行星齒輪減速器設計DOC

1、1 引言行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(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)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(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的機械設備和技術，經(jīng)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(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)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二740KW

2、，輸入轉(zhuǎn)速n=1000rpm，傳動比為i二35.5，允許傳動11p比偏差應=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(jié)構(gòu)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(jù)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(jié)構(gòu)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(lián)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二7.1,i=5進行傳動。傳動簡圖如圖1所示：p1p23.2配齒計算根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動比i的

3、值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內(nèi)p齒輪b，行星齒輪c的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中11心齒輪a數(shù)為17和行星齒輪數(shù)為n=3。根據(jù)內(nèi)齒輪Z=C1)Z1pb1p1a1Z=（7.1-1）17=103.7沁103b1對內(nèi)齒輪齒數(shù)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(nèi)。實際傳動比為i=1+=7.0588其傳動比誤差d=叮=吐沁=5%7.1根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為Z=(ZZ)；2=43c1b1a1'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+zb1z)=C=40整數(shù)丿第二

4、級傳動比i為5，選擇中心齒輪數(shù)為23和行星齒輪數(shù)目為3，根據(jù)內(nèi)齒輪zb1p2=(ip1-l)zal,zb1=(5-1)23=92再考慮到其安裝條件，選擇zb1的齒數(shù)為91根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為zcl=(zb1-za1)/2=34實際傳動比為i=1+竺丄=4.957zb1其傳動比誤差“=8%ip3.3 初步計算齒輪的主要參數(shù)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,滲碳淬火后齒面硬度高，耐沖擊性能好，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(jù)圖二可知，取aHl

5、im=1400N/mm2,cFlim=340Nimm2，中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內(nèi)齒輪均采用42CrMo，這種材料經(jīng)過正火和調(diào)質(zhì)處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取aHlim=780Nimm2,aFlim=420Nimm2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(shù)m按彎曲強度的初算公式，為m=TKKKY1AFPF，F(xiàn)a1©dz務Flim現(xiàn)已知Z=17,aFlim=340a12。中心齒輪a1的名義轉(zhuǎn)矩為T1=9549nnP1系數(shù)K二1.6;A布不均勻系數(shù)k按表6-4取綜合系數(shù)k=1.8;取接觸強度計算

6、的行星齒輪間載荷分fs二1.2，由公式可得k=1+1.6(-1)=1+1.6(1.2-1)=1.32；由表hpfphpP1740=9549=2355.4Nmm取算式系數(shù)K=12.1，按表6-6取使用3X1000m查得齒形系數(shù)Y=267;由表查的齒寬系數(shù)©二0.8;則所得的模數(shù)m為fa1d=8.55(mm)m=1叫空1壬匹凹三67V0.8xl7xl7x390取齒輪模數(shù)為m=9mm3.3.2計算低速級的齒輪模數(shù)m按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數(shù)m為TKKKY1_A_FP_F£Fal©dzi匕Flim現(xiàn)已知za2=23,bFlim=4102。中心齒輪a2的名義轉(zhuǎn)

7、t=-T昭+P)T=7.0588x2355.4=16626.29nmma2xlal取算式系數(shù)k=12.1，按表6-6取使用系數(shù)k=1.6;按表6-4取綜合系數(shù)k=1.8;maf£取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)k二1.2，由公式可得hpk=1+1.6=1+1.6(1.2-1)=1.32；由表查得齒形系數(shù)Y=2.42；由表查的fphpfa1齒寬系數(shù)e=0.6；則所得的模數(shù)m為dm_121卩6626.29x1.6x1.8x1.32x2.420.6x23x23x420=12.4mm取齒輪模數(shù)為m2_12mm3.4 嚙合參數(shù)計算341高速級在兩個嚙合齒輪副中a1-c1，b1-c1

8、中，其標準中心距al為a_1m(z+z)_1x12(17+43)_270a1c12a1c12a_1m(Z-Z)_1x9(103-43)_270b1c12b1c12342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(ZZ)_1x12(91-34)_342b2c22b2c22a_1m(ZZ)_1x12(91-34)_342b2c22b2c22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(gòu)的尺寸和質(zhì)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

