1、第二章 原始數據及系統(tǒng)組成框圖（一）有關原始數據課題 : 一種行星輪系減速器的設計原始數據及工作條件：使用地點：減速離合器內部減速裝置；傳動比：ip =5.2輸入轉速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個數： nw=3內齒圈齒數zb =63第五章 行星齒輪傳動設計（一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算行星齒輪傳動比符號及角標含義為：1i 23 1 固定件、2主動件、3從動件1、齒輪b固定時（圖1 1）, 2K H （NGWV型傳動白傳動比 擊 為bHiaH =1- iab =1+zb/ zaHb可得iab =1- i H =1- ip =1-5.2=-4.2 aHbza= zb/

2、 iaH -1=63*5/21=15輸出轉速：nH = na/ ip =n/ ip =2600/5.2=500r/min2、行星齒輪傳動的效率計算：H nH |*H =1-| na- nH /( iab -1)*HH H= a b*為ag 嚙合的損失系數，為 b g 嚙合的損失系數，BH 為軸承的損失系數，Hiab =-21/5 可得為總的損失系數，一般取=0.025按 na=2600 r/min 、 nH =500r/min 、H=1-| na- nH /( iab -1)* nH |*H=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% （ 二 ） 行星齒輪傳動

3、的配齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即iabH =1+ zb/ za可得 1+ zb/ za=63/5=21/5=4.2 = iabH所以中心輪 a 和內齒輪 b 的齒數滿足給定傳動比的要求。2、保證中心輪、內齒輪和行星架軸線重合同軸條件為保證行星輪zg 與兩個中心輪za 、zb 同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪a g 的中心距等于內嚙合齒輪bg 的中心距，即(aw)a g = (aw)b g稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有m/2（za + zg ）=m/2（ zb - zg ）得zg = zb - za /2=63-15/2=243、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件想鄰兩

4、個行星輪所夾的中心角H =2兀/ nw中心輪 a 相應轉過1 角， 1 角必須等于中心輪 a 轉過 個（整數）齒所對的中心角，即1= *2 兀 / Za式中2兀/ Za為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。ip =n/ nH = 1/ H =1+Zb/ Za將 1 和 H 代入上式，有2兀* / Za/2 兀 / nw=1+Zb/ Za經整理后= Za+ Zb=（15+63） /2=24滿足兩中心輪的齒數和應為行星輪數目的整數倍的裝配條件。4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動中， 為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰， 相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1 2

5、所示可得l=2aw*sin(180o/nw) >(da)gl=2*2/m*(Za+Zg)*sin 60o =39,3 /2m(da)g =d+2ha =17m滿足鄰接條件。（三）行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數m齒輪模數m的初算公式為m=Km3T1KAKF KFPYFa1 / d£ Flim式中Km算數系數，對于直齒輪傳動K m =12.1 ；Ti 一嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩,Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3X 1600=0.2984N*mKA 使用系數，由參考文獻二表6 7 查得 Ka=1;KF 綜合系

6、數，由參考文獻二表65 查得 KF =2;KFP一計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數，由參考文獻二公式得 KFP =1.85 ;YFa1 一小齒輪齒形系數,圖 6-22 可得 YFa1=3.15Zi 齒輪副中小齒輪齒數，Zi = Za =15 ；2 .630 選Flim 一試驗齒輪彎曲疲勞極限，N * mm按由參考文獻二圖 6-262取 Flim =120 N * mm所以m=Km 3 T1 KA KF KfpYI / d Z|Flim=12.13 0.2984 1 221.85 3.15/0.8 152 120=0.658取 m=0.91）分度圓直徑d(a) =m*za =0.9 x

7、15=13.5mmd(g) =m*Z(g)=0.9 X24=21.6mmd(b)=m*z(b)=0.9 x 63=56.7mm2)齒頂圓直徑da*兇頂同ha：外嚙合ha1 = ha*m=m=0.9*內嚙合 ha2= ( ha- h ) *m=(1-7.55/ Z2)*m=0.792da(a)=d +2 ha =13.5+1.8=15.3mmda(g) =d(g)+2ha=21.6+1.8=23.4mmda(b)=d(b)-2 ha=56.7-1.584=55.116mm3 )齒根圓直徑df*齒根同 hf = ( ha+c ) *m=1.25m=1.125df(a) = d-2 hf =13.5

8、-2.25=11.25mmdf(g) =d(g)-2 hf =21.6-2.25=19.35mmd f(b) =d(b)+2 hf =56.7+2.25=58.95mm4 )齒寬b參考三表 819選取 d=1b(a)= d *d(a)=1 X13.5=13.5mmb(a) = d *+5=13.5+5=18.5mm加=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5)中心距a對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為：1 、ag為外嚙合齒輪副aag =m/2( Za + Zg )=0.9/2 X (15+24)=17.55mm2 、bg為內嚙合齒輪副abg

