机械毕设-三级行星齿轮减速器设计【含CAD图纸+文档】
机械毕设-三级行星齿轮减速器设计【含CAD图纸+文档】,含CAD图纸+文档,机械,三级,行星,齿轮,减速器,设计,cad,图纸,文档
1 - 三级行星齿轮减速器设计说明书 2 目 录 一、应用 .5 二、技术参数 .5 2.1 齿轮箱 .5 2.2 材料 .5 2.3 大齿环和小齿轮 .5 2.3.1 大齿环齿轮 .5 2.3.2 小齿轮 .5 2.4 小齿轮轴承 .6 2.5 载荷 .6 2.5.1 小齿轮力矩 .6 2.5.2 轴承设计的载荷 .6 2.5.3 电动机总量载荷 .6 三、传动系设计及校核 .6 3.1 已知条件 .6 3.2 方案设计 .6 3.2.1 结构设计 .6 3.2.2 齿形及精度 .7 3.2.3 齿轮材料及其性能 1.7 3.2.4 配齿及传动比计算 .7 3.3 齿轮参数初步确定 .7 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 .7 3.3.1.1 估算第一级法向模数 .7 3.3.1.2 估算第二级法向模数 .8 3.3.1.3 估算第三级法向模数 .8 3.3.2 各级主要几何尺寸 .9 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 .9 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 .9 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 .9 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 .10 3.4.1 第一级疲劳强度校核 .10 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 .10 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .11 3 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 .12 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .12 3.4.2 第二级疲劳强度校核 .13 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 .13 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .14 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 .15 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .16 3.4.3 第三级疲劳强度校核 .17 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 .17 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .18 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 .19 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .20 3.5 齿轮静强度校核 .21 3.6 传动装配条件验算 .21 3.6.1 传动比条件 .21 3.6.2 邻接条件 .21 3.6.3 同心条件 .22 3.6.4 装配条件 .22 3.7 啮合参数 .22 3.8 齿轮几何尺寸计算 .22 3.9 传动效率计算 .23 3.10 结构设计 .23 3.11 轴承设计及校核 .23 3.11.1 第一级行星轮轴承校核 .24 3.11.2 第二级行星轮轴承校核 .24 3.11.3 第三级行星轮轴承校核 .25 3.11.4 输出轴轴承载荷校核 .25 3.12 轴的强度校核 .26 3.12.1 太阳轮轴强度计算 .26 3.12.2 行星轮轴强度计算 .27 3.13 鼓形齿联轴器接触强度计算 .27 3.13.1 第二级鼓形齿联轴器 .27 3.13.2 第三级鼓形齿联轴器 .28 3.14 花键轴挤压强度校核 .29 四、润滑和密封 .29 五、运行和质量认可测试 .29 4 5.1 空载试验 .29 5.2 极端过载试验 .29 5.3 疲劳测试 .29 5.4 低温冲击试验 .30 六、环境条件 .30 七、防腐 .30 参考文献: .30 5 一、应用 本手册是 FD70A/FD77A 风力发电机偏航减速器的结构说明和生产规范。 变桨减速器的主要作用是驱动变桨控制齿轮箱,用于调节风力发电机输出功率。当控 制系统的测量实际功率值与设定值不匹配时,每只风轮叶片可以绕它的纵向轴旋转。其工 作特点是间歇工作起停较为频繁,传递扭矩较大,传动比较高。 因其工作特点以及安装位置的限制,本设计采用三级行星齿轮减速机构。 二、技术参数 2.1 齿轮箱 设计:带方便电机连接法兰(B5)的低齿隙同轴行星齿轮箱。 偏心率:小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离 1.5mm(不是对中) 。 减速比:i=155.4 驱动电机旋转速度:额定:n 速度 =2420rpm 运行:n 运行 =01700rpm 最大:n 最大 =4000rpm 效率:0.9 电机法兰:A250 2.2 材料 小齿轮:18Cr2Ni4W ,表面渗碳处理 轴承箱体:20CrMnTi 其他箱体:20CrMnTi 2.3 大齿环和小齿轮 齿轮类型:内啮合部正齿,正常压力角 20,基准齿廓符合 DIN 867 转轴中心距:744mm 2.3.1 大齿环齿轮 模数:12mm 齿数 z2:-139 齿宽 b:100mm 齿形修正 x2*m:-6mm 按 DIN3990 齿形质量:DIN 3967/12 e 27 齿面硬度:HRC50+5/475 HV 10 Rht=1.4 +0.8mm (齿侧和齿根部硬度) 2.3.2 小齿轮 模数:12mm 齿数:z 1=15 齿宽 b=100mm 齿形修正 x1*m:6mm 按 DIN3990 齿形质量:DIN 3967/7 e 26,Ra 最小=3.2 磨亮 齿面硬度 HRC58+4/600 HV 10 Rht=1.4+0.8mm(齿侧和齿根部硬度) 修形:制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议,并且由东方汽轮机厂决定。 6 2.4 小齿轮轴承 小齿轮轴承应采用一个小的预加载圆锥滚子轴承。 2.5 载荷 2.5.1 小齿轮力矩 M 最大力矩 10500Nm 变化范围:M 运行 8300Nm 负荷循环次数:n=2.0*10 8 2.5.2 轴承设计的载荷 齿轮的平均扭矩: Mgear outlet=4150Nm 轴承额定寿命:L requ=66500h 2.5.3 电动机总量载荷 直流电机安装在齿轮箱的 B5 法兰上。电机的总量是 85Kg。电机的重心在离 B5 法兰 大约 500mm 处。在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩,负荷周期大约为 次循环。801.n 由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用。