卸船機用行星減速機的設計說明

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1、摘要1 第一章緒論3 1.1 行星齒輪傳動的發(fā)展概況3 1.2 目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向發(fā)展：4 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點6 1.4 課題特點6 1.5 反求設計7 第二章傳動方案的選擇和分配傳動比10 1.5.1 起升機構傳動比分配12 1.5.2 行走機構傳動比分配13 第三章行星齒輪傳動的嚙合計算14 3.1 齒數(shù)的選擇和計算14 3.1.1 配齒計算14 3.1.2 驗證配齒條件15 3.2 幾何尺寸計算18 3.3 嚙合效率計算19 3.4 齒輪傳動的幾何尺寸20 3.4.1 行走機構20 3.4.3 行星傳動幾何尺寸22 第四章齒輪

2、傳動的強度計算25 4.1 .行走機構第一對齒輪25 4.2 行走機構第二對齒輪29 4.3 起升、開閉機構齒輪傳動的強度計算33 4.4 行星齒輪傳動的強度計算36 4.5 行星輪心軸與軸承壽命的計算40 4.6 軸的鍵強度計算39 第五章結構設計43 5.1 行星傳動主要零件設計43 5.1.1 齒輪的結構設計43 5.1.2 行星輪軸直徑44 5.2 輸入、輸出軸軸徑的確定45 5.3 行星架的結構設計46 5.4 機體的結構設計47 第六章均載裝置的設計49 6.1 均載裝置的選擇49 6.2 行星輪間載荷分布不均勻性分析49 6.3 均載機構簡介53

3、 6.4 浮動齒輪聯(lián)軸器的設計研究50 第七章設計總結58 參考文獻59 致謝61 卸船機用行星減速機的設計 【摘要】 本次設計是對卸船機用行星減速機設計進行研究，卸船機用行星減速機設計要求效率 高、簡化結構、減輕重量，對大梁的作用力減小等目的。在文中介紹了行星齒輪減速器的 發(fā)展的歷史，通過分析比較幾種行星齒輪傳動方案，選擇最優(yōu)的傳動方案；定出減速器的 結構，最后選擇2K-H型行星傳動的四卷筒機構減速機傳動方案。在設計過程中首先對傳 動比進行分配，而后分別計算高速級和低速級齒輪的主要參數(shù)、嚙合參數(shù)、幾何尺寸、以 及齒輪強度驗算，對行星齒輪的結構設計進行了較詳細的闡述，最

4、后對均載裝置進行分析 和研究。通過對行星齒輪傳動的研究，結合目前的發(fā)展情況和所要面臨解決的問題，建立 了2K-H行星齒輪傳動的形式，設計出具有大功率、大傳動比、小重量、小體積等優(yōu)點的 減速機構。在設計中,采用了3個行星輪，齒輪的制造精度較高。 【關鍵詞】：齒輪；行星齒輪減速器；齒輪嚙合；均載裝置 TheDesignofPlanetaryReducerUsedinUnloadingMachine Abstract Thisdesignisunloadingmachineofplanetaryreducerdesign,shipunloaderplanetaryreducerdesi

5、gnwithhighefficiency、simplifiedstructureorweight,reducetheforceonthebeamandotherpurposes.Inthepaperintroducesthedevelopmentofplanetarygearreducerhistory,throughanalysisandcomparisonofseveralplanetarygeartransmissionscheme,choosethebesttransmissionscheme;fixedgearstructure,andfinallyselectthe2K-Htype

6、planetarytransmissionoffourdrumbodyreducertransmissionscheme.Inthedesignprocessisallocatedfirsttransmissionratio,highlevelandthencalculatethemainparametersoflow-levelgear,meshingparameters,geometricdimensions,andgearstrengthchecking,thestructureoftheplanetarygeardesignforamoredetaileddescription,and

7、finallycontaindevicesforanalysisandresearch. Throughtheplanetarygeartransmission,incombinationwiththecurrentdevelopmentsandproblemstobefaced,theestablishmentofa2K-Hplanetary geartransmissionintheform,designedwithhighpower,largetransmission ratio,asmallweight,smallvolumeandsothedecelerationinstitu

8、tions.Inthe design,useofthethreeplanetarygear,gearmanufactureofhighprecision. 【Keywords】:Gear;planetarygearreducer;gearmesh;arecontaineddevice 第一章緒論 1.1 行星齒輪傳動的發(fā)展概況 我國早在南北朝時代（公元429?500年），祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指 南車。比歐美早了1300多年。 1880年德國第一個行星齒輪傳動裝置的專利出現(xiàn)了。1920年首次成批制造出行星 齒輪傳動裝置，并首先用于汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車

9、用的行星齒輪傳動裝 置。二次世界大戰(zhàn)后機械行業(yè)的蓬勃發(fā)展促進了行星齒輪傳動的發(fā)展。 高速大功率行星齒輪傳動廣泛的實際應用，于1951年首先在德國獲得成功。1958 年后，英、意、日、美、蘇、瑞士等國也獲得成功。 低速重載行星減速器已由系列產品發(fā)展到生產特殊用途產品，如法國Citroen生產用于 水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量達125t，輸出轉矩3900KN.m； 我國是從20世紀60年代起開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了 NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多種 行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（30

