三環(huán)減速器設計

畢業(yè)設計(論文)題目名稱：行星軸硬齒面減速器設計學生姓名： 汪 超 平院(系)：長江大學工程技術(shù)學院專業(yè)班級：機械702指導教師：曾 云輔導教師：曾 云 時 間：2010年11月至2011年6月目 錄畢業(yè)設計任務書 開題報告 指導教師審核意見 評閱教師評語 答辯會議記錄 中外文摘要 畢業(yè)設計正文1. 前 言11.1 三環(huán)傳動原理與形式11.2 三環(huán)傳動的特點31.3 選題背景32. 傳動系統(tǒng)的設計計算52.1 傳動方案的確定52.2 電動機的選擇52.3 分配傳動比62.4 傳動裝置的動力和運動參數(shù)73. 錐齒輪傳動的設計計算83.1 計算齒輪的主要參數(shù)83.2 錐齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設計214. 三環(huán)傳動機構(gòu)的設計計算264.1 計算齒輪的主要參數(shù)264.2 三環(huán)傳動機構(gòu)受力及轉(zhuǎn)矩計算324.3 三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設計355. 潤滑方式的選擇515.1 潤滑方法515.2 潤滑油的選擇516. 總 結(jié)52致 謝53參考文獻54中外文摘要SHZ組合型三環(huán)減速器設計學 生：高 波 長江大學機械工程學院指導教師：周傳喜 長江大學機械工程學院摘要 三環(huán)減速器是一種少齒差內(nèi)嚙合行星傳動裝置，具有傳動比大、承載能力強、體積小、結(jié)構(gòu)緊湊等諸多優(yōu)點，在很多領(lǐng)域已得到廣泛應用。本文介紹了三環(huán)減速器的工作原理、特點及SHZ型三環(huán)減速器的主要零部件的設計過程。首先根據(jù)已知條件及SHZ型三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)特點確定了傳動方案，選擇了合適的電動機；其次是對其傳動裝置進行了總體設計計算，分配各級傳動比，計算出傳動裝置的運動和動力參數(shù)；然后是傳動零件的設計計算，分為錐齒輪傳動和三環(huán)傳動兩個部分，三環(huán)傳動設計的關(guān)鍵問題內(nèi)外齒輪必須采用變位傳動的設計，選擇變位系數(shù)時，應使其既滿足嚙合方程，又滿足并重合度和齒廓重疊干涉系數(shù)的限制條件，并對錐齒輪、內(nèi)齒環(huán)板、輸入軸、支承軸、輸出軸、偏心套等進行了受力分析和強度校核，該部分比較復雜和繁瑣，需要仔細的計算；然后設計了SHZ型三環(huán)減速器的整體結(jié)構(gòu)，并選擇了合適的潤滑方式和潤滑油；最后根據(jù)計算得到的尺寸和參數(shù)繪制了裝配圖和主要零件圖。關(guān)鍵詞 三環(huán)減速器；減速器；錐齒輪傳動；受力分析SHZ組合型三環(huán)減速器設計The Design of Three-ring Gear Reducer with The Type of SHZAbstract Three-ring gear reducer is a type of planetary transmission device with small tooth difference, which has numerous advantages such as large transmission ratio, high loading capacity, compact volume and simple structure etc. And it has been widely used in many fields because of its advantages over traditional reducer. This passage mainly introduces the three-ring gear reducers operating principle, distinguishing feature and the designing of the dominant part of the SHZ three-ring gear reducer.First, it needs to make a the transfer plan with the three-ring gear reducers feature and some given data, choosing a electric motor. Second, it needs to calculate the total transfer of the actuating device to get the moving parameters and kinetic parameters. Third, it is the designing calculation of the driving parts. It mainly includes two parts, bevel gear drive and three-ring drive. The critical problem of the three-ring gear is that the annular gear and external gear must be designed to X-gear. When choosing the X-gear factor, it needs to meet the teeth clenching, the flank