優秀設計1引言行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發展，我國已從世界上許多工業發達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發展[1。2設計背景試為某水泥機械裝置設計所需配用的行星齒輪減速器，已知該行星齒輪減速器的要求輸入功率為P=740KW，輸入轉速n=1000rpm，傳動比為i=35.5，允許傳動比偏差點=0.1,每天要求工作16小時，要求壽命為2年；且要求該行星齒輪減速器P傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。3設計計算3.1選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖根據上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環境惡劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動°2X-A型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用由兩個2X-A型行星齒輪傳動串聯而成的雙級行星齒輪減速器較為合理，名義傳動比可分為i]=7.1,i2=5進行傳動。傳動簡圖如圖1所示：3.2配齒計算根據2X-A型行星齒輪傳動比，〃的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內齒輪b,行星齒輪七的齒數。現考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪。1數為17和行星齒輪數為n=3。根據內齒輪Zb「G1-1）^1z=（7.1-1）17=103.7n103對內齒輪齒數進行圓整后，此時實際的P值與給定的P值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為i=1+^^-1=7.0588zb1其傳動比誤差Ai=H=巳性竺=5%ip 7.1根據同心條件可求得行星齒輪cl的齒數為=43z=（z-z=43c1 b1 a1所求得的ZC1適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。再考慮到其安裝條件為:za1+zb12 =C=40 （整數）第二級傳動比ip2為5,選擇中心齒輪數為23和行星齒輪數目為3,根據內齒輪北1

=(Rl—l)zal,zbl=(5—1)23=92再考慮到其安裝條件，選擇zb1的齒數為91根據同心條件可求得行星齒輪C1的齒數為zc1=(zb1-za1)/2=34實際傳動比為其傳動比誤差i實際傳動比為其傳動比誤差i=1+^^=4.957

zb1iP=8%3.3初步計算齒輪的主要參數齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪A1和中心齒輪A2，以及行星齒輪C1和C2均采用20CrMnTi，這種材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨的齒輪及齒面較寬的齒輪，故且滿足需要。齒面硬度為58-62HRC,根據圖二可知，取bHlim=1400Nmm2,qFlim=340Nmm2,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內齒輪均采用42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當的強度和硬度等力學性能。調質硬度為217-259HRC，根據圖三可知，取bHlim=780N/mm2,qFlim=420N/mm2輪B1和B2的加工精度為7級。3.3.1計算高速級齒輪的模數m按彎曲強度的初算公式，為m按彎曲強度的初算公式，為m=TKKKY1其FPF丫Fa1。dz12bFlim現已知Z=17,bFlim=340Nf 。中心齒輪a1的名義轉矩為a1 /mm2T1=9549^^]=9549740=2355.4Nmm取算式系數K=12.1，按表6-6取使用nn 3x1000 mP1系數KA=1.6;按表6-4取綜合系數kfz=1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數kp=1.2，由公式可得k=1+1.6&-1)=1+1.6(1.2-1)=1.32；由表查得齒形系數Y =2.67;由表查的齒寬系數,d=0.8；則所得的模數m為m=12.1m=12.12355.4x1.6x1.8x1.32x2.67=8而（）0.8x17x17x390取齒輪模數為m=9mm3.3.2計算低速級的齒輪模數m按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數m為TKKKY2。中心齒輪a2的名義轉—1_a_fp_f￡Fai 現已矢口za2—23,bF2。中心齒輪a2的名義轉。dz12bFlimT2=-T +P)T=7.0588x2355.4=16626.29n?mm取算式系數k=12.1，按表6-6取使用系數k=1.6;按表6-4取綜合系數k公=1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數kp=1.2，由公式可得k=1+1.6&-1)=1+1.6(1.2-1)=1.32；由表查得齒形系數Y=2.42；由表查的hp齒寬系數小=0.6；則所得的模數m為dm=12.116626.29x1.6x1.8x1.32m=12.1 =12.4mm0.6x23x23x420取齒輪模數為m2=12mm3.4嚙合參數計算3.4.1高速級在兩個嚙合齒輪副中a1-c1,b1-c1中，其標準中心距al為a =1m(z+z)=-x12(17+43)=270TOC\o"1-5"\h\za1c12 a1 c1 2a =1m(z—z)=1x9(103-43)=270b1c12 b1 c1 23.4.2低速級在兩個嚙合齒輪副中a2-c2,b2-c2中，其標準中心距a2為a =1m(z-z)=1x12(91-34)=342b2c22 b2 c2 2a =1m(z-z)=1x12(91-34)=342b2c22 b2 c2 2由此可見，高速級和低速級的標準中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變位的同心條件，但是在行星齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構的尺寸和質量［2；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位(X1>0)，大齒輪采用負變位(x2V0)。內齒輪的變位系數和其嚙合的外齒輪相等，即X2=X1，次-A型的傳動中，當傳動比ib>4時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內齒輪采用負變位，其變位系數關系為x=X=—X<0。3.4.3高速級變位系數確定外齒輪副的變位系數，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為a=270，z￡=Z1+Z2=60根據表選擇變位系數X=0.314x=—0.314 x=—0.3143.4.4低速級變位系數因其嚙合角仍為a=342z￡=Z1+Z2=57根據表選擇變位系數x=0.115x=—0.115 x=—0.1153.5幾何尺寸的計算對于雙級的2x—A型的行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的幾何尺寸的計算結果如下表：3.5.1高速級項目計算公式al—cl齒輪副bl—cl齒輪副分度圓直徑d1=m1z1d2=mlz2dl=153d2=387dl=387d2=927基圓直徑d=dcosad=dcosad1=143.77d=363.66b2d=363.661d=87l.095b2

