机械毕业设计（论文）-320T鱼雷罐车传动机构设计【全套图纸】 .doc

第 i 页 320t 鱼雷罐车传动机构设计 摘摘 要要 鱼雷罐车是供钢铁企业运输高炉铁水至炼钢倒罐站进行倾翻铁水作业的专用运输 车辆，它取代了传统的铁水车，可在铁水运输过程中完成脱磷、脱硫等工序，从而缩 短冶炼时间，降低冶炼成本，是一种高效、先进的冶炼工艺设备。 为使鱼雷罐车正常运行，对它的传动系统要求很高，主传动系统采用了三环减速 器。文中对三环减速器工作原理进行了描述，推导出传动比的计算公式。采用 ansys 软件对鱼雷罐车倾动力矩进行计算，得到合成力矩。在考虑重合度及齿廓重叠干涉等 限制条件的基础上，采用微分逼近法，利用 mathcad 软件求解了内外齿轮的变位系数。 对齿轮的弯曲强度进行校核，结果表明内、外齿轮均满足齿根弯曲强度。提出三环减 速器动力分析基本方程，对内齿环板、输出轴和输入轴进行受力分析。对三环减速器 各零部件进行了结构设计，都满足强度要求，应用 solidworks 软件画出三环减速器主 要零部件。考虑到三环减速器输出轴转速很低，对耳轴轴承和输出轴箱体轴承的静载 荷进行了计算，满足静载条件。对输入轴箱体轴承进行了轴承寿命的计算，得出寿命 很长，基本不用更换。通过对三环传动的效率计算，得出三环传动效率高。 关键词：鱼雷罐车，三环减速器，结构设计，内齿环板 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 第 ii 页 the design of transmission machinery of the 320t torpedo tanker abstractabstract the torpedo tanker is the dedicated hot metal transport vehicles which is used for transporting iron to the steel cans tipping station of iron and steel enterprise, and it has replaced the traditional hot metal car. it can complete the process of dephosphorization and desulfurization on way of transportion, thereby reducing smelting time and the cost of smelting. so it is a highly efficient and advanced equipment of the smelting process. in order to operate the torpedo tanker normally, it is needed to use a three-ring reducer to make the main drive system highly. in this paper, the working principle of three-ring reducer is described and the calculating formula of the transmission ratio is derived. i use the ansys software to calculate the tipping torque of the torpedo tanker, and get the synthesis torque. when taking into account of restrictions such as coincidence degree and tooth profile overlap interference in designing the little difference gear teeth, the paper uses the differential approximation method to get the coefficient of the internal and external gears by mathcad software. the bending strength of gear is checked, and the result show that both of the inner and outer gear are to meet the bending strength of the tooth root. i make the basic equation of dynamic analysis of three-ring reducer and the force analysis of the gear