这个额定激 励力矩能根据周期为 n=1.8*108 负荷循环情况进行估计,然后再加上自重加速度为 a=1g=9.81m/s2 三、传动系设计及校核 3.1 已知条件 额定输入功率:6.5 kW 额定输入转速:1700 rpm 额定输出转速:10.94 rpm 总传动比:155.4 效率: 0.9 3.2 方案设计 3.2.1 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动,减速比大、传动效率高、结 构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中 1、2、3 级行星轮个数为 3 个。 各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用 花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 综合考虑设计、制造及安装位置限制等因素,选择 3 级 NGW 型行星减速器。 第一级选用行星架浮动; 第二级选用太阳轮与行星架同时浮动; 7 第三级选用太阳轮浮动。 3.2.2 齿形及精度 因属于低速传动,采用齿形角 的直齿轮传动,精度定为 6 级。20n 3.2.3 齿轮材料及其性能 1 太阳轮和行星轮采用硬齿面,内齿轮用软齿面,以提高承载能力、减小尺寸。三级都 采用相同的材料搭配。 太阳轮: 20CrMnTi,渗碳淬火回火,表面硬度 HRC5662, Hlim=1500Nmm-2、 Flim=470 Nmm-2 行星轮: 20CrMnTi,表面淬火,渗碳淬火回火,表面硬度 HRC5662, Hlim=1500Nmm-2- 、 Flim=470 Nmm-2。因双向转动,实际 Flim=470*0.8=376 Nmm-2 内齿圈: 20CrMnTi,齿面渗碳淬火 HRC5660., Hlim=1500 Nmm-2、 Flim=470 Nmm-2 3.2.4 配齿及传动比计算 表 1 分配传动比及各级配齿 传动级 za 小齿轮 zc 行星齿轮 zb 内齿轮 传动比baxi行星数pn模数 m 第一级 17 43 103 7.0588 3 2 第二级 17 31 79 5.6471 3 2.5 第三级 20 19 58 3.9000 3 4 实际总传动比为: 46.15 90.3647.5.08321 z总 3.3 齿轮参数初步确定 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 2 (3-1)3lim21FdsAmnzYKT 3.3.1.1 估算第一级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )26.12mA0 (载荷平稳) 2K (尺寸精度为 6 级,转速超过 300r/min)35.cF Nm51.3170.94KWIPT 8 Nm0.145.36cFsIAKCT , ( ), 48.2aY.Sa23.45.182SaFsY735.041db ,取 mm2.13765.0.4216.3321 FpdsAmnzYKT nm 3.3.1.2 估算第二级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )6.2m (载荷平稳)1K (尺寸精度为 6 级,转速低于 300r/min)cF Nm25708.531iTI Nm61327cFscFsIAKC , ( ),8.aY54.1Sa203.45.182SaFsY8.21db ,取 mm26.3715.0.46.32321 FpdsAmnzYKT 5.2nm 3.3.1.3 估算第三级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )6.2m (载荷平稳)1K (尺寸精度为 6 级,转速低于 300r/min)cF Nm1457.25iTII Nm8314cFsIAKC , ( ),8.2FaY5.Sa203.45.182SaFsY 9 59.07641db mm,取 mm6.372.48.23321 FpdsAmnzYKT 4nm 3.3.2 各级主要几何尺寸 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm34ad 行星轮分度圆直径: mm86c 内齿圈分度圆直径: mm20b 齿宽: mm25b 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm5.42ad 行星轮分度圆直径: mm7c 内齿圈分度圆直径: mm.19b 齿宽: mm25b 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm80ad 行星轮分度圆直径: mm76c 内齿圈分度圆直径: mm24b 齿宽: mm45b 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 3.4.1 第一级疲劳强度校核 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 5: ubdFZKZtEHVABH 1 10 式中 101BZ 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 132.1HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 17617.43172.8cos1.3 az 189.067.4Z 201 N21781.34562020CHAItKcdTF mm5b 22.217432zu N/mm2573.215347819.0815.2.01. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 6: FVASaFntF KYbm 式中 N2182315.3462020CFAItKcdT mm5b mmnm 11 , 2395.2FaY36.2Fac , 2441S81S 17617.43172.8cos2.38 az 1974.061.5075.0Y 251 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 13195.2.1FbF 140.K N/mm27319.051.74.0519.2583 FVASaFntFa KYbm N/mm26419.051.74.06813.258 FVASacFntFcYb 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 13.1HbH 140.K 12 155.2HZ 162/8.19mNE 17837.10432.81cos.3 bcz 1849.07.4Z 201 N21781.34562020CHAItKcdTF mm5b 22 .24312zu N/mm2104.25867149.0815.2.01. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 式中 N2182315.3462020CFAItKcdT mm5b mmnm 2303.2FabY 2465S 17837.10432.81cos12.38 bcz 1965.037.507.5.0Y 13 251Y 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 130915.1FbF 140.K N/mm2819.051.658.0253.28 FVASabFntFb KYm 3.4.2 第二级疲劳强度校核 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 131768.