二齒差行星齒輪減速器設計實施方案

1、二齒差行星齒輪減速器設計劉慶濤(121211403142)1引言行星齒輪傳動在我國已有了許多年地發(fā)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(tǒng)地研究和試制工作.無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大地成就，并獲得了許多地研究成果.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地進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進地機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極地吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國地行星傳動技術有了迅速地發(fā)展.b5E2R2設計背景試為某水泥機械裝置設計所需配用地行星

2、齒輪減速器，已知該行星齒輪減速器地要求輸入功率為p=740KW,輸入轉速n1=1000rpm,傳動比為jp=35.5，允許傳動比偏差P=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傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高.P1Ea%3設計計算3.1 選取行星齒輪減速器地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(huán)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，適用于任何工況下地大小功率地傳動.選用由兩個2X-A型行星齒輪傳動串聯而成地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

3、簡圖如圖1所示：DXDiTPIP2C2C1他口萬輸出軸B1圖13.2 配齒計算根據2X-A型行星齒輪傳動比i0地值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動地內p齒輪b1,行星齒輪C地齒數.現考慮到該行星齒輪傳動地外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪a1數為17和行星齒輪數為nP=3.根據內齒輪zb1=（ipi）za1RTcrpzb1=7.1-117=103.7103對內齒輪齒數進行圓整后，此時實際地P值與給定地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5PCzVza1i=1+a1=7.0588zb1其傳動比誤差*=0=38=5%ip7.1根據同心條件可求得行星齒輪c1地齒數為zc1=zb

4、1_za1；2=43所求得地ZC1適用于非變位或高度變位地行星齒輪傳動.再考慮到其安裝條件為:za1zb1C=40（整數）第二級傳動比心2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zb1p2=（ip1-1）za1,zb1=（5-1）23=92再考慮到其安裝條件，選擇zb1地齒數為91jLBHr。根據同心條件可求得行星齒輪C1地齒數為zc1=(zb1za1)/2=34za1實際傳動比為其傳動比誤差i=1+a-1=4.957zb1i=lip-il=8%ip3.3初步計算齒輪地主要參數齒輪材料和熱處理地選擇：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

5、材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨地齒輪及齒面較寬地齒輪，故且滿足需要.齒面硬度為58-62HRC,根據圖二可知，取22仃Hlim1400N/mm,crFlim=340N/mm,中心齒輪加工精度為K級，局速級與低速級地內齒輪均采用42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當地強度和硬度等力學性能.調質硬度為217-259HRC,根據圖三可知，取22,仃Hlim=780N/mm,仃Flim=420N/mm輪B1和B2地加工精度為7級.xhaqx3.3.1計算高速級齒輪地模數mT1 K A K FP K F ' Y Fa 1彎曲強度地初算公式，為2dzd二Flimz1知Zai=17

6、,仃Flim=340N/2.中心齒輪a1地名義轉矩為a1mmP1740T1 =9549 =9549 =2355.43X1000算式系數K m = 12.1，按表6-6取使用系數Ka=6;按表6-4取綜合系數kf£=1.8;取接觸強度計算地行星齒輪間載荷分布不均勻系數khp=1.2由公式可得kfp=1.6（khp-1）=1+161.2-1）=1.32；由表查得齒形系數丫廠=2.67；由表查地齒寬系數0=0.8;則所得地模數m為ldaycfa1d= 8.55 mm“2355.41.61.81.322.670.8 17 17 390m=12.13取齒輪模數為m=9mm3.3.2計算低速級地

7、齒輪模數mm =31 KaKfP KFqYFa1d 4 0 F lim按彎曲強度地初算公式，計低速級齒輪地模數m為現已知za2=23,oFlim=410N/2.中心齒輪a2地名義轉矩mm2=一=1Pl1=7.05882355.4=16626.29nmm取算式系數km=12.1,按表6-6取使用系數ka=16按表6-4取綜合系數kfg=1.8;取接觸強度計算地行星齒輪間載荷分布不均勻系數khp=1.2,由公式可得kfP=1+1.6（khP1）=1+1.6。21）=1.32；由表查得齒形系數Yfa1=2.42;由表查地齒寬系數4=0.6；則所得地模數m為Zzz6乙dm =12.1=12.4mm31

