封闭式行星齿轮减速器的设计毕业论文

目录目录毕业论文设计任务书毕业论文设计任务书.I开题报告开题报告.指导教师审查意见指导教师审查意见评阅教师评语评阅教师评语 答辩会议记录答辩会议记录 中文摘要中文摘要英文摘要英文摘要 1 前言前言.11.1 设计的目的.11.2 研究本课题的意义.11.3 本课题研究的范围.12 选题背景选题背景.22.1 题目来源.22.2 研究目的和意义.22.3 国内外现状和发展趋势.22.4 应解决的主要问题.53 方案论证方案论证.63.1 设计要求.63.2 方案得拟定.63.3 行星排级数得选择.63.4 最终方案.74 设计论述设计论述.94.1 总体传动比设计.94.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算.104.3 扭矩的计算.114.4 初步计算齿轮的主要参数.124.5 几何尺寸的计算.154.6 装配条件的验算.154.7 齿轮强度验算.164.8 效率的计算.304.9 输入轴的强度校核.315 结果分析结果分析.325.1 计算结果.325.2 结果分析.336 有限元分析有限元分析.346.1 有限元简介.346.2 二级行星架的有限元分析过程.346.3 二级行星架有限元分析结果总结.347 总结总结.37参考文献参考文献.37致谢致谢.39封闭式行星齿轮减速器的设计封闭式行星齿轮减速器的设计 摘要摘要 作为一种轻小型起重设备，钢丝绳电动葫芦已经在工厂，仓库，港口，车站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。它是集电动机，减速器和钢丝绳卷简(或环链)为一体的小型起重设备，配合单梁桥式或门式起重机，组成一个完整的起重机械。然而，在我国电动葫芦的发展却不容乐观。国内电动葫芦不仅减速器结构单一，而且产品的体积和质量比较大，性能不高。和国外同类产品相比，存在很大的差距。为此，我们针对电动葫芦的减速器结构进行了设计。本设计首先分析了国内外电动葫芦的发展状况，比较其差别，其次做了方案的论证，在各种传动装置中选择了齿轮传动，在齿轮传动中选择了行星齿轮，从而最终确定了电动葫芦中的减速器为封闭式行星齿轮减速器。再次就是设计的论述，首先通过传动比计算出三级行星齿轮各级齿轮的齿数，再通过齿根弯曲强度和齿面接触强度设计出三级行星齿轮各级齿轮的模数，然后通过齿根弯曲强度和齿面接触强度校核，之后计算了行星齿轮传动的效率和校核了输入轴。最后分析了计算的结果并做出了总结。这样设计出来的行星齿轮减速器结构紧凑、体积小，从而达到了减小电动葫芦体积和质量的目的。 关键词关键词 ：电动葫芦 封闭式行星齿轮减速器 设计 校核 Abstract As one kind of light small lifting equipment, the steel wire electric hoist is widely used in factories， warehouses, ports, railway stations and other fields and departments. It is the col1cction electric motor, and wire rope reel machine slowdown (or link chain) for the integration of small hoisting equipment, most also carry trolleys walk with bridge or doors Cranes form a complete lifting appliances. However the development of the electric hoist in our country is not optimistic. In our country, there is not only single kind of the decelerator s structure of the electric hoist, moreover the product volume and the quality quite are big, the performance is poof. Compared to similar foreign products, there is a big gap. To this end, we carried out a scheme of the Reducer structure design. This design has first analyzed the domestic and foreign electric hoists development condition, compared with its difference. Second, we demonstrate the scheme. we choose the planetary gear transmission in a variety of gear transmission, and ultimately we determine to use enclosed planetary gear reducer in the electric hoist . Again, we discuss the design. Through gear ratio,we calculate the number of teeth of planetary gear at all levels. Through the tooth root bending strength and intensity of tooth contact, to design the module of planetary gear at all levels.Then we check it through the tooth root bending strength and intensity of tooth contact. We calculate the efficiency of the planetary gear transmission and check the input shaft. This planetary gear reducer is compact, small size, so as to achieve a reduced size and quality of electric hoist purposes.Key words: Electric hoist Enclosed planetary Gear reducer Design Check前言第 1 页（共 39 页）1 前言前言 1.1 设计的目的设计的目的机械毕业设计是学生学习机械专业进行的一项综合训练，其主要目的是通过毕业设计使学生巩固、加深在四年机械课程学习中学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置和简单机械的设计方法与步骤。