profile and the constraint condition of the coincidence contact radio. Many gear parts such as bevel gear, ring flat-plate, input shaft and eccentric sleeve should be analysed and checked. This process is complex .It needs carefully calculating. And the last work is designing the SHZ three-ring gear reducers overall structure, choosing an advisable lubricating system and applicable lubrication oil. After all the wok, the assembly drawing and the main part drawings can be drew with the working out data.Key Words Three-ring gear reducer; Speed reducer; Bevel gear drive; Force analysis前 言1. 前 言三環(huán)式齒輪減速器是在普通少齒差行星齒輪減速器基礎上開發(fā)的一種新型傳動裝置，由我國重慶鋼鐵設計研究院的陳宗源高級工程師于 1985 年提出的一種特殊形式的少齒差行星傳動三環(huán)傳動1。國內(nèi)有些文獻也稱之為內(nèi)齒行星齒輪傳動或平動齒輪傳動。從機構(gòu)學角度看，它是由連桿機構(gòu)（平行四邊形機構(gòu)）和齒輪機構(gòu)構(gòu)成的組合機構(gòu)。1.1 三環(huán)傳動原理與形式三環(huán)傳動的基本傳動原理如圖1.1所示。它由平行四邊形機構(gòu)和齒輪機構(gòu)組成。輸入軸和支承軸上安裝有偏心套，充當平行四邊形機構(gòu)的曲柄軸；內(nèi)齒輪一般做成環(huán)板形式，作為平行四邊形機構(gòu)的連桿；外齒輪與輸出軸固聯(lián)或做成一體。運行時，由輸入軸和支承軸帶動內(nèi)齒環(huán)板作平動，再通過內(nèi)、外齒輪嚙合，由輸出軸輸出動力。圖1.1 三環(huán)傳動的基本原理當平行四邊形機構(gòu)的連桿運動到與曲柄共線的兩個位置（0°和180°）時，機構(gòu)的運動不確定。一般把這種運動不確定位置稱為死點位置。為了克服機構(gòu)在死點位置的運動不確定，最常用的作法是采用三相平行四邊形機構(gòu)并列布置，各相機構(gòu)之間互成 120°的相位角，如圖1.2 所示。這樣當某一相平行四邊形機構(gòu)運動到死點位置時，由其它兩相機構(gòu)傳遞動力，克服死點，這也是三環(huán)減速器名稱的由來。圖1.2 三環(huán)傳動基本原理圖根據(jù)輸入軸、支承軸和輸出軸之間不同的位置關(guān)系，三環(huán)傳動有以下兩種基本形式： 對稱式：輸入軸和支承軸相對于輸出軸對稱布置，如圖1.3所示； 偏置式：輸入軸和支承軸位于輸出軸的同側(cè)布置，如圖1.4所示。圖1.4 對稱式三環(huán)傳動圖1.4 偏置式三環(huán)傳動1.2 三環(huán)傳動的特點與普通齒輪減速器和行星減速器相比，三環(huán)減速器具有如下優(yōu)點：1. 承載能力強，使用壽命長，9-18對齒同時進入嚙合區(qū)，可承受過載2.7倍，輸出轉(zhuǎn)矩達469KN.m。 2. 傳動比大，分級密集，單級7.5-99,雙級達11000，級差約1.1倍。3. 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲小于78dB、振動幅值小于0.025MM。4. 效率高，單級為92-96%。5. 結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，重量輕，比普通圓柱齒輪減速器小2/3。6. 裝拆與維修方便，平行軸，易損件少，易更換，無需特殊材料及熱處理。7. 適用性寬廣，可制成臥式、立式，法蘭聯(lián)結(jié)及組合傳動等結(jié)構(gòu)，亦可為專用設備配置傳動，具有多軸端，可供多電機同步傳動或帶動控制器件，裝配型式及派生系列繁多。但由于三環(huán)減速器發(fā)展歷史較短，一些理論和實際問題尚未得到圓滿解決。目前針對三環(huán)傳動系統(tǒng)的理論研究尚不充分， 雖然有多位學者對三環(huán)減速器的受力分析、振動控制、載荷均衡、潤滑方式等方面開展了一些研究工作，但這些研究工作既零散且不完善，甚至有些研究的結(jié)論互相矛盾。1.3 選題背景1.3.1 課題來源本課題來源于生產(chǎn)實踐1.3.2 研究的目的和意義齒輪減速器是各種機器中廣泛應用的重要部件，其主要功用是減速增力。在常規(guī)減速器的基礎上，我們需要了解一系列特殊的減速器，比如題目中的SHZ組合型三環(huán)減速器，三環(huán)減速器是少齒差行星輪傳動的一種形式，它兼有行星減速器與普通圓柱齒輪減速器的諸多優(yōu)點，它的設計過程及設計方法值得筆者探究。本次目的是根據(jù)題目條件，設計出一臺符合要求的SHZ型三環(huán)減速器。1.3.3 應解決的主要問題(1) 總體設計方案的確定；(2) 該傳動系統(tǒng)的設計計算；(3) 該減速器中主要零部件的設計計算；(4) 畫出裝配圖及主要零部件的零件圖；(5) 潤滑方式的選擇。