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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763I中文摘要风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电增速齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。本文首先，根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究，确定齿轮箱的机械结构。选取两级行星派生型传动方案，通过计算，确定各级传动的齿轮参数。其次，对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮受力结果。依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。最后，绘制 CAD 装配图，并构建了 Pro/E 的三维模型。关键词：风电 增速齿轮箱 设计 校核需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IIAbstractThe rapid development of wind power industry has contributed to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry, and the wind power growth gear box is the core component of the wind turbine, which has been paid much attention by domestic and foreign wind power related industries and research institutions. But because of the research of the domestic wind power gear box, the technology is weak, especially the MW level wind power gearbox, which mainly depends on the introduction of foreign technology. Therefore, it is urgent to carry out research on the development of the MW level wind power gear box, and the real master of the wind power gearbox design and manufacture technology, in order to achieve the localization of the wind turbine.In this paper, according to the complexity of the load of wind turbine gearbox, the load condition is analyzed and studied, and the mechanical structure of gear box is determined. Select the two stage planetary transmission scheme, through the calculation, determine the gear parameters at all levels of transmission. Secondly, the stress analysis of the planetary gear transmission is carried out. According to the standard static strength check, the results accord with safety requirements. Finally, the CAD assembly drawing is drawn, and the 3D model of Pro/E is constructed. Key words:Wind power; Growth gear box; Design; Verification需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763III目 录中文摘要 .IAbstract.II1 绪论 .11.1 课题背景及意义 .11.2 风电齿轮箱国内外现状 .11.2.1 风电齿轮箱国内外发展现状 .11.1.2 我国风电齿轮箱设计制造技术现状 .22 总体方案的确定 .32.1 设计要求及参数选择 .32.1.1 设计要求 .32.1.2 参数选择 .32.2 方案选择 .32.2.1 方案论述 .32.2.2 方案确定 .53 齿轮设计与校核 .63.1 第一级行星轮系传动设计与校核 .63.1.1 齿轮基本参数计算 .63.1.2 行星轮齿装配条件验算 .63.1.3 行星传动齿轮强度校核 .73.2 第二级平行轴圆柱斜齿轮设计与校核 .113.2.1 基本参数计算 .113.2.2 齿轮强度校核 .113.3 第三级平行轴圆柱直齿轮设计与校核 .143.3.1 基本参数计算 .143.3.2 齿轮强度校核 .154 