減速機(jī)-行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)【含CAD圖紙+文檔】
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畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)
學(xué) 號(hào)：
11130306
姓 名：
謝恒聰
專(zhuān) 業(yè)：
機(jī)械工程
系 別：
指導(dǎo)教師：
董衍善
教授
二○一五年六月
摘 要
本文完成了對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。該減速器具有較小的傳動(dòng)比，而且，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng)、噪聲低的特點(diǎn)。
首先簡(jiǎn)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(shì)，然后比較了各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動(dòng)的基本類(lèi)型。論文主體部分是對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件包括太陽(yáng)輪、行星輪、內(nèi)齒圈及轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)計(jì)算，通過(guò)所給的輸入功率、傳動(dòng)比、輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對(duì)其進(jìn)行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算和主要零部件的強(qiáng)度校核計(jì)算。最后對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了總結(jié)，基本上完成了對(duì)該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞：行星齒輪；傳動(dòng)機(jī)構(gòu)；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；校核計(jì)算
i
ABSTRACT
This paper completed the structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics.
Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer.
KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculation
iv
目 錄
摘 要 i
ABSTRACT ii
目 錄 iii
1 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀 1
1.3行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì) 2
1.4論文的基本內(nèi)容 2
2總體方案設(shè)計(jì) 3
2.1設(shè)計(jì)要求 3
2.2總體方案選擇 3
2.2.1行星機(jī)構(gòu)的類(lèi)型及特點(diǎn) 3
2.2.2確定行星齒輪傳動(dòng)類(lèi)型 5
3齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 6
3.1配齒計(jì)算 6
3.2初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 7
3.2.1計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù)m 7
3.2.2計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù)m 7
3.3嚙合參數(shù)計(jì)算 8
3.3.1高速級(jí) 8
3.3.2低速級(jí) 8
3.3.3高速級(jí)變位系數(shù) 9
3.3.4低速級(jí)變位系數(shù) 9
3.4幾何尺寸的計(jì)算 9
3.4.1 高速級(jí) 9
3.4.2 低速級(jí)： 10
3.4.3插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算 10
3.5裝配條件的驗(yàn)算 11
3.5.1鄰接條件 11
3.5.2同心條件 11
3.5.3安裝條件 12
3.6傳動(dòng)效率的計(jì)算 12
3.6.1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定 12
3.6.2低速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定 13
3.7齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 14
3.7.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 14
3.7.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 16
3.7.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 18
3.7.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 18
3.7.5低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 20
3.7.6低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 22
4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 23
4.1 行星軸設(shè)計(jì) 23
4.1.1初算軸的最小直徑 23
4.1.2選擇行星輪軸軸承 24
4.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 25
4.2.1 輸入軸設(shè)計(jì) 25
4.2.2 輸出軸設(shè)計(jì) 26
5轉(zhuǎn)臂、箱體及附件的設(shè)計(jì) 28
5.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì) 28
5.1.1轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)方案 28
5.1.2轉(zhuǎn)臂制造精度 29
5.2 箱體的設(shè)計(jì) 31
5.3其他附件的選用 33
5.3.1標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用 33
5.3.2密封和潤(rùn)滑 33
結(jié)論 34
致 謝 35
參考文獻(xiàn) 36
附錄 一 37
附錄 二 38
北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
1 緒論
1.1研究背景及意義
行星齒輪傳動(dòng)在我國(guó)已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自20世紀(jì)60年代以來(lái)，我國(guó)才開(kāi)始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無(wú)論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來(lái)，尤其是我國(guó)改革開(kāi)放以來(lái)，隨著我國(guó)科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國(guó)已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過(guò)我國(guó)機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開(kāi)拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國(guó)的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展[1]。
本課題通過(guò)對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和裝配尺寸，并對(duì)涉及結(jié)果進(jìn)行參數(shù)化分析，為行星齒輪減速器產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)和性能評(píng)價(jià)實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)模化生產(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。通過(guò)本設(shè)計(jì)，要能弄懂該減速器的傳動(dòng)原理，達(dá)到對(duì)所學(xué)知識(shí)的復(fù)習(xí)與鞏固，從而在以后的工作中能解決類(lèi)似的問(wèn)題。
1.2行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀
我國(guó)的低速重載齒輪技術(shù)，特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測(cè)繪仿制等階段，從無(wú)到有逐步發(fā)展起來(lái)。除了摸索掌握制造技術(shù)外，在20世紀(jì)80年代末至90年代初推廣硬齒面技術(shù)過(guò)程中，我們還作了解決“斷軸”、“選用”等一系列有意義的工作。
（1）漸開(kāi)線行星齒輪效率的研究