1.3.4 解決思路首先根據(jù)SHZ型三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)確定了傳動方案，選出合適的電動機；其次是對傳動裝置進行總體設計計算，計算出總傳動比及分配各級傳動比和傳動裝置的運動和動力參數(shù)；然后是傳動零件的設計計算，包括錐齒輪傳動和三環(huán)傳動，該部分比較復雜繁瑣，需要認真仔細的計算。選擇合適聯(lián)軸器類型及型號，設計出減速器外傳動零件和內(nèi)傳動零件；再設計總裝圖和部件裝配圖；最后設計出減速器的零件圖。第59頁（共55頁）傳動系統(tǒng)的設計計算2. 傳動系統(tǒng)的設計計算2.1 傳動方案的確定SHZ型組合兩級三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2.1所示圖2.1 SHZ型組合兩級三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)簡圖2.2 電動機的選擇2.2.1 選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2.2.2 選擇電動機的容量電動機所需工作功率為： （）式中：電動機至輸出軸的總效率為：式中：、分別為聯(lián)軸器、軸承、錐齒輪傳動、三環(huán)傳動機構(gòu)的傳動效率，取，（滾子軸承），（錐齒輪精度等級，不包括軸承效率），。查表選擇電動機型號為Y160M2-8，滿載轉(zhuǎn)速型 號額定功率 KW滿載轉(zhuǎn)速 r/min軸伸 mm×mmY160M2-85.57202.3 分配傳動比2.3.1 根據(jù)已知條件求出輸出轉(zhuǎn)速2.3.2 重新計算總傳動比傳動比誤差：2.3.3 分配傳動比取三環(huán)傳動機構(gòu)的傳動比：則錐齒輪傳動的傳動比：2.4 傳動裝置的動力和運動參數(shù)2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速軸：軸：軸：軸：2.4.2 各軸輸入功率軸：軸：軸：2.4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩：軸輸入轉(zhuǎn)矩：軸：軸：軸：錐齒輪傳動的設計計算3. 錐齒輪傳動的設計計算3.1 計算齒輪的主要參數(shù)3.1.1 選擇齒輪材料及熱處理要求小齒輪用20CrMnTi，滲碳淬火HRC5862；大齒輪用20CrMnTi，滲碳淬火HRC5862。圖3.1 滲碳淬火鋼的 Hlim圖3.2 滲碳淬火鋼的 óFlim 和 óFE由圖3.1和圖3.2按MQ級質(zhì)量要求取值，得：和（心部硬度HRC2530）。3.1.2 初步設計直齒錐齒輪按齒面接觸強度初步計算公式： (3-1) 式中： 小齒輪大端面分度圓直徑，； 錐齒輪類型幾何系數(shù)，直齒非鼓形齒； 變?yōu)楹髲姸扔绊懴禂?shù)，零傳動，； 齒寬比系數(shù)，通用； 小齒輪轉(zhuǎn)矩，； 使用系數(shù)，； ； 齒向載荷分布系數(shù)； ； 試驗齒輪的接觸彎曲疲勞極限。 ； 取，則大端模數(shù)，取，取齒數(shù)比：誤差：3.1.3 幾何尺寸計算小齒輪節(jié)錐角：大齒輪節(jié)錐角：小齒輪分度圓直徑：大齒輪分度圓直徑：錐距：齒寬系數(shù)：齒寬：，取重新計算齒寬系數(shù)：平均模數(shù)：平均分度圓直徑： 小齒輪齒頂高：大齒輪齒頂高：齒高：小齒輪齒根高：大齒輪齒根高：小齒輪齒頂圓直徑：大齒輪齒頂圓直徑： 齒根角：齒根角： 頂錐角： 外錐高： 周節(jié)：分度圓弧齒厚： 分度圓弦齒厚： 當量齒數(shù)： 端面重合度：式中： 3.1.4 接觸強度校核 (3-2) 式中： 節(jié)點區(qū)域系數(shù)；查圖3.3，取 彈性系數(shù)；查表14327， 接觸強度計算的重合度系數(shù)； 接觸強度計算的螺旋角系數(shù)； 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù)；（未修形） 使用系數(shù)；查表3.1， 動載系數(shù)； 接觸強度計算的錐齒輪系數(shù)， 接觸強度計算的齒向載荷系數(shù)分配系數(shù)； 圖3.3 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH原動機工作 特 性工 作 機 工 作 特 性均勻平穩(wěn)輕微沖擊中等沖擊嚴重沖擊均勻平穩(wěn)1.001.251.501.75輕微沖擊1.101.351.601.85中等沖擊1.251.501.752.0嚴重沖擊1.501.752.02.25或更大表3.1 使用系數(shù) KA應用兩輪都是兩端支承兩輪都是懸臂支承一輪兩端支承，一輪懸臂支承工業(yè)、船舶1.101.501.25飛機、車輛11.251.10表3.2 軸承系數(shù) KHâbe許用接觸應： (3-3) 式中： 實驗齒輪的接觸疲勞極限； 接觸強度計算的最小安全系數(shù)；查表3.3， 潤滑劑系數(shù)；查圖3.4，（選用工業(yè)閉式齒輪油） 速度系數(shù)；查圖3.5， 粗糙度系數(shù)；查圖3.6， 接觸強度計算的尺寸系數(shù)；查表3.3 所以，接觸疲勞強度安全。