传动轴及轴上零件的设计与校核 .18需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IV4.1 行星轮心轴的设计与校核 .184.1.1 初步确定轴的最小直径 .184.1.2 行星轮心轴强度计算 .184.1.3 行星轮轴承寿命计算 .184.2 圆柱齿轮传动中间齿轮轴设计 .194.2.1 初步确定轴的最小直径 .194.2.2 轴的结构设计 .194.3 圆柱齿轮传动输出轴的设计 .214.3.1 初步确定轴的最小直径 .214.3.2 轴的结构设计 .214.4 输入轴连接形式选择及计算 .235 齿轮箱及其他部件的设计 .255.1 传动齿轮箱箱体设计 .255.2 齿轮箱的密封、润滑、冷却 .255.2.1 齿轮箱的密封 .255.2.2 齿轮箱的润滑、冷却 .265.3 齿轮箱的使用安装 .27总 结 .28参考文献 .29致 谢 .30需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763V需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VI需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VIII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IX需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763X需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763XI需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976311 绪论1.1 课题背景及意义经济、能源与环境的协调发展是实现国家现代化目标的必要条件。为了解决化石能源的不断消耗对经济可持续发展和环境的影响问题，我国和一些主要发达国家在未来能源规划中，都明确提出了可再生能源发展的具体目标。在国家中长期（20062020 年）科学和技术发展规划纲要中，将可再生能源规模化利用列为能源可持续发展中的关键科学问题之一。风力发电是清洁可再生能源，蕴存量巨大，具有实际开发利用价值。中国水电资源 370 GW，风能资源有 250 GW，风能与水能总量旗鼓相当。风力发电机组中的齿轮箱是一个重要的机械部件，其主要功用是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机并使其得到相应的转速。通常风轮的转速很低，远达不到发电机发电所要求的转速，必须通过齿轮 箱齿轮副的增速作用来实现，故也将齿轮箱称之为增速箱。齿轮箱作为传递动力的部件，在运行期间同时承受动、静载荷。其动载荷部分取决于风轮、发电机的特性和传动轴、联轴器的质量、刚度、阻尼值以及发电机的外部工作条件。开发新能源是国家能源建设实施可持续发展战略的需要，是促进能源结构调整、减少环境污染、推进技术进步的重要手段。风力发电是新能源技术中最成熟、最具规模开发条件和商业化发展前景的发电方式之一。1.2 风电齿轮箱国内外现状1.2.1 风电齿轮箱国内外发展现状风机增速齿轮箱是风力发电整机的配套产品，是风力发电机组中一个重要的机械传动部件，它的重要功能是将风轮在风力作用下所产生的动力传递给发电机，使其得到相应的转速进行发电。风力发电机组通常安装在高山，荒野，海滩，海岛等野外风口处，经常承受无规律的变相变负荷的风力作用以及强阵风的冲击，并且常年经受酷暑严寒和极端温差的作用，故对其可靠性和使用寿命都提出了比一般机械产品高得多的要求。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397632国外兆瓦级风电齿轮箱是随风电机组的开发而发展起来的，Renk，Flender 等风电齿轮箱制造公司在产品开发过程中采用三维造型设计，有限元分析，动态设计等先进技术，并通过模拟和试验测试对设计方案进行验证。此外，国外通过理论分析及试验测试对风电齿轮箱的运行性能进行了系统的研究，为风电齿轮箱的设计提供了可靠的依据。国家标准 GB/Tl9703-2003 和国际标准 IS081400-4：2005 都对风电齿轮箱设计提出了具体的设计规范和要求。尽管国际上齿轮箱设计技术已经比较成熟，但统计数据表明，齿轮箱出现故障仍然是 M 机故障的最主要原因，约占风机故障总数的20左右。由于我国商业化大型风力发电产业起步较晚，技术上较欧美等风能技术发达国家存在较大差距。做为世界上的风能大国，目前我国大型风力发电机组的开发主要是引进国外成熟的技术，关键就因为我国的设计水平不高。目前我国主要有几家公司制造风电齿轮箱：南京高精齿轮有限公司，重庆齿轮箱有限责任公司，杭州前进齿轮箱集团。 1.1.2 我国风电齿轮箱设计制造技术现状 目前国内已基本掌握了兆瓦以下风电增速箱的设计制造技术国产风电机组的主流机型为 600kW800kW 其增速齿轮箱已在重庆齿轮箱有限责任公司，南京高精齿轮集团有限公司，杭州前进齿轮箱集团有限公司等厂家批量生产。尽管如此我国风电齿轮箱仍是风电设备国产化中的薄弱环节尚不能满足市场需求。目前国内风电机组的技术引进基本上是以产品生产许可方式进行的从国外引进的只是风力发电机组的集成技术并不包括齿轮箱的设计制造技术。国内风力发电增速齿轮箱的设计基本是参照引进集成技术中的齿轮箱采购规范进行的齿轮箱的结构设计和外联结尺寸按进口风力发电机组要求进行类比设计。因此国内并未真正引进风电齿轮箱的设计制造技术更谈不上完全掌握先进的设计制造技术。