外嚙合d=d+2m虬*+"d=d+2mG?+X)a2 2 (a 2\d=176.65ald=399.35內嚙合d=d+2m免?+X)a2 2 /a 2、d=d-2m*?+X)a2 2 a 3d=d+2a，+2C*m(插齒)d=399.35d=906.33a2外嚙合d=d-2Gj+c?—x>d=d-2Gj+c?—X)m，，c d=136.15d=358.85f2內嚙合d=d-2覽*+C?—X)md=d+2a(插齒)d=358.85d=943.68f2齒根圓直頂圓直徑dal3.5.2低速級:項目計算公式al-cl齒輪副2l-cl齒輪副分度圓直徑dl=mlzld2=mlz2dl=276d2=408dl=387d2=927基圓直徑d=dcosad22=d2cosad了143.77d=363.6622d=363.66ld=87l.09522齒頂圓直徑da1外嚙合d=d+2m虬*+X)d=d+2mGj+X)d=302.75d=429.25內嚙合d=d+2mC?+X)a2 2 Za 2、d=d-2mC?+X)a2 2 a 3d=d+2af+2Cm(插齒)d=429.25d=l069.3la2

外d=d-2(?+C*—X)md=248.75嚙f1 1 /a 1\f1合d=d—2(h*+C?—X)md=375.25f2 1 a 2f2內(d=d—2(h*+c?—X)md=375.25嚙f1 1 a 2f1合d=d+2a'(插齒)d=1119.21f2 a0 02f2齒根圓直徑df3.5.3關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算已知模數m=9mm,盤形直齒插齒刀的齒數為18,變位系數為X0=0.1（中等磨損程切，試求被插齒的內齒輪b,b之的齒圓直徑。齒根圓直徑df2按下式計算，即df2=d0+2a'02（插齒）插齒刀的齒頂圓直徑a'。一一插齒刀與被加工內齒輪的中心距d=mZ+2mh?+X>9x18+2x9x1.25=186.3mmao 0 a00高速級：d=d+2a'=186.3+2x378.69=943.68mm低速級：選擇模數m=12mm，盤形直齒插齒刀的齒數為17d=mZ+2m^haJ+XZ=12x17+2x12(1.25+0.1)=236.4mmd=d+2。'=236.4+2x416.455=1069.31mm(填入表格)3.6裝配條件的驗算對于所設計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件3.6.1鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即a=270和acd<2a'sin鼻已知高速級的d=399.35a=270和acpn=3代入上式，則得兀399.35<2x270xsin—=467.64mm滿足鄰接條件3將低速級的d=429.25，a=342和n=3代入，則得acac