圖3.4 潤滑劑系數(shù)ZL圖3.5 速度系數(shù)Zv圖3.6 粗糙度系數(shù)ZR材 料計 算 公 式極 限 值調(diào)質(zhì)鋼、鑄鐵表面硬化鋼氮化鋼表3.3 接觸強度計算尺寸系數(shù) ZX3.1.5 彎曲強度校核 (3-4) 式中： 齒型系數(shù)；查圖3.7， 應力修正系數(shù)；查圖3.8， 彎曲強度計算系數(shù)； 齒型螺旋角系數(shù)；（直齒） 彎曲強度計算的錐齒輪系數(shù)；取 圖3.7 齒型系數(shù)FY；圖3.8 應力修正系數(shù)FY；許用彎曲應力： (3-5)式中： 彎曲疲勞極限；查圖3.2，取均值 MQ為，ML為 試驗齒輪的應力修正系數(shù)；取 彎曲強度的最小安全系數(shù)；查表3.5， 相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖3.9， 相對齒根表面狀況系數(shù)，查表3.5， 彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，查圖3.10，使 用 要 求最 小 安 全 系 數(shù)SFminSHmin高可靠度2.001.501.60較高可靠度1.601.251.30一般可靠度1.251.001.10低可靠度1.000.85表3.4 最小安全系數(shù)參考值圖3.9 持久壽命時的相對齒根圓角敏感系數(shù)YärelT圖3.10 彎曲強度計算的尺寸系數(shù) YXa - 結(jié)構(gòu)鋼、調(diào)質(zhì)鋼、球墨鑄鐵（珠光體、貝氏體）、珠光體可鍛鑄鐵；b - 滲碳淬火鋼和全齒廓感應或火焰淬火鋼，滲氮或氮碳共滲鋼；c - 灰鑄鐵，球墨鑄鐵（鐵素體）；d - 靜強度計算時的所有材料計 算 公 式 或 取 值材料調(diào)質(zhì)鋼，球墨鑄鐵（珠光體、貝氏體）、滲碳淬火鋼，火焰和全齒廓感應淬火鋼和球墨鑄鐵結(jié)構(gòu)鋼灰鑄鐵，球墨鑄鐵（鐵素體），滲氮鋼，調(diào)質(zhì)鋼表3.5 持久壽命時的相對齒根表面狀況系數(shù) YRrelT，均通過。3.2 錐齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設計3.2.1 錐齒輪齒面受力分析1. 圓周力 式中： 齒輪（小齒輪，大齒輪）的轉(zhuǎn)矩 所傳遞的功率（） 齒輪的轉(zhuǎn)速（） 齒輪的參考點分度圓直徑 2. 徑向力 3. 軸向力 3.2.2 輸入軸的結(jié)構(gòu)設計及校核1. 選擇材料輸入軸做成齒輪軸，則與小錐齒輪同材料，20CrMnTi。，。2. 初步確定軸端直徑由于SHZ300型三環(huán)減速器尺寸標準中規(guī)定了輸入軸軸伸直徑，則取。3. 軸的結(jié)構(gòu)設計取軸頸處的直徑為40mm，與標準軸承32008（GB/T 297-1994）的孔徑相同；其余各直徑均按5mm放大。各軸段配合及表面粗糙度：軸頸處為；。軸的結(jié)構(gòu)草圖見：圖3.11-(a)4. 鍵聯(lián)接的強度校核選用C型平鍵（GB/T 1096-1979）與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵的尺寸，與止動墊圈聯(lián)接處鍵的尺寸。因與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵的尺寸及軸徑均較小且受載大，故只需校驗此鍵。鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩T為：鍵工作面的壓強P為：鍵聯(lián)接強度通過。5. 計算支承反力彎矩及扭矩軸受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖3.11-(b)、(c)、(e)(1) 支承反力/N作用點水 平 面垂 直 面合 成AB(2) 彎矩/N.m作用點水 平 面垂 直 面合 成B水平面、垂直面及合成彎矩圖見圖3.11-(d)、(f)、(g)(3) 扭矩小錐齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)矩圖見圖3.11-(h)6. 軸的疲勞強度校核(1) 經(jīng)分析可知，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可?？箯澖孛嫦禂?shù)8 抗扭截面系數(shù)8 截面左側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩T為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理。，2，2。圓角處的有效應力集中系數(shù)及按符表5-1-312查取。，經(jīng)插值后可查得，。由附圖3-2和3-38查得尺寸系數(shù)和扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)，。軸按車削加工，由表5-1-362查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸經(jīng)過滲碳處理，得綜合系數(shù)： 圖3.11 軸的結(jié)構(gòu)和載荷圖鋼的平均應力折算系數(shù)查表5-1-332：，。計算安全系數(shù)值： 故可知其安全。8. 繪制軸的工作圖，見零件圖SHZ300-03。3.2.3 軸承的選擇及校核計算在設計軸時，已初選圓錐滾子軸承30000型 33008，下面進行軸承的壽命計算。(1) 滾動軸承的當量載荷 由3.2.1可知： ， 軸承的當量動載荷應為： (2) 滾動軸承的壽命計算 預期壽命： ，壽命條件滿足。三環(huán)傳動機構(gòu)的設計計算4. 