二級行星齒輪減速器設計-帶開題報告【含10張CAD圖紙+PDF圖】

喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的文件全都有，請放心下載，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 = 喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的文件全都有，請放心下載，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 = 行星齒輪傳動減速器設計及三維造型二級行星齒輪減速器設計及三維造型摘 要本文完成了對一個二級行星齒輪減速器的結構設計。與國內外已有的減速器相比，此減速器具有更大的傳動比，而且，它具有結構緊湊、外廓尺寸小和重量輕等優(yōu)點。論文首先簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動結構的設計計算，通過分配傳動比確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和校核。論文最后對設計過程進行了總結，并在此基礎上指出了一些改進的建議。關鍵詞：行星齒輪；變位；傳動機構 AbstractThis paper proposes a design configuration of the two-stage planetary gear reducer settling for some known parameters.Compared with other gear reducers in the word,it have a larger gear ratio. Furthermore,there are other more advantages,such as, compact configuration,small figure,light avoirdupois and so on.The content is as followa.Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers,as well as its development trends.Secondly,the drivered type is decided by comparing all kinds of gear configuration.The significant part is about the calculation of the configuration design.After distributing gear ratios, the rough configuration will be get.Then, the holistic configuration can be designed and back-checked.Lastly,the paper is summarized,and the needed improvements are indicated.Key words： planetary gear；modifying profile；driving machanism目 錄摘要Abstract主要代號第1章概述- 8 -1.1.課題的提出和論文的主要內容- 8 -1.2.齒輪減速器的研究現(xiàn)狀- 8 - 1.3.齒輪減速器的發(fā)展趨勢 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . -8 -第2章傳動方案的確定- 10 -2.1.齒輪傳動比較和選擇- 10 -2.1.1.齒輪傳動兩種大的類型- 10 -2.1.2.定軸輪系和行星輪系的比較- 10 -2.2.選擇行星機構的類型- 12 -2.2.1.行星機構的類型及特點- 12 -2.2.1.1. ZXV型漸開線行星機構- 12 -2.2.1.2. 2ZX型漸開線行星齒輪機構- 13 -2.2.1.3. 3Z型漸開線行星齒輪機構- 14 -2.2.2.漸開線行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢- 15 -第3章設計計算- 16 -3.1.設計任務- 16 -3.2.前言- 16 -3.3 傳動比分配傳動系統(tǒng)的運動學和動力學計算- 17 -3.4.傳動零件的設計- 19 -3.5.軸設計計算與校核- 46 -3.6.軸承的選擇與計算- 56 -3.7.鍵連接的選擇與計算- 59 -3.8.箱體的設計- 62 -3.9. 