9、用正變位(x>0)，大齒輪采用負變位C<0)。內(nèi)12齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即x=x,zx-A型的傳動中，當傳動比21ib>4時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負變位，其變位系數(shù)關系為axx=x=x<0。cba343高速級變位系數(shù)確定外齒輪副的變位系數(shù)，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，zZ=z+z=60根據(jù)表選擇變位系數(shù)12x=0.314x=0.314x=0.314abc344低速級變位系數(shù)因其嚙合角仍為a=342zZ=z+z=57根據(jù)表選擇變位系數(shù)12x=0.115x=0.115x=0.115a2b2c23.5

10、 幾何尺寸的計算對于雙級的2xA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(jié)果如下表：3.5.1高速級項目計算公式a1-cl齒輪副bl-cl齒輪副分度圓直徑di=mlzldl=l53dl=387d2=mlz2d2=387d2=927d=dcosad=l43.77d=363.66l基圓直徑bl1blbld=dcosad=363.66d=87l.095b22b2b2頂圓直徑da1d二d+2mh*+x)a11/a1、d二d+2mn*+x丿2/a2d二d+2mn*+x丿d=176.65ald=399.35b1齒根圓直a22/a2、d二d-2mn*+x丿a22a3d=d+2ar

11、+2C*m(插齒)a2f1(、d二d-2n*+c*-x)mf11/a1d二d-2n*+c*-x)mf21a2d二d2C*+c*x)mf11a2d二d+2a(插齒)f2a002d=399.35b1d=906.33a2d二136.15f1d二358.85f2d二358.85f1d二943.68f23.5.2低速級：項目計算公式al-c1齒輪副bl-cl齒輪副d1=mlzld1=：276d1=387分度圓直徑d2=m1z2d2=408d2=927d=dcosad二=143.77d=363.661基圓直徑b11b1bld=dcosab22d=363.66d=871.095()b2b2外嚙d=d+2m(

12、h*+x丿d=302.75合a11/a1a1d=d+2mh*+x丿d=429.25齒頂圓a22/a2a2直徑dd=d+2mh*+x丿d=429.25a1內(nèi)嚙a22/a2、a2合d=d一2mh*+x丿d=1069.31a22a3a2d=d+2ar+2C*m(插齒)a2f1外嚙合df1df2=d-2(h=d-2(1(* +C*X)ma1* +C*X)ma2d=248.75f1d=375.25f2內(nèi)d=d-2(*+C*X丿md=375.25嚙f11a2f1合d=d+2a'（插齒）d=1119.21f2a002f2齒根圓直徑df3.5.3關于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計算已知模數(shù)m二9

13、mm,盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為18,變位系數(shù)為x=0.（中等磨損程度），試求被插齒的內(nèi)齒輪b,b的齒圓直徑。012齒根圓直徑d按下式計算，即d二d+2a'（插齒）f2f2a002da0插齒刀的齒頂圓直徑a插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距02()d二mz+2mh*+X丿=9x18+2x9x1.25=186.3mmao0ao0高速級：d二d+2af=186.3+2x378.69二943.68mmf2a002低速級：選擇模數(shù)m=12mm，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為17d=mZ+2mfl*+X)=12x17+2x12(1.25+0.1)=236.4mmao0ao0d=d+2=236.4+2x416.45

14、5=1069.31mm(填入表格)f2a0023.6 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361鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即d<2a'sin尊已知高速級的d=399.35,a'=270和acacnacacpn二3代入上式，則得p兀399.35<2x270xsin二467.64mm滿足鄰接條件3將低速級的d=429.25，a=342和n二3代入，則得兀429.25<2x342xsin二592.344mm滿足鄰接條件33.6.2同心條件按公式對于高度變位有Z+2Z二Z已知高速級Z二17,Z二43acbacZ二103滿足公式則