10、00kW）/高速汽輪機（500kW）和萬立方米 制氧透平壓縮機（6300kW）的行星齒輪箱，低速大轉矩的行星減速器也已批量生產，如 礦井提升機的XL-30型行星減速器（800kW）。 世界各先進工業(yè)國，經由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動 在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界 先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設備引進，技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得長足的進步。 1.2 目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向發(fā)展： （1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。例如年產300Kt合成氨透平壓縮機的 行星齒輪增

11、速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星 齒輪箱，功率為22065kw；大型水泥球磨機所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉矩高達 4150kN.m。在這類產品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材 料及熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。 （ 2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本 構件都轉動并傳遞功率，這只要對原行星結構中固定的構件加一個轉動（如采用液壓泵及 液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就成為無級變速器。 （ 3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。近幾年來，國外蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐

12、 齒輪傳動與行星齒輪組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳 動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適應相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大 轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的缺點，以適應市場上多樣 化需求。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=0.125r/min,輸 出轉矩27200N.m。 （ 4）向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。 （ 5）制造技術的發(fā)展方向。采用新型優(yōu)質鋼材，經熱處理獲得高硬齒面（內齒輪離 子滲碳，外齒輪滲碳淬火），精密加工以獲得高齒輪精度及低粗糙度（內齒輪

13、精插齒達5-6 級精度，外齒輪經磨齒達5級精度，粗糙度Ra0.2-0.4師），從而提高承載能力，保證可 靠性和使用壽命。 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 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。它的顯著特點是：在 傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出 軸均設在同一軸線上。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)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 需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪

14、傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應 用。 1.行星齒輪傳動的優(yōu)點如下： (1)體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中 心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內嚙合齒輪副，因此可使其結構非常緊湊。再由 于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的 負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上充分利用了內嚙合承載能力 大和內齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質量小，結構非 常緊湊，且承載能力大。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

15、同的載荷條件下)。 (2)傳動效率高由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪， 使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的 作用。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97?099。 (3)傳動比較大，可實現(xiàn)運動的合成與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， 其傳動比可達幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的 復雜的運動

16、。 (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地 分布于中心輪的周圍，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，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 總之，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。 因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、 輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表 等各個方面。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

17、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。 2.行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們 對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從 而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產生產工藝水平也不斷提高。因此，對于 它的研制安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水 平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 尤為重要的是設計人員對于自己設計的某些齒輪減速器進行優(yōu)化。優(yōu)化結果不僅為齒 輪傳動提供了一個最優(yōu)的設計方案，而且對其設計參數(shù)的優(yōu)化

18、提供了依據(jù)。 本課題所研究的行星減速機應用于卸船機四卷筒機構，四卷筒行星差動傳動裝置是 1 .主要特點 （ 1）以2K－H型行星齒輪傳 動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動的1/2左右，本設計的重量為 3900kg。 （ 2）組合巧妙，由兩臺行星差動減速器就可組成四卷筒驅動裝置。 （ 3）承載能力大，以2K-H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載能力和過載能力。 （ 4）其中行星傳動部分采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用， 無徑向支承，簡化結構，均載效果好。 （ 5）齒輪的材質組合和齒輪參數(shù)的設計計算與選配合理。行星架及各傳動件結構合理，

19、 工藝性好。如輸出軸采用錐度1：10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。因此，在卸船機上 采用這種新型的四卷筒機構，具有節(jié)能、節(jié)材的優(yōu)點。四卷筒牽引式卸船機，其中的四卷 筒機構由四只卷筒、兩只行星差動減速器、電動機和制動器組成，如圖2所示。其中繞繩 方式如圖3所示，由四根鋼繩組成，而小車移動時，鋼繩不再在抓斗滑輪中移動。它的起 升、開閉和小車牽引機構合而為一，因而稱為四卷筒機構。繩系非常簡單，而機構的組合 相當巧妙。 圖1-1中的圖2四卷筒機構：兩行星差動減速器及四卷筒的布置 四卷筒牽引式抓斗及小車運行的動作原理（原理圖如圖1-1） （ 1）工況1起升、開閉卷筒向右旋轉時，使抓斗提

20、升，由起升、開閉電動機驅動。 （ 2）工況2起升、開閉卷筒向左旋轉時，使抓斗下降，由起升、開閉電動機驅動。 (3)工況3起開、開閉卷筒分別作向內相對旋轉，使抓斗小車向右移動，此時，由小車牽引電動機驅動。 (4)工況4起開、開閉卷筒分別向外相對旋轉，則抓斗小車向左移動。 (5)工況5當起開卷筒剎住不動，開閉卷筒向左旋轉時，抓斗運行開啟。 (6)工況6當起開卷筒剎住不動，開閉卷筒向右旋轉時，抓斗進行閉合。 (7)工況7起開、開閉卷筒向向旋轉時，小車牽引電動機投入運行，抓斗可以走曲線軌跡進入或離開船艙。 匹一同甑旃=麗看寧星奉動RE速早班匹專刖第r天■ ?T七，7母I冉酊,“