潤滑和密封的選擇- 62 -3.10傳動裝置的附件及說明- 63 - 3.11齒輪的加工工藝 66- 3.12 軸的加工工藝67-第4章設計小結- 65 -參考文獻- 69 -主要代號代號意 義單 位代號意 義單 位abCdeFfHHBHRCixXY中心距、標準中心距角度變位齒輪的中心距切齒中心距齒寬頂隙頂隙系數(shù)直徑、分獨圓直徑插刀齒的分度圓直徑齒頂圓直徑基圓直徑齒根圓直徑節(jié)圓直徑齒槽寬作用力法向力徑向力切向力齒向公差摩擦系數(shù)基節(jié)極限偏差齒距極限偏差高度布氏硬度洛氏硬度齒頂高齒頂高系數(shù)齒根高傳動比變位系數(shù)轉臂變位系數(shù)和系數(shù)齒形系數(shù)彎曲強度計算時的壽命mmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmmNNNNmmmmmminvKLMmNnPrTYyz角的漸開線函數(shù)系數(shù)、載荷系數(shù)使用系數(shù)行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)齒間載荷分布系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)動載系數(shù)長度彎矩模數(shù)指數(shù)應力循環(huán)次數(shù)轉速行星輪數(shù)目功率半徑、分度圓半徑節(jié)圓半徑齒頂圓半徑基圓半徑齒根圓半徑轉矩重合度效率計算齒根彎曲應力許用齒根彎曲應力系數(shù)應力修正系數(shù)彎曲強度計算時的尺寸系數(shù)彎曲強度計算時的螺旋角系數(shù)彎曲強度計算時的重合度系數(shù)中心距變動系數(shù)齒數(shù)壓力角、齒形角齒頂壓力角mmmmr/minkWmmmmmmmmmmradrad主要角下標a 齒頂?shù)?，中心輪、太陽?n 法向的b 基圓的，中心輪、內齒輪 p 許用的c 行星輪 r 徑向的e 中心輪、內齒輪 t 切向的、端面的F 齒根彎曲的 x 軸向的，轉臂的f 齒根的 代數(shù)和1 小齒輪的 I 第1級的，I類2 大齒輪的 II 第2級的，II類第1章 概述1.1. 設計內容旋轉噴射器中減速箱是工業(yè)油罐罐底油泥旋轉噴射混合系統(tǒng)中重要的一部分。高速旋轉的渦輪帶動噴嘴低速的轉動，中間需要一個傳動比很大的減速器連接。本說明書的內容就是結合渦輪的輸入轉速、噴嘴所需的轉速以及輸出轉矩等已知條件設計一個滿足要求的齒輪減速器。減速器設計的主要參數(shù)包括：1初轉速120 ；2目標轉速0.5 ；3 輸出轉矩2000 。本論文主要完成以下工作：1選擇確定傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。此次設計的減速器傳動比達到14400，是目前國際上設計出的減速器中傳動比最大的，沒有參考的先例，所以，只有通過不斷的比較和分析去合理的選擇一種傳動方案，盡量降低減速器的體積和重量。2設計計算。每級傳動結構的設計計算，都大致包括：傳動比的分配、傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算、傳動零件的設計、軸的設計計算與校核、軸承的選擇與計算、鍵連接的選擇與計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇和傳動裝置的附件說明等。1.2. 齒輪減速器的研究現(xiàn)狀齒輪傳動具有功率輸出恒定、承載能力大、傳動效率高、使用壽命長、可靠性高、結構緊湊等優(yōu)點，廣泛用于各種機械設備和儀器儀表中，是機械傳動的基礎零件，其質量、性能、壽命直接影響整機的技術、經(jīng)濟指標。而齒輪制造技術水平是獲得優(yōu)質齒輪的關鍵。因為齒輪形狀復雜、技術問題多，制造難度大，齒輪加工水平在某一程度上反映了一個國家機械工業(yè)制造的水平。因此，齒輪加工的研究是各國加工制造業(yè)研究的一個熱點。 齒輪產(chǎn)品種類較多，按大類來分，主要有圓柱齒輪、錐齒輪、蝸輪蝸桿齒輪與行星傳動齒輪等四大類。其中，圓柱齒輪在機械設備中應用最為廣泛，各種通用與專用的齒輪減速器以及機床、車輛、農機等大量采用，約占齒輪產(chǎn)品總量的90左右。因此，齒輪制造技術的研究主要集中在圓柱齒輪的成形及其熱處理方面。 近年來，隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，特別是轎車生產(chǎn)對變速器齒輪的精度及力學性能的要求愈來愈高，齒輪正朝著高精度、低噪聲、高承載、高速度、輕量化及長壽命的方向發(fā)展。其中，采用硬齒面齒輪是提高齒輪強度及承載能力的有效途徑。 目前，硬齒面圓柱齒輪普遍采用“機械加工滲碳熱處理精加工”的傳統(tǒng)工藝，材料利用率不高，生產(chǎn)效率低，產(chǎn)品成本高，尤其是金屬流線被切斷，而且成形后滲碳處理使?jié)B碳層晶粒粗大、滲碳層厚度分布不合理，造成齒輪強度與疲勞壽命的降低。這種不利局面使得工程技術人員尋求新的制造工藝。最優(yōu)化方法在機構設計和零件設計中應用廣泛，效果顯著。近十年來，國內外對整臺機器或某一機械系統(tǒng)的設計，采用最優(yōu)化方法代替原來傳統(tǒng)的設計方法也越來越多。 機構的優(yōu)化設計從六十年代后期開始得到學速發(fā)展，目前已經(jīng)成為機構學的重要研究方向之一。 