【正文】 傳動的發(fā)展趨勢（1）向高速大功率及低速大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。 　 我國是從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型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB17991976。漸開線行星齒輪傳動已被廣泛應用于船艦主減速器，汽車、坦克和拖拉機的差速器，活塞式和渦輪螺旋槳式航空發(fā)動機與直升飛機中帶動螺旋槳的行星傳動，以及波音——菲托CH——1T前旋翼驅(qū)動行星齒輪箱和貝爾VH——1D主旋翼驅(qū)動行星齒輪減速器，燃氣輪機、高速汽輪機和透平鼓風機及壓縮機的行星齒輪增速箱和減速箱，以及工程機械等產(chǎn)品上。目前漸開線行星齒輪傳動圓周速度達160～200米/秒，傳遞功率達100000馬力，齒輪噪音達85分貝以下，并且外廓尺寸小，重量輕，它比同等工作條件下的定軸齒輪傳動外廓尺寸和重量減小1/2～1/6。其中在國際上享有盛名的有，西德Renk行星齒輪箱、瑞士Maag行星齒輪箱、美國Fritlsch行星齒輪箱、英國C低速重載行星減速器已由系列產(chǎn)品發(fā)展到生產(chǎn)特殊用途產(chǎn)品，如法國Citroen生產(chǎn)用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量達125t，；公元1765年歐拉提出用漸開線作為齒輪齒廓曲線以來，定軸輪系的齒輪傳動獲得了最廣泛的應用。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 目錄擺線針輪行星減速器設計畢業(yè)論文目錄摘 要 IAbstract II第一章 緒論 1 1 行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢 3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 4 本設計課題簡介 6第二章 擺線針輪減速器傳動理論與設計方法 7 擺線針輪減速器的傳動原理與結構特點 7 擺線針輪行星傳動的傳動原理 7 擺線針輪減速器的結構特點 7 擺線針輪傳動的嚙合原理 8第三章 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 15 15 16 16（套）作用于擺線輪上的力 17 判斷同時傳遞轉(zhuǎn)矩的柱銷數(shù)目 18 18 轉(zhuǎn)臂軸承的作用力 18 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 19 19 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 19 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 20 輸出機構柱銷強度計算 20第四章 擺線針輪減速器的設計計算 22 22 22 22 22 23 23 23 24 24 24 2柱銷套和柱銷空的直徑 2針齒、柱銷的數(shù)據(jù)表 27第五章 軸的計算 30 30 30 30 30 31 31 32 33 33 34 34 35 35 35第六章 箱體的結構設計 38 38 3密封及散熱 38 39 3觀、包裝、運輸和儲藏的要求 39第七章 減速器的潤滑 41 41 42參考文獻 44致 謝 45攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 緒論第一章 緒論 我國早在南北朝時代（公元429～500年），祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車，比歐美早了1300多年。二次世界大戰(zhàn)后機械行業(yè)的蓬勃發(fā)展促進了行星齒輪傳動的發(fā)展。但是，隨著生產(chǎn)發(fā)展的需要，早在1879年BOCK就論述了傳動比i=的行星齒輪裝置，繼后Shaw發(fā)表了傳動比i=2的機構，以及TOBPNABHKO用串聯(lián)KHV型行星傳動獲得了傳動比i=的傳動機構，當時這些大傳動比的行星機構主要是用以實現(xiàn)某一運動。O表1列出了Delaval公司生產(chǎn)的傳動比i=，N=6000馬力的行星齒輪減速箱與該工作條件下的一般定軸齒輪減速箱的比較情況。我國從1968年起，先后在有關單位試制成功列車電站燃氣輪機（N=3000千瓦），工業(yè)用高速汽輪機（N=500千瓦）和萬立米制氧透平壓縮機（N=6300千瓦）的行星齒輪箱。已形制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000kW）/高速汽輪機（500kW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300kW）的行星齒輪箱，低速大轉(zhuǎn)矩的行星減速器也已批量生產(chǎn)，如礦井提升機的XL30型行星減速器（800kW）。行星齒輪箱傳遞的功率將與日俱增，但是機組功率的繼續(xù)增大，目前受優(yōu)越工藝因素的限制，主要是沒有與齒輪尺寸進一步增大相適應的高精度切齒機，另一方面則是梅雨齒輪直徑大于6米的熱加工鍛造設備。隨著電算技術的發(fā)展，還應用有限元法制定出應用電子計算機進行齒輪設計和加工精度的計算方法，用電算解決參數(shù)選擇最優(yōu)化。（2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉(zhuǎn)動并傳遞功率，這只要對原行星結構中固定的構件加一個轉(zhuǎn)動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就成為無級變速器。