畢業(yè)設計（論文）-采煤機牽引部行星減速器設計

黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計PAGEV摘要全套圖紙加V信153893706或扣3346389411本設計的主要內容是采煤機牽引部行星減速器。在此設計中我們采用了串聯式組合行星傳動。它的特點是前一個輪系的輸出構件與后一個輪系的輸入構件相固接。這種組合行星傳動具有更廣的增矩和變速范圍，可以獲得大的傳動比，可以實現功率的分流、匯合和反饋等。因此，這種組合行星傳動在現代機械中得到日益廣泛的應用。本設計充分吸收了該型傳動近期的設計資料，廣泛采用了較先進的設計計算方法和新的國家標準。本設計力求簡明、系統(tǒng)、實用，堅持理論與實際相結合、設計與計算相結合、一般傳動與新型傳動相結合。在結構布置合理的情況下，其傳動效率可達97-99%。運動平穩(wěn)、抗沖擊和抗振動的能力較強。由于采用幾個相同的行星輪，且均勻分布在中心輪的四周，因而能達到慣性力平衡。行星齒輪轉動的缺點是：制造精度要求高，安裝比較困難。但隨著科學技術的發(fā)展，工藝水平的進步，其缺點是可以克服的。關鍵詞：太陽輪；行星輪；內齒圈；減速器；應用ABSTRACTThemaincontentofthisessayisabouthaulageunitplanetarygearreduceroncoalminingmachine.Inthisdesigntheseriesconnectionplanetgearisemployed.Thetraitofthismachineisthatoneformerinputpartofwheeltrainislinkedtoonelatterinputpart.Thistraingiveslargerrangeoftrans-speedandotherparameters,thereforeitismoreandmorewidelyusedinmodernmechanics.Byabsorbingthenewdesignmaterialonthistypeandemployingadvancedwaysofcalculationandnewstationstandard,thisessayismadeeasytounderstandandeasytouse.Ifproperlyframedthetransmissionefficiencycangoupto97~99%.Alsocanitpromisedthegoodstabilityofmotionandresistancetobatterandquackandbalanceofinertialforce.Thismachinehasshortbackstoothatitrequireshightechnologylevel,ishardtoinstall.Howeversuchwouldovercomeinnearfutureunderthedevelopmentoftechnology.Keywords:TheSunWheel;PlanetaryWheel;TheInteriorToothIsEnclosed;Decelerator;Application目錄摘要 IABSTRACT II目錄 III第1章緒論 11.1概述 11.2行星輪系 11.2.1輪系 11.2.2周轉輪系的種類 21.3行星齒輪傳動的類型 21.3.1行星傳動類型的選擇 21.3.2發(fā)展概況與方向 3第2章行星齒輪傳動的嚙合計算 42.1行星齒輪傳動的齒數選擇 42.2確定各齒輪參數 62.3各齒輪傳動速度 82.4花鍵的選擇 82.5行星傳動承載能力計算 92.6本章小結 10第3章齒輪精度與失效形式 113.1齒輪精度的選擇 113.2齒輪傳動的失效形式 113.2.1齒面點蝕 123.2.2輪齒的折斷 123.2.3齒面磨損 133.2.4齒面膠合 133.2.5齒面塑性流動 143.3本章小結 14第4章均載方法與裝置 154.1均載方法 154.2均載裝置 154.3本章小結 16第5章行星傳動中的校核計算 175.1齒輪的校核 175.1.1齒面接觸疲勞強度校核計算 175.1.2齒輪彎曲疲勞強度較核計算 195.2軸的校核計算 225.3本章小結 25第6章其它構件的設計 266.1行星架的設計 266.2行星輪支撐結構與整體結構分析 266.3行星減速器機體結構 27第7章行星輪的傳動效率 297.1概述 297.2傳動效率的計算 297.3本章小結 31第8章經濟效益分析論證 328.1方案分析 328.2經濟分析 328.3本章小結 33參考文獻 35致謝 36PAGE36第1章緒論1.1概述行星齒輪傳動是一種新型高效的傳動型式，它與普通定軸齒輪傳動相比有承載能力大、體積小、效率高、重量輕、傳動比大、噪聲小、可靠性高、壽命長、便于維修等優(yōu)點，通過行星傳動可以把能量由一根主動軸傳給若干根從動軸，這些從動軸角速度的關系在工作時可變化。