行星齿轮减速器proe建模与运动仿真毕业设计论文(编辑修改稿)

行星齿轮减速器proe建模与运动仿真毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

太阳轮应力修正系数 查【 5】图 627 Y 重合度系数 查【 5】式 640，   NTY 弯曲寿命能够系数 NL 3 610 1 STY 试验齿轮应力修正系数 按所给 Flim 区域图取 Flim 2 aY .relT 太阳轮齿根圆角敏感系数 查【 5】图 635 cY .relT 行星齿轮齿根圆角敏感系数 查【 5】图 635 TYrel 齿根表面形状系数 ZR，查【 5】图 635 16 16 limFS 最小安全系数 按高可靠度，查【 5】表 68 ① 太阳轮： 弯曲应力基本值： a0F。  a0F。  = 2..Fa / 0 5)( 8 5b/ mmNmYYYYF aSaat  （ 313） 弯曲应力： aFp。  = aF .lim . STY . NTY . aFY .rel . aTY .rel .YX = 24 7 0 . 2 5 N / m m1 / 1. 61 . 04 50 . 96123 7 . 5  （ 314） 故 Fa aFp。  , 弯曲强度通过 ② 行星轮 cF0。  =tF . . csaY. Y Y /bm=  1. 25 )1/ ( 170. 721. 722. 5468 5 . 7 cFp。  =  . STY STY NTY aY .relT TYrel / limFS = 233 2. 60 N / mm1/1. 61. 04 50. 971226 2. 5  cF。  = cF0。  . AK . VK . FK . FK . FPK = 2N /  故 cF。  cFp。  ,弯曲强度通过 （ 2）内啮合 ① 齿轮接触疲劳强度 H 、 HP 仍用【 5】式（ 619）、（ 620）、（ 621）计算，其中与外啮合取值，不同的参数为 u=77/29= , Z =, NZ =, RZ =, WZ = H0 = HZ . EZ . Z . Z .Z uubd 1t  9 19 2/ mmN （ 315） 17 17 2HPHHVAH0H m3 8 8 . 5 3 6 N / m1 . 2 011 . 0 6 51 . 0 11 . 2 53 0 5 . 8 7   （ 316） HP = / l i ml i mH NS ZZZZZZHXWRVLN  mm2 （ 317） 故 H HP ② 齿根弯曲疲劳强度 只需计算内齿轮，计算公式仍为书【 5】（ 634）、（ 635） 和式 636，其中取值与外啮合不同的系数 ： FY ， saY ， Y = relTY = TYrel = F = 2..Fa /)( （ 318） cF。  = F0 . AK . VK . FK . FK . FPK = 2. 5 9 N /  (319) Fp =  . STY STY NTY aY .relT TYrel / limFS = 2m46 8. 99 6N / m1/ 1. 251. 04 51. 021227 5  (320) 故 F Fp ,弯曲强度通过 低速级部分设计计算 1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及设计准则 1） 齿轮类型：选用直齿圆柱齿轮传动。 2） 精度等级：齿轮选用 7 级精度；压力角 α= 20176。 3） 材料选择：选择小齿轮材料为 40Cr，调质处理，硬度为 280 HBS；大齿轮材料为 45，调质处理，硬度为 240 HBS。 4） 选取齿数：选小齿轮齿数 zd= 20，则大齿轮齿数 ze为： Ze=u•zd= 20= 64 (321) 5） 设计准则：按齿面接触强度设计。 dⅡ Ⅲ dⅢ Ⅳ dⅣ Ⅴ dⅤ Ⅵ dⅥ Ⅶ dⅦ Ⅷ 18 18 由 齿面接触强度 设计计算公式 [1]进行试算，即：  3 2HEHd1t1t 12   ZZuuTKd （ 322） 确定公式内的各计算数值 [1] ⑴ 试选 Kt=。 ⑵ 计算小齿轮传递的转矩 Td= 105Pd／ n1 (333) = 105 ／ = 122176 N•mm ⑶ 选取齿宽系数 Φd= 1。 ⑷ 查得区域系数 ZH=。 ⑸ 查得材料的弹性影响系数 ZE= MPa1/2。 ⑹ 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1= 650 MPa； 小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim2= 585 Mpa。 ⑺ 计算应力循环次数： N1=60 n1j Lh (334) =60 1 (15 300 2 12) = 810 Ne= Nd／ u = 810 ／ = 810 ⑻ 根据 Nd、 Nd， 选取接触疲劳寿命系数 KHNd= ； KHNe=。 ⑼ 选取失效概率为 ；接触强度安全系数 SH=。 ⑽ 计算接触疲劳许用应力： [σH]d= KHNdσHlimd／ SH (335) = 650／ = [σH]e= KHNe .