在风力发电传动装置技术研究方面国内起步较晚基础较薄弱人才匮乏。郑州机械研究所近几年来对国内外风电齿轮箱先进技术进行了跟踪研究并依靠几十年的齿轮传动和强度等专业的成果，经验的积累开发出了全套风力发电传动装置设计分析软件WinGear。此外郑州机械研究所还开发了基于 Solid Works 的智能型 CAE分析系统能方便地实现对箱体，行星架，输入轴等重要零部件的有限元分析和优化。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976342 总体方案的确定2.1 设计要求及参数选择2.1.1 设计要求综合所学知识，如机械制图 、 机械设计基础 、 工程力学 、 机电一体化设计等相关知识，独立设计风电增速箱结构设计。主要包含以下内容：（1）搜集资料，查阅相关文献，拟定增速箱总体方案（不少于 3 种） ；（2）确定增速齿轮箱的整体方案；（3）依据增速箱主要各零件的基本参数和机构形式，进行相关的尺寸计算和校核的计算；（4）绘制总体装配图、拆画主要零部件零件图；（5）进行三维造型制作。2.1.2 参数选择根据设计要求本次设计选定基本参数如下：增速器齿轮箱的主要设计要求如表 2-1 所示。表 2-1 原始设计要求额定功率 500kW增速比 5272输出转速 14001600r/min输入转速 2435r/min分度圆压力角 20模数 5152.2 方案选择2.2.1 方案论述风力发电机组齿轮箱的种类很多，按照传统类型可分为圆柱齿轮箱、行星齿轮箱以及它们互相组合起来的齿轮箱；按照传动的级数可分为单级和多级齿轮箱；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式以及混合式等。常用齿轮箱形式及其特点和应用见表 2-1。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397635表 2-1 常用风力发电机组增速箱的形式和应用传递形式 传动简图 推荐传动 比 特点及应用展开式 60821i结构简单，但齿轮箱对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大刚度。高速级齿轮布置在原理转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形可部分抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均现象，用于载荷比较平缓场合。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿分流式 60821i结构复杂，但由于齿轮箱对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布均匀、轴承受载较均匀，中间轴危险截面上的转矩只相当于轴所传递转矩的一半，适用于变载荷的场合。高速级一般用斜齿，低速级可用直齿或人字齿同轴式 60821i减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同，但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用两级圆柱齿轮传动同轴分流式 60821i每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴和输出轴只承受转矩，中间轴只受全部载荷的一半，故与传递同样功率的其他减速器相比，轴颈尺寸可以缩小对于 0.5 兆瓦级风电齿轮箱，传动比多在 50100 左右，一般有两种传动形式：一级行星+ 两级平行轴圆柱齿轮传动，两级行星+ 一级平行轴圆柱齿轮传动。相对于平行轴圆柱齿轮传动，行星传动的以下优点：传动效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，使功率分流；合理使用了内啮合；共轴线式的传动装置，使轴向尺寸大大缩小而；运动平稳、抗冲击和振动能力较强。在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点：结构形式比定轴齿轮传动复杂；对制造质量要求高：由于体积小、散热面积小导致油温升高，故要求严格的润滑与冷却装置。这两种行星传动与平行轴传动相混合的传动形式，综合了两者的优点。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976362.2.2 方案确定依据提供的技术数据，经过方案比较，采用一级行星派生型传动，即一级行星传动+ 两级平行轴定轴传动。根据选定的电机的输入速度和经过减速机构减速后的输出速度，确定出这个减速机构的传动比范围。取输入转速：28rpm取增速机构增速后的输出速度：1550rpm（2-1）36.52810i根据减速装置的用途和工作特点，传动形式定位两级定轴传动+单级行星传动，行星传动的结构形式确定为：单级 2K-H（NWG ）型行星传动机构。确保其稳定性，行星轮数目为 4，其传动比范围为： 。由此，初定传动比分5.612i配情况如下：第一级定轴传动： =2.95451i第二级定轴传动： =3.63152第三级行星传动： =5.16673i考虑到 500kW 风力发电机大功率，要求结构紧凑、高可靠性等特点，结合中国船级社风力发电机组规范，本文采用的传动形式如图 2-1。