起重吊车回转装置用二级行星齿轮传动装置设计

./目录摘要3第一章绪论5第二章配齿计算91.1配齿条件91.1.1传动比条件91.1.2同心条件91.1.3邻接条件101.1.4装配条件101.2分配各级齿轮传动的传动比111.3配各轮齿数111.3.1计算高速级齿轮齿数121.3.2计算第二级齿轮组齿数12第三章行星齿轮传动的效率计算14第四章齿轮的设计183.1齿轮传动的强度计算183.1.1关于计算扭矩183.1.2关于应力循环次数193.2齿轮主要参数的初算213.2.1按接触强度初算中心轮a的分度圆直径213.2.2按接触强度初算中心轮a的分度圆直径233.3计算内啮合齿轮传动的齿宽243.4齿轮强度验算253.4.1a—g齿轮副的弯曲强度效验计算253.4.2g—b齿轮副的弯曲强度效验计算263.4.3a—g齿轮副的弯曲强度效验计算283.4.4g—b齿轮副的弯曲强度效验计算293.5齿轮主要尺寸的计算30第五章轴的设计334.1高速轴的设计334.1.1材料的选择334.1.2初步计算轴径334.1.3轴上结构设计344.2中间轴的设计354.2.1材料的选择354.2.2初步计算轴径354.2.3轴上结构设计354.3输出轴的设计364.3.1材料的选择364.3.2初步计算轴径364.3.3结构设计36第六章减速器的结构设计385.1齿轮的结构设计385.2行星架的结构设计395.3键的选择395.4机体的结构设计40第七章润滑与冷却426.1润滑426.2冷却43结论44参考文献44致谢45.起重吊车回转装置用二级行星齿轮传动装置设计[摘要]本设计为通过研究NGW型2K-H型二级行星齿轮减速器的设计原理与方法,对其进行结构设计。NGW型减速器由内外啮合和公用行星轮组成,它的结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高。然而传动比小,但NGW型能多级串联成传动比大的轮系,这样便能克服了单级传动比较小的缺点,故NGW型成为动传动中应用最多、传动功率最大的一种行星传动。本设计说明书对2K-H型二级行星齿轮减速器进行了齿轮的配齿计算、效率分析、齿轮的尺寸设计、轴以及减速器的结构设计,并对每组齿轮副进行了强度校核。本说明书由接触强度计算齿轮的小齿轮的分度原直径,再用弯曲强度校核。该行星齿轮减速器在第一级传动中的内齿轮用许多的弹簧与箱壳联接,以减少减速器在工作中遇到的冲击载荷。本次设计的行星齿轮减速器用于起重机的回转装置,考虑到安全性、散热及冷却,使用喷油润滑。[关键词]：NGW型；2K-H型；行星齿轮；强度校核；Slewingliftingcranerotatingdevicesdesignedbytwoplanetarygeardrives[Abstract]ThismanualdesignsthestructureofplanetarygearreducerthroughNGWtypeand2K-HtypeII-typedesigntheoryandmethod.NGWreducerismadeupbytheinsideandoutsidetheplanetarygearcomponents,anditssimplestructure,smallaxialsize,technologyandgoodefficiency.However,thetransmissionratioissmall,buttheNGWtypetomulti-levelseriesintothegeartransmissionratio,sothattheycanovercometherelativelysmallsingle-stagetransmissionshortcomings,ithasbecomeadynamicdriveintheNGWtypemostwidelyused,themaximumtransmissionpowerofaplanetTransmission.

Inthismanual,two2K-Htypeplanetarygearreducer<vertical>madecalculationofthegearteethwithgearofsizedesign,theefficiencyanalysis,Thesizeofgeardesign,shaftdesign,andreducerandcheckedthestrengthofeachgear.

Inconsiderationofthesoftgeartoothsurface,thismanualcalculatesthepiniongearindexingoftheoriginaldiameteraccordingtocontactstrength,andchecksbendingstrength.

