螺旋输送机 毕业设计论文.doc

模具设计与制造自考本科模具设计与制造自考本科 毕业设计毕业设计 题题 目目: : 螺旋输送机螺旋输送机 学生姓名：学生姓名： 准考证号：准考证号： 080112200466080112200466 材 料 目 录 序号序号名名 称称数量数量备备 注注 1毕业设计开题报告1 2毕业设计1 3毕业设计成绩评定表1 起止日期：起止日期： 20122012 年年 11 月月 18 日日 至至 2012 年年 12 月月 20 日日 i 摘摘 要要 根据我对日常生活的观察，以及在大学阶段的各个实习，最后选定毕业设计题目 为螺旋输送机的设计。其原理为：当电动机驱动螺旋轴回转时，加入槽内的物料 由于自重的作用，不能螺旋叶面旋转，但受着螺旋的轴向推力的作用，向着一个方向 推进到卸料口处，物料被卸出，从而达到输送物料的目的。本输送机传动装置采用 ngw 型行星齿轮减速器传动，ngw 型行星齿轮减速器具有体积小、质量小、传动比大、承载 能力大，以及传动平稳和效率高等优点。 本毕业设计主要设计的是ngw 型行星齿轮减速器的设计。首先通过确定其传动 比，再到配齿计算，再确定 ngw 型行星齿轮减速器各个齿轮的尺寸及啮合参数，最后 是行星传动的结构设计及均载机构的设计。通过本次设计，我对 ngw 型行星齿轮减速 器的各个部分以及其设计过程都有了更加深入的理解。 关键词关键词：机螺旋输送机 ngw 型行星齿轮减速器 均载机构 ii abstract according to my observation of daily life, as well as the various internship at the university stage, the final design selected topics for graduate - spiral conveyer design. its principles are : when electric motors driven screw axis rotation, the inside of the materials themselves as role-not screw leaf surface, but once the spiral must thrust role toward a direction to the mouth of the discharge office of materials being discharged to reach carrier materials. the aircraft carrier transmission devices used ngw-planetary gear reducer transmission, ngw-planetary gear reducer with small size, quality small, transmission than large, large carrying capacity and a smooth and efficient transmission of higher advantages. the graduate design major design type planetary gear reducer is -ngw design. first, by defining its velocity ratio, and then to calculate the allocation of teeth, to determine the type of planetary gear reducer ngw various gear and mesh size parameters, planetary transmission is the final design and structure are reflected in the design of institutions. through this design, i have a deeper understanding to ngw-planetary gear reducer and parts of the design process . keyword：spiral conveyer， ngw-planetary gear reducer，balanced load institution 河南工业大学自考本科毕业设计 i 目录 前言 1 第一章 行星齿轮传动概论 .2 1.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点 2 1.2 行星齿轮传动的符号 2 1.3 行星齿轮传动的特点 3 2 行星齿轮传动的配齿计算 .4 2.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件 4 2.1.1 传动比条件.4 2.1.2 邻接条件.4 2.1.3 同心条件.5 2.1.4 安装条件.5 2.1.5 2z-x(a)型行星传动7 3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 .10 3.1 标准直齿圆柱齿轮的基本参数.10 4 行星齿轮传动的受力分析及强度计算 .13 4.1 行星齿轮传动的受力分析 .13 4.1.1 行星齿轮传动14 4.2 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力 .15 4.2.1 行星轮轴承上的作用力15 4.3 齿轮、轴和轴承的强度校核16 4.3.1 齿轮的校核16 4.3.2 轴的校核16 4.3.3 轴承的校核17 5 行星齿轮传动的均载机构 .18 5.