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1、 設計背景 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=0.75 KW,輸入轉速3000rpm，傳動比為32,每天要求工作16小時，要求壽命為10 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。 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。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(lián)而成的雙級行星齒輪減速器 較為合理，名義

2、傳動比可分為ip1=8,ip2=4進行傳動。傳動簡圖如圖1所示： 輸入軸 2 二二二二三二 輸出軸 圖1 3.2 配齒計算 根據(jù)行星齒輪傳動比i p的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內齒輪b1, 行星齒輪c1的齒數(shù)。現(xiàn)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 a 數(shù)為18和行星齒輪數(shù)為np=2。根據(jù)內齒輪zb1 =（i p1-1）za1 對內齒輪齒數(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。實際傳動比為 i =1+18 .|ip - i 其傳動比誤差&i =—— iP 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪C

3、1的齒數(shù)為 Zc1=(Zb1-Za1)/2=54 所求彳#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 zb1 — C — 54 2 第二級傳動比 42為8,選擇中心齒輪數(shù)為18和行星齒輪數(shù)目為3,根據(jù)內齒輪zb1 =(ip1-1 )za1 , zb1 = 18(4-1) =54再考慮到其安裝條件，選擇 zb1的齒數(shù)仍然為 54。 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為 實際傳動比為 其傳動比誤差 zc1 =( zb1- za1)/2=18 i =1+ Q=4 zb 1 =0% |ip - i iP 3.3 初步計算齒輪的主要參數(shù)

4、 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(jù)圖二可知，取 2 . 2 □H lim =1400N/mm ,仃Flim =340N/mm ,中心齒輪加工精度為K級，局速級與低速 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?shù)膹姸群陀捕? 等力學性能。調質硬度為217-259HRC,根據(jù)圖三可知，取 仃H lim =780N/mm2,仃F lim =420N/mm2輪B1和B2的加工精度為7級。

5、 3.3.1 計算高速級齒輪的模數(shù)m 工必5i1 按彎曲強度的初算公式，為m = 3 2 d Zi " F lim 現(xiàn)已知Za1 = 18,仃F "m =340 N/ 2。中心齒輪al的名義轉矩為 a mm T1=9550*0.75/3000=2.3875Nmm 取算式系數(shù) Km =12」，按機械設計(東北大學 2008版)表5-3取使用系數(shù) Ka=1.6；按表6-4取綜合系數(shù)kfg=1B取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不 均勻系數(shù)khp=1.2,由公式可得kfp = 1+「61khp-1)=1+1.6(1.2-1尸1.32 ;由表查得 齒形系數(shù)Y「=

6、2.67;由表查的齒寬系數(shù)* =0.8;則所得的模數(shù)m為 fa 1 d m =12.1 = 8.55 mm 3 2355.4 1.6 1.8 1.32 2.67 \ 0.8 17 17 390 取齒輪模數(shù)為m =9mm 3.3.2 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 m = 3P1KA現(xiàn)已知za2 = 23,仃F lim =410 N/ 2。中心齒輪a2的名義轉 dz1 cf lim mm 矩 Ta2 = — Tx = 1 P1T a1 =7.0588 2355.4 = 16626.29n ? mm 取算式系數(shù)km=12.1,按表6-

7、6取使用系數(shù)ka = 16 按表6-4取綜合系數(shù)kfg=1.8; 取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)khp = 1.2 ,由公式可得 kfp =1+1.6(khp—1 )=1+1.6(1.2—1 )=1.32 ;由表查得齒形系數(shù) Yfa1 = 2.42;由表查的 齒寬系數(shù)4d =0.6 ；則所得的模數(shù)m為 m =12.13 =12.4mm 0.6 23 23 420 16626.29 1.6 1.8 1.32 2.42 取齒輪模數(shù)為m2 = 12mm 3.4 嚙合參數(shù)計算 3. 4. 1高速級 在兩個嚙合齒輪副中a1-c1, bl-cl中，其標準中心距al為