Thefirststageoftheplanetarygearreducerisconnectedbylotsofspringsandthecaseshellinordertoreducegearimpactsencounteredinthepunchload.Takingintoaccountsecurity,heatandcooling,thedesignoftheplanetarygearreducerforrotatingdeviceofthecraneisusedintofuelinjectionlubrication.[Keyword]：NGWtype;2K-Htype;planetarygear;strengthcheck;.第一章绪论1.1起重机简介起重机的定义起重机<Crane>属于起重机械的一种,是一种作循环、间歇运动的机械。一个工作循环包括：取物装置从取物地把物品提起,然后水平移动到指定地点降下物品,接着进行反向运动,使取物装置返回原位,以便进行下一次循环。1.1.2起重机的雏形中国古代灌溉农田用的桔是臂架型起重机的雏形。14世纪,西欧出现了人力和畜力驱动的转动臂架型起重机。19世纪前期,出现了桥式起重机；起重机的重要磨损件如轴、齿轮和吊具等开始采用金属材料制造,并开始采用水力驱动。19世纪后期,蒸汽驱动的起重机逐渐取代了水力驱动的起重机。20世纪20年代开始,由于电气工业和内燃机工业迅速发展,以电动机或内燃机为动力装置的各种起重机基本形成。起重机主要包括起升机构、运行机构、变幅机构、回转机构和金属结构等。起升机构是起重机的基本工作机构,大多是由吊挂系统和绞车组成,也有通过液压系统升降重物的。运行机构用以纵向水平运移重物或调整起重机的工作位置,一般是由电动机、减速器、制动器和车轮组成。变幅机构只配备在臂架型起重机上,臂架仰起时幅度减小,俯下时幅度增大,分平衡变幅和非平衡变幅两种。回转机构用以使臂架回转,是由驱动装置和回转支承装置组成。金属结构是起重机的骨架,主要承载件如桥架、臂架和门架可为箱形结构或桁架结构,也可为腹板结构,有的可用型钢作为支承梁。1.1.3起重机的分类：桥架型起重机梁式起重机桥式起重机门式起重机臂架型起重机悬臂起重机塔式起重机门座起重机流动式起重机1.2行星齿轮传动1.2.1概念一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线回转的齿轮传动<见图[行星齿轮传动]>。行星轮既绕自身的轴线回转,又随行星架绕固定轴线回转。太阳轮、行星架和内齿轮都可绕共同的固定轴线回转,并可与其他构件联结承受外加力矩,它们是这种轮系的三个基本件。三者如果都不固定,确定机构运动时需要给出两个构件的角速度,这种传动称差动轮系；如果固定内齿轮或太阳轮,则称行星轮系。通常这两种轮系都称行星齿轮传动。特点和类型行星齿轮传动的主要特点是体积小,承载能力大,工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂,要求制造精度高。行星齿轮传动中有些类型效率高,但传动比不大。另一些类型则传动比可以很大,但效率较低,用它们作减速器时,其效率随传动比的增大而减小；作增速器时则有可能产生自锁。常见行星齿轮传动的类型和性能见附表[常见行星齿轮传动的类型和性能]。差动轮系可以把两个给定运动合成起来,也可把一个给定运动按照要求分解成两个基本件的运动。汽车差速器就是分解运动的例子。行星齿轮传动应用广泛,并可与无级变速器、液力耦合器和液力变矩器等联合使用,进一步扩大使用范围。1.2.轴线固定的齿轮传动原理很简单,在一对互相啮合的齿轮中,有一个齿轮作为主动轮,动力从它那里输入,另一个齿轮作为从动轮,动力从它输出。也有的齿轮仅作为中转站,一边与主动轮啮合,另一边与从动轮啮合,动力从它那里通过,这种齿轮叫惰轮。在包含行星齿轮的齿轮系统中,情形就不同了。由于存在行星架,也就是说,可以有三条转动轴允许动力输入/输出,还可以用离合器或制动器之类的手段,在需要的时候限制其中一条轴的转动,剩下两条轴进行传动,这样一来,互相啮合的齿轮之间的关系就可以有多种组合：动力从太阳轮输入,从外齿圈输出,行星架通过机构锁死；动力从太阳轮输入,从行星架输出,外齿圈锁死；动力从行星架输入,从太阳轮输出,外齿圈锁死；动力从行星架输入,从外齿圈输出,太阳轮锁死；动力从外齿圈输入,从行星架输出,太阳轮锁死；动力从外齿圈输入,从太阳轮输出,行星架锁死；两股动力分别从太阳轮和外齿圈输入,合成后从行星架输出；两股动力分别从行星架和太阳轮输入,合成后从外齿圈输出；两股动力分别从行星架和外齿圈输入,合成后从太阳轮输出；动力从太阳轮输入,分两路从外齿圈和行星架输出；动力从行星架输入,分两路从太阳轮和外齿圈输出；动力外齿圈输入,分两路从太阳轮和行星架输出。1.32K-H二级行星齿轮减速器设计的目的、意义本次设计通过研究2K-H二级行星齿轮减速器的设计原理和方法,对一种2K-H二级行星齿轮减速器进行结构设计,巩固和掌握机械设计的原理与方法,并且进行创新设计,学习和吸收新知识,开拓新视野。2K-H二级行星齿轮减速器是一种减速传动比较大的传动装置,一般用于结构布局恐怖关键比较小的场合。行星齿轮传动具有体积小重量轻结构紧凑传动功率大承载能力高的特点,因此它适用于汽车航空工业的发展,以及高速大功率船舰透平发电机组等的发展。1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了,1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置,并首先用于汽车的减速器,1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后机械行业的蓬勃发展促进了行星齿轮传动的发展。