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析 .18 5.2 行星轮间载荷分布均匀的措施 .20 5.2.1 基本构件浮动的均载机构21 6 行星减速器的箱体设计 .24 6.1 箱体的结构及各个尺寸的计算数值如下： .24 6.2.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用24 河南工业大学自考本科毕业设计 ii 6.2.2 行星齿轮减速器的润滑方式25 6.2.3 行星齿轮减速器齿轮润滑油的使用要求26 6.3 附件的选取 .26 6.4 轴承、键及联轴器的选取 .26 6.4.1 轴承的选取26 6.4.2 联轴器及键的选取27 7 螺旋输送机的设计计算 .28 7.1 gx 螺旋输送机各零部件构造分述如下： 28 7.1.1 螺旋28 7.1.2 头节装置与尾节装置的结构30 7.1.3 机槽（机壳）30 7.2 gx 型螺旋输送机的应用范围及优缺点 31 7.2.1 螺旋输送机的应用范围31 7.2.2 螺旋输送机的优缺点31 7.3 螺旋输送机的选型设计计算 .31 8 结论33 9 致谢34 10 参考文献 35 河南工业大学自考本科毕业设计 1 前言前言 gx 型螺旋输送机是工农业各部门机械化运输工作的主要机组，可使运输工作减轻 劳动强度，提高工作效率，应用范围很广泛。适用于输送粉状、粒状及小块物料：如 煤粉、水泥、矿沙、炉灰、石灰、化肥、苏打、食盐、砂糖、谷物、淀粉、棉子、麦 芽、饲料、饲料、锯木宵等，因此在水泥厂、化肥厂、化工厂、铁厂、矿山、糖厂、 造纸厂、维尼龙厂、饲料公司、水利工场使用较多。其优点是结构简单、成本低、面 积小、操作安全方便、在运输过程中能与外界隔离，是一种封闭的运输设备，它不仅 可以水平运输，而且可以倾斜运输。 螺旋输送机的传动部分采用行星齿轮传动。行星齿轮传动现已被人们用来代替普 通齿轮传动。而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于 那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传功效率高的输送设备、起重运输、石油化工 和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星 齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。 总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高(类型选用得当)等 优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重 运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮 船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转 矩的传动装置上也获得了应用。它几乎可通用于一切功率和转速范围，故目前行星传 动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。 随着国民经济的日新月异的发展，螺旋输送机作为重要的输送设备，在祖国建设 的各个角落都发挥着巨大的作用。 河南工业大学自考本科毕业设计 2 第一章第一章 行星齿轮传动概论行星齿轮传动概论 1.11.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点行星齿轮传动的定义、符号及其特点 齿轮传动在各种机器和机械设备中已获得了较广泛的应用。例如，起重机械、工 程机械、冶金机械、建筑机械、石油机械、纺织机械、机床、汽车、飞机、火炮、船 舶利仪器、仪表中均采用了齿轮传动。在上述各种机器设备和机械传动装置中，为了 减速、增速和变速等特殊用途，经常采用一系列互相啮合的齿轮所组成的传动系统， 在机械原理中，便将上述的齿轮传动系统称之为轮系。在齿轮系中，既能自转又 能公转的轮系称为行星齿轮系。 1.21.2 行星齿轮传动的符号行星齿轮传动的符号 在行星齿轮传动中较常用的符号如下。 n转速，以每分钟的转数来衡量的角速度，rmin 。 角速度，以每秒弧度来衡量的角速度，rads。 齿轮 a 的转速，rmin 。 a n 一一内齿轮 b 的转速，rmin。 b n 转臂 x 的转速，rmin。 x n 行星轮 c 的转速，rmin。 c n a 轮输入，b 轮输出的传动比，即 = ab i ab i b a z z 在行星齿轮传动中，构件 a 相对于构件 c 的相对转速与构件 b 相对构件 c c ab i 的相对转速之比值，即 = c ab i ac bc nn nn 在行星齿轮传动中，中心轮 a 相对于转臂 x 的相对转速与内齿轮 b 相对于 x ab i 转臂 x 的相对转速之比值，即 = x ab i ax bx nn nn 河南工业大学自考本科毕业设计 3 1.31.3 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动的主要持点如下。 (1) 体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和 各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧 凑。 (2) 传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行 星轮使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡，从而有利于达到提高 传动效率的作用。 (3) 传动比较大，可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类 型及配两方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。 (4) 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮， 均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使 参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工 作较可靠。 行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们 对行星传动技术进一步深人地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收， 从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对 于它的制造安装问题，目前巳不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等 技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。应该指出，对于 行星齿轮传动的设计者，不仅应该了解其优点，而且应该在自己的设计工作中，充分 地发挥其优点，且把其缺点降低到最低的限度。从而设计出性能优良的行星齿轮传动 装置。 综上，根据原始条件可以确定所需用的输入功率为 1 6.5 6.8 0.98 0.980.98 0.98 p pkw 入 至此，可以确定所用的电动机的型号 y160m-6 可以确定本设计题目（螺旋输送机）的传动部分的设计方案ngw 型 2z-x（a） 。 行星轮数。3 p n 河南工业大学自考本科毕业设计 4 2 2 行星齿轮传动的配齿计算行星齿轮传动的配齿计算 2.12.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件 在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比 ip 来分配各轮的齿数，这就是人们 研究行星齿轮传动运动学的主要仟务之一。在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了 满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装 条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。 2.1.1 传动比条件 在行星齿轮传动中，各轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比的大小。例 p i 如，2zx(a)型行星传动，其各轮齿数与传动比的关系式为 p i =1-=1+ b ax i x ab i b a z z 可得 =（-1） b z b ax i a z 若令 y=，则有 a z p i =y- b z a z 式中 给定的传动比且有=； p i p i b ax i y系数，必须是个正整数； 中心轮 a 的齿数，一般，。 a z a z min z 2.1.2 邻接条件 在设计行星齿轮传动时，为了进行功率分流，而提高其承载能力，同时也是为了 减少其结构尺寸，使其结构紧凑，如图（2-1）经常在太阳轮 a 与内齿轮 b(或 e)之间， 均匀地、对称地设置几个行星轮 c(或 d)。为了使各行星轮不产生相互碰撞，必须保 证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙即两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于 其中心距 l c ，即 2l c ac r 河南工业大学自考本科毕业设计 5 2 ac dsin ac p a n 式中 、 分别为行星轮 c 的齿顶圆半径和直径； ac r ac d 行星轮个数； p n 图 2-1 邻接条件 a、c 齿轮啮合副的中心距； ac a l c相邻两个行星轮中心之间的距离。 不等式(37)称为行星齿轮传动的邻接条件。间隙cl c的最小允许值 ac d 取决于行且齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时的润滑油搅动损失。实际使用中，一 般应取间隙值c05m，m 为齿轮的模数。 在此应该指出，邻接条件与行星轮个数有关，的多少，应受到其承载能力的 p n p n 限制。行星轮个数还应考虑到结构尺寸、均载条件和制造条件等因素。一般，在行 p n 星齿轮传动中大都采用3 个行轮。但是，当需要进一步提高其承载能力，减少行 p n 星齿轮传动的结构尺寸和质量时，在满足 上述邻接条件的前提下允许采用3 个行星轮的配置；不过还必须采取合理的 p n 均载措施。 2.1.3 同心条件 在此讨论的同心条件只适用丁渐开线圆柱齿轮的行星齿轮传动。