9、=m/2( Za + Zb )=0.9/2 X (63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內齒圈b模數m0.90.90.9齒數z152463分度圓直徑d13.521.656.7齒頂圓直徑da15.323.454.9齒根圓直徑d f11.2519.3558.95齒寬圖b18.518.58.5中心距aaag =17.55mmabg =17.55mm(四)行星齒輪傳動強度計算及校核1、行星齒輪彎曲強度計算及校核(1)選擇齒輪材料及精度等級中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162217HBs選8級精度，要求齒面粗糙度 Ra 1.6 行星輪g、內齒圈b選用聚甲醛(一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、

10、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料)選 8級精度，要求齒面粗糙度Ra 3.2。(2)轉矩TT1=Ta/ nw=9549 P/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m=298.4N*mm；(3)按齒根彎曲疲勞強度校核f】則校核合格。由參考文獻三式 8- 24得出 f 如 f(4)齒形系數YF由參考文獻三表812得YFa=3.15 , YFg =2.7 , YFb =2.29 ;(5)應力修正系數Ys由參考文獻三表 813得% =1.49 , Ysg =1.58 , Ysb=1.74;(6)許用彎曲應力 F由參考文獻三圖 824得 尸檢=18

11、0MPaFlim2=160 MPa ;由表 89 得 sF =1.3由圖 825 得 YN1 =YN2 =1 ；由參考文獻二式 814可得F 1 = YN1 * Flimi / SF =180/1.3=138 MPaF 2 = Yn2* Flim2/ SF =160/1.3=123.077 MPa2_ _ _ 2F1=2KF/bm za*YFaYsa=(2 X 1.1 X 298.4/13.5 X 0.9 X 15) X 3.15 X 1.49=18.78Mpa< F 1=138 MPaF2= F1*YFg YSg/YFa Ysa =18.78 X 2.7 X 1.587/3.15 X

12、1.74=14.62< F 2 =123.077MPa齒根彎曲疲勞強度校核合格。2、齒輪齒面強度的計算及校核(1)、齒面接觸應力hH 1 = H0 KAKVKH K Ha1KHp 2H2= H0 KaKvKh KHa2KHP2H0=ZHZEZ Z . Ft/d1b u 1/u(2)、許用接觸應力為Hp許用接觸應力可按下式計算，即Hp= Hlim/SHlim*ZNTZLZVZRZwZx(3)、強度條件校核齒面接觸應力的強度條件:大小齒輪的計算接觸應力中的較大H值均應不大于其相應的許用接觸應力為Hp,即H Hp或者校核齒輪的安全系數：大、小齒輪接觸安全系數Sh值應分別大于其對應的最小安Sh

13、> Sh lim全系數SHlim ,即查參考文獻二表 611可得Sh lim =1.3所以Sh >1.33、有關系數和接觸疲勞極限(1)使用系數KA查參考文獻二表 6-7選取Ka=1(2)動載荷系數Kv查參考文獻二圖 66可得KV =1.02(3)齒向載荷分布系數Kh對于接觸情況良好的齒輪副可取KH =1(4)齒間載荷分配系數KHa、KFa由參考文獻二表 69查得 KHa1= KFa1 =1.1KHa2 = KFa2 =1.2(5)行星輪間載荷分配不均勻系數KHp由參考文獻二式 713得KHp =1+0.5 (K：p-1) , ，、一 、一 一 一 '由參考文獻.»

14、;圖 719得K =1.5Hp所以 Khp1=1+0.5 (KHp-1) =1+0.5 X (1.5-1 ) =1.25仿上 Khp2=1.75(6)節(jié)點區(qū)域系數ZH由參考文獻二圖 6-9查得ZH =2.06(7)彈性系數ZE由參考文獻二表 6-10查得Ze =1.605(8)重合度系數Z由參考文獻二圖 610查得Z =0.82(9)螺旋角系數ZZ = . cos =1(10)試驗齒的接觸疲勞極限H 1m由參考文獻二圖 611圖615查得1Hlim =520Mpa(11)最小安全系數SHlim、FHlim由參考文獻二表 6-11可得SHlm =1.5、FHlim =2(12)接觸強度計算的壽命

15、系數Z NT由參考文獻二圖 611查得 ZNT=1.38(13)潤滑油膜影響系數 ZL、ZV、ZR由參考文獻二圖 617、圖 618、圖 619查得 Zl=0.9、Zv =0.952、Zr=0.82(14)齒面工作硬化系數Zw由參考文獻二圖 6 20查得 Zw=1.2(15)接觸強度計算的尺寸系數Zx由參考文獻二圖 6 21查得 Zx =1 所以H0 = ZHZEZ Z jFt/d1b u 1/u =2.06 X 1.605 x 0.82 X 1 X-132,6252.6:=2.9513,5 13.5 1.6H1= H0 J'KaKvKh KHa1KHP2 =2.95 X 小 1.02

