0701012135行星减速电动滚筒毕业设计new(6月11日)

沈阳理工大学学士学位论文PAGEII摘要电动滚筒是一种将电动机和减速器共同置于滚筒体内部的新型驱动装置。它主要应用于固定式和移动式带式输送机，替代传统的电动机、减速器在驱动滚筒之外的分离式驱动装置。行星齿轮传动电动滚筒，具有体积小、重量轻、工作平稳、噪音低、使用寿命长等特点，已被广泛使用。本文着重研究行星齿轮传动电动滚筒的工作原理，在给定基本参数的前提下作出合理布局，通过选择电机功率来确定行星轮系的数目。设计中，对其主要部分（电机、行星齿轮）和辅助部分（滚筒体、端盖、左、右法兰轴及支座）进行结构分析、力学分析和材料的性能分析及计算和校核，并且运用数字化三维设计软件UG进行电动滚筒的参数化建模，进行模拟仿真进一步检验设计的合理性、可行性。关词：电动滚筒；行星齿轮；参数化建模；仿真；AbstractThistopiciselectricrollerdrovedbyplanetarygear.Electricrollerisanewdriveswhichcontrastofelectromotorandreducer.Itismainlyusedforfixedormobilebeltconveyorstoreplacethetraditionalmotor,reducerinadditiontothedrivepulley-drovedseparationdevice.Meanwhile,overtherightplanetarygeartransmissionandfixed-axisdrivedistinction.Itisofsmallsize,lightweight,stable,lownoise,longlifeandotherfeatures,andhasbeenwidelyused.Ididsomethingonplanetarygear-electricdrumprincipleandthedeterminationofvariousparameters,whenbasicparametersweregiven.Inthedesignofthemainparts(motors,planetarygear)andsupportingparts(drumbodyCover,left,Rightaxisandflangebearings),Ididsomethinginmechanicalanalysisandmaterialsperformanceanalysistomakeanaccuratecalculationandtherationalstructure.IusedUGNXinmakingmodelingandsimulating.BuyUGNX,theelectricrollerisimprovedinstructure.Keywords:ElectricRoller;Planetarygear;Modeling;Simulate;目录摘要 IAbstract II1.绪论 11.1电动滚筒发展概括 11.1.1国内电动滚筒的发展概括 11.1.2国外电动滚筒的发展概括 21.2研究内容及目的 31.2.1研究目的和意义 31.2.2研究内容 32.电动滚筒设计方案 42.1电动滚筒的设计参数及要求 42.1.1电动滚筒的适用场合 42.1.2电动滚筒的参数 42.1.3对齿轮传动提出的设计要求 42.2传动方案 52.2.1减速器传动结构 52.2.2渐开线行星轮传动的优点与不足 62.2.3行星齿轮传动设计和制造时主要技术要求 72.3行星轮电动滚筒部件的设计及选用 82.3.1电动机 82.3.2渐开线行星齿轮传动 92.4.3滚筒体 202.4.4法兰轴 212.4.6端盖作用及选择 252.4.7支座 263.UGNX的实体建模 273.1UGNX软件简介 273.2运用UGNX4.0进行实体建模 283.2.1低速级行星架建模 283.2.2实体模型图展示 344.UG的虚拟装配 364.1装配方式 364.2装配过程展示 374.3装配过程举例 394.4总装模型 424.5UG装配的作用 425.UG的模拟仿真 435.1创建连杆 435.2创建运动副 445.3创建传动副 455.4进行解算及制作仿真动画 465.5进行运动分析 475.5.1电子表格分析 475.5.2图表分析 485.6UG模拟仿真的作用简述 50结论 51致谢 52参考文献 53附录A 54附录B 66PAGE11.绪论1.1本文研究目的和意义通过设计行星减速电动滚筒，替代传统的电动机、减速器在驱动滚筒之外的分离式驱动装置，完善电动滚筒的安装使用、维护要求。电动滚筒是一种将电动机和减速器共同置于滚筒体内部的新型驱动装置，它主要应用于固定式和移动式带式输送机，替代传统的电动机、减速器在驱动滚筒之外的分离式驱动装置。通过设计完善电动滚筒的参数，对电动滚筒在各领域的应用提供理论依据，有利于电动滚筒的推广应用。1.2国内外研究现状国内电动滚筒的发展概况我国最早使用电动滚筒是在20世纪40年代，北京石景山发电厂煤仓进口的配煤移动式带式输送机，就随机引进了电动滚筒。到了50军代，锦州石油六厂、北京市玻璃厂、南京下关发电厂、郑州砂轮厂、新疆牙克石烤胶厂等单位都是在引进带式输送机时，随机引进了电动滚筒。在使用过程中，效果很好、于是，电动滚筒的优越性逐渐被人们认识到。我国研制开发电动滚筒始于20世纪50年代。1959年，当时的天津市皮带机厂（现为天津市叉车总厂）开始收集电动滚筒的有关资料。1961年初试制出我国第一台油冷式电动滚筒，其规格参数为：功率（P)2.8kw；滚筒表面线速度（v）1.25;带宽（B）500mm；滚筒直径（D）400mm。1964年5月完成了YD64型油冷式电动滚筒的系列设计，当时系列表中规定的参数范围为：功率1.5—13kw；带速0.63一2.5；带宽（D）300—1200mm；滚筒直250一630mm。总的规格数为153种，能够满足当时我国带式输送机的基本需要。随着我国输送机行业的发展，对电动滚筒的要求越来越高。1971对YD64型油冷式电动滚筒进行更新设计，1975年九月通过定型审核，并改称为“TDY75型油冷式电动滚筒”。系列参数作了如下的调整：功率1.5—15KW；带速0.8—3.15；带宽500—1400mm；滚筒直径320—800mm。总的规格数上升到194种，其中改动最大的是淘汰了E级绝缘的JO2型电动机，改用B级绝缘的Y系列电动机,并且与国际接轨贯彻了六项基础标准。进人20世纪80年代，原有的TDY75型油冷式电动滚筒已经远远满足不了新型输送机的需要。1979年底，当时的鹤岗电动滚筒厂（后为鹤岗煤矿机械厂）试制成功隔爆型电动滚筒。有些厂家开始从国外引进先进的电动滚筒制造技术，促进了我国电动滚筒的蓬勃发展。从1989年开始,在北京起重运输机械研究所的领导下，着手统一普通型、防腐型、隔爆型电动滚筒的基本参数、技术要求、试验方法、检验项目、检验规则以及标志和包装，形成JB/T733—94电动滚筒标准。这个标准中将过去常用的带宽B换成筒长L。这是吸收了国际标准及德国国家标准的规定,已经与国际常规接轨。实际上筒长L=250—2400，已经完全包括了标准带宽的相应筒长。最近电动滚筒基本参数，又向高低两个方向进行了扩展。向低方向扩展形成了自然风冷式微型电动滚筒；向高方向扩展形成了直接油冷式（即俗称油浸式）大型电动滚筒系列。与此同时，于1988年12月左右，我国第一台电动机外装式电动滚筒先后在自贡市运输机械总厂和东丰机械厂试制成功，并通过鉴定。以变速传动轴承作为新型减速器的低速微型电动滚筒1991年在天津市叉车总厂试制成功。