本课题研究的主要问题是电动葫芦中行星齿轮该减速器的设计，针对行星齿轮的结构设计，从而达到优化电动葫芦的结构。研究本课题的目的是使电动葫芦达到体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长的目的。1.2 研究本课题的意义研究本课题的意义电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。1.3 本课题研究的范围本课题研究的范围本次设计主要研究的范围是钢丝绳电动葫芦。本次设计的封闭式行星齿轮减速器主要应用于钢丝绳电动葫芦。封闭式行星齿轮减速器的设计第 2 页（共 39 页）2 选题背景选题背景2.1 题目来源题目来源生产实践2.2 研究目的和意义研究目的和意义我国自 1951 年生产第一台电动葫芦至今已有相当数量的电动葫芦装置，其中有 50 年代的 TV 型葫芦，60 年代的 CD、MD 型葫芦，80 年代又有引进 AS型葫芦及各厂家自行设计的一些葫芦，品种规格十分繁多。研究电动葫芦的目的是使电动葫芦具有较高安全性、较好的互换性、较长的寿命、易于维护，进而使其向集约化、模块化、高性能、大型化发展。葫芦具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等优点,因而广泛的应用于港口、电力、钢铁、造船、石油化工、矿山、铁路、建筑、冶金化工、汽车制造、塑料机械、工业控制、公路、大件运输、管道辅设、边坡隧道、井道治理防护、海上救助、海洋工程、机场建设、桥梁、航空、航天、场馆等重要行业以及基础建设工程的机械设备.电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。2.3 国内外现状和发展趋势国内外现状和发展趋势2.3.1 国内外现状和发展趋势国内外现状和发展趋势目前，国内外 电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一定差异，通过对国内外该产品的比较，展现出其它们之间的差异情况。如下表所示，1964 年我国联合设计的 CD/MD 葫芦，在 1975 年设计改进之后，虽经各制造企业进行了不同程度的改进，但并未吸收来自世界先进技术。包括 1983 年引进德国 Stahl 公司的 AS 钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数十年差距。生产单位开发年代构造形式主要配置选题背景第 3 页（共 39 页）国产 CD1/MD1 型1975 年串联结构国产 HC、QH、ZH型1990 年串联结构锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷筒、铸造外壳、锥形盘式制动器、上挂运行小车国产 AS 型1983 年串联结构锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷筒、焊接框架外壳、锥形盘式制动器、上挂运行小车芬兰 Kone 公司2001 年日本 Meiden 公司2000 年德国 SWF 公司2000 年并联结构、电机置于卷筒内部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向德国 Demag 公司2004 年英国 Street 公司2000 年并联 C 型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、平面盘式制动器、反滚轮式侧挂运行小车、水平轮导向德国 Stahl 公司2000 年美国 CM 公司2000 年美国&RM 公司2000 年德国 SWF 公司2000 年并联 C 型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架或焊接组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向德国 Abus 公司2000 年德国 ABM 公司2000 年法国 ADC 公司2000 年加拿大 Cantron 公司2000 年并联 C 型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、焊接框架组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向2.3.2 国内外发展方向国内外发展方向新一代钢丝绳电动葫芦采用新技术、新工艺、新材料、新方法，为适用各种领域的特殊需求和以人为本的发展理念，为适应世界统一市场、全球化制造的发展战略，而向集约化、模块化、高性能、大型化发展，并且安全、可靠、节能、高效和易于维护方向成为电动葫芦的发展趋势。封闭式行星齿轮减速器的设计第 4 页（共 39 页）2.3.3 存在的主要问题存在的主要问题 CDI 型钢丝纯电动葫芦存在的不足(1)系列化问题品种少、规格不齐。 CDI 型钢丝纯电动葫芦起蓝蓝只有 0.5t,1t,2t,3t,5t,10t 6 种，起升高度的覆盖范围为 6 -30 m，起升速度 1 -5t 单速为 8 m/min，双边为 8/0 .8 m/min; 10t 单速 7m/min,双边为 7/0 .7 m/min .