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1758.1372.81cos.3 az 1897.05.14Z 201 14 N2140315.427020CHAItKcdTF mm5b 22 8.17312zu N/mm217482.5.42031897.015.20176.11 ubdFZKZtEHVABHA 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: FVASaFntF KYbm 式中 N2140315.427020CHAItKcdT mm5b mm.nm , 2392FaY54.2Fac , 24 54.1S631S 1758.1372.81cos2.8 az 197.05.07.5.0Y 251 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 13178.11FbF 140.K 15 N/mm271.172.05419.25403 FVASaFntFa KYbm N/mm24817.172.063154.203 FVASacFntFcYb 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 1391.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 17817.9312.81cos.3 bcz 1853.087.14Z 201 N2140315.427020CHAItKcdTF mmb 22 .31792zu 16 N/mm24985.21.7403185.0195.209.1. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 式中 N2140315.427020CHAItKcdT mm5b mm.nm 23032FabY 2465.S 17817.9312.81cos12.38 bcz 196.07.5075.0Y 251 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 1391.1.1FbF 140.K N/mm27910.163.0523.52401 FVASabFntFb KYm 17 3.4.3 第三级疲劳强度校核 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 13752.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1752.1920.381cos.3 az 1890.52.14Z 201 N211208338045220CHAItKcdTF mm5b 22 .1912zu N/mm21405.4812390.815.2017.11 ubdFZKZtEHVABHA 18 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: FVASaFntF KYbm 式中 N211208338045220CHAItKcdT mm45b mmnm , 2381.2FaY85.2Fac , 2454S4S 1752.1920.381cos2.381 az 197.052.07.5.0Y 251 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1362.11FbF 140.K N/mm2716.1.73.05418.245103 FVASaFntFa KYbm N/mm27516.173.05418.245103 FVASacFntFcYb 19 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1385.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1776.15892.381cos.3 bcz 186.07.14Z 201 N211208338045220CHAItKcdTF mmb 22 5.31982zu N/mm268905.3147612883.0195.208.1. 1 ubdFZKZtEHVABHA 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 20 式中 N211208338045220CHAItKcdTF mm45b mmnm 2303.2FabY 2465S 1776.15892.381cos12.38 bcz 19675.0.507.5.0Y 251 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1385.11FbF 140.K N/mm2941085.1675.0253.41208 FVASabFntFb KYm 表 2 各级轮系强度校核表( N/mm2) 级数 计算接触强度 H接触强度安全系 数 HS计算弯曲强度 F弯曲强度安全系 数 FS 太阳轮 577 2.60 73 6.44 行星轮 577 2.60 64 5.88 第 1 级 内齿轮 210 7.14 81 5.80 太阳轮 1174 1.28 272 1.73 行星轮 1174 1.28 248 1.52 第 2 级 内齿轮 498 3.01 279 1.68 太阳轮 1244 1.21 271 1.73 行星轮 1244 1.21 275 1.37 第 3 级 内齿轮 689 2.18 294 1.60 21 3.5 齿轮静强度校核 考虑到传动系的瞬时过载,按各级 Tmax=1.5T 进行静强度校核。 对 20CrMnTi, Mpa25.68375.0s 第一级太阳轮 Mpa4.102maxF 第一级行星轮 Mpa7.9axF 第二级太阳轮 Mpa.35maxF 第二级行星轮 Mpa7.10axF 第三级太阳轮 Mpa6.3maxF 第三级行星轮 Mpa2.9axF 3.6 传动装配条件验算 3.6.1 传动比条件 各级齿轮齿数的选择均满足所给定的传动比要求。 3.6.2 邻接条件 必须保证相邻两行星轮互不相碰,并留有大于 0.5 倍模数的间隙。 26 表 3 各级传动邻接条件表 参数 级数 acd pacn180si2 邻接条件 第一级 90 60 103.9 满足 第二级 82.5 60 103.9 满足 第三级 84 78 135 满足 3.6.3 同心条件 为了保证正确的啮合,各对啮合齿轮之间的中心距必须相等。即 ,CBAa 22 27。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足同心条件。cABzz2 3.6.4 装配条件 保证各行星轮均能均布地安装于两中心齿轮之间,并且与两个中心轮啮合良好,没有错 位现象。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足装配条件。 3.7 啮合参数 各级齿轮副间均采用标准传动。 