图 2-1 风力发电机组增速箱传动简图增速器传动结构分为三级，第一级为行星轮系，第一级行星架为输入端，由第一级太阳轮传递至第二级斜齿圆柱齿轮平行轴轮系传动；第三级采用直齿轮平需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397637行轴轮系传动，直接与电机相联。3 齿轮设计与校核3.1 第一级行星轮系传动设计与校核3.1.1 齿轮基本参数计算根据初定条件即 （3-1）CnZiwabH CZa4167.5尽可能取质数， 则24a3C（3-167.5abbHZi2）计算 ：bZ（3-10)(baHawbiZnC3）计算并初选 ：cZ（3-38)(21abcZ4）初选 27cZ预计啮合角200cbac3.1.2 行星轮齿装配条件验算（1）同心条件为了保证中心轮和行星架轴线重合，各对啮合齿轮间的中心距必须相等。而对于角度变位传动，应为需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397638（3-5）tbctacZZoss（2）装配条件由于各行星轮必须均布于中心齿轮之间。为此，各齿轮齿数与行星轮个数必须满足装配条件，否则，会出现行星齿轮无法装配的情况。单排 2K-H 行星传动的装配条件为：两中心轮的齿数之和应为行星轮数目的整数倍。即 （整数） CnZwca（3-6）（3）邻接条件保证相邻两行星轮的齿顶不相碰即 （3-acwdna180si27）根据以上条件，初选模数为 10mm，按照技术要求查阅相关手册，确定第一级行星轮系具体参数如表 3-1。表 3-1 第一级行星轮系参数齿数 模数 变位系数 齿顶圆 齿根圆 分度圆 螺旋角中心轮 24 10 0 260 215 240 0行星轮 38 10 0 400 355 380 0第一级内齿圈 100 10 0 980 1025 1000 03.1.3 行星传动齿轮强度校核在行星轮系传动中，太阳轮与行星轮间接触强度最大，故只需验证该啮合副齿轮接触强度即可。根据中国船级社风力发电机组规范，对各级行星轮系进行强度校核。（1）太阳轮与行星轮外啮合接触强度及弯曲强度校核需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397639太阳轮 a 和行星轮 c 的材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度5660HRC，查阅手册，选取 Hlim=1500MPa， Flim=480MPa输入轴转矩（4-mN17593.20950)(2 nPTH1）太阳轮输入转矩为（4-3405617.5921 iT2）太阳轮轮齿上的转矩为（4-mN971430561. pnTk3）式中 np行星轮个数，n p=4；kp太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数，k p=1.15。查手册选取齿宽系数 83.0d计算齿宽为（4-4）m2.19240.11 b取 20B205各系数的确定如下：使用系数 7.1AK动载系数为（4-01.583.180.2403.103.1 221 uvzV5）式中 小齿轮 的速度， （4-v1z m/s./s069.4106ndv6）需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976310接触强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-275.103.)/(18.052bdbKH7）弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-24.1)75.()(9.09.0HF8）齿轮间载荷分布系数为（4-1FHK9）则综合系数为（4-25.17.0175.HVAH10）（4-0.4.FVAFK11）齿面接触应力为（4-04MPa1 20481593.5127.0175.8.5.29 bduKZtHVAHE12）式中 钢制齿轮的弹性系数， （4-EZ 2N/m190EZ13）节点区域影响系数， （4-14）H 5.2H螺旋角系数， （4-15）Z1cosZ需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976311重合度系数，（4-16）Z 8.0365.14Z为 与 的重合度，(24138).圆周力，（4-17）tF N81592240703dTt齿面许用接触应力为（4-MPa138059.16.limHWRXVLHPSZ18）接触强度的安全系数为（4-32.1048HPS19）式中 润滑系数，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ20）速度系数，（4-21）VZ 96.08.1457.93.04157.93.0vZV粗糙度系数，R（4-22）94.02)583.1(0.)1(53.08.308. duZz工作硬化系数， ；W1WZ接触强度计算时的尺寸系数， （4-23）XZ 105.1nXmZ太阳轮齿根弯曲应力为需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976312（4-MPa30120859.1075.641.0 bmFKYtVAFSF24）式中 重合度系数，（4-Y 7.01653.2.cos75. 2Y25）螺旋角系数，（4- 12026）齿形系数， 。