行星齒輪傳動(dòng)的效率作為評(píng)價(jià)器傳動(dòng)性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一，國(guó)內(nèi)外有許多學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了系統(tǒng)的研究?，F(xiàn)在，計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)效率的方法很多，國(guó)內(nèi)外學(xué)者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動(dòng)效率的計(jì)算方法，在設(shè)計(jì)計(jì)算中，較常用的計(jì)算方有3種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動(dòng)比法（克萊依涅斯法），其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來(lái)計(jì)算普通的2K2H和3K型行星齒輪的效率十分方便。
（2）漸開(kāi)線行星齒輪均載分析的研究現(xiàn)狀
行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn)。這些都是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)行星輪的傳動(dòng)方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個(gè)行星輪來(lái)分擔(dān)載荷，形成功率流，并合理的采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng)，從而使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn)。為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問(wèn)題就成了一個(gè)十分重要的課題。在結(jié)構(gòu)方面，起初人們只努力地提高齒輪的加工精度，從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難。后來(lái)通過(guò)時(shí)間采取了對(duì)行星齒輪的基本構(gòu)件徑向不加限制的專(zhuān)門(mén)措施和其它可自動(dòng)調(diào)位的方法。
1.3行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì)
隨著我國(guó)市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的推進(jìn)，“九五”期間，齒輪行業(yè)的專(zhuān)業(yè)化生產(chǎn)水平有了明顯提高，如一汽、二汽等大型企業(yè)集團(tuán)的齒輪變速箱廠、車(chē)轎廠，通過(guò)企業(yè)改組、改制，改為相對(duì)獨(dú)立的專(zhuān)業(yè)廠，參與市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)；隨著軍工轉(zhuǎn)民用，農(nóng)機(jī)齒輪企業(yè)轉(zhuǎn)加工非農(nóng)用齒輪產(chǎn)品，調(diào)整了企業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)；私有企業(yè)的堀起，中外合資企業(yè)的涌現(xiàn)，齒輪行業(yè)的整體結(jié)構(gòu)得到優(yōu)化，行業(yè)實(shí)力增強(qiáng)，技術(shù)進(jìn)步加快。
當(dāng)今世界各國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是向六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動(dòng)效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。
減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工業(yè)水平，因此，開(kāi)拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國(guó)有廣闊的前景。
1.4論文的基本內(nèi)容
（1）選擇傳動(dòng)方案。傳動(dòng)方案的確定包括傳動(dòng)比的確定和傳動(dòng)類(lèi)型的確定。
（2）設(shè)計(jì)計(jì)算及校核。傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，都大致包括：選擇傳動(dòng)方案、傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸承的選型與壽命計(jì)算、鍵的選擇與強(qiáng)度計(jì)算、箱體的設(shè)計(jì)、潤(rùn)滑與密封的選擇等。
在對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)給定的減速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，通過(guò)CAD繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對(duì)其進(jìn)行分析。
38
2 總體方案設(shè)計(jì)
2.1設(shè)計(jì)要求
試為某機(jī)械裝置設(shè)計(jì)一個(gè)行星齒輪減速器，已知該行星齒輪減速器的要求輸入功率為 750kW，輸入轉(zhuǎn)速1200rpm，傳動(dòng)比為35.5,允許傳動(dòng)比偏差最大為0.1,每天工作16小時(shí)，設(shè)計(jì)壽命為2年；且要求該行星齒輪減速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和 傳動(dòng)效率高。
2.2總體方案選擇
2.2.1行星機(jī)構(gòu)的類(lèi)型及特點(diǎn)
行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較，它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)如下：
（1）體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的（即在承受相同的載荷條件下）。
（2）傳動(dòng)效率高。在傳動(dòng)類(lèi)型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達(dá)0.97~0，99。
（3）傳動(dòng)比較大?？梢詫?shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解。只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動(dòng)的類(lèi)型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比。在僅作為傳遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中，其傳動(dòng)比可達(dá)到幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動(dòng)在其傳動(dòng)比很大時(shí)，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點(diǎn)。
（4）運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)。由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周?chē)?，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時(shí)，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)，工作較可靠。
最常見(jiàn)的行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是NGW型行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動(dòng)的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等類(lèi)型。按基本結(jié)構(gòu)的組成情況不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等類(lèi)型。
行星齒輪傳動(dòng)最顯著的特點(diǎn)是：在傳遞動(dòng)力時(shí)它可進(jìn)行功率分流；同時(shí)，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設(shè)置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來(lái)代替普通齒輪傳動(dòng)，而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對(duì)于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī)、起重運(yùn)輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝置以及需要變速器的汽車(chē)和坦克等車(chē)輛的齒輪傳動(dòng)裝置，行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來(lái)越廣泛的應(yīng)用，表2-1列出了常用行星齒輪傳動(dòng)的型式及特點(diǎn)：
表2-1常用行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類(lèi)型及其特點(diǎn)
傳動(dòng)
形式
簡(jiǎn)圖
性能參數(shù)
特點(diǎn)
傳動(dòng)比
效率
最大功率/kW
NGW（2Z-X
負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）
=1.13~13.7推薦2.8~9
0.97~0.99
不限