高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用,于1951年首先在德国获得成功。1958年后,英,意,日,美,苏,瑞士等国也获得成功。低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品,如法国Citroen生产用于水泥磨,榨糖机,矿山设备的行星减速器,重量达125t,输出转矩3900KN.m;我国是从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器,20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已试制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器,如列车电站燃气轮机〔3000KW/高速汽轮机〔500KW和万立方米制氧透平压缩机〔6300KW的行星齿轮箱,低速大转矩的行星减速器也已批量生产,如矿井提升机的XL-30型行星减速器〔800KW。世界各先进工业国,经由工业化,信息化时代,正在进入知识化时代,行星齿轮传动在设计上日趋完善,制造技术不断进步,使行星齿轮传动已达到了较高水平,我国与世界先进水平虽存在明显差距,但随着改革开放带来设备引进,技术引进,在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：〔1向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器,其齿轮圆周速度已达150m/s:日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱,功率为22065kw:大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱,输出转矩高达4150KN.m在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载,平衡,密封,润滑,零件材料及热处理及高效率,长寿命,可靠性等一系列设计制造技术问题。〔2向无级变速行星齿轮传动发展,实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本结构都转动并传递功率,这只要对原行星结构中固定的结构加一个转动〔如采用液压泵及液压马达系统来实现,就成为无级变速器。〔3向复合式行星齿轮传动发展。近几年来,国外蜗杆传动,螺旋齿轮传动,圆锥齿轮与行星齿轮组合使用,构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动,低速级用行星齿轮传动箱。这样可适应相交轴和交错轴间的传动,可实现大传动比和大转矩输出等不同用途,充分利用各类传动的特点,克服各自的缺点,以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆涡轮——行星齿轮减速器,总传动比i=125r/min,输出转矩27200N.m。〔4向少齿行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比,小功率传动。μm从而提高承载能力,保证可靠性和使用寿命。第二章配齿计算2．1配齿条件研究行星齿轮传动学的重要任务之一就是在设计行星齿轮传动时,根据给定的传动比来分配各轮的齿数。在确定行星齿轮传动的各轮齿数时,首先应该满足给定的传动比,其次,同心条件、邻接条件和安装条件等装配有关的条件均要满足。另外,与其承载能力有关的条件也要考虑。2．1．1.传动比条件NGW型二级行星齿轮传动的传动比由z、z来决定。如果传动的外形尺寸未予规定,那么可先行选定z,然后在确定z。如果传动的径向尺寸已经规定,那么可以通过它先行选定z,再按所给的传动比结合确定〔或、、结合z确定z〔小中心轮a不能产生根切为限。NGW型二级行星齿轮的传动比条件：z=〔-1z=1-=1+〔1-12.1.2同心条件由于行星轮C与内齿轮B及小中心轮A同时接触,如果外啮合A、C传动的中心距A应当等于内啮合B、C传动的中心距时,内齿轮B和小齿轮A实现同心,从然保证行星轮C与内齿轮B及小中心轮A正确啮合,即有：a=a如果传动不变位或采用高度变位,则〔z+z=〔z-z由此可得行星轮的齿数：z=〔1-22.1.3在设计NGW二级行星齿轮传动时,经常在太阳轮与内齿轮之间,均匀地、对称地设置几个行星轮。这样能减少其结构尺寸,使其结构紧凑。同时,当进行功率分流时,能提高其承载能力,为使相邻两个行星轮不相互摩擦碰撞,在设计过程中一般要求其齿顶圆间有一定的间隙,称为邻接条件。2K-H型行星传动采用标准齿轮时的邻接条件为：m〔z+z>m〔z+2z〔1-3n〔1-42.1.NGW行星齿轮传动常用3个或3个以上的行星轮实现功率分流。为使整个行星轮a能沿圆周方向获得均布即满足装配条件,小中心轮a与内齿轮b的齿数和〔z+z必须为行星轮数的n整倍数,即〔整数〔1-52．2分配各级齿轮传动的传动比NGW行星齿轮传动采用两级或多级传动时,一般是用在当传动比较大的场合,首先要做的就是传动比的合理分配,在一般情况下,可参照下面的经验方法分配各级传动比：两级传动低速级传动比：i=0.5+2~2.5〔i=16~45三级传动低速级传动比：i=0.5+1.8~2.2〔i=140~400三级传动中间级传动比：i=0.8+1.2~1.6因为本次设计的行星齿轮为起重吊车回转装置2K-H二级行星齿轮减速器,所以应采用二级齿轮传动比公式。