虽然国内一些厂家在 10t 基础上发展了 16t， 2Ot 扩充系列的大吨位电动葫芦，但仍不能形成较完整合理的钢丝纯电动葫芦产品系列，与国外的起重范围 0.2t， -80t及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距 . (2 )工作级别 CDI 型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实际使用工况，多数情况下造成不合理的使用.按新的工作级别划分规则， CDI型韧丝绳电动葫芦的工作级别为 M3，而国外的钢丝丝绳电动葫芦能适应的工作级别范围为 M3 -M6. (3)基型的变换 CDI 型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t-5t滑轮组倍率为 2/1， 10 t 倍率为 4/2)。安装方式只有悬挂和固定式 2 种，变化少，可开发功能低 .而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及 倍率组合方式多样，安装方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及其他特殊用途的钢丝绳电动葫芦 .而 CDI 型钢丝绸电动葫芦在这些方而基本是空白 . (4)结构设计 CDI 型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较 TV 型钢丝绳电动葫芦有了较大改进，但其外型美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外型的局限性严重阻碍了基型的变化。而国外的钢丝绳电动葫芦，多为方形结构设计，既美观便于安装、运输，还能很好地适应模块化设计，便于基型的组合和变换，大大拓宽了钢丝绳电动葫芦的使用范围。(5 )配套电动机 CDI 型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为 4 极，双速为 1 / 10 的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用 2 极电机，双速采用双绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有利于降低制造成本 .另外， CDI 型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外葫芦相比差距仍很大 .( 6)减速器 CDI 型钢丝绳电动葫芦减速器制造精度和传动效率低，噪声大，齿轮参数设材不甚合理，特别反映在有效提高承钱能力和各级齿轮与齿轮副之选题背景第 5 页（共 39 页）间的强度均等方面 .(7)电气控制 CDl 型钢丝绳电动葫芦电控箱外观协调性差，电气元件的使用寿命较低，故障率高。2.4 应解决的主要问题应解决的主要问题本课题将首先分析目前国内外起重机的发展现状与电动葫芦的特点，进而对电动葫芦减速器的结构设计和关键零部件设计计算。根据以上思想，毕业设计主要完成工作如下： 1）通过调研了解国内外电动葫芦的发展现状以及其结构特点 。2）分析比较各种传动方案的利弊，最终选定三级行星齿轮差动减速器的传动方案。3）参考上届同学的电动葫芦减速器原方案进行改进设计，对其进行校验修改，并在其基础上提出新的设计方案。4）完成毕业论文。封闭式行星齿轮减速器的设计第 6 页(共 39 页)3 方案论证方案论证 3.1 设计要求设计要求电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，本次设计电动葫芦中减速器的基本要求是体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长。3.2 方案得拟定方案得拟定由于齿轮传动具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点，所以初步将减速器得传动装置定位齿轮传动。齿轮轮系分为两种：定轴轮系和动轴轮系（行星齿轮传动），本次设计要求传动比大，初步估算一下，减速器得传动比大约在 400 以上，要实现这么大得传动比，如果选用定轴轮系，那么设计出来得，减速器体积就比较大，相对比较笨拙，重量也会相对得较大，因而不符合本次设计电动葫芦中减速器的基本要求，即体积小，自重轻得要求。而动轴轮系相对定轴轮系来说，具有体积小、重量轻、传动比大等特点。所以在定轴轮系和动轴轮系中选择动轴轮系。所以传动装置最终选择行星齿轮传动。3.3 行星排级数得选择行星排级数得选择本次设计的电动葫芦中的减速器的传动比大约在 400 以上，如果只选择单排或者双排行星齿轮传动，对行星齿轮得承载能力要求就会很高，那么设计出来得行星齿轮体积就会很大，自重就会相对较大。因而不符合设计要求，所以不选择单排和双排行星齿轮传动。选择三排行星齿轮，每级承受得载荷较为适宜，设计出来得行星减速器体积较小，自重较轻。如果选择多拍行星齿轮传动，那么设计出来得减速器长度较长，承载能力会相对减弱，且体积会增大，总量会增加。所以最终选择行星齿轮得排级数为三。方案论证第 7 页（共 39 页）3.4 最终方案最终方案 在确定了传动方案为三级行星齿轮传动后，我选择了三级差动，因为这样体积会相对的更小一些。最终确定得传动方案图如下这种方案的优点在于：设计的减速器直接以作为机壳的齿圈作输出轴，在输出轴上安装卷筒卷绕钢丝绳，另外在一、二级行星架上设有一、二级中心轮，直接与二、三级太阳轮端头上加工出的短齿配合，且用挡圈固定省略了联轴节，机构更简单、紧凑，二、三级太阳轮套在输入轴外不占用有效的空间，且在齿轮传动中起到浮动作用能自动找中心，所以结构紧凑、体积小，从而达到了减小电动葫芦体积和质量的目的。此方案实施得具体情况：电动机输出轴通过联轴节与输入轴得花键连接，点击带动输入轴上得太阳轮转动，由以及太阳轮带动与其啮合的三个一级行星轮转动，同时又带动与其啮合齿圈上的以及内齿轮转动，且通过三个一级行星轴使与其连成一体得一级行星架转动，其上得一级中心轮带动与其 连成一体的短齿使太阳轮转动，再由二级太阳轮带动与其啮合得二级行星齿轮转动，同时齿圈上的二级内齿轮也带动二级行星齿轮转动，由差动转速通过三个二级行星轴带动二级行星架转动，由其上得二级中心轮带动与其连成一体得短齿时三级太阳轮转动，由三级太阳轮带动与其啮合的三个行星齿轮转动，最后由三个三级行星齿轮通过与其啮合得齿圈上的三级内齿轮，带动整个齿圈转动起来。