齒輪傳動的優(yōu)化設計可概括為：當傳動載荷一定時追求齒輪的體積最小，或在齒輪體積一定時追求傳遞的載荷最大。有時也追求齒輪傳動的某項或某幾項性能為最佳。齒輪傳動的優(yōu)化設計既可以成為但目標函數(shù)的問題，也肯已成為多目標函數(shù)問題。為使齒輪工作可靠，顯然齒面的接觸應力、齒輪的疲勞彎曲應力應分別小于或等于許用值或保證一定得的安全裕度。為使齒輪的嚙合處于較好的工作條件下，有時還把吃面同油膜厚度以及潤滑油的溫升也作為約束條件。另外，諸如為了避免產(chǎn)生根切、并保持連續(xù)嚙合、避免齒輪齒頂過分變尖、均須對設計變量提出某些限制，這些限制也應最為約束條件。在機械設計中人們希望獲得全部最優(yōu)設計點，但實際的工程問題，很少能保證滿足凸性的要求，即所追求的目標函數(shù)往往具有很多個相對的極小點，因而優(yōu)化的結果一般為局部最優(yōu)設計點，或后退一步講，如果這些都做不到，那么優(yōu)化設計最起碼也能將設計方案作出重大改進。這就是我們以前提到過的“最優(yōu)化”應被理解為一個相對的概念，而不要把它決對化。實際上，如上所述，設計人員如能正確地運用最優(yōu)化方法進行設計，其設計方案與傳統(tǒng)方法比較，一定會有所改善并能避免許多盲目性，顯然這剛好是工程設計人員最感興趣的。第2章 傳動方案的確定2.1.齒輪傳動比較和選擇2.1.1.齒輪傳動兩種大的類型輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿渦輪組成的輪系，稱為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。根據(jù)齒輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。1.普通齒輪傳動（定軸輪系）當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均相互平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。2.行星齒輪傳動（行星輪系）當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，則稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。2.1.2.定軸輪系和行星輪系的比較行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的最顯著的特點是：在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。行星齒輪傳動的主要特點如下：(1) 體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2-1/5（即在承受相同的載荷條件下）。例，傳動比i7.15，功率為4400kw的行星齒輪減速器與普通定軸齒輪減速器比較如下：項目行星 齒輪減速器普通定軸齒輪減速器質量/kg34716943高度/m1.311.80長度/m1.291.42寬度/m1.352.36體積/ 2.296.09齒寬/m0.180.41損失功率/kw8195圓周速度/m/s42.799.4（2）傳動效率高。在傳動類型恰當、合理布置的情況下，其效率值可達0.970.99。（3）傳動比大，可以實現(xiàn)運動的合成和分解。只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可以達到幾千。應該指出，行星齒輪在傳動比很大的情況下，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。（4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數(shù)個行星輪，均勻的分布在中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪的運動平穩(wěn)，抗沖擊能力和振動的能力較強，工作較可靠?？傊?，行星齒輪傳動具有質量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選用得當）等優(yōu)點。行星傳動不僅適用于高轉速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也已獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。從機構的活動度來分，有一個自由度的行星機構、兩個自由度的行星機構和多自由度的行星機構。從結構形式來分，有KHV型、2KH型和3K型行星機構三種基本類型。其它的漸開線行星齒輪機構，都可以分解為這三種基本機構，即可以由這三種基本行星機構復臺而成。通過上述的比較，結合要求：傳動比大、質量小、結構緊湊及外廓尺寸小等，我們選擇行星齒輪傳動作為減速器的傳動型式。2.2.選擇行星機構的類型2.2.1.