σHlime／ SH (336) = 580／ = [σH] = Min([σH]1， [σH]2) = 1） 设计计算 19 19 ⑴ 试算小齿轮分度圆直径 ddt：   mmuudKH TZd tEt 9 3 2 1 ) 4 3 8 9()( 523 d21   ⑵ 计算圆周速度 v v = πddt nd／ (60 1000) （ 337） = π ／ (60 1000) = m/s ⑶ 计算齿宽 b b = Φdddt （ 338） = 1 = mm ⑷ 计算模数 mt mt = ddt／ zd （ 339） = ／ 20 = mm ⑸ 计算载荷系数 K 根据 v =， 7 级精度，由【 1】图 108 查得动载荷系数 Kv = ； 查得使用系数 KA = ； 查得齿间载荷分配系数 KHα = 1 由 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置，查得齿向载荷分布系数 KHβ = ； 故 载荷系数 K 为 K=KAKvKHαKHβ ( 340) = 1 = ⑹ 按实际的载荷系数校正所算的小齿轮分度圆直径 d1： Dd=ddt(K/Kt)1/3 (341) = ⑺ 计算模数 m m=dd/zd (342) = ／ 20= mm 20 20 2. 按齿根弯曲强度设计： 由【 1】式（ 105）得弯曲强度设计公式为  3 F SaFa2dd 1t Y2m   YZTK (343) （ 1） 确定公式内的各计算数值 由， 1）弯曲强度， aFE1 550MP。 大齿轮 弯曲强度极限 aFE2 400MP 2）由【 1】图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 `,K F2F1  3) 计算弯曲疲劳许应 取弯曲疲劳安全系数 aFEFNF MPK 7 4 0 ][ 222   4)计算载荷系数 K = KAKvKFαKFβ (344) = 1 = 5） 查齿形系数 由【 1】表 105查得： YFa1= 、 YFa2= 6） 查取应力校正系数 由【 1】表 105查得 : YSa1= 、 YSa2= 7) 计算大、小齿轮的 YFa YSa／ [σF]，并加以比较： y1 = YFa1 YSa1／ [σF]1 (345) = ／ = y2 = YFa2 YSa2／ [σF]2 = ／ = y = （ 2）设计计算：  3FSaFa2dd1t Y2m   YZTK = （ 346） 对比结果，由齿面接触强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于21 21 齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 仅与齿数直径有关，可取由弯曲强度所得的模数 就近圆整为标准值 m=, 按接 触强度算得的分度圆直径 mmd  算出小齿轮齿数 23m, 取mdZ dd 大齿轮的齿数： 74Z, ee  取Z 3．几何尺寸计算 1) 中心距 a a = (zd＋ ze) m／ ２ = (23＋ 74) ／ 2 = mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d d2 dd = zd m = 23 = mm de = ze m = 74 =185 mm 3) 计算齿轮宽度 b b = Φddd = 1 = mm 圆整后取 b2 = 60mm， b1 = 60 mm 表 33 行星轮系的几何尺寸 名称 齿数 模数 分度 圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 太阳轮 19 20 行星轮 29 20 内齿轮 77 20 小齿轮 23 65 大齿轮 74 185 190 60 22 22 轴 上部件 的 设计 计算与校核 轴的计算 输出轴 ee TP 和转矩转速 ,n e, KWpp de 3 8 3 .   ( 为齿轮啮合效率 ) 8 3 1 2 3 8 5 5 09 5 5 0 Nn pT e ee  2..求齿轮上的力 NdTF e et 4 2 1 38 7 8 13 8 3 1 2 522  0t an,1533co st an   tantr FFNFF 先按书【 1】式（ 152）初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 40Cr,调质处理 根据表【 1】式（ 153），取 100A0  ,于是得 mmnPA ee 3 8 0 0d 30m i n  轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径 dⅠ Ⅱ ,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【 1】表 141，取  ，则 mmNTK A . 9 8 0 6 23 8 3 1 2 eca  （ 347） 按计算转矩 caT 小于联轴器公转转矩条件，查【 6】表 1117， ZL3 弹性柱销齿式联轴器dⅠ =38，半联轴器长度 L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度 L1=60。 23 23 图 32 输出轴的简图 (1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求Ⅰ Ⅱ轴端有段需制造出。