本設計的主要內容是采煤機機牽引部行星減速器。在此設計中采用了行星傳動。它的特點是前一個輪系的輸出構件與后一個輪系的輸入構件相固接。這種組合行星傳動具有更廣的增矩和變速范圍，可以獲得更大的傳動比，可以實現功率的分流、匯合和反饋等。因此，這種組合行星傳動在現代機械中得到日益廣泛的應用。充分吸收了該型傳動近期的設計資料，廣泛采用了較先進的設計計算方法和新的國家標準。目前，我國行星齒輪傳動的設計水平與發(fā)達國家的差距正在縮小，不僅理論研究和設計能力有所增強，而且制造技術和測試手段也逐步提高。行星齒輪傳動深受用戶歡迎，隨著科學技術迅速發(fā)展，行星傳動已被廣泛應用于冶金、礦山、水泥、汽車、起重、機床、化工、電力等機械上。1.2行星輪系1.2.1輪系由一系列齒輪組成的傳動裝置稱齒輪機構或輪系，是應用最廣泛的機械傳動形式之一。根據輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，可將輪系分為下列幾種基本類型：1.定軸輪系當輪系運轉時，若組成該輪系的所有齒輪的幾何軸線位置是固定不變的，稱為定軸輪系或普通輪系。2.周轉輪系當輪系運轉時，若組成輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線不固定，而繞著另一個齒輪的幾何軸線回轉者，稱為周轉輪系。周轉輪系的組成：1）行星輪在周轉輪系中作自轉和公轉運動。2）轉臂支承行星輪并使其公轉的構件。3）中心輪與行星輪相嚙合而其軸線又與主軸線相重合的齒輪。通常又將最小的外齒中心輪稱為太陽輪，而將固定不動的中心輪稱為支持輪（內齒輪）。4）構件轉臂H繞其轉動的軸線稱為主軸線。凡是軸線與主軸線重合而又承受外力矩的構件稱為基本構件。1.2.2周轉輪系的種類周轉輪系按其平面機構自由度的數目，可分為行星輪系和差動輪系兩種。1.行星輪系將周轉輪系的中心輪之一固定于機殼，其他兩個基本構件分別為主動構件和從動構件的結構，都是行星輪系。2.差動輪系周轉輪系三個基本構件都可以轉動時就成為差動輪系。工程上習慣將行星輪系和差動輪系的齒輪傳動機構統(tǒng)稱為行星齒輪傳動。1.3行星齒輪傳動的類型1.3.1行星傳動類型的選擇擁有兩個中心輪（2K）、一個轉臂（H）的行星齒輪傳動機構的代號為2K-H。根據手冊及多年來工廠的長期實踐，選擇NGW型（行星齒輪減速器標準JB/T6502-1993），其中按首字漢字拼音N-內嚙合，W-外嚙合，G-內外嚙合公用行星齒輪，該類型由內嚙合和公用行星輪組成。它的結構簡單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高，然而傳動比小。但NGW型能多級串聯從而形成傳動比大的輪系，這樣便克服了單級傳動比較小的缺點。1）NGW型該型由內外和公用行星齒輪組成。2）NW型該型由一對內嚙合和一對外嚙合組成。由于把行星輪做成雙聯輪，使其為雙排內外嚙合而沒有公用齒輪。3）WW型該型由雙排兩對外嚙合齒輪組成。其突出特點是能通過調整四個齒輪的齒數，輕而易舉的得到1.2至數千范圍的傳動比.但效率低。4）NN型該型由雙排兩對內嚙合齒輪組成，通過調整行星齒輪與中心輪的齒數關系，可以得到的傳動比范圍較大，但效率低。5）NUWGW型該型由兩對外嚙合錐齒輪組成，有一個公用行星輪。1.3.2發(fā)展概況與方向我國早在南北朝時代，祖沖之發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車。因此我國行星齒輪傳動的應用比歐美各國早1300多年。19世紀以來，隨著機械工業(yè)特別是汽車和飛機工業(yè)的發(fā)展，對行星齒輪的發(fā)展有很大影響。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動裝置，并首先用汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二戰(zhàn)后，高速大功率船艦、航空發(fā)動機及工程機械的發(fā)展，促進行星齒輪傳動的發(fā)展。我國從20世紀60年代起開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了NGW型行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。一些專業(yè)定點廠已成批生產了NGW型產品使用效果很好。發(fā)展方向1）速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。4）向少齒差行星齒輪傳動發(fā)展。5）制造技術的發(fā)展方向。第2章行星齒輪傳動的嚙合計算2.1行星齒輪傳動的齒數選擇行星傳動各輪齒數不能隨意選取，必須根據行星傳動的特點，滿足一定條件，才能進行正常傳動。