三環(huán)傳動機構(gòu)的設計計算由于沒有專門的三環(huán)減速器方面的設計資料，在三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設計時，通常參考少齒差行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設計步驟進行。由前面已知：傳動比i=87，高速軸轉(zhuǎn)速n370.91r/min，低速軸輸出轉(zhuǎn)矩T =10.52KN.m，中心距a300mm。4.1 計算齒輪的主要參數(shù)4.1.1 齒輪材料的選擇、類型、精度等級1. 按本課題的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；2. 本設計的內(nèi)齒環(huán)板、外齒輪的材料皆采用40Cr調(diào)質(zhì)處理。外齒板的加工精度6級，內(nèi)齒圈的加工精度7級； 4.1.2 主要參數(shù)的確定1. 傳動比 已知。2. 齒數(shù)與齒數(shù)差 內(nèi)齒圈齒數(shù)與外齒輪齒數(shù)之差稱齒數(shù)差，一般取。齒數(shù)差1234傳動比105365118331222.59表4.1 齒數(shù)差與傳動比常用范圍 根據(jù)表4.1選取齒數(shù)差： （4-1） （4-2） 由式（4-1）和（4-2）可得： 選 3. 公稱中心距 一級三環(huán)傳動機構(gòu)，以高速軸至低速軸的間距作為公稱中心距。 已知4. 相位差角 環(huán)板在機構(gòu)中互呈一定相位差角排布，具有片環(huán)板的相鄰環(huán)板及轉(zhuǎn)臂的相位差角；對于三環(huán)傳動。5. 嚙合幾何參數(shù) 三環(huán)與二環(huán)傳動內(nèi)嚙合的齒輪副主要采用漸開線齒型，也適用擺線等其他齒型。對于三環(huán)傳動，通常取、及；內(nèi)齒圈齒寬約等于內(nèi)齒圈分度圓直徑的。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求和同類型產(chǎn)品類比，現(xiàn)?。?，模數(shù)。6. 主要限制條件(1) 按嚙合中心距裝配時，保證齒輪副不產(chǎn)生齒廓重疊干涉：即應滿足齒廓重疊干涉系數(shù)即： （4-3）(2) 保證不發(fā)生齒頂干涉，必須滿足內(nèi)嚙合齒輪副的重合度 （4-4） 式中： 外齒輪齒頂圓直徑； 內(nèi)齒輪齒頂圓直徑； 齒廓重迭干涉系數(shù)； 外齒輪齒頂圓壓力角； 內(nèi)齒輪齒頂圓壓力角； 齒輪副實際嚙合中心距； 嚙合角； 外齒輪變位系數(shù)； 內(nèi)齒輪變位系數(shù)； 內(nèi)嚙合齒輪副的重合度； 齒頂高系數(shù)； 外齒輪的分度圓直徑； 內(nèi)齒輪的分度圓直徑。齒數(shù)差齒頂高系數(shù)重合度齒廓重迭干涉驗算值0.60.70.8嚙合角149°51.5°53.5°1.0500.05235.5°37.5°39°1.100328.5°29.5°30.5°1.125424°25°25.5°1.150表4.2 嚙合角4.1.3 幾何參數(shù)計算1. 根據(jù)表4.2取齒頂高系數(shù)，嚙合角，齒輪嚙合中心距為 取2. 嚙合角為 3. 確定重合度的預期值，的預期值，變?yōu)橄禂?shù)的初始值。 則內(nèi)齒輪的變?yōu)橄禂?shù)為 4. 分度圓直徑為 5. 齒頂圓直徑為 6. 齒頂圓壓力角為 7. 驗算重合度重合度小于預期值的要求，必須按的要求用迭代法重新確定變?yōu)橄禂?shù) 8. 重新確定幾何尺寸 9. 重新驗算重合度 重合過大，繼續(xù)按的要求用迭代法重新確定變?yōu)橄禂?shù) 10. 重新確定幾何尺寸 11. 重新驗算重合度 12. 驗算齒廓重迭干涉 序 號名 稱符 號外 齒 輪內(nèi) 齒 輪1模數(shù)42原始齒形角20°3齒頂高系數(shù)ha*0.64嚙合角a¢5齒輪的齒數(shù)87886變位系數(shù)-0.8107-0.43887實際嚙合中心距2.8488分度圓直徑d348352表4.4 齒輪嚙合參數(shù)表4.2 三環(huán)傳動機構(gòu)受力及轉(zhuǎn)矩計算3圖4.1 三環(huán)傳動環(huán)板受力情況4.2.1 一片環(huán)板平均嚙合力FP （4-5）式中： 低速軸輸出轉(zhuǎn)矩 環(huán)板片數(shù)，三環(huán)傳動 外齒輪基圓直徑4.2.2 A、B處反力在理想情況下，當或時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，也就是嚙合齒輪所受的嚙合力最大，為最危險工況。選擇進行軸的強度校核6。A、B處x向反力FAx、FBx： （4-6） （4-7）A、 B處y向反力FAy、FBy： （4-8） （4-9）式中： 一片環(huán)板的離心力（N），則 （相應單位G為N,為m，為r/min） 工作轉(zhuǎn)角，相鄰環(huán)板依次為、， 為相位角 比值，由結(jié)構(gòu)確定，一般約0.50.6，取0.5 , 工作轉(zhuǎn)角函數(shù)，一般情況下，由表4.5選取估算環(huán)板重量：A、 B處合力FA、FB：輸入方式單軸0°30°60°75°90°105°120°150°180°210°240°255°270°285°300°330°360°01.41.7321.641.61.641.7321.401.41.7321.641.61.641.7321.4000.34600.03200.03200.34600.34600.03200.03200.3460雙軸0°360°00表4.5 工作轉(zhuǎn)角函數(shù) Kö 和 Kö'4.2.3 A、B軸轉(zhuǎn)矩A、 B軸一片環(huán)板分轉(zhuǎn)矩TA、TB： （4-10） （4-11）A、B軸總轉(zhuǎn)矩、： （4-12）4.3 三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)設計4.3.1 輸出軸的結(jié)構(gòu)設計及校核進行軸的強度設計及校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采用相應的計算方法，并恰當?shù)剡x取其許用應力。