在传动过程中，当一、二级行星齿轮与齿圈上得一、二级内齿轮啮合进行第一封闭式行星齿轮减速器的设计第 8 页(共 39 页)次、第二次分流输出功率 P1、P2，同时差动行星齿轮又将部分功率传递给准行星齿轮三级行星齿轮使其转动，经过转换后输出功率 P3 与前两次直接输出得功率 P1、P2，三个力会和一起输出总功率 P，经传动、变速后变慢、扭矩增大、齿圈在合力的作用下不断得转动工作。在齿圈外连接一滚筒，滚筒上绕钢丝绳就可以作为电动葫芦直接进行起重使用了。设计论述第 9 页（共 39 页）4 设计论述设计论述4.1 总体传动比设计总体传动比设计4.1.1 总传动比的计算总传动比的计算原始数据： (1) 输出力矩：Tmax=8000N.M； (2) 起升速度：V5m/min； (3) 自重限制：W300KG； (4) 转筒直径：D=450-600mm (5) 行星排级数： 3初步选取转筒直径为 D=500mm所以最大起升重量 Mmax=3.2tGD*Tmax*210*5 . 00008*2根据最大起升重量选取电机为 ZD141-4 7.5KW（锥形转子三相异步电机）参数有：起重：5t功率：7.5KW转速：1400t/min 电机转速为 W1=2800*3.14=8792rad/min转筒的转速为 W2=20rad/min2/DV2/5 . 05所以减速器的传动比为 i总=439.62014. 3*28004.1.2 各级传动比之间的关系各级传动比之间的关系传动方案图如下封闭式行星齿轮减速器的设计第 10 页(共 39 页)图图 1 1 行星齿轮传动件图行星齿轮传动件图由行星齿轮转速之间的关系可知= -=1-i1 (1)111a1nHbHnnn1b1ZaZ = -=1-i2 (2)222a2nHbHnnn2b2ZaZ = -=1-i3 (3)323a2nHbHnnn3b3ZaZna2 =nH1 (4)na3=nH2 (5)nH3=0 (6) nb1=nb2=nb3 (7)将（6）带入（3）中得na3=(1-i3)*nb3 (8) 将（8）带入（5）中得nH2=(1-i3)*nb3 (9)将（7）和（9）带入（2）中令 nb=nb1=nb3=nb3 (10)将（4）和（10）带入（1）中得 na1=nb(1-i1i2i3)减速器得总传动比 i总=1-i1i2i3bna1n初步选取 i1=7.4，i2=7.4，i3=84.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算一级：由已知条件可得 na1=146.6rad/s nb1=0.333rad/s=bHaibaHi1Habi11p11=aHbiabHi1Hbai111pp所以 wH=*wa+wb=bHaiaHbi)1 (3440pp差动传动比 ia1H1=(1+p)-p*=7.4设计论述第 11 页（共 39 页）代入数据得 p=6.5因为 p=6.511abzz初步选取太阳轮 za1=20所以内齿轮 zb1=130所以一级行星传动的齿数为 zc1=（zb1-za1）/2=55太阳轮 za1=20内齿轮 zb1=130行星轮 zc1=55因为二级行星传动与一级在结构上是完全一致的 所以二级行星齿轮的齿数为太阳轮 za2=20内齿轮 zb2=130行星轮 zc2=55级行星齿轮传动的传动比 ia3b3=833abzz初步选取太阳轮 za3=24所以内齿轮 zb3=192所以行星轮 zc3=（zb3-za3）/2=84所以三级行星传动的齿数为太阳轮 za3=24内齿轮 zb3=192行星轮 zc3=844.3 扭矩的计算扭矩的计算假设电机的转动方向为正方向因为=i12TT12nn12zz所以=-11abTT11abzz所以 Tb1=Ta1*（-）=- Ta1* 11abzz11abzz所以一级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮 Ta1=51.2N.M封闭式行星齿轮减速器的设计第 12 页(共 39 页)内齿轮 Tb1= -332.5N.M行星架 TH1=-281.6N.M所以二级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮 Ta2= -281.6N.M内齿轮 Tb2= 180.4N.M行星架 TH2=1548.8N.M所以三级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮 Ta3= 1548.8N.M内齿轮 Tb3= -12390.4N.M行星架 TH3= -10841.6N.M4.4 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数4.4.1 一级、二级行星齿轮的主要参数计算一级、二级行星齿轮的主要参数计算 齿轮材料和热处理：中心论 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 5862HRC 查表得Hlim=1400N/ mm2和Flim=340 N/ mm2 太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级。内齿轮采用 42CrMo,调质硬度 217259HB 查表的Hlim=78N/ mm2和Flim=260 N/ mm2,内齿轮加工精度为 7 级。