8、6626.291.61.81.322.420.62323420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a1為1 1aa1c1=1mza1zc1=1121743=2702 JJ211,abici=2mzbzci=萬9103-43=2703.4.2低速級在兩個嚙合齒輪副中a2c2,b2c2中，其標準中心距a2為11,Ab2c2=mZb2-zc2=萬1291-34=34211,ab2c2=mZb2-Zc2=21291-34=342由此可見，高速級和低速級地標準中心距均相等.因此該行星齒輪傳動滿足非變位地同心條件，但是在行星齒

9、輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構地尺寸和質量2；還可以改善齒輪副地磨損情況以及提高其載荷能力.dvzfv。由于嚙合齒輪副中地小齒輪采用正變位（X1A0）,大齒輪采用負變位（X2<0）.內齒輪地變位系數和其嚙合地外齒輪相等，即X2=X1，zx-A型地傳動中，當傳動比iax>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Xc=Xb=Xa<0.rqyn1。3.4.3高速級變位系數確定外齒輪副地變位系數，因其高度變位后地中心距與非變位地中心距不變，在嚙合角仍為a'=270,z工=乙+存=60根據表選擇變位系數Xa=0.314Xb=-0.31

10、4Xc=-0.3143.4.4低速級變位系數因其嚙合角仍為a'=342z£=-+z2=57根據表選擇變位系數Xa2=0.115Xb2=-0.115Xc2=-0.1153.5幾何尺寸地計算對于雙級地2x-A型地行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸地計算，各齒輪副地幾何尺寸地計算結果如下表：3.5.1高速級項目計算公式a1-c1齒輪副bici齒輪副分度圓直徑di=m1z1d2=m1z2di=153d2=387d1=387d2=927基圓直徑dbi=dicosadb2=d2cosadbi3.77db2=363.66dbi=363.661db2=871.095頂圓直徑dai外嚙合dai=

11、di+2m（ha*Xi）da2=d2*2m（ha*X2）dai=i76.65dbi=399.35內嚙合da2=d2+2m（ha*X2）da2=d2-2mha+X3）da2=d門+2a'+2cm（插齒）dbi=399.35da2=906.33齒根圓直徑df外嚙合dfi=di2（ha+C-Ximdf2=d-2（ha+C-X2）mdfi=i36.i5df2=358.85內嚙合df產di-2（ha，c”-X2）mdf2=dao+2a'o2（插齒）dfi=358.85df2=943.683.5.2低速級:項目計算公式ai-ci齒輪副bi-ci齒輪副分度圓直徑di=mizid2=miz2d

12、i=276d2=408di=387d2=927基圓直徑d巾dicosadb2=d2cosadbi=i43.77db2=363.66dbi=363.66idb2=87i.095齒頂圓直徑da1外嚙合da1=dl2m（ha*+xJda2=d2+2m（ha沖+X2）da1=302.75da2=429.25內嚙合da2=d2+2m（ha、X2）da2=d2-2m（ha'+X3）da2=df1+2a，+2/m（插齒）da2=429.25da2=1069.31齒根圓直徑df外嚙合df1=d-2（ha+c”-X）mdf2=d-2（haX2）mdf1=248.75df2=375.25內嚙合df1=d2

13、（ha+c-X2）mdf2=da0+2a02（插齒）df1=375.25df2=1119.213.5.3關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑地計算已知模數m=9mm,盤形直齒插齒刀地齒數為18,變位系數為X0=0.（仲等磨損程度）,試求被插齒地內齒輪b2地齒圓直徑.齒根圓直徑df2按下式計算，即df2=da0+2a'02（插齒）da0插齒刀地齒頂圓直徑插齒刀與被加工內齒輪地中心距a02dao=mz02mhaoX0=918291.25=186.3mm高速級：df2=da0+2a'02=186.3+2M378.69=943.68mm低速級：選擇模數m=12mm,盤形直齒插齒刀地齒數

