毕业设计（论文）-太阳轮浮动的三级行星减速器设计

本科毕业设计(论文)题目：太阳轮浮动的三级行星减速器设计强度校核5.1行星齿轮传动的受力分析经过对行星齿轮传动各构件的受力情况进行分析，分别计算出它们所受的载荷大小。其值如表5.1所示：表5.1各级啮合齿轮副和行星架所受的载荷(a)高速级各对啮合齿轮副和行星架所承受的载荷构件名称切向力Ft(N)径向力Fr(N)所受转矩T()太阳轮3.761.3751.7行星轮7.520—内齿轮3.761.37413.6行星架7.5201269(b)中间级各对啮合齿轮副和行星架所承受的载荷构件名称切向力Ft(N)径向力Fr(N)所受转矩T()太阳轮14.75.35465.3行星轮29.40—内齿轮14.75.3576108.1行星架29.409246(c)低速级各对啮合齿轮副和行星架所承受的载荷构件名称切向力Ft(N)径向力Fr(N)所受转矩T()太阳轮33.4812.192034.1行星轮66.960—内齿轮33.4812.1930135行星架66.96039388各级输入轴的转速高速级中间级低速级输出轴5.2高速级齿轮传动强度校核校核高速级a-c外啮合的接触疲劳强度首先按公式(5.1)(5.2)计算齿轮的齿面接触应力，即(5.1)(5.2)其中，齿面接触的应力值可按公式(5.3)计算，即(5.3)许用接触应力为(5.4)接触强度的齿向载荷分布系数KHβ，对于重要的行星齿轮传动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数KHβ和KFβ可用下述方法定。弯曲强度计算时(5.5)接触强度计算时(5.6)式中——齿轮相对于行星架的圆周速度；——大齿轮齿面硬度对及的影响系数；——齿宽和行星轮数目对及的影响系数。按公式计算=≈(5.7)由《行星齿轮传动设计》表6-6选取Φd=0.7，由图6-7及图6-8得θb=1.22，µF=0.8代入上式，则得KHβ=1.176.使用系数KA是考虑由于啮合外部因素引起的动力过载影响的系数。由《行星齿轮传动设计表6-7，可取KA＝1。动载系数KV是考虑大、小齿轮啮合振动产生的内部附加动载荷影响系数。根据=1.293m/s，7级精度。查《行星齿轮传动设计》图6-6得KV=1.05。齿间载荷分布系数KHα是考虑同时啮合的各对轮齿间载荷分配不均匀的影响系数。影响载荷分配系数的主要因素有：轮齿啮合刚度；轮齿总切向力；基节偏差；修缘量；齿宽；跑合量；重合度；及其它轮齿尺寸。齿轮精度较低，查《行星齿轮传动设计》表6-9得KHα=1。行星轮间载荷分配不均匀系数KHP，考虑在各个行星轮间载荷分配不均匀对齿面接触应力影响的系数。由《行星齿轮传动设计》表7-1查得,KHP1=1.1，KHP2=1.1。节点区域系数ZH是考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响。对于法面齿形角αn=20°的啮合齿轮副，由《行星齿轮传动设计》图6-9查得ZH=2.28。弹性系数ZE由下式计算。(5.8)式中Ea、Ec——行齿轮弹性模量va、vc——行星齿轮材料的泊松比重合度系数Zβ可由表5.2中的公式计算。即==0.948表5.2接触强度重合度系数[24]直齿轮斜齿轮εβ<1螺旋角系数可按公式(6-8)求得将以上各值代入式计算接触应力=1398Mpa，=1430Mpa。寿命系数ZN可按以下计算，表6-2是接触强度计算寿命系数用到的寿命的算法。表5.3接触强度计算的寿命[24]材料及热处理—————应力循环次数NLZN计算公式结构钢调质钢渗碳淬火渗碳钢允许一定的点蚀不允许点蚀(5.9)代入数据计算，太阳轮接触强度寿命系数ZNT=1，行星轮接触强度寿命系数ZNT=1.02。SHmin为最小安全系数。由表5.4得SHmin=1.表5.4最小安全系数[24]使用要求最小安全系数SHminSFmin高可靠度较高可靠度一般可靠度低可靠度1.50～1.601.25～1.301.00～1.100.85～12.00润滑剂系数ZL,由《行星齿轮传动设计》图6-17得太阳轮润滑剂系数ZL=1.00,行星轮润滑剂系数ZL=1.00速度系数ZV,由《行星齿轮传动设计》图6-14得ZV=0.985。粗糙度系数ZR是考虑齿轮的齿面粗糙度与实验齿轮不同时，对许用接触应力的影响系数。