螺旋输送机毕业设计论文.doc

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1、模具设计与制造自考本科毕业设计题 目: 螺旋输送机 学生姓名： 准考证号： 080112200466 材 料 目 录序号名 称数量备 注1毕业设计开题报告12毕业设计13毕业设计成绩评定表1起止日期： 2012年11月 18 日 至 2012 年 12 月 20 日摘 要根据我对日常生活的观察，以及在大学阶段的各个实习，最后选定毕业设计题目为螺旋输送机的设计。其原理为：当电动机驱动螺旋轴回转时，加入槽内的物料由于自重的作用，不能螺旋叶面旋转，但受着螺旋的轴向推力的作用，向着一个方向推进到卸料口处，物料被卸出，从而达到输送物料的目的。本输送机传动装置采用NGW型行星齿轮减速器传动，NGW型行星齿

2、轮减速器具有体积小、质量小、传动比大、承载能力大，以及传动平稳和效率高等优点。本毕业设计主要设计的是NGW型行星齿轮减速器的设计。首先通过确定其传动比，再到配齿计算，再确定NGW型行星齿轮减速器各个齿轮的尺寸及啮合参数，最后是行星传动的结构设计及均载机构的设计。通过本次设计，我对NGW型行星齿轮减速器的各个部分以及其设计过程都有了更加深入的理解。关键词：机螺旋输送机 NGW型行星齿轮减速器 均载机构AbstractAccording to my observation of daily life, as well as the various internship at the univers

3、ity stage, the final design selected topics for graduate - spiral conveyer design. Its principles are : When electric motors driven screw axis rotation, the inside of the materials themselves as role-not screw leaf surface, but once the spiral must thrust role toward a direction to the mouth of the

4、discharge Office of materials being discharged to reach carrier materials. The aircraft carrier transmission devices used NGW-planetary gear reducer transmission, NGW-planetary gear reducer with small size, quality small, transmission than large, large carrying capacity and a smooth and efficient tr

5、ansmission of higher advantages. The graduate design major design type planetary gear reducer is -NGW design. First, by defining its velocity ratio, and then to calculate the allocation of teeth, to determine the type of planetary gear reducer NGW various gear and mesh size parameters, planetary tra

6、nsmission is the final design and structure are reflected in the design of institutions. Through this design, I have a deeper understanding to NGW-planetary gear reducer and parts of the design process .Keyword：Spiral conveyer， NGW-planetary gear reducer，Balanced load institution 目录前言1第一章 行星齿轮传动概论21

7、.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点21.2 行星齿轮传动的符号21.3 行星齿轮传动的特点32 行星齿轮传动的配齿计算42.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件42.1.1 传动比条件42.1.2 邻接条件42.1.3 同心条件52.1.4 安装条件52.1.5 2Z-X(A)型行星传动73 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算103.1 标准直齿圆柱齿轮的基本参数104 行星齿轮传动的受力分析及强度计算134.1 行星齿轮传动的受力分析134.1.1 行星齿轮传动144.2 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力154.2.1 行星轮轴承上的作用力154.3齿轮、轴和轴承的强度校核16

8、4.3.1 齿轮的校核164.3.2 轴的校核164.3.3 轴承的校核175 行星齿轮传动的均载机构185.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析185.2 行星轮间载荷分布均匀的措施205.2.1 基本构件浮动的均载机构216 行星减速器的箱体设计246.1 箱体的结构及各个尺寸的计算数值如下：246.2.1 行星齿轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用246.2.2 行星齿轮减速器的润滑方式256.2.3 行星齿轮减速器齿轮润滑油的使用要求266.3 附件的选取266.4 轴承、键及联轴器的选取266.4.1 轴承的选取266.4.2 联轴器及键的选取277 螺旋输送机的设计计算287.1 GX螺旋