8、1 1 3a1c1-m za1 zc1 - 12 17 43 =270 0.5(54-18)*0.6=27 2 J J 2 1 1 ab1c1 =2m⑵1 — Zc1 )=/9(103 - 43) = 270 0.5(18+18)*0.6=27 3. 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 1 1 ab2c2=]m(Zb2 一左2尸萬父12(91-34)=342 0.5(18+18)*1.5=27 1 1 C C C ,c ab2c2-m Zb2 Zc2 F 12 91-34 =342 0.5(54-18)

9、*1.5=27 2 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. 3.5 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 a1 -c1齒輪副 b1 -c1齒輪副 分度圓直徑 d1 =m1z1 d2 =m1z2 10.8 32.4 32.4 75.6 基圓直徑 dLd1cosa db2=d2cosa 10.1 30.4 30.4 71.0 齒頂圓 直徑dal 外 嚙 合 da1=d1+2m

10、ha* da2=d2+2m ha* 12.0 33.6 內 嚙 合 da2=d2+2m ha* da3=d3-2m ha* 33.6 74.4 齒根圓直 徑df 外 嚙 合 Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c) 9.3 30.9 內 嚙 合 Df2=d2-2m (ha*+c) df3=d3+2m (ha*+c) 30.9 77.1 3.5.2低速級: 項目 計算公式 a1 -c1齒輪副 b1 一 c1齒輪副 分度圓直徑 d1 =m1z1 d2 = m1z2 27.0 27.0 27.

11、0 81.0 基圓直徑 db1=d1cosa d b2 =d 2cosa 25.4 25.4 25.4 76.1 齒頂圓 直徑da1 外嚙 合 da1=d1+2m ha* da2=d2+2m ha* 30.0 30.0 內嚙 合 da2=d2+2m ha* da3=d3-2m ha* 30.0 78.0 齒根圓直徑 外 嚙 合 Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c) 23.25 23.25 df 內 Df2=d2-2m (ha*+c) 23.25 嚙 合 df3=d3+2m (

12、ha*+c) 84.75  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 高速級按公式驗算其鄰接條件，即 (z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha* (18+54)*1=72>56 滿足鄰接條件 低速級按公式驗算其鄰接條件，則得 (z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha* (18+18)sin60=26.0>20 滿足鄰接條件 3. 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=18, Zc=54,Zb=126滿足公式則滿

13、足同心條件。 已知低速級Za=18, Zc=18 Zb=54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 za1 +zb1 =c(整數(shù))如+如=C(整數(shù)) npi np2 za1 zb1 =S03 =40 18+126 (高速級滿足裝配條件) npi 3 za2 + zb2 =變型=38 18+54 (低速級滿足裝配條件) np2 3 3.7傳動效率的計算 b1 b2 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 " " a1 x2 a1x1 a2x2 由表可得: b n a1 x1 =

14、1.^x1 3.7.1高速級嚙合損失系數(shù)中 p1 1 x1 的確定 b2 n a2x2 = 1 _ p2 p2 1 x2 在轉化機構中，其損失系數(shù) x1 中等于嚙合損失系數(shù) x1 和軸承損失系數(shù) m x1 中之和。 n x1 - x1 x1 即.=、 ?、 m 其中％ x1=: ?一 m x1 x1 +中 ma1 mb1 x1 甲M——轉化機才^中內齒輪bl與行星齒輪cl之間的嚙合損失 mb1 x1 . . , .. 中 ——轉化機才^中中心輪al與行星齒輪cl之間的嚙合

15、損失 ma1 x1 . 一 中 可按公式計算即 x1 <P mb1 mb1 f 1 —± — 1 m lZ1 Z2J 高速級的外嚙合中重合度 =1.584, x1 則得 I ma1 , 1 = 2.486 f — m ,Z1 Z2, 式中Z1 ——齒輪副中小齒輪的齒數(shù) z2 —齒輪副中大齒輪的齒數(shù) fm 嚙合摩擦系數(shù)，取0.2 x1 CP ma1 = 2.486 0.2 — 17 43 —=0.041 2.486*0.2(1/18+1/54)=0.0368 ,… > . » _. ? . x

