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湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
摘 要
隨著社會的不斷發(fā)展，人們對能源資源的需求不斷增長促成風電產(chǎn)業(yè)的飛速繁榮，作為風電機組的核心部件，風電齒輪箱的研發(fā)倍受國內外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。然而國內風電齒輪箱研究起步晚，生產(chǎn)工藝落后，尤其在兆瓦級風電齒輪箱方面，主要依靠引進國外技術。因此，兆瓦級風電齒輪箱的開發(fā)研究勢在必行，完全掌握風電齒輪箱設計及制造技術，實現(xiàn)風機國產(chǎn)化目標。
本畢業(yè)設計的是五兆瓦風力發(fā)電機組的齒輪箱，通過方案的選取，齒輪參數(shù)計算，軸的參數(shù)計算、軸承的選取以及對其配套的齒輪箱進行自主設計。
1）選取兩級行星派生型傳動方案，在此基礎上進行傳動比分配與各級傳動參數(shù)如模數(shù)，齒數(shù)，螺旋角，壓力角，變位系數(shù)等參數(shù)的確定；通過計算，確定各級傳動的齒輪參數(shù)；選擇適當?shù)凝X輪。
2）對行星齒輪傳動、軸承進行受力分析，得出各級齒輪載荷結果。依據(jù)標準進行靜強度校核，結果符合安全要求。
3）繪制三維圖、CAD裝配圖，并確定恰當合理參數(shù)。
關鍵詞：風電齒輪箱；結構設計；兩級行星
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湖南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
ABSTRACT
With the continuous development of society, people's demand for energy resources growing promoting the rapid prosperity of the wind power industry, as the core component of the wind turbine, the development of wind power gear box has attracted more and more wind power at home and abroad attention of related industries and research institutes.However the domestic wind power gear box research started late, backward production technology, especially in terms of MW wind power gear box, mainly rely on the introduction of foreign technology.Therefore, MW wind power gear box of the development, it is imperative to study, to fully grasp the wind power gear box design and manufacturing technology, wind machine to achieve the goal of domestic.
This graduation design is 5 MW wind turbine gear box, through scheme selection, calculation of gear parameter, the shaft parameter calculation, bearing selection and the matching of gear box for independent design.
1) two-stage planetary derived type transmission scheme selection, on the basis of transmission ratio distribution and levels of transmission parameters such as modulus, number of teeth, spiral angle and pressure angle, coefficient etc. parameters determined by calculation, to determine the levels of transmission gear parameters; choose the proper gear.