由文獻[5]查得，行星齒輪傳動的齒數選擇一般應滿足以下四個條件：1.傳動比條件NGW型的傳動比條件（2.1）（2.2）2.鄰接條件在行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構尺寸，并考慮到動力學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均勻、對稱地布置幾個行星輪。為使相鄰兩個行星齒輪不相碰撞，要求其齒頂圓間有一定的間隙，即為鄰接條件。假設相鄰兩個行星輪中心之間的距離為，最大行星輪齒頂圓直徑為，則鄰接條件為：即：（2.3）式中，—行星輪數目；—齒合副中心距；—行星輪齒頂圓直徑；相鄰接兩行星輪間的最小間隙值可?。?0.5mm（2.4）式中，m—齒輪模數（mm）。所以可得按鄰接條件所許的行星輪數目：（2.5）3.同心條件行星傳動裝置的特點為輸入與輸出是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，則為同心條件。4.裝配條件一般行星傳動中,行星輪數目大于1。要使幾個行星輪能均勻裝入,并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現象,所應具備的齒數關系即為裝配條件。NGW型的裝配條件：當行星輪個數＞1時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個中心輪的相對位置就被確定了。若再要均勻第裝入其它行星輪，就必須滿足一定條件。相鄰兩行星輪所夾的中心角為。設第一個行星輪在位置I裝入與兩中心輪嚙合,然后將行星架H順時針轉過角度,既讓轉到位置Ⅲ在這其間,中心輪a轉過角度由傳動比確定,既=為了在位置裝入行星輪,要求此時中心輪a在位置I的相應輪和它轉動角之前的位置完全相同。也就是說,中心輪轉過的角必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數M,即,將值代入上式可得：（2.6）只要此式能夠滿足，就可在位置I再裝入行星輪。同樣操作也可在位置I再裝入其它行星輪。此式表明NGW型行星傳動得裝配條件與行星輪齒數無關。5．其它條件1）輪齒強度在考慮到輪齒強度方面得要求而又不增大傳動的尺寸和重量時，若承載能力取決于齒面接觸強度，則各輪齒數取較多齒數得組合方案是合理的；若承載能力取決于齒根彎曲強度，則各輪齒數取決于較少齒數得組合方案是適宜的。行星傳動中，小齒輪的最大齒數Z1max應保證齒輪有足夠的彎曲強度條件推薦的Z1max值，小齒輪的硬度等于或大于大齒輪的硬度。行星傳動中小齒輪最小齒數Z1min對于硬度大于350HBS的硬齒面，推薦Z1min≥12。2）嚙合質量高速重載的行星傳動中，為減少運轉過程中的振動和噪聲，使傳動有良好的工作平穩(wěn)性，在各對嚙合齒輪的齒數之間，應當沒有公約數，即互為質數；中心輪的齒數也不宜為行星輪數目的整數倍。3）齒形加工齒形加工一般應遵循以下兩個原則：大于100的質數齒的齒輪盡量少用，因為切齒時機床調整比較困難；當采用插齒和剃齒時，任何一個齒輪的齒數都不應是插齒刀或剃齒刀齒數的倍數。6.確定各輪齒數對于NGW型傳動的齒數，首先確定附和鄰接條件的行星輪個數，然后根據傳動比條件、同心條件和裝配條件選配齒數。綜合分析考慮，在本設計中我們應采用比例法。根據傳動比條件、同心條件和裝配條件等聯立求解，可得（2.7）式中以分數形式代入。當選定某一適當的值之后，便可求出齒數，最后再根據所得齒數校核鄰接條件。因各輪齒數和M值都是整數，故在選取值時，應使式右端各項數值都是正整數。2.2確定各齒輪參數根據上述2.1所述的四個條件，查文獻[1]得，當np=3時選擇，Za=20分別求得各齒數見表2.1。表2.1齒數選擇——一級行星輪個數np3行星輪齒數zg34太陽輪齒數za20內齒圈齒數zb88模數m2.5行星傳動的變位計算：標準齒輪中，齒頂高系數ha*=1，頂隙系數c*=0.25，=200(GB/T1356-88),低速重載=200，齒槽寬（e）=齒厚（s）。查文獻[5]得，齒輪各部分的幾何尺寸計算公式如下：分度圓直徑：齒頂高：*齒根高：基圓直徑：齒厚齒槽寬：/2變位齒輪中兩漸開線齒輪正確嚙合其模數壓力角都相同，模數m由受力情況和結構需要確定。因為不產生根切的最小齒數，所以兩太陽輪都要做正變位。查文獻[1]，根據行星齒輪的傳動推薦值，結合本設計的工藝要求，本設計中正變位齒輪的幾何尺寸計算公式如下：齒厚：齒槽寬：齒根高：齒頂高：分度圓直徑：表2.2齒輪參數表——一級——太陽輪行星輪內齒圈齒厚s3.933.933.93齒槽寬e3.933.933.93齒根高hf3.753.753.75齒頂高ha2.52.52.5分度圓直徑d5085220齒數za2034882.3各齒輪傳動速度行星減速器傳動速度的計算：查文獻[5]得，r/min（2.8）由此可知：r/minr/min表2.3轉速（單位：轉速/分）——太陽輪行星輪齒圈行星架轉速（r/min）203．