（1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数 m: （1）11321limaAFFPFmdFTk kk Ymkz已知 z1=20, Flim=340 N/ mm2小齿轮承受的转矩 T1=281.6/3=93.87N.M相关系数的确定（下述所有参数和参数计算公式均是由查机械设计手册所得）算式系数 Km=12.1使用系数 KA=1.25综合系数 KF=1.8齿宽系数 d=0.6去接触强度计算行星轮间在和分布不均匀系数 KP=1.1KFP=1+1.5(KP-1)=1.15 （2）齿形系数 YFa1=2.8设计论述第 13 页（共 39 页）所以齿轮模数为393.87*1.25*1.15*2.812.1*2.01670.6*20*20*340m 所以取 m=2.5（2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径 d1 （3）112lim(1)AHHPddHT K KKdK系数的确定转矩 T1=93.75N.M算式系数 Kd=768使用系数 KA=1.25综合系数 KH=1.8齿宽系数 d=0.6齿数比 =3.75在和不均匀系数 KHP=1.15所以小齿轮分度圆直径 d1为：193.87*1.25*1.8*1.15*(3.75 1)768*410.6*1400*1400*3.75dmm综上两种计算，综合比较得：一二级齿轮的模数 m=2.5太阳轮齿数 za=20行星轮齿数 zc=55内齿轮齿数 zb=1304.4.2 三级行星齿轮的计算三级行星齿轮的计算齿轮材料和热处理的选择：中心轮，行星轮和内齿轮均采用 20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度 700800HRC，查表得Hlim=900N/ mm2和Flim=1000 N/ mm2 太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级,内齿轮加工精度为 7 级。（1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数 m: （1）11321limaAFFPFmdFTk kk Ymkz已知 z1=24, Flim=1000 N/ mm2小齿轮承受的转矩 T1=1548.8/3=516.3N.M相关系数的确定（查机械设计手册）封闭式行星齿轮减速器的设计第 14 页(共 39 页)算式系数 Km=12.1使用系数 KA=1.25综合系数 KF=1.8载荷不均匀系数 KFP=1+1.5(KP-1)=1.15齿宽系数 d=0.75齿形系数 YFa1=2.65所以齿轮模数为3516.3*1.25*1.15*2.6512.1*2.4060.75*24*24*1000m 所以取 m=2.5（2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径 d1 （2）112lim(1)AHHPddHT K KKdK系数的确定（查机械设计手册）转矩 T1=516.3N.M算式系数 Kd=768使用系数 KA=1.25综合系数 KH=1.8齿宽系数 d=0.75齿数比 =4.5在和不均匀系数 KHP=1.15所以小齿轮分度圆直径 d1为：1516.3*1.25*1.8*1.15*(4.5 1)768*540.75*900*900*4.5dmm综上两种计算，综合比较得：三级齿轮的模数 m=2.5太阳轮齿数 za=24行星轮齿数 zc=84内齿轮齿数 zb=192设计论述第 15 页（共 39 页）4.5 几何尺寸的计算几何尺寸的计算4.5.1 一二级行星齿轮一二级行星齿轮太阳轮分度圆直径=m*za=50mm行星轮分度圆直径 dc=m* zg=137.5mm内齿轮分度圆直径 db=m*zb=325mm齿轮宽度 B= d*da=30mm4.5.2 三级行星齿轮三级行星齿轮太阳轮分度圆直径 da3=m*za=60mm行星轮分度圆直径 dc3=m* zg=210mm内齿轮分度圆直径 db3=m*zb=480mm齿轮宽度 B= d*da=45mm4.6 装配条件的验算装配条件的验算4.6.1 传动比传动比因为齿数都是按传动比设计的,所以很显然满足传动比的要求。4.6.2. 中心条件中心条件zc=(zb-za)/2因为行星齿轮的齿数就是按中心条件设计的，所以很显然满足条件。4.6.3 邻接条件邻接条件 dac137.5mm= dacpn所以一二级行星齿轮满足邻接条件封闭式行星齿轮减速器的设计第 16 页(共 39 页) (2) 三级行星齿轮dac=210mmac=ra+rc=145mm所以 2*ac*sin()=251.15mm210mm= dacpn所以三级行星齿轮满足邻接条件4.6.4 安装条件安装条件 ()abpzzC Cn为整数(1) 一二级行星齿轮因为 za=20,zb=130,np=3所以20 130=50=C3abpzzn所以 C 为整数，即一二级行星齿轮满足安装条件。(2) 一二级行星齿轮因为 za=24,zb=192,np=3所以24 192=72=C3abpzzn所以 C 为整数，即三级行星齿轮满足安装条件。4.7 齿轮强度验算齿轮强度验算4.7.1 齿根弯曲应力强度校核齿根弯曲应力强度校核pFP齿轮的齿根应力1*FFaSaAVFFaFPFY Y Y Y K K KKKm B齿根应力的基本值有以下式子计算：0F10*FFaSaFY Y Y Ym B许用齿根应力FPlimRemin*FStNTFPrelTSlTxFY YYYYS(1)一二级行星齿轮中 a-c 齿轮副设计论述第 17 页（共 39 页）参数的确定(查机械设计手册)使用系数 KA=1.25动载系数 KV的计算小齿轮相对于转臂节点线速度xV 11()19100 xxd nnV其中 n1小齿轮的转速 r/minnx转臂的转速 r/min代入数据得=0.428m/sxVVK2000BxAAV已知 C=60.667B=0.25(c-5.0)=0.25A=50+56(1.0-0.25)=92将数据代入得=1.02426VK切应力2000281*20003754.67N3*50atpaTFn d齿间载荷分配系数 KFa=1.0齿向载荷分布系数FK1(1)FbFK 查表得=1F =1.18b代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42FK行星轮间载荷分配系数 KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数 YFa1=2.8YFa2=2.23应力修正系数 YSa1=1.55封闭式行星齿轮减速器的设计第 18 页(共 39 页) YSa2=1.76重合系数Y0.750.25acY查表得=1.53ac0.750.250.741.53Y弯曲强度螺旋角系数=1Y齿宽度 B=30mm111*tFFaSaAVFFaFPFYY Y Y K K KKKm B代入数据得=356.7N/mm21F同理=270N/mm2222*tFFaSaAVFFaFPFYYY Y K K KKKm