14、為17dao=mz02mhaoX0=12仔2121.250.1=236.4mmdf2=da0+2a'02=236.4+2416.455=1069.31mm（填入表格）3.6裝配條件地驗算對于所設計地雙級2X-A型地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dac<2aacsin已知高速級地dac=399.35,2，=270和5=3代入上式，則np399.35<2m270父sin二=467.64mm滿足鄰接條件3將低速級地dac=429.25,2'=342和口P=3代入，M得429.25<2x342xsin-=592.344mm滿足

15、鄰接條件33.6.2同心條件按公式對于高度變位有Za+2Zc=Zb已知高速級Za/，Zc=43Zb=i03滿足公式則滿足同心條件.已知低速級Za=23,Zc=34Zb=9i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Zi"=C（整數）npiZa2,Zb2np2Zai.Zbinpii7i03、,一，丁:4。:速級滿足裝配條件）Za2+Zb2=學坦=38（低速級滿足裝配條件）np23.7傳動效率地計算雙級2X-A型地基本行星齒輪傳動串聯而成地，故傳動效率為n=*1aix2bib2naixia2x2由表可得:b二i一aixiPi1b2=ia2x2P2P2Fx2Xix

16、i和軸承損失系數中之和.n.xi-、3.7.i局速級嚙合損失系數中地確定-.一xi-、在轉化機構中，其損失系數中等于嚙合損失系數xixixi即中=£中十£mnx1x1x1其中=一mma1mb1x1-轉化機才中中心輪bl與行星齒輪cl之間地嚙合損失mb1x1.,.i轉化機才中中心輪al與行星齒輪c1Ni地嚙合損失ma1xl.一平可按公式計算即mb1x1中mb1f上士1m.lZ1Z2J高速級地外嚙合事重合度=1.584,x1則得1ma1式中z1齒輪副中小齒輪地齒數z2齒輪副中大齒輪地齒數f嚙合摩1S系數，取0.2mx1ma1-1=2.486f一mIlzZ2J=2.4860.21

17、1=0.0411743,x1I11內外嚙合中重合度W=1.864,則地中=2.926f一十mb1mlZ1Z2>.x1_11=2.9260.2=0.0080mb143103x1b61即得=0.041+0.008=0.049,1-6.10.049=0.95ma1x171x2.、3.7.2低速級嚙合損失系數中地確定外嚙合中重合度=1.627x2=2.554fma2m=2.5440.211=0.0372334內嚙合中重合度=1.858x21111、2=2.917f一=2.917父0.2.一=0.019ma2mVz1z2J(2391J即得x2,=0.037+0.019=0.056,b2a2x2,4

18、二1,0.056=0.955則該行星齒輪地傳動效率為n=nb1nb2=0.9552m0.95=0.9074,傳動效率高滿足a1x2alxla2x2短期間斷工作方式地使用要求.3.8結構設計3.8.1 輸入端根據ZX-A型地行星齒輪傳動地工作特點，傳遞功率地大小和轉速地高低情況，首先確定中心齒輪al地結構，因為它地直徑較小，d1=276所以al采用齒輪軸地結構形式；即將中心齒輪al與輸入軸連成一體.Emxvx按公式domin= 1127401000= 112x0.904 = 101.3 mm 按照 3%-5%增大，試取為125mm同時進行軸地結構設計3,為了便于軸上地零件地裝拆，將軸做成階梯形如

19、圖2所示SixE2。圖2帶有單鍵槽地輸入軸直徑確定為125mm再過臺階d1為130mm兩足密封元件地孔徑要求.軸環(huán)用于軸承地軸向定位和固定.設2為150mm寬度為10mm中艮據軸承地選擇確定d3為140mm.t稱安裝軸承，試確定其他各段等.如圖36ewMy圖33.8.2輸出端根據domin4=300mm,市有單鍵槽，與轉臂2相連作為輸出軸取d1為300mm選才？63X32地鍵槽.再到臺階d2為320mm&出連接軸為310mm選擇70X36地鍵槽.如圖4、圖5所示kavU43.8.3 內齒輪地設計內齒輪bl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所示圖6圖73.8.4