15、滿足同心條件。b已知低速級Z二23，Z二34Z二91也滿足公式則滿足同心條件。acb3.6.3安裝條件按公式驗算其安裝條件，即得bi二C（整數(shù)）f1/p1z+z17+103“aibi=二40n3p1z+z23+91_Qn3p23.7傳動效率的計算z+za2b2=c（整數(shù)）p2高速級滿足裝配條件）低速級滿足裝配條件）acacp雙級2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯(lián)而成的，故傳動效率為耳=Hb1耳b2由表可得:a1x2a1x1a2x2pp耳b1-x1，耳b21p2申X2a1x1p+1a2x2p+1123.7.1高速級嚙合損失系數(shù)申x1的確定在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，其損失系數(shù)申x1等于嚙合損失系數(shù)申x1和軸承損

16、失系數(shù)申x1之和。mn即申x1=工申x1+工申x1mn其中E申X1=申X1+申X1mma1mb1申x1轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪bl與行星齒輪C1之間的嚙合損失mb1申x1轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪al與行星齒輪c1之間的嚙合損失ma1申x1可按公式計算即mb1申x1=EJ2mb1m（11土一Z_Z丿12/11、+zz丿12高速級的外嚙合中重合度g=1.584,則得申x1=2.486fma1式中z齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2f嚙合摩擦系數(shù)，取0.2m申x1=2.486x0.2f丄+丄=0.041ma1V1743丿內(nèi)外嚙合中重合度e=1.864，則的申x1二2.926ff11、+Vzz丿12即得申

17、x1=2.92660.2f£-1'mb1103丿=0.0080申x1=0.041+0.008=0.049,b二1-x0.049二0.957.1a1x1mb1i3.7.2低速級嚙合損失系數(shù)申x2的確定外嚙合中重合度e=1.627ma2f1111+=2.544x0.2fffV+Zc丿、2334丿申x2二2.554fm=0.037內(nèi)嚙合中重合度e=1.858申x2二2.917fma2ZZ丿12=2.917x0.2f丄=0.019V2391丿即得42二。.03"01。56b2二1-x。056二。955a2x2則該行星齒輪的傳動效率為耳二耳b1耳b2=0.9552x0.95=

18、0.9074，傳動效率高滿足a1x2a1x1a2x2短期間斷工作方式的使用要求。3.8結(jié)構(gòu)設計3.8.1輸入端根據(jù)ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑較小，d1二276所以a1采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。按公式d0min>cf740=1123碩=112x0.904=101.3mm按照3%-5%增大，試取為125mm，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設計，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。如圖2所示1徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設d為150mm,寬度為10mm。根據(jù)軸承的2選擇確定d為14

19、0mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖33圖33.8.2輸出端根據(jù)d0min>c3-=112nP=300mm，帶有單鍵槽6與轉(zhuǎn)臂2相連作為輸出軸。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12擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示圖4圖53.8.3內(nèi)齒輪的設計內(nèi)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所示圖6圖73.8.4行星齒輪設計行星齒輪采用帶有內(nèi)孔結(jié)構(gòu)，它的齒寬應該加大巧以保證該行星齒輪C與中心齒輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內(nèi)齒輪b和行星齒輪c相嚙合。在每個行星齒輪的內(nèi)孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著

20、。如圖8、圖9所示圖8圖9而行星齒輪的軸在安裝到轉(zhuǎn)臂X的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。3.8.4轉(zhuǎn)臂的設計一個結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應是外廓尺寸小，質(zhì)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ib>4時，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在ax行星齒輪的輪緣內(nèi)。轉(zhuǎn)臂X作為行星齒輪傳動的輸出基本構(gòu)件時，承受的外轉(zhuǎn)矩最大。如圖10、圖11所示圖10圖11轉(zhuǎn)臂X1上各行星齒輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心極限偏差f可按公式計算，先已知a高速級的嚙合中心距a=270mm6則得'土號=&

21、#177;鵲=0.0517血）取f=51.7卩m各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差51按公式計算，即1<(3-4.5-壯喘二°-°493-°-°739取51=0.062=62卩m轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差e為孔距相對偏差51的12，即x先已知低速級的嚙合中心距a=342mm，則得a"10°=±需=°.°559血）取fa=阪9卩m各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差51按公式計算，即（3-丄5）1000'一°5）需二°-05547-°-0832取51=0.069=69pm轉(zhuǎn)臂XI的偏心