3.8 齿轮几何尺寸计算 表 4 第一级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2 2 2 2 压力角 20 20 20 3 变位系数 0 0 0 4 分度圆直径 mm 34 86 206 5 齿顶高 mm 2 2 2 6 齿根高 mm 2.5 2.5 2.5 7 齿顶圆直径 mm 38 90 210 8 齿根圆直径 mm 29 81 201 9 基圆直径 mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距 mm 60 60 11 齿顶圆压力角 32.77 26.12 22.81 12 重合度 1.617 1.72 表 5 第二级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2.5 2.5 2.5 2 压力角 20 20 20 3 分度圆直径 mm 42.5 77.5 197.5 4 齿顶高 mm 2.5 2.5 2.5 5 齿根高 mm 3.125 3.125 3.125 6 齿顶圆直径 mm 47.5 82.5 202.5 7 齿根圆直径 mm 36.25 71.25 191.25 8 基圆直径 mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距 mm 60 60 10 齿顶圆压力角 32.77 28.02 23.58 11 重合度 1.588 1.94 表 6 第三级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 4 4 4 2 压力角 20 20 20 23 3 分度圆直径 mm 80 76 240 4 齿顶高 mm 4 4 4 5 齿根高 mm 5 5 5 6 齿顶圆直径 mm 88 84 248 7 齿根圆直径 mm 70 66 230 8 基圆直径 mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距 mm 78 78 10 齿顶圆压力角 31.33 31.78 24.58 11 重合度 1.552 1.94 3.9 传动效率计算 28 第一级传动效率: 9785.016.21XBABAXi 第二级传动效率: .XBABAXi 第三级传动效率: 981.0345.121XBABAXi 总啮合效率: .98.07.985.0 3.10 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动,减速比大、传动效率高、结 构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中 1、2、3 级行星轮个数为 3 个。 各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用 花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 3.11 轴承设计及校核 表 7 各级行星轮轴承选择及额定载荷 29 型号 基本额定动载荷 (KN)rC基本额定静载荷 (KN)0rC 输入轴轴承 16010 16.1 13.1 第一级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第二级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第三级行星轮轴承 NA4906 25.5 35.5 输出轴左侧轴承 NU1022 115 155 输出轴右侧轴承 33119 298 498 3.11.1 第一级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: 24 N78ttCAtF 单个轴承所受力为: N, N0a78tACrF 冲击载荷系数 ,考虑轻微冲击,取df 2.1df 对于深沟球轴承 16004,当量动载荷为: N3094)781(2.)( ardYFXfP 轴承寿命为: 80 045.10.)5.743()1( nizIac 计算额定动载荷为: NPCr 37.91 36836rrC375901 计算当量静载荷为: N31780rF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 32S10S 计算额定静载荷为: N7810rrPCrrC007845 第一级行星轮轴承 16004 通过校核。 3.11.2 第二级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N4031ttCAtF 单个轴承所受力为: N, NatACr 冲击载荷系数 ,取df1df 对于深沟球轴承 16004,当量动载荷为: N4031)1()( ardYFXfP 轴承寿命为: 8 80 0947.5.71)64.5317()( Iacinzn 计算额定动载荷为: N21. 36836 PCrrrC8527901 计算当量静载荷为: N40310rF 25 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取0S10S 计算额度静载荷为: N430rrPCrrC0104315 第二级行星轮轴承 16004 通过校核。 3.11.3 第三级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N12083ttCAtF 单个轴承所受力为: N, N a12083tACrF 冲击载荷系数 ,取dfdf 对于滚针轴承 NA4906,当量动载荷为: N12083rdfP 轴承寿命为: 80 .647.50.1)9321()( IIacinzn 计算额定动载荷为: N193.81 6836 PCrrrC1769250 计算当量静载荷为: N20830rF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取S10S 计算额定静载荷为: N0rrPCrrC01208335 第三级行星轮轴承 NA4906 通过校核。 3.11.4 输出轴轴承载荷校核 输出转矩: N.m5673IVT 输出小齿轮分度圆上名义切向力: N63018.572小 齿 轮 dTFIVt 输出小齿轮名义径向力: N942tan630tanr 26 齿轮合成受力为 N67082946302rtF 根据输出轴的合成力矩平衡条件: 输出轴左端轴承所受径向力: N,由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承5r NJ1020 和一个深沟球轴承 61824,所以每个轴承所受径向力: N,3265rF N03265rPF 输出轴右端轴承所受径向力: N,由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承13249rF 352217X2,所以单个轴承所受最大径向力: N, N67r06174rPF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取0S0S 计算左端 NJ1020 轴承额定静载荷为: N325rrC0 012365r rC 输出轴左侧轴承 NJ1020 通过校核。 计算左端 61824 轴承额定静载荷为: N03265rrSP0 032965r rC 输出轴左侧轴承 61824 通过校核。 计算右端 352217X2 额定静载荷为: N06174rrS01 056174r rC 输出轴右侧轴承 352217X2 通过校核。 