20、行星齒輪設計行星齒輪采用帶有內孔結構，它地齒寬應該加大5,以保證該行星齒輪c與中心齒輪a地嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和行星齒輪c相嚙合.在每個行星齒輪地內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著.如圖8、圖9所示y6V3A。圖8圖9而行星齒輪地軸在安裝到轉臂X地側板上之后，還采用了矩形截面地彈性擋圈來進行軸地固定.3.8.4轉臂地設計一個結構合理地轉臂x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠地強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間地載荷分布均勻，而且具有良好地加工和裝配工藝.對于2X-A型地傳動比/*:>4時，選擇雙側板整體式轉臂.因為行星齒輪地軸承一般安裝在ax行星齒輪地輪緣內.轉臂X作為

21、行星齒輪傳動地輸出基本構件時，承受地外轉矩最大.如圖10、圖11所示M2ub6圖10圖11轉臂X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線地中心極限偏差f可按公式計算，先已知a高速級地嚙合中心距a=270mm,則得0Yujc。83a83270<±-8a=±80=0.0517(mm)取f=51.7ma100010001a各行星齒輪軸孔地孔距相對偏差61按公式計算，即1 三 3 -4.5=：!3 -4.5= 0.0493 -0.0739取1=0.062=62Jm轉臂X1地偏心誤差ex為孔距相對偏差61地%,即先已知低速級地嚙合中心距a=342mm則得,83a83342f<

22、7;=±=0.0559(mm)取f=55.9Nm1a10001000a各行星齒輪軸孔地孔距相對偏差61按公式計算，即、a-、3423-4.5=3-4.5=0.05547-0.083210001000取、1=0.069=69m轉臂X1地偏心誤差ex為孔距相對偏差61地%,即ex二 34.5m3.8.5箱體及前后機蓋地設計按照行星傳動地安裝類型地不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，具特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用地行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量地避免壁厚突變，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eUts8。壁厚,

23、=0.56KtKd4Td-6mmKt機體表面地形狀系數取1Kd與內齒輪直徑有關地系數kd取2.6Td作用在機體上地轉矩圖12圖13圖143.8.6齒輪聯軸器地設計浮動地齒輪聯軸器是傳動比i=1地內外嚙合傳動，其齒輪地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地嚙合齒輪副8.如圖15SQSAE圖153. 8.7標準件及附件地選用軸承地選擇：根據軸地內徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中地內徑為140mm,外徑為210mm.T星齒輪中地軸承為雙列角接觸球地軸承內徑為90mm外徑為160mm.行星齒輪2中地軸承為GB/T283-1994地圓柱滾子軸承.輸出軸承為GB/T2

24、76-1994地深溝球軸承.GMsIa螺釘地選擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘.吊環(huán)地設計參照標準.通氣塞地設計參照設計手冊自行設計.以及油標地設計根據GB1161-89地長形油標地參數來設計.TIrRGo3.9齒輪強度地驗算校核齒面接觸應力地強度計算，大小齒輪地計算接觸應力中地較大6H值均小于其相應地許用接觸應力6Hp,IPdH<5Hp3.1.1 高速級外嚙合齒輪副中接觸強度地校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起地附加動載荷影響地系數，它與原動機和工作機地特性，軸和連軸器系統(tǒng)地質量和剛度以及運行狀態(tài)有關，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊8.故選Ka為1.6,工作機地環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊9.故選Ka