我国电动滚筒行业的蓬勃发展，还表现在生产厂家的不断增多。1973年以前，国内只有一家电动滚筒生产厂。1973一1975年，先后有泰州机械厂、鹤岗电动滚筒厂（后称鹤岗煤矿机械厂）、集安通用机械厂三家开始试生产电动滚筒。进入80年代，行业内先后又有汕头电动滚筒厂、桐乡机械厂、湖州电动滚筒厂、天津约基电动滚筒厂、淄博电动滚筒厂、东丰机械厂、沈阳电动滚筒厂生产电动滚筒。到了90年代，电动滚筒行业又增加了天津市电动滚筒厂。上述列举的是中国重工业协会带式输送机分会行业内的厂家。实际上，从1980年以后，国内生产电动滚筒的厂家远不止这些。但是，他们所生产电动滚筒的品种、规格和产量远不如行业内厂家多。大约在20世纪20年代末期，德国首先研制成功自然风冷式电动滚简，例如德国Bauer公司生产的18.5kw以下的风冷式电动滚简。差不多就是从那时开始，使用的电动机为定子旋转的集流环式异步电动机。但是，以后该公司也跟着生产采用笼式电动机的油浸式电动滚筒。而德国Baumuele公司、奥地利Herco公司则生产采用笼式电动机的风冷式电动滚简。稍后，油冷式电动滚筒陆续制成并投人使用，如匈牙利的Hukeke公司、德国的Abus公司生产的笼式电动机驱动的油冷式电动滚筒。到了20世纪40年代末和50年代初，随着电动机制造技术的发展，就出现了油浸式电动滚简。典型的代表公司为德国的Muchna(即现在的WAT)公司和丹麦的JOKI（即现在的Interroll）公司,他们分别于1951年和1953年开始生产这种电动滚筒。[3]在西欧、北美多为油浸式齿轮传动的电动滚筒，而自然风冷式和油冷式电动滚筒较少。自然风冷式电动滚筒多用在食品工业及生产线上，作为主动辊子使用。所有各大洲主要生产电动滚筒的厂家，包括我国的厂家在内，目前各种电动滚筒的总年产量在40—50万台。1.3本文主要研究内容设计过程中运用现代的机械设计方法和仿真软件进行设计。对其主要部分（电机、行星齿轮）和辅助部分（滚筒体、端盖、左、右法兰轴及支座）进行结构分析、力学分析和材料的性能分析及计算和校核，以确定结构的可行性、材料的选用、零件的加工精度要求及润滑维护的要求。运用现代的设计软件UG对传动机构进行运动仿真。对传动装置进行模拟，进一步检验设计的可行性。2.电动滚筒设计方案2.1电动滚筒的设计参数及要求2.1.1电动滚筒的适用场合将电机、减速机构置于传动滚筒筒体内的电动滚筒和仅将减速机构置于传动滚筒筒体内、外接电机（或其他动力）而构成的外装式电动滚筒，作为一种驱动装置，主要应用在固定式和移动式带式输送机卜，代替传统的电机、减速器在传动滚筒之外的分离式驱动装置。随着国民经济的飞速发展和电动滚筒本身技术水平的不断提高，电动滚筒作为驱动单元应用在斗式提升机上，作为主动辊子应用在辊道、辊子输送机上，输送各种散状、件状物品。制成锥形电动滚筒，可容易实现辊子输送机的转弯；制成两端大、中间小，类似于双曲线形状的电动滚筒可用于工厂或林场输送各种直径的圆形钢材或圆木；经过特殊设计，且带有安全可靠的制动和逆止装置，制成卷扬滚筒或电缆卷筒；也可以在筒体上加焊螺旋叶片，制成轻巧的螺旋输送机。另外双速、三速或无级变速的低噪声滚筒，已广泛地应用于超级市场和技术密集型产品装配线上；特殊的隔爆滚筒、防腐滚筒等被应用在易燃、易爆、空气潮湿等条件恶劣的环境下工作。总之，由于电动滚筒具有结构紧凑、效率高、耗能少、噪声低、寿命长、运行平稳、工作可靠、密封性好、占用场地少、安装维护方便等优点，将更加广泛地应用于冶金、化工、建材、煤炭、交通、能源、粮食、商业、邮电、农林等各个领域。[3]2.1.2电动滚筒的参数设计参数如下：电动滚筒的功率为55kw，电动滚筒的表面线速度3.2,电动滚筒的名义直径800mm，电动滚筒的筒长1400mm。2.1.3对齿轮传动提出的设计要求(1)足够长的使用寿命应在连续满负荷运转工作制下进行设计，即假定每天工作24h，每年工作300d，齿轮工作寿命要求不少于5年，或者不少于36000h整机无故障工作时间应不少于15000h，为此应选用较优质的齿轮材料和合理的热处理工艺。(2)较小的噪声和合理的制造工艺电动滚筒在满负荷运转时产生的噪声，应尽可能小于或者等于JB/T730一94中的规定值。齿轮精度取6～8中等精度等级，使用在一般场合的电动滚筒应达到GB10095—88渐开线圆柱齿轮精度中规定的8一7一7级精度，室内使用或要求特别低噪声的场合，常要求达到7—6—6级精度。(3)采用油池及飞溅润滑，润滑油常用N46、N68翻机械油或N150中负荷齿轮油。(4)优良的通用性实际上电动滚筒的规格很多，为便于生产过程管理，必须考虑其通用性，要求达到：l）滚筒直径D、模数m。、电机机座号三者都相同时，其内啮合传动的齿轮是通用的，仅根据传递功率P的大小调节齿宽；2）滚筒直径D、带速v、模数m相同时，其外啮合传动的齿轮是通用的，也仅根据传递功率的大小调节齿宽。3）同一滚筒直径D、齿轮中心距a是相同的；4）滚筒直径D、带速。、电机机座号相同时，相应齿轮模数m相同。目前电动滚筒类型的划分有四种基本方法。即依据电动机冷却方式、所采用减速器传动结构类型、电动滚筒基本工作环境特征和电机置于滚简内外，来划分电动滚筒的类型。[3]2.2传动方案2.2.1减速器传动结构国内外生产的减速器类型不少，但目前用在电动滚筒上能批量生产的不外乎三种类型：定轴齿轮电动滚筒、渐开线行星齿轮电动滚筒、摆线针齿轮电动滚筒。本设计采用的是渐开线行星齿轮传动，如图2-1所示为渐开线行星齿轮电动滚筒的装配图。这种传动形式与定轴齿轮传动比较，具有体积小、重量轻、承载能力大、工作平稳等优点。在电动滚筒中最常用的为NGW(2K一H）型的二级或三级传动机构。在国外，如WAT、Interroll等公司一般只用在直径112mm以下的微型电动滚筒中。而在日本、英国及国内一些厂家，大、中、小型电动滚筒中都采用这种结构。2.2.2渐开线行星轮传动的优点与不足在行星传动中，NGW型机构是目前电动滚筒中应用最广泛的传动结构。对于和定周轴齿轮传动对比。他的主要优点在于可以降低载荷不均匀系数，从而提高承载能力，降低噪声，提高运转平稳性和可靠性，降低齿轮制造精度等优点，目前已经被广泛采用。缺点在于各行星轮所承受的负载是否能均匀分配，这是一个至关重要的问题还有就是结构较定轴齿轮传动复杂。现在均载机构的型式较多，主要适用于三个行星轮的行星齿轮传动。它是靠三个基本构件―太阳轮、齿圈或行星架，没有固定的径向支承，在受力不平衡的条件下，能够做径向浮动，以使各行星轮均匀分担载荷。基本构件浮动的最常用方法是采用双联齿轮联轴器。一般有一个基本构件浮动即可起到均载作用，若是采用两个基本构件浮动效果更好。均载机构的种类很多，而且各有特点，设计时可根据下述原则进行选择：浮动构件的重量要轻，受离心力影响要小，浮动要灵敏；浮动构件受力要大，受力大则灵敏，均载效果好；浮动构件应能以较小的位移量即可补偿制造误差；均载机构要具有缓冲和减震性能；均载机构结构要简单，便于制造而且效率要高。[3]图2-1NGW行星齿轮传动电动滚筒图2-1NGW行星齿轮传动电动滚筒2.2.3行星齿轮传动设计和制造时主要技术要求行星齿轮传动设计和制造时主要技术要求为使各行星轮均匀分担载荷，补偿不可避免的制造误差，以充分发挥行星齿轮传动具有体积小，重量轻和承载能力高等优点，为此应从设计、制造和安装上采取措施满足其主要技术要求。(1)齿轮齿轮精度通常与定轴传动的齿轮精度相当或稍高，在一般条件下，齿轮精度应不低于8—7—7级，高速传动的太阳轮和行星轮精度应稍高，有的要求不低于5级，内齿轮精度不低于6级。齿轮精度除与齿轮相对于行星架的圆周速度有关外，还与选取合理的均载机构有关。合理的均载机构，取定轴传动的齿轮精度即可，而齿轮联轴器的齿轮精度达到8级即可。