2)stress analysis of?planetary gear transmission,?bearing,?gear?loadresults?obtained.?According to the standard?of?static strength check,?the results?meet the safety requirements.
3)?rendering?3D graph,?CAD?assembly,?and to determine the?appropriateparameters.
KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；Structure Design;Two-stage Planetary
目錄
第一章 前 言 1
1.1 國內外發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢 1
1.1.1 風力發(fā)電國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1
1.1.2風電齒輪箱市場前景 4
1.1.3我國風電齒輪箱設計制造技術的現(xiàn)狀 5
1.1.4存在問題及展望 6
1.2論文的主要內容 6
第二章 齒輪的設計及強度校核 7
2.1 增速箱齒輪的設計參數(shù) 7
2.2 增速箱齒輪設計方案 8
2.3齒輪參數(shù)計算 9
2.3.1低速級參數(shù)計算： 9
2.3.1中速級參數(shù)計算： 11
2.3.1高速級參數(shù)計算： 13
2.3齒輪強度的校核 14
第三章 行星架的設計與校核 27
第四章 傳動軸的設計與校核 29
4.1.1低速級傳動軸尺寸參數(shù)計算 29
4.1.2低速級傳動軸的強度校核 29
4.2中間級傳動軸的設計計算與校核 31
4.2.1中間級傳動軸尺寸參數(shù)計算 31
4.2.2中間級傳動軸的強度校核 32
4.3 高速級傳動軸的設計計算 32
4.4輸出傳動軸的設計計算 32
第五章 齒輪箱其他部件的設計 34
5.1軸系部件的結構設計 34
5.2 行星架的結構設計 34
5.3 傳動齒輪箱箱體設計 35
5.4齒輪箱的密封、潤滑、冷卻 35
5.4.1 齒輪箱的密封 35
5.4.2 齒輪箱的潤滑、冷卻 36
5.5齒輪箱的使用安裝 37
第六章 結論 38
參考文獻 39
致 謝 40
-iii-
第一章 前 言
1.1 國內外發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢
1.1.1風力發(fā)電國內外發(fā)展現(xiàn)狀
當今社會隨著經(jīng)濟日益發(fā)展，人們對能源的需求越來越大，而石油等不可再生能源也面臨枯竭，人們急需尋找替代能源。自然界中具有非常大的風能儲存量，由于太陽的輻射作用，地球每年大約可獲得的 地球每年大約可獲得 KW·h 的風能。其中，邊界層占整個大氣層的 35%，因而邊界層大氣中可利用的風能功率約為 KW，如果人類在近地面層能利用其中的十分之一，則全球可開發(fā)風能的功率為KW。這個值相當于 2005 年全球發(fā)電能力的 74.7 倍[1]。通過上述數(shù)據(jù)可知，風能是地球上最重要的能源之一，合理的開發(fā)利用風能可以解決越來越嚴重的能源短缺問題。風能作為一種清潔的、儲量極為豐富的可再生能源，在未來的能源市場很有開發(fā)潛力，各國政府相繼投入大量的人力及資金研究生產(chǎn)風力發(fā)電機，力圖設計出安全可靠高效的風力發(fā)電機。風力發(fā)電機中很重要的一部分就是齒輪傳動增速箱，如何把齒輪傳動系統(tǒng)設計好便成了關鍵問題
1.1.2國內外趨勢：
從20世紀70年代末以來，隨著世界各國對能源危機、環(huán)境保護等問題的日益關注，一致認為大規(guī)模發(fā)展利用風力發(fā)電是非常有效的措施之一。19 世紀末、丹麥最先開始探索風力發(fā)電、研制出風力發(fā)電機組直到20 世紀70 年代以前，只有小型充電用風力機達到實用階段。1973 年石油危機后，美國、歐洲等發(fā)達國家為尋求替代能源，投入大量經(jīng)費，研制現(xiàn)代風力發(fā)電機組，開創(chuàng)了風能利用的新時期。世界風能委員會 11 日公布的一份報告指出，到 2010 年，全球風能發(fā)電能力將比現(xiàn)在提高一倍，達到 149.5 吉瓦。根據(jù)世界風能委員會的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，僅在 2006年，全球風力發(fā)電能力就比上年增長了 25％，達到了 74 吉瓦。