21、以L3七刮1747|“狂尋川I”安看外 國3舊獨帆—的一績法 圖1-1四卷筒機構原理圖 四卷筒機構的核心部分是行星差動減速器。該機構的起開、開閉均采用yPZ1- 800/300盤式制動器，制動力矩大，性能可靠，安全靈活。小車牽引電動機雙輸出軸系統(tǒng)上裝有兩臺常規(guī)的yWZ5-315/50輪式制動器。抓斗內開閉段鋼纜較其余部分的彎曲疲勞、磨損嚴重，為了延長鋼纜使用壽命，降低鋼純耗量，設計中考慮鋼纜在卷筒上有一定 貯備量。這樣，可以把磨損嚴重的鋼繩段砍掉，放出一段，重新滿足開閉所需的鋼繩長度。 一般一根鋼繩可重復制用三次。該機所選用的鋼繩為6X29F1+NF型號，麻芯填交繞優(yōu) 質

22、鋼 繩，具有較高的韌性、彈性，并能蓄存一定的潤滑油脂。它還有較大的承載能力、抗擠壓、 不旋轉、耐疲勞等特點。為更有效地防止抓斗旋轉和合理使用鋼繩，起升、開閉繩左右捻 成對使用，右旋卷筒上用左捻鋼繩，左旋卷筒上用右捻鋼繩。有時為了安裝及拆換鋼繩方 便，在設計中專門設置了一個鋼繩穿繩裝置。 1.5反求設計 反求工程(ReverseEngineering,RE),也稱逆向工程、反向工程,是指用一定的測量手段 對實物或模型進行測量,根據(jù)測量數(shù)據(jù)通過三維幾何建模方法重構實物的CAD模型的過程, 是一個從樣品生成產品數(shù)字化信息模型,并在此基礎上進行產品設計開發(fā)及生產的全過程。 1 .反求

23、工程(逆向工程)一般可分為四個階段： 第一步:零件原形的數(shù)字化 通常采用三坐標測量機(CMM)或激光掃描儀等測量裝置來獲取零件原形表面點的三 維坐標值。 第二步:從測量數(shù)據(jù)中提取零件原形的幾何特征 按測量數(shù)據(jù)的幾何屬性對其進行分割，采用幾何特征匹配與識別的方法來獲取零件原 形所具有的設計與加工特征。 第三步:零件原形CAD模型的重建 將分割后的三維數(shù)據(jù)在CAD系統(tǒng)中分別做表面模型的擬合，并通過各表面片的求交 與拼接獲取零件原形表面的CAD模型。 第四步:重建CAD模型的檢驗與修正 采用根據(jù)獲得的CAD模型重新測量和加工出樣品的方法來檢驗重建的CAD模型是 否滿足精度或其

24、他試驗性能指標的要，對不滿足要求者重復以上過程，直至達到零件的逆 向工程設計要求。 2 .反求工程出現(xiàn)和發(fā)展的時代背景 二次大戰(zhàn)中，幾十個國家卷入戰(zhàn)禍，飽受戰(zhàn)爭創(chuàng)傷。特別是戰(zhàn)敗國，在二戰(zhàn)結束后， 急于恢復和振興經濟。日本在60年代初提出科技立國方針：“一代引進，二代國產化， 三代改進出口，四代占領國際市場”，其中在汽車、電子、光學設備和家電等行業(yè)上最突 出。為要國產化的改進，迫切需要對別國產品進行消化、吸收、改進和挖潛。這就是反求 設計(InverseDesign)或反求工程(InverseEngineering)，這兩者是同一內涵，僅是不 同國家的不同提法。發(fā)展到現(xiàn)在，己成為

25、世界各國在發(fā)展經濟中不可缺少的手段或重要對 策，反求工程的大量采用為日本的經濟振興、進而創(chuàng)造和開發(fā)各種新產品奠定了良好基礎。 實際上，任何產品問世，包括創(chuàng)新、改進和仿制的，都蘊含著對已有科學、技術的繼 承和應用借鑒。因而反求思維在工程中的應用已源遠流長，而提出這種術語并作為一門學 問去研究，則是60年代初出現(xiàn)的。 市場經濟競爭機制已滲透到各個領域，如何發(fā)展科技和經濟，世界各國都在研究對 策。從共性特征可概括為4個方面對策：(1)大力提倡創(chuàng)造性。包括新的思維方式、新原理、 新理論、新方案、新結構、新技術、新材料、新工藝、新儀器等等。對于發(fā)展一個國家的 國民經濟來說，創(chuàng)造性是永恒主

26、題。(2)研究和應用新的設計理論、方法去改造和完善傳統(tǒng) 的方法，使能既快又好地設計出新型產品。(3)把計算機應用廣泛地引入產品設計、開發(fā)的 全過程(預測、決策、管理、設計制造、試驗、銷售服務等)中，以期達到這些過程的一體 化、智能化和自動化。(4)研究和應用反求工程，使能在高的起點去創(chuàng)造新產品。 由于本次設計是根據(jù)法國佳提公司的產品進行反求設計。通過利用前人在反求設計的 一般步驟中獲取相關參數(shù)，再通過相關產品參數(shù)進行類比完成此次設計任務。 第二章傳動方案的選擇和分配傳動比 2.1 選取傳動方案 方案一：2K-H（NGW）型行星傳動，傳動結構簡圖，如圖2-1所示。傳動比范圍當np