效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個(gè)工作條件，在機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣。單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小，耳機(jī)和三級(jí)傳動(dòng)均廣泛應(yīng)用
NW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）
=1~50推薦7~21
效率高，徑向尺寸比NGW型小，傳動(dòng)比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復(fù)雜，故||7時(shí)不宜采用
NN（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）
推薦值：
=8~30
效率較低，一般為0.7～0.8
40
傳動(dòng)比打，效率較低，適用于短期工作傳動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂X從動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)比||大于某一值后，機(jī)構(gòu)將發(fā)生自鎖
WW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）
=1.2~數(shù)千
||=1.2~5時(shí)，效率可達(dá)0.9~0.7，>5以后.隨||增加徒降
20
傳動(dòng)比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動(dòng)力傳動(dòng)。運(yùn)動(dòng)精度低也不用于分度機(jī)構(gòu)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂X從動(dòng)時(shí)，||從某一數(shù)值起會(huì)發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動(dòng)比取值為=1.8~3，最佳值為2，此時(shí)效率可達(dá)0.9
NGW（Ⅰ）型（3Z）
小功率傳動(dòng)500；推薦：=20~100
0.8~0.9隨增加而下降
短期工作120，長(zhǎng)期工作10
結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，傳動(dòng)比范圍大，但效率低于NGW型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪A輸出，當(dāng)||大于某一數(shù)值時(shí)會(huì)發(fā)生自鎖
NGWN（Ⅱ）型（3Z）
=60~500推薦：=64~300
0.7~0.84隨增加而下降
短期工作120，長(zhǎng)期工作10
結(jié)構(gòu)更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動(dòng)方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動(dòng)自鎖情況同上
2.2.2確定行星齒輪傳動(dòng)類(lèi)型
根據(jù)上述設(shè)計(jì)要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動(dòng)比較大、工作環(huán)境惡劣等特點(diǎn)。故采用雙級(jí)行星齒輪傳動(dòng)。2X-A型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)。選用由兩個(gè)2X-A型行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的雙級(jí)行星齒輪減速器較為合理，名義傳動(dòng)比可分為,進(jìn)行傳動(dòng)。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖2-1所示：
圖2-1 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖
3 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1配齒計(jì)算
根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動(dòng)比的值和按其配齒計(jì)算公式，可得第一級(jí)傳動(dòng)的內(nèi)齒輪,行星齒輪的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸，故選取第一級(jí)中心齒輪數(shù)為17和行星齒輪數(shù)為。根據(jù)內(nèi)齒輪
對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整后，此時(shí)實(shí)際的P值與給定的P值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為
＝＋＝7.0588
其傳動(dòng)比誤差＝＝＝5℅
根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為
所求得的適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動(dòng)。再考慮到其安裝條件為：
＝ C ＝40
第二級(jí)傳動(dòng)比為5，選擇中心齒輪數(shù)為23和行星齒輪數(shù)目為3，根據(jù)內(nèi)齒輪zb1＝,＝＝92再考慮到其安裝條件，選擇的齒數(shù)為91
根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為
＝﹙－﹚／2＝34
實(shí)際傳動(dòng)比為 ＝＋＝4.957
其傳動(dòng)比誤差 ＝＝8﹪
3.2初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù)
齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪A1和中心齒輪A2，以及行星齒輪C1和C2均采用20CrMnTi,這種材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨的齒輪及齒面較寬的齒輪,故且滿足需要。齒面硬度為58-62HRC，根據(jù)圖二可知，取=1400,=340,中心齒輪加工精度為六級(jí)，高速級(jí)與低速級(jí)的內(nèi)齒輪均采用42CrMo,這種材料經(jīng)過(guò)正火和調(diào)質(zhì)處理，以獲得相當(dāng)?shù)膹?qiáng)度和硬度等力學(xué)性能。調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取=780,=420輪B1和B2的加工精度為7級(jí)。
3.2.1計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù)m
按彎曲強(qiáng)度的初算公式，為
現(xiàn)已知＝17,=340
中心齒輪a1的名義轉(zhuǎn)矩為
取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8;取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)；則所得的模數(shù)m為
8.13
取齒輪模數(shù)為
3.2.2計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù)m
按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計(jì)低速級(jí)齒輪的模數(shù)m為
現(xiàn)已知＝23，=420。中心齒輪a2的名義轉(zhuǎn)矩 =
取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8;取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)；則所得的模數(shù)為
11.97mm
取齒輪模數(shù)為
3.3嚙合參數(shù)計(jì)算
3.3.1高速級(jí)
在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a1為
3.3.2低速級(jí)
在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a2為
由此可見(jiàn)，高速級(jí)和低速級(jí)的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等。因此該行星齒輪傳動(dòng)滿足非變位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動(dòng)中，采用高度變位可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量[2]；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。
由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位，大齒輪采用負(fù)變位。內(nèi)齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即，型的傳動(dòng)中，當(dāng)傳動(dòng)比時(shí)，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為。
3.3.3高速級(jí)變位系數(shù)
確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為，根據(jù)表選擇變位系數(shù)
3.3.4低速級(jí)變位系數(shù)
因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)
3.4幾何尺寸的計(jì)算
對(duì)于雙級(jí)的型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果如下表：
3.4.1 高速級(jí)
項(xiàng)目
計(jì)算公式
齒輪副
齒輪副
分度圓直徑
基圓直徑
頂圓
直徑
外嚙合
內(nèi)嚙
合
齒根圓直徑
外嚙合
內(nèi)嚙
合
3.4.2 低速級(jí)
項(xiàng)目