得：总传动比i=32.4,则：低速级传动比：i=0.5+2.0~2.5=5.33高速级传动比：i==6.0832．3配各轮齿数在满足前述各种需要条件的基础上确定各轮齿数的方法,通常分：分析法和查表法,一般用分析法。首先根据传动比确定符合邻接条件的行星轮个数n,然后根据传动比条件,同心条件和装配条件选配齿数。一般设计用配齿法为比例法即将式〔1-1、〔1-2和〔1-3合并组成联比的形式：z：z：z：M=z：〔z：〔i-1z：z〔1-6上式称为配齿计算公式,式中i以分数形式代入。当z为已知值时,便可求出z和z,最后按式〔1-5核对邻接条件是否合适。因各轮齿数和M值都是正整数,故在选取z值时,应该确保式〔1-6右端各项数值都是正整数。因为,通过比例法配齿数,可得到较精确的传动比,所以,在选配齿数时,一般用此种方法。2．3．1计算高速级齿轮齿数〔1按邻接条件确定n依据i=6.08,查表4-1,的n=3〔2用比例法配齿数将i=6.08≈152/25代入式子Z：Z：Z：M=Z：〔Z：〔i-1Z：Z=Z：2.04Z：5.08Z：Z〔3确定各齿轮的齿数结合考虑齿轮强度及传动平稳性等条件,由图4-5a取Z=24则：Z=49Z=122M=49〔4计算实际传动比i=1+=6.0832．3．2计算第二级齿轮组齿数〔1按邻接条件确定n依据i=5.3查表4-1,得n=2〔2用比例法配齿数将i=5.3≈代入式子得Z：Z：Z：M=Z：〔Z：〔i-1Z：Z=Z：Z：Z：Z可见若Z为3的倍数,即可使式子中各项均为整数〔3确定各齿轮齿数结合考虑齿轮强度及平稳性等条件,由图4-5a,取Z=18,则：Z=30Z=78M=48=整数〔满足装配条件〔4计算实际传动比i=1+=5.33第三章行星齿轮传动的效率计算评价行星齿轮传动性能优劣的重要指标之一是行星齿轮传动的效率,行星齿轮传动的类型不同,其效率值的大小也不相同,即便对于同一类型的行星齿轮传动,传动比不同,其效率值也会相应的改变。在同一类型的行星齿轮传动中,当输出件、输入件不同时,其效率值也不相同。另外,行星齿轮传动效率变化范围很大,其效率值可高达0.98,低的可接近于零；当0,即自锁。在行星齿轮传动中,其主要的功率损失为如下三种：〔1啮合齿轮副中的摩擦损失,其相应的效率为。它是由于轮齿的齿廓滑动引起的摩擦损失；值可以利用计算方法求得！〔2轴承中的摩擦损失,其相应的效率为。由于各齿轮大都是安装在转轴上的,而这些轴通常是借助与轴承支撑的,轴承损失尽管也可以用计算方法求得,但计算的误差较大；特别是对于滑动轴承的摩擦损失的计算误差更大。〔3液力损失,其相应的效率为。它是由于润滑油的搅动和飞溅而引起的功率损失。至今还没有针对行星齿轮传动可使用的计算公式,所以,行星齿轮传动的总效率为=在此应该指出的是：由于行星齿轮传动中存在着行星运动,故行星齿轮的传动效率与定轴齿轮传动的效率是不相同的,但是它们的效率计算方法又有相同之处。一般,行星齿轮传动的可由其转化机构〔即其转臂H固定所得到的效率〔或损失系数表示,即=<>或=〔表示。只有先分析和了解它的传动损失。才能得到行星齿轮传动的效率值,现在,计算行星齿轮传动效率的方法很多,在设计计算中,较常用的行星齿轮传动效率的计算方法有很多种：啮合功率法；力偏移法；传动比法。其中,啮合功率法是应用较普遍的方法。所谓啮合功率法就是利用啮合功率的概念确定行星齿轮传动效率的一种方法,该方法是根据在行星齿轮传动与其转化机构中的摩擦功率相等的假设,即=。通过转化机构的摩擦功率损失的关系式=<,>,在将行星齿轮传动的传动效率与其转化机构的传动效率联系起来,最后可求得行星齿轮传动效率的计算公式。2K-H型NGW类行星齿轮传动的效率计算公式如下：当转臂H为主动时〔即P0,P0因为NGW类齿轮,所以i,依式〔2.2,则。又因P,故P〔因,这表明转化机构中的轮a仍为从动,故应将〔2.2式代入公式中,求其效率为：====当i时,占分母很小一部分,可忽略,又i,代入上式,得：〔1计算各级齿轮的效率：第一级〔高速级：已知：Z=24,Z=122,Z=49代入式子〔1=1-=-=-=-=-0.197计算,即行星轮与中心轮a和b啮合的损失系数,摩擦系数取0.1〔一般取0.06～0.1。=+=2.3〔+=2.30.1〔+=0.0143=2.3〔-=2.30.1〔-=0.0028所以=0.0143+0.0028=0.0171代入公式=1-=0.9857第二级〔低速级：已知：Z=18,=78,Z=30代入式子〔1=1-=-=-=-=-0.231计算,即行星轮与中心轮a和b啮合的损失系数,摩擦系数取0.1〔一般取0.06～0.1。=+=2.3〔+=2.30.1〔+=0.02044=2.3〔-=2.30.1〔-=0.00472所以=0.02044+0.00472=0.02516代入公式=1-=0.980③若再考虑轴承摩擦损失的效率0.98,得总效率为=0.98=0.980.985=0.946第四章齿轮的设计4．1齿轮传动的强度计算齿轮材料、热处理工艺和制造工艺的选定中心轮材料为35CrMnSi,表面调质处理,表面硬度为229～269HBS。试验齿轮齿面接触疲劳极限=650MPa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限中心轮=250MPa齿形为渐开线直齿。最终加工为插齿,精度7级。