22、誤差e為孔距相對偏差51的!2，即x385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(jié)構(gòu)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(chǎn)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=0.56KK4T>6mmtddK機體表面的形狀系數(shù)取1tK與內(nèi)齒輪直徑有關的系數(shù)K取2.6ddT作用在機體上的轉(zhuǎn)矩d圖14386齒輪聯(lián)軸器的設計浮動的齒輪聯(lián)軸器是傳動比i1的內(nèi)外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開線。選取齒數(shù)為23，因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副

23、8。如圖15圖15387標準件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內(nèi)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(nèi)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?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)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(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)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&

24、lt;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(shù)，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)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。故選K為1.6,工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊。故選K為1.8aa1 動載荷系數(shù)Kv考慮齒輪的制造精度，運轉(zhuǎn)速度對輪齒內(nèi)部附加動載荷影響的系數(shù)，查表可得K=1.108v2 齒向載荷分布系數(shù)Kh卩考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應力影響的系數(shù)，該系數(shù)K主要h卩與齒輪加工誤差，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。K二1+G-1)卩H查表可得0=1.12，RH二3HB

25、bb則K=1+(1.12-1)3=1.362HB3 齒間載荷分配系數(shù)k、kHaFa齒間載荷分配系數(shù)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(shù)。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，k=1HaFa4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù)kHp考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻?qū)X接觸應力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等因素有關。查表取k=1.4Hp5 節(jié)點區(qū)域系數(shù)zH考慮到節(jié)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(jié)圓上的法向力的系數(shù)。根據(jù)Z二嚴卩bcos巴，取z為2.495hycos2asina'h"tt6彈性

26、系數(shù)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(shù)，查表可得Z為189.80e7 重合度系數(shù)Z£考慮重合度對單位齒寬載荷F的影響，而使計算接觸應力減小的系tbz=二，故取0.897£38 螺旋角系數(shù)Z考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。z二*;cos茨，取z為19 最小安全系數(shù)S，SHminFmin考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應根據(jù)重要程度，使用場合等。取S=1Hmin10接觸強度計算的壽命系數(shù)ZNt考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關。取z=1.039，z=1.085

27、N1tN2t11潤滑油膜影響系數(shù)Z,Z,ZLVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得Z=1，Z=0.987,LVz=0.991R12齒面工作硬化系數(shù)Z，接觸強度尺寸系數(shù)Zwx考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉(zhuǎn)過程中對調(diào)質(zhì)剛的大齒輪產(chǎn)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(shù)。故選Z=1,Z=1wx根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力b10即中心齒輪a1的HPHpbHlimzzzzzz=1422MNtLVRWXPaHmin行星齒輪cl的b=賈limZZZZZZ=1486MHpSNtLVRWXPaHmin外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中b=b,則H1H2b

28、=bKKKKKH1H0AUHBHalHP1b=作x凹ZZZZ，經(jīng)計算可得b=b=987MH0dbuHEE卩H1H2Pa1則0<b二1422M，b<b=1486M滿足接觸疲勞強度條件。H1Hp1PaH2HP2Pa3.9.2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，n=3和d=153mm，則得apaT3x153F=000-=2000X2355=31960N使用系數(shù)K，和動載系數(shù)K的確定方法與tnd'3X153avPa接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù)KFB齒向載荷分布系數(shù)K按公式計算，即K=1+G-1)卩FFBFBb由圖可知卩F=1，0=1.4

29、11，則K=1.311bFB3齒間載荷分配系數(shù)KFa齒間載荷分配系數(shù)K可查表K=1.1FaFa4行星齒輪間載荷分配系數(shù)KFp行星齒輪間載荷分配系數(shù)K按公式計算K=1+1.6(1.2-1)=1.32FpFp5齒形系數(shù)Yfa查表可得，Y=2.421，Y=2.656fa1fa26應力修正系數(shù)Ysa查表可得Y=1.684,Y=1.577sa1sa27重合度系數(shù)YE0.75查表可得Y二0.25+一一二0.723£11.588螺旋角系數(shù)Y=1B9計算齒根彎曲應力&fF&=StYYYKKKKK=187MF1bmFa1£BAVFBFaFPPab=F2FStYYYKKKKK=