齿轮啮合侧隙应比一般定轴传动稍大，即齿厚极限偏差或公法线长度极限偏差达到Ⅱ组：8—9级，中心距偏差达到Ⅱ组9—10级即1/2IT9即可，齿轮联轴器的齿轮侧隙也可以参照这个要求制造。齿轮的材料和热处理，一般太阳轮和行星轮的载荷循环次数最多，所以二者通常选用相同的材料和热处理，应选用承载能力较高的合金钢，采用表面淬火、渗碳淬火或渗氮等热处理，内齿轮强度一般裕量较大，可采用稍差一些的材料。(2)行星架中心距偏差会影响齿轮啮合侧隙，还会由于各中心距偏差的数值和方向不同，而导致行星轮轴孔距相对误差和行星架偏心，从而影响浮动件的浮动量。(3)行星架偏心公差行星架偏心公差应不大于行星轮轴孔的相邻孔距公差之半。(4)行星架加工后应进行静平衡试验当行星架外圆直径小于200mm时，不平衡力矩不大于0.15N.m;当行星架外圆直径200～300mm时不平衡力距不大于0.25N.m当行星架外圆直径为350～500mm时不平衡力矩不大于O.5N.m。为了最大限度的补偿不可避免的制造误差，除了前述采用基本构件浮动的均载机构外，还有下述措施。a.尽可能采用滑动轴承的行星轮结构，这样可使作为滑动轴承的金属或非金属衬套由于它本身的弹性和间隙配合，使行星轮也成为一种弹性件的均载机构。这种机构结构简单，制造容易，缓冲性能好二在微型电功滚筒或电动辊子中，干脆用粉末冶金材料、尼龙或工程塑料等制成行星轮，用间隙配合装在行星轮轴上，对降低成木、均匀载荷分配有很好的效果。b.在小型或微型电动滚筒中，也常将内齿轮用金属或非金属制成薄壁的柔性构件，靠内齿轮的薄壁的弹性变形以达到均载的目的。当内齿轮外径不大于100～时，内齿轮壁厚＝(0.05—0.l)a。在较大型的电动滚筒中，内齿轮可用弹性圆柱销（GB879一86）固定到滚筒体上，也有较好的缓冲减振作用，这些都可以对制造和装配基本构件时产生的不可避免的误差进行适当的补偿，从而可降低对基本构件制造的技术要求，达到既节约成本又叮使传动性能平稳和可靠的目的。[3]2.3行星轮电动滚筒部件的设计及选用2.3.1电动机图2-3直接油冷式电动滚筒图2-2图2-3直接油冷式电动滚筒图2-2直接油冷式电动机采用55kw直接油冷式电动机。电动滚筒作为带式输送机的动力源，电动滚筒的工作特点是：长时间连续工作，因此要求电动机为连续工作制；带式输送机一旦停机，要求电动滚筒能够在有负荷的情况下启动，一次要求电动机有较大的起动转矩，而且又要求电动机的起动电流不要太大。因此选用笼式三相异步电动机，而直接油冷式电动机定子壳体上除了有散热片外，还有许多孔。滚简体内的冷却油通过这些孔流到电动机的绕组上，直接冷却绕组及铁芯产生的热量。滚筒体内壁上有刮油板，当电动滚筒旋转时，刮油板也搅动冷却油。刮油板将带起的油浇到有孔的定子壳体的上部及侧面，冷却油便可以通过定子壳体上的孔流人定子壳体内，直接冷却电动机绕组。冷却效果好，因此可以选用相应的大功率电动机。[3]2.3.2渐开线行星齿轮传动渐开线行星齿轮传动的电动滚筒这种传动形式与定轴齿轮传动比较，具有体积小、重量轻、承载能力大、工作平稳等优点。在电动滚筒中最常用的为NGW(ZK一H）型的二级或三级传动机构。在国外，如WAT、Interroll等公司一般只用在直径112cm以下的微型电动滚筒中。而在日本、英国及国内一些厂家，大、中、小型电动滚筒中都采用这种结构。图2图2-4两级行星齿轮传动的结构原理图从图2-4中可见，它属于NGW型传动机构。图中太阳轮A1通过联轴器与电动机的转子轴联接。第一级齿圈B1固定，由行星架输出，同时作为第二级传动太阳轮A2的输入。第二级传动行星架与法兰轴联接固定，行星轮C2定轴，行星架与筒体联接输出动力，从而驱动电动滚筒的筒体旋转。a．齿轮材料的选择齿轮是电动滚筒中的重要零件，它担负着传递动力、改变运动速度及方向的重要任务，因此对齿轮材料提出如下要求：具有高的接触疲劳极限；具有高的抗弯强度；具有高的耐磨性；具有足够的冲击韧性。[3]同时还应考虑材料的加工工艺性、经济性，以及材料的来源等因素。正确的选用齿轮材料和进行合理的热处理，是满足齿轮设计要求、延长齿轮使用寿命及节约制造成本的主要途径。本次设计中，太阳轮选用40Cr粗车后调质处理，制齿后齿面高频淬火。行星轮同样采用40Cr。内齿圈采用45号钢粗车后调质，制齿后齿面高频淬火。b．行星齿轮的计算（一）传动比及传动比分配计算传动比i因为行星轮数目=3时，传动比范围只有，故选用NGW型两级行星齿轮传动（2）传动比分配分配原则是各级传动等强度和获得最小的外型尺寸，在NGW型两级行星齿轮传动中，用角标Ⅰ表示高速级参数，Ⅱ表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、度相同，则。取行星轮数目=3；齿面工作硬化系数,低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径之比值以B表示，并取；取载荷不均系数。；取齿宽系数。因为动载荷系数、接触强度计算的齿向载荷分布系数及接触强度计算的寿命系数的三项比值的乘积等于1.8—2.0，故取所以=（二）高速级计算配齿计算所以=23采用高变位，因为，所以太阳轮取正变位，行星轮和内齿轮取负变位，即，按接触强度传动的中心距a和模数m。输入转矩太阳轮传递的扭矩齿数比太阳轮和行星轮的材料用刚表面淬火，表面硬度计算中心距模数所以取模数m=4。几何尺寸计算分度圆直径齿顶高齿根高齿高齿顶圆直径齿根圆直径（4）验算接触强度和弯曲强度接触强度验算<所以满足强度要求2）——齿形系数，取=2.37，=2.81——应力修正系数，取=1.7,=1.52——弯曲强度计算的螺旋角系数，以为是直齿，取=1。——弯曲强度计算的重合度系数，=88.9齿根最大应力强度条件弯曲强度满足要求(5)接触强度和弯曲强度的验算接触应力接触疲劳极限45号刚调质=570>313.4满足强度要求(6)弯曲强度的验算内齿轮演算强度条件所以传动中的内齿轮也满足强度条件（三）低速级计算（1）配齿计算由高速级计算得=4.0,且低速级改为行星架固定，内齿轮输出，仍按行星轮计算。进行配齿计算则符合取质数、整数、：整数、及无公约数的NGW型配齿要求，而且：>100不是质数以便于加工。速比误差：。采用高变，由于实际＞4，所以取太阳轮正变位，行星轮和内齿轮负变位，即取，。(2)按接触强度初算A—C传动的中心a和模数m低速级输入扭矩，取载荷不均匀系数，在一对A—C轮传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩取综合系数K=4.0，齿数比。太阳轮和行星轮材料和高速级一样，改用40Cr调质表面淬火，齿面硬度HRC=50—55（太阳轮）和HRC40—50（行星轮），取，也可用钢调质表面淬火代替，其性能不变。齿宽系数在低速级取,初算低速级中心距模数(3)计算实际中心距和啮合角取模数，则实际中心距因为直齿轮高变位，则实际中心距变动系数，则(4)计算中心距和啮合角实际中心距因为中心距变动系数所以啮合角(5)几何尺寸计算1)分度圆直径2）齿顶高3）齿根高4）齿高5）齿顶圆直径6）齿根圆直径(6)验算左C传动的接触强度和弯曲强度按定轴线齿轮传动的强度计算公式计算。1)确定计算公式中的系数使用系数计算行星架圆周速度：=1.74(m/s)速度系数，动载系数：，齿间载荷分布系数，。因取，所以，计算齿间载荷分布系数及，先求齿顶圆压力角a。及端面重合度：=因为是直齿轮，总重合度，所以节点区域系数，由高速级计算可知。。计算弹性系数，由高速级计算可知。接触强度计算的重合度系数接触强度计算的螺旋角系数确定接触强度计算的寿命系数，因为当量循环次数＞，所以。最小安全系数，取。确定润滑剂系数，考虑用N46(30号)机械油作为润滑冷却剂，粗糙度系数，取=1.2。齿面工作硬化系数Zw，为简化计算取Zw=1。