B取较大的弯曲应力=356.7N/mm2F许用齿根弯曲应力FplimRemin*FFpSTNTrelTlTxFY Y YYYS系数的确定齿根弯曲疲劳极限=340N/mm2limF最小安全系数=1.6minFS应力系数=2STY寿命系数NTY60.023*10()NTlYN假设行星齿轮减速器每年工作 300 天，每天工作 16 个小时860()60*163.6*3*300*161.41*10laxptllNnn nNN所以60.0283*10()=0.9251.41*10NTY设计论述第 19 页（共 39 页）齿根圆角敏感系数=1relTY相对齿根表面状况系数RelTY=1.674-0.529（RZ+1）0.1RelTY取齿根表面微观不平赌 RZ=12.5带入上式的m =0.99RelTY尺寸系数 Yx=1.03所以许用应力为2340*2*0.925*1*0.99*1.031.6400.9/FpFpN mm因为齿根弯曲应力=356.7N/mm2小于许用齿根弯曲应力F所以一二级行星齿轮 a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。2400.9/FpN mm（2）一二级行星齿轮 b-c 齿轮副因为行星齿轮已经校核，所以只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度参数的确定（查机械设计手册）使用系数 KA=1.25动载系数=1.02426VK切应力2000281*20003754.67N3*50atpaTFn d齿间载荷分配系数 KFa=1.0齿向载荷分布系数FK1(1)FbFK 查表得=1F =1.18b代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42FK行星轮间载荷分配系数 KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数 YFa=2.16应力修正系数 YSa=1.81封闭式行星齿轮减速器的设计第 20 页(共 39 页)重合系数=0.68Y弯曲强度螺旋角系数=1Y齿宽度 B=30mm*tFFaSaAVFFaFPFY Y Y Y K K KKKm B代入数据得=300N/mm2F取弯曲应力=300N/mm2F许用齿根弯曲应力FplimRemin*FFpSTNTrelTlTxFY Y YYYS系数的确定齿根弯曲疲劳极限=260N/mm2limF最小安全系数=1.6minFS应力系数=2STY寿命系数=0.953NTY齿根圆角敏感系数=1relTY相对齿根表面状况系数=1.03RelTY所以许用应力为2340*2*0.953*1*0.99*1.031.6400/FpFpN mm因为齿根弯曲应力=300N/mm2小于许用齿根弯曲应力，F2400/FpN mm所以一二级行星齿轮 b-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（3）三级行星齿轮中 a-c 齿轮副参数的确定（查机械设计手册）使用系数 KA=1.25动载系数 KV的计算小齿轮相对于转臂节点线速度xV 11()19100 xxd nnV设计论述第 21 页（共 39 页）其中 n1小齿轮的转速 r/minnx转臂的转速 r/min代入数据得=0.08m/sxVVK2000BxAAV已知 C=60.667B=0.25(c-5.0)=0.25A=50+56(1.0-0.25)=92将数据代入得=1.01VK切应力20001548.8*200017200N3*60atpaTFn d齿间载荷分配系数 KFa=1.0齿向载荷分布系数FK1(1)FbFK 查表得=1F =1.52b代入数据得 =1+（1.52-1）*1=1.52FK行星轮间载荷分配系数 KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数 YFa1=2.65YFa2=2.17应力修正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.80重合系数=0.73Y弯曲强度螺旋角系数=1Y齿宽度 B=45mm111*tFFaSaAVFFaFPFYY Y Y K K KKKm B封闭式行星齿轮减速器的设计第 22 页(共 39 页)代入数据得=1088N/mm21F同理=1025N/mm2222*tFFaSaAVFFaFPFYYY Y K K KKKm B取较大的弯曲应力=1088N/mm2F许用齿根弯曲应力FplimRemin*FFpSTNTrelTlTxFY Y YYYS系数的确定齿根弯曲疲劳极限=1000N/mm2limF最小安全系数=1.6minFS应力系数=2STY寿命系数NTY60.023*10()NTlYN67.36*10lN 所以60.0263*10()=0.987.36*10NTY齿根圆角敏感系数=1relTY相对齿根表面状况系数=0.98RelTY尺寸系数 Yx=1.025所以许用应力为21000*2*0.98*1*0.98*1.0251.61231/FpFpN mm因为齿根弯曲应力=1088N/mm2小于许用齿根弯曲应力F，所以三级行星齿轮 a-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。21231/FpN mm（4）三级行星齿轮 b-c 齿轮副因为行星齿轮 c 已经校核，所以只需要校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度参数的确定(茶机械设计手册)使用系数 KA=1.25动载系数=1.028VK设计论述第 23 页（共 39 页）齿间载荷分配系数 KFa=1.0齿向载荷分布系数=1.52FK行星轮间载荷分配系数 KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数 YFa=2.15应力修正系数 YSa=1.82重合系数=0.63Y弯曲强度螺旋角系数=1Y齿宽度 B=45mm*tFFaSaAVFFaFPFY Y Y Y K K KKKm B代入数据得=494N/mm2F取弯曲应力=494N/mm2F许用齿根弯曲应力FplimRemin*FFpSTNTrelTlTxFY Y YYYS系数的确定齿根弯曲疲劳极限=1000N/mm2limF最小安全系数=1.6minFS应力系数=2STY寿命系数=0.98NTY齿根圆角敏感系数=1relTY相对齿根表面状况系数=1.025RelTY所以许用应力为21000*2*0.98*1*0.98*1.0251.61231/FpFpN mm因为齿根弯曲应力=494N/mm2小于许用齿根弯曲应力F21231/FpN mm所以三级行星齿轮 b-c 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。