9、输送机各零部件构造分述如下：287.1.1 螺旋287.1.2 头节装置与尾节装置的结构307.1.3 机槽（机壳）307.2 GX型螺旋输送机的应用范围及优缺点317.2.1 螺旋输送机的应用范围317.2.2 螺旋输送机的优缺点317.3 螺旋输送机的选型设计计算318结论339致谢3410 参考文献35前言GX型螺旋输送机是工农业各部门机械化运输工作的主要机组，可使运输工作减轻劳动强度，提高工作效率，应用范围很广泛。适用于输送粉状、粒状及小块物料：如煤粉、水泥、矿沙、炉灰、石灰、化肥、苏打、食盐、砂糖、谷物、淀粉、棉子、麦芽、饲料、饲料、锯木宵等，因此在水泥厂、化肥厂、化工厂、铁厂、矿山

10、、糖厂、造纸厂、维尼龙厂、饲料公司、水利工场使用较多。其优点是结构简单、成本低、面积小、操作安全方便、在运输过程中能与外界隔离，是一种封闭的运输设备，它不仅可以水平运输，而且可以倾斜运输。螺旋输送机的传动部分采用行星齿轮传动。行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动。而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传功效率高的输送设备、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高(类型选用得当)等优点。因此，行

11、星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也获得了应用。它几乎可通用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。随着国民经济的日新月异的发展，螺旋输送机作为重要的输送设备，在祖国建设的各个角落都发挥着巨大的作用。第一章 行星齿轮传动概论1.1 行星齿轮传动的定义、符号及其特点齿轮传动在各种机器和机械设备中已获得了较广泛的应用。例如，起重机械、工程机械、冶金机械、建筑机械、石油机械、纺

12、织机械、机床、汽车、飞机、火炮、船舶利仪器、仪表中均采用了齿轮传动。在上述各种机器设备和机械传动装置中，为了减速、增速和变速等特殊用途，经常采用一系列互相啮合的齿轮所组成的传动系统，在机械原理中，便将上述的齿轮传动系统称之为轮系。在齿轮系中，既能自转又能公转的轮系称为行星齿轮系。1.2 行星齿轮传动的符号 在行星齿轮传动中较常用的符号如下。 n转速，以每分钟的转数来衡量的角速度，rmin 。角速度，以每秒弧度来衡量的角速度，rads。齿轮a的转速，rmin 。一一内齿轮b的转速，rmin。转臂x的转速，rmin。行星轮c的转速，rmin。a轮输入，b轮输出的传动比，即 =在行星齿轮传动中，构件

13、A相对于构件c的相对转速与构件B相对构件C的相对转速之比值，即 =在行星齿轮传动中，中心轮a相对于转臂x的相对转速与内齿轮b相对于转臂x的相对转速之比值，即 =1.3 行星齿轮传动的特点行星齿轮传动的主要持点如下。(1) 体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧凑。(2) 传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。(3) 传动比较大，可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动

14、的类型及配两方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。 (4) 运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深人地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前巳不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工

15、厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。应该指出，对于行星齿轮传动的设计者，不仅应该了解其优点，而且应该在自己的设计工作中，充分地发挥其优点，且把其缺点降低到最低的限度。从而设计出性能优良的行星齿轮传动装置。综上，根据原始条件可以确定所需用的输入功率为至此，可以确定所用的电动机的型号 Y160M-6可以确定本设计题目（螺旋输送机）的传动部分的设计方案NGW型 2Z-X（A）。行星轮数。2 行星齿轮传动的配齿计算2.1 行星齿轮传动中分配各轮齿数应满足的条件在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比ip来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮传动运动学的主要仟务之一。在确定行星齿轮传动的各轮

16、齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，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。2.1.1 传动比条件在行星齿轮传动中，各轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比的大小。例如，2zx(A)型行星传动，其各轮齿数与传动比的关系式为 =1-=1+可得=（-1）若令 Y=，则有 =Y-式中 给定的传动比且有=； Y系数，必须是个正整数； 中心轮a的齿数，一般，。2.1.2 邻接条件在设计行星齿轮传动时，为了进行功率分流，而提高其承载能力，同时也是为了减少其结构尺寸，使其结构紧凑，如图（2-1）经常在太阳轮a与内齿轮b(或e)之间，均匀地、对称地设