25、為1.87EqZc1動載荷系數Kv考慮齒輪地制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響地系數，查表可得Kv=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地系數，該系數KHB主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸地平行度，跑合情況等有關.izq7iKhP=1+(Bb-1即查表可得日b=12，NH=3則KH二=11.12-13=1.3623齒間載荷分配系數kHa、kFa齒間載荷分配系數是考慮同時嚙合地各對齒輪間載荷分布不均勻影響地系數.它與齒輪地制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關.查表可得kHa=1，kFa=1zvPge04行星齒輪間載荷分配不

26、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地系數.它與轉臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動地結構等因素有關.查表取kHp=1.4NrP0J。5節(jié)點區(qū)域系數7zH考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力地影響.并將分度圓上地切向力折算為節(jié)圓上地法向力地系數.根據12cosBacosat，取7H為2.4951nowf。cosat sinatZH-2'ZH6彈性系數Ze考慮材料彈性模量E和泊松比期對接觸應力影響地系數，查表可得Ze為189.807重合度系數Z&考慮重合度對單位齒寬載荷Ft.b地影響，而使計算接觸應力減小地系,故取0.8978螺旋角系數zp考慮螺旋角造成地接觸線

27、傾斜對接觸應力影響地系數.zp=JcosP,取Zp為19最小安全系數Shmin,SFmin考慮齒輪工作可靠性地系數，齒輪工作地可靠性要求應根據重要程度，使用場合等.取,=1SHmin10接觸強度計算地壽命系數zNt考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數時，它與一對相嚙合齒輪地材料，熱處理，直徑，模數和使用潤滑劑有關.fjnFL。取ZnJI.039,Zn2t=1.08511潤滑油膜影響系數zL,zV,zR齒面間地潤滑油膜影響齒面地承載能力.查表可得ZL=1,ZV=0.987,ZR=0.99112齒面工作硬化系數7，接觸強度尺寸系數7wx考慮到經光整加工地硬齒面地小齒輪在運轉過程中對調質剛地大

28、齒輪產生冷作硬化.還考慮因尺寸增大使材料強度降低地尺寸效應因素地系數.故選Z=1,wZx=1tfnNh。根據公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力仃HP”。，即中心齒輪a1地HP二Hlim_HpPaZNtZLZVZRZwZx=1422MShminPa行星齒輪C1地仃Hp-ZNtZlZvZRZwZx=1486MSHmin外嚙合齒輪副中齒面接觸應力地計算中仃H1=aH2，HIH2H1=二H0KAKUKH|.；KHaKHP1Ft u 1仃 H。）。TZhZeZIP,經計算可得二H1十二H 2 - 987M Pa滿足接觸疲勞強度條件.則仃H1<HP1=1422MPa，仃H2<OHP2=1

29、486MPa3.1.2 高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度地校核1名義切向力Ft已知Ta=2355N.m,np=3®da=153mmflU得Ft20007 aF mda2000 2355= 31960N使用系數3 153K a,和動載系數k v地確定方法與接觸強度相同.2齒向載荷分布系數KFp齒向載荷分布系數kf：按公式計算，即Kf：=bTF由圖可知NF=1,10b=1.411,貝UK鄧=1.3113齒間載荷分配系數KFa齒間載荷分配系數KFa可查表KFa=1.14行星齒輪間載荷分配系數KFp行星齒輪問載荷分配系數KFp按公式計算KFp=1+1.6(1.21)=1.325齒形系數Yfa查表

30、可得，Yfa1=2.421,Yfa2=2.656laIla26應力修正系數vIsa查表可得V厘=1.684,V0=1.577Isa1YIsa27重合度系數Y075查表可得Y=0.25=0.723丫11.588螺旋角系數Yp=19計算齒根彎曲應力仃f7F1=FmtYFaYYKaKvKFKFaKFP=187MpaF2=F；YFa2YYKaKvKfKFaKFP=189Mpa10計算許用齒根應力aFPSf min。FP=”皿YstYmY金iTYRrelTYx已知齒根彎曲疲勞極限仃Fmin=400N/m查得最小安全系數SFmin=16式中各系數丫$1，Ynt,丫弟/，丫口同丁和丫*取值如下：0.0231