FSY6.4FSY齿根许用弯曲应力为（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS27）齿根弯曲强度的安全系数为（4-19.23065FPS28）（2）行星轮与内齿圈弯曲强度校核内齿轮的材料选用 42CrMo，调质，齿面硬度 HBS260，查手册，选取Hlim=720MPa， Flim=320MPa内齿轮齿根弯曲应力为（4-MPa130460815922.0175.641.0 bmFKYtVAFSF29）需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976313齿根许用弯曲应力为（4-MPa43825.109.012)(limFXRrelTlSTFPSY30）齿根弯曲强度的安全系数为（4-37.1048FPS31）3.2 第二级平行轴圆柱斜齿轮设计与校核3.2.1 基本参数计算齿数分配如下： 21ziz具体参数如表 3-2。表 3-2 第二级平行轴斜齿轮参数分度圆直径： ；87.6341d82.142d标准中心距： 50a3.2.2 齿轮强度校核材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 5660HRC，查阅手册，选取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa输入轴转矩 ， （4-mN340562Trp913.42n32）查手册选取齿宽系数 1d齿数模数 变位系数 齿顶圆 齿根圆 分度圆 螺旋角直齿轮一 69 9 0 652.87 612.86 634.87 12第二级直齿轮二 19 9 0 192.82 152.81 174.82 12需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976314计算齿宽为（4-33 ）m8.174.11 db取 m752B80B齿轮 z1 受到转矩为（4-N94.37615.3421 iT34）各系数的确定如下：使用系数 75.1AK动载系数为（4-35）026.135.1678.41903.103.122 uvzV式中 小齿轮 的速度，（4-36）m/s78.4/s106.58.74106ndv接触强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-38.10.)/(.521bdbKH37）弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-38.1).()(9.09.0HF38）齿轮间载荷分布系数为（4-1FHK39）齿面接触应力为需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763151352MPa 1758.40296315.38.1026.7518.094.0 bdFuKZtHVAHE式中 钢制齿轮的弹性系数， （4-EZ 2N/m9EZ40）节点区域影响系数， （4-41）H 45.2H螺旋角系数， （4-42）Z 9.01cosZ重合度系数， 为 与 的 8.3675.4 (19Z26重合度， （4-43）)675.1圆周力，（4-44）tF N107298.74920dTt齿面许用接触应力为（4-45）MPa142509.05.192.lim HWRXVLHPSZ接触强度的安全系数为（4-05.1324HPS46）式中 润滑系数，（4-LZ 02.1)(5.91.0)21(5.9.04 LZ47）速度系数，（4-48）VZ 98.073.415.93.04157.93.0vZV需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976316粗糙度系数，RZ 945.08.17)635.(105.)1(53.0 .308. duz工作硬化系数， ；WZWZ接触强度计算时的尺寸系数，X 05.1.5nXmZ结果计算发现第二级斜齿圆柱齿轮接触强度不够高，应采取变位。为尽可能提高齿轮的接触强度，应按最大啮合角选取总变位系数 。由x，查变位系数线图得其总变位系数 。869121z 1.2分配变位系数 、 。根据传动比由变位系数线图得 ，x2 70x（4-49）4.170.12x再次验算齿轮接触强度为 186MPa 1758.40296315.38.1026.7518.095.20 bdFuKZtHVAHE式中 节点区域影响系数，HZ.HZ接触强度的安全系数为（4-20.1864HPS50）经变位后齿轮接触强度得到明显提高。第二级齿轮 齿根弯曲应力为（4-MPa41291750238.026.175.48069. bmFKYtVAFSF需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631751）式中 重合度系数，Y 69.0.675.102.cos75.02. 2Y螺旋角系数，（4-52） 8.10齿形系数， 。FSY2.4FSY齿根许用弯曲应力为（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPS53）输入齿齿根弯曲强度的安全系数为（4-54 ）60.1425FPS3.3 第三级平行轴圆柱直齿轮设计与校核3.3.1 基本参数计算齿数分配如下： 231ziz具体参数如表 3-3。