17、置几个行星轮c(或d)。为了使各行星轮不产生相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙即两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距L c ，即 2L c 2式中 、 分别为行星轮c的齿顶圆半径和直径；行星轮个数；图2-1 邻接条件a、c齿轮啮合副的中心距； L c相邻两个行星轮中心之间的距离。不等式(37)称为行星齿轮传动的邻接条件。间隙cL c的最小允许值取决于行且齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时的润滑油搅动损失。实际使用中，一般应取间隙值c05m，m为齿轮的模数。在此应该指出，邻接条件与行星轮个数有关，的多少，应受到其承载能力的限制。行星轮个数还应考虑到结构尺寸、均载条件和制造条

18、件等因素。一般，在行星齿轮传动中大都采用3个行轮。但是，当需要进一步提高其承载能力，减少行星齿轮传动的结构尺寸和质量时，在满足上述邻接条件的前提下允许采用3个行星轮的配置；不过还必须采取合理的均载措施。2.1.3 同心条件 在此讨论的同心条件只适用丁渐开线圆柱齿轮的行星齿轮传动。所谓同心条件就是出中心轮a、b(或e)与行星轮c(或d)的所有啮合齿轮副的实际中心距必须相等。对于2ZX(A)型行星齿轮传动，其同心条件为 2.1.4 安装条件在行星齿轮传动中，如果仅有一个行星轮，即1，只要满足上述同心条件就保证能够装配。为了提高其承载能力，大多是采用几个行星轮。同时，为了使啮合时的径向力相互抵消，通

19、常，将几个行星轮均匀地分布在行星传动的中心圆上。所以，对于具有1个行星轮的行星齿轮传动除应满足同心条件和邻接条件外；其各轮的齿数还必须满足安装条件。所谓安装条件就是安装在转臂x上的个行星轮均匀地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应该满足的条件。例如，对于2ZX(A)型行星传动，个行星轮在两个中心轮a和b之间要均匀分布，而且，每个行星轮c能同时与两中心轮n和b相啮合而没有错位现象(见图22)。通常，在行星齿轮传动中，当个行星轮均匀分布时，每个中心角应等直线O、O和O分别为主轴线O与行星轮l、行星轮2和行星轮3的轴线O1、O2和O3(转臂x 上的)的连线。为了绘图方便起见，在此用圆弧来表示轮齿的形状，

20、故2ZX(A)型传功如图22所示。对于具有单齿圈的行星轮，可用平面Q表示齿轮轮齿的对称面。当行星轮齿数Z c为偶数时，该平而Q通过其齿槽的对称线；当行星轮齿数Z c为奇数时，则它们分别与轮b的齿槽对称线相重合。由此可见，若中心轮a和b的齿数和均是的倍数时，该行星齿轮传动定能满足装配条件。在一般情况下，齿数和都不是的倍数。当齿轮a和b的轮齿对称线及行星轮1的华而Q1与直线O重合时，行星轮2的平面Q 2与直线O的夹角为如果转臂x固定，当中心轮a按逆时方向转过时，则行星轮2按顺时针方向转过角，而内齿轮b按顺时针方向转过角。 当个行星轮在中心轮周围均匀分布时，则两相邻行星轮间的中心角为。现设已知中小轮

21、a和b的节圆直径和，其齿距为。在中心角内，中心轮a和b具有的弧长分别为 和 对于弧长，一般应包含若干个整数倍的齿距p和一个剩余弧段()。同理，对于弧长，也应包含有若干个整数倍的齿距p和一个剩余弧段。可得 显然，等式左边等于整数。要使等式右边也等于整数，其必要和充分的条件是公式表明：两中心轮a和b的齿数和()应为行星轮数的倍数，就是2ZX(A)型行星传动的安装条件。图 2-2 行星传动安装条件2.1.5 2Z-X(A)型行星传动据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比公式 式中P是行星齿轮的特性参数。特性参数多与给定的传动比有关。p值必须合理地选取。p值太大或太小都是不合理的。如果p值太大，或许可