計(jì)算公式
齒輪副
齒輪副
分度圓直徑
基圓直徑
齒頂圓
直徑
外嚙合
內(nèi)嚙
合
齒根圓直徑
外嚙合
內(nèi)嚙
合
3.4.3插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算
已知模數(shù)，盤(pán)形直齒插齒刀的齒數(shù)為18，變位系數(shù)為，試求被插齒的內(nèi)齒輪，的齒圓直徑。
齒根圓直徑按下式計(jì)算，即
——插齒刀的齒頂圓直徑
——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距
高速級(jí)：
低速級(jí)：選擇模數(shù)，盤(pán)形直齒插齒刀的齒數(shù)為17
﹙填入表格﹚
3.5裝配條件的驗(yàn)算
對(duì)于所設(shè)計(jì)的雙級(jí)2X-A型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件
3.5.1鄰接條件
按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即
已知高速級(jí)的，和代入上式，則得
滿足鄰接條件
將低速級(jí)的，和代入，則得
滿足鄰接條件
3.5.2同心條件
按公式對(duì)于高度變位有
已知高速級(jí)， 滿足公式則滿足同心條件。
已知低速級(jí)， 也滿足公式則滿足同心條件。
3.5.3安裝條件
按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得
（高速級(jí)滿足裝配條件）
（低速級(jí)滿足裝配條件）
3.6傳動(dòng)效率的計(jì)算
雙級(jí)2X-A型的基本行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的，故傳動(dòng)效率為
由表可得:
3.6.1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定
在轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中，其損失系數(shù)等于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和即:
其中
——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失
——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失
可按公式計(jì)算即
高速級(jí)的外嚙合中重合度=1.584,則得:
式中——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)
——齒輪副中大齒輪的齒數(shù)
——嚙合摩擦系數(shù)，取0.2
=0.041
內(nèi)外嚙合中重合度=1.864,則得
=0.0080
即得 =0.041+0.008=0.049,
3.6.2低速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定
外嚙合中重合度=1.627
==0.037
內(nèi)嚙合中重合度=1.858
=0.019
即得
=0.037+0.019=0.056,
則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為:
==
傳動(dòng)效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。
3.7齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算
校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算，大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大值均小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即
3.7.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核
考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)，原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊[8]。故選為1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊[9]。故選為1.8
（1）動(dòng)載荷系數(shù)
考慮齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)輪齒內(nèi)部附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.108
（2）齒向載荷分布系數(shù)
考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，該系數(shù)主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關(guān)。
查表可得，
則
（3）齒間載荷分配系數(shù)、
齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關(guān)。查表可得=1 ，=1
（4）行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù)
考慮在各個(gè)行星齒輪間載荷分配不均勻?qū)X接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取 =1.4
（5）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。
根據(jù)，取為2.495
（6）彈性系數(shù)
考慮材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80
（7）重合度系數(shù)
考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系：
，故取0.897
（8）螺旋角系數(shù)
考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。
，取為1
（9）最小安全系數(shù)，
考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應(yīng)根據(jù)重要程度，使用場(chǎng)合等。取=1
（10）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)
考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí)，它與一對(duì)相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑有關(guān)。
取=1.039，=1.085
（11）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，，
齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.991
（12）齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)
考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)調(diào)質(zhì)剛的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選=1，=1
根據(jù)公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力[10]，即：
中心齒輪a1的=1422
行星齒輪c1的=1486
外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中，
經(jīng)計(jì)算可得
則， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。
3.7.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核
（1）名義切向力
已知，=3和=153mm,則得
使用系數(shù)，和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。
（2）齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即
由圖可知=1，，則=1.311
（3）齒間載荷分配系數(shù)
齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.1
（4）行星齒輪間載荷分配系數(shù)
行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算
（5）齒形系數(shù)
查表可得，=2.421, =2.656
（6）應(yīng)力修正系數(shù)
查表可得=1.684, =1.577
（7）重合度系數(shù)
查表可得
（8）螺旋角系數(shù)
（9）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力
=187
=189
（10）計(jì)算許用齒根應(yīng)力
已知齒根彎曲疲勞極限=400
查得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，，，和取值如下：
查表=2，==1
查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，
相對(duì)齒根表面狀況系=1.043
=1.043
許用應(yīng)力694,
因此；， a-c滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。
3.7.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核
高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似。
選擇=1.272，=1.189, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1