ring plate, output shaft and input shaft. i make structural design of parts of the three-ring reducer, all of them meet the strength requirements. i draw the main parts of three-ring reducer by solidworks 第 iii 页 software. considering the rotational speed of output shaft is very low,i calculate the static load of trunnion bearings and bearing of output shaft of the box, and they satisfy the conditions of static load. the life of input shaft bearing of the box is calculated, and i get a very long life and there is no need to replace it. through the calculation of transmission efficiency, i know that transmission efficiency is very high. keywords: torpedo tankers, three-ring reducer, structural design, internal tooth zone plate 目录 摘 要.i abstract.ii 第 1 章 绪论.1 1.1 选题背景及目的 1 1.2 铁水车的种类 1 1.2.1 对铁水车的基本要求1 1.2.2 铁水车的种类及特点1 1.3 鱼雷罐车的应用情况及发展状况 3 1.4 本课题研究的意义 4 1.5 本文的研究方法及内容 5 第 2 章 鱼雷罐车传动机构整体方案确定.6 2.1 对传动机构的要求 6 2.2 传动机构的配置形式 6 2.3 传动系统方案比较 7 第 3 章 三环减速器简介及运动学分析.10 3.1 三环减速器的结构组成及工作原理 10 3.2 三环减速器的特点 11 3.3 三环减速器存在的主要问题 12 3.4 三环传动克服死点的方法 13 3.5 三环减速器的传动比推导 13 第 4 章 鱼雷罐车的倾动力矩计算.15 4.1 ansys 软件简介.15 4.2 鱼雷罐车倾动力矩计算 15 4.2.1 空罐力矩计算16 4.2.2 罐液力矩计算17 4.2.3 摩擦力矩的计算19 4.2.4 合成倾动力矩的计算20 第 iv 页 4.3 计算载荷的计算 22 第 5 章 总传动装置的设计.23 5.1 电机的选择 23 5.1.1 传递效率的计算23 5.1.2 电机功率的计算23 5.1.3 电机型号的选取24 5.2 分配传动比 25 5.2.1 传动装置的传动比分配25 5.2.2 一次减速装置内传动比的分配25 5.3 各轴运动及动力参数 25 第 6 章 三环减速器齿轮的结构设计.27 6.1 齿轮材料的选择、类型、精度等级 27 6.2 内外齿轮的齿数计算 27 6.3 模数的选择 27 6.4 三环减速器齿轮副啮合参数的计算 28 6.4.1 三环减速器内啮合齿轮副的干涉28 6.4.2 mathcad 软件介绍.30 6.4.3 应用 mathcad 进行啮合参数计算的具体演算过程.31 6.5 三环减速器行星齿轮传动的强度验算 34 6.5.1 齿根弯曲强度的条件35 6.5.2 计算齿根应力35 6.5.3 许用齿根应力35 第 7 章 三环减速器动力分析基本方程.38 7.1 内齿环板动力分析基本方程 38 7.2 输出轴的力矩平衡方程 41 7.3 输入轴的力矩平衡方程 42 第 8 章 三环减速器的结构设计.43 8.1 输出轴的结构设计及校核 43 8.1.1 初步确定输出轴的最小直径43 8.1.2 输出轴的结构布置方案43 8.1.3 输出轴的强度校核44 8.2 输入轴的结构设计及校核 50 8.2.1 初步确定输入轴的最小直径50 8.2.2 输入轴的结构布置方案50 8.2.3 输入轴的强度校核51 8.3 偏心套的结构设计及校核 55 8.3.1 偏心套的材料及热处理方式55 8.3.2 偏心套的偏心距计算55 8.3.3 偏心套的结构布置方式55 8.3.4 偏心套的破坏形式及强度校核56 第 v 页 8.4 内齿环板的结构设计 57 8.4.1 内齿环板的结构设计57 8.4.2 内齿环板的强度校核57 8.5 箱体、箱盖结构设计 58 第 9 章 轴承载荷的计算.60 9.1 耳轴轴承载荷的计算 60 9.1.1 耳轴轴承工作特点60 9.1.2 耳轴轴承静载荷计算60 9.2 输出轴箱体轴承静载荷的计算 61 9.3 输入轴箱体轴承寿命的计算 62 第 10 章 三环减速器内部传动效率.64 10.1 三环减速器内部传动效率的组成 64 10.2 计算方法 64 10.3 计算过程 65 第 11 章 传动系统的润滑.67 11.1 润滑方法及种类 67 11.2 三环减速器的润滑 67 11.3 轴承座装置的润滑 68 结 论.69 致 谢.70 参考文献.71 第 1 页 第 1 章 绪论 1.1 选题背景及目的 目前在国内 20002500 高炉出铁场上设有多达 56 个铁水罐位，出铁场和铁水 3 m 沟很长。