22、能使得值很大；或使得值很小。通常，内齿轮b的尺寸是受到减速器总体尺寸的限制。为了不过分地增大其外形尺寸，故值不能很大。而中心轮a的尺寸应考虑到其齿数受到最少齿数的限制，以及齿轮转轴的直径不能太小，故值不能很小。另外，p值接近于1也是不允许的，因为这样会使得行星轮c的尺寸太小。一般，应选取p=38。则由式可得 当选定最小齿数时，就容易求得值。 关于最小齿数、的选取，为了尽可能地缩小2ZX(A)型行星传动的径向尺寸、在满足给定的传动比的条件下，中心轮a和行星轮c的尺寸应尽可能地小。因此，应该选用最少齿数，但实际上它受到轮齿根切和齿轮能否安装轴承或能否安装到轴上去的限制。一般情况下，齿轮a的最少齿数

23、的范围为1418；对于中小功率的行星传动，有时为了实现行星减速器的外廓尺寸尽可能小的原则，在满足轮齿弯曲强度的条件下，允许其轮齿产生轻微的根切；因此，对于角度变位传动(正传动)，其最少齿数可选取为1013个。 应该指出：在对b轮齿数进行圆整后，此时实际的p值与给定的p值稍有变化，但必须控制在其传动比误差范围内。一般其传动比误差4。据同心条件可求得行星轮c的齿数为 显然，由上式所求得的适用于非变位的或高度变位的行星齿轮传动。如果采用角度变位的传动时，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即 当()为偶数时，可取齿数修正量为1。此时，通过角度变位后，既不增 大该行星传动的径向尺寸，又可以改善传动性能。综

24、合上述公式则可得2ZX(A)型传功的配齿比例关系式为最后，校核其邻接条件。根据给定的行星齿轮传动的传动比的大小和中心轮a的齿数及行星轮个数，得2ZX(A)型行星齿轮传动的传动比及其各轮齿数。根据以上步骤可以确定其齿数及传动比如下： 17、 67、 151、 9.88。3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算3.1 标准直齿圆柱齿轮的基本参数根据渐开线及其传动性质可知，标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数z、模数m、压力角、齿顶高系数和顶隙系数。在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。齿数z齿轮整个圆周上轮齿的总数。在啮合齿轮副中，小齿轮和大齿轮分别用和表示。模数m分度圆上的齿

25、距p与圆周率(无理数)的比值，即 模数m是齿轮的一个基本参数，其单位为mm(毫米)。因齿距，若模数m增大，则齿轮的齿距p就增大；齿轮的轮齿及各部分尺寸均相应地增大。为了齿轮的设计、制造和测量等工作的标准化，模数m的数值已经标准化。渐开线圆柱齿轮模数可参见GB1357-1987。在此应该指出，由于在齿轮的不同圆周上，其齿距不相同，故其模数也是不同的；只有分度圆上的模数m是标准值。因齿轮分度圆的周长为 ，即可得 ；两式联立可得齿轮的分度圆直径 上式表示，当给定一个齿轮的模数m和齿数z，齿轮的分度圆直径就确定了。分度圆压力角20，即该压力角等于基准齿形的齿形角。 因此，齿轮的分度圆应当定义为：齿轮上

26、具有标推模数m和标准压力角20的圆称为分度圆。因为， ，式中基圆直径为渐开线圆柱齿轮模数表第一系列11.251.522.534第二系列1.752.52.75(3.25)3.53.75第一系列568101216第二系列4.55.5(6.5)79(11)14第一系列2025324050第二系列1822283645注：1.对斜齿轮是指法向模数m. 2.应优先采用第一系列，括号的模数可能不用。 由公式可见，当齿轮的分度圆直径d确定后，如果再规定渐开线在分度圆上的压力角的数值，则基圆直径就确定了。而齿轮的渐开线齿形仅取决于基圆的大小。 齿项高系数按GBl3561988规定：正常齿=1，短齿=080。 顶