由下式求得：(5.10)计算得，太阳轮粗糙度系数、行星轮粗糙度系数为ZR=0.970。齿面工作硬化系数ZW,查《行星齿轮传动设计》图6-20得ZW=1。尺寸系数ZX在根据零件大小选材适当，且热处理和硬化层深度选择合理时，一般ZX=1,查《行星齿轮传动设计》表6-15得ZX=1。经查《行星齿轮传动设计》图6-14得。由接触应力公式，代入数据得：,，所以接触强度校核通过。校核高速级a-c外啮合的弯曲疲劳强度首先计算齿轮的齿根应力，即(5.11)其中，齿根应力值算，即(5.12)许用应力齿面接触疲劳强度为(5.13)齿向载荷分布系数KFβ由公式(6-14)计算得(5.14)式中KFβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数；bc——齿宽，mm；这里取b=23mm；hc——齿高，mm这里取h=5.45mm。由式5.14得KFβ=1.13齿间载荷分配系数KFα的计算方法与接触强度计算的齿间载荷分配系数完全KHα相同，即KFα=KHα=1。行星轮间的载荷分布不均匀系数KFP 应力修正系数Ysa是当载荷作用于齿顶时将名义弯曲应力换算成齿根局部应力系数。查《行星齿轮传动设计》图6-22得，Ysa1=1.655，Ysa2=1.655齿形系数YFa它考虑当载荷作用于齿顶时齿形对名义弯曲应力的影响。查《行星齿轮传动设计》图6-22得YFa1=2.50，YFa2=2.18。重合度系数Yε是将载荷由齿顶转换到单对齿啮合区上界点的系数。对端面重合度<2的齿轮,Yε可按下式计算。代入数据得：弯曲强度计算的螺旋角系数Yβ=1。将以上各值带入，计算齿根应力得：，。已知齿根弯曲疲劳极限。应力系数取YST=2。弯曲强度计算的寿命系数YNT=0.855。相对齿根圆角敏感系数YδrelT,查《行星齿轮传动设计》图6-33得YδrelT=1.00相对齿根表面状况系数YRrelT弯曲强度计算的尺寸系数Yx，查《行星齿轮传动设计》表6-17得Yxa=Yxc=1。最小安全系数为SFLim，由表5.4得SFLim=1.6。许用齿根应力按公式计算得，弯曲强度校核，所以弯曲强度校核通过。校核高速级c-b内啮合接触疲劳强度,计算方法同a-c。高速级c-b内齿轮接触疲劳强度计算数据如表5.5表5.5高速级c-b内啮合接触强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合切向力Ft3418N动载系数Kv1.040c-b啮合相对于行星架的圆周速度1.267m/s节点区域系数ZH2.400齿向载荷分布系数KHβ1.080内齿轮润滑剂系数ZL1.000齿间载荷分配系数KHα1.100行星轮润滑剂系数ZL1.000重合度系数Zε0.865齿数比u2.316螺旋角系数Zβ1.000弹性系数ZE189.800行星轮粗糙度系数ZR0.970行星轮速度系数Zv0.958内齿轮粗糙度系数ZR0.970内齿轮速度系数Zv0.958内齿轮齿面工作硬化系数Zw1.000行星轮接触应力σH283MPa行星轮齿面工作硬化系数Zw1.000最小安全系数SHmin1.600行星轮寿命系数ZNT1.020内齿轮接触应力σH330MPa内齿轮寿命系数ZNT1.003行星轮许用接触应力σHp888.6MPa行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.100内齿轮许用接触应力σHp442.7Mpa经计算校核，高速级c-b内啮合接触疲劳强度校核完全符合要求，安全可靠。校核高速级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算方法同高速级a-c啮合的弯曲疲劳强度校核，高速级c-b传动的弯曲疲劳强度计算数据如表5.6表5.6高速级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合齿向载荷分布系数KFβ1.070行星轮尺寸系数Yx1.000c-b啮合齿间载荷分配系数KFα1.100重合度系数Yε0.677行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮弯曲应力σF122.26MPa行星轮应力修正系数Ysa1.800内齿轮弯曲应力σF122.60MPa内齿轮应力修正系数Ysa1.920行星轮齿形系数YFa2.180螺旋角系数