16、 1 1.1 1.25 =3.5H2 = H 0 JK A Kv Kh_KhOTKhpT =2.95 X /1.021 121.75 =4.32Hp= Hlim /SHlim * ZntZlZvZrZwZ* =520/1.3 X 1.38 X 0.9 X 0.95 X 0.82 X1.2 X 1=464.4所以H Hp齒面接觸校核合格(五)行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數目通常大于1,即nw>1,且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以在 2HHK型行星傳動中，各基本構件(中心輪 a、b和轉臂HD對傳動主軸上 的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星

17、齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力 ,且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力Fr。為了分析各構件所受力的切向力F,提出如下三點：(1)在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。2） 如 果在某一構件上作用有三個平行力， 則中間的力與兩邊的力的方向應相反。3） 3） 為 了求得構件上兩個平行力的比值， 則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在 2H K 型行星齒輪傳動中， 其受力分析圖是由運動的輸入件開始， 然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖13所示。由于在輸入件中心輪a上

18、受有nw個行星輪g同時施加的作用力Fqa和輸入轉矩Ta的作ga用。當行星輪數目nw 2 時，各個行星輪上的載荷均勻， （或采用載荷分配不均勻系數kp 進行補償） 因此， 只需要分析和計算其中的一套即可。 在此首先確定輸入件中心輪 a 在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m可得Ta =T1 * nw =0.8952 N*m式中Ta 中心輪所傳遞的轉矩，N*m；P1 輸入件所傳遞的名義功率，kw；圖 5-2 傳動簡圖：按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪g 作用于中心輪a 的

19、切向力為''Faa=2000Ti/ da=2000Ta/ nw da=2000X 0.2984/13.5=44.2N ga而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪g 的切向力為' Fag =- Fga =-2000 Ta / nw d a =-44.2N內齒輪作用于行星輪g 的切向力為' Fbg = Fag =-2000 Ta / nw d a =-44.2N轉臂 H 作用于行星輪g 的切向力為'FHg =-2 Fag =-4000 Ta/ nw da =-88.4N轉臂 H 上所的作用力為FgH =-2 FHg =-4000 Ta /

20、 nw da =-88.4N轉臂 H 上所的力矩為 'Th = nw FgH rx =-4000 Ta / da* rx=-4000 X 0.8952/13.5 X 17.55=-4655.0 N*m在內齒輪 b 上所受的切向力為' Fgb =- Fbg =2000 Ta / nw d a =44.2N在內齒輪 b 上所受的力矩為'''Tb=nw Fgb db/2000= Ta db / da =0.8952 X 21.6/13.5=1.43 N*m式中 da中心輪a的節(jié)圓直徑，mm'db內齒輪b的下圓直徑，mmx一轉臂H的回轉半徑，mm根據參考

21、文獻二式(6 37)得- Ta/ TH =1/ iabH =1/1- iaHb =1/1+P轉臂 H 的轉矩為Th =- Ta * (1+P) = -0.8952 X ( 1+4.2 ) =-4.655 N*m仿上 bH- Tb/ TH =1/ iaH =1/1- iab =p/1+P內齒輪 b 所傳遞的轉矩，Tb=-p/1+p* Th =-4.2/5.2 X (-4.655)=3.76 N*m第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉速n=1600r/min，傳動比i=5.2 ,載荷平穩(wěn)。使用壽命 10 年，單班制工作。(一)輪材料及精度等級行星輪架內齒圈選

22、用45鋼調質，硬度為 220250HBs齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBG選用8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3 m。(二)按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用參考文獻四式10 22 求出d1 值。確定有關參數與系數。1 ) 轉矩T1T1= Ti=Ta/ nw =9549 Pi/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m2 ） 荷系數 K查參考文獻四表10 11 取 K=1.13）齒數z1 和齒寬系數 d行星輪架內齒圈齒數Zi取11,則齒輪軸外齒面齒數Z2=11o因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻四表10 20

23、選取 d =1。4）許用接觸應力H由參考文獻四圖10 24 查得 H lim1 =560Mpa, Hlim2 =530 Mpa由參考文獻四表10 10 查得 SH =19N二60nj Lh =60X 1600X 1 X(10 X 52X40)=1.997 X 109N2 = N-i=1.997 x 10由參考文獻四圖10 27 可得 ZNT 1 =ZNT2 =1.05 。10 13 可得h 1 = Znt1 Him" Sh =1.05 X 560/1=588 MpaH 2 = Znt2 Hlim2/ Sh =1.05 X 530/1=556.5 Mpa（三）按齒根彎曲疲勞強度計算由參