随着高炉容积的增加，铁水车的容量必须相应地扩大。但对现有的锥形和梨 形铁水罐，增加容量是很困难的。因为罐的高度受到高炉出铁场建筑物高度的限制， 罐的直径受到轨道间距的限制。因此增大铁水罐容积的方向只有沿着轨道纵向加长， 这就出现了鱼雷罐车，也称混铁炉式铁水车。 1.2 铁水车的种类 1.2.1 对铁水车的基本要求 铁水车是专门运送铁水罐的车辆。铁水罐可在车架上倾翻而卸载，也可用起重机 吊起卸载。对铁水车的基本要求： （1）单位长度上的有效容量（t/m）愈大愈好，这样可以降低铁口标高和缩短出铁 场的长度； （2）无论空罐或重罐均要求具有足够的稳定性，不得自动倾翻，而倾翻时所需能 量应尽量小； （3）具有良好的保温性能，铁水罐中形成的废铁和铁瘤要少； （4）具有足够的强度，安全可靠，结构紧凑合理。为了减轻重量，每吨载重量的 金属制品的数量（t/t）越低越好。 1.2.2 铁水车的种类及特点 按铁水罐的几何形状，铁水车可分为如下三种形式。 1.锥形罐式铁水车 锥形罐式铁水车存在如下缺点： （1）铁水表面积大，热量损失多。铁水罐在每次使用中由于铁瘤的逐渐增加而使 第 2 页 容积逐渐减少，一般运送 50006000 t 铁水后就需送去修理。 （2）不经济。这种铁水罐的容积较小。采用小容积铁水罐也增加了运输工作量及 费用。 （3）铁水飞溅损失大。铁水落到小铁水罐中的飞溅损失较大，还增多了每次铁瘤 的形成。 我国采用的铁水车结构型式如图 1.1 所示。铁水罐上部为圆柱形，罐底为半球形。 铁水罐由两个铸钢吊架与钢板焊成，罐内壁砌有耐火砖。车架为焊接双弯梁“”形 断面结构，两端有支座支承罐体，通过心盘将负荷传给转向架。这种型式的铁水罐清 理废铁和铁瘤以及观察罐内损失情况比较方便，故这种型式的铁水车在我国得到广泛 使用，并确定为我国的系列化产品。 图 1.1 锥形罐式铁水车 2.梨形罐式铁水车 保温性能最好的铁水罐的几何形状应该是球形的，但制造比较困难，因此做成和 球形相似的梨形铁水罐。结构型式如图 1.2 所示。梨形罐式铁水车主要由铁水罐、车架 和两台运行小车组成。 （1）铁水罐 梨形罐是由罐帽、圆柱形的中间部分和半球形的罐底三部分组成。 （2）车架 车架由两个用向下弯曲的梁连接起来的平台组成。梁向下弯曲的目的 是为了不妨碍铁水罐的倾翻。车架上装有自动挂钩。 （3）运行小车 车架支承在两台四轮双轴的小车上，采用这种运行小车来代替标 准铁路小车可以缩短铁水车的长度。用铰链轴把车架和运行小车连在一起，这样可以 灵活的在弯曲轨道上运行，运行小车的轴装在滚动轴承上。 与锥形铁水罐相比，梨形铁水罐具有下列优点：保温性能好；罐内残铁和铁瘤较 少；内衬使用寿命长。 第 3 页 梨形铁水罐的缺点是它的容量比较小，增大容量受到机车车辆界限的限制。由于 罐口较小，清理废铁和铁瘤以及观察罐内损失情况都较困难。 1铁水罐；2枢轴；3耳轴；4支承凸爪；5底盘；6小轴 图 1.2 梨形罐式铁水车 3.鱼雷罐车 铁水罐的外壳是焊接的。旋转轴线高出几何轴线 110 mm，这样空铁水罐或装满铁 水时铁水罐的重心均在旋转轴线以下。结构型式如图 1.3 所示。 铁水罐由一个圆柱体和两个圆锥体组成，枢轴固定在圆锥体的端部。铁水罐靠本 身两端的枢轴支承在两台单独的车架的轴承上。罐的倾翻机构和电动机装在其中的一 台车架上。每台车架支承在两台双轴小车上。 图 1.3 鱼雷罐车 大容量的鱼雷罐车具有下列优点：热量损失小，形成的残铁和铁瘤较少、罐中铁 水成分在一定程度上能起混匀的作用，砖衬的寿命较长等。 高炉每次出铁只需 23 个罐位，这就解决了大量铁水的运输问题，可缩短出铁场 的长度，减少铁沟的维修量和炉前废铁量1。 1.3 鱼雷罐车的应用情况及发展状况 鱼雷罐车在国外应用已有六十年历史，目前在国外大型高炉上采用容量为 200600 第 4 页 t 的鱼雷罐车。 鱼雷罐车是为高炉配套的一种专用车辆，运行于高炉和转炉之间或高炉与铸铁机 之间，因此铁水车的主要参数、容量的确定应与高炉容积和转炉容量的系列规格相适 应。 我国设计与制造的鱼雷罐车其容量规格如表 1.1 所示。 