行星機構的類型及特點2.2.1.1. ZXV型漸開線行星機構如圖1所示，是ZXV型行星機構。它的基本構件是：中心輪Z、轉臂X和輸出軸v。這種機構的特點是：將行星輪a的旋轉運動，通過一個傳動比為1的中間機構傳遞給輸出軸v。這種把行星輪a的軸線與輸出軸v的軸線聯(lián)結起來，而實現(xiàn)等速傳動的機構稱為等速比機構，或稱為w機構。圖1. ZXV行星齒輪機構ZXV型漸開線少齒差行星齒輪傳動的傳動比范圍為10100，其傳動效率為0.750.93。結構緊湊、體積小、加工方便，但行星輪軸承的徑向力較大，使用于中小功率，一般，個別的達到2045kw；傳動比大，使用于短期工作。采用擺線針輪行星傳動，則適用于功率，任何工作制度，其傳動效率為0.900.97。目前應用較廣泛，但制造精度要求較高，且高速轉速。2.2.1.2. 2ZX型漸開線行星齒輪機構這種行星齒輪機構有兩個中心輪a、b(即2Z)和轉臂(X)，由此三個基本構件組成，故用符號2ZX表示。根據(jù)轉化機構的傳動比的不同，可分為兩類。當是0時，稱為正號機構；當0時，稱為負號機構。如圖2所示，為2ZX型行星機構的常見類型。圖2 2ZX型行星機構的常見類型由于負號機構行星齒輪傳動簡單、制造容易，外形尺寸小，質量小，傳動效率高等優(yōu)點。在結構合理的調價下，通常，其傳動比范圍為2.813，傳動效率為0.970.99。目前該傳動類型已獲得了較廣泛的應用。具有雙齒圈行星的負號機構，其合理的傳動比范圍為716，傳動效率仍較高；但由于采用了雙齒圈行星輪，故制造安裝較復雜。具有圓錐齒輪傳動的負號機構，主要用于差動行星裝置。具有雙嚙合的正號傳動機構，嚙合摩擦系數(shù)較大，故其傳動效率低，一般，該機構基本上不用于傳遞動力。具有雙內嚙合的正號機構，其合理的傳動比范圍為830，其嚙合摩擦損失較小。當傳動比小于50，其傳動效率可達到0.8以上，但隨著傳動比的增加，其效率值也會降低。少齒差2ZX正號機構的合理傳動比范圍為30100。但它由于具有少齒差的內嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦系數(shù)較小，故該行星齒輪傳動的傳動效率較高，可達0.9。2.2.1.3. 3Z型漸開線行星齒輪機構這種類型的行星齒輪機構是由三個中心輪a、b、e和一個轉臂X組成?；緲嫾侨齻€中心輪，它們承受外力矩的作用。而轉臂X不承受外力矩的作用，僅起支承的作用，故用符號3Z表示，如圖3所示。圖3 3Z行星齒輪機構（3ZI）在3Z型行星齒輪傳動中，較常見的傳動型式有如下三種。（1）3ZI 具有雙齒圈行星輪的3Z型行星齒輪傳動。它的結構特點是：內齒輪b固定，而旋轉的中心輪a和e分別與行星輪c和d相嚙合。在各種機械傳動種，它已獲得廣泛的應用。3Z（I）型較合理的傳動比范圍為20300，其傳動效率為0.80.9。（2）3Z（II） 具有單齒圈行星輪c的3Z型行星齒輪傳動。該3Z型行星輪的結構特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈c相嚙合；即內齒輪b固定，兩個旋轉的中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合。它是一種較新型的行星齒輪傳動，目前該項傳動新技術在我國的齒輪傳動中已日益廣泛應用。其合理的傳動比為50300，其傳動效率為0.700.84。（3）3Z（III）具有雙齒圈行星輪的3Z型行星齒輪傳動，它的結構特點：內齒輪e固定，兩個旋轉的中心輪a和b同時與行星輪c相嚙合，而另外一個行星輪d與固定內齒輪e相嚙合。它的傳動比范圍和傳動效率和3Z（I）型基本上相同。因此，在實際應用，一般很少采用3Z（III）型行星齒輪傳動。在此，應該指出的是：3Z型行星齒輪傳動用于短期間斷工作的機械傳動裝置中最為合理，它具有結構緊湊、傳動比大和傳動效率較高等特點。2.2.2.漸開線行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達50000kW，輸出轉矩已達。據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下。（1）標準劃、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種型式的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。（2）硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學處理。齒輪制造精度一般在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。（3）高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速氣輪機中已獲得日益廣泛得應用，其傳動功率也越來越大。（4）大規(guī)格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。綜上，本次我要設計的減速器以3級以下為好，否則，傳動效率會很低。