接触强度计算的尺寸系数，取。2)传动接触强度验算由计算接触应力=许用接触应力及强度条件，则=<=1100计算结果可靠。传动接触强度通过。用4OCr钢（或40MnB钢）调质后表面淬火,安全可靠3)传动弯曲强度验算齿根应力=考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性，齿根最大应力由强度条件即=40钢调质、表面淬火=3500>115.2，故A—C传动弯曲强度验算也通过。(7)验算低速级传动的接触强度和弯曲强度l）根据A—C传动的。来确定C—B传动的接触应力，。因为传动为内啮合，2）核算内齿轮材料的接触疲劳极限由有=因为45号钢调质硬度，所以内齿轮用45号钢调质处理，调质硬度HB229-286接触强度符合要求。3）弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算，计算齿根应力，其大小和A—C传动的外啮合一样，由强度条件因为45号钢调质弯曲疲劳极限。=200>115.2，所以低速级C—B传动中，内齿轮弯曲强度也符合要求。内齿轮壁厚，模数小取大值。2.4.3滚筒体滚筒体材料选择电动滚筒的滚筒体有两个作用、一是用来支撑并拖动输送带运动，或者直接支撑并输送成件物料。二是作为壳体保护内部的电动机和传动装置。这两个作用都要求滚筒体坚固。滚筒体的形状绝大多数为圆柱体。在本设计中由于滚子输送机上的微型电动滚筒和用于长距离带式输送机上的大功率电动滚筒的滚筒体所以选用圆柱体。滚筒体长度与输送带宽度之间的关系如图2-5。输送散料时，滚筒体的长度大于输送带的宽度，一般滚筒体每端露出输送带30—100mm。带宽较窄时取下限，带宽较长时取上限；对于轻型带式输送机取下限，对于大型输送机取上限。本设计滚筒体长度为1400mm，选择标准设计输送带宽1200mm。图2-图2-5圆柱形滚筒体滚筒体内壁沿滚筒体轴线方向焊接有刮油板，数量为6片，当电动机旋转时，刮油板也随之旋转，刮油板可以将滚筒体内的润滑油舀起来，浇在电动机的上面和侧面，有利于冷却电动机及润滑油本身。电动滚筒的滚筒体材料有钢板焊接和无缝钢管的两种。一般情况，电动滚筒的直径大于320mm时选用一定强度韧性和良好的焊接性能的Q235。3.3.2滚筒设计计算受力分析圆周驱动力紧边张力松边张力平均张力扭矩弯矩正应力剪切应力强度满足要求，滚筒是安全的。厚度计算电动滚筒和带式输送机的传动滚筒在结构上不一样，前者轴一般不旋转只起支承和承受反力矩作用，后者轴旋转并传递驱动力，因此两种滚筒的滚筒体失效的机制与首先破坏的部位也不相同。传动滚筒的疲劳破坏往往由焊缝的疲劳破坏引起的，裂缝由辐板与筒皮的交会处的焊缝开始逐渐发展而成，以大约45°角伸向滚筒边缘，最终达到筒体的外表面。[3]所以取滚筒体壁厚为10mm。2.4.4法兰轴右法兰轴（如图2-6）电动滚筒有两根轴支撑着。右法兰轴（简称右轴）系指一端与传动装置联接而另一端固定在支座上的轴。右轴借助于支座固定在输送机的机架上，它是支撑电动滚筒本身自重及承受输送带拉力的主要零件。由于电动滚简的传动形式不同，右轴有固定式与旋转式两种。右轴与传动装置的固定部分联接时，如与渐开线齿轮传动的齿轮箱体联接时，右轴是固定不旋转的。为了保障滚筒体旋转，在滚筒体的端盖与右轴之间装有轴承。若是右轴与传动装置的输出部分联接时，如与摆线针轮传动的输出轴联接时，右轴与滚筒体联接并且以相同的速度旋转。右轴与左轴的轴头形式通常是一致的。电动滚筒的右轴采用是实心设计。右轴在电动滚筒壳体外部与支座连接的那一部分，为了防止锈蚀，采用涂漆或电镀。[3]本次设计右法兰轴采用QT450—10铸铁材料。图图2-6右法兰轴设计图样左法兰轴（后轴）左法兰轴（简称左轴）系指一端与电动机定子壳体联接，另一端与支座联接的轴。它与右轴一样，通过支座固定在输送机的机架上。左轴与右轴共同支撑电动滚筒自身的重量，共同承受着电动机的反转矩。由于左轴一端与电动机定子壳体联接，所以它是不旋转的。左轴采用空心轴，中间的孔是电动机引出线的通道。因为左轴直接与电动机定子壳体联接，电动机的引出线从左轴引出比从右轴引出更方便，可以不必绕过传动装置。为了便于电动滚筒的安装，左轴和右轴的轴头形式通常是一致的。图2-7球墨铸铁力学性能本次设计左法兰轴采用QT450—10铸铁材料。如图2-7为球墨铸铁的力学性能和适用范围。图2-7球墨铸铁力学性能左、右法兰轴（前、后轴）受力分析外载荷计算公式输入扭矩：第一级减速齿轮传递的扭矩：齿轮、的圆周力、：齿轮、的径向力、：a=A、B支点垂直方向反力、：==7496.6N=7500NA、B支点水平方向反力、：==2133N==2117.5右法兰轴轴头力矩计算公式如图2-8所示，右轴轴头承受弯矩和扭矩的作用。图2-8示意图（1）垂直方向弯矩图2-8示意图=7500×0.219=1642=7500×0.072=540(2)水平方向弯矩=11200×0.219=2452=11200×0.072=806(3)合成弯矩=2951=9702.4.6端盖作用及选择端盖即装在滚筒体两端的壳盖。端盖与滚筒体之间用螺钉联接，与滚筒体构成电动滚筒的旋转壳体。端盖分为右端盖和左端盖，或称前端盖和后端盖，它们分别与右轴和左轴相对应。本次设计中的右端盖如图2-9所示。为了提高承载能力，左、右端盖与固定轴之间采用调心球轴承。电动滚筒的端盖为密封式，以防止滚筒体内的润滑油外漏。每个端盖有两处需要密封，一处是端盖与滚筒体联接处的结合面，此处可以采用纸垫或密封胶进行密封；另一处是固定轴与滚动轴承处的旋转密封，这里可以采用骨架式密封圈进行密封。端盖的材料为HT200的灰口铸铁，铸件中一定不能有砂眼等缺陷，以免降低材料的强度或造成渗漏油。端盖与滚筒体配合处的止口尺寸一般采用较松的配合，加工端盖时一定要保证止口处与轴承室的同轴度，否则影响电动滚筒的顺利安装和正常运转。图图2-9右端盖图样2.4.7支座支座是上端支撑并固定着电动滚筒的左轴和右轴，支座的下端借助于螺栓固定在机架上。这样支座便将电动滚筒牢牢固定住。支座由于结构和影响因素多的特点再加电动滚筒的大功率，考虑强度问题，所以选择Q235—A钢板。但是无论采用什么材料，材料本身不能有任何内在的缺陷。本次设计的支座如图2-10所示。图图2-10支座3.UGNX的实体建模3.1UGNX软件简介本次产品设计使用UG4.0的建模模块、装配模块和制图模块以及UG7.0的模拟仿真模块，UGNX作为集成化的CAD/CAE/CAM高端产品解决方案可以很方便地建立各种结构复杂的三维参数化实体装配模型和部件详细模型，并自动生成用于加工的平面工程图纸。UGNX的这些功能使得该软件可以很好地应用于各行业各种类型产品的设计，并支持产品外观造型设计，所设计的产品模型可模仿制造样机的过程。并且能够进行虚拟装配和各种分析，节约了设计的成本和周期。如图3-1为UG7中的效果图。运用UGNX进行机械设计具有如下特点：从传统的基于二维的机械设计过程转变为以三维实体模型为中心的过程，实现了直接进行三维零部件的结构设计为后续的机构运动分析、虚拟装配和模拟仿真等过程提供了实体模型数据。