表表 1.11.1 鱼雷罐车容量规格鱼雷罐车容量规格 铁水车容量 (t)80180260320420 高炉容积 )( 3 m 300620620120018002500250040004000 以上 转炉容量 (t)315153560130250320300 以上 根据我国国情，从节约能源、提高效率、保护环境、扩大规模等出发，我国各大 型钢铁企业都在不断淘汰落后产能，增加高炉容积，比如宝钢、沙钢等企业都已有 5000 的高炉。传统的小容量铁水车已无法满足要求，大型高炉需要更大容量的鱼雷 3 m 罐车来与之配套。 现在，鱼雷罐车在各大型钢铁企业已经普及，发展趋势是研发容量更大、性能更 好的鱼雷罐车。可以说，大容量的鱼雷罐车具有广阔的发展前景。 1.4 本课题研究的意义 本课题以鞍山钢铁集团炼铁厂为课题研究背景。 随着鱼雷罐车设计的容量越来越大，对传动系统的要求也越来越高，采用三环减 速器作为鱼雷罐车的传动系统是今后的发展趋势。 三环式减速器是我国独创的一种新型齿轮传动装置，三环减速器是为适应现代机 械工程发展需要、在综合分析已有的平行轴少齿差减速器技术发展趋势的基础上开发 的一种新型传动装置。其输入功率通过“功率分流”的方式，用三相并列平行双曲柄 机构作为输入机构，由三片相同的传动环板共同输出。传动时形成多齿接触，具有优 良的承载能力和过载能力，同时也克服了国际上硬齿面制造困难和成本高的弱点。由 于具有装配灵活和结构本身的独特特征，因此在有些领域具有其它传动无法代替的优 势，比如在机械、冶金、石油、起重运输、矿山、环保、建筑，交通等工业领域大力 推广应用。这种传动近年来得到了很快的发展，被列为国家重点推广项目，具有广阔 第 5 页 的应用前景2。 虽然三环减速器有可能成为新一代通用型减速器，但是，由于其问世时间不长， 生产、设计经验尚不足，产品中存在着振动、噪声较大等问题。对于以传递动力为主 的三环减速器，若要分析它的传动性能，对其进行结构及受力分析是非常必要的。本 课题的提出，为指导生产实践提供了理论依据。 1.5 本文的研究方法及内容 （1）对鱼雷罐车传动系统进行整体分析，确定最佳传动方案； （2）对三环减速器工作原理进行描述，并且进行运动学分析； （3）采用 ansys 软件对鱼雷罐车倾动力矩进行计算，确定计算载荷； （4）选择电机，分配传动比； （5）应用 mathcad 进行三环减速器啮合参数的计算，确定几何参数； （6）提出三环减速器动力分析基本方程，对内齿环板、输出轴和输入轴进行受力 分析； （7）对三环减速器进行结构设计和强度校核，应用 solidworks 软件画出三环减速 器主要零部件； （8）轴承载荷的计算。计算耳轴轴承和输出轴轴承的静载荷，对输入轴轴承进行 轴承寿命的计算； 第 6 页 第 2 章 鱼雷罐车传动机构整体方案确定 鱼雷罐车传动机构的作用是转动罐体，以使罐体完成兑铁水、取样、出渣、修理 等操作。 2.1 对传动机构的要求 （1）能使罐体连续正反转，并能平稳而准确地停止在任意角度位置上，以满 360 足工艺操作的要求。 （2）一般应具有两种以上的转速，罐体在出钢倒渣，人工取样时，要平稳缓慢地 倾动，避免钢、渣猛烈摇晃甚至溅出罐口。罐体在空罐和刚从垂直位置摇下时要用高 速倾动，以减少辅助时间，在接近预定停止位置时，采用低速，以便停准停稳。 （3）应安全可靠，避免传动机构的任何环节发生故障，即使某一部分环节发生故 障，也要具有备用能力，能继续进行工作。 （4）传动机构对裁荷的变化和结构的变形而引起耳轴轴线偏移时，仍能保持各传 动齿轮的正常啮合，同时，还应具有减缓动载荷和冲击载荷的性能。 （5）结构紧凑、占地面积小、效率高、投资少、维修方便。 2.2 传动机构的配置形式 对于鱼雷罐车传动机构的配置形式，有落地式、半悬挂式、全悬挂式和液压式四 种类型。 1.落地式 落地式传动机构指除三环减速器输出轴上齿轮装在耳轴上外，其余全部安装在行 走机构上。 第 7 页 这种传动机构的特点是结构简单，便于制造、安装和维修。但是当耳轴轴线产生 较大偏差时，影响三环减速器的内外齿轮的正常啮合。另外，还没有满意地解决由于 启动、制动引起的动裁荷的缓冲问题。 2.半悬挂式 半悬挂式传动机构是在落地式基础上发展起来的，它的特点是把三环减速器箱体 悬挂在耳轴上，其他传动部件仍安装在行走机构上，所以叫半悬挂式。悬挂减速器的 输入轴通过联轴器与一次减速装置连接。当耳轴偏移时，不影响内外齿轮间正常啮合。 其质量和占地面积比落地式有所减少，但占地面积仍然比较大。 3.全悬挂式 全悬挂式传动机构是将整个传动机构全部悬挂在耳轴的外伸端上，电动机、制动 器、一次减速装置和三环减速器都悬挂在同一箱体上。整个悬挂减速器用两端铰接的 两根立杆通过曲柄与水平扭力杆连接而支承在基础上。水平扭力杆抗扭缓冲装置如图 2.1 所示。 图 2.1 水平扭力杆抗扭缓冲装置示意图 全悬挂式传动机构的特点是：结构紧凑、质量轻、占地面积小、运转安全可靠、 工作性能好。由于整套传动装置都悬挂在耳袖上，耳轴偏移不会影响齿轮的正常啮合。 