27、3p 4 2.1 i14H13.7 （ 1）以2K－H型行星齒輪傳動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動 的1/2 左右，本設計的重量為3900kg。（2）組合巧妙，由兩臺行星 差動減速器就可組成四卷筒驅動裝置。 （ 3）承載能力大，以2K-H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載能力和過載能力。 （ 4）其中行星傳動部分采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用， 無徑向支承，簡化結構，均載效果好。 （ 5）齒輪的材質組合和齒輪參數(shù)的設計計算與選配合理。行星架及各傳動件結構合理， 工藝性好。如輸出軸采用錐度1：10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。

28、 因此，在卸船機上采用這種新型的四卷筒機構，具有節(jié)能、節(jié)材的優(yōu)點。 圖2-1四卷筒機構減速機運動簡圖 方案二：普通定軸齒輪傳動，此方案一般應用于小車式起升系統(tǒng)，其原理圖如圖2-2 圖2-2小車式起升系統(tǒng) 方案比較： 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能 力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點 行星齒輪傳動能充分滿足減輕機器重量和縮小外形尺寸方面的要求。它的這一優(yōu)點,適應為載荷分配在幾個行星輪上，而且合理地利用了內嚙合的緣故。因此，行星傳動與普通傳動相比，即使它們的材質、機械性能和制造精度相同時，其結構布局本身，就有可能獲得很小的外形尺寸

29、和重量。而且縮小外形尺寸和重量就會導致其他一系列可能性的出現(xiàn)，從而促使嚙合承載能力增加，使外形尺寸和重量進一步減少。事實上，將普通傳動改為行星傳動，可大大縮小齒輪直徑，因此，在刀具變鈍程度相同的情況下，可大大增大輪齒工作表面硬度，從而大大提高嚙合的承載能力。將普通傳動改為行星傳動，可保證是重量降低1?4。當普通傳動的齒輪尺寸較大時，若改用行星傳動則可能利用普通傳動不宜 35 或不可能采用的措施來提高嚙合承載能力，同時重量將降低得更多。 表2-1行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比較 項 目 行星齒輪減速箱 一般定軸齒輪減速箱 總 重 量 (kg) 3471 6943

30、 高 度 (m) 1.31 1.80 長 度 (m) 1.29 1.42 寬 度 (m) 1.35 2.36 體 積 (m3) 2.29 6.09 損 失功 率 (kw) 0.18 0.41 齒 寬 (m) 81 95 圓 周速 度 (m/s) 42.7 99.4 卸船機是碼頭前沿的重大接卸設備，對系統(tǒng)的工作效率起著重要的作用，因此各大港口均按碼頭停靠最大船型，為達到系統(tǒng)最大生產率，選用高效、可靠的卸船機。本次設計的減速器應用于卸船機，如果采用普通齒輪減速器，則需要滿足最大生產率、高效、可靠的要求。

31、 由上圖2-2可知，小車式起重系統(tǒng)需要數(shù)臺普通減速機構，而采用2K-H行星傳動不僅 效率高而且可以實現(xiàn)七種不同工況，綜合考慮采用方案一2K-H行星傳動機構 2.2分配傳動比 2.2.1 起升機構傳動比分配 根據(jù)已選定2K-H型行星齒輪傳動簡圖，用1表示周轉輪系的有關參數(shù)，腳標2表示定 軸輪系的參數(shù)，。在此定軸輪系與周轉輪系外嚙合齒輪材料,齒面硬度相同。 要確定定軸輪系中各齒輪的齒數(shù)，關鍵在于合理分配輪系中各對齒輪的傳動比。在具 體分配傳動比時應注意以下問題： （ 1）每一級齒輪的傳動比要在其常用范圍內選取。齒輪傳動比為5~7。 （ 2）當輪系的傳動比過大時，為減少外輪廓尺寸和

32、改善傳動性能，通常采用多級傳 動。當齒輪傳動的傳動比大于8時，一般應該設計成兩級傳動；當傳動比大于30 時，常設計成兩級以上齒輪傳動。 （ 3）當輪系為減速傳動時（工程實際中的大多數(shù)情況），按照“前大后小”的原則 分配傳動比比較有利同時，為了使機構外輪廓尺寸協(xié)調和結構勻稱，相鄰兩級 傳動比的差值不宜過大。 （ 4）當設計閉式齒輪減速時，為了潤滑方便，應使各級傳動中大齒輪都能浸入油中， 且浸入的深度應大致相等，以防某個大齒輪浸入油過深增加攪油損耗。根據(jù)這 一條分配傳動比時，高速級應大于低速級得傳動比，通常i高（1.3~1.4）i低。 又2K-H（NGW）型行星傳動，傳動結構簡圖