Yβ1.000内齿轮齿形系数YFa2.050应力修正系数YST2.000最小安全系数SFlim1.600行星轮寿命系数YNT0.900内齿轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000内齿轮寿命系数YNT0.890行星轮相对齿根表面状况系数1.078行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮许用弯曲应力σFp606.4MPa内齿轮相对齿根表面状况系数1.588内齿轮许用弯曲应力σFp883.3MPa经计算校核，高速级c-b啮合的弯曲疲劳强度符合要求，安全可靠。5.3中间级齿轮传动强度校核校核中间级a-c啮合接触疲劳强度计算方法同高速级a-c，中间级a-c传动接触疲劳强度计算数据如表5.7表5.7中间级a-c啮合接触疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值a-c啮合相对于行星架的圆周速度VHa-c0.320m/s节点区域系数ZH0.023齿向载荷分布系数KHβ1.176太阳轮润滑剂系数ZL1.000齿间载荷分配系数KHα1.000行星轮润滑剂系数ZL1.000重合度系数Zε0.958齿数比u2.571螺旋角系数Zβ1.000弹性系数ZE189.800行星轮粗糙度系数ZR0.980行星轮速度系数Zv0.950太阳轮粗糙度系数ZR0.980太阳轮速度系数Zv0.950行星轮齿面工作硬化系数Zw1.000行星轮接触应力σH1121MPa太阳轮齿面工作硬化系数Zw1.000最小安全系数SHmin1.600太阳轮寿命系数ZNT1.010太阳轮接触应力σH1121MPa行星轮寿命系数ZNT1.140太阳轮许用接触应力σHp1410MPa行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.050行星轮许用接触应力σHp1592Mpa经计算校核，中间级a-c啮合接触疲劳强度校核完全符合要求，安全可靠。验算中间级a-c啮合的弯曲疲劳强度计算方法同高速级a-c传动的弯曲疲劳强度校核，高速级c-b传动的弯曲疲劳强度计算数据如表5.8表5.8中间级a-c啮合的弯曲疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值a-c啮合齿向载荷分布系数KFβ1.128行星轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000a-c啮合齿间载荷分配系数KFα1.100重合度系数Yε0.852行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮弯曲应力σF377.66MPa行星轮应力修正系数Ysa1.860太阳轮弯曲应力σF360.3MPa太阳轮应力修正系数Ysa1.810行星轮齿形系数YFa2.140螺旋角系数Yβ1.000太阳轮齿形系数YFa2.120应力修正系数YST2.000弯曲强度最小安全系数SFlim1.600行星轮寿命系数YNT0.890太阳轮尺寸系数Yx1.000太阳轮寿命系数YNT0.894行星轮相对齿根表面状况系数1.029太阳轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮许用弯曲应力σFp600MPa太阳轮相对齿根表面状况系数1.029太阳轮许用弯曲应力σFp575MPa经计算校核，中间级a-c啮合的弯曲疲劳强度符合要求，安全可靠。验算中间级c-b啮合接触疲劳强度计算方法同高速级c-b，中间级c-b啮合接触疲劳强度计算数据如表5.9表5.9中间级c-b啮合接触疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合切向力Ft13430N动载系数Kv1.010c-b啮合相对于行星架的圆周速度0.310m/s节点区域系数ZH2.500齿向载荷分布系数KHβ1.075内齿轮润滑剂系数ZL1.000齿间载荷分配系数KHα1.100行星轮润滑剂系数ZL1.000重合度系数Zε0.871齿数比u2.444螺旋角系数Zβ1.000弹性系数ZE189.800行星轮粗糙度系数ZR0.980行星轮速度系数Zv0.950内齿圈粗糙度系数ZR0.980内齿圈速度系数Zv0.950内齿轮齿面工作硬化系数Zw1.000行星轮接触应力σH392.7MPa行星轮齿面工作硬化系数Zw1.000最小安全系数SHmin1.600行星轮寿命系数ZNT1.140内齿轮接触应力σH392.7MPa内齿轮寿命系数ZNT1.120行星轮许用接触应力σHp1592MPa行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.100内齿轮许用接触应力σHp792.5Mpa经计算校核，中间级c-b啮合接触疲劳强度校核完全符合要求，安全可靠。