封闭式行星齿轮减速器的设计第 24 页(共 39 页)综上所述：按齿根弯曲强度校核三级行星齿轮均满足强度要求4.7.2 按齿面接触强度校核按齿面接触强度校核齿面接触应力H0HHAVHHaHPK K KKK0*(1)*tHHEaFZ Z Z ZdB许用应力pHlimpXminHHNTLvRWHZZ Z Z Z ZS（1）一二级行星齿轮 a-c 齿轮副相关系数的确定（查机械设计手册）使用系数 KA=1.25动载荷系数 KV=1.02426齿向载荷分布系数HKb=1HKH（-1）查表得=1.42b =1H所以=1.42HK齿间载荷分布系数 KHa=1.0节点区域系数 ZH=2.5弹性系数 ZE=1.6重合度系数=0.92Z螺旋角系数=1Z齿轮接触疲劳强度极限=1400N/mm2limH最小安全系数 SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=1.15NTZ润滑膜影响系数LvRZ Z Z=0.9LZ=0.952vZ设计论述第 25 页（共 39 页）=0.82RZ齿面工作硬化系数WZ1301.2170060 1301.217001.24WWWHBZZZ接触强度计算尺寸系数 ZXZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力0H0*(1)*tHHEaFZ Z Z ZdB03754.6*(3.75 1)2.5*1.6*0.92*1*50*30*3.75H204.986/HN mm齿面接触应力0HHAVHHaHPK K KKK24.986 1.25*1.02426*1.42*1.42*111.5/HHN mm许用应力pHlimpXminHHNTLvRWHZZ Z Z Z ZSp2p14001.15*0.9*0.95*0.82*1.241.31076/HHN mm所以，即一二级行星齿轮 a-c 满足齿面接触强度条件。pHH（2）一二级行星齿轮 b-c 齿轮副相关系数的确定（查机械设计手册）使用系数 KA=1.25封闭式行星齿轮减速器的设计第 26 页(共 39 页)动载荷系数 KV=1.039齿向载荷分布系数HKb=1HKH（-1）查表得=1.42b =1H所以=1.42HK齿间载荷分布系数 KHa=1.1行星齿轮载荷间分配不均匀系数 KHP1=1.225节点区域系数 ZH=2.5弹性系数 ZE=1.5重合度系数=0.92Z螺旋角系数=1Z齿轮接触疲劳强度极限=1400N/mm2limH最小安全系数 SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=1.35NTZ润滑膜影响系数LvRZ Z Z=0.9LZ=0.952vZ=0.82RZ齿面工作硬化系数=1.2WZ接触强度计算尺寸系数 ZXZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力0H0*(1)*tHHEaFZ Z Z ZdB03754.6*(1.77 1)2.5*1.5*0.92*1*50*30*1.77H设计论述第 27 页（共 39 页）2013.5/HN mm齿面接触应力0HHAVHHaHPK K KKK213.5 1.25*1.039*1.42*1.225*127/HHN mm许用应力pHlimpXminHHNTLvRWHZZ Z Z Z ZSp2p14001.15*0.9*0.95*0.82*1.0491.31069/HHN mm所以，即一二级行星齿轮 b-c 满足齿面接触强度条件。pHH（3）三级行星齿轮 a-c 齿轮副相关系数的确定使用系数 KA=1.25动载荷系数 KV=1.01齿向载荷分布系数=1.52HK齿间载荷分布系数 KHa=1.0节点区域系数 ZH=2.5弹性系数 ZE=1.3重合度系数=0.87Z螺旋角系数=1Z齿轮接触疲劳强度极限=900N/mm2limH最小安全系数 SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=0.9NTZ润滑膜影响系数LvRZ Z Z=0.9LZ=0.952vZ=0.82RZ齿面工作硬化系数=1.2WZ接触强度计算尺寸系数 ZX封闭式行星齿轮减速器的设计第 28 页(共 39 页)ZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力0H0*(1)*tHHEaFZ Z Z ZdB017200*(7 1)2.5*1.3*0.87*1*45*60*7H206.6/HN mm齿面接触应力0HHAVHHaHPK K KKK26.6 1.25*1.01*1.52*1.225*113.9/HHN mm许用应力pHlimpXminHHNTLvRWHZZ Z Z Z ZSp2p9001.3*0.9*0.952*0.82*1.2*1.0491.3794/HHN mm所以，即三级行星齿轮 a-c 满足齿面接触强度条件。pHH（4）三级行星齿轮 b-c 齿轮副相关系数的确定使用系数 KA=1.25动载荷系数 KV=1.028齿向载荷分布系数=1.5 2HK齿间载荷分布系数 KHa=1.1行星齿轮载荷间分配不均匀系数 KHP1=1.225节点区域系数 ZH=2.5弹性系数 ZE=1.3设计论述第 29 页（共 39 页）重合度系数=0.87Z螺旋角系数=1Z齿轮接触疲劳强度极限=900N/mm2limH最小安全系数 SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=1.35NTZ润滑膜影响系数LvRZ Z Z=0.9LZ=0.952vZ=0.82RZ齿面工作硬化系数=1.2WZ接触强度计算尺寸系数 ZXZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力0H0*(1)*tHHEaFZ Z Z ZdB03754.6*(1.77 1)2.5*1.3*0.87*1*45*60*1.77H204.2/HN mm齿面接触应力0HHAVHHaHPK K KKK24.2* 1.25*1.028*1.52*1.225*1.110/HHN mm许用应力pHlimpXminHHNTLvRWHZZ Z Z Z ZSp2p9001.15*0.9*0.95*0.82*1.049*1.21.3794/HHN mm封闭式行星齿轮减速器的设计第 30 页(共 39 页)所以，即三级行星齿轮 b-c 满足齿面接触强度条件。