使制造产业信息化，即设计数字化、制造装备数字化、生产过程数字化等成为可能。图图3-1UG效果图3.2运用UGNX4.0进行实体建模本次设计运用UGNX对电动滚筒逐个零件进行了实体建模。UGNX的实体建模技术具有很大的灵活性，草图无须完全约束即可操作，而且草图尺寸可以反复更改，实现了灵活的参数化建模。3.2.1低速级行星架建模1）绘制草图1本次设计的行星架是回转体，点击草图按钮，绘制如图3-2所示的草图1。图图3-2绘制草图12）建立回转体如图3-3，点击按钮，进行回转操作。图图3-3建立回转体3）建立草图2为草图2建立基准平面，建立草图2如图3-4所示。图图3-4草图24）拉伸草图，并对相应内容进行阵列拉伸草图时，进行逐个拉伸，如图3-5所示。并对拉伸实体做实体差。如图3-7所示。对所做特征进行阵列，如图3-8所示。图图3-5进行拉伸图图3-6草图拉伸图图3-7拉伸并作实体差图图3-8进行特征阵列5）倒角为避免行星齿轮与行星架发生干涉，对行星架进行倒角操作。如图3-9。图图3-9倒角6）绘制草图3图图3-10草图37）拉伸草图3拉伸草图时对特征进行实体和操作，使特征体与已画好组件成为一体，然后对新特征进行阵列操作，如图3-11。图图3-11拉伸草图3图图3-12进行特征阵列8）打孔并进行阵列图图3-13打孔并阵列图图3-14低速级行星架零件图图3-15支座3.2.2实体模型图展示图3-15支座图图3-16高速级行星架图图3-17端盖图图3-18内齿圈3.3UG建模的作用运用UG建模不同于纯粹的CAD二维图纸，三维设计要求考虑的结构等问题更全面，很多时候不再单单依靠设计者自己的“空想”，虚拟的实体零件建模，更容易帮助我发现结构问题，发现设计中的不足之处，（比如尺寸上的不合理）。参数化的建模可以方便设计中的尺寸变更，设计时的修改变得简单。4.UG的虚拟装配UGNX系统的装配能够建立起零件之间的链接关系，用户通过配对条件在零件间建立装配约束关系来确定各零件在产品中的相对位置。在虚拟装配中组件的几何体不是被复制而是被引用到装配中，如果组件被修改则引用它的装配模型中对应的组件自动更新，使得整个装配组件具有完全的相关性。4.1装配方式考虑到电动滚筒装配过程的可行性以及装配的正确性，主要零件的装配遵循了如下配对顺序：右支座右支座右法兰轴轴承（右法兰轴用）左端盖右端盖滚筒体电机轴承（左法兰轴用）左支座左法兰轴电机轴高速级太阳轮低速级内齿圈单联齿轮联轴器低速级行星架低速级行星轮低速级太阳轮双联齿轮联轴器高速级行星架高速级行星轮高速级内齿圈接线盒图4-1配对顺序除上述的单个零件装配方式外还有一种装配方式，是通过先将部分零件进行组装，比如电机轴和电机本体先进行组装。通过设计时的多次装配比较后发现，如图4-1的装配方式有优势也有不足。这种所有零件都顺序装配的方式在修改时可以直接编辑参数进行装配修改，而采用部分零件先行装配的方式只是在首次装配是比较方便，更具有层次性，但是更改装部件中零件的配参数时会有麻烦。4.2装配过程展示按照图4-1所示的配对顺序进行虚拟装配。图图4-2装配过程一右支座、右法兰轴及轴承图图4-3装配过程二低速级行星架、内齿圈、低速级行星齿轮及配套轴和轴承、联轴器、高速级行星架、高速级行星齿轮及配套轴和轴承图图4-4装配过程三装配滚筒体、左支座等图图4-5装配过程四装配电机等图图4-6装配零件表4.3装配过程举例UG通过添加组件可以直接进行装配，下面以端盖上面螺栓的装配来说明装配过程。如图4-7点击添加组件按钮，通过弹出的对话框找到要添加的零件。图4-7进行零件装配图4-7进行零件装配找到螺栓零件后，如图4-8，在“添加现有部件”对话框中点选“多重添加”，进行如图所示的设置。图4-8设置添加方式图4-8设置添加方式对零件添加约束。添加“配对”约束，将螺栓与端盖接触的面分别选中（如图4-9所示），然后添加“对齐”约束，如图4-10所示，分别选中螺栓的圆柱面和端盖上空的圆柱面。图4-9图4-9“配对”约束图4-10添加图4-10添加“对齐”约束对零件进行多重添加。如图4-11，约束添加完毕后，在“配对条件”对话框中点击“确定”后自动弹出“创建组件阵列”对话框，点击“确定”后会自动与孔配合进行阵列装配。如4-12完成螺栓装配。图4-11阵列装配图4-11阵列装配图4-12完成螺栓装配图4-12完成螺栓装配图4-13电动滚筒模型4.4总装模型图4-13电动滚筒模型图图4-14电动滚筒效果图4.5UG装配的作用通过UG软件的虚拟装配，可以很好的发现结构中存在的问题，比如零件间尺寸的匹配，零件间的干涉，帮助我在设计过程中发现结构问题，改善设计，而传统设计停留在二维图纸，二维装配图显然不如三维装配图表现得更直观。5.UG的模拟仿真NX运动仿真模块（NX/MotionSimulation）用于建立运动机构模型，分析模型的运动规律。运动仿真模块和主模型是分开保存，从而可以创建不同的运动仿真，而对主模型不产生影响。通过模拟仿真，验证机构的可行性，并对机构进行合理的优化。5.1创建连杆连杆（Link）是连杆机构中两端分别与主动和从动构件铰接以传递运动和力的杆件。每个连杆可以是多个对象，并且可以是二维和三维的混合，对象之间可以有干涉和间隙。将电机输出轴、输出轴轴承、单联齿轮联轴器、键、高速轴、太阳轮设置为连杆L001。如图5-1。将高速级行星架、双联齿轮联轴器、低速轴、低速级太阳轮设置为连杆L002。将三个高速级行星齿轮及其配套轴、轴承分别设置为连杆L003、L004、L005。将三个低速级行星齿轮及配套轴承分别设置为连杆xl2a、xl2b、xl2c。将低速级内齿圈、端盖、端盖轴承及压板、滚筒体设置为连杆gundongti。将高速级内齿圈、支座法兰轴、电机等设置为连杆guding，并勾选固定连杆。图5-2图5-2运动导航器中的连杆图5-1连杆L001的创建5.2创建运动副运动副(Joint)的作用就是将机构中的连杆连接在一起，成为一个有机的整体进行运动，而不是表面上的静态连接。为了让机构做规定的动作，必须使用运动副连接协调运动。旋转副连接可以实现两个相连件绕同一轴作相对的转动，它有两种形式：一种是两个连杆绕同一轴做相对的转动（咬合），另一种是一个连杆绕固定轴进行旋转（非咬合）。旋转副一共被限制了5个自由度，物体只能沿方位的Z轴旋转。本次模拟仿真过程中将连杆L001创建为旋转副J001，原点为旋转中心线上任一点，旋转轴线方向为Z轴方向。其中L001旋转副对话框中对基本选项卡进行设置(如图5-3)，选择连杆L002为咬合连杆(但不勾选咬合连杆)，即与L002相对转动。设定J001自动旋转，如图5-4。L003、L004、L005分别设置为旋转副J003、J004、J005，并进行与J001类似设置，同样选择L002为咬合连杆。将连杆L002设置成旋转副J002，原点为旋转轴线上一点，旋转轴线方向即为Z轴方向。同样的，将连杆xl2a设置成旋转副J011，将连杆xl2b设置成旋转副J010，将连杆xl2c设置成旋转副xinglun，将连杆gundongti设置成旋转副neichilun。