿轮转速为 小齿轮速度为 载荷系数的确定使用系数 动载荷系数：齿向载荷分布系数式中b齿宽，。 小齿轮分度圆直径， 由此得齿轮间载荷分配系数：则综合系数按前苏联库德略采夫方法计算则按GB/T34801997方法计算 齿面接触应力 式中、综合系数，;钢制齿轮的弹性系数，；螺旋角系数，节点区域影响系数，；重合度系数，（为与的重合度，）；圆周力，;齿宽系数，齿面许用接触应力 式中润滑系数，；速度系数，；粗糙度系数，；工作硬化系数，；尺寸系数，；试验齿轮接触疲劳极限，；接触强度最小安全系数，。 接触强度安全系数 齿根弯曲应力为式中弯曲强度计算时的重合度系数，螺旋角系数，；齿形系数，； 齿根许用弯曲应力 式中试验齿轮的应力修正系数，；相对齿根圆角的敏感系数，；相对齿根表面状况系数，；弯曲强度计算的尺寸系数，；试验齿轮弯曲疲劳极限，；最小弯曲强度的安全系数， 齿根弯曲强度的安全系数为 4.3起升、开闭机构齿轮传动的强度计算功率，齿数比小齿轮为轴齿轮，采用20CrMnMo，齿面渗碳淬硬5660HRC，大齿轮采用20CrMnMo，渗碳淬火，齿面渗碳淬硬5660HRC，输入齿轮上的转矩。按前苏联库德略采夫方法计算小齿轮的分度圆直径为则。各系数确定如下：使用系数 动载荷系数：式中v小齿轮的速度，接触强度计算的齿向载荷分布系数式中b齿宽，。 由此得齿轮间载荷分配系数：则综合系数齿形系数由,查【10】图5-12可得。按GB/T34801997方法计算 齿面接触应力 式中综合系数，钢制齿轮的弹性系数，；螺旋角系数，节点区域影响系数，；重合度系数，纵向重合度 面重合度 对于时，。 圆周力，齿宽，；分度圆直径，齿面许用接触应力 式中润滑系数，；速度系数，；粗糙度系数，；工作硬化系数，；尺寸系数，；接触强度安全系数 齿根弯曲应力为式中弯曲强度计算时的重合度系数，螺旋角系数，；齿形系数，； 齿根许用弯曲应力 式中试验齿轮的应力修正系数，；相对齿根圆角的敏感系数，；相对齿根表面状况系数，；弯曲强度计算的尺寸系数，；试验齿轮弯曲疲劳极限，；最小弯曲强度的安全系数，；齿根弯曲强度的安全系数为 4.4行星齿轮传动的强度计算 齿数，a-g齿轮副的齿数比，传动比。.太阳轮转速为 太阳轮线速度为 载荷系数的确定使用系数 动载荷系数：接触强度计算的齿向载荷分布系数沿齿宽分布系数为齿轮间载荷分配系数：则综合系数太阳轮输入转矩为 太阳轮轮齿上的转矩为 式中行星齿轮的个数，； 太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数，。齿轮材料20CrMnMo，渗碳淬火，齿面硬度5660HRC；材料截面=15mm时，。按对称循环载荷性质确定许用应力。 式中安全系数，。计截面尺寸影响，今取。按前苏联库德略采夫方法计算式中齿宽系数，齿形系数，按查【10】线图5-12得则按GB/T34801997方法计算 齿面接触应力 式中钢制齿轮的弹性系数，；螺旋角系数，节点区域影响系数，；重合度系数，；圆周力，齿面许用接触应力 式中润滑系数，；速度系数，；粗糙度系数，；工作硬化系数，；尺寸系数，；接触强度安全系数 齿根弯曲应力为式中弯曲强度计算时的重合度系数，螺旋角系数，；齿形系数，； 齿根许用弯曲应力 式中试验齿轮的应力修正系数，；相对齿根圆角的敏感系数，；相对齿根表面状况系数，；弯曲强度计算的尺寸系数，；试验齿轮弯曲疲劳极限， ； 齿根弯曲强度的安全系数为 4.5行星轮心轴与轴承寿命的计算 1. 行星轮心轴强度计算 行星轮心轴材料42CrMo，调质处理260290HRC，太阳轮上圆周力为 式中输入转矩， 作用在太阳轮轮齿上的转矩为 式中行星齿轮的个数，； 太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数，。前一级圆柱齿轮传动比，。作用在心轴上的载荷按均布载荷计算，则最大弯矩为 心轴的弯曲应力为 2.行星轮轴承寿命采用轴承为21316C/W33，。行星架转速为行星轮绝对速度行星轮相对于行星架的相对转速为轴承的寿命为4.6轴的键强度计算1.