ac兀429.25<2x342xsin日=592.344mm滿足鄰接條件3.6.2同心條件按公式對于高度變位有Z+2Z=Z已知高速級Z=17,Z=43a cb a cz廣103滿足公式則滿足同心條件。已知低速級Z=23，Z=34式廣91也滿足公式則滿足同心條件。3.6.3安裝條件按公式驗算其安裝條件，即得苛=C（整數）P1（高速級滿足裝配條件）（低速級滿足裝配條件）工=17+103=40n3（高速級滿足裝配條件）（低速級滿足裝配條件）p1z+z23+91a2b2= =38n3p23.7傳動效率的計算雙級2x-a型的基本行星齒輪傳動串聯而成的，故傳動效率為門=nbinb2alx2 alxla2x2由表可得： nb=i—4中xi， nb2=i—4中x2alxl P+l a2x2 P+1l23.7.1高速級嚙合損失系數中x1的確定在轉化機構中，其損失系數中x1等于嚙合損失系數中xl和軸承損失系數中X1在轉化機構中，其損失系數中x1等于嚙合損失系數中xl和軸承損失系數中X1之和。即中，1=2中xl+Z中xl其中Z中xl=^xl+中xlm mal mbl轉化機構中中心輪bl與行星齒輪cl之間的嚙合損失中xlmbl中xlmal轉化機構中中心輪al與行星齒輪cl之間的嚙合損失中x1可按公式計算即mblf1 1）L￡土￡]f1 1）L€+弓J高速級的外嚙合中重合度g=1.584,則得中x1=2.486/ma1 m式中z1——齒輪副中小齒輪的齒數z2——齒輪副中大齒輪的齒數f式中z1——齒輪副中小齒輪的齒數z2——齒輪副中大齒輪的齒數f——嚙合摩擦系數，取0.2m1 1、一中刃=2.486x0.2—+—=0.041ma1 "1743)內外嚙合中重合度g=1.864，則的中幻=2.926fmb1 mx1mb1一(1 1\ =2.926x0.2一———=0.0080"43103)即得中x1=0.041+0.008=0.049,m門b=1—61x0.049=0.95a1x1 7.13.7.2低速級嚙合損失系數中x2的確定外嚙合中重合度g=1.627中x2ma2=2.554f=2.544x0.2=0.037內嚙合中重合度g=1.858中x2=2.917/ma2 中x2=2.917/ma2 m=2.917x0.2——一=0.019"2391)即得中x2=0.037+0.019=0.056,m門b2=1—4x0.056=0.955中x2=0.037+0.019=0.056,ma2x2 5則該行星齒輪的傳動效率為門 =叩1叩2=0.9552x0.95=0.9074，傳動效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。3.8結構設計3.8.1輸入端根據ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結構，因為它的直徑較小，d1=276所以a1采用齒輪軸的結構形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。

按公式d>按公式d>c勇=1120min\n=112x0.904=101.3mm按照3%-5%增大，試取1000為125mm，同時進行軸的結構設計⑶，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。圖2如圖2所示圖2帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為125mm，再過臺階d為130mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環用于軸承的軸向定位和固定。設d為150mm,寬度為10mm。根據軸承的選擇確定d3為140mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖3圖3圖33.8.2輸出端根據d0i>c擇=1123P=300mm,帶有單鍵槽⑷，與轉臂2相連作為輸出軸。二級行星齒輪減速器設計取d為300mm,選擇63X32的鍵槽。再到臺階d為320mm。輸出連接軸為310mm,選擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示圖4八31□X45”圖5圖4八31□X45”圖5OZQKOM珞QO十3.8.3內齒輪的設計內齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖7、圖8所示

3.8.4行星齒輪設計3.8.4行星齒輪設計行星齒輪采用帶有內孔結構，它的齒寬應該加大［5,以保證該行星齒輪c與中心齒輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和行星齒輪c相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。如圖8、圖9所示圖8 圖9而行星齒輪的軸在安裝到轉臂X的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。

一個結構合理的轉臂x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于2X-A型的傳動比3>4時，選擇雙側板整體式轉臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內。轉臂X作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。如圖10、圖11所示圖10圖11圖10圖11轉臂X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差f可按公式計算，先已知高速級的嚙合中心距a=270mm[6]則得fV±匝=±淄=0.0517（mm）取f=51.7hma1000 1000 a各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差51按公式計算，即51＜（3-4.5）^^=（3-4.5）127°=0.0493-0.07391000 1000取51=0.062=62Hm轉臂X1的偏心誤差e1為孔距相對偏差51的%，即先已知低速級的嚙合中心距a=342mm，則得