验算中间级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算方法同高速级c-b啮合的弯曲疲劳强度校核，中间级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算数据如表5.10表5.10中间级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合齿向载荷分布系数KFβ1.728行星轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000c-b啮合齿间载荷分配系数KFα1.100重合度系数Yε0.685行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮弯曲应力σF321.1MPa行星轮应力修正系数Ysa1.860内齿轮弯曲应力σF325.3MPa内齿轮应力修正系数Ysa1.920行星轮齿形系数YFa2.140螺旋角系数Yβ1.000内齿轮齿形系数YFa2.080应力修正系数YST2.000最小安全系数SFlim1.600行星轮寿命系数YNT0.930内齿轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000内齿轮寿命系数YNT0.930行星轮相对齿根表面状况系数1.078行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮许用弯曲应力σFp626.6MPa内齿轮相对齿根表面状况系数0.930内齿轮许用弯曲应力σFp590.7MPa经计算校核，中间级c-b啮合的弯曲疲劳强度符合要求，安全可靠。5.4低速级齿轮传动强度校核校核低速级a-c啮合接触疲劳强度计算方法同中间级a-c，低速级a-c传动接触疲劳强度计算数据如表5.11表5.11低速级a-c啮合接触疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值a-c啮合切向力Ft30389N动载系数Kv1.001a-c啮合相对于行星架的圆周速度VHac0.075m/s节点区域系数ZH2.320齿向载荷分布系数KHβ1.280太阳轮润滑剂系数ZL1.000齿间载荷分配系数KHα1.000行星轮润滑剂系数ZL1.000重合度系数Zε0.930齿数比u1.111螺旋角系数Zβ1.000弹性系数ZE189.800行星轮粗糙度系数ZR0.987行星轮速度系数Zv0.950太阳轮粗糙度系数ZR0.987太阳轮速度系数Zv0.950行星轮齿面工作硬化系数Zw1.000行星轮接触应力σH1110MPa太阳轮齿面工作硬化系数Zw1.000最小安全系数SHmin1.600太阳轮寿命系数ZNT1.110太阳轮接触应力σH1110MPa行星轮寿命系数ZNT1.220太阳轮许用接触应力σHp1561MPa行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.100行星轮许用接触应力σHp1716Mpa经计算校核，低速级a-c啮合接触疲劳强度校核完全符合要求，安全可靠。