所谓同心条件 就是出中心轮 a、b(或 e)与行星轮 c(或 d)的所有啮合齿轮副的实际中心距必须相等。 河南工业大学自考本科毕业设计 6 对于 2zx(a)型行星齿轮传动，其同心条件为 accb aa 2.1.4 安装条件 在行星齿轮传动中，如果仅有一个行星轮，即1，只要满足上述同心条件就 p n 保证能够装配。为了提高其承载能力，大多是采用几个行星轮。同时，为了使啮合时 的径向力相互抵消，通常，将几个行星轮均匀地分布在行星传动的中心圆上。所以， 对于具有1 个行星轮的行星齿轮传动除应满足同心条件和邻接条件外；其各轮 p n 的齿数还必须满足安装条件。所谓安装条件就是安装在转臂 x 上的个行星轮均匀地 p n 分布在中心轮的周围时，各轮齿数应该满足的条件。例如，对于 2zx(a)型行星传动， 个行星轮在两个中心轮 a 和 b 之间要均匀分布，而且，每个行星轮 c 能同时与两中 p n 心轮 n 和 b 相啮合而没有错位现象(见图 22)。 通常，在行星齿轮传动中，当个行星轮均匀分布时，每个中心角应等直 p n 2 p n 线 o、o和 o分别为主轴线 o 与行星轮 l、行星轮 2 和行星轮 3 的轴线 o1、o2 和 o3(转臂 x 上的)的连线。 为了绘图方便起见，在此用圆弧来表示轮齿的形状，故 2zx(a)型传功如图 2 2 所示。对于具有单齿圈的行星轮，可用平面 q 表示齿轮轮齿的对称面。当行星轮齿 数 z c 为偶数时，该平而 q 通过其齿槽的对称线；当行星轮齿数 z c 为奇数时，则它 们分别与轮 b 的齿槽对称线相重合。由此可见，若中心轮 a 和 b 的齿数和均是 a z b z 的倍数时，该行星齿轮传动定能满足装配条件。 p n 在一般情况下，齿数和都不是的倍数。当齿轮 a 和 b 的轮齿对称线及行 a z b z p n 星轮 1 的华而 q1 与直线 o重合时，行星轮 2 的平面 q 2 与直线 o的夹角为如果 c 转臂 x 固定，当中心轮 a 按逆时方向转过时，则行星轮 2 按顺时针方向转过角， c c 而内齿轮 b 按顺时针方向转过角。 c 当个行星轮在中心轮周围均匀分布时，则两相邻行星轮间的中心角为。现 p n 2 p n 设已知中小轮 a 和 b 的节圆直径和，其齿距为。在中心角内，中 a d b d ab ppp 2 p n 心轮 a 和 b 具有的弧长分别为 河南工业大学自考本科毕业设计 7 和 a p d n b p d n 对于弧长，一般应包含若干个整数倍的齿距 p 和一个剩余弧段()。 a p d n aa p 同理，对于弧长，也应包含有若干个整数倍的齿距 p 和一个剩余弧段。可得 b p d n bb 12 () aabb abp p zzncc p 显然，等式左边等于整数。要使等式右边也等于整数，其必要和充分的条件是 aabb 公式表明：两中心轮 a 和 b 的齿数和()应为行星轮数的倍数， ab zz p n 就是 2zx(a)型行星传动的安装条件。 图 2-2 行星传动安装条件 河南工业大学自考本科毕业设计 8 2.1.5 2z-x(a)型行星传动 据 2z-x(a)型行星齿轮传动的传动比公式 1 b p a z ip z 式中p 是行星齿轮的特性参数。 特性参数多与给定的传动比有关。p 值必须合理地选取。p 值太大或太小都是 p i 不合理的。如果 p 值太大，或许可能使得值很大；或使得值很小。通常，内齿轮 b z a z b 的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故值不能 b z 很大。而中心轮 a 的尺寸应考虑到其齿数受到最少齿数的限制，以及齿轮转 a z min z b z 轴的直径不能太小，故值不能很小。另外，p 值接近于 1 也是不允许的，因为这样 a z 会使得行星轮 c 的尺寸太小。一般，应选取 p=38。 则由式可得 (1) bpa ziz 当选定最小齿数时，就容易求得值。 a z b z 关于最小齿数、的选取，为了尽可能地缩小 2zx(a)型行星传动的径向尺 a z b z 寸、在满足给定的传动比的条件下，中心轮 a 和行星轮 c 的尺寸应尽可能地小。因 p i 此，应该选用最少齿数，但实际上它受到轮齿根切和齿轮能否安装轴承或能否安装 a z 到轴上去的限制。一般情况下，齿轮 a 的最少齿数的范围为 1418；对于中小功率的 行星传动，有时为了实现行星减速器的外廓尺寸尽可能小的原则，在满足轮齿弯曲强 度的条件下，允许其轮齿产生轻微的根切；因此，对于角度变位传动(正传动)，其最 少齿数可选取为 1013 个。 应该指出：在对 b 轮齿数进行圆整后，此时实际的 p 值与给定的 p 值稍有变 b z 化，但必须控制在其传动比误差范围内。一般其传动比误差4。 p p ii i i 据同心条件可求得行星轮 c 的齿数为 2 22 p ba ca i zz zz 显然，由上式所求得的适用于非变位的或高度变位的行星齿轮传动。如果采 c z 河南工业大学自考本科毕业设计 9 用角度变位的传动时，行星轮 c 的齿数应按如下公式计算，即 c z 2 ba cc zz zz 当()为偶数时，可取齿数修正量为1。此时，通过角度变位后， ba zz a z 既不增 大该行星传动的径向尺寸，又可以改善传动性能。综合上述公式则可得 2zx(a)型传功的配齿比例关系式为 2 :(1): 2 pp abcaapaa p ii zzzczzizz n 最后，校核其邻接条件。根据给定的行星齿轮传动的传动比的大小和中心轮 a p i 的齿数及行星轮个数，得 2zx(a)型行星齿轮传动的传动比及其各轮齿数。 