通過對行星齒輪傳動的比較，選用2級級可以滿足傳動比14400的要求。所設計的減速器不僅要傳遞運動，且要傳遞動力，故只有3Z型滿足要求。在3Z型行星傳動中，3Z（I）型和3Z（II）型的特點基本一樣，而3Z（II）在具有它們的優(yōu)點同時，還較它們安裝要方便，所以選擇3Z（II）型。3Z（II）合理的傳動比范圍為64300，那么只能選用2級傳動。最后，傳動方案為：3Z（II）2級行星齒輪傳動。其傳動簡圖如圖4所示第3章 設計計算3.1.設計任務設計一個齒輪傳動減速器。原始條件和數(shù)據(jù)：已知該傳動的輸出轉矩T2000，輸入轉速，傳動比；且要求該齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小。3.2. 題目分析短期間斷、傳動比大、結構緊湊和外廓尺寸較小。擬定的設計方案如下圖：圖4 減速器設計方案（二級3Z（II）行星齒輪傳動）3.3 傳動比分配傳動系統(tǒng)的運動學和動力學計算設計內容計 算 及 說 明結 果1.計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比（2）分配傳動裝置各級傳動比2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速（2）各軸輸入功率（3）各軸輸入轉矩總傳動比 按平均分配的原則分配傳動比，則，則 軸 r/min 軸 r/minIII 輸出功率P 則III軸II 軸I軸上式中，和分別為二級3Z（II）行星齒輪傳動高速級和低速級的傳動效率，根據(jù)文獻【1】表24可查得和的值。III軸 軸 I 軸 Nmi14400120120120r/min 1r/min0.52.70kw2.19kw1.75kw3.4.傳動零件的設計1、配齒計算A、低速級B、高速級2、初步計算齒輪的主要參數(shù)A、低速級B、高速級3、嚙合參數(shù)計算（低速級和高速級的嚙合參數(shù)相等）（1） 中心距計算（2） 變動系數(shù)計算（3） 嚙合角計算（4） 變位系數(shù)和計算（5）齒頂高計算（6）重合度計算（7）各齒輪的變位系數(shù)計算1） ac齒輪副2）bc齒輪副3）ec齒輪副4、齒輪幾何尺寸計算（高速級和低速級齒輪的幾何參數(shù)相等）（1）變位系數(shù)（2）分度圓直徑（3）基圓直徑（4）節(jié)圓直徑（5）齒頂圓直徑a）外嚙合b）內嚙合（6）齒根圓直徑a）外嚙合b）內嚙合c）的計算5、裝配條件的驗算（高速級和低速級裝配條件的驗算結果相同）（1）鄰接條件（2）同心條件（3）安裝條件6、傳動效率計算（高速級和低速級的傳動效率相等）7、結構設計（高速級和低速級的結構相同）8齒輪強度驗算A、低速級（1）ac齒輪副1）名義切向力2）有關系數(shù)a使用系數(shù)b動載荷系數(shù)c 齒向載荷分布系數(shù)d齒間載荷分配系數(shù)d 行星輪間載荷分配系數(shù)e 齒形系數(shù)g應力修正系數(shù)h重合度系數(shù)i 螺旋角系數(shù)3）計算齒根彎曲應力4）計算許用齒根應力（2）bc齒輪副（3）ec齒輪副B、高速級ac齒輪副1）不同的條件a 名義切向力b 動載荷系數(shù)c計算齒根彎曲應力d 計算許用齒根應力bc齒輪副ec齒輪副8、第一級輸出軸和第二級輸入軸之間的連接（1）連接方式選擇（2）齒輪傳動設計（3）校核齒根彎曲強度a) 復合齒形系數(shù)b) 確定許用彎曲應力c) 式中已知d) 校核計算據(jù)3Z（II）行星傳動比值和按其配齒計算文獻【1】公式（365）（368）可求得內齒輪b、e和行星輪c得齒數(shù)、和?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動得外廓尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數(shù)15和行星輪數(shù)目3。為了使內齒輪b與e的齒數(shù)差盡可能的小，即應取3。再將、和值代入文獻【1】公式（365），則得內齒輪b得齒數(shù)為 66內齒輪e的齒數(shù)為 66369因691554為偶數(shù)，則0.5（6915）126再按文獻【1】公式（362）驗算其實際的傳動比124.2其傳動誤差故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動實際的傳動比124.2。最后確定該行星傳動各輪的齒數(shù)15、66、69和26。其配齒計算過程同上，配齒結果：15、66、69和26。齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度5862HRC，據(jù)【1】圖612和圖627，取和，中心輪a和行星輪c的加工精度6級；內齒輪b和e均采用42CrMo，調質硬度217259HB，據(jù)文獻【1】圖611和圖626，取和，內齒輪b和e的加工精度7級。按彎曲強度的初算公式文獻【1】式（650）計算齒輪的模數(shù)m為現(xiàn)已知，。