27、隙系数按GBl3571988规定：正常齿025，短齿03。一对渐开线圆柱直齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数m相等，分度圆压力角相等，即： 齿轮的模数的确定，由公式初算得 mm根据所设计的题目要求，选定模数。参数 齿轮副a-c(w)c-b(N)模数 m2.52.5啮合角 2020分度圆直径 d齿顶高 齿根高 全齿高 h齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 中心距 a4 行星齿轮传动的受力分析及强度计算4.1 行星齿轮传动的受力分析为了计算轮齿上的作用力，首先需要求得行星齿轮传动中输入件所传递的额定转矩。在已知原动机(电动机等)的名义功率P和同步转速n的条件下，其输入件所传递的转矩可按下式计算，即：

28、 （Nm）式中 输入件所传递的名义功率，kw； 输入件的转速，rmin。在行星齿轮传动中，该输入转矩通常应取决于工作机所需的额定转矩(或额定功率)。当工作机在变负荷下上作时，该额定转矩是指在较繁重的、连续的正常工作条件下使用的转矩(或功率)，如起重机的最大起重量产生的力矩。在行星齿轮传动中，一个啮合齿轮副的受力分析与计算与普通定轴齿轮传动是相同的。在圆柱齿轮传动中，若忽略齿面间的摩擦力的影响，其法向作用力可分解为如下的三个分力，即：切向力 (N) 径向力 (N) 轴向力 (N)法向力与切向力的关系式为 （N） 对于直齿圆柱齿轮传动，由于轮齿的螺旋角，法面压力角，故其轴向力=0，则可得 ：切向力

29、 (N) 径向力 (N) 法向力 (N)式中 啮合齿轮副中小齿轮传递的转矩，Nm ； 斜齿轮分度圆上的螺旋角，()； 小齿轮分度圆直径，mm； 分度圆压力角，通常20。 4.1.1 行星齿轮传动在行星齿轮传动中，由于其行星轮的数目通常大于1，即l，且均匀对称地分布于中心轮之间；所以，在2Z-X型行星传动中，各基本构件(中心轮a、b和转臂x)对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。为了分析各构件所受的切向力F，现提示如下三点。(1) 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均

30、处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。(2) 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。(3) 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在2Z-X（A）型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图41所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮c同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀(或采用载荷分配不均匀系数进行补偿)，因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先应计算输入件中心轮a在每一套中(即

31、在每个功率分流上)所承受的输入转矩为 式中 中心轮a所传递的转矩，Nm；行星轮数目。按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮c作用于中心轮a的切向力为 图 4-1 2Z-X（A）型受力分析4.2 行星轮支承上和基本构件轴上的作用力4.2.1 行星轮轴承上的作用力在行星齿轮传动中，对于各种不同的传动类型，其行星轮上所受的作用力也是不相同的。圆柱中心轮与行星轮相啮合时，行星轮上的切向力可按如下公式计算，即 （N）例如，在2ZX(A)型行星齿轮传动中，中心轮a作用于行星轮c上的切向力计算，即 （N）对于钢制行星轮c，其材料密度；行星轮的相对体积 将和的关系式代入公式，则可得2ZX(A)型传动行星轮