验算低速级a-c啮合的弯曲疲劳强度计算方法同中间级a-c啮合的弯曲疲劳强度校核，低速级a-c啮合的弯曲疲劳强度计算数据如表5.12表5.12低速级a-c啮合的弯曲疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值a-c啮合齿向载荷分布系数KFβ1.240行星轮尺寸系数Yx1.000a-c啮合齿间载荷分配系数KFα1.100重合度系数Yε0.783行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮弯曲应力σF471.5MPa行星轮应力修正系数Ysa1.770太阳轮弯曲应力σF472MPa太阳轮应力修正系数Ysa1.730行星轮齿形系数YFa2.200螺旋角系数Yβ1.000太阳轮齿形系数YFa2.300应力修正系数YST2.000最小安全系数SFlim1.600行星轮寿命系数YNT0.955太阳轮尺寸系数Yx1.000太阳轮寿命系数YNT0.923行星轮相对齿根表面状况系数1.078太阳轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮许用弯曲应力σFp643.4MPa太阳轮相对齿根表面状况系数1.078太阳轮许用弯曲应力σFp621.9MPa经计算校核，低速级a-c啮合的弯曲疲劳强度符合要求，安全可靠。验算低速级c-b啮合接触疲劳强度计算方法同中间级c-b，低速级c-b啮合接触疲劳强度计算数据如表5.13表5.13低速级c-b啮合接触疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合切向力Ft30389N动载系数Kv1.000c-b啮合相对于行星架的圆周速度0.073m/s节点区域系数ZH2.450齿向载荷分布系数KHβ1.007内齿轮润滑剂系数ZL1.000齿间载荷分配系数KHα1.100行星轮润滑剂系数ZL1.000重合度系数Zε0.871齿数比u2.933螺旋角系数Zβ1.000弹性系数ZE189.800行星轮粗糙度系数ZR0.980行星轮速度系数Zv0.950内齿轮粗糙度系数ZR0.980内齿轮速度系数Zv0.950内齿轮齿面工作硬化系数Zw1.000行星轮接触应力σH653.7MPa行星轮齿面工作硬化系数Zw1.000最小安全系数SHmin1.600行星轮寿命系数ZNT1.220内齿轮接触应力σH653.7MPa内齿轮寿命系数ZNT1.190行星轮许用接触应力σHp1715MPa行星轮间载荷分布不均匀系数KHP1.130内齿轮许用接触应力σHp848Mpa经计算校核，低速级c-b啮合接触疲劳强度校核完全符合要求，安全可靠。验算低速级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算方法同中间级c-b啮合的弯曲疲劳强度校核，低速级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算数据如表5.14表5.14低速级c-b啮合的弯曲疲劳强度计算数据项目符号数值项目符号数值c-b啮合齿向载荷分布系数KFβ1.006行星轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000c-b啮合齿间载荷分配系数KFα1.100弯曲强度重合度系数Yε0.686行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮弯曲应力σF313.7MPa行星轮应力修正系数Ysa1.770内齿轮弯曲应力σF313.7MPa内齿轮应力修正系数Ysa1.920行星轮齿形系数YFa2.200螺旋角系数Yβ1.000内齿轮齿形系数YFa2.080应力修正系数YST2.000最小安全系数SFlim1.600行星轮弯曲强度寿命系数YNT0.945内齿轮弯曲强度尺寸系数Yx1.000内齿轮弯曲强度寿命系数YNT0.955行星轮相对齿根表面状况系数1.078行星轮相对齿根圆角敏感系数1.000行星轮许用弯曲应力σFp644MPa内齿轮相对齿根表面状况系数1.588内齿轮许用弯曲应力σFp590.1MPa经计算校核，低速级c-b传动的弯曲疲劳强度符合要求，安全可靠。5.5行星轮轴强度校核由于三级行星减速器中的各级行星轮轴受力小，主要受弯矩作用，几乎不传递转矩。所以只需考虑轴的弯曲应力。在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，由于本设计采用的是单侧板行星架，所以行星轮轴可以看作为一个悬臂梁，取行星轮与太阳轮轮齿啮合的中点到行星架的跨距为L。在轴承部分，由于与轴承紧密配合，引起应力集中。