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=,。左右。而少齒差傳動的效率和強度計算等還有待于進一步研究。它的顯著特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設在同一軸線上。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，～099。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜的運動。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。但隨著人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。優(yōu)化結果不僅為齒輪傳動提供了一個最優(yōu)的設計方案，而且對其設計參數(shù)的優(yōu)化提供了依據(jù)。由于有上述優(yōu)點，這種減速器在很多情況下已經(jīng)代替兩級、三級普通圓柱齒輪減速器及圓柱蝸桿減速器。 本次設計的是對一種擺線針輪行星減速器進行分析研究。在結構設計時要注意有關裝置的特點，還要注意與多種減速方法進行比較，注意理論分析。同漸開線一齒差行星傳動一樣，擺線針輪傳動也是一種K－H－V型一齒差行星傳動。（2） 行星輪C，即擺線輪6，,通采用兩個相同的奇數(shù)齒擺線輪,裝在雙偏心套上,兩位置錯開,擺線輪和偏心套之間裝有滾動軸承,稱為轉(zhuǎn)臂軸承,通常采用無外座圈的滾子軸承,而以擺線輪的內(nèi)表面直接作為滾道。圖2－2 擺線針輪減速器基本結構圖 圖2－2為擺線針輪傳動的典型結構 擺線針輪傳動的嚙合原理為了準確描述擺線形成及其分類,我們引進圓的內(nèi)域和圓的外域這一概念。內(nèi)切外擺線:滾圓在基圓外域與基圓內(nèi)切形成的外擺線(此時基圓在滾圓的內(nèi)域)。對內(nèi)切外擺線而言相對固定的某點在滾圓的內(nèi)域。所謂擺桿長度是指滾圓內(nèi)域或滾圓外域上某相對固定的定點至滾圓圓心的距離。標準外擺線K1=1。根據(jù)這一等同條件,就可以由外切外擺線的有關參數(shù)推算出等同的內(nèi)切外擺線的對應參數(shù)。按等同條件,上述A又是內(nèi)切外擺線的擺桿長度,故推算出內(nèi)外擺線的滾圓半徑為r2′=k1A。對于外切外擺線,式中的A=r1+r2,a=r2。動圓的周長比基圓的周長長p=2＝，當圓上的B點在動圓滾過周長再次與圓接觸時，應是在圓上的另一點，而＝，這也就是擺線輪基圓上的一個基節(jié)p，即 （——8）由此可得擺線輪的齒數(shù)為 （——9）針輪齒數(shù)為 （——10）擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程由上一節(jié)分析，選擇擺線輪的幾何中心作為原點，通過原點并與擺線輪齒槽對稱軸重合的軸線作為軸，見圖34，針齒中心圓半徑為，針齒套外圓半徑為 。以K1——14)進行運算表明,曲率半徑呈現(xiàn)出由正值經(jīng)過拐點到負值的多樣性變化。擺線輪齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角的條件可表示為 （——16）擺線針輪傳動的受力分析 擺線輪在工作過程中主要受三種力：針輪與擺線輪嚙合時的作用力。令，由上式解得，即 這個解是使初始側隙為零的角度，空載時，只有在處的一對嚙合。按此假設，在同時嚙合傳力的個齒中的第對齒受力可表示為式中——在處亦即在或接近于的針齒處最先受力，顯然在同時受力的諸齒中， 這對齒受力最大，故以表示該對齒的受力。由于柱銷要參與傳力，必須先消除初始間隙；因此柱銷與柱銷孔之間的作用力大小應與成正比。為防止點蝕和減少產(chǎn)生膠合的可能性，應進行擺線輪齒與針齒間的接觸強度計算。另外，還必須滿足強度的要求。軸承外徑=（～），軸承寬度B應大于擺線輪的寬度。 更具擺線針輪減速器的具體要求，對擺線輪進行計算。針輪齒數(shù)：=12選材為GCr15,硬度為60HRC以上。選擇圓柱滾子軸承，設計時通常選用圓柱滾子軸承（GB/T2831994），轉(zhuǎn)臂軸承一般都去掉外圈。（3）針徑套半徑，?。?2mm（4）驗證齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角：＝由文獻[3]，由計算結果知，擺線齒廓不產(chǎn)生頂切或尖角。（8）齒面最大接觸壓力：其中整個結果由計算機求出。（1）擺線輪齒頂圓直徑：（2）擺線輪齒根圓直徑：（3）擺線輪齒高： （4）擺線輪齒寬：?。?）擺線輪內(nèi)孔直徑：為軸承去掉外圈的直徑。（2）柱銷套直徑：＝32mm由文獻[1]—7，知＝32mm（3）柱銷孔直徑：mm為使柱銷孔與柱銷套之間有適當間隙，值應增加值： ＝；550mm時，＝～。由文獻[12]，表152，取軸端倒角為， 。（1）判斷危險截面截面9只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面9 均無需校核。（2）截面4左側抗彎截面系數(shù)：＝421875抗扭截面系數(shù)： ＝84375彎矩： ＝560050＝280000扭矩： T＝1466353截面上的彎曲應力： ＝ MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： ＝軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻表，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。其結構裝配圖如圖53圖53 輸入軸結構裝配圖由前面