1. 初步確定輸出軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑可按照公式2 （4-13）來確定。式中： 軸端直徑，； 軸傳遞的扭矩， ； 軸所傳遞的功率，； 軸的工作轉(zhuǎn)速，； 許用扭轉(zhuǎn)剪切應力，按表4.6選取； 系數(shù)，按表4.4選??；軸的材料Q235A、20Q275、35(ICr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn、42SiMn40MnB、38SiMnMo、3Cr13152520352545355514912613511212610311297表4.6 齒輪嚙合參數(shù)表2. 選擇軸的材料選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表2查得：，。3. 初步確定軸端直徑按表4.4選取，根據(jù)本設計給出的已知條件，帶入公式（4-13）計算，得到軸的最小直徑： 根據(jù)SHZ型三環(huán)減速機型式與主要尺寸（YB/T79-1995），取。4. 軸的結(jié)構(gòu)設計取軸頸處的直徑為120mm，與內(nèi)齒輪聯(lián)接處選用30°平齒根圓柱直齒漸開線花鍵（GB/T 3478.1-1995），（外花鍵大徑基本尺寸），其余各直徑均按放大。5. 鍵連接的強度校核鍵連接傳遞的扭矩為：花鍵的擠壓強度校核： (4-14)式中： 轉(zhuǎn)矩，； 各齒載荷不均勻系數(shù)，一般??； 齒數(shù)； 齒的工作（配合）長度，； 平均直徑，矩形花鍵，漸開線花鍵； 矩形花鍵為大徑，漸開線花鍵為分度圓直徑； 齒的工作高度，矩形花鍵（為倒角尺寸）； 漸開線花鍵時，時，時 （為模數(shù)）； 許用壓強，查表4.7聯(lián)接方式使用和制造情況齒面未經(jīng)過熱處理齒面經(jīng)過熱處理靜聯(lián)接不 良中 等良 好3550601008012040701001401202000不在載荷作用下移動的動聯(lián)接不 良中 等良 好152020302540203530604070在載荷作用下移動的動聯(lián)接不 良中 等良 好3105151020表4.7 花鍵聯(lián)接的許用壓強6. 計算支承反力、彎矩及扭矩由4.2可知，當時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，為最危險工況，所以選擇進行軸的強度校核。(1) 支承反力 將軸上的力先平移到輸出軸的軸線上，然后沿水平和豎直兩個方向分解得：6 (2) 彎矩 圖4.2 輸出軸的載荷圖(3) 扭矩輸出扭矩：7. 按扭矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸生承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面）的強度。根據(jù)上面計算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，去7，軸的計算應力由已選定的的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表2得，因此，故安全。4.3.2 軸的結(jié)構(gòu)設計及校核1. 選擇軸的材料選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表2查得：，。2. 初步確定軸端直徑按表4.4選取，根據(jù)本設計給出的已知條件，帶入公式（4-13）計算，得到軸的最小直徑： 考慮到軸上有4個鍵槽，一個錐齒輪相聯(lián)接的鍵槽，另外與三片內(nèi)齒環(huán)板相連接的地方有三個沿著圓周方向分別間隔120°分布的鍵槽，因此，取輸入軸最小直徑為35mm。為了便于軸上零件的裝拆，將齒輪軸制成階梯軸，軸上定位采用軸肩和定距環(huán)相結(jié)合的方式。軸的兩端采用滾動軸承固定于減速器箱體。3. 軸的結(jié)構(gòu)設計取軸頸處的直徑為35mm，其余各直徑均按放大。4. 鍵連接的強度校核 25. 計算支承反力彎矩及扭矩軸受力簡圖、水平面及垂直面受力簡圖見圖4.2-(a)、(b)、(d)(1) 支承反力由4.2可知，當時，內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，為最危險工況，所以選擇進行軸的強度校核。假設軸與支承軸平分支承反力，則三塊環(huán)板對軸的力分別為：大錐齒輪的受力：圓周力：徑向力：軸向力：作用點A水平面： 垂直面： 合力：作用點B水平面： 垂直面： 合力： (2) 彎矩 圖4.3 軸的載荷圖(3) 扭矩大錐齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩6. 