内齿轮和行星轮材料为40cr,调质处理,硬度为220～260HBS。试验齿轮的接触疲劳极限=650MPa试验齿轮的弯曲疲劳极限=290MPa行星轮=290MPa=203MPa内齿轮齿形的终加工为插齿,精度7级。行星轮最终加工为插齿,精度7级。4．1．1关于计算扭矩一对啮合齿轮中齿轮上的扭矩用扭矩T表示。在行星齿轮传动过程中,一般会有两对或两对以上行星齿轮相啮合,当有n对齿轮同时啮合,理论上T等于齿轮轴上总扭矩的分之一,但实际上要大一些,因为在各行星轮上的载荷不一定均匀分配。现用K表示载荷分配不均匀系数,有对外啮合齿轮传动当z>z时,T=〔3.1当z时,T=〔3.2对内啮合齿轮传动T=〔3.3已知：输出扭矩为15000Nm=1.5Nm,%、=98.0%=94.6%中心轮a行星轮g依式〔3.1得：T===370370NmmNmm4．1．2关于应力循环次数关于应力循环次数的计算应该用齿轮相对于行星架的转速来计算,这是由于行星轮的轴线是随着行星架一起回转的。对于中心轮a和b〔3.4〔3.5对于行星轮g〔3.6式中：中心轮a转速,；内齿轮b转速,；行星轮g转速,；行星架H转速,；行星轮数目；齿轮工作寿命,h。需要指出的是,行星轮g的轮齿,既与中心轮a啮合,又与内齿轮b啮合,但因轮齿的工作不同而不同,故不应加倍。而轮齿的弯曲应力总是按对称循环变化的。因为本次2K-H型二级行星齿轮减速器的设计用于起重吊车的回转装置。所以按常规,设该行星齿轮减速器工作年限为10年,每年工作300天,每天工作8小时。则：=10a30016=2.4h假设输入的转速=960那么：=960==29.8各级中心轮的转速为：===157.9因为,内齿轮固定不动,所以各级行星架的转速为：==157.9==29.8分析此行星轮系得：=由上述公式可求出各级内齿轮的转速：=470.2=94.3由公式〔3.4得：60〔960-157.9×2×2.4×=0.2=60〔157.9-29.832.4=0.55由公式〔3.6得：=60157.922.4=1.89=6029.832.4=1.29由公式〔3.5得=60〔470.2-157.92.4=0.45=60〔94.3-29.82.4=0.934．2齿轮主要参数的初算4．2．1按接触强度初算中心轮a的分度圆直径齿面接触疲劳强度的设计公式设齿宽系数=代入上式中式中：—小齿轮的分度圆直径,mm；—材料弹性系数,,按《机械设计》表9.14查取,查表得=189.8；—节点区域系数,考虑节点处轮廓曲率对接触应力的影响,可由图9.48查取。对于标准齿轮,=20,=2.5；Z—重合度系数,考虑重合度对单位齿宽载荷的影响,其值可由图9.49查取,选取Z=0.9；—许用应力。Mpa,按《机械设计》式子〔9.55,计算；计算许用接触应力=式中：—失效概率为1℅时,实验齿轮的齿面接触疲劳极限,可由《机械设计》图9.55查取。图中ML、MQ、ME表示对材料质量和热处理要求的等级〔ML为低、MQ为中、ME为高,一般按MQ选择。查得=650MPaZ—接触疲劳强度的寿命系数,其值可根据所设计齿轮的应力循环数N=60nkt<n为齿轮转速,k为齿轮没转一周同侧齿面的啮合次数,t为齿轮设计的工作小时数>；由图9.56查取；查图得Z=0.84；Z—工作硬化系数；考虑软〔大齿轮硬〔小齿轮齿面组合传动过程中,小齿轮对大齿轮齿面产生冷硬化,使大齿轮的许用接触应力得以提高,故引进该系数。其值可按下式计算： Z=式中：HB为大齿轮齿面的布氏硬度植；当HB≤130HBS时,一般取 Z=1.2；当HB≥470HBS时,一般去 Z=1；Z=1.03；Z—接触疲劳强度的尺寸系数,考虑尺寸增大使材料强度降低的系数,其值由图9-57查取；Z=1.0；S—接触疲劳的最小安全系数,可由表9.15查取。S=1.3。===432.6Mpa由式计算传动的中心轮a的分度圆直径：==119.5mm取=120mm齿轮模数==齿宽0.7120=84mm取b=90mm4．2．2按接触强度初算中心轮a的分度圆直径同理,根据齿面接触疲劳强度公式式中：—材料弹性系数,,按《机械设计》表9.14查取,查表得=189.8；—节点区域系数,对于标准齿轮,=20,=2.5；Z—重合度系数,,选取Z=0.9；—许用应力。Mpa,按《机械设计》式子〔9.55,计算；计算许用接触应力=式中：—=700MPaZ—接触疲劳强度的寿命系数,其值可根据所设计齿轮的应力循环数N=60nkt<n为齿轮转速,k为齿轮没转一周同侧齿面的啮合次数,t为齿轮设计的工作小时数>；由图9.56查取；查图得Z=0.87；Z—工作硬化系数；Z=1.03；Z—接触疲劳强度的尺寸系数；Z=1.0；S—接触疲劳的最小安全系数,可由表9.15查取。S=1.3。===482.5Mpa由式计算传动的中心轮a的分度圆直径：==140.7mm取=144mm齿轮模数==齿宽0.81144=116.6mm取b=117mm4．3计算内啮合齿轮传动的齿宽有式中：—行星轮分度园直径,＝mz—许用接触应力,内齿轮为7级精度,材料用40Cr,调质齿面硬度为HB=220～260,＝475N/mm＝475N/mmZ—齿数比系数,Z==0.77,Z＝＝0.78；于是得：55.4mm涉及到结构的实际情况,取内齿轮的齿宽为90mm,内齿轮齿宽为115mm。4．4齿轮强度验算4．4．1a—g齿轮副的弯曲强度校验计算有=式中：—为载荷作用与齿顶系数,用以考虑齿廓形状对齿根弯曲应力的影响。是无因量,凡影响齿廓形状的参数〔如z、x、a等都影响,而与模数无关。可由《机械设计》图9.53查取。=2.65,＝2.33；—应力修正数,按当量齿数,由《机械设计》图9.54查取=1.59；＝1.7；K—载荷系数。