計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為
=1677
計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力
=641
而==396
則641 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。
3.7.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核
（1）選擇使用系數(shù)
原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選為1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊。故選為1.8
（2）動(dòng)載荷系數(shù)
（3）齒向載荷分布系數(shù)
=1.229
（4）齒間載荷分配系數(shù)、
查表可得=1.021 =1.021
（5）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
取=2.495
（6）彈性系數(shù)
考慮材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80
（7）重合度系數(shù)
考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)
，故取0.889
（8）螺旋角系數(shù)
考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1
計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力代人參數(shù)
=1451
（9）最小安全系數(shù)，
取=1
（10）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)
取=1.116，=1.117
（11）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，，
齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.958, =0.996
（12）齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)
選=1，=1
計(jì)算許用接觸應(yīng)力
=1770 ﹙中心齒輪a2﹚=1525 ﹙行星齒輪c2﹚
接觸強(qiáng)度校核：1451﹤﹙滿足接觸強(qiáng)度校核﹚
3.7.5低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核
（1）名義切向力
已知，=3和=276mm,則得
使用系數(shù)，和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。
（2）齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即
由圖可知=1，，則=1.229
（3）齒間載荷分配系數(shù)
齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.021
（4）行星齒輪間載荷分配系數(shù)
行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算
（5）齒形系數(shù)
查表可得，=2.531, =2.584
（6）應(yīng)力修正系數(shù)
查表可得=1.630, =1.590
（7）重合度系數(shù)
查表可得
（8）螺旋角系數(shù)
（9）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力
=396
=394
（10）計(jì)算許用齒根應(yīng)力
已知齒根彎曲疲勞極限=400
查得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，，，和取值如下
查表=2，==1
查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，
相對(duì)齒根表面狀況系
=1.043
=1.043
許用應(yīng)力674,
因此；， a2-c2滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。
3.7.6低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核
低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似[11]。
選擇=1.051，=1.213,=189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844
=1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912,
=0.996,=0.992,=1.153, =1.153,=1,=1, =1
計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為
=1782
計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力：
=665
而==652
則652 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。
4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，行星軸固定在轉(zhuǎn)臂的行星輪軸孔中；輸出軸和轉(zhuǎn)臂通過(guò)鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi)，太陽(yáng)輪通過(guò)雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實(shí)現(xiàn)太陽(yáng)輪浮動(dòng)。太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理如圖4-1所示：
圖4-1 太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理
4.1 行星軸設(shè)計(jì)
4.1.1初算軸的最小直徑
在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，每個(gè)行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當(dāng)行星輪相對(duì)于轉(zhuǎn)臂對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，載荷則作用在軸跨距的中間。取行星輪與轉(zhuǎn)臂之間的間隙，則跨距長(zhǎng)度。當(dāng)行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的配合選為H7/h6時(shí)，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點(diǎn)梁。當(dāng)軸較短時(shí)，兩個(gè)軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認(rèn)為軸是沿著整個(gè)跨度承受均布載荷（見(jiàn)圖4-2）。
圖4-2 行星輪軸的載荷簡(jiǎn)圖
危險(xiǎn)截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩
N.m=1538N.m
行星輪軸采用40Cr鋼,調(diào)質(zhì)MPa，考慮到可能的沖擊振動(dòng)，取安全系數(shù);則許用彎曲應(yīng)力MPa=176MPa,故行星輪軸直徑
取
其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。
4.1.2選擇行星輪軸軸承
在行星輪內(nèi)安裝兩個(gè)軸承，每個(gè)軸承上的徑向載荷
N=1614KN
在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，軸承外圈以轉(zhuǎn)速
=463.64
考慮到行星輪軸的直徑，以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承6010型，其參數(shù)為
kN kN （油?。?；
取載荷系數(shù)；
當(dāng)量動(dòng)載荷 N=137N;
軸承的壽命計(jì)算 h=7377h
校核行星輪輪緣厚度是否大于許用值：
= mm
式中 行星輪模數(shù)（mm）
mm
=35.712=12.5mm
滿足條件>。
4.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì)
輸入功率 轉(zhuǎn)速
輸出功率 輸出轉(zhuǎn)速
4.2.1 輸入軸設(shè)計(jì)
（1）初算軸的最小直徑
由下式
初步估算軸的最小直徑，選取軸材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表4-2查得。
表4-2 軸常用幾種材料的及值
軸的材料
Q235-A、20
Q275、
35（1Cr18Ni9Ti）
45
40Cr、35SiMn
38SiMnMo
/
15~25
20~35
25~45
35~55
149~126
135~112
126~103
112~97
查表取=112，得
輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開(kāi)有鍵槽，軸頸增大3%~5%。
故
其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。
（2）選擇輸入軸軸承
(1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
根據(jù)估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結(jié)構(gòu)尺寸可進(jìn)行草圖設(shè)計(jì)。該軸中間一段對(duì)稱(chēng)安裝一對(duì)深溝球軸承6224型，其尺寸為，可畫(huà)出輸入軸草圖（如附圖03）。
軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為
N N （油?。?