歐洲一直以來是風力發(fā)電市場的領導者，目前在風能發(fā)電領域仍處在世界前列，而且在今后幾年其在風力發(fā)電實際運用及其國際市場上還將繼續(xù)保持領先地位，但隨著近年來世界其他國家和地區(qū)對風力發(fā)電的重視和發(fā)展，歐洲的領先優(yōu)勢會有所下降。據(jù)世界風能委員會的統(tǒng)計，2004 年歐洲風力發(fā)電裝機容量占全世界風電總裝機容量的 72％，2005 年該比例就下降為 69％，而去年則又跌至 51％，到 2010 年，雖然整個歐洲的風力發(fā)電量將比目前的 48 吉瓦增長近一倍達到 82 吉瓦，但其占全球市場的份額則將下滑到 44％。這份報告還對 2006 年到 2010 年期間全球各地區(qū)風力發(fā)電態(tài)勢進行了預測。報告說，由于美國連續(xù)采取生產(chǎn)稅抵免等多項風能激勵措施，北美地區(qū)風力發(fā)電的發(fā)展仍將保持快速增長勢頭。緊隨其后的是風力發(fā)電的新興增長地區(qū)——亞洲，主要是中國和印度，亞洲將成為全球風能發(fā)電年增長幅度最快的地區(qū)之一，年增長將達 28.3％，其風力發(fā)電能力將從 2006 年的 10.7 吉兆增長到 2010 年的 29 吉兆。風力發(fā)電機單機裝機容量也從最初的 50KW，發(fā)展到 3.6MW，目前新建風場普遍采用 1.5MW 成熟機型，單機容量繼續(xù)穩(wěn)步上升已成為風力發(fā)電機的發(fā)展趨勢[2]。
我國三北地區(qū)風能功率密度在 200～300W/m2以上，有的可達 500W/m2以上，如阿拉山口、達坂城、輝騰錫勒、錫林浩特的灰騰梁等、可利用的小時數(shù)在 5000小時以上，有的可達 7000 小時以上。東南沿海地區(qū)年有效風能功率密度在 200W/m2以上，將風能功率密度線平行于海岸線，沿海島嶼風能功率密度在 500 W/m2以上如臺山、平潭、東山、南鹿、大陳、嵊泗、南澳、馬祖、馬公、東沙等?？衫眯r數(shù)約在 7000-8000 小時。根據(jù)最新風能資源評價，我國陸地可利用風能資源 3 億千瓦，加上近岸海域可利用的風能資源，共計約 10 億千瓦，風能儲量非常豐富，開展風力發(fā)電是既經(jīng)濟又高效的方式[3]。我國風力發(fā)電技術的研究始于 20 世紀 70 年代末 80 年代初，通過自主研發(fā)小型風力發(fā)電機解決廣大牧區(qū)牧民及一些島嶼上居民的生活生產(chǎn)用電。到 2006 年底，全國已建成約 90 個風電場，已經(jīng)建成并網(wǎng)發(fā)電的風場主要分布在、內蒙、廣東、浙江、河北、遼寧等 16 個省區(qū)，裝機總容量達到約 260 萬千瓦。但與國際先進水平相比，國產(chǎn)風電機組單機容量較小，關鍵技術依賴進口，零部件的質量還有待提高。我國2009年新增風電裝機容量13800兆瓦(0.138億千瓦),同比增長高達124%，新增市場容量超過美國居全球第一；累計裝機容量連續(xù)第四年翻番,超越德國和西班牙，規(guī)模排在美國的 35159 兆瓦之後，位居世界第二。中國可再生能源協(xié)會風能專業(yè)委員會主任賀德馨在風能大會上亦稱,中國今年底風電裝機容量有望達到40000 兆瓦，去年底為 25800 兆瓦。到 2020 年時中國風電裝機容量有望達到 3 億千瓦左右，大幅高于官方最新預期的 2.3 億千瓦。由此可見，未來我國的風力發(fā)電發(fā)展前景非常良好，因此如何設計制造出安全高效的風力發(fā)電機就成了很重要的研究課題。
風能是一種清潔的永續(xù)能源，與傳統(tǒng)能源相比，風力發(fā)電不依賴外部能源，沒有燃料價格風險，發(fā)電成本穩(wěn)定，也沒有碳排放等環(huán)境成本；此外，可利用的風能在全球范圍內分布都很廣泛。正是因為有這些獨特的優(yōu)勢，風力發(fā)電逐漸成
為許多國家可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的重要組成部分，發(fā)展迅速。根據(jù)全球風能理事會的統(tǒng)計，全球的風力發(fā)電產(chǎn)業(yè)正以驚人的速度增長，在過去10年平均年增長率達到28％，2007年年底，全球裝機總量達到了9400萬千瓦，每年新增2000萬千瓦，意味著每年在該領域的投資額達到了200億歐元。
許多國家采取了諸如價格，市場配額，稅收等各種激勵政策，從不同的方面引導和支持風電的發(fā)展。在政策的鼓勵下，200年全球風電新裝機容量約為2000
萬千瓦，累計裝機9400萬千瓦。2008年是風電發(fā)展具有標志性的一年：這一年風電成為非水電可再生能源中第一個全球裝機超過l億千瓦的電力資源。風電作為能源領域增長最快的行業(yè)，共為全球提供了近20萬個就業(yè)機會，僅2006年風電場建設投資就接近170億歐元。歐洲和美國在風電市場中占統(tǒng)治地位，其中德國是目前風電裝機最大的國家，裝機容量超過2000萬千瓦；美國和西班牙也都超過了1000萬千瓦：印度是除美國和歐洲之外新裝機容量最大的國家，裝機總容量也超過600萬千瓦。
就近幾年來世界風電發(fā)展格局和趨勢分析來看，主要有以下幾個特征：