3.12 轴的强度校核 3.12.1 太阳轮轴强度计算 按转矩太阳轮轴最小轴径: mm333 62.0159nPdT 由于太阳轮轴采用 20CrMnTi,所以 52MPa,计算结果见下表: 表 8 太阳轮轴计算 27 参数 级数 太阳轮轴最小轴径 mm 实际太阳轮轴径 mm 第 1 级太阳轮轴 15.2 28 第 2 级太阳轮轴 29.2 35 第 3 级太阳轮轴 50 50 3.12.2 行星轮轴强度计算 行星轴按心轴弯矩进行校核: mm34311 - 三级行星齿轮减速器设计说明书 2 目 录 一、应用 .5 二、技术参数 .5 2.1 齿轮箱 .5 2.2 材料 .5 2.3 大齿环和小齿轮 .5 2.3.1 大齿环齿轮 .5 2.3.2 小齿轮 .5 2.4 小齿轮轴承 .6 2.5 载荷 .6 2.5.1 小齿轮力矩 .6 2.5.2 轴承设计的载荷 .6 2.5.3 电动机总量载荷 .6 三、传动系设计及校核 .6 3.1 已知条件 .6 3.2 方案设计 .6 3.2.1 结构设计 .6 3.2.2 齿形及精度 .7 3.2.3 齿轮材料及其性能 1.7 3.2.4 配齿及传动比计算 .7 3.3 齿轮参数初步确定 .7 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 .7 3.3.1.1 估算第一级法向模数 .7 3.3.1.2 估算第二级法向模数 .8 3.3.1.3 估算第三级法向模数 .8 3.3.2 各级主要几何尺寸 .9 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 .9 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 .9 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 .9 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 .10 3.4.1 第一级疲劳强度校核 .10 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 .10 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .11 3 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 .12 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .12 3.4.2 第二级疲劳强度校核 .13 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 .13 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .14 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 .15 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .16 3.4.3 第三级疲劳强度校核 .17 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 .17 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 .18 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 .19 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 .20 3.5 齿轮静强度校核 .21 3.6 传动装配条件验算 .21 3.6.1 传动比条件 .21 3.6.2 邻接条件 .21 3.6.3 同心条件 .22 3.6.4 装配条件 .22 3.7 啮合参数 .22 3.8 齿轮几何尺寸计算 .22 3.9 传动效率计算 .23 3.10 结构设计 .23 3.11 轴承设计及校核 .23 3.11.1 第一级行星轮轴承校核 .24 3.11.2 第二级行星轮轴承校核 .24 3.11.3 第三级行星轮轴承校核 .25 3.11.4 输出轴轴承载荷校核 .25 3.12 轴的强度校核 .26 3.12.1 太阳轮轴强度计算 .26 3.12.2 行星轮轴强度计算 .27 3.13 鼓形齿联轴器接触强度计算 .27 3.13.1 第二级鼓形齿联轴器 .27 3.13.2 第三级鼓形齿联轴器 .28 3.14 花键轴挤压强度校核 .29 四、润滑和密封 .29 五、运行和质量认可测试 .29 4 5.1 空载试验 .29 5.2 极端过载试验 .29 5.3 疲劳测试 .29 5.4 低温冲击试验 .30 六、环境条件 .30 七、防腐 .30 参考文献: .30 5 一、应用 本手册是 FD70A/FD77A 风力发电机偏航减速器的结构说明和生产规范。 变桨减速器的主要作用是驱动变桨控制齿轮箱,用于调节风力发电机输出功率。当控 制系统的测量实际功率值与设定值不匹配时,每只风轮叶片可以绕它的纵向轴旋转。其工 作特点是间歇工作起停较为频繁,传递扭矩较大,传动比较高。 因其工作特点以及安装位置的限制,本设计采用三级行星齿轮减速机构。 二、技术参数 2.1 齿轮箱 设计:带方便电机连接法兰(B5)的低齿隙同轴行星齿轮箱。 偏心率:小齿轮和驱动轴与装配法兰中心偏离 1.5mm(不是对中) 。 减速比:i=155.4 驱动电机旋转速度:额定:n 速度 =2420rpm 运行:n 运行 =01700rpm 最大:n 最大 =4000rpm 效率:0.9 电机法兰:A250 2.2 材料 小齿轮:18Cr2Ni4W ,表面渗碳处理 轴承箱体:20CrMnTi 其他箱体:20CrMnTi 2.3 大齿环和小齿轮 齿轮类型:内啮合部正齿,正常压力角 20,基准齿廓符合 DIN 867 转轴中心距:744mm 2.3.1 大齿环齿轮 模数:12mm 齿数 z2:-139 齿宽 b:100mm 齿形修正 x2*m:-6mm 按 DIN3990 齿形质量:DIN 3967/12 e 27 齿面硬度:HRC50+5/475 HV 10 Rht=1.4 +0.8mm (齿侧和齿根部硬度) 2.3.2 小齿轮 模数:12mm 齿数:z 1=15 齿宽 b=100mm 齿形修正 x1*m:6mm 按 DIN3990 齿形质量:DIN 3967/7 e 26,Ra 最小=3.2 磨亮 齿面硬度 HRC58+4/600 HV 10 Rht=1.4+0.8mm(齿侧和齿根部硬度) 修形:制造商应给出能够得到最好的传动效果的建议,并且由东方汽轮机厂决定。 6 2.4 小齿轮轴承 小齿轮轴承应采用一个小的预加载圆锥滚子轴承。 2.5 载荷 2.5.1 小齿轮力矩 M 最大力矩 10500Nm 变化范围:M 运行 8300Nm 负荷循环次数:n=2.0*10 8 2.5.2 轴承设计的载荷 齿轮的平均扭矩: Mgear outlet=4150Nm 轴承额定寿命:L requ=66500h 2.5.3 电动机总量载荷 直流电机安装在齿轮箱的 B5 法兰上。电机的总量是 85Kg。电机的重心在离 B5 法兰 大约 500mm 处。在运行期间的旋转运动给了整个齿轮箱变化的重力矩,负荷周期大约为 次循环。801.n 由电机自重的激励引起的力矩和风机在恶劣环境下产生的力矩叠加作用。这个额定激 励力矩能根据周期为 n=1.8*108 负荷循环情况进行估计,然后再加上自重加速度为 a=1g=9.81m/s2 三、传动系设计及校核 3.1 已知条件 额定输入功率:6.5 kW 额定输入转速:1700 rpm 额定输出转速:10.94 rpm 总传动比:155.4 效率: 0.9 3.2 方案设计 3.2.1 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动,减速比大、传动效率高、结 构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中 1、2、3 级行星轮个数为 3 个。 