小齒輪名義轉矩；取算式系數(shù)12.1；按文獻【1】表67取使用系數(shù)1.5；按文獻【1】表64取綜合系數(shù)；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式文獻【1】（712）可得；由文獻【1】圖622查得齒形系數(shù)；由文獻【1】表66查得齒寬系數(shù)。則得齒輪模數(shù)m為1.322 （mm）取齒輪模數(shù)m2mm。齒輪選材相同，即中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火；內齒輪b和e均采用42CrMo，調質處理。同樣，按彎曲強度的初算公式文獻【1】公式（650）計算齒輪的模數(shù)m。已知條件中只有不同，小齒輪名義轉矩。得：0.290.4 （mm）因為齒輪低速級的外形尺寸要比高速級大，而下面的計算表示低速級總體尺寸不大，為了制造加工方便，高速級模數(shù)m取值m2mm 在三個嚙合副ac、bc和ec中，其標準中心距a為 由此可見，三個齒輪副得標準中心距均不相等，且。因此，改行星傳動不能滿足非變位得同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定得傳動比得要求，又能滿足嚙合傳動得同心條件，即應使各齒輪副得嚙合中心距a和相等，則必須對該3z（II）型行星傳動進行角度變位。根據(jù)各標準中心距之間得關系，現(xiàn)取其嚙合中心距43mm作為各齒輪副的公用中心距值。已知，和，m2mm，43mm及壓力角a，按文獻【1】公式（419）（422）計算該3z（II）型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)。對各齒輪副的嚙合參數(shù)的計算結果如下：中心距變動系數(shù) ；ac：1bc：1.5ec：0嚙合角；變位系數(shù)和 ； 1.2125 1.8031 0齒頂高變位系數(shù)； 0.2125 0.3031 0重合度 1.4016 1.480 1.7374在ac副中，由于中心輪a的齒數(shù)15 34和中心距。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應采用角度變位的正變動，即 當齒頂高系數(shù)1，壓力角，避免根切的最小變位系數(shù)為 按文獻【1】公式（438）可求得中心輪a的變位系數(shù)為 0.5521 =0.1176按【1】公式（439）可得行星c的變位系數(shù)為 1.21250.5521 0.6604在bc齒輪副中，26 17，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即。 現(xiàn)已知其變位系數(shù)和1.8031和0.6604，則可得內齒輪b得變位系數(shù)為1.8031+0.6604=2.4635。 在ec齒輪副中，和。由此可知，該齒輪副得變位目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式應采用高度變位，即。即可得內齒輪e得變位系數(shù)對于3Z（II）型行星齒輪傳動可按如下的計算公式進行幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸計算結果如下：（單位：mm）變位系數(shù)x ：，ac：，；bc：，；ec：，分度圓直徑d：，ac：，；bc：，；ec：，基圓直徑：， ac：，； bc：，； ec：，節(jié)圓直徑：， ac：，54.5366； bc：55.9000，141.9000； ec：52，138齒頂圓直徑： 外嚙合： ac齒輪副：35.3584 57.4292 內嚙合： bc齒輪副：58.6416 58.64160.1328 58.5088 136.6416 內嚙合： ec齒輪副：58.641658.5088 136.6416齒根圓直徑 外嚙合： ac齒輪副：27.2084 49.6416 內嚙合： 用插齒加工： bc齒輪副：49.6416 144.7228 ec齒輪副：49.6416 145.4136關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算。已知模數(shù)m2mm，插齒刀齒數(shù)25，齒頂高系數(shù)1.25，變?yōu)橄禂?shù)0（中等摩損程度）。試求被插制內齒輪的齒根圓直徑。齒根圓直徑按下式計算，即 式中 插齒刀的齒頂圓直徑； 插齒刀與被加工內齒輪的中心距?，F(xiàn)對內嚙合齒輪副bc和ec分別計算如下：（1） bc內齒輪合齒輪副 0.058643查文獻【1】表46得 加工中心距按文獻【1】公式（101）計算內齒輪b齒根圓直徑為：55144.7228mm（2） ec內嚙合齒輪齒輪副同上， 0.025830由文獻【1】表46查得查 加工中心距按文獻【1】公式（101）計算內齒輪b齒根圓直徑為：55145.4136mm對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件。