最后建立的连杆及运动副如图5-31所示。图5-3旋转副J001的创建图5-3旋转副J001的创建图5-4图5-4J001设定为自动旋转图5-5运动导航器中的连杆（Links）和运动副（Joints）5.3创建传动副传动副的作用是改变扭矩的大小、控制的输出力类型等。齿轮副(GearJoint)可以模拟齿轮的传动，创建齿轮副时需要选取两个旋转副或圆柱副，并定义齿轮传动比完成。成功创建齿轮副的条件是：两个旋转副或圆柱副全部为固定的或自由的，且不在同轴的情况下才能创建齿轮。创建齿轮副J006，选取两旋转副分别为J003和J001，设定比比率为1.48。创建齿轮副J007，选取两旋转副分别为J004和J001，设定比比率为1.48。创建齿轮副J008，选取两旋转副分别为J005和J001，设定比比率为1.48。创建齿轮副J009，选取两旋转副分别为neichilun和xinglun，因为是内齿轮啮合，两齿轮同向旋转，所以设定比率为负值。设定比率为-2.67。图5-图5-6齿轮副J006图5-7图5-7J001自动旋转图5-8解算方案5.4进行解算及制作仿真动画设定旋转副J001为自动旋转，转动速度为360（°/s）（如图5-7），设定旋转副J002为自动旋转，转动速度为360/4.9（°/s）。点击“解算方案”，如图5-8所示设置时间为60，步数为6000，步数不易过大，否则容易使程序瘫痪，点击对话框的“确定”按钮进行解算。点击动画播放按钮进行动画演示。5.5进行运动分析5.5.1电子表格分析UG可以对运动对象进行分析，当机构使用常规驱动或关节运动解算后，NX内部记录每个时间对应的驱动（角度或位移）的变化数据。如果需要可以把驱动的数据输出为电子表格，进行分析或修改等。这些数据在结束时可以直接利用电子表格驱动模型。[10]如图5-9所示，点击填充电子表格，即可将刚才设定的解算方案运行，并将运行中的主动件随时间的变化数据添入电子表格中（如图5-10所示）。图5-9填充电子表格图5-9填充电子表格图5-10运动数据图5-10运动数据当完成电子表格填充后，所输出的数据可以重新导入驱动运动机构进行仿真，如图5-11所示。也可以对表格中的数据进行修改，比如：时间、位移等。但是如果修改不恰当，仿真模型将不能执行，比如：时间步数一定要按照顺序排列，模型的驱动在电子表格没有对应等。图5-11图5-11电子表格驱动5.5.2图表分析UG具有输出图表的功能，图表功能（Graphing）能对机构仿真的结果产生直观的图表数据，比如：位移、速度、加速度等。与电子表格驱动不同的是，图表输出是独立的仿真结算器，输出是为图形，电子表格需要数据输入和解算器支持才能完成运动仿真，输出结果是动画分析。[10]如图5-12，点击“作图”按钮，（如图5-13）选择运动对象“neichilun”，“请求”项设置为“位移”，“组件”项设置为“角度幅值”（幅值是X、Y、Z的合值，不考虑各方向上的线性分量），在Y轴添加相应公式，X轴默认为时间，设置表格的输出形式及保存路径后，点击“应用”即可自动生成电子图表（如图5-14）。图5-12作图图5-12作图图5-13图表设置图5-13图表设置图5-14位移分析图表图5-14位移分析图表若在“组件”项目中设置为“速度”，则产生如图5-15所示的位移图表。图5-15速度分析图表图5-15速度分析图表5.6UG模拟仿真的作用通过UG的模拟仿真，可以很好的理解运动的过程，便于大家对机构运动的认识。同时通过分析相关的运动参数，分析机构进行合理性，从而使设计者对结构的可行性进行验证。通过模拟仿真分析，本次设计的电动滚筒达到了预期的目的。结论电动滚筒不是单纯的电机与减速器的连接，它主要应用于固定式和移动式带式输送机，替代传统的电动机、减速器在驱动滚筒之外的分离式驱动装置。本论文进行了行星齿轮电动滚筒的设计和运动仿真，得出如下主要结论：1、在设计中根据齿轮的配齿原则和尺寸计算得出齿轮的基本参数，解决了主传动中的齿轮配齿问题。2、利用强度理论校核齿轮、法兰轴、滚筒体等的强度，结果满足要求。3、运用UG的建模、虚拟装配功能，有效的解决了零件的干涉问题，提高了结构的可行性。4、运用UG进行模拟仿真，电动滚筒的速度稳定，结构可靠，可实现预期目标。致谢本设计是在导师李金泉老师的悉心指导和耐心帮助下完成的。导师严谨求实的教学作风、锐志创新的科研精神、平易近人的师长风范以及孜孜不倦的传道、授业、解惑的精神，深深的感染了我和教育着我。让我铭记于心并终身受益。在论文完成之际，向导师李金泉老师致以崇高的敬意和衷心的感谢！在机构的设计过程中，李老师鼓励我尝试运用UG进行设计建模装配并进行模拟仿真，让我对机械设计有了新的认识，在设计过程中李老师倾注了很大心血，从机构的设计，到论文的修改，开阔了我的思维，让我思考更全面，让我获益良多。我谨向我的导师表示最深的谢意。最后，再一次向所有关心、支持、帮助过我的各位领导、老师、同学和朋友们表示诚挚的感谢！参考文献[1]机床设计手册编写组.机床设计手册（一）（二）（三）[M].北京机械工业出版社，1986[2]孙志礼，马兴国等.机械设计[M].北京：科学出版社，2008[3]刘建勋.电动滚筒设计与选用手册[M].北京：机械工业部机械标准化研究所，1997[4]机械工业最新基础标准应用手册[M].北京：机械工业出版社，1988[5]杜君文等.机械制造技术装备及设计[M].天津大学出版社，1998[6]移动带式输送机型式与基础参数[M].北京：技术标准出版社，1982[7]蔡春源.机电液设计手册（上、中、下）[M].沈阳：东北大学出版社，1997[8]杨勇才主编.机械设计新标准应用手册.北京：北京科学技术出版社,1993[9]张贵芳编.滚动轴承.高等教育出版社,1985[10]吕杨波.UGNX7.0动力学与有限元分析从入门到精通[M].北京：机械工业出版社.2010.2[11]孙恒，陈作模等机械原理[M].北京：高等教育出版社附录A英文资料ResearchonDesignofPlanetaryGearboxNanjingArtilleryCollegeRaoZhenggang［Abstract］Thedesignandcalculationsofplanetarygearboxaredetailedlydiscussedinthisthesis.Thecalculationsofstructureparameters,transmissionratio,torqueofeachshaft,braketorque,lockingmoment,andtransmissionpowerareexplainedhere.Hence,thispaperisofmuchimportancetothedesignofplanetarygearboxofcaterpillarvehicle,tank,artilleryandengineeringmechanics.