按扭矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸生承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面D）的強度。根據(jù)上面計算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，去7，軸的計算應力由已選定的的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表2得，因此，故安全。4.3.3 支承軸的結(jié)構(gòu)設計及校核支承軸的材料為40Cr，采用調(diào)質(zhì)的熱處理方式。支承軸的結(jié)構(gòu)設計和布置方式與軸相同。具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件工作圖。由于支承軸受載荷的情況與輸入軸相同，而支承軸的行星軸承總載荷卻比輸入軸行星軸承總載荷小，因此，支撐軸的強度校核可省略。4.3.4 偏心套的結(jié)構(gòu)設計及校核1. 偏心套的材料及熱處理方式偏心套是平行雙曲柄機構(gòu)的曲柄，它是實現(xiàn)平行雙曲柄機構(gòu)的關(guān)鍵，依靠偏心套的內(nèi)孔中心與外圓中心偏心實現(xiàn)三塊內(nèi)齒環(huán)板120°的相位差，其偏心距就是雙曲柄機構(gòu)的半徑。工作時，偏心套外圓中心以內(nèi)孔中心為圓心，以偏心距為半徑做圓周運動。偏心套的材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，241286HBS。2. 偏心套的偏心距計算偏心套的偏心距采用下式計算 ： (4-15)3. 偏心套的結(jié)構(gòu)布置方式在三環(huán)傳動中，每一塊內(nèi)齒環(huán)板的高速軸孔上要安裝兩個尺寸型號完全相同的行星軸承，軸承的外徑可比普通的少齒差傳動的軸承外徑小。同時，三環(huán)減速器的曲柄軸的直徑與普通的少齒差傳動相仿，因此，三環(huán)減速器與高速軸上的偏心套配合的行星軸承只能用輕窄系列的軸承。輸出軸的偏心套通過平鍵與高速軸相連接傳遞動力，帶動內(nèi)齒環(huán)板運動高速軸相接觸觸的（也就是偏心套的內(nèi)孔直徑）為50mm，偏心套外徑為80mm，偏心套厚度與環(huán)板厚度相同為44mm?？紤]到偏心套的強度問題，鍵槽應該布置在內(nèi)孔中心和外圓中心線的延長線上，并且布置在鍵槽與偏心套外邊緣相距較遠一側(cè)。偏心套的具體結(jié)構(gòu)及尺寸圖見零件圖SHZ300-10。4. 偏心套的破壞形式及強度校核偏心套的破壞主要發(fā)生在鍵連接處的剪切和擠壓變形破壞。(1) 利用公式（3-27）進行剪切強度校核： (4-16)式中： 工作面上的剪應力(MPa）； 鍵剪切面上的剪力(N）； 軸所傳遞的扭矩（(N·mm）； 剪切面面積(mm）； 許用剪應力(MPa）=200MPa2。 經(jīng)過計算鍵剪切工作面上的剪應力為，剪切強度足夠。(2) 利用公式(3-28)進行擠壓強度2計算： (4-17) 經(jīng)過計算鍵工作面上的擠壓應力為 ，擠壓強度滿足要求。4.3.5 內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)設計1. 內(nèi)齒環(huán)板材料及熱處理方式內(nèi)齒環(huán)板是三環(huán)減速器的重要部件。內(nèi)齒環(huán)板的材料選用40Cr調(diào)質(zhì)處理，229-269HBs。2. 內(nèi)齒環(huán)板的結(jié)構(gòu)布置方式環(huán)板的厚度為44mm。根據(jù)環(huán)板的厚度，查找與之相配合的圓柱滾子軸承，軸承的內(nèi)徑與偏心套配合，因而確定內(nèi)齒環(huán)板上輸入軸孔和支承軸孔的孔徑與軸承的外徑相同，為125mm。3. 內(nèi)齒環(huán)板的強度校核內(nèi)齒環(huán)板上的內(nèi)齒與輸出軸上的外齒相嚙合，需要進行強度計算。計算要求和計算結(jié)果見4.5.6三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強度驗算。4.3.6 三環(huán)減速器行星齒輪傳動的強度驗算齒輪的主要失效形式是齒面的點蝕、磨損和輪齒的折斷。通常在齒輪傳動設計過程中，一般要進行齒面接觸疲勞強度的校核和齒根彎曲強度校核的計算。三環(huán)減速器行星齒輪傳動為內(nèi)嚙合傳動，又采用正角度變位，同時有多齒對嚙合，其齒面接觸強度與齒根彎曲強度均提高，且齒面接觸強度安全裕度遠高于齒根彎曲強度裕度。所以內(nèi)、外齒輪的接觸強度一般不進行驗算，通常只驗算齒根彎曲強度。(1) 齒根彎曲強度的條件 校核齒根應力的彎曲強度條件為計算齒根應力不大于許用齒根應力，即 (4-18)(2) 計算齒根應力3 (4-19) (4-20) (4-21)(3) 許用齒根應力2 (4-21)式中： 齒輪分度圓上的圓周力，； 使用系數(shù)，查表3； 動載系數(shù)，三環(huán)減速器用波動系數(shù)代替3，； 法向模數(shù)mm，； 計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)，計算查表3 計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)，計算查圖3； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，??