表 3-3 第三级平行轴直齿轮参数齿数模数 变位系数 齿顶圆 齿根圆 分度圆 螺旋角直齿轮一 65 6 0 402 375 390 0第三级直齿轮二 22 6 0 144 117 132 0分度圆直径： ；391d132d标准中心距： 2a3.3.2 齿轮强度校核需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976318材料选用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 5660HRC，查阅手册，选取Hlim=1500MPa， Flim=480MPa输入轴转矩 ， （4-mN94.372Trp62.52n55）查手册选取齿宽系数 1d计算齿宽为（4-56）m13211b取 m352B40B小齿轮受到转矩（4-N3174954.2371 iT57）各系数的确定如下：使用系数 75.1AK动载系数为（4-067.1954.2167.023.0103.121 uvzV58）式中 小齿轮 的速度v1z（4-59）m/s67.10/s06.5432061 nd接触强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-378.1.)/(8.521bdbKH60）弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数为（4-34.1)78.()(9.09.0HF需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631961）齿轮间载荷分布系数为（4-1FHK62）齿面接触应力为（4-129MPa 1352480995.21378.06.1758.05. bduKZtHVAHE63）式中 钢制齿轮的弹性系数， （4-EZ 2N/m190EZ64）节点区域影响系数，H 5.2H螺旋角系数， （4-65）Z1cosZ重合度系数， 为 与 的重合 78.064. (21Z65度， （4-66）)8.2圆周力，（4-67）tF N4809132702dTt齿面许用接触应力为 MPa1425094.05.98.lim HWRXVLHPSZ齿面接触强度安全系数为（4-26.194HP68）需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976320齿根弯曲应力为（4-MPa20891357.024.067.158.417.0 bmFKYtVAFSF69）式中 重合度系数Y（4-70）7.0)(cos647.1502cos75.02. 2螺旋角系数，（4-80）Y0Y齿形系数， 。FS 8.4FS齿根许用弯曲应力为（4-MPa652.148095.012)(limFXRrelTlSTFPSY81）齿根弯曲强度安全系数为（4-15.32086FPS82）由上述校核可知，该传动设计方案基本符合强度要求，切实可行。该方案选取大齿宽和高等级制造精度保证机构运动平稳，避免了点蚀和胶合等失效情况的出现，选取合适的传动比来满足传动要求，对于第二级斜齿圆柱齿轮传动的初设计经校核和变位后接触强度得到明显改善，结构较安全可靠。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763214 传动轴及轴上零件的设计与校核4.1 行星轮心轴的设计与校核4.1.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 42CrMo，调制处理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-1）m3.1284.9051330min pAd为了与轴承相适应，故需同时选取轴承型号。因轴承主要承受径向载荷，且行星轮轴线在传动中要保持与太阳轮良好的平行，以避免附加载荷，所以选用调心滚子轴承，性能、特点与调心球轴承相同，且具有较大的径向承载能力。并根据最小轴径 122.33mm，查机械手册初步选取标准调心滚子轴承型号为 22326 C/W33。其尺寸为m9328013BDd故行星轮心轴最小直径为 130mm。4.1.2 行星轮心轴强度计算作用在心轴上的载荷按均布载荷计算，则最大弯矩为（5-2）mN560948271598)/2(2max lFqlMt行星轮心轴的弯曲应力为（5-3）MPa160Pa5.2a130.5694.03ax d4.1.3 行星轮轴承寿命计算采用轴承为 22326 C/W33， ,m93283BDd。kg5.28N,94WCr行星架转速为需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976322r/min854.27Hn行星轮绝对转速为（5-4）r/min59.17r/in3824167.591 gagzi行星轮相对行星架的相对转速为（5-5）r/in264.105.9.Hgn轴承寿命为（5-6）h56473092.8164.060130310 trHghFCnL4.2 圆柱齿轮传动中间齿轮轴设计4.2.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 42CrMo，调制处理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m39.108625.10330min pAd7）中间轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了与轴承相适应，故需同时选取轴承型号。因轴承既受轴向力，又受径向力，所以选用圆锥滚子轴承。可以同时承受径向载荷及轴向载荷外圈可以分离，安装时可调整轴承的游隙，一般成对使用。根据最小轴径 108.39mm，查机械手册选用初步选取标准圆锥滚子轴承型号为30322。其尺寸为: m4250.4m201CBTDd故最小轴径为 110mm。