各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用 花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 综合考虑设计、制造及安装位置限制等因素,选择 3 级 NGW 型行星减速器。 第一级选用行星架浮动; 第二级选用太阳轮与行星架同时浮动; 7 第三级选用太阳轮浮动。 3.2.2 齿形及精度 因属于低速传动,采用齿形角 的直齿轮传动,精度定为 6 级。20n 3.2.3 齿轮材料及其性能 1 太阳轮和行星轮采用硬齿面,内齿轮用软齿面,以提高承载能力、减小尺寸。三级都 采用相同的材料搭配。 太阳轮: 20CrMnTi,渗碳淬火回火,表面硬度 HRC5662, Hlim=1500Nmm-2、 Flim=470 Nmm-2 行星轮: 20CrMnTi,表面淬火,渗碳淬火回火,表面硬度 HRC5662, Hlim=1500Nmm-2- 、 Flim=470 Nmm-2。因双向转动,实际 Flim=470*0.8=376 Nmm-2 内齿圈: 20CrMnTi,齿面渗碳淬火 HRC5660., Hlim=1500 Nmm-2、 Flim=470 Nmm-2 3.2.4 配齿及传动比计算 表 1 分配传动比及各级配齿 传动级 za 小齿轮 zc 行星齿轮 zb 内齿轮 传动比baxi行星数pn模数 m 第一级 17 43 103 7.0588 3 2 第二级 17 31 79 5.6471 3 2.5 第三级 20 19 58 3.9000 3 4 实际总传动比为: 46.15 90.3647.5.08321 z总 3.3 齿轮参数初步确定 3.3.1 按弯曲强度估算各级齿轮法向模数 2 (3-1)3lim21FdsAmnzYKT 3.3.1.1 估算第一级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )26.12mA0 (载荷平稳) 2K (尺寸精度为 6 级,转速超过 300r/min)35.cF Nm51.3170.94KWIPT 8 Nm0.145.36cFsIAKCT , ( ), 48.2aY.Sa23.45.182SaFsY735.041db ,取 mm2.13765.0.4216.3321 FpdsAmnzYKT nm 3.3.1.2 估算第二级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )6.2m (载荷平稳)1K (尺寸精度为 6 级,转速低于 300r/min)cF Nm25708.531iTI Nm61327cFscFsIAKC , ( ),8.aY54.1Sa203.45.182SaFsY8.21db ,取 mm26.3715.0.46.32321 FpdsAmnzYKT 5.2nm 3.3.1.3 估算第三级法向模数 (3-1)式中: (直齿轮 )6.2m (载荷平稳)1K (尺寸精度为 6 级,转速低于 300r/min)cF Nm1457.25iTII Nm8314cFsIAKC , ( ),8.2FaY5.Sa203.45.182SaFsY 9 59.07641db mm,取 mm6.372.48.23321 FpdsAmnzYKT 4nm 3.3.2 各级主要几何尺寸 3.3.2.1 第一级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm34ad 行星轮分度圆直径: mm86c 内齿圈分度圆直径: mm20b 齿宽: mm25b 3.3.2.2 第二级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm5.42ad 行星轮分度圆直径: mm7c 内齿圈分度圆直径: mm.19b 齿宽: mm25b 3.3.2.3 第三级主要几何尺寸 太阳轮分度圆直径: mm80ad 行星轮分度圆直径: mm76c 内齿圈分度圆直径: mm24b 齿宽: mm45b 3.4 各级齿轮疲劳强度校核 3.4.1 第一级疲劳强度校核 3.4.1.1 第一级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力 5: ubdFZKZtEHVABH 1 10 式中 101BZ 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 132.1HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 17617.43172.8cos1.3 az 189.067.4Z 201 N21781.34562020CHAItKcdTF mm5b 22.217432zu N/mm2573.215347819.0815.2.01. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.1.2 第一级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力 6: FVASaFntF KYbm 式中 N2182315.3462020CFAItKcdT mm5b mmnm 11 , 2395.2FaY36.2Fac , 2441S81S 17617.43172.8cos2.38 az 1974.061.5075.0Y 251 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 13195.2.1FbF 140.K N/mm27319.051.74.0519.2583 FVASaFntFa KYbm N/mm26419.051.74.06813.258 FVASacFntFcYb 3.4.1.3 第一级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 13.1HbH 140.K 12 155.2HZ 162/8.19mNE 17837.10432.81cos.3 bcz 1849.07.4Z 201 N21781.34562020CHAItKcdTF mm5b 22 .24312zu N/mm2104.25867149.0815.2.01. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.1.4 第一级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 式中 N2182315.3462020CFAItKcdT mm5b mmnm 2303.2FabY 2465S 17837.10432.81cos12.38 bcz 1965.037.507.5.0Y 13 251Y 110.AK m/s, 126.260)417(36)( xaXndv 05.1VK 130915.1FbF 140.K N/mm2819.051.658.0253.28 FVASabFntFb KYm 3.4.2 第二级疲劳强度校核 3.4.2.1 第二级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 131768.