(1) 風電發(fā)展向歐盟，北美和亞洲三駕馬車井駕齊驅的格局轉變。
(2) 風電技術發(fā)展迅速，成本持續(xù)下降。
(3) 政府支持仍然是歐洲風電發(fā)展的主要動力。
(4) 中國是未來世界風電發(fā)展最重要的潛在市場。
全球風能理事會是世界公認的風電預測的權威機構，據(jù)全球風能理書會的預
測。未來五年，全球風電還將保持20％以上增長速度，到2012年，全球風電機容量將達到2.4億千瓦．年發(fā)電5000億干瓦時．風電電力約占全球電力供應的
3％。歐洲將繼續(xù)保持總裝機容景第一的位置，亞洲將會超過北美市場排在第二位。
我國幅員遼闊，海岸線長，風能資源豐富。2006年，國家氣候中心也采用數(shù)值模擬方法對我國風能資源進行評價，得到的結果是：在不考慮青藏高原的情況下．全國陸地上離地面10米高度層風能資源技術可開發(fā)量為25.48億千瓦。近年來，特別是《可再生能源法》實施以來，中國的風電產(chǎn)業(yè)和風電市場發(fā)展十分迅速。
2007年，全球風電資金15％投向了中國，總額達34億歐元，中國真正成為全球最大的風電市場。從我國的發(fā)展情況來看，我國風電產(chǎn)業(yè)將會長期保持快速發(fā)展，主要由以下因素的支撐：
(1) 國家能源政策升華；
(2) 氣候變化的推動；
(3) 風電技術成熟。
依據(jù)目前的趨勢，保守估計，到2020年，我國風電累計裝機可以達到7000
萬千瓦。屆時風電在全國電力裝機中的比例接近6％，風電電量約占總發(fā)電量的2.8％．從2020年開始，風電和常規(guī)電力相比，成本優(yōu)勢已比較明顯。至2030年，風電在全國電力容量中的比重將超過11％，可以滿足全國5.7％的電力需求。
1.1.2風電齒輪箱市場前景
風電產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展促成了風電裝備制造業(yè)的繁榮，風電齒輪箱作為風電機組中最重要的部件，倍受國內外風電相關行業(yè)和研究機構的關注。風機增速齒輪箱是風力發(fā)電整機的配套產(chǎn)品，是風力發(fā)電機組中一個重要的機械傳動部件，它
的重要功能是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機，使其得到相應的轉速進行發(fā)電，它的研究和開發(fā)是風電技術的核心，并正向高效，高可靠性及大功率方向發(fā)展。風力發(fā)電機組通常安裝在高山，荒野，海灘，海島等野外風口處，
經(jīng)常承受無規(guī)律的變相變負荷的風力作用以及強陣風的沖擊，并且常年經(jīng)受酷暑嚴寒和極端溫差的作用，故對其可靠性和使用壽命都提出了比一般機械產(chǎn)品高得多的要求。
風電行業(yè)中發(fā)展最快，最有影響的國家主要有美國，德國等歐美發(fā)達國家，
在風電行業(yè)中處于統(tǒng)治地位。歐美發(fā)達國家早已開發(fā)出單機容量達兆瓦級的風力發(fā)電機，并且技術相對成熟，具有比較完善的設計理論和豐富的設計經(jīng)驗，而且商業(yè)化程度比較高，因此在國際風力發(fā)電領域中處于明顯的優(yōu)勢和主導地位。
國外兆瓦級風電齒輪箱是隨風電機組的開發(fā)而發(fā)展起來的，Renk，F(xiàn)lender等風電齒輪箱制造公司在產(chǎn)品開發(fā)過程中采用三維造型設計，有限元分析，動態(tài)設計等先進技術，并通過模擬和試驗測試對設計方案進行驗證。此外，國外通過理論分析及試驗測試對風電齒輪箱的運行性能進行了系統(tǒng)的研究，為風電齒輪箱的設計提供了可靠的依據(jù)。
國家標準GB/Tl9703-2003和國際標準IS081400-4：2005都對風電齒輪箱設計提出了具體的設計規(guī)范和要求。盡管國際上齒輪箱設計技術已經(jīng)比較成熟，但統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，齒輪箱出現(xiàn)故障仍然是M機故障的最主要原因，約占風機故障總數(shù)的20％左右。
由于我國商業(yè)化大型風力發(fā)電產(chǎn)業(yè)起步較晚，技術上較歐美等風能技術發(fā)達
國家存在報大差距。我國在九五期間開始走引進生產(chǎn)技術的路子，通過引進和吸
收國外成熟的技術，成功開發(fā)出了兆瓦級以下風力發(fā)電機。十五期間在國家863
計劃中重點提出容量更大的兆瓦級風力發(fā)電機組的研究和開發(fā)課題．但是最為世
界上的風能大國，目前我國大型風力發(fā)電機組的開發(fā)主要是引進國外成熟的技術，關鍵就因為我國的設計水平不高。
目前我國主要有幾家公司制造風電齒輪箱：南京高精齒輪有限公司，重慶齒