行星轮轴材料为40Cr，，高速级：设计轴直径Φ=40mm输入轴所传递的转矩为太阳轮与每一个行星轮啮合时的所传递转矩为式中——行星齿轮的个数,——太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数。太阳轮所受的圆周力为由公式，。按力学平衡方程，经计算，求得最大弯矩为行星轮轴的弯曲应力为中间级：设计轴直径Φ=70mm低速级轴直径Φ=50mm5.6花键设计与校核本设计太阳轮与上一级行星架采用的是渐开线花键连接。由于渐开线花键连接的主要失效形式是工作面被压溃，因此需要进行挤压应力校核计算，假设载荷延齿侧接触面上均匀分布，各齿所受压力的合力作用在平均直径处，并用各齿间载荷分布不均匀系数来估计实际压力分布不均匀的影响，因此，联结的强度条件为静连接(5.15)式中T——传递的转矩，N·m；——齿间载荷分布不均匀系数，一般＝0.7～0.8；z——花键齿数；h——齿的工作高度，mm(对于渐开线花键，,D=m(α=30°)，m为模数)；L——齿的工作长度；mm——平均圆直径，mm，渐开线花键;——许用挤压应力,MPa.高速级:选用的渐开线花键模数m=3，齿数z=22.齿形角α=30°，5级精度等级。所以高速级渐开线花键强度校核通过。中间级：选用的渐开线花键模数m=3，齿数z=42.齿形角α=30°，5级精度等级。所以高速级渐开线花键强度校核通过。低速级：选用的渐开线花键模数m=3，齿数z=45.齿形角α=30°，5级精度等级。所以低速级渐开线花键强度校核通过。6轴承与输入轴的设计与校核6轴承与输入轴的设计与校核6.1轴承的选用与校核由于太阳轮与行星轮啮合时行星轮主要承受的是径向载荷，而圆柱滚子轴承径向承载能力高，在滚子轴承中，摩擦因数最小，极限转速高，同时安装、拆卸方便。所以本设计的三级行星轮轴承都选用的是圆柱滚子轴承，其中，高速级选用3对型号为NJ1008的圆柱滚子轴承，中间级选用3个型号为NJ214E的圆柱滚子轴承，低速级选用5对型号为NJ2210E的圆柱滚子轴承，由于圆锥滚子轴承主要适用于承受以径向载荷为主的径向与轴向联合载荷，所以输入轴选用1对型号为32014的圆锥滚子轴承，输出套筒上的轴承选用一个型号为61944的深沟球轴承。由于承受载荷和转速很大。需要对其承载能力进行校核。因为行星轴承一般只承受径向载荷，轴向载荷可忽略不计，所以在外载荷大小和转速不变的情况下：(6.1)——为作用于一个轴承上的径向载荷，(6.2)式中——行星架传递的转矩（）——中心距（mm）；——单个行星轮上的轴承数；——行星轮间的载荷不均匀系数；高速级：又因为式中——轴承的寿命系数，经查表得——速度系数经查表得按上述已经计算出的额定动载荷C选择轴承：选用型号为NJ1008的单列圆柱滚子轴承，其内径d=40mm，外径D=68mm，基本额定载荷Cr=21.2kN.轴承寿命计算由式式中n——行星轮相对行星架的转速。——寿命系数，球轴承＝3，滚子轴承，＝10/3。所以所选用轴承足以满足五年一更换的要求。中间级按上述已经计算出的额定动载荷C选择轴承：选用型号为NJ214E的单列圆柱滚子轴承，其内径d=70mm，外径D=125mm，基本额定载荷Cr=112kN.所以所选用轴承足以满足五年一更换的要求。低速级按额定动载荷C选择轴承：选用型号为的单列圆柱NJ2210E滚子轴承，其内径d=50mm，外径D=90mm，基本额定载荷Cr=74.2kN.所以所选用轴承足以满足五年一更换的要求。输入轴的轴承寿命计算，选用的是型号为32014的圆锥滚子轴承，已知d=70mm，D=110mm，基本额定载荷Cr=105kN,P=9.92kN则输出套筒的轴承寿命计算，选用的是型号为61944的圆锥滚子轴承，已知d=220mm，D=300mm，基本额定载荷Cr=152kN,P=80.12kN.6.2输入轴的结构设计与校核6.2.1输入轴的结构设计由于输入轴是齿轮轴，所以轴的材料随齿轮的材料决定，选用20CrNi2MoA作为轴的材料，。由计算轴的最小直径取A＝97考虑键槽的影响，轴径应加大4%，取第1段为齿轮轴段，其大小应大于轴的最小直径，轴径为齿轮的分度圆直径，经计算为27.5mm，齿宽为44mm。第2段为了满足轴承的轴向定位要求，需制出一轴肩，考虑轴承同时受有径向力和一定的轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，其内径为d=70mm，外径D=110mm，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴肩的直径为82mm，轴肩宽度b取5mm。