Keywords:PlanetarygearboxStructureparameterTorquePowerc)ClutchLlocksinternalgearrignbandswivelingjibH(seefigure3,c)

WhenclutchLcombinesgearringbandswivelingjibHintoonewhole,nb=nH.ThentorqueTAofinputshaftAcantransmitthroughtwoways:oneistotransmittooutputshaftBthroughcentralgeara,planetgeargandswivelingjibH;theotheristoBbycentralgeara,planetgearg,internalgearringbandclutchL.Atthismoment,TA=Ta,TB=-TAandlockingmomentTLisequaltothetorqueofinternalgearringTb,TL=Tb.Accordingtoformula(4-3),thelockingmomentTLisTL=Tb=pTa(4-11)Fromtheformulaabove,whencentralgearainputsandswivelingjibHoutputs,thelockingmomentTLofthefirstschemeisthelowestandthesizeissmaller.Soasto2K-H(A)planetarygearbox,thefirstschemeismorereasonable.

(1)Supposeinternalgearringbinputs,swivelingjibHoutputs(seefigure4),TA=Tb,TB=TH;LetusdiscussthelockingmomentT1offrictionclutchofthreedifferentlockingpattern.

a)ClutchLlocksintermalgearringbandcentrageara(seefigure4,a),thatisna=nb=nH;thentheplanetbarbecomesawholeandrotates.SoTB=-TA,T1=Ta.Accordingtoformula(4-2),TLis:

(4-12)So,b)ClutchLlockscentralgearaandswivelingjibH(seefigure4,b),thatisnH=naandTL=Ta.SoTLisSo,(4-13)c)ClutchLlocksinternalgearringbandswivelingjibH(seefigure4,c),thatisnH=nbandTL=Tb.SincetheclutchLlinksinputshaftAandoutputshaftB,lockingmomentTLisequaltothetorquetransmittedbyshaftA,namelyTL=Tb=TA.SothelockingmomentTLisTL=TAFromtheformulaabove,wheninternalgearringinputsandswivelingjiboutputs,lockingmomentTLofthefirstschemeisthelowest.Soitisthebesttoadoptthefirstlockingscheme.

AfterTLiscalculated,thenecessarycontrolunitscanbeadoptedtoobtainthefrictionclutchwithsmallersize.But,infact,thebestlockingschemecan'tbealwaysrealizedduetodifficultyinstructrualdistribution.Underthissituation,thelockingschemeshouldbeadoptedtogetmorecompactstructureofclutchandsmallersizeofthegearbox.

5Calculationofefficiencyofplanetarygearbox

Astomulti-degreeplanetarygeabox,theratioofoutputpowerPBandinputpowerPAiscalledthetransmissionefficiencyofplanetarygearbox.Namely,(5-1)Where,TA、nA—torqueandrotationalspeedofinputshaftA；

TB、nB—torqueandrotationalspeedofoutputshaftB.

RationA/nB=ipiskinematicstransmissionratio;ratio-TB/TA=ip～isdynamicstransmissionratio.SinceTBhascontainsthefrictionlossofplanetarygearbox,puttingipandip～intoformula(5-1),wecangetthefamousM.A.Kpe-Йюecformula:(5-2)Sotheefficiencyofeachstepofmulti-degreeplanetarygearboxηpisequaltotheratioofitsdynamicstransmissionratioip～andkinematicstransmissionratioip.

Asitissaidabove,itskinematicstransmissionratioipisfunctionofcharacteristicparameterpofplanetbar,thatis:ip=f(p1、p2、…pn)(5-3)Accordingtotherelationofpowerequation,pisequaltoipmultiplying(ηH)xthenthefunctionofpisobtained:(5-4)Where,ηH—transmissionefficiencyofplanetbarinrelativemotion.Asto2K-H(A)planetbar,ηH=ηHag×ηHgb=0.97×0.99=0.96

Theequationofindexxjis(5-5)j=1,2,…，n

Themathematicalmeaningofsignissymbol.

Indexxj=1,itssymbolisdecidedby(5-5)；ifthevalueofsignismorethan0,signis“+”，andxj=+1;otherwise,xj=-1。

6Sampleofthedesignofplanetarygearbox

Supposethetransmissionsketchofplanetarygearboxofonecertaincaterpillartruckisshownasfigure5.Itsdegerrsoffreedomisw=3,thenumberofstepsisnd=4(threeforwardingstepsandonereversestep).Trytocalculate(1)numberofcontrolunitsm,numberofplanetbarskandnumberofbasiccomponentsn0;(2)transmissionratioipofeachstep;(3)torqueT,brakemomentT2andlockingmomentTLofeachcomponent;(4)transmissiondefficiencyηpofeachstep.

Solution:(1)Calculationofthenumbersofcontrolunitsm,planetbarskandbasiccomponentsn0.

Whendegreeoffreedomw=3,thenumberofcontrolcomponentsmcanbecalculatedthroughformula(2-6,a),thatisPutnd=4intotheformulaabove,m2-m-8=0Itcanbeobtainedfromtheequationthat:m≈3.4；BecauseC2m＞m＞W，thenumberofcontrolunitsis:：m=W+1=4

ThenthenumberoffrictionclutchesLcanbegotaccordingtoformula(2-8)L=W-1=3-1=2ThenumberofbrakesZcanbecalculatedthrou-gh(2-9)Z=m-L=4-2=2Thenumberofplanetbarskisobtainedby(2-12)k=nd-(W-1)=4-(3-1)=2Finally,thenumberofbasicmotivecomponentsn0canbecalculatedthroughformula(1-3).n0=W+k=3+2=5Itisshownonfigure5thatitsbasiccomponentsareA、B、1、2and3.

(2)Transmissionratioipofeachstep

Themodulemofthegearintwoplanetbarsofthesaidplanetarygearboxisthesameandm=4mm.Thecharacteristicparametersarep1=p2=3.105.Becausep1=Zb1/Za1andp2=Zb2/Za2andnormallythenumberofteethofcentralgearaZa＞17.wesupposeZa1=Za2=19.Thenthenumberofteethofinternalgearringbis:Zb1=p1za1=3.10519=59

Zb2=p2za2=3.10519=59ThenumberofteethofplanetgearZgisThesameasabove,，Zg2=20

Sincetheplanetarygearboxhasthreeforwardstepsandonereversestep,eachstepcanbereachedbycombiningtwocontrolcomponents.Themethodtocombinethecontrolunitsisshownintable6-1.

Thetransmissionratiosofeachstepoftheplanetarygearboxiscalculatedasfollowes:

Thetransmissionratioofthefirststep(directstep):

ThefirststepofplanetarygearboxisobtainedbylockingtwofrictionclutchesL1andL2.Theycombinecentralgeara1,a2internalgearringb2andoutputshaftBintoawhole,thentwoplanetbarsX1andX2canrotateasonebody.Thereisnorelativemotionamongeachunit,thatisnA=nH1=nb1=na1=na2=nH2=nb2=nB,thenthetransmissionratioisi=iAB=iH1b2=1Thetransmissionratioofthesecondstep:

ThesecondstepofplanetarygearboxisobtainedbylockingbrakeZ2andClutchL2.Thetwoplanetbarsparticipateinwork.AfterinputfrominputshaftA,thetran