33、，如圖2-1所示。傳動比范圍當np3時 2.1i14H13.7綜合考慮 取ii5 又i=13錯誤!未指定書簽。 i2-132.60 i15 因此，定軸傳動比初定為2.6,周轉輪系傳動比為5。 2.2.2行走機構傳動比分配 同理根據(jù)起升開閉機構傳動比取i31.25 又i'=10.6錯誤!未指定書簽。 i'10.6 i4—8.471 i31.25 因此，定軸傳動總比初定為8.471,周轉輪系傳動比為1.25又定軸傳動部分又可分為第一級和第二級。根據(jù)圓柱齒輪傳動傳動比分配原則 取ii1.8 貝U i2 11 8471 4.706 i1 1.8 第三章行星齒輪傳動

34、的嚙合計算 3.1 齒數(shù)的選擇和計算 在設計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比ip來分配各輪的齒數(shù)。在確定各輪齒數(shù)時，除 了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其有關的裝配條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條 件。止匕外，還要考慮到與其承載能力有關的其他條件。 3.1.1 配齒計算 在設計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比i來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪的主要任務之一。 查《機械設計手冊一新版》表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n=3。 確定周轉輪系各輪齒數(shù)，按總配齒 0bH 2) b Za：Zg：Zb：q Za- H2 7Za:(iaH b 1)Za ：3Za np

35、(3-1 ) 適當調整ibH5使成為整數(shù) rrrr3rr5r Za：Zg：Zb：qZa;Za:4Za:二Za 23 取Za30 則Zb120 Zg45 q50 確定定軸輪系各齒輪齒數(shù)，由起升開閉機構傳動比進行配齒 i22.6 i2冬止2.6 Z143 取乙43WJZ2112 采用斜齒傳動螺旋角14 根據(jù)小車行走機構傳動比進行配齒 又i4t341.8 取Z3 35 則Z4 64 采用斜齒傳動螺旋角 11 28’42'' Z6 160 i5 - Z5 34 4.706 取Z5 34 則Z6 160 采用正常直齒

36、傳動螺旋角 3.1.2驗證配齒條件 行星傳動各輪齒數(shù)不能隨意選取，必須根據(jù)行星傳動的特點，滿足一定的條件，才能進行正常傳動。這些條件包括傳動比條件、鄰接條件、同心條件、裝配條件等等。 (1)驗算傳動比條件 由《機械設計手冊一新版》表17.1-2得: (3-2 ) bdZbd120c iaH1丁1二5 Za30 即滿足傳動比條件。 (2)驗算鄰接條件 在設計行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構尺寸使其結構緊湊，并考慮到動力 學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均勻地、對稱地設置幾個行星齒輪。為使各行星齒輪不相互碰撞，要求其齒頂圓間有一定的間隙，稱為鄰接條件。設相鄰兩個行

37、星輪中心 之間的距離為L,最大行星齒輪齒頂圓直徑為dag,則鄰接條件為：Ldag 即2aagsin—dag(3-3) np 式中np——行星輪數(shù)目； aaga-g嚙合副中心距； dag——行星輪齒頂圓直徑。 在周轉輪系中：dagn^(Zg2ha2xg2y1)二225mm 2aagsin-25(3045)sin-dag agg np3 即滿足鄰接條件。 (3)驗算同心條件 行星傳動裝置的特點為輸入與輸出軸是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是 重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。

38、 設a-g嚙合副中心距aag,g-b嚙合副實際中心距agb,依同心條件，各對相互嚙合齒輪的中心距應相等，即 aagagb(3-4) 對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位，中心距a=a0=m(z2±Zl),式中“+” 2 號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合。因行星傳動中通常各齒輪模數(shù)都是相同的，依上式得 m/2(zazg)m/2(ZbZg)(3-5) 得滿足同心條件的表達關系式: (3-6) Zg(ZbZa)/2b} Zg[(iaH2)/2]Za 又Zg45Za30Zb120起開開閉機構ibH 代入3-6可知滿足同心條件 (4)驗算裝配條件 一般行星傳動中，行星輪數(shù)

39、目大于1。要使幾個行星輪能均勻載入，并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，所應具備的齒數(shù)關系即為安裝條件。 當行星輪個數(shù)np1時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個 中心輪的相對位置就被確定了。若再要均勻地裝入其它行星輪，就必須滿足一定的條件。 如圖3-1所示，相鄰兩行星輪所夾的中心角為2/np。設第一個行星gi在位置I裝入并與兩中心輪嚙合，然后將行星架H順時針轉過2/np角度，即讓g1轉到位置田。在這期間，中心輪a轉過的角度a由傳動比ibH確定，即a2-ibH。為了在位置I裝入行星輪g2, np 要求此時中心輪a在位置I的相應齒輪和它轉動ja角之前的位置完全相同。也就是說

40、中心輪a轉過的a必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數(shù)M,即M-將ja值代入上式 2/Za 可得 父2ibZa(1均 M‘一^^工Za-^b整數(shù)(3-7) 2々冊np冊 圖3-1 NWG型裝配條件分析 由式(3-7) Za Zb 30 120 nw 3 所以滿足裝配條件。 50為整數(shù) 3.2 幾何尺寸計算 各齒 對于該2K-H型行星齒輪傳動可按表3-1中的計算公式進行其幾何尺寸的計算 輪幾何尺寸的計算結果見下表。 計算公式 太陽輪a 行星輪c 內齒輪b 分度圓 直徑 dmz d150 d225 d600 基圓直徑 d