第3段该段轴上安装一对单列圆锥滚子轴承，轴承选用7216C型圆锥滚子轴承，，。两个轴承之间安装一套筒，用于两个轴承之间的轴向定位。长度取40mm。第4段为了轴承的右端轴向定位，采用圆螺母与止动垫圈进行定位，螺纹直径取为68mm，长度依据圆螺母和止动垫圈的厚度确定，经计算为16mm。第5段为轴伸段，由减速器箱体与其他零件的连接情况得，轴径为60mm，轴向尺寸为129mm。输入轴结构图如图6.1所示图6.1输入轴结构图6.2.2输入轴的强度校核齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。扭转强度条件为：(6.3)式中，——轴的扭转切应力，；——轴所受的扭矩，；——轴的抗扭截面模量，；——轴的转速，；——轴所传递的功率，；——轴的许用扭转切应力，,=40～52。所以经校核输入轴满足强度要求。7分析7分析7.1行星架的有限元分析根据减速器的使用情况可知,行星架的变形而导致减速器失效损毁的情况很多，所以有必要在传统分析的基础上，利用分析软件ansys对三级行星齿轮减速器的各级行星架进行有限元分析。7.1.1高速级行星架的有限元分析(1)模型网格划分行星架为一回转体，弹性模量为2.06e11pa，泊松比为0.3。(2)行星架的加载假设行星齿轮为等速旋转，而且所有的行星轮受载均匀，则行星架在传动过程中传递扭矩，行星架上的扭矩是通过行星轮轴对行星架轴孔的作用力传递得到的，每个行星轮与太阳轮的啮合所传动的转矩T1由式可求得，太阳轮所受的圆周力Ft由式5.21求得，对行星轮进行受力分析可知，行星轮受内齿轮，行星架，太阳轮的切向力，这三个力经过合成后可得行星轮所受切向力Ftc。行星架轴孔所受的作用力的大小等于行星轮所受到的切向力行星架的每个轴孔受压面所施加的面载荷为式中d——行星架轴孔直径b——行星架轴孔与行星轮轴连接长度(3)边界条件在行星架与中间级太阳轮连接处表面施加全约束。结果分析高速级行星架的的变形如图7.1所示，由图可以看出，总的变形趋势是变形量从行星架输出端中心向行星架边缘逐渐增大，但最大的变形量比较小，符合设计要求。图7.1高速级行星架的变形图高速级行星架应力图如图7.2所示，从图中可以看出，在行星轮轴与行星轮轴孔的连接处应力最大，其他部位的应力分布比较均匀，而且最大应力小于许用应力，所以符合行星架设计要求。图7.2高速级行星架应力图7.1.2中间级行星架的有限元分析中间级行星架的有限元分析过程与高速级相同。计算过程如下所示;结果分析中间级行星架的变形图如图所示，由图7.3可以看出，最大变形量出现在三个行星轴孔与行星架外边缘的交接部位，而且变形量随行星架的直径增大而增大。图7.3中间级行星架变形图中间级行星架应力图如图所示，从图7.4可以看出，应力分布比较均匀，行星架与行星轮轴的连接处应力最大，但也小于行星架的许用应力值。图7.4中间级行星架应力图7.1.3低速级行星架有限元分析低速行星架的有限元分析过程与高速级相同。计算过程如下所示;结果分析低速级行星架变形图如图所示，由图7.5可得，行星架外边缘变形量最大，变形量的变化趋势是随着行星架直径的增大而增大。但总的变形量很小，符合设计要求。图7.5低速级行星架变形图低速级行星架应力图如图所示，从图7.6中可以看出，应力分布均匀，在危险处并未出现应力集中现象。说明整个行星架的结构设计是合理的。图7.6低速级行星架应力图7.2均载分析行星齿轮传动中影响行星轮间载荷分配不均匀的主要因素是各主要构件的制造和安装误差，现在以np=3的行星齿轮传动为例，对其制造误差和等效误差进行分析。(1)太阳轮偏心误差太阳轮偏心误差Es主要是太阳轮径向跳动误差和太阳轮轴线与主轴线的同轴度误差产生，因此其偏心误差可用同轴度公差Φn和齿圈径向跳动公差Fra来表示即(7.1)(2)行星轮偏心误差行星轮偏心误差Ep主要是由行星轮径向跳动偏差产生，可用其径向跳动公差Frb表示(7.2)内齿轮偏心误差同理，内齿圈的偏心误差EI也可其径向跳动公差表示Frc为(7.3)(4)行星架上行星轮孔轴线位置误差行星架上行星轮孔轴线位置误差E1主要取决于各孔间角度偏差，可根据相邻两行星轮轴孔弦距的误差来计算，即(7.4)式中,a为行星轮与中心轮间的中心距,为行星轮孔间的分度误差。