/<±統=±83342=0.0559(mm)取/=55.9

a1000 1000 a各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差51按公式計算，即(3-4.5)^^=(3-4.5^342=0.05547-0.08321000 1000取51=0.069=69hm轉臂X1的偏心誤差e為孔距相對偏差51的%，即e牝―1=34.5hmx23.8.5箱體及前后機蓋的設計按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵［7。如圖12、13、14所示壁厚5=0.56KKT>6mmK——機體表面的形狀系數取1K——與內齒輪直徑有關的系數K取2.6T作用在機體上的轉矩d圖12圖13圖12圖13圖143.8.6齒輪聯軸器的設計浮動的齒輪聯軸器是傳動比i1的內外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開線。選取齒數為23，因為它們是模數和齒數相等的嚙合齒輪副［8。如圖15圖153.8.7標準件及附件的選用軸承的選擇：根據軸的內徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內徑為140mm,外徑為210mm。行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球的軸承內徑為90mm,外徑為160mm。行星齒輪2中的軸承為GB/T283-1994的圓柱滾子軸承。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承。螺釘的選擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據GB1161-89的長形油標的參數來設計。3.9齒輪強度的驗算校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大5H值均小于其相應的許用接觸應力5Hp，即5H<5Hp3.9.1高速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統的質量和剛度以及運行狀態有關，原動機工作平穩，為中等沖擊⑻。故選K為1.6,工作機的環境惡劣，屬于嚴重沖擊［9］。故選K為1.81動載荷系數Kv考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數，查表可得K=1.1082齒向載荷分布系數KHP考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸應力影響的系數，該系數K孫主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關。Kg=1+GT)PH查表可得。=1.12，RH=3貝VK =1+(1.12-1)3=1.362H3齒間載荷分配系數七、k^齒間載荷分配系數是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關。查表可得k^=1，kf=14行星齒輪間載荷分配不均勻系數kHp考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數。它與轉臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取kp=1.45節點區域系數ZH考慮到節點處齒廓曲率對接觸應力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節圓上的法向力的系數。根據z= c"'，取z為2.495H\cosa；sina H6彈性系數Ze考慮材料彈性模量E和泊松比v對接觸應力影響的系數，查表可得Z為189.807重合度系數Z￡考慮重合度對單位齒寬載荷尸的影響，而使計算接觸應力減小的系tbZ=「4^，故取0.897￡ 38螺旋角系數ZP考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數。z§=、/和，取Z°為19最小安全系數SS考慮齒輪工作可靠性的系數，齒輪工作的可靠性要求應根據重要程度，使用場合等。取S =110接觸強度計算的壽命系數ZNt考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環次數時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數和使用潤滑劑有關。取Z=1.039，Z=1.08511潤滑油膜影響系數z,Z，rzR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得Z廣1,Z廣0.987,Z=0.99112齒面工作硬化系數Z，接觸強度尺寸系數Z考慮到經光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉過程中對調質剛的大齒輪產生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數。故選Z=1，Z=1根據公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力 。［10，即中心齒輪a1的HP。=整四ZZZZZZ=1422MHpS NtLVRWX PaHmin

行星齒輪C1的b 共limZZZZZZ=1486MHpS NtLVRWX PaHmin外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中bH1=bH2，則bH1="H0頊KKKH，51=孔X土ZZZZ，經計算可得b=b=987M