a z p n p i 根据以上步骤可以确定其齿数及传动比如下： a z 17、 67、 151、 9.88。 c z b z b ax i 河南工业大学自考本科毕业设计 10 3 3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 3.13.1 标准直齿圆柱齿轮的基本参数标准直齿圆柱齿轮的基本参数 根据渐开线及其传动性质可知，标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数 z、 模数 m、压力角、齿顶高系数和顶隙系数。在确定上述基本参数后，齿轮的* a h*c 齿形及几何尺寸就完全确定了。 齿数 z齿轮整个圆周上轮齿的总数。在啮合齿轮副中，小齿轮和大齿轮分别 用和表示。 1 z 2 z 模数 m分度圆上的齿距 p 与圆周率(无理数)的比值，即 p m 模数 m 是齿轮的一个基本参数，其单位为 mm(毫米)。因齿距，若模数 mpm 增大，则齿轮的齿距 p 就增大；齿轮的轮齿及各部分尺寸均相应地增大。为了齿轮的 设计、制造和测量等工作的标准化，模数 m 的数值已经标准化。渐开线圆柱齿轮模数 可参见 gb1357-1987。 在此应该指出，由于在齿轮的不同圆周上，其齿距不相同，故其模数也是不同的； 只有分度圆上的模数 m 是标准值。 因齿轮分度圆的周长为 ，即可得 ；两式联立可得齿轮的分度圆dzp p dz 直径 dmz 上式表示，当给定一个齿轮的模数 m 和齿数 z，齿轮的分度圆直径就确定了。分度 圆压力角20，即该压力角等于基准齿形的齿形角。 因此，齿轮的分度圆应当 定义为：齿轮上具有标推模数 m 和标准压力角20的圆称为分度圆。因为， ，式中基圆直径为/cos b dd cos b dd 渐开线圆柱齿轮模数表 河南工业大学自考本科毕业设计 11 第一系列第一系列 1 11.251.251.51.52 22.52.53 34 4 第二系列第二系列 1.751.752.52.52.752.75(3.25)(3.25)3.53.53.753.75 第一系列第一系列 5 56 68 8101012121616 第二系列第二系列 4.54.55.55.5(6.5)(6.5)7 79 9(11)(11)1414 第一系列第一系列 20202525323240405050 第二系列第二系列 18182222282836364545 注：1.对斜齿轮是指法向模数 m. 2.应优先采用第一系列，括号的模数可能不用。 由公式可见，当齿轮的分度圆直径 d 确定后，如果再规定渐开线在分度圆上的压 力角的数值，则基圆直径就确定了。而齿轮的渐开线齿形仅取决于基圆的大小。 b d 齿项高系数按 gbl3561988 规定：正常齿=1，短齿=080。* a h* a h* a h 顶隙系数按 gbl3571988 规定：正常齿025，短齿03。*c*c*c 一对渐开线圆柱直齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数 m 相等，分度圆压力角 相等，即： 12 mmm 12 齿轮的模数的确定，由公式初算得 mm 11 3 3 22 1lim 22.32 2 2 2.1 12.11.71 170.75 300 affpfa m df t k kk y mk z 根据所设计的题目要求，选定模数。2.5mmm 参数 齿 轮副 a-c(w)c-b(n) 模数 m2.52.5 啮合角 2020 分度圆直径 d 5 . 167 5 . 42 22 11 mzd mzd 5 . 377 5 . 167 2 1 d d 齿顶高 a h 5 . 2 21 aa hh 375 . 2 ) 1 . 15 55 . 7 1 ( 5 . 2 2 1 mh h a a 齿根高 f h 125 . 3 21 ff hh 125 . 3 21 ff hh 全齿高 h 625 . 5 21 hh1 2 5.625 5.5 h h 河南工业大学自考本科毕业设计 12 齿顶圆直径 a d 5 . 172 5 . 47 2 1 a a d d 75.372 5 . 172 2 1 a a d d 齿根圆直径 f d25.161 25.36 2 1 f f d d 384 25.161 2 1 f f d d 基圆直径 b d 4 . 157 9 . 39 2 1 b b d d 7 . 354 4 . 157 2 1 b b d d 中心距 a105a105a 河南工业大学自考本科毕业设计 13 4 4 行星齿轮传动的受力分析及强度计算行星齿轮传动的受力分析及强度计算 4.14.1 行星齿轮传动的受力分析行星齿轮传动的受力分析 为了计算轮齿上的作用力，首先需要求得行星齿轮传动中输入件所传递的额定转 矩。在已知原动机(电动机等)的名义功率 p 和同步转速 n 的条件下，其输入件所传递 的转矩可按下式计算，即： （nm） a t 1 1 9550 a p t n 式中 输入件所传递的名义功率，kw； 1 p 输入件的转速，rmin。 1 n 在行星齿轮传动中，该输入转矩通常应取决于工作机所需的额定转矩(或额定 a t b t 功率)。当工作机在变负荷下上作时，该额定转矩是指在较繁重的、连续的正常 2 p b t 工作条件下使用的转矩(或功率)，如起重机的最大起重量产生的力矩。 在行星齿轮传动中，一个啮合齿轮副的受力分析与计算与普通定轴齿轮传动是相 同的。