该减数器用于起重机回转装置,有轻微冲击选取K=1.25；F—圆周力,F==Nb—齿宽,b=90mm；=88mmm—模数,m=5mm；—齿根许用弯曲应力,式中：—弯曲疲劳强度的安全系数,可由表9.15查取。＝＝368N/mm＝N/mm—失效概率为1％时,试验齿轮的的弯曲疲劳极限,由图9.58查取。当双向受载时,应将查的乘以0.7；—弯曲疲劳强度计算的寿命系数,可根据所设计的齿轮的应力循环次数N,由图9.59查取；—试验齿轮的应力系数,取＝2.0—弯曲疲劳强度的尺寸系数,由图9.60查取；于是：=＝＝72.25N/mm﹤368N/mm===69.5N/mm﹤N/mm满足弯曲强度。4．4．2g—b齿轮副的弯曲强度校验计算=式中：—为载荷作用与齿顶系数,可由《机械设计》图9.53查取。＝2.33,＝2.13；—应力修正数,按当量齿数,由《机械设计》图9.54查取=1.70；＝1.79；K—载荷系数。该减数器用于起重机回转装置,有轻微冲击选取K=1.25；F—圆周力,F==Nb—齿宽,b=88mm；=90mmm—模数,m=5mm；—齿根许用弯曲应力,式中：—弯曲疲劳强度的安全系数,可由表9.15查取。选取一般可靠度＝1.25＝＝268.8N/mm＝N/mm—失效概率为1％时,试验齿轮的的弯曲疲劳极限,由图9.58查取。当双向受载时,应将查的乘以0.7；查得行星轮＝250×0.7＝175MPa,内齿轮＝230MPa—弯曲疲劳强度计算的寿命系数,可根据所设计的齿轮的应力循环次数N,由图9.59查取；查图得：Y＝0.96,=0.97。—试验齿轮的应力系数,取＝2.0—弯曲疲劳强度的尺寸系数,由图9.60查取；取＝1。于是：＝＝＝13.7N/mm﹤268.8N/mm===13.6N/mm﹤N/mm满足弯曲强度。4．4．3a—g齿轮副的弯曲强度校验计算=式中：—为载荷作用与齿顶系数,=2.82,＝2.55；—应力修正数,=1.53；＝1.62；K—载荷系数。该减数器用于起重机回转装置,有轻微冲击选取K=1.25；F—圆周力,F==Nb—齿宽,b=117mm；=110mm；m—模数,m=8mm；—齿根许用弯曲应力,式中：—弯曲疲劳强度的安全系数,可由表9.15查取。选取一般可靠度＝1.25＝＝384N/mm＝N/mm—失效概率为1％时,试验齿轮的的弯曲疲劳极限,由图9.58查取。当双向受载时,应将查的乘以0.7；查得中心轮＝250MPa,行星轮＝250×0.7＝175MPa。—弯曲疲劳强度计算的寿命系数,可根据所设计的齿轮的应力循环次数N,由图9.59查取；查图得：Y＝0.95,=0.96。—试验齿轮的应力系数,取＝2.0—弯曲疲劳强度的尺寸系数,由图9.60查取；取＝1。于是：=＝=100.9N/mm﹤384N/mm===102.7N/mm﹤274.4N/mm满足弯曲强度。4．4．4g—b齿轮副的弯曲强度校验计算=式中：—为载荷作用与齿顶系数,=2.55,＝2.22；—应力修正数,=1.62；＝1.76；K—载荷系数。该减数器用于起重机回转装置,有轻微冲击选取K=1.25；F—圆周力,F==Nb—齿宽,b=110mm；=115mm；m—模数,m=8mm；—齿根许用弯曲应力,式中：—弯曲疲劳强度的安全系数,可由表9.15查取。选取一般可靠度＝1.25＝＝274N/mm＝N/mm—失效概率为1％时,试验齿轮的的弯曲疲劳极限,由图9.58查取。当双向受载时,应将查的乘以0.7；查得行星轮＝250×0.7＝175MPa,内齿轮＝230MPa。—弯曲疲劳强度计算的寿命系数,可根据所设计的齿轮的应力循环次数N,由图9.59查取；查图得：Y＝0.96,=0.94。—试验齿轮的应力系数,取＝2.0—弯曲疲劳强度的尺寸系数,由图9.60查取；取＝1。于是：=＝=19.8N/mm﹤274N/mm===17.98N/mm﹤274.4N/mm满足弯曲强度。4．5齿轮主要尺寸的计算中心轮a的基本尺寸：分度圆直径：d=120mmd=144mm基圆直径：120=112.76mm144=135.32mm齿顶圆直径：d=d+2m=120+2×1×5=130mmd=d+2m=144+2×1×8=160mm齿根圆直径：d=d-=120-2×1.25×5=107.5mmd=d-=144-2×1.25×8=124mm行星轮g的基本尺寸：分度圆直径：d=245mmd=240mm基圆直径：245=230.2mm240=225.5mm齿顶圆直径：d=d+2m=245+2×1×5=255mmd=d+2m=240+2×1×8=256mm齿根圆直径：d=d-=245-2×1.25×5=232.5mmd=d-=240-2×1.25×8=220mm内齿轮b的基本尺寸：分度圆直径：d=610mmd=624mm基圆直径：610=573.2mm624=586.4mm齿顶圆直径：d=d+2m=610-2×1×5=600mmd=d+2m=624-2×1×8=608mm齿根圆直径：d=d-=610+2×1.25×5=622.5mmd=d-=624+2×1.25×8=644mm第五章轴的设计轴是组成机器的重要组成部分,用于安装和固定传动零件〔如齿轮、凸轮、带轮等,使其有稳定的工作位置,从而实现运动和动力的传递,并通过轴承支承在机架或机座上。轴的结构设计主要取决于以下因素：1、轴在机器中的安装位置及形式；2、轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及轴联接的方法；、3、载荷的性质、大小、方向及分布情况；4、轴的加工工艺等。