16、1 內外嚙合中重合度w=1.864,則的中 mb1 .1 1 1 = 2.926 f ——十 —— mlZ1 Z2 J 隊 x1 I 1 1 2』=2.926 父 0.2 ——一 =0.0080 mb1 (43 103) 2.926*0.2(1/54-1/126)=0.0062 x1 m =0.0368+0.0080=0.0448, b 1 a1 x1 61 0.049=0.95 7.1 1-7/8*0.0448=0.9608 x2 3.7.2低速級嚙合損失系數(shù)中的確定 外嚙合中重合度 =1.627 x2 ? 1 1 1 1 1 ) 2 =2.55

17、4 f —十一 =2.544 父0.2 . 一 十一 =0.037 ma2 mlZ1 Z2; (23 34 J 內嚙合中重合度 =1.858 2.544*0.2(1/18+1/18)=0.0565 x2 2 =2.917 f ————— =2.917x0.2 —— 1=0.019 ma2 m(Zi Z2j (23 91J 即得 2.917*0.2(1/18-1/54)=0.0216 x2 b2 4 =0.0565+0.

18、0216=0.0781, 1 — 0.056 = 0.955 m a2x2 1-3/4*0.0781=0.941 b1 b2 則該行星齒輪的傳動效率為" =力 。 =0.9608*0.941=0.9045 ,傳動效率高滿 a1x2 a1x1 a2x2 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(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 d0min 々c/R =11231Z40

19、=112M0.904 = 101.3 mm 按照 3%-5%增大，試取 d . n 1. 1000 為125mm同時進行軸的結構設計[3] ,為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。 如圖2所示 帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為 125mm再過臺階d1為130mm兩足密封元件的孔 徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設 d2為150mm寬度為10mm根據(jù)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 3.8.2輸出端 根據(jù)d 0min [4] 帶有單鍵槽[] ,與轉臂2相連作為輸出軸 取d1為300mm選才? 63X32的鍵槽

20、。再到臺階d2為320mm輸出連接軸為310mm選 擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示 圖4 3.8.3 內齒輪的設計 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7 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。 3

21、.8.4轉臂的設計 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/*>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 ax 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  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 a 高速級的嚙合中心距a=270mr6］,則得 工 83 a 83 270 f W土二^=±J——=0.0517(

22、mm )取 f =51.7 Nm a 1000 1000 1a 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差每1按公式計算，即 、a 、 270 、1 M 3 -4.5 ——=3 -4.5 = 0.0493 -0.0739 1000 1000 取、1 =0.062=62」m 轉臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差61的%,即 1 ex 二 31」m 先已知低速級的嚙合中心距 a=342mm則得 f E±8^a =±8^342 = 0.0559( mm)取 f =55.9 Nm a 1000 1000 1a 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差61按公式計算，即 3-4

23、.5 =3-4.5 = 0.05547 -0.0832 取、1 =0.069=69」m 轉臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差61的12 ,即 ex - = 34.5」m 3. 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，具特點是結構簡單，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=0.56k tKd4Td 一 6mm K t ——機體表面的形狀系數(shù) 取1 Kd 與內齒輪直徑有

24、關的系數(shù) K d取2.6 作用在機體上的轉矩 圖12 Td 圖14 3. 8. 6齒輪聯(lián)軸器的設計 浮動的齒輪聯(lián)軸器是傳動比i=1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(shù)為23 ,因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副 [8] 如圖15 圖15 3. 8. 7標準件及附件的選用 軸承的選擇：根據(jù)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

25、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 6 H值均小于 其相應的許用接觸應力6Hp ,即6H c6Hp 3.9.1 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K a為1.6,工作機

26、的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊陰。故選K a為1.8 1動載荷系數(shù)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(shù)，查表可得 Kv=1.108 2齒向載荷分布系數(shù) 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(shù)，該系數(shù) KHB主要 與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關。 KhF=1+(6 b-1)NH 查表可得日 b=1.12，NH=3 則 K H -：=1 1.12-1 3 =1.362 3齒間載荷分配系數(shù)kHa、kFa 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