在圆柱齿轮传动中，若忽略齿面间的摩擦力的影响，其法向作用力可分解为 n f 如下的三个分力，即：切向力 (n) 1 1 2000 t t f d 径向力 (n) 轴向力 (n) tan cos tn r f f tan at ff 法向力与切向力的关系式为 n f t f （n） coscos t n n f f 对于直齿圆柱齿轮传动，由于轮齿的螺旋角，法面压力角，故其轴0 n 向力=0，则可得 ：切向力 (n) 径向力 (n) a f 1 1 2000 t t f d tan rt ff 法向力 (n) cos t n f f 式中 啮合齿轮副中小齿轮传递的转矩，nm ； 1 t 斜齿轮分度圆上的螺旋角，()； 河南工业大学自考本科毕业设计 14 小齿轮分度圆直径，mm； 1 d 分度圆压力角，通常20。 4.1.1 行星齿轮传动 在行星齿轮传动中，由于其行星轮的数目通常大于 1，即l，且均匀对称地 p n 分布于中心轮之间；所以，在 2z-x 型行星传动中，各基本构件(中心轮 a、b 和转臂 x)对 传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，在行星齿轮传动 的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用 r f 符号 f 代表切向力。为了分析各构件所受的切向力 f，现提示如下三点。 t f (1) 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的 作用力应等于反作用力。 (2) 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。 (3) 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力 矩。 在 2z-x（a）型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依 次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向 力 f，如图 41 所示。由于在输入件中心轮 a 上受有个行星轮 c 同时施加的作用 p n 力和输入转矩的作用。当行星轮数目2 时，各个行星轮上的载荷均匀(或采 ca f a t p n 用载荷分配不均匀系数进行补偿)，因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在 p k 此首先应计算输入件中心轮 a 在每一套中(即在每个功率分流上)所承受的输入转矩为 1 1 1 9550 a pp tp t nn n 式中 中心轮 a 所传递的转矩，nm； a t 行星轮数目。 p n 按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮 c 作用于中心轮 a 的切向力为 1 1 1 6.8 9550955022.32 970 3 a pp tp tn m nn n 河南工业大学自考本科毕业设计 15 2000 1050.17 a ca pa t fn n d 1050.17 acca ffn 1050.17 bcac ffn 22100.34 xcac ffn 3 105 2100.34661.607 xp xcx tn r fn m 1050.17 cbbc ffn 594.66 2000 b bpcb d tn fn m 图 4-1 2z-x（a）型受力分析 4.24.2 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力行星轮支承上和基本构件轴上的作用力 4.2.1 行星轮轴承上的作用力 在行星齿轮传动中，对于各种不同的传动类型，其行星轮上所受的作用力也是不 相同的。圆柱中心轮与行星轮相啮合时，行星轮上的切向力可按如下公式计算， ic f 即 （n） 2000 i ic pi t f n d 例如，在 2zx(a)型行星齿轮传动中，中心轮 a 作用于行星轮 c 上的切向力 ac f 计算，即 （n） 2000 a ac pa t f n d 对于钢制行星轮 c，其材料密度；行星轮的相对体积 63 7.8 10/kg mm 河南工业大学自考本科毕业设计 16 2 4 x c c d vb 将和的关系式代入公式，则可得 2zx(a)型传动行星轮的离心力为 x c v l f 1122 6.37 10 lcx x fd bn r 式中 行星轮 c 的分度圆直径，mm； c d b行星轮的宽度，mm； 行星轮的折算系数相对于转臂 x 转动的行星轮及其轴承的质量 直径为 、宽度为 b 的实心钢制圆柱体质量之比值的系数。 c d 当滚动轴承安装在行星轮内时，；当滚动轴承安装转臂 x 内时，0.5 0.7 。11.3 4.34.3 齿轮、轴和轴承的强度校核齿轮、轴和轴承的强度校核 4.3.1 齿轮的校核 对于外啮合的齿轮副 a-c、内啮合的齿轮副 c-b 应采用按齿面接触强度校核。 11 1 1 t haheauhhhp f z z z zk k kkk d b 1050.174.94 0.8 2.38 189.1 11 1.2 1 1.1 1.1 32 42.53.94 2 423.8/n mm 同理，可以计算得 2 302.26/ hc n mm 2 95.6/ hb n mm 许用接触用力 lim min h hpntlvrwx h zz z z z z s 2 750 1.0 0.85 1.05 1.0669.375/ 1.0 n mm 至此可知， ，各个齿轮的强度足够。 hhp 4.3.2 轴的校核 根据我所选择的传动方案2z-x（a）型的行星减速器，减速器采用中心轮 a 浮 河南工业大学自考本科毕业设计 17 动，轴只受扭矩的作用，而不受弯矩（即不受轴向力和径向力） 。