轴没有标准的结构形式是由于影响轴的结构的因素较多,且其结构形式又要随着具体的情况而异,所以设计时,必须针对不同情况进行具体的分析。但是,不论何种具体条件,轴的结构都应满足：1、轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；2、轴上的零件应便于装卸和调整；3、轴应具有良好的制造工艺性等。因此,轴的结构设计主要包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。由于本设计中减速器的受力不大,因此轴的强度计算可以忽略,只需要满足一定的刚度条件及轴向的定位即可。5．1高速轴的设计5．1．1材料的选择高速轴必须具备足够的强度,并对应力集中敏感性低；刚度、耐磨性、耐腐蚀性及良好的加工性。因此,在选择材料时应该考虑到这些问题。常用的轴的材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁。考虑到改轴为齿轮轴,查《机械设计手册—轴及其联接》表5-1-1,选用的材料为35CrMnSi,经调质处理,硬度为229~269HBS。5．1．2初步计算轴径1计算转矩Ta=370.370N•m,根据《机械设计》式子〔19.3取=0,并由表19.3,选取系数A等于110得又由：T=9.55×=370370N·mm所以=0.039=37.4mm考虑到虽然轴端装联轴器需要开键槽,会削弱轴的强度,但由于涉及到整个轴的设计,故将轴的直径取75mm。5．1．3轴上结构设计1轴端联轴器选用和定位由《机械设计》表18.1查取联轴器工作情况系数K=1.5,则有：T=KT=1.5×370370N·mm=555555N·mm根据T值,查国际标准<GB/T50140-1985>,选用HL6型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=75mm,故取d=75mm联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L偏小,因为必须保证轴端挡圈不压在轴的端面上,故取轴与其配合长度L=105mm。2根据轴的受力情况,选用单列圆锥滚子轴承,查参考资料[5]表6-7,选用30317型的单列圆锥滚子轴承,尺寸为T×d×D=63.5mm×80mm×180mm,故取d=80mm,取端盖与联轴器的距离为20mm。取端盖总厚为42mm,应留出大约60mm的空间,所以L=20mm+63.75mm+60=143.75mm,取L=145mm。3根据d=80mm并参照工作要求,查参考资料[5]表6-1,选用型号为6017的深沟球轴承,其尺寸为B×d×D=22mm×85mm×130mm,故取d=85mm,转臂应与端盖之间有一定的距离,所以取L=70mm。而齿轮上端采用轴套定位,其宽度齿轮由和轴承距箱体内壁的距离确定,取齿轮内壁距箱体内壁为15mm,轴承距内壁为5mm。4太阳轮a的齿宽为90mm,因此=90mm,L=90mm。5轴肩轴间的高度h＞0.07d,而Ⅴ-Ⅵ采用轴肩定位,,所以选取=105mm。5．2中间轴的设计5．2．1材料的选择材料为35CrMnSi,经调质处理,硬度为229~269HBS。5．2．2初步计算轴径1计算转矩Ta=1046.913N•m根据《机械设计》式子〔19.3取=0,并由表19.3,选取系数A等于110得又由：T=9.55×=1046913N·mm所以=0.1096=52.6mm考虑到轴端装联轴器需要开花键槽,会削弱轴的强度,故将轴的直径取78mm。5．2．3轴上结构设计该轴与行星架的连接属于花键连接,花键的规格N×B×d×D=10mm×12mm×72mm×78mm,考虑到行星架与中心轮要间隔一定距离,所以选取L=92mm。太阳轮a的齿宽为117mm,又因为该轴为齿轮轴,所以L=117mm,d齿轮的的齿顶圆所以d=160。d=85mm,Ⅲ-Ⅳ下面采用51312型的推力球轴承。其规格是d×d×D×T=60mm×50mm×110mm×35mm,L=20mm。Ⅳ-Ⅴ段与51312型的推力球轴承配合所以L=16mm,d=60mm。5．3输出轴的设计5．3．1材料的选择选用的材料为35CrMnSi,经调质处理,硬度为229~269HBS。5．3．2初步计算轴径1计算转矩Ta=25000N•m根据《机械设计》式子〔19.3取=0,并由表19.3,选取系数A等于110得又由：T=9.55×=2.5×N·mm所以=2.62=152mm考虑到轴端装联轴器需要开键槽,会削弱轴的强度,故将轴的直径取160mm。5．3．3结构设计1必须确保Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略小,才能保证轴端挡圈不压在轴的端面上,因联轴器与轴配合的毂孔长度L=145mm,现取=143mm。2Ⅱ-Ⅲ轴段应制出一轴间来满足联轴器的轴向定位要求,故取其直径为=170mm。因为该轴段上要安调心滚子轴承、装透盖、端盖、甩油环、调整垫片等,应留出190mm左右的空间,而且透盖与联轴器的距离为30mm,所以取=220mm。3轴间的高度h＞0.07d,Ⅲ-Ⅳ采用的是轴间定位,结合轴承轴间的要求取h=15mm,取=200mm,L=20mm。5Ⅳ-Ⅴ与转臂用焊接连接,=40mm,=170mm。第六章减速器的结构设计6．1齿轮的结构设计〔1内齿轮b内齿轮b为固定的太阳轮,内齿轮的结构与安装方式和缓冲机构类型有关。对于不旋转也不浮动的内齿轮常用平键、圆销或螺栓连接在机体上,且与机体有精确的定位配合。该减速器为立式减速器所以为在内齿轮b并不直接连接的内壁上是在起后布置弹簧起缓冲作用。