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1758.1372.81cos.3 az 1897.05.14Z 201 14 N2140315.427020CHAItKcdTF mm5b 22 8.17312zu N/mm217482.5.42031897.015.20176.11 ubdFZKZtEHVABHA 3.4.2.2 第二级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: FVASaFntF KYbm 式中 N2140315.427020CHAItKcdT mm5b mm.nm , 2392FaY54.2Fac , 24 54.1S631S 1758.1372.81cos2.8 az 197.05.07.5.0Y 251 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 13178.11FbF 140.K 15 N/mm271.172.05419.25403 FVASaFntFa KYbm N/mm24817.172.063154.203 FVASacFntFcYb 3.4.2.3 第二级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 1391.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 17817.9312.81cos.3 bcz 1853.087.14Z 201 N2140315.427020CHAItKcdTF mmb 22 .31792zu 16 N/mm24985.21.7403185.0195.209.1. ubdFZKZtEHVABHA 3.4.2.4 第二级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 式中 N2140315.427020CHAItKcdT mm5b mm.nm 23032FabY 2465.S 17817.9312.81cos12.38 bcz 196.07.5075.0Y 251 110.AK m/s, 124.060)32(5.46)( xaXndv 0.1VK 1391.1.1FbF 140.K N/mm27910.163.0523.52401 FVASabFntFb KYm 17 3.4.3 第三级疲劳强度校核 3.4.3.1 第三级外啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 13752.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1752.1920.381cos.3 az 1890.52.14Z 201 N211208338045220CHAItKcdTF mm5b 22 .1912zu N/mm21405.4812390.815.2017.11 ubdFZKZtEHVABHA 18 3.4.3.2 第三级外啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: FVASaFntF KYbm 式中 N211208338045220CHAItKcdT mm45b mmnm , 2381.2FaY85.2Fac , 2454S4S 1752.1920.381cos2.381 az 197.052.07.5.0Y 251 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1362.11FbF 140.K N/mm2716.1.73.05418.245103 FVASaFntFa KYbm N/mm27516.173.05418.245103 FVASacFntFcYb 19 3.4.3.3 第三级内啮合齿面接触疲劳强度 计算接触应力: ubdFZKZtEHVABH 1 式中 101BZ 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1385.11HbH 140.K 1552HZ 162/8.19mNE 1776.15892.381cos.3 bcz 186.07.14Z 201 N211208338045220CHAItKcdTF mmb 22 5.31982zu N/mm268905.3147612883.0195.208.1. 1 ubdFZKZtEHVABHA 3.4.3.4 第三级内啮合齿根弯曲疲劳强度 计算弯曲应力: 。只计算内齿轮。FVASaFntF KYbm 20 式中 N211208338045220CHAItKcdTF mm45b mmnm 2303.2FabY 2465S 1776.15892.381cos12.38 bcz 19675.0.507.5.0Y 251 110.AK m/s, 1213.06)4(806)( xaXndv 0.1VK 1385.11FbF 140.K N/mm2941085.1675.0253.41208 FVASabFntFb KYm 表 2 各级轮系强度校核表( N/mm2) 级数 计算接触强度 H接触强度安全系 数 HS计算弯曲强度 F弯曲强度安全系 数 FS 太阳轮 577 2.60 73 6.44 行星轮 577 2.60 64 5.88 第 1 级 内齿轮 210 7.14 81 5.80 太阳轮 1174 1.28 272 1.73 行星轮 1174 1.28 248 1.52 第 2 级 内齿轮 498 3.01 279 1.68 太阳轮 1244 1.21 271 1.73 行星轮 1244 1.21 275 1.37 第 3 级 内齿轮 689 2.18 294 1.60 21 3.5 齿轮静强度校核 考虑到传动系的瞬时过载,按各级 Tmax=1.5T 进行静强度校核。 对 20CrMnTi, Mpa25.68375.0s 第一级太阳轮 Mpa4.102maxF 第一级行星轮 Mpa7.9axF 第二级太阳轮 Mpa.35maxF 第二级行星轮 Mpa7.10axF 第三级太阳轮 Mpa6.3maxF 第三级行星轮 Mpa2.9axF 3.6 传动装配条件验算 3.6.1 传动比条件 各级齿轮齿数的选择均满足所给定的传动比要求。 3.6.2 邻接条件 必须保证相邻两行星轮互不相碰,并留有大于 0.5 倍模数的间隙。 26 表 3 各级传动邻接条件表 参数 级数 acd pacn180si2 邻接条件 第一级 90 60 103.9 满足 第二级 82.5 60 103.9 满足 第三级 84 78 135 满足 3.6.3 同心条件 为了保证正确的啮合,各对啮合齿轮之间的中心距必须相等。即 ,CBAa 22 27。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足同心条件。cABzz2 3.6.4 装配条件 保证各行星轮均能均布地安装于两中心齿轮之间,并且与两个中心轮啮合良好,没有错 位现象。本传动方案各级传动均按手册推荐选取,满足装配条件。 3.7 啮合参数 各级齿轮副间均采用标准传动。 