30、189MbmFa2£卩AVF卩FaFPPa10計算許用齒根應力&Fpb二匚YYYYFpsSTNtSrelTRrelTFmin查得最小安全系數(shù)S=1.6,式中各系數(shù)Y，Y，YFminSTNTSrelTRrelTx3x106)Y已知齒根彎曲疲勞極限&X=400n/mm2Fmin,Y和Y取值如下:查表Y=2，壽命系數(shù)Y=STNT0.02=1查表齒根圓角敏感系數(shù)Y=1，SrelT1y二0.95SrelT2相對齒根表面狀況系Y二1.674-0.529(Rz+1).1=1.043RrelT1(ZY二1.674-0.529、Rz+1人】=1.043RrelT2z二694M,b二47

31、4M因此S<b；S<b，a-c滿PaFp2PaF1Fp1F2Fp2許用應力bFp1足齒根彎曲強度條件3.9.3高速級內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強度的校核高速級內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，K=1.272，K=1.189,vHB=0.844，Z=1.095,Z=1.151,£N1N2校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇=189.8,Z=1,Z=2.495,K=1.098,ZBhHaZ=1,Z=1,Z=0.987,Z=0.974,L2V1V2L1Z=0.991,Z=0.982,Z=1.153,R1R1W1Z=1.153,Z=1,Z=1,S=1W

32、2X1X2Hmin計算行星齒輪的許用應力為O擺iimZZZZZZ=1677MHp1SNtLVRWXpaHmin計算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應力olimZZZZZZ=641MHp1SNtLVRWXpaHmin而o=oKKKKK=396MH1H2H0*AUHBHalHP1pa則0=°<641M得出結(jié)論：滿足接觸強度的條件。H1H2pa3.9.4低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核1 選擇使用系數(shù)Ka原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選K為1.6,工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重a沖擊。故選K為1.8a2 動載荷系數(shù)Kv92-0.25=1.0343 齒向載荷分布系數(shù)KHBK二1+G1）卩H=1.22

33、9HBb4 齒間載荷分配系數(shù)k、kHaFa查表可得k=1.021k=1.021HaFa5 節(jié)點區(qū)域系數(shù)zH2cosBcosa取z=aJ=2.495Hcosat2sina6 彈性系數(shù)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(shù)，查表可得Z為189.80e7重合度系數(shù)Z£考慮重合度對單位齒寬載荷F的影響，而使計算接觸應力減小的系數(shù)tbZ凡，故取0.8898螺旋角系數(shù)Z考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。Z二JCOSF，取Z為1計算齒面的接觸應力QVKKKKK代人參數(shù)H1H0®AUH0HalHP1Q=Q=1451MH1H2pa9最小安全系數(shù)S，SHminFmi

34、n取S=1Hmin10接觸強度計算的壽命系數(shù)ZNt取Z=1.116，Z=1.117N1tN2t11潤滑油膜影響系數(shù)Z，Z，ZLVR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=0.996LV12齒面工作硬化系數(shù)Z，接觸強度尺寸系數(shù)Z選Z=1，Z=1wx計算許用接觸應力（中心齒輪a2）行星齒輪c2）=qHlimZZZZZZ=1770MHp1SNtLVRWXpaHminlimZZZZZZ=1525MHp2SNtLVRWXpa接觸強度校核：QH1Hmin=Q1451M<q（滿足接觸強度校核）H2paHp23.9.5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

35、T二16223.47N.m，n=3和d'=276mm，則得3x276F=啤a=2000x心47=128628N使用系數(shù)K，和動載系數(shù)K的確定方tnd'3x276avPa法與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù)KF卩齒向載荷分布系數(shù)K按公式計算，即K=1+G-1）卩F邛FB由圖可知卩F=1，0=1.229，則K=1.229bF卩3 齒間載荷分配系數(shù)KFa齒間載荷分配系數(shù)K可查表K=1.021FaFa4 行星齒輪間載荷分配系數(shù)K=1+1.6（1.2-1）=1.32FpFp行星齒輪間載荷分配系數(shù)K按公式計算KFp5齒形系數(shù)Yfa查表可得，Y=2.531,Y=2.584fa1fa26應力修