（1） 鄰接條件 按【1】公式（37）驗算其鄰接條件，即 將已知的、和值代入上式，則得57.4292 即滿足鄰接條件。（2） 同心條件 按文獻【1】公式（315）驗算3Z（II）型行星傳動得同心條件，即 各齒輪副得嚙合角為 、和；且知、和。代入上式，即得即滿足同心條件。（3） 安裝條件 按文獻【1】公式（325）驗算其安裝條件，即得 所以，滿足其安裝條件。由上述得幾何尺寸計算結果可知，內齒輪b得節(jié)圓直徑141.9mm大于內齒輪e得節(jié)圓直徑，即，故該3Z（II）行星傳動得傳動效率可采用文獻【1】表52中的公式（1）進行計算，即 已知124.2和p4.4其嚙合損失系數(shù) 取齒輪的嚙合摩擦因數(shù)0.1，且將、和代入上式，可得 即有所以，其傳動效率為可見，該行星齒輪傳動得傳動效率可以滿足短期間斷工作方式得使用要求。根據(jù)3Z（II）型行星傳動得工作特點、傳遞效率的大小和轉速的高低等情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中心輪（太陽輪）a的結構，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結構型式；即將太陽輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率P和轉速n初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊?，在滿足使用條件要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。內齒輪b采用銷將內齒輪b與箱體的端蓋連接起來，從而可以將其固定。內齒輪e采用了將其與輸出軸連成一體的結構。行星輪c采用帶有內孔的結構，它的齒寬b應當加大；以保證該行星輪c與中心輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和e相嚙合。在每個行星輪的內孔中，可安裝兩個滾動軸承來支撐著。而行星輪軸在安裝到轉臂x的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。由于該3Z（II）型行星傳動的轉臂x不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構件；而且還具有3個行星輪。因此，其轉臂x采用了雙側板整體式的結構型式（參照文獻【1】圖917）。該轉臂x可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。轉臂x上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差可按文獻【1】公式（91）計算?，F(xiàn)可知嚙合中心距，則得取各行星輪軸孔的孔距相對偏差可按【1】公式（92）計算，即 0.01970.0295（mm）取0.0246mm轉臂x的偏心誤差約為孔距相對偏差的，即 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸的計算，驗算其裝配條件，且進行了結構設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結構圖（裝配圖）。由于3Z（II）型行星齒輪傳動具有短期間斷的工作特點，且具有結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需要按其齒根彎曲應力的強度計算公式文獻【1】式（672）進行校核計算，即首先按公式【1】（669）計算齒輪的齒根應力，即 其中，齒根應力的基本值可按文獻【1】式（670）計算，即許用齒根應力可按文獻【1】式（671）計算，即 現(xiàn)將該3Z（II）行星傳動按照三個齒輪副ac、bc和ec分別驗算如下。1 ac齒輪副（1） 名義切向力中心輪a的切向力可按公式（632）計算；已知，和mm。則得（2） 有關系數(shù)a 使用系數(shù)使用系數(shù)按中等沖擊查文獻【1】表67得1.5。b 動載荷系數(shù)現(xiàn)按文獻【1】公式（657）計算輪a相對轉臂x得速度，即其中 所以已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C6；再按文獻【1】公式（658）計算動載荷系數(shù)，即式中則得中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)1.03c 齒向載荷分布系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)可按文獻【1】公式（660）計算，則由文獻【1】圖67（b）得由文獻【1】圖68得1.3，代入上式，則得 1（1.31）0.851.255d齒間載荷分配系數(shù)。齒間載荷分配系數(shù)由文獻【1】表69可查得 1.1e行星輪間載荷分配系數(shù)。