； 載荷作用于齒頂時的齒形修正系數(shù)，； 載荷作用于齒頂時的應力修正系數(shù)，查圖3，； 齒根應力的基本值（MPa）； 計算彎曲強度的重合度系數(shù)，三環(huán)減速器用結(jié)合度系數(shù)代替3，； 計算彎曲強度的螺旋角系數(shù)，直齒； 工作齒寬（mm），若大小齒輪寬度不同時，寬輪的計算工作齒 寬不應大于窄輪齒寬加上一個模數(shù)； 許用齒根應力（MPa）； 試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，查圖3； 試驗齒輪的應力修正系數(shù)，取； 計算彎曲強度的壽命系數(shù)，三環(huán)減速器壽命系數(shù)可由1放寬至2.152.53，查圖3，放寬后分別取，； 相對齒根圓角敏感系數(shù)，近似計算??； 相對齒根表面狀況系數(shù)，近似計算取； 計算彎曲強度的尺寸系數(shù)，查表3取； 計算彎曲強度的最小安全系數(shù)，取。由計算可知，內(nèi)齒輪環(huán)板和外齒輪的強度校核均通過。計算數(shù)據(jù)如下表：內(nèi)齒輪許用應力(MPa)內(nèi)齒輪計算應力(MPa)外齒輪許用應力(MPa)外齒輪計算應力(MPa)8002139602164.3.7 三環(huán)減速器的整機結(jié)構(gòu)及裝配圖 三環(huán)減速器整機尺寸的確定，參考SHZ型三環(huán)減速機型式與主要尺寸（YB/T79-1995）。箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，其外形尺寸的確定除了要考慮齒輪嚙合部件的尺寸外，還要考慮加工工藝性能以及合理的裝配空間、箱體壁厚等因素。通過以上的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算后，設計結(jié)構(gòu)見裝備配圖SHZ300-00。圖4.2 SHZ型三環(huán)減速機型式與主要尺寸（YB/T79-1995）潤滑方式的選擇5. 潤滑方式的選擇5.1 潤滑方法選用油池浸浴法，潤滑油加至至少能使各個軸承的滾珠浸沒，并且使大錐齒輪的整個齒長應浸入油中，但不允許超過軸的半剖面。25.2 潤滑油的選擇選用N320重負荷蝸輪蝸桿油，其粘度高，極壓性好，油膜成形好，PD值、Timken ok值指標滿足要求，有效防止了齒面的干摩擦，改善了嚙合面間的潤滑效果。8致 謝6. 總 結(jié)三環(huán)減速器是中國科技人員的杰出發(fā)明，其傳動原理新穎，具有傳動比大、承載能力高、制造成本低廉、適應性廣等諸多優(yōu)點，可在許多應用場合替代傳統(tǒng)的齒輪減速器、蝸桿減速器與行星減速器。目前，三環(huán)減速產(chǎn)品已經(jīng)形成了多個系列，其中，SHZ型就是用錐齒輪作前置級的組合式三環(huán)減速器。在本論文中主要進行了以下的研究和開發(fā)工作：1. 對三環(huán)減速器整體結(jié)構(gòu)進行分析，獲得了三環(huán)減速器各零件的結(jié)構(gòu)尺寸關(guān)系及SHZ型三環(huán)減速機型式與主要尺寸。2. 根據(jù)中心距、公稱傳動比及輸出扭矩，選擇了電動機，分配了各級的速比，計算了各軸輸入功率及轉(zhuǎn)矩。3. 根據(jù)已知條件，確定了錐齒輪、各軸、偏心套、環(huán)板等零件的材料，計算出了錐齒輪、各軸、環(huán)板、偏心套等主要零件的幾何尺寸。4. 通過受力分析，校核了錐齒輪、各軸、偏心套、三環(huán)傳動機構(gòu)的強度。5. 由于沒有專門的三環(huán)減速器方面的設計資料，在設計三環(huán)減速器的結(jié)構(gòu)時，參考了少齒差行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設計步驟進行。6. 由于對三環(huán)減速器的理論研究不夠深入，受力分析不夠精確，設計時放了較大的安全系數(shù)，還可以進一步的進行優(yōu)化設計。致 謝致 謝經(jīng)過了三個多月的學習和工作，我終于完成了SHZ型組合兩級三環(huán)減速器設計的畢業(yè)設計。從開始接到畢業(yè)設計題目到方案的實現(xiàn)，圖形的繪制，再到論文文章的完成，每走一步對我來說都是新的嘗試與挑戰(zhàn)，這也是我在大學期間獨立完成的最大的項目。在這段時間里，我學到了很多知識也有很多感受。四年的大學生活就快走入尾聲，我們的校園生活就要劃上句號，心中是無盡的難舍與眷戀。從這里走出，對我的人生來說，將是踏上一個新的征程，要把所學的知識應用到實際工作中去。 回首四年，取得了些許成績，生活中有快樂也有艱辛。感謝老師四年來對我孜孜不倦的教誨，對我成長的關(guān)心和愛護。學友情深，情同兄妹。四年的風風雨雨，我們一同走過，充滿著關(guān)愛，給我留下了值得珍藏的最美好的記憶。 最后，我要特別感謝我的導師周傳喜老師。本設計是在周老師的悉心指導和嚴格要求下完成的，從課題選擇、方案論證到具體設計和圖形繪制，無不凝聚著周老師的心血和汗水。周老師認真負責的工作態(tài)度，精心指導和無私的關(guān)懷都使我受益匪淺，在此向周老師表示深深的感謝和崇高的敬意。還有幫助過我的同學和朋友，是他們在我畢業(yè)的最后關(guān)頭給了我們巨大的幫助與鼓勵，使我能夠順利完成畢業(yè)設計，在此一并表示真誠的感謝。參考文獻參考文獻1陳宗源三環(huán)式減速（或增速）傳動裝置P發(fā)明專利申請公開說明書：CN85106692A2成大先機械設計手冊上冊（第四版）M北京：化學工業(yè)出版社，20043齒輪手冊編委會齒輪手冊（第2版）M北京：機械工業(yè)出版社，20004饒振綱行星齒輪傳動設計M北京：化學