41、bdcos db140.95 db211.43 db563.82 齒頂圓 直徑 外 JlB四 .-八八*、 dad2m(haxy) da160 da235 da610 內 .._..*. dad2m(haxy) da590  JLB四 齒根圓 直徑 外 JLB四 dfd2m(hacx) df137.5 df212.5 df587.5 內 JLB四 dfd2m(hacx) df612.5 3.3 嚙合效率計算 根據(jù)已知條件，此時的效率 1——定軸部分效率 2——周轉輪系效率 查參考文獻

42、［11］表1-7可得10.98 行星傳動效率計算：減速器全部采用滾動軸承，為了計算簡便，這里對軸承損失系數(shù)和油 阻系數(shù)未單獨進行計算，只由 [10]圖2-47 查的的摩擦系數(shù)取為 H系數(shù) 的影響 于是，傳動損失系數(shù) HH za H ozb a-g 副嚙合的損失系數(shù): H za 2.3 -)zg 2.3 0.1 (30A 10.01278 b-g 副嚙合的損失系數(shù): Hzb 2.3 (Z 2.3 0.1 H za Hzb Zb 0.01278 (30勺 10.007028 0.0070280.01981

43、 當固定大太陽輪b時 當固定a時 當a、b為主動行星架 nanH (iab1對 baH baH .H iba 0.01981 1300 0.984 0.98 0.984 0.964 iab 0.01981 120 0.996 0.980.996 0.976 為從動時 735 (215.63) 120 (301)( 215.63) 0.019810.984 0.980.9840.964 3.4齒輪傳動的幾何尺寸 3.4.1行走機構 (1)齒輪副z 35,z2

44、63,mn4mm, 1128'42"o 中心距為 -^^(Zi 2cos Z2) 2cos1128'42" (3563)mm200mm d1 mn z1ncos 142.86mm ,mn da1 Z1 * 2hanmn cos [142.868]mm150.86mm 跨測齒數(shù)：k4,公法線長度及偏差為 Wn mn[(k-0.5)

45、z inv n]cos n 4 [3.5 3.14 35 0.01492)cos20 mm 43.27 0.124 mm d2 mn— z2 257.14mm cos da2 mn Z2 cos -. * 一 2hanmn [257.14 8]mm 265.14mm 跨測齒數(shù)：k 8, 公法線長度及偏差為 Wn mn[(k-0.5) z inv n]cos n 4 [7.5 3.14 63 0.01492) cos20 mm 92.05 0.264 mm (2)齒輪副z3 34, Z4 160, m 5mm, 0 。 中心距

46、為 d3 m(Z3 mz3 Z4) 5 -(34 2 34mm 160)mm 485mm 170mm * da3 mz3 2hami 5 34 2 1 5mm 180mm 跨測齒數(shù)：k4,公法線長度及偏差為 m [(k-0.5) z inv n]cos n 5 [3.5 3.14 34 0.01492)cos20 mm 0.120 50.81 0.174 mm d4mz45160mm800mm .—?*——一■一一■一 da4mz42ham5160215mm810mm 跨測齒數(shù)：k18,公法線長度及偏差為 ._.0202

47、m[(k-0.5)zinvn]cosn5[17.53.141600.01492)cos20mm261.510.200mm 3.4.2起升、開閉機構 齒輪副z'143,z'2112,m5mm,14 中心距為 三J(z； 2 cos z'2 ) 5 (43112)mm400mmcos14 d’1 mn , 5 z‘1 cos cos 14 43 221.58mm mn * d'a1 — z'1 2hanmn [221.58 10]mm 231.58mm cos 跨測齒數(shù)：k 5,公法線長度及偏差為 Wn mn[(k-0.5) z inv n]cos

48、 n 5 [4.5 3.14 43 0.01492)cos20 mm 69.40 0.212mm d'2 mn , 5 z'2 cos cos14 112mm 577.14mm m^ ~* d'a2 — z2 2hanmn [577.14 10]mm 587.14mm cos 跨測齒數(shù)：k 13,公法線長度及偏差為 Wn mn[(k-0.5) z inv n]cos n 5 [12.5 3.14 112 0.01492)cos20 mm 192.27 0.250 mm 3.4.3行星傳動幾何尺寸 已知太陽輪：za 30, m 5mm, 20 。 齒頂圓直徑

49、* 0 daa 150 2ham [150 2 1 5]mm 160 0.160mm 跨測齒數(shù)：k4,公法線長度及偏差為 Wm[(k-0.5)zinvn]cosn5[3.53.14300.01492)cos20mm53.760.174mm 已知行星輪：zg45,m5mm,20。齒寬b150mm,則 damza545225mmgg *0 daa2252ham[225215]mm2350.185mm 跨測齒數(shù)：k6,公法線長度及偏差為 Wm[(k-0.5)zinvn]cosn5[5.53.14450.01492)cos20mm84.340.262mm 已知內齒圈：zb120

50、,m5mm,20。 則分度圓直徑為 dmzb5120600mm 常規(guī)算法算齒頂圓直徑為 *_， dba6002ham[600215]mm590mm 為避免內齒圈齒頂與行星輪輪齒過渡線的干涉，確定內齒圈的齒頂圓直徑。 gmin[0.171zg2.924(1xg)]m[0.171302.924]5mm11.03mm 內齒圈基圓直徑為 dbmzbcos5120cos20563.816mm 中心距 5__、 a—(3045)mm187.5mm2 嚙合角 20 則內齒圈基圓直徑為 db.dbb(2a'gbsin/2gm) 563.8162(2187.5sin20211.