柔性抗扭缓冲装置的采用，使传动平稳，有效地降低机构的动载荷和冲击力。但是全 悬挂机构进一步增加了耳轴轴承的负担。 4.液压传动机构 液压传动的突出特点为：适于低速、重载的场合，不怕过载和阻塞。而且可以无 级调速，结构简单、质量轻、体积小。因此鱼雷罐车倾动机构使用液压传动是大有前 途的。液压传动的主要缺点是加工精度要求高，加工不精确时容易引起漏油3。 第 8 页 根据具体情况综合考虑，选择全悬挂式倾动机构。 2.3 传动系统方案比较 第一种方案： 采用多点啮合柔性传动装置。在末级传动中由四个各自带有传动机构的小齿轮驱 动同一末级大齿轮，整个悬挂减速器通过柔性抗扭缓冲装置而支承在基础上。传动装 置如图 2.2 所示。 1悬挂减速器；2一次减速装置； 3紧急制动装置；4扭力杆装置 图 2.2 多点啮合柔性传动机构 多点啮合由于采用两套以上传动装置，当其中一或两套损坏时仍可维持操作，即 事故状态下处理能力强、安全性好。 第二种方案： 罐体在倾翻过程中转速可调，要求选用两种转速不同的电机，以满足不同的工况 对应不同转速。罐体在倒铁水过程中转速很低，所需电机转速也低，以满)1200( 足铁水车低速重载。抬罐过程中转速增大，所需电机转速也大。当一个电)0120( 机工作时另一个电机不工作，三环减速器有一个输入轴和一个支承轴。 该方案的优点是：罐体在倾翻过程中变速，缩短了工作时间，提高了效率。 第三种方案： 第 9 页 罐体在倾翻过程中转速不变，即罐体在倒铁水和抬罐过程中转速一样。选择的两 电机型号一样，电机在工作过程中同时运转，两输入轴同时工作，这时没有支承轴。 传动装置如图 2.3 所示。 该方案的优点是： （1）在一个电机出故障的情况下另一电机正常运转，只是输出功率增加，不影响 鱼雷罐车的正常工作。 （2）电机型号一样，三环减速器两输入端传动比一样，和输入轴相联的两个一次 减速装置设计的也一样，使设计过程简单化，所需零部件的种类也少，有利于备件和 更换。 （3）罐体在倾翻过程中速度不变，使控制系统简单化。 通过方案比较，选择第三种方案。 图 2.3 鱼雷罐车的传动装置示意图 第 10 页 第 3 章 三环减速器简介及运动学分析 3.1 三环减速器的结构组成及工作原理 三环减速器是由平行四边形机构与齿轮机构组合而成。其中，有动力输入的高速 轴称为输入轴，无动力输入的高速轴称为支承轴，输入轴和支承轴上均安装相同的偏 心套，作为平行四边形机构的曲柄。平行四边形机构的连杆上带有内齿轮，称为齿环 板，低速轴上安装外齿轮，通过内、外齿轮的啮合，由输出轴输出动力。 根据输入轴、支承轴和输出轴之间不同的位置关系，三环传动有两种基本的形式： 对称型和偏置型。当输入轴和支承轴相对于输出轴对称布置时，称为对称型三环传动。 它的基本结构及传动简图如图 3.1 和 3.2 所示。当输出轴位于输入轴和支承轴的外侧时， 称为偏置型三环传动。它的基本结构及传动简图如图 3.3 和 3.4 所示。两种形式相比较 而言，偏置型三环传动的受力状态比对称型恶劣，振动、噪声也明显较大，现已较少 采用。本论文主要研究对称式三环减速器，对对称式三环减速器的结构进行设计4。 第 11 页 1.内齿环板 2.输入轴 3.支承轴 4.输出轴 5.输出轴外齿轮 6.输入轴偏心套 7.支承轴偏心套 图 3.1 对称式三环减速器基本结构 图 3.2 对称式三环减速器传动简图 1.内齿环板 2.输入轴 3.支承轴 4.输出轴 5.输出轴外齿轮 6.输入轴偏心套 7.支承轴偏心套 图 3.3 偏置式三环减速器基本结构 图 3.4 偏置式三环减速器传动简图 3.2 三环减速器的特点 与普通齿轮减速器和行星减速器相比，三环减速器具有如下优点： （1）加工方便、制造成本低，维修性能好。三环减速器传动的特点是用普通的渐 开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可 采用普通齿轮材料。和圆柱齿轮减速器一样用中分箱体，维修方便、易损件少、磨损 小、可靠性高。 （2）传动比大。单级传动 0； s g （6）避免内、外齿轮沿径向移动发生的径向干涉等； 第 31 页 （7）保证重合度大于 1； （8）为了保证渐开线齿廓，内齿轮的齿顶圆必须大于基圆； （9）为了避免轮齿的磨损，内、外齿轮的齿顶不得变尖，并且要有足够的厚度， 齿顶厚度必须大于（0.250.4）cm。 