行走机构输入尺寸：。键的尺寸161097，材料为45钢，调质处理。 输入转矩为键的挤压应力为 =100120MPa 2.起升、开闭机构输入尺寸：85600。键的尺寸2214120, 材料为45钢，调质处理。输入转矩为键的挤压应力为 =100120MPa 1.太阳轮连接花键的计算。齿数，模数，压力角（GB/T 3478.21995） 输出转矩为 键的挤压应力为 =100120MPa式中各齿载荷不均匀系数， 齿数， 工作齿高，花键有效长度， 分度圆直径， 跨测齿数， 公法线长度，第五章 结构设计5.1行星传动主要零件设计结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轮轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架制成一体，其支撑轴承在减速器壳体内，太阳轮与输入轴通过齿轮联轴器联接，行星架与低速级太阳轮通过双联齿轮联轴器联接，以实现太阳轮和行星架浮动。5.1.1 齿轮的结构设计1、太阳轮的结构在行星齿轮传动中，其中心轮的结构取决于行星传动类型、传动比的大小、传递转矩的大小和支承方式。对柔性轴浮动的太阳轮是配置在细长轴上，可以做成齿轮轴。2、行星轮的结构 应根据行星齿轮传动的类型、承载能力的大小、行星轮转速的高低和所选用的轴承类型及其安装形式而确定。在大多数的行星传动中，行星轮应具有内孔，以便在该内孔和支承组件上的安装方便和定位精度。为了减少个行星轮间的尺寸差异，可以将同一个行星齿轮中的6轮组合起来一次进行加工，这样制造的行星轮可以装配在整体式转臂上。3、大齿圈的结构此次设计的2K-H行星减速机有差动传动工况，内齿圈结构必须设计成既有内齿又有外齿的大齿圈结构，在大齿圈内外齿之间均布螺栓孔以便连接到其他构件以便安装轴承轴承安装的达到转动要求,且与机体有精确的定位配合。5.1.2 行星轮轴直径1、行星轮轴直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对行星架对称配置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较时，两个轴承几乎紧紧的靠着，因此，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷（见图5-1）。 图5-1 行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩： 行星轮轴采用45号钢调质，考虑到可能的冲击振动，取安全系数；则许用弯曲应力故行星轮轴直径 取出于轴承润滑考虑，行星轮轴将采用中空结构。故直径放大50%，取。实际尺寸将在选择轴承时最后确定。5.2输入、输出轴轴径的确定 根据所受的转矩进行计算，对于同时受转矩与弯矩作用时，用降低许用应力来考虑弯曲强度的影响。1.起升、开闭机构输入轴功率，输入转速，轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为 考虑键槽影响，先采用85许用扭应力=30Mpa。2.行走机构输入轴功率，输入转速，轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为考虑键槽影响，先采用55，许用扭应力=30Mpa3.输出轴径的确定 功率，转速轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为考虑键槽影响，和联轴器的选用现采用170，用扭应力=35Mpa5.3行星架的结构设计行星架H是行星齿轮传动中的一个较重要的构件。一个结构合理的行星架H应当是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星轮间的载荷分布均匀，而且应具有良好的加工和装配工艺。从而，可使行星齿轮传动具有较大的承载能力、较好的传动平稳性以及较小的振动和噪声。由于在行星架H上一般安装有个行星轮的心轴或轴承，故它的结构较复杂，制造和安装精度要求较高。