故可按扭矩强度条 件进行校核。 33 33 22.32 3 1066.96 10 5.23 0.20.2 40 ta t t mp wd 入 同理，可以计算得 25.6 ta mp 出 根据已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查标准得 许用扭转切应力为 40，因、，故安全。 t a mp t 入 t 出 t 4.3.3 轴承的校核 根据以上的计算数据，可知 =1050.17n ca p cx p2100n xc p2100n =970r/min =100r/min =125r/minn入n出n行 预期计算寿命 20000 h lh 则 轴承的校核可有下式计算得 3 66 6060 970 20000 1050.1711.0525.5 1010 h car nl cpknckn 入 3 66 6060 100 20000 210010.35857.8 1010 h cxr nl cpknckn 出 故 所选 3.33 66 6060 125 20000 21009.586122 1010 h xcr nl cpknckn 行 用的轴承符合要求。 河南工业大学自考本科毕业设计 18 5 5 行星齿轮传动的均载机构行星齿轮传动的均载机构 5.15.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析行星轮间载荷分布不均匀性分析 行星轮间载荷分布均匀(或称载荷均衡)，就是指输入的中心轮传递结各行星轮的 啮合作用力的大小相等。例如，在图 51 所示的 2zx(a)型行星传动，设中心轮 a 上输入一个转矩，在理想的制造精度和刚度的条件下，中心轮 a 上的轮齿就会与 a t 个行星轮 c 上的轮齿相接触(啮合)，则各行星轮、和(=3)对中心轮 a 的 p n 1 c 2 c 3 c p n 法向作用力、和的大小是相等的。现取中心轮 a 为受力对象，法向作用力 1 c n f 2 c n f 3 c n f 、和组成为一个等边的力三角形见图 51(b) 1 c n f 2 c n f 3 c n f 图 5-1 行星轮间的载荷分布 即各行星轮作用于中心轮 a 上的力的主矢为零+0；而其主矩的 1 c n f 2 c n f 3 c n f 大小则等于转矩。因此，中心轮 a 可达到无径向载荷地传递转矩。但是，在没有采 a t 取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种 均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮问的载荷分布也并非完全是均衡的。 行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、 转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行星齿轮传动零件的制造误 差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮 的运动误差，例如，中心轮轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和 转臂上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮 a、b 的运动误差和行星轮与中心轮啮合的运动误差等，将形成中心轮与行星轮啮合时 河南工业大学自考本科毕业设计 19 的间隙或过盈。由于上述这些行星轮与中心轮啮合时的总间隙或过盈的存在，当中心 轮 a 或 b 和转臂 x 的轴线都不能自由偏移而实现自由调整时，就可能出现中心轮 a 或 b 仅与一个行星轮接触的情况，何中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙、 2 (见图 52)。 3 n 在输入转矩的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形，而使齿轮 a 旋转某 a t 一角度，如果弧线的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即； a aa r minaa r 图 5-2 未采取均载措施的啮合情况 那么，其所有的载荷(切向力)就全都由一个与中心轮 a 相接触的行星 2 a t a t f d 轮传递，即。 1 c maxtt ff 当行星轮间的裁荷分布均匀时，中心轮 a 与每个行星轮啮合处的平均切向力为 2000 t a tkp ppa f t f nn d 式中 中心轮 a 与各行星轮啮合处的切向力之和，n； t f 行星轮数，一般，取24； p n p n ta中心轮 a 输入的转矩，nm； 中心轮 a 的分度圆直径，mm 。 a d 当行星轮间载荷分布不均匀时，其行星轮上所受的最大裁荷与各行星轮所受 maxt f 的平均载荷的比值，称为行星轮间载荷分布不均匀系数；即行星轮间载荷分布 tkp f p k 不均匀系数为 河南工业大学自考本科毕业设计 20 max 2000 pa pt a n d kf t 在计算行星齿轮传动的齿轮强度时应按行星轮上所受的最大载荷来进行可 maxt f 得最大载荷的计算公式为 = maxt f 2000 pa pa k t n d 显然，当所有的载荷全都由一个行星轮承受，即时，由公式可 t f maxt f t f 得，其载荷分布小均匀系数为即此时其载荷分布不均匀系数等于行星轮个数。 