2、变位系数选择时应该满足的主要限制条件： （1）由文献8式 7.7-7 可知保证不发生齿顶干涉，必须满足内啮合齿轮副的重合度 ，即1 1)tan(tan)tan(tan 2 1 2211 aa zz （6.3） （2）由文献8式 7.7-8 可知按啮合中心距装配时，保证齿轮副不产生齿廓重叠 a 干涉，即应满足齿廓重叠干涉系数，即：0 s g 0)()()( 12222111 invzzinvzinvzg aas （6.4） 由文献8式 7.7-9 可知 ad add a aa 1 22 1 2 2 1 4 4 arccos （6.5） 由文献8式 7.7-10 可知 ad add a aa 2 22 1 2 2 2 4 4 arccos （6.6） )(2 1 * 11 xhmdd aa （6.7） )(2 2 * 22 xhmdd aa 以上各公式中符号的含义： 外齿轮齿顶圆直径； 1a d 内齿轮齿顶圆直径； 2a d 第 32 页 外齿轮齿顶圆压力角； 1a 内齿轮齿顶圆压力角； 2a 齿轮副实际啮合中心距； a 压力角，； 20 啮合角； 外齿轮齿数，=90； 1 z 1 z 内齿环板上的内齿轮齿数，=92； 2 z 1 z 外齿轮变位系数； 1 x 内齿轮变位系数； 2 x 齿顶高系数，=0.65； * a h * a h 外齿轮的分度圆直径； 1 d 内齿轮的分度圆直径； 2 d 对于一对啮合齿轮，可把变位系数、视为自变量，而把自己确定的参数作为 1 x 2 x 常量，即限制条件是变位系数的函数。因此，满足两个主要限制条件的问题便可归结 为求合适的变位系数的问题。 在确定变位系数时，逐步逼近的迭代方法是比较常用的方法。该方法是在首先确 定啮合角的前提下，初选变位系数，然后计算重合度，并且不断向逼近，最 1 x1 后用不发生齿廓重叠干涉的条件来判断变位系数是否合理，最终求出两齿轮的0 s g 变位系数、。 1 x 2 x 由于变位系数的实际计算比较繁琐而且容易出错，本文在迭代计算中选用了功能 强大的数学软件 mathcad，进行辅助计算。 6.4.2 mathcad 软件介绍 mathcad 是由 mathsoft 公司推出的一种交互式数值计算系统。当输入一个数 第 33 页 学公式、方程组、矩阵等，计算机将直接给出计算结果，而无须去考虑中间计算过 程。因而 mathcad 在很多科技领域中承担着复杂的数学计算 ,图形显示和文档处理， 是工程技术人员不可多得的有力工具。直观自然公式表达mathcad 采用接近在黑 板上写公式的方式让用户表述所要求解的问题，通过底层计算引擎计算返回结果并 显示在屏幕上。计算过程近似透明，使用户专注于对问题的思考而不是繁琐的求解 步骤。它的工作界面如图 6.1。 图 6.1 mathcad 工作界面 6.4.3 应用 mathcad 进行啮合参数计算的具体演算过程 1、主要参数 由于 mathcad 中下标为字母的符号无法表示，故进行相应的替换，符号替代如表 6.1。 初选=，变位系数初始值，的预期值 2 5 . 381 1 x 1 . 1 第 34 页 表表 6.16.1 符号替代符号替代 符号替代符号替代符号替代 * a h ha 1a d da1 1 d d1 1 2a d da2 2 d d2 2 1a 1a a a1 2a 2a s g gs 2、演算过程 m10z190z292ha0.65 1 20 180 conangle r ( )r 180 1 20 180 conangle r ( )r 180 2 38.5 180 a1 m z2z1cos 1 2 cos 2 a112.0072 a112 2acos m z2z1cos 1 2 a1 20.6712 conangle 2 38.4568 x10.0639 第 35 页 inv n( )tan n( )n x2z2z1 inv 2 inv 1 2 tan 1 x1 x20.3609 d1z1md1900.0000 d2z2md2920.0000 da1m z12 ha2 x1 da1914.2780 da2m z22 ha2 x2da2914.2182 a1acos d1 cos 1 da1 a10.3897 a2acos d2 cos 1 da2 a1acos d1 cos 1 da1 a2acos d2 cos 1 da2 a20.3313 1acos da22da124 a12 4 da1a1 11.5864 inv a10.0210 2acos da22da124 a12 4 da2a1 21.5602 inv a20.0127 inv 2 0.1230 1 2 z1tan a1tan 2 z2tan a2tan 2 1.1001 gsz11inv a1z22inv a2z2z1inv 2 第 36 页 gs0.2131 3、演算结果 进行四次迭代，最终迭代结果如表 6.2。 表表 6.26.2 迭代结果迭代结果 迭代次数 1 x gs 111.32330.1300 20.03581.10430.2113 30.05191.10190.2123 40.06391.10010.2131 gs=0.213100639. 0 1 x3609. 0 2 x11001 . 1 4、确定几何参数 mm278.914)0639 . 0 265 . 0 290(10)22( 1 * 11 xhzmd aa mm218.914)3609 . 0 265 . 