175．431．827．52.4花鍵的選擇花鍵連接的類型和尺寸通常根據被連接件的結構特點，使用要求和工作條件來選擇。為了避免鍵齒工作表面壓潰或過度磨損，應進行必要的強度校核計算，計算過程如下：行星架花鍵：INT/EXT25Z×4m×30p×7H/6d標準號是GB1096-79。（INT表示內花鍵；EXT表示外花鍵。）連接太陽輪的花鍵：INT/EXT20Z×4m×30p×7H/6d標準號是GB/T3478.2-1995。表2.4各齒輪花鍵參數參數代號一級行星架花鍵連接一級太陽輪的花鍵模數齒數m44z2520壓力角α3030公差等級——5H5H大徑D10680齒形公差ff0.0240.020齒向公差Fβ0.0230.018表2.5基本行星傳動的設計計算項目名稱計算公式及數值設計目標行星傳動基本參數α=20h*a=1.0c*=0.25精度等級7受載情況單向工作、載荷穩(wěn)定傳動比i1=7.4；失效概率1%2.5行星傳動承載能力計算一般情況下，NGW型行星齒輪傳動的承載能力主要取決于外齒合齒輪副,因而要先計算外嚙合齒輪副的強度。但是對于太陽輪和行星輪來說，其輪齒為先滲碳淬火，再進行磨削加工，而內齒圈則為先進行調質處理，再進行插齒加工的行星傳動。切速比較小時（i≤4），在進行內齒輪的強度校核時，內齒輪齒圈的薄壁環(huán)節(jié)也應進行強度校核。為了進行齒輪、輸入軸、輸出軸、行星輪軸及軸承的強度校核計算，需要分析行星齒輪、輸入軸、輸出軸、行星輪軸及軸承的強度計算，此外，還應分析行星齒輪傳動中各構件受力狀況。在分析中，先假定行星齒輪受載均勻，并略去摩察力和自重的影響。因此，各構件在輸入轉矩作用下處于是處于平衡狀態(tài)的，而構件間的作用力則等于其反作用力。但實際上，由于各種誤差的存在，使各行星輪所受載荷不均勻，因而，在對其中任意一對行星齒輪與中心齒輪組合時的受力狀況分析時，均應引入不均載系數KP。表2.6行星輪與中心輪嚙合時受力表項目太陽輪行星輪行星架內齒圈傳遞轉矩(Nm)T=KpTa/np(545/3)1.1=200ZcT/Za=538.5——ZbT/Za=471圓周力Ftca=1000T/ra=6153.8Ftca≈Ftbc=6153.8FtcH≈2Ftca=12308Ftcb≈Ftca=6153.8徑向力β=0Frca=Ftcatanαn/cosβ=2800Frac≈Frbc=2800Ry1H≈0Frcb=Frbc=2800作用在齒輪或軸上的力Rxa=Ftca=6153.8Rx1a≈2Ftca=12308RxH≈Ftca=12308Rxb=Ftcb=6153.82.6本章小結本章詳盡敘述了行星齒輪傳動的嚙合計算。包括行星齒輪傳動的齒數的選擇，各齒輪的參數及在工作中應滿足的條件。最終設計確定了所需齒輪的各參數。第3章齒輪精度與失效形式3.1齒輪精度的選擇不同情況下各精度等級齒輪的節(jié)圓線速度限定值，對于較高精度等級的齒輪，采用適宜的吃廓修緣可以提高許用節(jié)圓線速度約為40%左右。目前重載行星齒輪傳動的節(jié)圓線速度一般不超過25m/s左右。這里的節(jié)圓線速度指行星輪的自轉線速度。在大多數的應用場合下，行星輪的體積、重量、平穩(wěn)性等指標都能滿足較為嚴格的要求。但這些要求更加苛刻或迫切需要時應適當提高齒輪的精度。在齒輪精度為4～8級范圍內，精度等級每提高一級大致可使承載能力提高10%左右或體積，重量減少8%～10%，或工作噪聲降低2～3dB（A）等。齒輪材料選擇選擇齒輪材料時考慮熱處理類型、硬度、截面尺寸、模數大小及重要性程度等情況。對于滲碳淬火重載行星齒輪傳動的節(jié)圓線速度一般不超過25m/s左右。（節(jié)圓線速度指行星輪的自轉線速度）。國內外各種系列行星減速器中各齒輪精度范圍:外齒輪（包括太陽輪行星輪等普通采用硬齒面）：4—7級內齒圈（普通采用調質處理，個別情況采用表面硬化處理）：6—8級內部齒輪聯結中的齒輪件：7—8級典型精度等級：8太陽輪、行星輪：6內齒圈：7其它：83.2齒輪傳動的失效形式齒輪傳動因輪齒損壞而失去工作能力稱為失效。輪齒的具體試銷形式與齒輪傳動的工作條件、載荷性質及材料性能有關。3.2.1齒面點蝕一對齒輪相嚙合時，兩嚙合齒面間在接觸處將產生循環(huán)變化的接觸應力。如果這種接觸應力超過齒面的接觸疲勞極限應力，當齒輪工作一定時間以后，齒面表層內部就會出現微觀的疲勞裂紋，隨著這種裂紋的蔓延與擴展，齒面金屬表層將出現麻坑，并發(fā)展成為片狀剝落。這種現象成為電蝕。當點蝕出現后，齒面承載面積迅速減小，而接觸應力急劇增大，不僅加劇齒面的疲勞損壞，也同時破壞了齒面嚙合的正確性，甚至引起很大的動載荷，最終導致齒輪報廢。對于潤滑良好的HB≥350鋼制齒輪閉式傳動，齒面最容易發(fā)生點蝕。