32、的离心力为 式中 行星轮c的分度圆直径，mm； b行星轮的宽度，mm； 行星轮的折算系数相对于转臂x转动的行星轮及其轴承的质量直径为 、宽度为b的实心钢制圆柱体质量之比值的系数。当滚动轴承安装在行星轮内时，；当滚动轴承安装转臂x内时， 。4.3齿轮、轴和轴承的强度校核4.3.1 齿轮的校核对于外啮合的齿轮副a-c、内啮合的齿轮副c-b应采用按齿面接触强度校核。 同理，可以计算得 许用接触用力 至此可知， ，各个齿轮的强度足够。4.3.2 轴的校核根据我所选择的传动方案2Z-X（A）型的行星减速器，减速器采用中心轮a浮动，轴只受扭矩的作用，而不受弯矩（即不受轴向力和径向力）。故可按扭矩强度条件进

33、行校核。 同理，可以计算得 根据已选定轴的材料为45钢，调质处理，查标准得许用扭转切应力为40，因、，故安全。4.3.3 轴承的校核 根据以上的计算数据，可知 =1050.17N =970r/min =100r/min =125r/min 预期计算寿命 则 轴承的校核可有下式计算得 故 所选用的轴承符合要求。5 行星齿轮传动的均载机构5.1 行星轮间载荷分布不均匀性分析 行星轮间载荷分布均匀(或称载荷均衡)，就是指输入的中心轮传递结各行星轮的啮合作用力的大小相等。例如，在图51所示的2ZX(A)型行星传动，设中心轮a上输入一个转矩，在理想的制造精度和刚度的条件下，中心轮a上的轮齿就会与个行星轮

34、c上的轮齿相接触(啮合)，则各行星轮、和(=3)对中心轮a的法向作用力、和的大小是相等的。现取中心轮a为受力对象，法向作用力、和组成为一个等边的力三角形见图51(b)图 5-1 行星轮间的载荷分布即各行星轮作用于中心轮a上的力的主矢为零+0；而其主矩的大小则等于转矩。因此，中心轮a可达到无径向载荷地传递转矩。但是，在没有采取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种均载机构，在行星齿轮传动工作的过程中，行星轮问的载荷分布也并非完全是均衡的。行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行

35、星齿轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差，例如，中心轮轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和转臂上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮a、b的运动误差和行星轮与中心轮啮合的运动误差等，将形成中心轮与行星轮啮合时的间隙或过盈。由于上述这些行星轮与中心轮啮合时的总间隙或过盈的存在，当中心轮a或b和转臂x的轴线都不能自由偏移而实现自由调整时，就可能出现中心轮a或b仅与一个行星轮接触的情况，何中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙、(见图52)。在输入转矩的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形

36、，而使齿轮a旋转某一角度，如果弧线的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即；图 5-2 未采取均载措施的啮合情况那么，其所有的载荷(切向力)就全都由一个与中心轮a相接触的行星轮传递，即。 当行星轮间的裁荷分布均匀时，中心轮a与每个行星轮啮合处的平均切向力为 式中 中心轮a与各行星轮啮合处的切向力之和，N； 行星轮数，一般，取24； Ta中心轮a输入的转矩，Nm； 中心轮a的分度圆直径，mm 。当行星轮间载荷分布不均匀时，其行星轮上所受的最大裁荷与各行星轮所受的平均载荷的比值，称为行星轮间载荷分布不均匀系数；即行星轮间载荷分布不均匀系数为 在计算行星齿轮传动的齿轮强度时应按行星轮上所受的最大载荷来进行可

37、得最大载荷的计算公式为 =显然，当所有的载荷全都由一个行星轮承受，即时，由公式可得，其载荷分布小均匀系数为即此时其载荷分布不均匀系数等于行星轮个数。在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各行星轮间的载荷均匀分布；其平均切向力为。仿上，则可得其载荷分配不均匀系数为 =1所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为1。5.2 行星轮间载荷分布均匀的措施为了使行星轮问载荷分布均匀，有多种多样的均载方法。对于主要靠机械的方法来实现均载的系统(简称为机械均载系统)，其结构类型可分为如下两种。(1) 静定系统 该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的。采用基本