0 292(10)22( 2 * 22 xhzmd aa 329.22 278.914 20cos900 arccos )cos( arccos 1 1 1 a a d d 979.18 218.914 20cos920 arccos )cos( arccos 2 2 2 a a d d mm278.883)0639 . 0 25 . 0 65 . 0 (102900)(2 1 * 11 xchmdd af mm218.945)3609. 025 . 0 65 . 0 (102920)(2 2 * 22 xchmdd af 6.5 三环减速器行星齿轮传动的强度验算 在行星齿轮传动中，齿轮的主要失效形式是齿面的点蚀、磨损和轮齿的折断。所 以在设计中一般要进行齿面接触疲劳强度的校核计算和齿根弯曲强度校核计算。但是 对于三环减速器，由于是少齿差传动，少齿差传动轮齿工作面上的接触强度不是其在 承载能力上的薄弱环节，尤其是轮齿工作表面上的疲劳点蚀破坏未发生过，使齿面接 第 37 页 触强度安全裕度远高于齿根弯曲强度裕度。所以，内、外齿轮的接触强度一般不进行 验算，只进行齿根弯曲强度校核8。 6.5.1 齿根弯曲强度的条件 由文献8式 7.3-11 可知齿根弯曲强度校核的条件为计算齿根应力不大于许用齿 f 根应力，即 fp fpf （6.8） 6.5.2 计算齿根应力 由文献8式 7.3-10 可知 fpffvaff kkkkk 0 （6.9） 由文献8表 2.5-43 可知 yyyy bm f safa n t f 0 （6.10） 由文献8表 2.5-43 可知 fpffvasafa n t f kkkkkyyyy bm f （6.11） 6.5.3 许用齿根应力 许用齿根应力可按照下式计算 由文献8表 2.5-43 可知 xrreltrelt f ntstf fp yyy s yy min lim （6.12） 式中：齿轮分度圆上的圆周力， t f = 327175.926； d t ft 3 2 9 . 03 5 . 4416872 n 第 38 页 （6.13） 使用系数，由文献8表 2.5-7 可知= 1.25； a k a k 动载系数，由文献8表 2.5-11 可知= 1.04； v k v k 法向模数，= 10 mm； n m n m 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数，由文献8表 2.5-44 可知= f k f k 1.0； 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数，由文献8图 2.5-22 可知= f k f k 1.10； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数，由文献8式 7.3-17 可 fp k 知= 1.15； fp k 载荷作用于齿顶时的齿形修正系数，由文献8表 2.5-47 可知外齿轮 fa y = 2.20，内齿圈= 2.35； 1fa y 2fa y 载荷作用于齿顶时的应力修正系数，由文献8图 2.5-33 可知= sa y 1sa y 1.67，= 1.89； 2sa y 齿根应力的基本值 ，； 0f 2 mm/n 计算弯曲强度的重合度系数，由文献8第 2 篇第 5 章 4.6 节可知= y y 0.96； 计算弯曲强度的螺旋角系数，由文献8图 2.5-39 可知= 0.98； y y 工作齿宽，若大小齿轮宽度不同时，宽轮的计算工作齿宽不应大于窄轮b 齿宽加上一个模数，外齿轮=137 mm，内齿圈=127 mm； 1 b 2 b 许用齿根应力，； fp 2 mm/n 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，由文献8图 2.5-42 可知 limf = 570； limf 2 mm/n 第 39 页 试验齿轮的应力修正系数，用所给的值计算时，取= 1.98； st y limf st y 计算弯曲强度的寿命系数，由文献8表 2.5-50 可知= 2.5； nt y nt y 相对齿根圆角敏感系数，由文献8表 2.5-52 可知= 2.05； relt y relt y 相对齿根圆角表面状况系数，由文献8表 2.5-53 可知= 1.12； rrelt y rrelt y 计算弯曲强度的尺寸系数，由文献8表 2.5-54 可知= 1.0； x y x y 弯曲强度的最小安全系数，由文献8表 2.5-42 可知= 1.6。 minf s minf s 外齿轮计算齿根应力： fpffvasafa n t f kkkkkyyyy mb f 11 1 1 =15 . 1 0 . 110 . 1 04 . 1 25 . 1 98 . 0 96 . 0 67 . 1 20 . 