内齿轮上下端用盖板固定。其具体尺寸和形状见零件图JSQ-003〔2内齿轮内齿轮用螺栓直接连接在机体上。其具体尺寸和形状见零件图JSQ-004〔3齿轮a中心轮a做成该行星齿轮减速器中的中空的齿轮,以便于在内空中装置轴,与轴用平键连接,齿轮a做成实心式结构。〔4齿轮a中心轮a做成为该行星齿轮减速器中的齿轮轴,其具体尺寸和形状见零件图JSQ-002〔5行星轮g为了便在内空中装置行星轮轴,行星轮都做成中空的齿轮。根据齿轮g做成实心式结构。〔6行星轮g根据行星轮f做成实心式结构。其具体尺寸和形状见零件图JSQ-0056．2行星架的结构设计行星齿轮传动装置中的主要构件之一就是行星架,当行星架作为基本构件时,它是机构中承受外力矩最大的零件。行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力、噪声和振动等与行星架的结构设计和制造有着非常紧密的联系。行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配,能保证行星轮间的载荷分布均匀。从而,可使行星齿轮传动具有较大的承载能力、较好的传动平稳性以及较小的振动和噪声。行星架的结构型式常见的有双壁整体式、双臂分开式和单臂式三种。在该减速器中,由于行星架不受外力矩作用,也不是行星传动的输入或输出构件,故可采用双侧整体式转臂。双臂整体式行星架的刚性好,这种结构如果采用整体铸造切削加工量很大,因此可用铸造和焊接的方法的到结构和尺寸接近毛坯,但应注意消除铸造或焊接缺陷和应力,否则将影响行星架的强度,加工质量及使用时可能产生变形。从而,影响行星齿轮机构的正常运转。还要注意的一点是：在加工行星架时,应尽可能的提高行星架上的行星轮心轴孔〔或轴承孔的位置精度和同轴度,以减小行星轮间载荷分布的不均匀性。行星架的厚度一般为C≈0.5b,其中b为齿轮宽度。行星架外径D≈2a′+0.8<d>e,a′为中心距；<d>e为行星轮分度圆直径。为了避免行星轮旋转时与转臂H产生碰撞,在行星架上需要切制的沟槽宽度,一般为=+〔5～10；其中为行星齿轮的齿顶圆直径。轴与孔采用过盈配合,用温差法装配。6．3键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面：1、键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；2、键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。键的主要尺寸为其长度L与截面尺寸〔一般以键高h×键宽b表示。按轴的直径d由标准中选定键的截面尺寸b×h。导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。键的长度L可由轮毂的长度来定,即键长相当于轮毂的长度,但比其略小；一般轮毂的长度可取为≈〔1.5～2,为轴的直径。所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。本次设计是先设计齿轮再根据齿轮的装配关系来设计轴,因此,键的选定是根据各齿轮中部的孔径来决定的。通过分析分析比较各种不同键的功能及优缺点,本设计中的键的类型都选用平键中的型键,即圆头平键。其具体尺寸查参考资料[5]表4-1来确定。根据各齿轮孔径的不同,查参考资料[3]表4-1得：齿轮与中心轴处采用的是平键连接。键的公称尺寸：=25×14齿轮与中心轴处的键的公称尺寸：=25×14转臂与中间轴处的花键的公称尺寸：N×d×D×B=10×72×78输出轴与连轴器连接的键公称尺寸：=28×16键的长度L可根据各轴端具体长度而定。6．4机体的结构设计机体是行星齿轮传动中的重要组成部分,也是各基本构件的安装基础。在设计机体的结构时,要考虑机体的制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件,因为这些因素决定其具体的结构形式。该行星齿轮减速器材料采用ZG35,采用铸造卧式不剖分机体。具有在第一级传动中的内齿轮,用许多的弹簧连接,以减少减速器在工作中遇到的冲击载荷的特点。机体的强度和刚度计算一般都是按经验方法确定其结构尺寸。铸造机体的壁厚可按参考质料[2]表8-17选取。D—为机体壁厚直径〔mm；B—为机体宽度〔mm。计算得：=3.8所以壁厚25～30该减速器机体机构尺寸如下：机体宽度：4.5×齿轮宽度,取=770铸造机体壁厚：=30前机盖壁厚：=0.8=25后机盖壁厚：==30加强肋厚度：==30机体法兰凸缘厚度：==30次外,减速器的机体上设置有起吊环、观察孔、通气帽和放油塞等,这些附件的具体尺寸和形状见装配图JSQ-001。第七章润滑与冷却7．1润滑轴承内外各结构之间在运动过程中会产生摩擦,消耗一部分动力,引起内外圈和滚动体之间发热、磨损。为了减少摩擦阻力,减缓轴承的磨损速度并控制轴承的温升,提高轴承的使用寿命,在使用轴承的机构设计中必须考虑轴承的润滑问题,而为了使轴承保持润滑,密封也是必要考虑的因素。齿轮润滑必须具有合适的粘度、较高的承载能力、良好的抗磨性、氧化安定性与热氧化安全性、抗乳化性、抗泡沫性、防锈性和抗腐蚀性、流动性好、凝点低和使用安全等性能,才能保证齿轮传动装置正常的工作。润滑剂的主要作用有：①减少摩擦与磨损,防止胶合；②防锈、抗腐蚀；③吸收冲击和振动；④减低噪声；⑤散热、冷却、排除异物。行星齿轮减速器与平行轴减速器对润滑液要求之间的区别：1行星齿轮减速器行星齿轮个数一般都在两个或两个以上,由于要