實踐表明，齒面點蝕首先發(fā)生在節(jié)線附近的齒根表面上。為防止點蝕發(fā)生，設計時應限制兩齒面在節(jié)線處的最大接觸應力不超過齒面材料的許用疲勞接觸應力。根據著一準則對齒輪進行的強度計算，稱為齒面接觸疲勞強度計算。此外，采用變位齒輪傳動、提高齒面硬度、降低齒面粗糙度和選用高粘度的潤滑油等，同樣可以提高齒面的接觸疲勞強度，以延緩點蝕的發(fā)生。對于開式傳動，齒面磨損比點蝕來得早，一般見不到點蝕現象。必須指出，當齒面硬度不高時HB≤350，新制齒輪在工作初期也可能出現點蝕的痕跡。但當兩輪經過一段時間跑合后，齒面微觀凸起處被逐漸碾平，接觸面積有逐漸增大，接觸應力降低。當接觸應力降低到疲勞極限應力以下時，點蝕不再繼續(xù)發(fā)展，甚至會逐漸消失。所以，這種跑合初期的點蝕一般不會導致齒面疲勞損壞。不過，若兩輪經跑合之后的接觸應力仍高于齒面材料的接觸疲勞極限應力，點蝕將繼續(xù)擴展而遍及根部齒面，最終導致齒輪報廢，當HB>350時，由于齒面接觸強度較高，一般不易發(fā)生點蝕?？墒?，當齒面經受一定應力循環(huán)次數后，一旦齒面接觸強度不夠而出現麻坑，這種麻坑不可能像軟齒面那樣被碾平。這時，坑壁將發(fā)生脆性破裂，并迅速擴展而形成大塊片狀剝落，會很快導致齒輪報廢。3.2.2輪齒的折斷一對齒輪相嚙合時，兩輪嚙合輪齒的受力情況猶如承受彎曲的懸臂梁，亮輪在嚙合過程中，其輪齒在齒根處將發(fā)生循環(huán)變化的最大彎曲應力。如果這種彎曲應力超過輪齒的彎曲疲勞極限應力，當齒輪工作一定時間后，在齒根圓角附近應力集中初出現微觀的疲勞裂紋。隨著這種裂紋的擴展和加深，最終將導致輪齒的疲勞折斷。實踐表明，這種疲勞裂紋一般發(fā)生在受力作用的齒根圓角處。直齒圓柱齒輪的輪齒，一般沿齒根方向發(fā)生折斷。有時如載荷分布嚴重不均勻，也可能發(fā)生齒端折斷。開式傳動和齒面硬度較高的閉式傳動，較易發(fā)生輪齒折斷。為防止輪齒折斷，設計時應限制齒根圓處的彎曲應力σF不超過輪齒材料的許用疲勞彎曲應力σFP，即σF≤σFP。根據這一準則對齒輪進行的強度計算，稱為齒根彎曲疲勞強度計算。此外，采用變位齒輪、用工藝措施增大齒根圓角半徑以及提高齒輪副的制造和裝配精度，同樣可增強齒根的彎曲疲勞強度。3.2.3齒面磨損在齒輪傳動中，當嚙合齒面間掉入金屬、微粒和灰塵等雜物時，兩輪齒面將產生磨粒磨損。對于開式傳動，齒面磨損是輪齒損壞的主要形式。閉式傳動有封閉的箱體，齒面磨損比開式傳動輕得多。輪齒經嚴重磨損后，齒面的漸開線齒形被破壞，不僅影響傳動的平穩(wěn)性，甚至會產生很大的動載荷，同時削弱了齒根強度，容易造成輪齒折斷。目前還沒有可靠的磨損計算方法。一般地說，采用變位傳動以降低齒面的相對滑動速度和接觸應力，采取工藝措施提高齒面硬度和降低齒面粗糙度以及保持良好的潤滑條件等，都可減輕齒面磨損。3.2.4齒面膠合當一對齒輪在高速重載的條件下工作時，兩輪嚙合齒面間的單位壓力和滑動速度都很大，容易導致嚙合溫度升高和潤滑失效。這時，兩嚙合齒面的金屬表層有可能直接接觸而互相粘住，并隨滑動而撕開，結果導致材料較硬的齒面把軟齒面上的一部分表層金屬粘走，使軟齒面上的形成許多沿滑動方向的溝跡。這種現象稱為齒面膠合。在低速重載的條件下，齒面間的潤滑油膜不易形成，當兩輪齒面的硬度差較大時也可能產生齒面膠合。兩輪齒面發(fā)生膠合后，齒面都變得很粗糙，不僅加劇了齒面磨損，而且會引起很大的動載荷。情況嚴重的，經幾小時運轉，齒輪就會很快報廢。為防止齒面產生膠合，應進行控制齒面工作溫度的膠合計算，即控制嚙合輪齒的齒體溫度和加權后的各瞬時嚙合溫升的積分平均值之和不高于齒面發(fā)生膠合的溫度。具體計算方法可參考有關文獻。提高齒面硬度和降低齒面粗糙度、選用合適的齒輪副材料和含有極壓添加劑的潤滑油等，都可提高齒面的抗膠合能力。3.2.5齒面塑性流動當一對齒輪在低速重載的條件下工作時，嚙合齒面間的單位壓力和摩檫力都很大。如果齒面硬度較底，兩嚙合齒面的表層金屬在摩檫力的作用下將產生塑性滑移。這種現象稱為齒面塑性流動。這時，由于兩輪嚙合齒廓上摩檫力的方向不同。從動輪齒2上的齒面表層金屬向節(jié)點附近流動而形成凸起，主動輪齒1上的齒面表層金屬沿背離節(jié)點的方向流動便形成凹溝。實踐表明，提高齒面硬度和采用高粘度潤滑油，可減小齒面發(fā)生塑性流動的危險性。在齒輪傳動的使用中，輪齒除以上五種常見的失效形式外，當齒輪傳動受到嚴重的短期過載作用或沖擊時，如果輪齒靜強度不足，齒面還可能產生局部的脆性塑性變形，齒根也可能產生脆性斷裂或塑性變形。這種損壞形式與齒面點蝕和輪齒折斷等疲勞損壞有著本質的不同。為防止這種破壞，需按短期過載的尖峰載荷進行輪齒的靜強度校核。對于第素重載齒輪傳動，進行尖峰載荷下的靜強度校核是非常必要的。3.3本章小結本章完成了行星減速器的齒輪精度及其失效形式的設計，對齒輪的失效形式進行了分析，并提出了防止齒面發(fā)生膠合的辦法。