卸船机用行星减速机的设计_毕业设计(编辑修改稿)

卸船机用行星减速机的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

（ m） 长 度 （ m） 卸船机用行星减速机的设计 12 宽 度 (m) 体 积 ( 3m ) 损 失 功 率 （ kw） 齿 宽 (m) 81 95 圆 周 速 度 (m/s) 卸船机是码头前沿的重大接卸设备，对系统的工作效率起着重要的作用，因此各大港口均按码头停靠最大船型，为达到系统最大生产率，选用高效、可靠的卸船机。 本次设计的减速器应用于卸船机，如果采用普通齿轮减速器，则需要满足 最大生产率、高效、可靠的要求。 由上图 22可知，小车式起重系统需要数台普通减速机构，而采用 2KH行星传动不仅效率高而且可以实现七种不同工况，综合考虑采用方案一 2KH行星传动机构 分配传动比 起升 机构传动比分配 根据已选定 2KH型行星齿轮传动简图，用 1表示周转轮系的有关参数，脚标 2表示定轴轮系的参数。 在此定轴轮系与周转轮系外啮合齿轮材料 ,齿面硬度相同。 要确定定轴轮系中各齿轮的齿数，关键在于合理分配轮系中各对齿轮的传动比。 在具体分配传动比时应注意以下问题： （ 1） 每一级齿轮的传动比要在其常用范围内选取。 齿轮传动比为 5~7。 （ 2） 当轮系的传动比过大时，为减少外轮廓尺寸和改善传动性能，通常采用多级传动。 当齿轮传动的传动比大于 8时，一般应该设计成两级传动；当传动比大于 30时，常设计成两级以上齿轮传动。 （ 3） 当轮系为 减速传动时（工程实际中的大多数情况），按照“前大后小”的原则分配传动比比较有利同时，为了使机构外轮廓尺寸协调和结构匀称，相邻两级传动比的差值不宜过大。 （ 4） 当设计 闭式齿轮减速时，为了润滑方便，应使各级传动中大齿轮都能浸入油中，且浸入的深度应大致相等，以防某个大齿轮浸入油过深增加搅油损耗。 根据这卸船机用行星减速机的设计 13 一条分配传动比时，高速级应大于低速级得传动比，通常低高 （ ii )~。 又 2KH（ NGW）型行星传动， 传动结构简图，如图 21所示。 传动比范围当 3pn 时 41  Hi 综合考虑 取 51i 又 i=13错误 !未指定书签。 51312 iii 因此，定轴传动比初定为 ，周转轮系传动比为 5。 行走机构传动比分配 同理根据起升开闭机构传动比取 i 又 i′ = !未指定书签。 39。 34  iii 因此，定轴传动总比初定为 ，周转轮系传动比为 又定轴传动部分又可分为第一级和第二级。 根据圆柱齿轮传动传动比分配原则 取 i 则  iii 卸船机用行星减速机的设计 14 第三章 行星齿轮传动的啮合计算 齿数的选择和计算 在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比 pi 来分配各轮的齿数。 在确定各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其有关的装配条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。 此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。 配齿计算 在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比 i来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮的主要任务之一。 查《机械设计手册 — 新版》表 ，取 n=3。 确定周转轮系各轮齿数，按总配齿 apHbaaHbaaHbaabga ZniZiZiZqZZZ :)1(:2 )2(::::  （ 31） 适当调整 5Hbai 使成为整数 aaaabga ZZZZqZZZ 35:4:23::::  取 30aZ 则 120bZ 45gZ 50q 确定定轴轮系各齿轮齿数，由起升开闭机构传动比进行配齿 i  ZZi 卸船机用行星减速机的设计 15 取 431Z 则 1122Z 采用斜齿传动螺旋角 14 根据小车行走机构传动比进行配齿 又 3564344  ZZi 取 353Z 则 644Z 采用斜齿传动螺旋角 39。 39。 4239。 2811  ZZi 取 345Z 则 1606Z 采用正常直齿传动螺旋角 0 验证配齿条件 行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定的条 件，才能进行正常传动。 这些条件包括传动比条件、邻接条件、同心条件、装配条件等等。 （ 1）验算传动比条件 由《机械设计手册 — 新版》表 ： 53012020  abHba ZZi （ 32） 即满足传动比条件。 （ 2）验算邻接条件 在设计行星传动中，为了提高承载能力 ，减少机构尺寸使其结构紧凑，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀地、对称地设置几个行星齿轮。 为使各行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆间有一定的间隙，称为邻接条件。 设相邻两个行星轮中心之间的距离为 L，最大行星齿轮齿顶圆直径为 agd ，则邻接条件为： agdL 卸船机用行星减速机的设计 16 即 agpag dna sin2 （ 33） 式中 pn —— 行星轮数目； aga —— ag啮合副中心距； agd —— 行星轮齿顶圆直径。 在周转轮系中： )222( 1*1 yxhZmd gagag  =225mm agpag dna  3s i n)4530(52s i n2  即满足邻接条件。 （ 3） 验算同心条件 行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。 为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的 各啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。 设 ag 啮合副中心距 aga ， gb 啮合副实际中心距 gba ，依同心条件，各对相互啮合齿轮的中心距应相等，即 gbag aa  (34) 对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位，中心距 210 ()2m z zaa 177。 ==，式中“ +”号用于外啮合，“ ”号用于内啮合。 因行星传动中通常各 齿轮模数都是相同的，依上式得 )(2/)(2/ gbga zzmzzm  (35) 得满足同心条件的表达关系式： abaHgabg ziz zzz ]2/)2[( 2/)(   } （ 36） 又 45gz 30az 120bz 起升开闭机构 5baHi 代入 36可知 满足同心条件。 卸船机用行星减速机的设计 17 （ 4）验 算装配条件 一般行星传动中，行星轮数目大于 1。 要使几个行星轮能均匀载入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为安装条件。 当行星轮个数 1pn 时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个 中心轮的相对位置就被确定了。 若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足一定的条件。 如图 31 所示，相邻两行星轮所夹的中心角为 2/pn。 设第一个行星 1g 在位置Ⅰ装 入并与两中心轮啮合，然后将行星架 H 顺时针转过 2/pn 角度，即让 1g 转到位置Ⅲ。 在这期间，中心轮 a 转过的角度 a 由传动比 baHi 确定，即 2 ba aHp in。 为了在位置Ⅰ装入行星轮 2g ，要求此时中心轮 a 在位置Ⅰ的相应齿轮和它转动 aj 角之前的位置完全相同。 也就是说中心轮a 转过的 a 必须为其周节所对的中心角的整倍数 M，即2/a aM z ，将 aj 值代入上式可得 2 ( 1 )2/b baHabpa aH a a ba p p pzi zn z i z z zMz n n n     整数 （ 37） 图 31 NWG型装配条件分析 由式（ 37） 50312030 w ba n ZZ为整数 所以满足装配条件。 卸船机用行星减速机的设计 18 几何尺寸计算 对于该 2KH 型行星齿轮传动可按表 31 中的计算公式进行其几何尺寸的计算。 各齿轮几何尺寸的计算结果见下表。 计算公式 太阳轮 a 行星轮 c 内齿轮 b 分度圆 直径 d mz 150d 225d 600d 基圆直径 cosbdd bd bd bd 齿顶圆 直径 外齿 *2 ( )aad d m h x y     160ad 235ad 610ad 内齿 *2 ( )aad d m h x y     590ad 齿根圆 直径 外齿 2 ( )fad d m h c x    fd fd fd 内齿 2 ( )fad d m h c x    fd 啮合效率计算 根据已知条件，此时的效率 21 1 —— 定轴部分效率 2 — — 周转轮系效率 查参考文献 [11]表 17 可得  卸船机用行星减速机的设计 19 行星传动效率计算：减速器全部采用滚动轴承，为了计算简便，这里对轴承损失系数和油阻系数未单独进行计算，只由 [10]图 247 查的的摩擦系数取为 ，以 及 HB、 Hs系数的影响。 于是，传动损失系数 HzbHzaH  。 ag 副啮合的损失系数： 012 )451301()11(  gaHza zz bg 副啮合的损失系数： 00 70 )120 1301()11(  bgHzb zz  HzbHzaH  当固定大太阳轮 b 时 12030111HbaHbaH i 当固定 a 时 30120111HabHbaH i 当 a、 b 为主动行星架 H为从动时 )()130120()(7351)1(13 HHHabHaninn 卸船机用行星减速机的设计 20 行 走机构 （ 1）齿轮副 4239。 2811,4,63,35 21  mmmzz n。 中心距为 mmmmzzma n 200)6335(4239。 2811c os2 4)(c os2 21   mmzmd nn os 11   mmmmmhzmd nanna ][2c os *11   跨测齿数： 4k ，公法线长度及偏差为 mmmminvmW nnnn os)[4c os]z 0 . 5 )(k[   mmzmd n os 22   mmmmmhzmd nanna ][2c os *22   跨测齿数： 8k ，公法线长度及偏差为 mmmminvmW nnnn os)[4c os]z 0 . 5 )(k[   （ 2）齿轮副 0,5,160,34 43  mmmzz。 中心距为 mmmmzzma 485)16034(25)(43  mmmmmzd 1 7 034533  mmmmmhmzd aa 1 8 05123452 *33  跨测齿数： 4k ，公法线长度及偏差为 卸船机用行星减速机的设计 21 mmmminvmW nn os)[5c os]z 0 .5 )(k[   mmmmmzd 800160544  mmmmmhmzd aa 81051216052 *44  跨测齿数： 18k ，公。