36、正系數(shù)Ysa查表可得Y=1.630,Y=1.590sa1sa27重合度系數(shù)Y£0.75查表可得Y二0.25+075二0.710£11.588螺旋角系數(shù)Y=19計算齒根彎曲應力bfFb=二YYYKKKKK=396MF1bmFa1£PAVFPFaFPPaFb=二YYYKKKKK=394MF2bmFa2£PAVFPFaFPPa10計算許用齒根應力bFpb=2mnYYYYY已知齒根彎曲疲勞極限b=400N/mm2FpsSTNtbrelTRrelTXFmin'Fmin查得最小安全系數(shù)s=1.6,式中各系數(shù)Y，Y，Y，Y和Y取值如下FminSTNT5relT

37、=106)RrelTx查表Y=2,壽命系數(shù)Y=STNT查表齒根圓角敏感系數(shù)Y=1，Y5relT10.02=1=15relT2相對齒根表面狀況系Y=1.674-0.529（Rz+1）.1=1.043Y=1.6740.529z1=1.043RrelT2z許用應力b=674M,b=484M因此5Fp1PaFp2Pa滿足齒根彎曲強度條件。<b；5F1Fp1<b,a2-c2F2Fp23.9.6低速級內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強度的校核低速級內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)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Ku。51，Kh“213,z=189.8,z=1,z

38、=2.495,K=1.098,z=0.844£0hHa&L1z=1.192,z=1.261,z=1,z=1,z=0.958,z=0.912,N1N2L1L2V1V2z=0.996,z=0.992,z=1.153,z=1.153,z=1,z=1,S=1R1R1W1W2X1X2Hmin計算行星齒輪的許用應力為b=甞mzzzzzz=1782mHplSNtLVRWXpaHmin計算內(nèi)齒輪C1的接觸許用應力b=bH輕ZZZZZZ=665MHp1SNtLVRWXpaHmin而b=b=bKKKKK=652MH1H2H0茸AUH0Ha1HP1pa則0=b<652M得出結(jié)論：滿足接觸強度

39、的條件。H1H2pa310基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計算T1H=則得中心齒輪的轉(zhuǎn)矩的關系為Ti應2)x2a1x2alG+P二Ta24.957X7.0588a2T二Ta21+Px22T1=9549P=9549740=7066.26mm=Tn1000a11T=-247251.7nmm；T=250843Nmma2x2311行星齒輪支撐上的和基本構(gòu)件的作用力在行星齒輪傳動嚙合時，基本構(gòu)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：Q=(0.2-0.35)2000TD式中T傳動軸上的轉(zhuǎn)矩。-2OO0Tan

40、d'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=acacPa高速級F=F=31959.75Na1c1b1c1低速級F=F=128628Na2c2b2c2基本構(gòu)件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。F=絲xJKzdcosBcosan一1znp式中的d傳動軸的直徑B齒輪的螺旋角a法面壓力角nK制造和安裝誤差的休正系數(shù)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(xiàn)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(nèi)齒輪的齒輪

41、上，當行星齒輪C與內(nèi)齒輪相嚙合時，使得b-c嚙合傳動卡死，從而產(chǎn)生過載現(xiàn)象而燒壞電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當?shù)奶岣啐X輪的彎曲強度，增加其工作的重要性相當重要。312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(nèi)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。313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(zhuǎn)馬達安裝在輸入軸上，設置其轉(zhuǎn)速為n11000rpm，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(zhuǎn)，又繞著行星軸自轉(zhuǎn)。同時轉(zhuǎn)臂1進行轉(zhuǎn)動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉(zhuǎn)動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。®-:®-:®-:®-:0-:®-:0-:0-:s-:0-馬達類型（D食旋轉(zhuǎn)馬達（B）動111日鵝整體裝配圖默認線示狀態(tài)-1觀向及相機視圖：£光源.相機與布昌甕固定輸入裝配體<1獻認慶固定）輸出裝配體<1獣認）0前后箱體的連接螺釘燈a跖固定）tongqisail<l>猷認）坯固定）吊環(huán)&l