第4章均載方法與裝置4.1均載方法在保證各個零部件有較高的制造精度的同時，在設計上采用能夠補償制造、裝配誤差以及構件在載荷、慣性力、磨察力或高溫下的變形，使各行星輪均衡分擔載荷的機構十分必要的。采用這種使各行星輪分擔載荷的機構是實現均載既簡單又有效的途徑。這種機構即是均載機構。NGW型行星傳動常用的均載機構為基本構件浮動的均載機構。主要適用于具有三個行星輪的行星傳動中。它是靠基本構件（太陽輪、行星輪、內齒圈或行星架）沒有固定的徑向支承，在受力不均衡的情況下作徑向游動（又稱浮動），以使各行星輪均勻分擔載荷。這種均載機構的工作原理如圖所示。由于基本構件的浮動，使三種基本構件上所承受的三種力各自形成力的封閉等邊三角形，而達到影響，實際上不是等邊三角形而是近似等邊三角形，因而引入了載荷不均勻系數Kp。使基本構件浮動的最常用的方法是采用雙聯齒輪聯軸器，一般情況下有一個基本構件浮動，既可起到均載作用，采用二個基本構件同時浮動更好。均載機構既能降低載荷的不均衡系數，又能降低噪聲、提高運轉的平穩(wěn)性和可靠性，因而得到廣泛的應用。用高精度齒輪和提高其它主要構件（如行星架、機體等）的精度公差來達到行星輪間載荷均勻分配，這種方法獲得的行星輪傳動是一種靜不定的完全剛性的系統(tǒng)。因此，因制造成本隨精度的提高而顯著增加，且裝配比較困難，所以實際上只能對那些不能疏忽的尺寸才用高精度嚴加控制。均載機構通常按下面方法分類：1.基本構件浮動的均載機構即：使太陽輪、內齒圈、行星架其中之一浮動，或使上述其中兩者同時浮動的均載機構。2.采用彈性件的均載機構3.杠桿聯動均載機構4.2均載裝置太陽輪浮動太陽輪通過浮動齒套與高速軸聯結而實現浮動。由于太陽輪重量小、慣性小、浮動靈活、結構簡單、容易制造、通用性強，因此廣泛用于低速傳動。當行星輪數為三個時均載效果最為顯著。載荷不均衡系數Kp=1.1～1.15。行星架通過浮動齒套與高底速軸聯接而實現浮動.在NGW型傳動中,由于行星架受力較大(2倍圓周力)而有利于浮動.行星架浮動不需支承,可簡化結構,尤其有利于多級行星傳動.但由于行星架自重大、速度高會產生較大離心力，影響浮動效果，所以常用于中小規(guī)格的中底速型傳動中。一般KP=1.15～1.25。內齒圈浮動齒套將內齒圈與機體聯接，使內齒圈浮動。內齒圈浮動的主要優(yōu)點是可使結構的軸向尺寸較小，或使兩個基本構件（如太陽輪和內齒圈）同時浮動時，增強均載效果。但內齒圈浮動使行星輪間均載的效果不如太陽輪浮動好，并且浮動內齒圈所需的均載裝置的尺寸和重量較大，加工也不方便。由于內齒圈尺寸和重量較大，故浮動靈敏性較差。一般KP=1.1～1.2。浮動內齒圈的聯軸器為兩端帶齒形接頭的空心薄壁筒或錐形圓盤，為簡化結構，也采用一端帶齒形接頭的聯軸器，浮動齒套的外殼和內齒圈的輪緣制成一體。當輪緣的橫截面相對于齒合為非對稱時，在直齒行星減速器中，齒圈的輪緣制成一體。當輪緣的橫截面相對于齒合為非對稱時，在直齒行星減速器中，齒圈輪緣的翻轉傾向較小。太陽輪與行星架同時浮動這是太陽輪浮動與內齒圈浮動的組合,主要用于高速行星傳動.特點式噪聲小,運轉平穩(wěn),均載效果好,常取KP=1.05～1.15。4.3本章小結本章完成了NGW型行星傳動常用的均載機構為基本構件浮動的均載機構的分析，并簡要說明了行星減速器的均載裝置。第5章行星傳動中的校核計算5.1齒輪的校核5.1.1齒面接觸疲勞強度校核計算計算接觸應力公式如5.1[5]：（5.1）計算齒面接觸應力的基本值如公式5.2[5]：（5.2）許用接觸應力計算公式5.3[5]：（5.3）強度條件應滿足：查文獻[1]，根據推薦值選取系數值如下：KA——使用系數KA=2.5KV——動載系數KV=1.02KHβ——接觸強度的齒向載荷分布系數KHβ=1.1875KHα——接觸度強的齒間載荷分布系數KHα=1.0KHP——接觸強度計算的行星輪間載荷分配不均衡系數KHP=1.15ZE——材料的彈性系數ZE=189.8——接觸強度計算重合度系數——節(jié)點區(qū)域系數（）——接觸強度計算螺旋角系數（因為各齒輪都是直齒輪所以）——齒面接觸強度的壽命系數ZN=1.3——齒面硬化系數ZW=1——尺寸系數Zx=1齒數比計算結果如下：δHlim——試驗齒輪的接觸疲勞極限δHlim=1300MPaSHmin——齒面接觸強度的最小安全系數SHmin=1.25——圓周力N齒寬mm分度圓直徑mm由表（6-2）[5]計算得：MPa所以由文獻[5]表（6-1）查得公式：（5.4）式中，試驗齒輪齒面接觸疲勞極限應力MPa齒面接觸強度得最小安全系數齒面接觸強度得壽命系數式中（5.5）經計算，得：齒面硬化系數(當小齒輪齒面的粗糙度,大輪硬度不在130-400時)，尺寸系數：由此計算得：MPa因為，所以強度條件滿足。5.1.2齒輪彎曲疲勞強度較核計算1.