27、形，重合度等因素有關。查表可得 kHa=1，kFa=1 4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對齒接觸應力影響的系數(shù)。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 kHp=1.4 5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 = 產。a：osa；，取ZH為2.495 h , cosat sinat 6彈性系數(shù)Z e 考慮材料彈性模量E和泊松比期對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得Ze為189.80 7重合度系數(shù)Z 8 考慮重合度對單位齒寬載荷Ft、的影響，而

28、使計算接觸應力減小的系 Z ,故取 0.897 8螺旋角系數(shù)z p 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 zb= Jcos口，取ZP為1 9最小安全系數(shù)Sh min , SFmin 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 SHmin =1 10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 ZNit=1.039, Zn2t=1.085 11潤滑油膜影響系數(shù)z L, ZV, z R 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表

29、可得Z”1, ZV =0.987, ZR=0.991 12齒面工作硬化系數(shù)Z w,接觸強度尺寸系數(shù)Zx 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 =1 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Zw=1 根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力 口 HP[10] ,即中心齒輪 a1 二 H lim 二 Hp — ZniZlZvZrZwZx=1422M Pa Sh min 行星齒輪C1的CT Hp 二 H lim _ ZNtZLZVZRZWZx=1486M Pa H min 外嚙合齒輪副 中齒面

30、接觸應力的計 算中仃H1 H1-'- H0, KaKuKh I K Ha1 K HP1 Ft u 1 d1b u ZhZeZ^ZP經計算可得仃H1=。 H 2 - 987M Pa 滿足接觸疲勞強度條件。 則仃 H1、HP1=1422 M Pa，仃 H2〈仃 HP2=1486 M Pa 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 Ta =2355N.m , nP=3 和 d ； =153mmfflU得 Ft'K/卷蓍^^兆亦使用系數(shù)Ka,和動載系數(shù)Kv的確定方法與 n Pd a 接觸強度相同 2齒向載荷分布

31、系數(shù) K叩 齒向載荷分布系數(shù) KF：按公式計算，即kf-=1 - b-1 jf 由圖可知 NF =1, 19 b = 1.411,貝1J K 叩=1.311 3齒間載荷分配系數(shù)K Fa 齒間載荷分配系數(shù) KFa可查表KFa=1.1 4行星齒輪間載荷分配系數(shù)K Fp 行星齒輪間載荷分配系數(shù) KFp按公式計算KFp=1+1.6(1.2 —1)=1.32 5齒形系數(shù)丫 fa 查表可得，Yfa1=2.421, Y fa2 =2.656 ia 1 ia2 6應力修正系數(shù)Ysa sa 查表可得 Ys. =1.684, Ysa2 =1.577 sai sa2 7重合度

32、系數(shù)Y 查表可得 Y 1 =0.25 075 =0.723 Y 1 1.58 8螺旋角系數(shù)Y 口 = 1 9計算齒根彎曲應力仃f 「F1=FtYFaY Y KaKvKf KFaKFP=187M Pa 二 F2 *YFa2Y Y KaKvKf KFaKFP=189M Pa 10計算許用齒根應力仃 Fp 仃Fp=》nYsTYNtY6elTYR「elTYx已知齒根彎曲疲勞極限仃Fmin =400N/ mm2 Sf min 查得最小安全系數(shù)SFmin =1.6,式中各系數(shù)YsT，YnT，丫裊汗，Y 口同丁和丫*取值如下: 0.02 — — 3 106 查表YsT=2,壽命系

33、數(shù)丫nt= 10- | =1 < Nl ) 查表齒根圓角敏感系數(shù)丫那1T1=1, 丫產2 = 0.95 0.1 相對齒根表面狀況系 YRre1T產1.674-0.529 Rz 1 =1.043 0.1 YRre1T2 = 1.674 - 0.529 Rz 1 =1.043 許用應力。Fp1=694M pa，仃 Fp2 =474 M pa 因此 6 F1 <。Fp1； & F2<。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(xiàn)為接觸強度的計算， 校核上與高速