31、06查表Yst=2,壽命系數Ynt=1<Nl)查表齒根圓角敏感系數丫輛尸，丫砂2=。.950.1相對齒根表面狀況系YRrelT1=1.674-0.529(Rz+1)=1.0430.1YRrelT2=1.674-0.529Rz1=1。43許用應力cFp1=694MPa,二Fp2=474MPa因此6F1<仃Fp1，BF2<仃Fp2，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地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地計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中地強度相似.選擇Kv=1.272,KHp=1.189,=189.8,ZP=1，Zh

32、=2.495,K4二1.098,Z乞=0.844,ZN1=1.095,ZN2=1.151,ZL1=1，ZL2=1，ZV1=0.987,ZV2=0.974,ZR1=0.991,Zr1=0.982,ZW1=1.153,ZW2=1.153,Zx1=1，ZX2=1，SHmin=1HbmVN計算行星齒輪地許用應力為二Hlim一、-Hp1-u、ZNiZlZvZrZwZx=1677MpaShmin計算內齒輪c1地接觸許用應力二Hlim-Hp1OZNtZlZvZrZwZX=641MpaShmin而H1=H2=H0,KaKuKhKHa1KHP1=396Mpa則仃H1=Oh,<641|V|得出結論：滿足接觸

33、強度地條件.HIH2pa3.9.4 低速級外嚙合齒輪副中接觸強度地校核1選擇使用系數ka原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊.故選ka為1.6,工作機地環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊.故選Ka為1.82動載荷系數Kv92八一!92十，2004色.25r= 1.0343齒向載荷分布系數KHKH-1b-1H=1.2294齒間載荷分配系數kHa、kFa查表可得kHa=1.021kFa=1.0215節(jié)點區(qū)域系數zHJ2cos:cos.a2a=2.495cosatsinat6彈性系數Ze考慮材料彈性模量E和泊松比v對接觸應力影響地系數，查表可得Ze為189.807重合度系數Z考慮重合度對單位齒寬載荷Ft；.b地影響，而使

34、計算接觸應力減小地系數4-；一a,故取0.88938螺旋角系數Zp考慮螺旋角造成地接觸線傾余對接觸應力影響地系數.zb=JcosB，取zp為1計算齒面地接觸應力仃H1=。hMKaKUKH0KHa1KHP1代人參數二H1=二H2=1451Mpa9最小安全系數q.,qSHmin7SFmin取GH=1SHmin10接觸強度計算地壽命系數zNt取ZN1t=1.116,ZN2t=1.11711潤滑油膜影響系數zL,ZV,zR齒面間地潤滑油膜影響齒面地承載能力.查表可得ZL=1，ZV=0.958，ZR=0.99612齒面工作硬化系數Zw,接觸強度尺寸系數z選Zw=1Zx=1計算許用接觸應力Hp1二 H l

35、imSh minZnZlZvZrZwZx =1770M pa （中心齒輪a2）二 H limHp2 oS H minZniZlZvZrZwZx=1525M pa （行星齒輪 c2）接觸強度校核:0H1=仃H21451Mpa。Hp2（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地校核1名義切向力Ft已知Ta=16223.47N.m,np=3和d=276mm!U得2000Ta200016223.47Ft=心=128628N使用系數和動載系數地確止萬t3276KaKvmda法與接觸強度相同.2齒向載荷分布系數KFp齒向載荷分布系數KF按公式計算，即k-b-1f由圖可知NF=1,10b=

36、1.229,則K邛=1.2293齒間載荷分配系數KFa齒間載荷分配系數KFa可查表KFa=1.0214行星齒輪間載荷分配系數KfP行星齒輪問載荷分配系數kFp按公式計算KFp=1+1.6(1.21)=1.325齒形系數丫fa查表可得，Yfa1=2.531,Yfa2=2.584laIla26應力修正系數vsa查表可得Ys.=1.630,Ysa2=1.590salsa27重合度系數Y8075查表可得V”0.25-0.710Y11.588螺旋角系數丫口=19計算齒根彎曲應力仃，二F1七YFaYYKaKvKfKFaKFp=396Mpa二F2由YFa2YYKaKvKfKFaKFP=394Mpa10計算許