pHH综上所述：三个行星齿轮传动均满足齿面接触强度。因为按照齿面弯曲强度和齿面接触强度校核均满足，所以可以认为该行星齿轮减速器中所有齿轮均满足强度条件。4.8 效率的计算效率的计算根据差动机构传动效率公式：ab1*(1)HaHabHwwp w （）HabHHHabzz啮合损失系数12112.3*()Hzfzz加号表示外啮合，减号表示内啮合。其中 f 取 0.1.4.8.1 一二级行星齿轮一二级行星齿轮112.3*0.1*()0.0145672075aHz112.3*0.1*()0.00129775130bHz代入数据得0.01586abHHHabzz所以ab1*98.649%(1)HaHabHwwp w （）H4.8.2 三级行星齿轮三级行星齿轮112.3*0.1*()0.0122484aHz112.3*0.1*()0.004184192bHz代入数据得0.0161abHHHabzz所以ab1*98.65%(1)HaHabHwwp w （）H所以一二级行星齿轮传动效率为 98.649%，第三极行星齿轮传动效率为设计论述第 31 页（共 39 页）98.65%。4.9 输入轴的强度校核输入轴的强度校核 材料选择 45 钢，Tmax=51.2N.M，G=80Gpa，=40Mpa,=1.5 /m.( )（1）强度条件 maxmaxmax316tTTwD3616*51.2D*40*10D0.018mm（2）刚度条件maxmax180* TGIPmax4232*180*TD* G0.022Dmm所以取 D=30mm封闭式行星齿轮减速器的设计第 32 页（共 39 页）5 结果分析结果分析5.1 计算结果计算结果通过计算和校核最终确定的结果为：一级行星齿轮传动的齿数为：太阳轮 za1=20内齿轮 zb1=130行星轮 zc1=55模数为 m=2.5太阳轮分度圆直径=m*za=50mm行星轮分度圆直径 dc=m* zg=137.5mm内齿轮分度圆直径 db=m*zb=325mm齿轮宽度 B= d*da=30mm二级行星齿轮传动的齿数为：太阳轮 za2=20内齿轮 zb2=130行星轮 zc2=55模数为 m=2.5太阳轮分度圆直径=m*za=50mm行星轮分度圆直径 dc=m* zg=137.5mm内齿轮分度圆直径 db=m*zb=325mm齿轮宽度 B= d*da=30mm三级行星齿轮传动的齿数为太阳轮 za3=24内齿轮 zb3=192行星轮 zc3=84模数为 m=2.5太阳轮分度圆直径 da3=m*za=60mm结果分析第 33 页（共 39 页）行星轮分度圆直径 dc3=m* zg=210mm内齿轮分度圆直径 db3=m*zb=480mm齿轮宽度 B= d*da=45mm5.2 结果分析结果分析封闭式行星齿轮减速器由三级行星齿轮传动组成，每级行星齿轮中的齿轮的结构尺寸都是根据齿根弯曲强度和齿面接触强度共同设计出来的。设计出来的齿轮又通过齿根弯曲强度和齿面接触强度校核，都满足两个强度条件。且重要零件要通过 ANSYS 进行分析过，并且满足条件。在画减速器装配图时发现零件的尺寸都满足装配的要求，所以认为此次设计出来的封闭式行星齿轮是完全满足设计要求的。封闭式行星齿轮减速器的设计第 34 页（共 39 页）6 有限元分析有限元分析 6.1 有限元简介有限元简介有限元法是近似求解一般连续问题的数值方法。将连续体离散成若干较小的单元，分析单元的力学关系，再综合成整体。有限元法是一种将复杂问题变成简单问题综合的方法。该方法首先应用于结构的应力分析，近 10-20 年来，在求解热传导、电磁场、流体力学等连续问题领域得到广泛应用。有限元法是力学、数学理物理方法学、计算力学、计算机技术等多学科综合发展和结合的产物有限元法可以对复杂的工程结构进行分析，获得各种力学和机械性能信息，是现化工程技术和研究人员进行设计和分析所必须掌握的一种理论和方法。6.2 二级行星架的有限元分析过程二级行星架的有限元分析过程1. 建立二级行星架的模型。2. 选材（45 刚），定网格。3. 加约束（由于做静力学分析，假设行星加上连接三级太阳轮的短齿是固定的，而非实际中的转动的，所以将短齿的所有自由度都加上约束。）4. 加载（由于二级行星架受到的扭矩值为 1548N.m，是由三个二级行星轴传递的，由计算可以算出行星架连接行星轴的每个孔受到的压强为0.9412Mpa。所以在行星架上连接行星轴的每个孔的半圆上加上压强0.9412Mpa。）6.3 二级行星架有限元分析结果总结二级行星架有限元分析结果总结由上述过程我们对二级行星架进行了有限元分析现在查看一下结果：（1）二级行星架的位移分布图有限元分析第 35 页（共 39 页）由图可知最小位移发生在二级行星架的短齿上，这是因为我们做行星架静力分析的时候假设二级行星的短齿是不动。二级行星架的最大位移发生在二级行星架上的三个大孔附近，这是因为这三个孔是用来连接行星轴的，是行星架上受力最大的部位。二级行星架上的位移从短齿到行星架末端依次增大，而且大致是对称的，这是一位行星架末端是受力端，且载荷也是均载。二级行星架上的最大位移值是 2.885mm,且放生在二级行星架的末端，相对于二级行星架的结构尺寸（直径为 277.5mm）和要精确保证的距离不太大的关系，所以认为这个位移量是可以接受的。（2）二级行星架的应力分布图封闭式行星齿轮减速器的设计第 36 页（共 39 页）二级行星架应力最大的部位发生在短齿端，因为我们假设短齿是固定的，这时候他承受的扭矩是最大的。其次就是发生在三个大孔处，因为大孔是用来连接二级行星轮轴的，三个大孔是加载的位置。而三个螺纹孔附近几乎没有应力，这是因为螺纹孔附近加了凸台和螺纹孔上没有加载荷