校核公式彎曲疲勞許用應力校核公式：（5.6）齒根彎曲疲勞應力校核公式[5]：（5.7）計算齒根彎曲應力基本值[5]：（5.8）校核彎曲疲勞應力[5]：（5.9）強度條件應滿足：。計算彎曲疲勞許用應力：外嚙合副可按框圖[5]查取MPa內嚙合副按框圖MQ級查取MPa安全系數壽命系數應力修正系數尺寸系數將以上數據代入彎曲疲勞許用應力公式得：（5.10）同理可得，MPaMPaMPa2.彎曲疲勞強度校核查文獻[5]得太陽輪和行星輪轉矩計算公式：（5.11）由可知太陽輪輪轉矩：N·m行星輪與齒圈轉矩：N·m查文獻[5]得，載荷分配系數：根據載荷分布系數計算公式[5]：（5.12）()載荷系數計算：齒形系數計算：重合度系數計算：將以上計算結果分別代入公式可得，MPaMPaMpa其中(N·m)5.2軸的校核計算1.選取太陽輪軸進行校核太陽輪所受載荷值如下：軸傳遞的轉矩：N·m齒輪的圓周力：N齒輪的徑向力：N計算支承反力：N太陽輪軸受力分析：圖5.1太陽輪軸受力分析圖受力分析計算如下：太陽輪軸受力簡圖如下：圖5.2太陽輪軸受力簡圖2.計算彎矩和扭矩根據受力簡圖作出彎矩圖。圖5.3太陽輪軸彎矩圖計算扭矩：∵M=0∴N·mN·mN·mN·mN·mN·m3.軸的疲勞強度校核截面1：其中，，，，，，，，，，。截面2：其中，，，，，，，，，，軸的靜強度校核：截面1：其中N·m，N·m，cm3，cm3，kg/mm3，。截面2：其中N·m，N·m，cm3，cm3，kg/mm3，。經校核，太陽輪軸強度合格。5.3本章小結本章完成了對齒輪接觸疲勞強度的校核計算、齒輪抗彎曲疲勞強度較核的計算、軸的較核計算。并且，經校核，所有齒輪和軸的疲勞強度合格。

第6章其它構件的設計6.1行星架的設計行星架是行星齒輪傳動裝置中的主要構件之一，行星輪軸或軸承就裝在行星架上。當行星架作為基本構件時，它是機構中承受外力矩最大的零件。行星架的結構設計和制造對各行星輪間的載荷分配以至傳動裝置的承載能力、噪聲和振動等有很大影響。行星架的結構型式：行星架的合理結構應該是重量輕、剛性好、便于加工和裝配。其常見結構型式有雙壁整體式、雙壁分開式和單壁式三種。雙壁整體式行星架的剛性好，這種結構如果采用整體鍛造則切削加工很大，因此可用鑄造和焊接方法得到結構和尺寸接近成品的毛坯，但應注意消除鑄造或焊接缺陷內應力，否則將影響行星架的強度、加工質量及使用時可能產生變形。雙壁分開式行星架較整體式行星架復雜，主要用于傳動比較小的情況如IbAh〈4的NGW型傳動。因這時行星輪直徑較小，行星輪軸承往往要裝在行星架兩側壁板上，使行星架外徑大雨內齒輪頂圓直徑；行星架側板中心的孔徑小于太陽論外徑。因此，若行星架不分開就無法裝配。另外，當行星架采用摸鍛時，例如在告訴行星傳動中，也要采用分開式結構。雙壁整體式和雙壁分開式行星架的兩個壁，通過中間的連接板（梁）聯結在一起，連接板的數量和尺寸與行星輪數有關。兩側板壁厚，當不裝時可按經驗選?。篊1=0.25-0.3。6.2行星輪支撐結構與整體結構分析1．中心輪和行星架的支承中心輪和行星架的支承，軸承通常是按軸的直徑選擇輕型或特輕型的向心球軸承。如果軸承受外載荷，則應以載荷大小和性質通過計算確定軸承型號。在高速傳動中必須校核軸承極限轉速。當滾動軸承不能滿足要求時，可采用滑動軸承?；瑒虞S承結構一般為軸向剖分式。浮動的中心輪和行星架本身不加支撐，但通過浮動聯軸器與相聯結的輸入或輸出軸上的支撐也應按上述原則選擇合適的軸承。旋轉的不浮動基本構件的軸向定位是依靠軸承來實現的，而浮動的構件本身的軸向定位可通過齒式聯軸器上的彈性擋圈來實現，也可采用球面頂塊、滾動軸承進行定位，這種方法有助于浮動的靈敏性。2.行星輪的支承在行星傳動機構中，行星輪上的支承受負荷最大。在一般用途的底速傳動和航空機械的傳動中采用滾動軸承作為行星輪的支承。在高速傳動中滾動軸承往往不能滿足使用壽命的要求，所以要采用滑動軸承來支承行星輪。為了減小傳動裝置的軸向尺寸，軸承直接裝入行星輪孔中，但由于軸承外圈旋轉，其使用說明要有所降低。對于直齒NGW型傳動，行星輪中也可裝入一個滾動軸承，但該軸承必須是內外圈之間不能相對軸向移動的，如向心球軸承，球面調心球軸承和球面調心滾子軸承等。為了減少由制造誤差和變形引起的沿齒長載荷分布不均勻，行星輪內裝一個球面調心軸承是很有利的，但應注意，刺絲傳動中的浮動構件只能有一個，并要計算機構自由度不能有多余自由度存在。此行星減速器中共選擇了三種類型的軸承。行星輪中裝入的是調心滾子軸承在行星輪中我們選擇調心棍子軸承（GB/T288-1994）一級代號為22212；二級代號為21311cc。另外，三個軸承選擇深溝球軸承（GB/T276-1994）代號分別為61838；16044軸承。6.3行星減速器機體結構機體結構要根據制造工藝、安裝工藝、和使用維護的方便與否以及經濟性等條件來決定。對于非標準的、單件生產和要求重量較輕的傳動，一般采用焊接體。反之，在大批生產時，通常采用鑄造機體。機體的形狀隨傳動裝置的安裝型式分為臥式、立式、和法蘭式等。大型傳動裝置的機體一般要做成軸向剖分式，以便于安裝和檢修。