尤其，当行星架H作为行星齿轮传动的输出基本构件时，它所承受的外转矩最大，即承受着输出转矩。目前，较常用的转臂结构有双侧板整体式、双侧板分开式和单侧板式三种。在行星轮数的2K-H型传动中，一般采用如图5-2所示的双侧板整体式行星架。由于双侧板整体式行星架的刚性较好，它已获得了广泛的应用。在加工行星架时，应尽可能地提高行星架H上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度，以减小行星轮间载荷分布的不均匀性。 图5-2 双侧板整体式行星架5.4 机体的结构设计箱体是各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的箱根组成部分了。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。按照行星传动的安装形式的不同，可将机体分为卧式、立式、法兰式。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。卧式整体铸造机体，其结构简单、紧凑，能有效地吸取振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。铸造机体应尽量避免腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。剖分式机体结构，通常用于规格大的、单件生产的行星齿轮传动中;它可以铸，也可以焊接。采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较方便，便于进行调试和测量。立式法兰式机体结构，它可适用于与立式电动机相组合的场合。成批量生产时可以铸造;单件生产可以焊接。铸造机体的一般材料为灰铸铁，如HT150和HT200等;若机体承受圈套的栽花，且有振动的冲击的作用可用铸钢，ZG45和ZG55等。为了减小质量，机体也可以采用铝合金来铸造，如ZL101和ZL102等。根据所设计的减速器的要求，结构简单、紧凑，采用卧式两级整体铸铁机体。铸铁机体的各部结构的确定见表5-1。铸造机体应尽量避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。表5-1 行星减速器铸造机体结构尺寸（单位：mm）名称代号计算方法计算结果上箱盖壁厚见表20下箱座壁厚见表20箱盖凸缘厚度30箱座凸缘厚度30加强肋厚度0.8518加强肋斜度箱座底凸缘厚度2.550盖与座连接螺栓直径（0.50.6）22轴承端盖螺栓直径（0.40.5）18底脚螺栓直径40轴承旁连接螺栓直径0.7530地脚螺栓孔的位置5575 由于行星齿轮传动具有质量小、体积小等优点。但其散热面积也相应地。尤其是当行星传动的速度较高、功率较大时，其工作温度就会很高。为了增大散热面积，应在机体外表面制作出一些散热片。行星齿轮减速器的机体与普通圆柱齿轮减速器的机体一样，也需要设置通气帽、观察孔、起吊环、油标和放油塞等，其具体结构见装配图。第六章 均载装置的设计6.1均载装置的选择1.设计与均载机构的选择有以下几点原则： 1）采用的均载机构应使传动装置的结构尽量实现空间静定状态，并能最大限度地补偿误差，使行星轮间的载荷分配不均衡系数和沿齿宽方向的载荷分布系数值最小。 2）均载机构离心力要小，以提高均载效果和传动装置的平稳性。 3）均载机构的摩擦损失要小，效率要高。 4）均载构件上受的力要大，受力大则补偿动作灵敏、效果好。 5）均载构件在均载过程中的位移量要小。 6）应有一定的缓冲和减振性能。 7）要利用传动装置整体结构的布置，使结构简化，便于制造、安装维修。 8）要利于标准化、系列化产品组织成批生产。2.均载装置的选定 综合考虑本次设计要求和各方面因素采用太阳轮浮动均载机构。太阳轮重量小，浮动灵敏，机构简单，容易制造。当中低速时，均载效果显著。6.2 行星轮间载荷分布不均匀性分析所谓行星轮间载荷分布均匀（或称载荷平衡），就是指输入的中心轮传递