3.8 齿轮几何尺寸计算 表 4 第一级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2 2 2 2 压力角 20 20 20 3 变位系数 0 0 0 4 分度圆直径 mm 34 86 206 5 齿顶高 mm 2 2 2 6 齿根高 mm 2.5 2.5 2.5 7 齿顶圆直径 mm 38 90 210 8 齿根圆直径 mm 29 81 201 9 基圆直径 mm 31.95 80.81 193.58 10 中心距 mm 60 60 11 齿顶圆压力角 32.77 26.12 22.81 12 重合度 1.617 1.72 表 5 第二级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 2.5 2.5 2.5 2 压力角 20 20 20 3 分度圆直径 mm 42.5 77.5 197.5 4 齿顶高 mm 2.5 2.5 2.5 5 齿根高 mm 3.125 3.125 3.125 6 齿顶圆直径 mm 47.5 82.5 202.5 7 齿根圆直径 mm 36.25 71.25 191.25 8 基圆直径 mm 39.94 72.83 185.59 9 中心距 mm 60 60 10 齿顶圆压力角 32.77 28.02 23.58 11 重合度 1.588 1.94 表 6 第三级传动齿轮副几何参数 序号 名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 1 模数 4 4 4 2 压力角 20 20 20 23 3 分度圆直径 mm 80 76 240 4 齿顶高 mm 4 4 4 5 齿根高 mm 5 5 5 6 齿顶圆直径 mm 88 84 248 7 齿根圆直径 mm 70 66 230 8 基圆直径 mm 75.17 71.41 225.53 9 中心距 mm 78 78 10 齿顶圆压力角 31.33 31.78 24.58 11 重合度 1.552 1.94 3.9 传动效率计算 28 第一级传动效率: 9785.016.21XBABAXi 第二级传动效率: .XBABAXi 第三级传动效率: 981.0345.121XBABAXi 总啮合效率: .98.07.985.0 3.10 结构设计 本行星齿轮减速箱在结构上采用 3 级 NGW 型行星传动,减速比大、传动效率高、结 构紧凑、承载能力大。 各级行星轮系都由太阳轮、行星轮和内齿圈构成,其中 1、2、3 级行星轮个数为 3 个。 各级之间,上一级的行星架与下一级太阳轮轴通过齿轮连轴器实现稳定连接。输出轴采用 花键实现扭矩的传递。本设计进行了各级齿轮连轴器和花键连接的强度校核。 3.11 轴承设计及校核 表 7 各级行星轮轴承选择及额定载荷 29 型号 基本额定动载荷 (KN)rC基本额定静载荷 (KN)0rC 输入轴轴承 16010 16.1 13.1 第一级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第二级行星轮轴承 16004 7.9 4.5 第三级行星轮轴承 NA4906 25.5 35.5 输出轴左侧轴承 NU1022 115 155 输出轴右侧轴承 33119 298 498 3.11.1 第一级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: 24 N78ttCAtF 单个轴承所受力为: N, N0a78tACrF 冲击载荷系数 ,考虑轻微冲击,取df 2.1df 对于深沟球轴承 16004,当量动载荷为: N3094)781(2.)( ardYFXfP 轴承寿命为: 80 045.10.)5.743()1( nizIac 计算额定动载荷为: NPCr 37.91 36836rrC375901 计算当量静载荷为: N31780rF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取 32S10S 计算额定静载荷为: N7810rrPCrrC007845 第一级行星轮轴承 16004 通过校核。 3.11.2 第二级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N4031ttCAtF 单个轴承所受力为: N, NatACr 冲击载荷系数 ,取df1df 对于深沟球轴承 16004,当量动载荷为: N4031)1()( ardYFXfP 轴承寿命为: 8 80 0947.5.71)64.5317()( Iacinzn 计算额定动载荷为: N21. 36836 PCrrrC8527901 计算当量静载荷为: N40310rF 25 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取0S10S 计算额度静载荷为: N430rrPCrrC0104315 第二级行星轮轴承 16004 通过校核。 3.11.3 第三级行星轮轴承校核 行星轮切向力为: N12083ttCAtF 单个轴承所受力为: N, N a12083tACrF 冲击载荷系数 ,取dfdf 对于滚针轴承 NA4906,当量动载荷为: N12083rdfP 轴承寿命为: 80 .647.50.1)9321()( IIacinzn 计算额定动载荷为: N193.81 6836 PCrrrC1769250 计算当量静载荷为: N20830rF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取S10S 计算额定静载荷为: N0rrPCrrC01208335 第三级行星轮轴承 NA4906 通过校核。 3.11.4 输出轴轴承载荷校核 输出转矩: N.m5673IVT 输出小齿轮分度圆上名义切向力: N63018.572小 齿 轮 dTFIVt 输出小齿轮名义径向力: N942tan630tanr 26 齿轮合成受力为 N67082946302rtF 根据输出轴的合成力矩平衡条件: 输出轴左端轴承所受径向力: N,由于左端轴承采用一个圆柱滚子轴承5r NJ1020 和一个深沟球轴承 61824,所以每个轴承所受径向力: N,3265rF N03265rPF 输出轴右端轴承所受径向力: N,由于右端轴承采用两个圆锥滚子轴承13249rF 352217X2,所以单个轴承所受最大径向力: N, N67r06174rPF 滚动轴承安全系数 按正常使用轴承取0S0S 计算左端 NJ1020 轴承额定静载荷为: N325rrC0 012365r rC 输出轴左侧轴承 NJ1020 通过校核。 计算左端 61824 轴承额定静载荷为: N03265rrSP0 032965r rC 输出轴左侧轴承 61824 通过校核。 计算右端 352217X2 额定静载荷为: N06174rrS01 056174r rC 输出轴右侧轴承 352217X2 通过校核。 3.12 轴的强度校核 3.12.1 太阳轮轴强度计算 按转矩太阳轮轴最小轴径: mm333 62.0159nPdT 由于太阳轮轴采用 20CrMnTi,所以 52MPa,计算结果见下表: 表 8 太阳轮轴计算 27 参数 级数 太阳轮轴最小轴径 mm 实际太阳轮轴径 mm 第 1 级太阳轮轴 15.2 28 第 2 级太阳轮轴 29.2 35 第 3 级太阳轮轴 50 50 3.12.2 行星轮轴强度计算 行星轴按心轴弯矩进行校核: mm3431
收藏
编号:16296140
类型:共享资源
大小:2.99MB
格式:ZIP
上传时间:2020-09-25
30
积分
- 关 键 词:
-
含CAD图纸+文档
机械
三级
行星
齿轮
减速器
设计
cad
图纸
文档
- 资源描述:
-
机械毕设-三级行星齿轮减速器设计【含CAD图纸+文档】,含CAD图纸+文档,机械,三级,行星,齿轮,减速器,设计,cad,图纸,文档
展开阅读全文
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
装配图网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。