51、03)2mm583.51mm 兩者中取大者，現(xiàn)取 dba583.51mm 跨測齒數(shù)k14,公法線長度及偏差 Wk207.6720250mm 第四章齒輪傳動的強度計算4.1.行走機構第一 對齒輪 z135,z263,齒數(shù)比uz2/z163/351.8 1)載荷系數(shù)的確定： 使用系數(shù)KA1.75 動載荷系數(shù)： u21.82 Kv10.00034V」——210.0003355.49521.05 1u,11.8 式中 v一小齒輪乙的速度，v (35 4/cos11 28'42") 60 1000 60 1000 735 , m /s 5.495m/s 2

52、)接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)2一 Kh1.150.18(b/d1)0.0003b 1.150.18(100/142.86)20.00031001.27 式中b齒寬，b100mm。 由此得Kf(Kh)0.9(1.27)0.91.24 3)齒輪間載荷分配系數(shù)： KhHf1 則綜合系數(shù) KHKAKvKHKH1.751.051.2712.33 KfKaKvKfKf1.751.051.2412.28 FAvFF 上述系數(shù)的確定按彳惠國Flengder公司齒輪設計技術手冊確定的，我國標準GB/T3480 —1997齒輪承載能力計算法相同。 (1)按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算，

53、由于是硬齒面，彎曲強度是主要矛盾。 小齒面為軸齒采用20CrMnMo，正火處理，齒面滲碳淬硬54~60HRC,6三100mm 時b900~1100MPa,s650MPa。 大齒輪采用20CrMnMo,滲碳淬火,表面硬度54~62HRC。 15mm時，b1175MPa,s885MPa。 小齒輪軸齒的許用彎曲應力，按對稱循環(huán)載荷性質確定，即 [f] 240MPa 0.34b800.34100080 bMPa [nF]1.75 用[f]240MPa代入計算，則小齒輪分度圓直徑為: d 昔TYFi 一 一一一 一 一3 一 3 2 2.28 584.7 10 35 0.7

54、 240 0.285 mm 125mm P45 式中T1——轉矩，T19550—9550——Nm584.7Nm; n735 Kf——綜合系數(shù)，Kf2.28; Yfi——齒形系數(shù)，按z,35,Xi0,查【10】線圖5-12得Yfi0.285 *?、一、…* bd——齒寬系數(shù)，bdb/d10.7; mn模數(shù)，mnd1/Z1140/35mm4mm;采用齒根噴丸，以提高輪齒的彎 曲強度 (2)按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應力 hZeZhZZ KaKvKhu1：； ud1b 1902.50.9890.78.2.33 1.81 1.8 818

55、5.75MPa 142.86100 528MPa 式中Kh——綜合系數(shù)，KhKa^Kh Kh1.751.051.361 2.33 Ze——鋼制齒輪的彈性系數(shù), Ze 190VN/mm2; 螺旋角系數(shù)，Zcos cosll28'42'0.989 Zh—一節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，Zh 2.5; 重合度系數(shù), 縱向重合度 100sin1128'42' 1.58場面重合度 1.648 對于 Ft 圓周力, Ft 2000T1 d1 bsin 1時，Z 140 100mm； d1分度圓直徑，d1mz1 cos1128'42" 35mm 142.86

56、mm 齒面許用接觸應力 HPZlZvZxZrZw Hlim SH 1.01 0.991.03 0.91 1450—— 1MPa1358.95MPa 1 式中Zl——潤滑系數(shù), Zl 0.91 0.25 (1馬 40 0.91 -^25^1.01; (1輸 Zv——速度系數(shù), Zv 0.93 0.157… 0.93 14v0 0.157… 0.99; 40 1 5.495

57、 Zr——粗糙度系數(shù), 0.5130080.513 ZR[-3(1u)d1].[一 Rz10 V(1|1.8|) 0.08 142.86]0.91； Zw 工作硬化系數(shù)，Zw1; Zx 尺寸系數(shù)，Zx1.050.05mn 1.050.00541.03; Hlim 試驗齒輪接觸疲勞極限, Hlim1450MPa; SH 接觸強度最小安全系數(shù)，Sh 1。 接觸強度安全系數(shù) SHHP/H1358.95/528 2.57 齒根彎曲應力為 FYYYFSKAKvKFKF-F-0.690.854.362