2 10137 926.327175 = 1357.47 2 mm/n 内齿圈计算齿根应力： fpffvasafa n t f kkkkkyyyy mb f 22 2 2 =15 . 1 0 . 110 . 1 04 . 1 25 . 1 98 . 0 96 . 0 89 . 1 35 . 2 10127 926.327175 = 1770.27 2 mm/n 许用齿根应力： xrreltrelt f ntstf fp yyy s yy min lim =0 . 112 . 1 05 . 2 6 . 1 5 . 298 . 1 570 = 4048.85 2 mm/n 计算数据如表 6.3。 表表 6.36.3 外齿轮和内齿圈的轮齿弯曲强度外齿轮和内齿圈的轮齿弯曲强度 外齿轮计算应力内齿圈计算应力外齿轮许用应力内齿圈许用应力 第 40 页 1f )mpa( 2f )mpa( 1fp )mpa( 2fp )mpa( 1357.471770.274048.854048.85 由此可知，内外齿轮轮齿的弯曲强度足够。 第 7 章 三环减速器动力分析基本方程 为了便于分析，在建立机构动力分析模型时特做如下假定: （1）机构为匀速转动，即只考虑法向惯性力； （2）忽略偏心套、轴、外齿轮等质量较小的构件的重力及惯性力； （3）多齿承载各齿对的接触力方向与啮合线平行，且认为其合力作用在中心啮合 齿 对上； （4）运动副间隙、制造误差忽略不计。 7.1 内齿环板动力分析基本方程 由于三块内齿环板的结构完全相同，相邻两块内齿环板之间相差相位差，在 120 一个周期范围内，各内齿环板的受力情况完全相同，因此只需分析其中一块内齿环板 即可。内齿环板的受力分析如图 7.1 所示9。 第 41 页 图 7.1 内齿环板的受力分析 由图 7.1 可得内齿环板的平衡方程： 0)90cos(cos 21 pfff wxx （7.1） 0)90sin(sin 21 pfgff wyy （7.2） 对内齿圈圆心 o 取矩： 0coscos)cos( )sin()cos()sin( 23222 242111141 rplfrlf rlfrlfrlf wy xyx （7.3） ， x y f f 1 1 1 tan x y f f 2 2 2 tan （7.4） 式中：、输入轴 a 行星轴承在、方向的载荷； x f1 y f1xy 、输入轴 b 行星轴承在、方向的载荷； x f2 y f2xy 每片环板平均啮合力；p 第 42 页 齿环板的惯性力； w f 、a、b 处合力均值； 1 f 2 f 齿环板的重力；g 齿环板转动的工况角； 啮合角； 、行星轴承载荷的方向角； 1 2 内齿环板的分度圆半径； 2 r 、偏心套的外圆半径； 1 r 2 r 、高速轴孔与内齿圈的水平距离； 1 l 2 l 内齿环板的行心与内齿圈中心的距离； 3 l 高速轴孔与内齿圈的垂直距离； 4 l 内齿圈的基圆直径。 2 )( b d a、b 处的作用反力 每片环板平均啮合力： =348.173kn 20cos) 2 (3 1 mz t p 20cos45 . 0 3 6875.441 （7.5） 每片环板的重力为 g=6741.628n=6.742kn81. 922.687 两偏心套中心距为=1300mm6502 21 ll 内齿圈的基圆直径为： =864.517mm 2 )( b dcos 2 mz 20cos9210 由文献8表 7.7-15 可知齿环板的惯性力： = w f 2 12 30cos2 cos)( 81 . 9 nzzmg 第 43 页 （7.6） = 2 30 1 . 0 46.38cos2 20cos)9092(10 81 . 9 628.6741 =0.903n 可见非常小，在计算过程中忽略不计。由文献8表 7.7-15 可知 w f a 处： cos )( cos)sin( 2 21 2 1 p f ll d kk p f wb x （7.7） p g p f ll dp f wb y sin )( )cos( 2 21 2 1 （7.8） 2 1 2 11yx fff （7.9） b 处： 21 2 12 cos2 2ll d kk p ff b xx （7.10） 21 2 12 ll d pff b yy （7.11） 2 2 2 22yx fff （7.12） 式中、为工位转角函数。 k k 因为是双轴输入，由文献8表 7.7-16 可知工位转角函数和都为 0 k k 由公式（7.5）（7.12）有 =)sin( 2 1 p f x )46.38sin( 2 173.348 )46.38sin(087.174 第 44 页 p g ll dp f b y 21 2 1 )( )cos( 2 = 173.348 742 . 6 1300 517.864 )46.38cos( 2 173.348 =684 . 0 )46.38cos(087.174 = xx ff