取載荷系數(shù) ；
當(dāng)量動(dòng)載荷 N=3873N;
軸承的壽命計(jì)算 h=1258h>700h
故該對(duì)軸承滿足壽命要求。
4.2.2 輸出軸設(shè)計(jì)
（1）初算軸的最小直徑
在三個(gè)行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，在輸出軸軸端安裝膜片盤(pán)式聯(lián)軸器時(shí)，則輸出軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)只承受轉(zhuǎn)矩。輸出軸選用42CrMo合金鋼，其許用剪切應(yīng)力MPa，即求出輸出軸伸出端直徑
（2）輸出軸的設(shè)計(jì)與校核
輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開(kāi)有鍵槽，軸頸增大3%~5%。
故
其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。
（3）選擇輸出軸軸承
由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出轉(zhuǎn)臂裝置的自重），所示軸承的尺寸應(yīng)由結(jié)構(gòu)要求來(lái)確定。
輸出軸端，軸頸mm。
由于結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，輸出軸軸承須兼作轉(zhuǎn)臂軸承。為了太陽(yáng)輪安裝方便，使太陽(yáng)輪能通過(guò)轉(zhuǎn)臂輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應(yīng)大于太陽(yáng)輪的齒頂圓直徑=17mm。
故按結(jié)構(gòu)要求選用特輕系列單列深溝球軸承6270型，其尺寸為，可畫(huà)出轉(zhuǎn)臂草圖（如附圖03）。
軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為
kN kN （油?。?；
取載荷系數(shù) ；
當(dāng)量動(dòng)載荷 N=5088N;
軸承的壽命計(jì)算
h=10938h>7000h
故該軸承滿足壽命要求。
（4）輸出軸上鍵的選擇及強(qiáng)度計(jì)算
平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。普通平鍵連接的強(qiáng)度條件按下式計(jì)算
式中 －轉(zhuǎn)矩，；
－軸頸，mm;
－鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處為鍵的高度，mm；
－鍵的工作長(zhǎng)度，mm,型鍵；型鍵；型鍵，其中為鍵的長(zhǎng)度，為鍵的寬度；
－許用擠壓應(yīng)力，，在這里鍵材料為45鋼。其許用擠壓應(yīng)力值按輕微沖擊算查相關(guān)資料的=100~120。
由前面計(jì)算知輸入轉(zhuǎn)矩KNm，
選用型鍵，其型號(hào)為，
將數(shù)值，，
鍵連接處的軸頸 =315mm代入式（3-2）得
=13.4<
故該鍵滿足強(qiáng)度要求。
5 轉(zhuǎn)臂、箱體及附件的設(shè)計(jì)
5.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)
5.1.1轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)方案
轉(zhuǎn)臂x是行星齒輪傳動(dòng)中的一個(gè)較重要的構(gòu)件。一個(gè)結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應(yīng)當(dāng)是外廓尺寸小，質(zhì)墾小，具有足夠的強(qiáng)度和剛度，動(dòng)平衡性好，能保證行星輪間的載荷分布均勻，而且應(yīng)具有良好的加工和裝配工藝。
目前，較常用的轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)有雙側(cè)板整體式、雙側(cè)板分開(kāi)式和單側(cè)板式三種類(lèi)型。
（1）雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂
在行星輪數(shù) 2的2Z-X型傳動(dòng)中，一般采用如圖3-16所示的雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。由于雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂的剛性較好，因此，它已獲得較廣泛的應(yīng)用。當(dāng)傳動(dòng)比(如2Z-X(A)的傳動(dòng)比>4)較大時(shí)，行星輪的軸承一般應(yīng)安裝在行星輪輪緣孔內(nèi)臂較合理。
對(duì)于尺寸較小的整體式轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)，可以采用整休鍛造毛坯來(lái)制造，但其切削加工量較大。因此，對(duì)于尺寸較大的整體式轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)，則可采用鑄造和焊接的方法，以獲得形狀和尺寸較接近于實(shí)際轉(zhuǎn)臂的毛坯。
圖5-1 雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂
（2）雙側(cè)板分開(kāi)式轉(zhuǎn)臂
雙側(cè)板分開(kāi)式轉(zhuǎn)臂(見(jiàn)圖5-1)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是將一塊側(cè)板裝配到另一塊側(cè)板上，故又稱(chēng)之為裝配式轉(zhuǎn)臂;其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。這主要與行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的安裝工藝有關(guān)。當(dāng)傳動(dòng)比較小，例如，2Z-X(A)型的傳動(dòng)比<4時(shí)，因行星輪的直徑較小，行星輪的軸承通常需要安裝在轉(zhuǎn)臂的側(cè)板孔內(nèi)。此時(shí)，采用雙側(cè)板分開(kāi)式的轉(zhuǎn)臂，可使其裝配較方便。
圖5-2 雙側(cè)板分開(kāi)式轉(zhuǎn)臂
（3）單側(cè)板式轉(zhuǎn)臂
由圖5-3可見(jiàn)，單側(cè)板式轉(zhuǎn)臂的結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單。但最明顯的缺點(diǎn)是其行星輪為懸臂布置，受力情況不好。轉(zhuǎn)臂x上安裝行星輪的軸應(yīng)按懸臂梁計(jì)算，軸徑d應(yīng)按彎曲強(qiáng)度和剛度確定。軸徑與轉(zhuǎn)臂x上軸孔之間的配合長(zhǎng)度，一般可按關(guān)系式選取。軸與孔應(yīng)采取過(guò)盈配合，如采取H和H的配合。