輪箱有限責任公司，杭州前進齒輪箱集團。其中，前兩家公司占據(jù)了將近70％市場份額。對于現(xiàn)行主流的兆瓦級以風力發(fā)電機組，國內的幾十家生產(chǎn)廠商絕大多數(shù)采用的部是引進國外的成熟技術。由于傳遞的功率大，對兆瓦級增速齒輪傳動的可靠性和壽命要求非常高．因而增速齒輪的設計成為風力發(fā)電機組的瓶頸，是整個風力發(fā)電機組穩(wěn)定運行的關鍵。從目前的情況來看，風電齒輪箱市場可發(fā)展空間廣闊，齒輪箱驅動式風電機組仍是市場主流。
1.1.3我國風電齒輪箱設計制造技術的現(xiàn)狀
目前國內已基本掌握了兆瓦以下風電增速箱的設計制造技術國產(chǎn)風電機組的主流機型為600kW～800kW其增速齒輪箱已在重慶齒輪箱有限責任公司，南京高精齒輪集團有限公司，杭州前進齒輪箱集團有限公司等廠家批量生產(chǎn)。產(chǎn)品系列方面目前已有重慶齒輪箱有限責任公司的FL系列，南京高精齒輪集團有限公司的Ⅲ系列，杭州前進齒輪箱集團有限公司的FZ系列以及鄭州機械研究所的FC系列風電增速箱這四家企業(yè)及國內其它一些齒輪制造企業(yè)正在進行1.5MW,2MW風電增速箱的開發(fā)和5MW以及更大功率的風電增速箱試生產(chǎn)。盡管如此我國風電齒輪箱仍是風電設備國產(chǎn)化中的薄弱環(huán)節(jié)尚不能滿足市場需求。
目前國內風電機組的技術引進基本上是以產(chǎn)品生產(chǎn)許可方式進行的從國外
引進的只是風力發(fā)電機組的集成技術并不包括齒輪箱的設計制造技術。國內風力
發(fā)電增速齒輪箱的設計基本是參照引進集成技術中的齒輪箱采購規(guī)范進行的齒輪箱的結構設計和外聯(lián)結尺寸按進口風力發(fā)電機組要求進行類比設計。因此國內
并未真正引進風電齒輪箱的設計制造技術更談不上完全掌握先進的設計制造技術。
在風力發(fā)電傳動裝置技術研究方面國內起步較晚基礎較薄弱人才匱乏。鄭州
機械研究所近幾年來對國內外風電齒輪箱先進技術進行了跟蹤研究并依靠幾十年的齒輪傳動和強度等專業(yè)的成果，經(jīng)驗的積累開發(fā)出了全套風力發(fā)電傳動裝置
設計分析軟件——WinGear。該軟件是在該所專業(yè)齒輪軟件基礎上開發(fā)的風力發(fā)
電齒輪箱專用設計，計算分析和繪圖軟件集成了通用齒輪箱的設計經(jīng)驗同時考慮
了風電機組齒輪箱的變載荷，高可靠性，增速傳動等特點。軟件涵蓋了A(MA6006，AGvIA2101，IS06336及(B3480等標準具有齒輪，軸，軸承，鍵等主要零部件的設計，計算和分析等功能，可完成風電載荷譜分析，當量載荷計算軸承擴展壽命計算等功能。利用該軟件鄭州機械研究所已完成了750kW，1OMW，1.5MW和2.0MW以及5.0MW齒輪箱的參數(shù)設計。此外鄭州機械研究所還開發(fā)了基于Solid Works的智能型CAE分析系統(tǒng)能方便地實現(xiàn)對箱體，行星架，輸入軸等重要零部件的有限元分析和優(yōu)化。
1.1.4存在問題及展望
盡管我國風電齒輪箱國產(chǎn)化工作近年來取得了長足的進步基本掌握了兆瓦級以下機組的設計制造技術并形成了600kW至800kW風電增速箱的批量生產(chǎn)能力，但目前仍存在以下問題：
1) 國內缺乏基礎性的研究工作和基礎性的數(shù)據(jù)對國外技術尚未完全消化自
主創(chuàng)新能力不足。
2) 嚴重缺乏既掌握低速重載齒輪箱設計制造技術又了解風電技術的人才，缺乏高水平的系統(tǒng)設計人員。
3) 未完全掌握大型風電增速箱的設計制造技術產(chǎn)品以仿制為主可靠性不高,
質量穩(wěn)定性較差。掌握設計制造技術的企業(yè)數(shù)量較少無論是產(chǎn)品數(shù)量還是產(chǎn)品質量都難以滿足市場需要。
4) 缺乏大型試驗裝置及測試手段。
5) 缺乏行業(yè)資源共享，信息互通，共同發(fā)展的平臺和機制。
1.2論文的主要內容
風電齒輪箱結構設計。依據(jù)某型風機所要求的技術匹配參數(shù)，選擇適當?shù)凝X
輪傳動方案，在此基礎上進行傳動比分配與各級傳動參數(shù)如模數(shù)，齒數(shù)，螺旋角
等的確定。通過對運動副的受力分析，依照相關標準進行靜強度校核。
風機的結構形式主要有兩種：水平軸風機；垂直軸風機。目前市場上普遍應用的均為水平軸風力機。本文也主要參考水平軸的結構形式。在風力發(fā)電機組中，齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功能是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞到發(fā)電機并使其得到相應的轉速。通常風輪的轉速較低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電要求的轉速，必須通過齒輪箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為
增速箱。
根據(jù)機組的總體布置要求，有時將與風輪輪轂直接相連的傳動軸(俗稱大軸)