所以采煤機牽引部行星減速器機體結構應該選擇。鑄造機體應盡量避免壁厚突變，減小壁厚差，以免產生縮孔和疏松等鑄造缺陷。鑄造機體的常用材料為灰鑄鐵，如HT200、HT150等，承受較大振動和沖擊的場合可用鑄鋼，如ZG55、ZG45等。這里我們選用灰鑄鐵。鑄造機體的特點是能有效地吸收振動和降低噪聲，且有良好的耐腐蝕性。機體的強度和剛度一般計算很復雜，所以一般都是按經驗方法確定其結構尺寸。查文獻[5]選取鑄造機體的壁厚尺寸如下：尺寸系數Kδ=（3D+B）/1000，式中，D為機體內壁直徑D=500mm，B=560mm代入得：Kδ=2.06所以由文獻[5]查表可知：壁厚選擇大于15-17mm我們選擇壁厚為δ=20mm前機蓋壁厚δ1=0.8δ=16mm表6.1行星減速器鑄造機體結構尺寸表名稱代號計算方法機體壁厚δ20前機蓋壁厚δ1δ1=0.8δ=16mm機蓋法蘭凸緣厚度δ2δ2=δ=20mm機體寬度B350機體內壁直徑D290機體緊固螺栓直徑d1d1=206.4本章小結本章完成了對行星架的設計，行星輪支撐結構與整體結構分析，行星減速器機體結構的設計。第7章行星輪的傳動效率7.1概述行星齒輪傳動效率是此種傳動裝置的重要性能指標之一，為確定行星齒輪傳動的效率，首先應分析和了解它的傳動損失。行星齒輪傳動主要有如下四種形式：1）齒輪嚙合副中的摩察損失，相應的效率為；2）軸承中的摩察損失；3）液力損失，即潤滑油的攪動和飛濺引起的功率損失；行星齒輪傳動中的均載機構或輸出機構的摩察損失。行星傳動效率有如下特點：1）行星齒輪傳動效率隨其結構類型的不同而不同2）同一型式的行星齒輪傳動的效率隨傳動比變化而變化3）一型式的行星齒輪傳動，當主、從動件改變時，效率隨之改變4）行星齒行星輪傳動效率的變化范圍極大，高大的達0.98以上，低的可接近于零，甚至自鎖。7.2傳動效率的計算在行星傳動中，嚙合功率直接接受外界輸入功率的基本構件，其轉速方向與所受外力矩方向一致，此時功率P=Tn>0，該構件為傳動中的主動構件；向外輸出功率的基本構件，其轉速方向與所受力矩的方向相反，此時功率P=Tn<0，該構件為從動件。傳動過程中克服摩察阻力而產生的損失，摩擦損失功率為Pf，由又知這表明轉化機構中太陽輪仍為主動輪。因此，將代入(Pi為主動件輸入功率)，求得其傳動效率為：（7.1）因為a輪為主動輪(既Pa>0，PH<0)，當將代入時：（7.2）表7.1傳動效率類型固定件主動件從動件轉化機構傳動比傳動效率NGWbaH其中，式中分別為定軸輪系中齒輪嚙合功率系數之和、軸承功率損失系數之和、液力損失系數之和?？刹豢紤]中心輪和行星架的支撐的功率損失系數。查文獻[5]得：（7.3）式中，Z1、Z2—分別為小齒輪與大齒輪齒數；f—系數，與兩齒輪齒頂高ha有關，當ha≥mn(法向模數)時，f=2.3，當ha=（1—1.8）mn時，f=3.1；μ—嚙合接觸摩察系數，一般取0.06——0.10。（外嚙合用“+”，內嚙合用“-”。）由文獻[5]查得公式7.4，（7.4）式中，可得：再由文獻[5]查得公式7.5，（7.5）得：。7.3本章小結行星齒輪傳動效率是此種傳動裝置的重要性能指標之一，本章完成了對行星減速器的傳動效率的計算。第8章經濟效益分析論證8.1方案分析1）行星齒輪傳動與定軸齒輪傳動相比較，行星齒輪傳動合理地應用了內嚙合，充分利用內嚙合承載能力高和內齒輪（或稱內齒圈）的空間容積，從而縮小徑向、軸向尺寸，使結構很緊湊而承載能力又很高。共軸線式的傳動裝置各中心輪構成共軸線式的傳動，輸入軸與輸出軸共軸線，使這種傳動裝置長度方向尺寸大大縮小。傳動效率高，由于行星齒輪傳動采用了對稱的分流傳動結構，即它具有數個均勻分布的行星齒輪，使作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力相互平衡，有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，效率可達0.97-0.99。2）雙聯行星減速器，運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力強，由于采用數個相同的行星輪，均勻分布于中心輪周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。功率分流用幾個完全相同的行星齒輪均勻地分布在中心輪的餓周圍來共同分擔載荷，因而使每個齒輪所受的載荷較小，相應齒輪模數就可較小。所以選用雙聯行星減速器是特別經濟實用的方案。8.2經濟分析行星減速器體積小、重量輕、結構緊湊，傳動功率大、承載能力高、噪聲小、可靠性高、壽命長、便于維修等優(yōu)點。在相同條件下，重量只是普通圓柱齒輪減速器的1/3，體積是1/5（行星齒輪減速器承載能力越大，這一效果越為明顯）。輸入軸和輸出軸為同一中心線，使提升系統(tǒng)的總體布置更為合理，便于安裝、調整，減少占地面積。這