58、.28 bmn 8185.75 ——MPa119.3MPa 1004 式中 Y——彎曲強度計算時的重合度系數(shù), Y0.25075cos2 …0.75 0.25 1.648 C0S1128'42" 0.69 Y——螺旋角系數(shù), 1—— 120 ,1.5811.48 1 120 0.85; Yfs——齒形系數(shù), YFS 4.36z2x1 4.36; Ft 小齒輪輪齒上的圓周力, Ft 8185.75N; b齒寬，b100mm； mn模數(shù)，mn4mm 齒根許用彎曲應力 FPYstYrelTYRrelTYx -FJjm210.9 (Sf

59、) 1.1胭633.6MPa 1.25 式中YST——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，YST2; YrelT 相對齒根圓角的敏感系數(shù)，YrelT1； YRrelT—一相對齒根表面狀況系數(shù), YRrelT0.9； Yx——彎曲強度計算的尺寸系數(shù), Yx1.050.01mn1.050.0141 .01； Flim——試驗齒輪彎曲疲勞極限, Flim4

60、00MPa; SF——最小彎曲強度的安全系數(shù), SF 1.25； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 SF FP/ 633.6 119.3 5.31 4.2行走機構第二對齒輪 Z334z160,齒數(shù)比u 160/34 4.706, 材料為20CrMnMo 56~60HRC,材料許 f]240MPa, T2T1i1584.71.8N m1052.46Nm 小齒輪轉速為 n2 735/i1(735/1.8)r/min408.3r/min 小齒輪速度為 V2 dn2 601000 345408.3m/s3.63m/s 601000 載荷系數(shù)的確定 使用

61、系數(shù)Ka 1.75 動載荷系數(shù): Kv1 0.00034v2 u24.7062 v——r10.0003343.63v 1u214.7062 1.04 齒向載荷分布系數(shù) KH1.150.18(b/d1)20.0003b 1.150.18(125/170)20.00031251.28 式中b齒寬，b125mm。 d3小齒輪分度圓直徑，d3m

62、z3534mm170mm 由此得KF(KH)091.25 齒輪間載荷分配系數(shù)： KHHF1 則綜合系數(shù) KhKaKvKhKh1.751.041.2812.33HAVHH KFKAKvKFKF1.751.041.2512.28 2KFT2Z3 bd[ F ]YF 3 按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算 0.74 240 0.285 322.281052.46100034mm148mm d3/z3125/35mm4mm 按 GB/T3480 1997方法計算 齒面接觸應力 H ZeZhZ KaKvKh u 1 Ft u d3b 190 2.5 1

63、 4.706 1 0.858. 2.33 4.706 12381.88 MPA 525.4MPa 170 125 式中Kh、KF 綜合系數(shù), Kh KaKvKh Kh 1.75 1.04 1.28 1 2.33 KFKAKvKFKF1.751.041.2512.28; ZE——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，ZE1904N/mm2； Z——螺旋角系數(shù)，Zcoscos01 Zh——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，Zh2.5; Z ——重合度系數(shù), Z ? T88 0.858 ( 為 Z1 34與22 160 的重 合度，1.788); Ft 圓周力，F(xiàn)t

64、 2000T2 d3 2000 1052.46 N 170 12381.88N ; * bd HP ZlZvZxZrZw H lim SH 1.01 0.98 1.025 1450 … 0.789 1 MPa 1161MPa 1 式中Zl ——潤滑系數(shù), Zl 0.91 0.25 112 2 (1——) 40 0.91 0.25 ——1.01； 112 2 (1——) 220 Zv 速度系數(shù), Zv 0.93 0.157 0.93 1 40 v 工 0.98; 1 40 3.63 齒寬系數(shù)，bdb/d3125

65、/1700.74 齒面許用接觸應力 Zr——粗糙度系數(shù), Zr[等枳1U)d3]0.08 Rz [0.513[100 機1|4.706|)170]0.080.789; Zw——工作硬化系數(shù)，Zw1; Zx——尺寸系數(shù)，Zx1.050.05m1.050.00551.025; Hlim——試驗齒輪接觸疲勞極限，Hlim1450MPa; SH——接觸強度最小安全系數(shù)，Sh1。 接觸強度安全系數(shù) S / H 1161/525.4 2.21 H HP H 齒根彎曲應力為 f YYYfsKaKvKf Kf 互 bm 0.67 1

66、4.36 1.75 1.25 1 1238188 MPa 126.6MPa 125 5 式中Y ——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， Y 0.25 空cos2 0.25 笆 0.67 1.788 Y ——螺旋角系數(shù)，Y 1——1 ; 120 Yfs ——齒形系數(shù)，Yfs 4.36 Z2X1 4.36； 齒根許用彎曲應力 v V V V F lim FP YSTY relT Y RrelT Y x 二^~7 (Sf) 400 2 1 0.9 1 MPa 576MPa 1.25 式中Yst ——試驗齒輪的應力修正系數(shù)， Yst 2 ; YrelT — —相對齒根圓角的敏感系數(shù),Y relT 1 ； YRrelT — —相對齒根表面狀況系數(shù)，YRrelT 0.9 ； Yx ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù), Yx 1.05 0.01m 1.05 0.01 5 1; Flim ——試驗齒輪彎曲疲勞極限, Flim 400MPa ； Sf——最小彎曲強度的安全系數(shù)，Sf1.25 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 Sf FP 576/126.6 4.55 4