與齒輪箱合為一體，也有將大軸與齒輪箱分別布置，其間利用漲緊套裝置或聯(lián)軸
節(jié)聯(lián)接的結構，本文選用后一種方案。為了增加機組的制動能力，在齒輪箱的輸
出端設置剎車裝置，配合變槳距制動裝置共同對機組傳動系統(tǒng)進行聯(lián)合制動。具體到齒輪箱其它部位諸如軸承，軸等，因為很難用試驗臺來驗證齒輪箱各部分的可靠性。
第二章 齒輪參數(shù)的計算及強度校核
2.1 增速箱齒輪的設計參數(shù)
發(fā)電機額定功率：5000KW
總齒輪傳動比： 97：1
額定功率時輸入轉速：12.1rpm
額定功率時輸出轉速：1173.7rpm
選用一級斜齒二級行星結構
根據(jù)機械設計手冊規(guī)定進行齒輪計算，按3倍功率計算靜強度，同時外齒輪制造精度不低于6級，齒面硬度HRC60~62（太陽輪）和HRC56~58（行星輪），太陽輪和行星輪材料用，滲碳淬火。
2.2 增速箱齒輪設計方案
根據(jù)提供的技術數(shù)據(jù)，經(jīng)過方案比較，總傳動比i=97：1，采用兩級行星派生5.0MW風電機組齒輪箱設計型傳動，即兩級行星傳動+高速軸斜齒輪傳動。
傳動簡圖如圖2.1所示：
圖2.1 5.0MW風電機傳動齒輪箱結構簡圖
齒輪箱的傳動分為三級，均采用斜齒輪。前兩級使用行星齒輪傳動，第一級行星架作為輸入端，第二級的行星架與第一級的太陽輪連接，走后由第三極的高速軸輸出。
傳動比分配如表2.1所示：
表2.1 各級齒輪傳動比分配
第一級
第二級
第三級
5.2
5.44
3.44
2.3齒輪參數(shù)計算
齒輪參數(shù)計算齒輪參數(shù)計算行星齒輪傳動由于有多對齒輪同時參與嚙合承受載荷，要實現(xiàn)這一目標行星輪系各齒輪齒數(shù)必須要滿足一定的幾何條件：
（1）保證兩太陽輪和系桿轉軸的軸線重合，即滿足同心條件:
（2.1）
（2）保證3個均布的行星輪相互間不發(fā)生干涉，即滿足鄰接條件:
（2.2）
（3）設計行星輪時，為使各基本構件所受徑向力平衡，各行星輪在圓周上應均勻分布或對稱分布。為使相鄰兩個行星輪不相互碰撞，必須保證它們齒頂之間在連接線上有一定問隙。保證在采用多個行星輪時，各行星輪能夠均勻地分布在兩太陽輪之間，即滿足安裝條件
（2.3）
式中 C為整數(shù)，裝配行星輪時，為使各基本構件所受徑向力平衡，各行星輪在圓周上應均勻分布或對稱分布。
保證輪系能夠實現(xiàn)給定的傳動比 ，即滿足傳動比條件。當內齒圈不動時 （2.4）
式中：
——中心太陽輪齒數(shù)；
——行星輪齒數(shù)；
——內齒圈齒數(shù)；
——行星輪個數(shù)；
——齒頂高系數(shù)；
2.3.1低速級參數(shù)計算：
2.3.1.1 a-c級傳動計算
計算和選取
根據(jù)公式: （2.5）
（2.6）
（2.7）
查表得機械手冊圖表的
/， 取
由公式2.4得
， 不滿足條件2.3
為了適應變位需要，初選
由公式2.1得
，
計算，中心距，預計嚙合角，
選取壓力角 斜度角
由機械手冊查的 （2.8）
預選
估算中心距 （2.9）
計算 （2.10）
為了滿足齒輪精度要求 取
未變位時：
計算未變位中心距： （2.11）
初算中心距變位系數(shù)：
（2.12）
計算中心距并取圓整值：
取 （2.13）
實際中心距變位系數(shù)： （2.14）
計算嚙合角， 得 （2.15）
計算總變位系數(shù)： （2.16）
分配變位系數(shù)，查表得： （2.17）
2.3.1.2 c-b級傳動計算
計算未變位時的中心距： （2.18）
計算中心距變動系數(shù)： （2.19）
計算嚙合角： （2.20）
計算總變位系數(shù) ： （2.21）
計算 ： （2.22）
計算端面重合度：
（2.23）
計算縱向重合度： （2.24）
各齒輪的大小如表2.1所示：
表2.1 齒輪分度圓、基圓、齒頂圓、齒根圓直徑
分度圓直徑
基圓
齒頂圓
齒根圓
太陽輪
605.90
568.33
673.772
570.80
行星輪
969.43
960.00
1041.142
938.23
內齒圈
2593.24
2568.00
2543.03
2653.03
2.3.2中速級參數(shù)計算
2.3.2.1 a-c級傳動計算
計算和選取
根據(jù)公式: （2.25）
（2.26）
(2.27)
查表得機械手冊圖表的
/， 取
由公式2.4得
， 滿足條件
由公式2.1得
， ,取
計算，中心距，預計嚙合角，
選取壓力角 斜度角
預選
估算中心距 （2.28）
計算 （2.29）
為了滿足齒輪精度要求 取
未變位時：
計算未變位中心距： （2.30）
初算中心距變位系數(shù)：
（2.31）
計算中心距并取圓整值：
取 （2.32）
實際中心距變位系數(shù)： （2.33）
計算嚙合角， 得 （2.34）
計算總變位系數(shù)： （2.35）
分配變位系數(shù)，查表得： （2.36）
2.3.2.2 c-b級傳動計算
計算未變位時的中心距： （2.37）