行星輪間載荷分配系數(shù)按文獻【1】公式（712）計算 已取1.2，則得f齒形系數(shù)。齒形系數(shù)由文獻【1】圖622查得 g應力修正系數(shù)。應力修正系數(shù)由文獻【1】圖624查得 h重合度系數(shù)。重合度系數(shù)可按【1】公式（675）計算，即i 螺旋角系數(shù)。螺旋角系數(shù)由文獻【1】圖625得1因行星輪c不僅與中心輪a嚙合，且同時與內齒輪b與e相嚙合，故取齒寬60mm。（3） 計算齒根彎曲應力。按文獻【1】公式（669）計算齒根彎曲應力即30.8（） 30.8（）取彎曲應力31（4） 計算許用齒根應力按文獻【1】公式（671）計算許用齒根應力，則已知齒根彎曲疲勞極限340。由文獻【1】表611查得最小安全系數(shù)1.6。式中各系數(shù)、和取值如下。應力系數(shù)，按所給定的區(qū)域圖取時，取2。壽命系數(shù)按文獻【1】表616中的（4）式計算，即 式中應力循環(huán)次數(shù)按文獻【1】表613中的相應公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 則得 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻【1】圖633查得1。相對齒根表面狀況系數(shù)按文獻【1】表618中對應公式計算，即取齒根表面微觀不平度12.5，代入上式得 尺寸系數(shù)按文獻【1】表61中對應的公式計算，即 1.03代入文獻公式【1】（671）可得許用齒根應力為 因齒根應力小于許用齒根應力，即。所以，ac齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。（2）bc齒輪副在內齒輪副bc中只需要校核內齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按文獻【1】公式（669）計算其齒根彎曲應力及按文獻【1】公式（671）計算許用齒根應力。已知66，。仿上，通過查表或采用相應的公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數(shù)1.04，1，1.1，1.3，1.98，2.50，0.75，1.11，1和1。代入上式則得30.6取可見，故bc齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。（3）ec齒輪副仿上，ec只需要校核內齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按文獻【1】公式（669）計算和按文獻【1】公式（671）計算。仿上，與內齒輪b不同的系數(shù)為1和0.68。代入上式，則得21.3（）因 取 可見，故ec齒輪副滿足彎曲強度條件。不同的條件a 名義切向力為b 動載荷系數(shù)現(xiàn)按文獻【1】公式（657）計算輪a相對轉臂x得速度，即其中 所以已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C6；再按【1】公式（658）計算動載荷系數(shù)，即式中則得中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)1.02c 計算齒根彎曲應力。按文獻【1】公式（669）計算齒根彎曲應力即0.25（） 0.25（）取彎曲應力1d 計算許用齒根應力按文獻【1】公式（671）計算許用齒根應力，則已知齒根彎曲疲勞極限340。由文獻【1】表611查得最小安全系數(shù)1.6。式中各系數(shù)、和取值如下。應力系數(shù)，按所給定的區(qū)域圖取時，取2。壽命系數(shù)按文獻【1】表616中的（4）式計算，即 式中應力循環(huán)次數(shù)按文獻【1】表613中的相應公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 則得 齒根圓角敏感系數(shù)按文獻【1】圖633查得1。相對齒根表面狀況系數(shù)按文獻【1】表618中對應公式計算，即取齒根表面微觀不平度12.5，代入上式得 尺寸系數(shù)按文獻【1】表61中對應的公式計算，即 1.03代入公式文獻【1】（671）可得許用齒根應力為 因齒根應力小于許用齒根應力，即。所以，ac齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。仿上，1.04，1，1.1，1.3，1.98，2.50，0.75，1.11，0.98和1。代入上式則得0.34取可見，故bc齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。仿上，1.05。 0.35取可見，故bc齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。因為第一級輸出軸直徑為60mm，第二級輸入軸直徑為20mm，而且，都