24、考文獻四式10 24 得出 F ，如da1 da2 mgZ 1 11 11 則校核合格。確定有關系數與參數：1）齒形系數YF由參考文獻四表10 13 查得YF1 =YF 2 =3.632）應力修正系數YS由參考文獻四表10 14 查得YS1=YS2=1.413）許用彎曲應力 F10 25 查得Flim1 =210Mpa, Flim2=190 Mpa10 10 查得SF =1.310 26 查得YNT1=YNT2=1由參考文獻四式 1014可得F 1 = YNti f iimi / Sf =210/1.3=162 MpaF 2 = YNT2 Flim2 / SF =190/1.3=146 Mpa

25、故m1.263'KTYFYS/ dz121=1.26 x31.1 298.4 3.63 1.41/1 112 146 =0.58_22 1.1 298.4F1=2KT1/b m2 Z1gYFYs=X 3.63 X 1.41=27.77MPa< F =162 Mpa11 12 111f 2 = f 1 gYf 2 Ys2/ YF1 Ysi =27.77MPa< f 2 =146 Mpa齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表 103取標準模數 m=1（四）主要尺寸計算d1 =d2=mz=1x 11mm=11mmb1=b2= d d1 =1 x 11mm=11mma=1/2gm（

26、z1 + z2 ）=1/2 x 1 x （11+11）mm=11mm（五）驗算齒輪的圓周速度vv=d1 Q/60 x 1000= x 11 x 1600/60 x 1000=0.921m/s由參考文獻四表 1022,可知選用8級精度是合適的。第七章行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計（一）減速器輸入軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件 選用45號鋼，并經調質處理，由參考文獻四表14-4查得強度極限B=650MPa,再由表142得許用彎曲應力1b =60MPa2、按扭轉強度估算軸徑根據參考文獻四表 14-1得C=118107。又由式142得dC 3/P / n =（118 107）如1

27、5 /1600 =5.36 4.86 勾0.15/1600dl取直徑d1=8.5mm3、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d1=8.5mmd7,考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d2 =9.7mm, d3=10mm,d4=11mm, d5=11.5mm, d6=12mm, d7=15.42mm, d8 =18mm4、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定： L=107mm, L1 =3.3mm,L2 =2mm, L3 =44.2mm,L4 =4mm, L5=18.5mm,L6 =

28、1.5mm, L7=16.3mmb按設計結果畫出軸的結構草圖：(a)水平面彎矩圖(b)垂直面內的彎矩圖(c)合成彎矩圖(d)轉矩圖圓周力：Ft = 2Ti /di=2X298.4/13.5=44.2N '0徑向力：Fr= Ftgtan a =44.2 x tan 20 =16.1N法向力：Fn=Ft/cos a =44.2/ cos 200 =47.04Nb、作水平面內彎矩圖(7-2a)。支點反力為：Fh = Ft/2=22.1N彎矩為： MH1=22.1 X 77.95/2=861.35N gmmM h 2 =22.1 X 29.05/2=321 N gmmc、作垂直面內的彎矩圖(7

29、-2b),支點反力為：Fv = Fr/2=8.04N彎矩為： M v1=8.04 X 77.95/2=313.5N gmmM v2 =8.04 X 29.05/2=116.78 N gmmd、作合成彎矩圖(7-2c) : M1 = JmHI一MX = J861.352313.52 =994.45 N gmmM 2= . M；2 M% = . 3212 116.782 =370.6 N gmme、作轉矩圖(7-2d):T=9549R/n=9549 X 0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N gmmf、求當量彎矩Me1= ,M12 (aT )2 = 994.452 (0.6 895

30、.2)2 =1130.23 N gmmMe2 M； (aT)2 = .370.6 2 (0.6 895.2)2 =652.566 N gmmg、校核強度 33ei = Mei/W=1130.23/0.1 d6 =1130.23/0.1 X 12 =6.54Mpa33e2= M e2/W=652.566/0.1 d4 =652.566/0.1 X 11 =4.9 Mpa所以 滿足e 1b =60Mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件：齒輪軸選用45鋼正火，由參考文獻四表144查得強度極限B=600MPa,再由表142得許用彎曲應力1b =55MPa2、按扭轉強度估算軸徑 P =Pr =0.15 X 97.98%=0.147kw根據參考文獻四表 14-1得C=118107。又由式142得dC3/p / n =（118 107） 3/0.147 /1600 =5.34 4.83 乂0.147/1600d取直徑d2 d =8.9mm3、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d6=8.9m考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d1=12mm,d2 = d4