4.2.2 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976323本设计的装配方案在前面已经分析，现选用如图 4-1 所示的装配方案图 4-1 中间轴的结构与装配2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，查机械手册选择 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30322，根据其基本尺寸确定 ；而 。m10VIIdm5.4VIl右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由手册上查得 30322 型轴承的定位轴肩安装尺寸 。因此取 。轴环宽度42(ax)m,124(in)baDd 136VId，取 。hb4.15VIl取安装齿轮处的轴段 IIIII 的直径 ；齿轮左端与左轴承之m12Id间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 135mm，为了使轴套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。30Il因为轴段 IIIIV 处是齿轮轴段，故 IV18取齿轮距箱体内壁距离 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴m20a承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=10mm，已知滚动轴承宽度T=54.5mm，则 。取89.5m)2015.4()15( sTlI整 90mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查手册得平键截面Id，键槽用键槽铣刀加工，由轮毂宽度再参考键的长度系列，m1832hb取键长 L=110mm，略小于轮毂宽度。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976324性，故选择齿轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来67nH保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考手册，取轴端倒角为 ，各轴肩处得圆角半径为 R=2mm。4524.3 圆柱齿轮传动输出轴的设计4.3.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 42CrMo，调制处理 260290HBS， b=9001100MPa ，0.2=650MPa。于是得（5-m54.71.0330min pAd8）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩（5-mN730314.2TKAca9）式中 工作情况系数，考虑到转矩变化和冲击载荷大，选用 =2.3。A AK按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LZ6 caTYB80172 型弹性柱销联轴器，公称转矩为 8000Nm。半联轴器与轴配合榖孔长度 。m172L4.3.2 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案本设计的装配方案在前面已经分析，现选用如图 4-2 所示的装配方案。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976325图 4-2 输出轴的结构与装配2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，VIIVIII 轴段左端需制出一轴肩，故取 VIVII 段的直径 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直m90VId径 D=92mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VIIVIII 段的长度应比 略短一些，现取 。1Lm170VIl初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力作用，而且要求输平稳，所以选用圆柱滚子轴承和调心滚子轴承配合。可以承受较大径向载荷同时能够自动调心，允许内圈对外圈轴线偏斜量1.52.5。参照工作要求并根据 ，查90VId机械手册中初步选取 0 基本游隙组、标准精度等级的单列调心滚子轴承 22219 CCK/W33，其基本尺寸为 m431795BDd故 ，而 。VI VIl右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得 22219 C/W33 型轴承定位轴肩高度 h=6mm，因此，取 。107VId因为轴段 IIIIV 为齿轮轴段，故取 。m140IVl取轴段 III 处与轴段 VIVII 处相同的轴承直径，因此 ，参m95Id照工作要求，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆柱滚子轴承 NU219E，其基本尺寸为 m5.12317m95WFBDd因此 ，又根据轴承安装尺寸 、 ，选32Il axdm106inad需
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