p k p n 在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各行星轮间的载 t f p n 荷均匀分布；其平均切向力为。仿上，则可得其载荷分配不均匀 2000 t a tkp ppa f t f nn d 系数为 =1 p k 所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为 1 p k 。 pp kn 5.25.2 行星轮间载荷分布均匀的措施行星轮间载荷分布均匀的措施 为了使行星轮问载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法 来实现均载的系统(简称为机械均载系统)，其结构类型可分为如下两种。 (1) 静定系统 该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。 采用基本构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载菏不均衡时，构 件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位荷分 布均匀。 较常见的静定均载系统有如下两种组成方案。 具有浮动基本构件的系统。所谓“浮动基本构件” ，就是指某个基本构件没有径 向的支承，则称它为浮动基本构件。例如，采用中心轮 a 或内齿轮 b、e 为浮动构件 的三行星轮系统。该系统如图 53 由于该均载机构具有结构简单，均载效果好等优 点，故它已获得了较广泛的应用。 2)全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系 河南工业大学自考本科毕业设计 21 统。例如，采用杠杆联动的均载机构，使24 个行星轮浮动，即行星轮可以自动 p n 调整位量，以实现行星轮间载荷分布均匀。 (2) 静不定系统 较常见的静不定系统有下列两种组成方案。 完全刚性构件的均载系统。这种系统完全依靠构件的高精度，即使其零件的制 造和装配误差很小来保证获得均载的效果。但采用这种均载方法将使得行星齿轮传动 的制造和装配变得非常困难和复杂，且成本较高。因此，很少采用它。 采用弹性件的均载系统。这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在 不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。例如， 将内齿轮制成薄壁壳体结构，或用弹性件将内齿轮连接在箱体上，以及采用具有弹性 衬套或柔性销轴的行星轮。 5.2.1 基本构件浮动的均载机构 基本构件浮动常采用的方法是将构件与可移式联轴器(齿轮联轴器和十字滑块联 轴器等)相连接。在行星齿轮传动中只要有个基本构件浮动就可以起到均载作用； 若两个基本构件同时浮动，则均载效果更好。 中心轮 a 浮动 图 53 所示为中心轮 a 浮动的 2zx(a)型行星传动。为了显示 清晰起见在图 53(a)中仍用万向联轴器来表示该均载机构。实际上多用齿轮联轴 器(双齿或单齿的)。中心轮 a 通过齿轮联轴器与高速轴 i 相连接。当输入轴 i 上施加 力矩 t a 时中心轮 a 与3 个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力 p n fn1、fn2 和 fn3。各行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于齿轮联轴器对中心 轮 a 在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形 图 53(b)；而各力形成的力矩与外力矩 ta 平衡，即使各行星轮问的载荷分布均匀。 故在此情况下，其载荷分布不均匀系数 x p 值等于 1。 由于中心轮 a 的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；与其连接的均载机构较 容易制造，且便于安装，故使中心轮 a 浮动的方法已获得了较广泛的应用。尤其是当 行星轮数3，应用于中、低速行星传动时，其均载效果更好。但当3 和应用 p n p n 于高速传动时，均载效果不好，且噪声大；故此时需采用其他均载机构。 河南工业大学自考本科毕业设计 22 图 5-3 中心轮 a 浮动的 2z-x（a）型传动 齿轮联轴器是通过轮齿相互啮合来传递扭矩的。由于它有较多的轮齿同时工作， 所以，该联轴器传递转矩的能力较大。其主要缺点是缺乏缓冲和吸振能力。 若采用双齿联轴器作为均载机构见图 54(a)，一般，其允许径向位移为 e=0.46.3mm，允许角位移；采用鼓形齿时，允许角位移。由此可见，303 双齿联轴器允许被连接轴线间有一定的径向位移和角位移，故其浮动效果好。它不仅 可使各行星轮间载荷分布均匀，且可使啮合轮齿沿齿宽方向的载荷分布获得改善。图 54(a)所示为采用双齿联轴器使中心轮 a 浮动的 2zx(a)型行星传动简图。双齿联 轴器的齿套长度 l(见图 55)可近似计算为 图 5-4 用齿轮联轴器浮动 图 5-5 联轴器齿套长度 中心轮的传动简图 计算简图 max 1 tan e l 式中 中心轮 a 的最大浮动量，mm； max e 联轴器齿套允许的最大偏斜角。 1 齿套的轮齿宽度 b 为 河南工业大学自考本科毕业设计 23 b 1 3 s d 式中 联轴器齿轮的分度圆直径，mm。 s d 齿套内、外齿的制造精度一放为 8 级。 若采用单齿联轴器作为均载机构见图 54(b)，由于单齿