計算中心距變動系數(shù)： （2.38）
計算嚙合角： （2.39）
計算總變位系數(shù) ： （2.40）
計算 ： （2.41）
計算端面重合度：
（2.42）
計算縱向重合度： （2.43）
各齒輪的大小如表2.2所示：
表2.2 齒輪的分度圓、基圓、齒頂圓、齒根圓直徑
分度圓直徑
基圓
齒頂圓
齒根圓
太陽輪
355.46
333.42
400.74
331.46
行星輪
597.82
560.75
642.876
573.596
內齒圈
1583.40
1485.21
1539.22
1611.176
2.3.3高速級參數(shù)計算：
計算中心距： (2.44)
取
計算齒寬： (2.45)
按經(jīng)驗公式
(2.46)
取
實際
計算變位系數(shù)： （2.47）
計算嚙合角： （2.48）
計算總變位系數(shù)： （2.49）
計算端面重合度：
（2.50）
計算縱面重合度： （2.51）
各齒輪的大小如表2.3所示：
表2.3 齒輪的分度圓、基圓、齒頂圓、齒根圓直徑
分度圓
基圓
齒頂圓
齒根圓
小齒輪
341.18
318.305
376.634
321.98
大齒輪
1169.77
1091.34
1190.962
1137.298
2.4 受力情況分析與強度校核
2.4.1 受力分析
行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪，行星輪，行星架，軸及軸承等。為進行齒輪的強度計算，需要對行星輪以及太陽輪進行受力分析。當行星輪數(shù)目為c。假定各套行星輪載荷均勻，只需分析其中任一套行星輪與中心輪的組合即可。通常略去摩擦力和重力的影響，各構件在輸入轉矩的作用下傳力時都平衡，構件問的作用力等于反作用力。
根據(jù)斜齒圓柱齒輪傳動受力分析公式，齒輪所受切向力，徑向力，軸向力分別為：
（2.52）
（2.53）
（2.54）
式中：——法面壓力角
——分度圓螺旋角
——主動輪分度圓直徑
——表示額定轉矩按照上述公式計算低速級各個齒輪的受力
由于效率對強度校核的扭矩影響比較小，因而在下面的扭矩計算中不考慮效率的影響。
2.4.1低速級輸入扭矩計算：
（2.55）
太陽輪切向力、徑向力、軸向力計算：
（2.56）
（2.57）
（2.58）
行星輪切向力、徑向力、軸向力計算：
查表機械設計手冊第四卷第二版（35.2-24）得
使用系數(shù)
動載系數(shù)：按手冊公式（35.2-12）
（2.59）
齒向載荷分布系數(shù)：查手冊表（35.2-28、29）
行星輪、太陽輪：
齒圈：
齒間載荷分配系數(shù)：查手冊表（35.2-30）
行星輪、太陽輪：
齒圈：
應力修正系數(shù)，查圖(35.2-25)得:
太陽輪行星輪 齒圈
重合度系數(shù)，按手冊(35.2-18)公式計算：
由于 （2.60）
螺旋角系數(shù)，按手冊(35.2-19)公式計算
（2.61）
各彎曲強度系數(shù)的數(shù)值如2.4表所示
表2.4 各彎曲強度系數(shù)
系數(shù)
太陽輪
行星輪
齒圈
1.05
1.02
1.1
1
1
1.1
1
1
1.1
1.075
1.075
1.07
1.85
1.91
1.94
0.929
0.929
0.929
0.935
0.935
0.935
計算彎曲應力：
太陽輪：
（2.62）
（2.63）
行星輪：
（2.64）
（2.65）
滿足彎曲強度要求
節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按手冊（35.2-13）公式計算：
（2.66）
材料彈性系數(shù)，查手冊（35.2-15）查表得
接觸強度重合度系數(shù),按手冊（35.2-15）公式計算：
（2.67）
接觸強度螺旋角，按手冊（35.2-16）公式計算
（2.68）
齒面接觸強度齒間載荷分配系數(shù)，查手冊（35.2-30）表：
齒面接觸強度齒向載荷分布系數(shù)，
（2.69）
各接觸強度系數(shù)如表2.5所示：
表 2.5 各接觸強度系數(shù)
參數(shù)
太陽輪
行星輪
齒圈
1.05
1.1
1.1
2.23
189.8
0.875
0.995
1
1
1.1
1.159
（2.70）
（2.71）
（2.72）
齒面接觸強度符合要求
2.4.2中速級輸入扭矩計算：
（2.73）
太陽輪切向力、徑向力、軸向力計算：
（2.74）
（2.75）
（2.76）
行星輪切向力、徑向力、軸向力計算：
查表機械設計手冊第四卷第二版（35.2-24）得
使用系數(shù)
動載系數(shù)：按手冊公式（35.2-12）
太陽輪 （2.77）
行星輪
齒圈
齒向載荷分布系數(shù)：查手冊表（35.2-28、29）
行星輪、太陽輪：
齒圈：
齒間載荷分配系數(shù)：查手冊表（35.2-30）
行星輪、太陽輪：
齒圈：
應力修正系數(shù)，查圖(35.2-25)得:
太陽輪行星輪 齒圈
重合度系數(shù)，按手冊(35.2-18)公式計算：
由于
（2.78）
螺旋角系數(shù)，按手冊(35.2-19)公式計算
（2.79）
各彎曲強度系數(shù)的數(shù)值如2.6表所示:
表2.6 各彎曲強度系數(shù)
1.375
1.375
1.375
1.08
1.02
1.12
1
1
1.1
1
1
1.1
1.075
1.075
1.075
2.17
2.1
2.1
0.782
0.782
0.782
0.942
0.942
0.942
（2.80）
（2.81）
太陽輪
（2.82）
行星輪
（2.83）
滿足彎曲強度應力要求
節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按手冊（35.2-13）公式計算：
（2.84）
材料彈性系數(shù)，查手冊（35.2-15）查表得
接觸強度重合度系數(shù),按手冊（35.2-15）公式計算：
（2.85）
接觸強度螺旋角，按手冊（35.2-16）公式計算
（2.86）
齒面接觸強度齒間載荷分配系數(shù)，查手冊（35.2-30）表：
齒面接觸強度齒向載荷分布系數(shù)，
（2.87）
各接觸強度系數(shù)如表2.6所示：
2.6表 各接觸強度系數(shù)
參數(shù)
A
B
C
1.05
1.2
1.1
2.24
189.8
0.879
0.995
1
1
1.1
1.159
（2.88）
太陽輪彎曲應力
（2.89）
行星輪彎曲應力
（2.90）
滿足齒面接觸應力要求
2.4.3高速級強度校核：
高速級輸入扭矩計算：
（2.91）
大齒輪切向力、徑向力計算：
（2.92）
（2.93）
行星輪切向力、徑向力計算：
查表機械設計手冊第四卷第二版（35.2-24）得
使用系數(shù)
動載系數(shù)：按手冊公式（35.2-12）
（2.94）
齒間載荷分配系數(shù)：查手冊表（35.2-30）
應力修正系數(shù)，查圖(35.2-25)得:
重合度系數(shù)，按手冊(35.2-18)公式計算：
由于 （2.95）
螺旋角系數(shù)，按手冊(35.2-19)公式計算
（2.96）
節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按手冊（35.2-13）公式計算：
（2.97）
材料彈性系數(shù)，查手冊（35.2-15）查表得
接觸強度重合度系數(shù),按手冊（35.2-15）公式計算：
（2.98）
接觸強度螺旋角，按手冊（35.2-16）公式計算
（2.99）
齒面接觸強度齒間載荷分配系數(shù)，查手冊（35.2-30）表：
齒面接觸強度齒向載荷分布系數(shù)，
各接觸強度系數(shù)如表2.7所示：
2.7 表各接觸強度系數(shù)
1.375
0.73
1.174
0.99231
1.1
1
1.1
1
1
2.42
0.66
2.32
0.915
1.83
2.12
1.77
189.8
許用接觸應力;
（2.100）
小齒輪接觸應力:
（2.101）
大齒輪接觸應力
（2.102）
滿足齒輪接觸應力要求
齒輪彎曲區(qū)應力:
（2.103）
（2.104）
小齒輪彎曲區(qū)應力要求
（2.105）
大齒輪彎曲區(qū)應力
（2.106）
滿足齒面彎曲區(qū)應力
第三章 行星架的設計及參數(shù)計算
3.1.低速級行星架：
一級行星輪a-c中心距
連軸端行星壁厚：
取
非連軸端行星壁厚
取
連接板內圓半徑
行星架外徑
一級行星架如圖3.1所示：
圖3.1一級行星架
3.1.2中速級行星架：
二級行星輪a-c中心距
連軸端行星壁厚：
取
非連軸端行星壁厚
取
連接板內圓半徑
取
行星架外徑
第四章 傳動軸的設計與校核
在傳動軸的初步設計過程中，由于傳動軸支撐和其他零件的位置，作用載荷等需要設計確定。首先可根據(jù)主軸傳遞扭矩初定出最小軸徑，再以此為基礎進行結構設計和強度校核。
4.1 低速級傳動軸尺寸參數(shù)計算與校核
4.1.1低速級傳動軸尺寸參數(shù)計算
低速級傳動軸經(jīng)上述計算，傳動的功率轉速，齒輪寬度 。
因為傳遞的功率適中，并對重量及結構尺寸無特殊要求，參考機械設計手冊。選用的材料45鋼，調質處理。
根據(jù)軸的直徑計算公式：
計算軸的最小直徑并加大3%用來考慮鍵槽的影響.
查機械設計手冊得A=106~135，取A=118初定最小直徑
軸的結構如圖4.1所示
圖4.1 低速軸零件圖
由上圖的知，低速級傳動軸不長，采用兩端螺釘固定方式。然后按軸上零件的安裝順序，確定軸各數(shù)據(jù)。
4.1.2低速級傳動軸的強度校核
齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。根據(jù)以上情況，可得低速級傳動軸的受力簡圖4.2：
圖4.2 低速軸受力圖
由上受力圖經(jīng)行軸的強度校核
扭轉強度條件為：
（4.1）
mm