37、用齒根應力仃FP仃Fp=”nYsTYNtY&lTYRrelTYx已知齒根彎曲疲勞極限仃 SFminFmin =400n, mm2查得最小安全系數SFmin=1.6,式中各系數Yst，Ynt，丫次/，Y RrelT和Yx取值如下查表Yst=2,壽命系數Ynt= 笠100.026一 =1查表齒根圓角敏感系數Y.relT1=1,Y、.reiT2=10.1相對齒根表面狀況系YRrelT1-1.674-0.529Rz1=1.0430.1YRrelT2=1.674-0.529Rz1=1.043許用應力仃FP1=674MPa,仃Fp2=484MPa因此6F1<仃FP1；FF2<QrFp2

38、，a2c2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地校核23/28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地計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中地強度相似11.選擇Kv=1.051,Khj1.213,z189.8,z口=1,Zh=2.495，KHa=1.098，Z£=0.844V7l4jZni=192,Zn2=1.261,Zl1=1,Zl2=1,Zv1=0.958,Zv2=0.912,ZR1=0.996,ZR1=0.992,ZW1=1.153,ZW2=1.153,ZX1=1，ZX2=1，SHmin= _11 p1 1 p2 Ta24.957X7

39、.0588Ta2計算行星齒輪地許用應力為Hp1二 H limSHminZmZlZvZrZwZx=1782M pa計算內齒輪c1地接觸許用應力仃HP1=-lmZNtZlZvZrZwZX=665MpaShmin而；H1=H2=H0KaKuKhKHa1KHP1=652Mpa則仃H1=。H2<652"pa得出結論：滿足接觸強度地條件.3.10基本構件轉矩地計算Ta1 1一 .b1b2T x2i a1x2則得中心齒輪地轉矩地關系為a2P2x2一 c c P1 c cT1 =95499549n17401000= 7066.26mm=Ta1Ta2=-247251.7nmm；Tx2=25084

40、3Nmm3.11行星齒輪支撐上地和基本構件地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地嚙合作用力，而且在軸地伸出端上受到其他連接零件地作用力，在進行輸出軸和軸承計算時,該集中地作用力地大小可按下列公式計算.如：83lcP。2000TQ=0.2-0.35D式中T傳動軸上地轉矩.D圓柱銷中心分布圓地直徑在2X-A型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上地切向力F為Fac=-2000Taacacmda高速級Fa1c1=Fb1c1=31959.75Naicibici低速級Fa2c2 = Fb2c2 =128628N基本構件地軸承上所承受地作用力地大小可按下列公式計算2Tdcos-

41、 cosan npxJk式中地d傳動軸地直徑一：一一齒輪地螺旋角an法面壓力角Kz制造和安裝誤差地休正系數在2X-A型傳動中，作為中間齒輪地行星齒輪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：在行星齒輪傳動中地齒輪折斷具有很大地破壞性.如果行星齒輪C中地某個齒輪折斷，其碎塊落在內齒輪地齒輪上，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.適當地提高齒輪地彎曲強度，增加其工作地重要性相當重要.mZkkl。3.12密封和潤滑行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑地方式，通過內齒輪和行星齒輪地傳動把油甩起

42、來，帶到零件地各個部分.在輸入軸地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.密封地方式為采用氈圈式密封.簡單低廉.但接觸面地摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短.AVktR。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中制作動畫地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n1=1000rPm，通過設置，輸入軸上地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25/28時轉臂1進行轉動.通過齒輪地傳動，帶動了輸出軸地轉動.最后保存為AVI地格式動畫，可以對外輸出.ORjBn電整體裝配用.SUMS! 結論通過對行星齒輪地設計過程地熟悉，與傳統(tǒng)地減速器地設計有很大地不同，計算方式不一樣、安裝方式