(5)行星架偏心误差行星架偏心误差主要是指行星架上行星轮轴孔所确定的中心对于主轴线定位中心的偏差，该偏差可由行星轮架中心距极限偏差±fa来计算(假定行星轮孔不存在分度误差)。如图7.7所示,当三个行星轮的轴孔处于A,B,C位置时，其中心O与主轴线重合，现由于中心距极限偏差±fa的存在，使得行星轮轴孔处于A′，B′，C′极限位置,其中心为O′。各点的位置坐标分别为：A点A(0,a)A′点A'(0,a+fa)B点B(-a，a)B'点B'((a-fa)，(a-fa))，C点C(a，a)，和C'点C'((a-fa)，-(a-fa))。由几何关系可求得：图7.7轴孔误差分析(6)均载构件等效误差当取太阳轮为均载构件时，等效误差是指将上述各构件的误差折算到均载构件上所得到的数值，所以可以得到均载构件的最大等效误差(径向位移量)。(7.5)式中为啮合角通常情况下，误差的产生是随机的，并不是同时发生的，因此，采用概率统计的方法计算比较合理，即均载构件的等效误差可表示为(7.6)均载构件的等效误差与均载构件的位移补偿量之间的关系分为两种情况:(1)均载构件的等效误差位移量E小于或等于均载构件的位移补偿量s时，由于均载结构补偿了制造和安装误差引起的载荷分配不均匀所引起来误差，使各行星轮可以实现载荷均匀分配。此时行星传动的均载效果较好。(2)如果由误差产生的等效位移量大于E均载构件的位移补偿量s，s与E的差值，即残余径向位移量，对一对齿轮来说相当于中心距发生变化，从而引起侧隙的变化由残余径向位移量∆E=E−s而产生的法向残余啮合间隙为jn=2Es,此时行星轮间载荷分配将不均匀。经计算本设计均载构件的等效误差为0.0815，而均载构件的总补偿位移量为0.118.所以该行星齿轮传动的均载效果较好，可以保证各行星轮实现均匀受载。8结论8总结本设计通过大量查阅相关资料，了解行星齿轮减速器的设计方法与步骤，对各个零件进行了结构设计与具体参数确定，并且对重要零件进行了必要的校核，最后按照国家标准绘制了二维零件图和装配图，通过这次设计，我进一步熟悉了有关标准、规范、技术文件和设计说明书的编写，分析问题、解决问题的能力得到了提高，能够综合运用所学知识解决一些实际生产问题。主要取得了以下成果：(1)通过大量查阅相关资料，了解了减速器的发展历史和减速器的国内外发展现状。完成了太阳轮浮动的三级行星齿轮减速器的具体结构设计方案，并进行了相关的计算，为以后行星齿轮减速器的研究提供了参考。(2)提出了利用渐开线花键间隙浮动实现太阳轮的原理和结构，实现了行星轮的均载。(3)利用solidworks对行星减速器的三维建模，通过利用软件Ansys对行星架的有限元应力与应变分析，加深对行星减速器的研究。(4)通过对行星齿轮减速器的均载特性分析，为以后寻求更好的均载措施提供参考。由于时间短及能力有限，本设计尚存在很多不足，例如对行星齿轮的动态均载分析等，希望在以后可以更深入地研究，从而完善设计。参考文献参考文献[1]张展.减速器设计与实用数据速查.北京：机械工业出版社,2009.07.13[2]颜思渐.渐开线齿轮行星传动的设计与制造[M].北京:机械工业出版社,2002[3]饶振刚.行星齿轮传动设计[J].北京：化学工业出版社,2003,07.181.[4]成大先.机械设计手册(单行本——轴承).北京:化学工业出版设,2006.155[5]濮良贵,纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社,2006.312[6]王文斌等.机械设计手册单行本,减、变速器[M].机械工业出版社,2007.8.[7]陈器,常星.盾构机三级行星齿轮减速器可靠性优化设计[J].矿山机械,2010,24:27-31.[8]王盛.土压平衡盾构行星减速器优化设计及仿真分析[D].重庆大学,2013.[9]齐寅明.盾构刀盘驱动三级行星齿轮系统动力学分析[D].重庆大学,2013.[10]张国瑞等.行星传动技术[M].上海：上海交通大学出版社,2002.[11]陈亮.基于动力学的土压平衡盾构减速器齿轮传动系统可靠性评估及参数优化设计[D].重庆大学,2011.68[12]许洪基,雷光.《现代机械传动手册》[M].北京:机械工业出版社,2002.137[13]杨廷栋等.渐开线齿轮行星传动[M].成都：成都科技大学出版社,1986.101[14]周奇才,李