\dbuHE8p H1 H2 Pa' 1則。<b=1422M,b<b=1486M 滿足接觸疲勞強度條件。3.9.2高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核。1名義切向力Ft已知T=2355N.m，〃=3和d=153mm，則得F=竺、=2000X2355=31960N使用系數K，和動載系數K的確定方法與tnd' 3X153 a vPa接觸強度相同。2齒向載荷分布系數KFpFp F&由圖可知RF=1，0=1.411，則KpFp F&由圖可知RF=1，0=1.411，則Kp=1.3113齒間載荷分配系數KFa齒間載荷分配系數K可查表K=1.1Fa4行星齒輪間載荷分配系數KFp=1Fp=1+1.6(1.2-1)=1.32行星齒輪間載荷分配系數K按公式計算K5齒形系數Yfa查表可得，Y=2.421,Y=2.656fa2Jfa2J2^1-5776應力修正系數Ysa查表可得Y=1.684,

sa17重合度系數Y8查表可得丫 =0.25+075=0.723￡1 1.588螺旋角系數Yb=19計算齒根彎曲應力。f.=土YYYKKKKK=187MF1bmFa1&PAV FP FaFP PaF=3YYKKKKK=189MF2bmFa2￡PAV FP FaFP Pa10計算許用齒根應力。FpC YYYrYY已知齒根彎曲疲勞極限。 =400N/mm2Fmin查得最小安全系數S =1.6,式中各系數Y，Y，Y，Y和Y取值如下:Fmin STNT &relT RrelTx(3x106)0.02查表Y=2，壽命系數Y=\ —I=1L/查表齒根圓角敏感系數Y&T1=1， Y&T2=0.95相對齒根表面狀況系Y =1.674-0.529（R[+1）.1=1.043Y =1.674—0.529（R+1）.1=1.043RrelT2 乙；& <C,a-c滿許用應力C =694M,c=474M；& <C,a-c滿足齒根彎曲強度條件。3.9.3高速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核高速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 K=1.272，K睥=1.189,二189.8,Z=1,Z=2.495,K=1.098,Z=0.844，Z=1.095,Z=1.151,P h Ha ￡ N1 N2Z=1,Z=1,Z=0.987,Z=0.974,Z=0.991,Z=0.982,Z=1.153,L1 L2 V1 V2 R1 R1 W1zW2=1.153,ZX]=1,Zx2=1,Sn=1計算行星齒輪的許用應力為

。=^mzzzzzz=1677MHp1S NtLVRWX paHmin計算內齒輪cl的接觸許用應力。二^mzzzzzz=641mHp1S NtLVRWX paHmin而七氣*H志KK聲h§KHaK-.I=396M則bh1=Gh2<641M 得出結論：滿足接觸強度的條件。3.9.4低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核1選擇使用系數Ka原動機工作平穩，為中等沖擊。故選K為1.6,工作機的環境惡劣，屬于嚴重沖擊。故選K為1.82動載荷系數Kv-0.25-0.25=1.034k=一_，、一VL92+J200x43齒向載荷分布系數KHPKg=l+GT)PH=1.2294齒間載荷分配系數kH、kF查表可得k=1.021k=1.0215節點區域系數zH取z=購ag氣=2.495-ycosa「sina6彈性系數ze考慮材料彈性模量E和泊松比v對接觸應力影響的系數，查表可得z為189.807重合度系數z考慮重合度對單位齒寬載荷*的影響’而使計算接觸應力減小的系數；4-￡ ，一z='-^，故取0.8898螺旋角系數ZP考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數。z§=偵應胃，取Z°為1計算齒面的接觸應力bH1=bH0JKAKKH°KH1KHP1代人參數b=b=1451M9最小安全系數Sn，S取Sn=110接觸強度計算的壽命系數ZNt取Z=1.116，Z=1.11711潤滑油膜影響系數z，Z，ZR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得Z=1，Z=0.958,Z=0.99612齒面工作硬化系數Z，接觸強度尺寸系數Z選Z=1，Z=1計算許用接觸應力b=limZZZZZZ=1770M（中心齒輪a2）Hp1S NtLVRWX paHmin（行星齒輪c2）=bHlimZZZZZZ=1525（行星齒輪c2）Hp2S NtLVRWX paHmin接觸強度校核:b=b1451M<b （滿足接觸強度校核）3.9.5低速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核1名義切向力Ft已知T=16223.47N.m,n=3和d'=276mm，則得3x276F=縫如=2°°。燈6223.47=]28628N使用系數K，和動載系數K的確定方tnd' 3x276 a v3x276Pa法與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數K鄧齒向載荷分布系數K鄧按公式計算，即K鄧=1+G「1九F由圖可知RF=1，0=1.229，則K=1.2293齒間載荷分配系數KFa齒間載荷分配系數K可查表K=1.0214行星齒輪間載荷分配系數KFp行星齒輪間載荷分配系數K按公式計算kFp=]+1.6（1.2-1）=1.325齒形系數Yfa查表可得，Y=2.531,Y=2.5846應力修正系數Ysa查表可得Y=1.630,Y=1.5907重合度系數Y￡查表可得Y=0.25+075=0.710￡1 1.588螺旋角系數Y§=]9計算齒根彎曲應力。f.=EyYYKKKKK=396MF1bmFa]&PAV FP FaFP PaF==YYYKKKKK=394MF2 bm Fa2￡PAV FP FaFP Pa10計算許用齒根應力。Fpb=%mnYYYrYY已知齒根彎曲疲勞極限。 =400N）mm2Fmin