圖5-3 單側(cè)板式轉(zhuǎn)臂
綜上所述：由于雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂的剛性較好，又因2Z-X型的傳動(dòng)比=5.5>4，故在此情況下本設(shè)計(jì)采用這種結(jié)構(gòu)類(lèi)型的轉(zhuǎn)臂。
5.1.2轉(zhuǎn)臂制造精度
由于在轉(zhuǎn)臂x上支承和安裝著3個(gè)行星輪的心軸，因此，轉(zhuǎn)臂x的制造精度對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的工作性能、運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性和行星輪間載荷分布的均勻性等都有較大的影響。在制定其技術(shù)條件時(shí)，應(yīng)合理地提出精度要求，且嚴(yán)格地控制其形位偏差和孔距公差等。
（1）中心距極限偏差
在行星齒輪傳動(dòng)中，轉(zhuǎn)臂x上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距偏差的大小和方向，可能增加行星輪的孔距相對(duì)誤差和轉(zhuǎn)臂x的偏心量，且引起行星輪產(chǎn)生徑向位移;從而影響到行星輪的均載效果。所以，在行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)嚴(yán)格地控制中心距極限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般應(yīng)控制中心距極限偏差=0.01~0.02mm的范圍內(nèi)。該中心距極限偏差之值應(yīng)根據(jù)巾心距值，按齒輪精度等級(jí)按照表5-1選取。
表5-1 中心距極限偏差
精度等級(jí)
齒輪副的中心距a
>18
>30
>50
>80
>120
>180
>250
>315
IT8
IT9
16.5
26
19.5
31
23
37
27
43.5
31.5
50
36
57.5
40.5
65
44.5
70
（2）各行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差
由于各行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差對(duì)行星輪間載荷分布的均勻性影響很大，故必須嚴(yán)格控制值的大小。而值主要取決于各軸孔的分度誤差，即取決于機(jī)床和工藝裝備的精度。一般，值可按下式計(jì)算，即
括號(hào)中的數(shù)值，高速行星齒輪傳動(dòng)取小值，一般中低速行星傳動(dòng)取較大值。
（3）轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差
轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差，推薦值不大于相鄰行星輪軸孔的孔距相對(duì)偏差的1/2，即
（4）各行星輪軸孔平行度公差
各行星輪軸孔對(duì)轉(zhuǎn)臂x軸線的平行度公差和可按相應(yīng)的齒輪接觸精度要求確定，即和是控制齒輪副接觸精度的公差，其值可按下式計(jì)算，即
=
=
式中和—在全齒寬上方向和方向的軸線平行度公差，；按GB/T10095—1988選取。
—轉(zhuǎn)臂x上兩臂軸孔對(duì)稱(chēng)線(支點(diǎn))間的距離。
—齒輪寬度。
（5）平衡性要求
為了保證行星齒輪傳動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性，對(duì)中、低速行星傳動(dòng)的轉(zhuǎn)臂x應(yīng)進(jìn)行靜平衡;一般，許用不平衡力矩可按表5-2選取。對(duì)于高速行星傳動(dòng)，其轉(zhuǎn)臂x應(yīng)在其.上全部零件裝配完成后進(jìn)行該部件的動(dòng)平衡。
表5-2轉(zhuǎn)臂x許用不平衡力矩
轉(zhuǎn)臂外圓直徑
<200
200~300
350~500
許用不平衡力矩
/N
0.15
0.25
0.50
5.2 箱體的設(shè)計(jì)
機(jī)體是上述各基本構(gòu)件的安裝基礎(chǔ)，也是行星齒輪傳動(dòng)中的重要組成部分。在進(jìn)行機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，要根據(jù)制造工藝、安裝工藝和使用維護(hù)及經(jīng)濟(jì)性等條件來(lái)決定其具體的結(jié)構(gòu)型式。
對(duì)于單件生產(chǎn)和要求質(zhì)量較輕的非標(biāo)準(zhǔn)行星齒輪傳動(dòng)，一般采用焊接機(jī)體。對(duì)于中、小規(guī)格的機(jī)體在進(jìn)行大批量的生產(chǎn)時(shí)，通常采用鑄造機(jī)體。
按照行星傳動(dòng)的安裝型式的不同?？蓪C(jī)休分為臥式、立式和法蘭式(見(jiàn)圖5-4 )。按其結(jié)構(gòu)的不同，又可將機(jī)體分為整體式和剖分式。
圖5-4 機(jī)體結(jié)構(gòu)形式
圖5-4(a)所示為臥式整體鑄造機(jī)體，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，能有效地吸收振動(dòng)和噪聲，還具有良好的耐腐蝕性。通常多用于專(zhuān)用的行星齒輪傳動(dòng)中，且有一定的生產(chǎn)批量。
鑄造機(jī)體應(yīng)盡量避免壁厚突變，應(yīng)設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏松和縮孔等鑄造缺陷。
圖5-4{b)所示為軸向剖分式機(jī)體結(jié)構(gòu)，通常用于大規(guī)格的、單件生產(chǎn)的行星齒輪傳動(dòng)中；它可以鑄造，也可以焊接。采用軸向剖分式機(jī)體的顯著優(yōu)點(diǎn)是安裝和維修較方便，便于進(jìn)行調(diào)試和測(cè)量。
圖5-4(c}所示為立式法蘭式機(jī)體結(jié)構(gòu)，它可適用于與立式電動(dòng)機(jī)相組合的場(chǎng)合。成批量生產(chǎn)時(shí)可以鑄造；單件生產(chǎn)時(shí)可以焊接。
鑄造機(jī)體的一般材料為灰鑄鐵，如HT150和HT200等；若機(jī)體承受較大的載荷，且有振動(dòng)和沖擊的作用可用鑄鋼，如ZG45和ZG55等。為了減小質(zhì)量，機(jī)體也可以采用鋁合金來(lái)鑄造，如ZL101和ZL102等。
結(jié)合本設(shè)計(jì)要求，采用法蘭式機(jī)體與立式電動(dòng)機(jī)相組合。上、下機(jī)體采用HT200鑄造而成。上、下機(jī)體結(jié)構(gòu)圖見(jiàn)附錄圖03、04。