38、构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载菏不均衡时，构件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位荷分布均匀。较常见的静定均载系统有如下两种组成方案。具有浮动基本构件的系统。所谓“浮动基本构件”，就是指某个基本构件没有径向的支承，则称它为浮动基本构件。例如，采用中心轮a或内齿轮b、e为浮动构件的三行星轮系统。该系统如图53由于该均载机构具有结构简单，均载效果好等优点，故它已获得了较广泛的应用。2)全部构件都是刚性连接的，而行星轮在工作过程中可以进行自动调位的杠杆系统。例如，采用杠杆联动的均载机构，使24个行星轮浮动，即行星轮可以自动调整位量，以实现行星轮间

39、载荷分布均匀。(2) 静不定系统 较常见的静不定系统有下列两种组成方案。 完全刚性构件的均载系统。这种系统完全依靠构件的高精度，即使其零件的制造和装配误差很小来保证获得均载的效果。但采用这种均载方法将使得行星齿轮传动的制造和装配变得非常困难和复杂，且成本较高。因此，很少采用它。 采用弹性件的均载系统。这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在不均衡载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。例如，将内齿轮制成薄壁壳体结构，或用弹性件将内齿轮连接在箱体上，以及采用具有弹性衬套或柔性销轴的行星轮。5.2.1 基本构件浮动的均载机构基本构件浮动常采用的方法是将构件与可移式联轴

40、器(齿轮联轴器和十字滑块联轴器等)相连接。在行星齿轮传动中只要有个基本构件浮动就可以起到均载作用；若两个基本构件同时浮动，则均载效果更好。 中心轮a浮动 图53所示为中心轮a浮动的2Zx(A)型行星传动。为了显示清晰起见在图53(a)中仍用万向联轴器来表示该均载机构。实际上多用齿轮联轴器(双齿或单齿的)。中心轮a通过齿轮联轴器与高速轴I相连接。当输入轴I上施加力矩T a时中心轮a与3个行星轮啮合，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力Fn1、Fn2和Fn3。各行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于齿轮联轴器对中心轮a在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形图53(b)

41、；而各力形成的力矩与外力矩Ta平衡，即使各行星轮问的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数X p值等于1。由于中心轮a的体积小、质量小，结构简单，浮动灵活；与其连接的均载机构较容易制造，且便于安装，故使中心轮a浮动的方法已获得了较广泛的应用。尤其是当行星轮数3，应用于中、低速行星传动时，其均载效果更好。但当3和应用于高速传动时，均载效果不好，且噪声大；故此时需采用其他均载机构。图 5-3 中心轮a浮动的2Z-X（A）型传动齿轮联轴器是通过轮齿相互啮合来传递扭矩的。由于它有较多的轮齿同时工作，所以，该联轴器传递转矩的能力较大。其主要缺点是缺乏缓冲和吸振能力。若采用双齿联轴器作为均载机构

42、见图54(a)，一般，其允许径向位移为E=0.46.3mm，允许角位移；采用鼓形齿时，允许角位移。由此可见，双齿联轴器允许被连接轴线间有一定的径向位移和角位移，故其浮动效果好。它不仅可使各行星轮间载荷分布均匀，且可使啮合轮齿沿齿宽方向的载荷分布获得改善。图54(a)所示为采用双齿联轴器使中心轮a浮动的2ZX(A)型行星传动简图。双齿联轴器的齿套长度L(见图55)可近似计算为 图 5-4 用齿轮联轴器浮动 图 5-5 联轴器齿套长度中心轮的传动简图 计算简图 式中 中心轮a的最大浮动量，mm； 联轴器齿套允许的最大偏斜角。 齿套的轮齿宽度b为 式中 联轴器齿轮的分度圆直径，mm。齿套内、外齿的制造精度一放为8级。若采用单齿联轴器作为均载机构见图54(b)，由于单齿联轴器只能允许产生角位移，在一定的允许最大偏斜角值的条件下，与其连接的中心轮a的最大浮动量也是一定的。若它需要更大的浮动量E值，则需要较长的齿套长度L见图55(a)，这样就会增大行星传动的轴向