查得最小安全系數S =1.6,式中各系數Y,Y,Y,Y和Y取值如下Fmin STNT brelT RrelT x（3x106V02查表Y=2，壽命系數Y=|一I=1ST NTN）L/查表齒根圓角敏感系數YbiTi=1，Y^^2=i(RrdT\\\R+173-1=1.043相對齒根表面狀況系Y =1.674-0.529(RrdT\\\R+173-1=1.043Y=1.674-0.529許用應力。=674M,a=484M因此5 ＜。 ；5 ＜。 ，a2-c2滿足齒根彎曲強度條件。3.9.6低速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核低速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似[11。選擇K=1.051，K&=1.213,Z=189.8,Z&=1,Z=2.495,K=1.098,Z=0.844Z^1.192,Z=1.261,ZZ=1,Z=0.958,Z=0.912,Z=0.996,Z=0.992,Z=1.153,Z=1.153,Z=1,Z=1,S=1R1 R1 W1 W2 X1 x2 Hmin計算行星齒輪的許用應力為。=^mzzzzzz=1782MHp1 S NtLVRWX pa計算內齒輪c1的接觸許用應力計算內齒輪c1的接觸許用應力。Hp1=￥limZZZZZZ=665MS NtLVRWX paHmin而七1=七2=。Hod^KKKK：=652Mpa則bH1=CH2<652M 得出結論：滿足接觸強度的條件。3.10基本構件轉矩的計算-￡=—則得中心齒輪的轉矩的關系為T i(b1b2)Ta1--G+P)G+P)'a2=-4.957X7.0588『a21 2TT°-P1 -740 _,丁T1=9549 =9549 =7066.26mm=T1 °T=-247251.7nmm；T=250843Nmm3.11行星齒輪支撐上的和基本構件的作用力在行星齒輪傳動嚙合時，基本構件及其輸出軸上不僅受到來自行星齒輪的嚙合作用力，而且在軸的伸出端上受到其他連接零件的作用力，在進行輸出軸和軸承計算時，該集中的作用力的大小可按下列公式計算。如：2=(0.2-0.35)鄂式中T——傳動軸上的轉矩。D——圓柱銷中心分布圓的直徑在2X-A型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上的切向力F為F=了"°Pa高速級F=F =31959.75N低速級F=F=128628N基本構件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。。FZ=dcos*osaXU1Kzn p式中的d——傳動軸的直徑p——齒輪的螺旋角a——法面壓力角K——制造和安裝誤差的休正系數z在2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪C在行星齒輪傳動中總是承受雙向彎曲載荷。因此，行星齒輪C易出現齒輪疲勞折斷。必須指出：在行星齒輪傳動中的齒輪折斷具有很大的破壞性。如果行星齒輪C中的某個齒輪折斷，其碎塊落在內齒輪

的齒輪上，當行星齒輪C與內齒輪相嚙合時，使得b-c嚙合傳動卡死，從而產生過載現象而燒壞電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當的提高齒輪的彎曲強度，增加其工作的重要性相當重要。3.12密封和潤滑行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。3.13運動仿真行星齒輪減速器裝配完成后，進行運動仿真設計，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來。把旋轉馬達安裝在輸入軸上，設置其轉速為n1000rpm，1通過設置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉，又繞著行星軸自轉。同時轉臂1進行轉動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。御直I慍I動畫馬爸御直I慍I動畫馬爸DO：DO:0O1111111