按照行星傳動(dòng)的安裝類(lèi)型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機(jī)體，為整體鑄造機(jī)體，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，能有效多用于專(zhuān)用的行星齒輪傳動(dòng)中，鑄造機(jī)體應(yīng)盡量的避免壁厚突變，應(yīng)設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。如圖12、13、14所示
壁厚
——機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取1
——與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)取2.6
_____作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩
5.3其他附件的選用
5.3.1標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用
軸承的選擇：根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內(nèi)徑為140mm ，外徑為210mm。行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球的軸承內(nèi)徑為90mm,外徑為160mm 。行星齒輪2中的軸承為GB/T283-1994的圓柱滾子軸承。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承。
螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設(shè)計(jì)參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)手冊(cè)自行設(shè)計(jì)。以及油標(biāo)的設(shè)計(jì)根據(jù)GB1161-89的長(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù)來(lái)設(shè)計(jì)。
5.3.2密封和潤(rùn)滑
行星齒輪減速器采取飛濺油潤(rùn)滑的方式，通過(guò)內(nèi)齒輪和行星齒輪的傳動(dòng)把油甩起來(lái)，帶到零件的各個(gè)部分。在輸入軸的前機(jī)蓋上有兩個(gè)通油孔，便與油入軸承。在油標(biāo)中顯示油位，便于即時(shí)補(bǔ)油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡(jiǎn)單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。
北京交通大學(xué)海濱學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
結(jié)論
通過(guò)對(duì)行星齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設(shè)計(jì)有很大的不同，計(jì)算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪減速器的類(lèi)型很多，本設(shè)計(jì)主要通過(guò)對(duì)ZX—A型的進(jìn)行系列設(shè)計(jì)的。計(jì)算主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過(guò)對(duì)每個(gè)零件的建模再進(jìn)行組裝。通過(guò)對(duì)行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)，基本熟悉設(shè)計(jì)的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對(duì)于傳遞轉(zhuǎn)矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應(yīng)當(dāng)安裝滑動(dòng)軸承，輸入軸應(yīng)盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復(fù)雜。在設(shè)計(jì)中，同時(shí)由于本人能力和經(jīng)驗(yàn)有限，在設(shè)計(jì)過(guò)程中難免會(huì)犯很多錯(cuò)誤，也可能有許多不切實(shí)際的地方，個(gè)人覺(jué)得設(shè)計(jì)行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復(fù)雜。運(yùn)動(dòng)仿真主要困難在于行星齒輪與轉(zhuǎn)臂的運(yùn)動(dòng)上。我以后會(huì)做更多的關(guān)于行星齒輪減速器的研究。
致 謝
經(jīng)過(guò)四個(gè)多月的忙碌和工作，畢業(yè)設(shè)計(jì)接近了尾聲，在這段時(shí)間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識(shí)跨度較大，我的設(shè)計(jì)方面的基礎(chǔ)顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在設(shè)計(jì)計(jì)算的關(guān)鍵步驟上，指導(dǎo)老師給了我很大的幫助和指導(dǎo)，同時(shí)在設(shè)計(jì)的每一個(gè)細(xì)節(jié)上都為我考慮得很周到，畢業(yè)設(shè)計(jì)能夠完成，首先要感謝的是我的老師。
在本文的完成過(guò)程中，我還要感謝的是在大學(xué)期間給我授過(guò)課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實(shí)的基礎(chǔ)知識(shí)，本課題的研究工程中我多次得益于大學(xué)階段的學(xué)習(xí)。本文所引用文獻(xiàn)的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個(gè)課題的時(shí)候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。
然后，感謝我的同學(xué)。是他們?cè)谖腋械嚼Щ髸r(shí)，給予我信心與前進(jìn)的動(dòng)力；是他們?cè)谖铱鞓?lè)時(shí)，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過(guò)我的人。
最后感謝學(xué)院兩年來(lái)對(duì)我的大力栽培。 謝謝！
參考文獻(xiàn)
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附錄 一
中文翻譯
39
附錄 二
外文原文
40
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