34、級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 Kv =1.272 , KHp=1.189, =189.8, Zp=1, Zh=2.495, K 山二1.098, Z『0.844 , Zni =1.095, ZN2=1.151, Z L1 =1, ZL2=1, Zv1 =0.987, Zv2 =0.974, Z R1 =0.991, Z R1 =0.982, Zw1 =1.153, ZW2=1.153, ZX1 = 1, ZX2=1, SHmin=1 計算行星齒輪的許用應力為 二 H lim 二 Hp1=-^ —ZNtZLZvZRZwZx=1677M pa Sh min 計算內齒輪c1的接觸許用應

35、力 二 H lim 二 Hp1=^—ZNtZ lZvZ rZwZx=641M pa Sh min 而；二 h 1 一二 H 2 =二 H 0 , K aK U K H I K Ha1 K HP1 =396 M Pa 則。H1 =仃H2 <641 M pa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(shù)ka 原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 Ka為1.6,工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重 沖擊。故選Ka為1.8 2動載荷系數(shù)Kv 0.25 kv = = 1.034 92 一 [ 92 +,200m 4. 3齒向載荷分布

36、系數(shù) KHp Kh =1「b-1」H =1.229 4齒間載荷分配系數(shù)kHa、kFa 查表可得 kHa4021 kFa=1.021 5節(jié)點區(qū)域系數(shù)zH 2cos !■■ cos。* 取 7H ； a2 a =2.495 :cosat sin at 6彈性系數(shù)z e 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 e為189.80 7重合度系數(shù)Z 考慮重合度對單位齒寬載荷Ft,b的影響，而使計算接觸應力減小的系數(shù) 4 - 3 a ,故取 0.889 8螺旋角系數(shù)z 口 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 zp = JcosB ,取Zp為1

37、 計算齒面的接觸應力仃H1=。H0 JK aK U K H 0K Ha1K HP1代人參數(shù) 二 H1 =二 H2=1451M pa 9最小安全系數(shù)Sh . , Sf . DH min , DF min 取 q h =1 ^S H min 10接觸強度計算的壽命系數(shù) zNt 取ZN1t=1.116，ZnJ1」17 11潤滑油膜影響系數(shù)z L, zV, z R 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。 查表可得Z L=1, ZV =0.958, Z R=0.996 12齒面工作硬化系數(shù) Zw,接觸強度尺寸系數(shù)z 選 Zw=1，Zx = 1 計算許用接觸應力 H

38、p1 二 H lim Sh min ZNtZLZVZRZWZX=1770M pa （中心齒輪 a2） 接觸強度校核: 二 H lim _ Hp2 一 Z NiZlZvZrZwZx =1525M pa S H min （行星齒輪c2 ） 仃H2 1451 M pa < 0rHp2（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 Ta =16223.47N.m , np =3 和d 'a =276mmflU得 Ft=TTa =陋怎干=128628N使用系數(shù)Ka,和動載系數(shù)Kv的確定方 nPd a 法與接觸強度相

39、同。 2齒向載荷分布系數(shù) K叩 齒向載荷分布系數(shù) kf-：按公式計算，即kf-： = i ? [ b-1」f 由圖可知NF =1,日b = 1.229,則K叩=1.229 3齒間載荷分配系數(shù)KFa 齒間載荷分配系數(shù) K Fa可查表K Fa =1.021 4行星齒輪間載荷分配系數(shù)K FP 行星齒輪間載荷分配系數(shù) KFp按公式計算KFp = 1+1.6（1.2-1） = 1.32 5齒形系數(shù)丫 fa 查表可得，Yfa1=2.531, Yfa2 =2.584 6應力修正系數(shù)Ysa sa 查表可得 Ys. =1.630, Ysa2 =1.590 sai sa2 7重合

40、度系數(shù)丫 0 75 查表可得V” 0.25 - 0.710 Y 1 1.58 8螺旋角系數(shù)Yp = 1 9計算齒根彎曲應力仃f ”"累YFaY Y KaKvKf K FaKFP=396M Pa F2 - FtYFa2Y Y K aKvK F K FaK FP =394M Pa 10計算許用齒根應力仃 FP CT 二 Fp 二一 但YSTYNY&lTYRrelTYx已知齒根彎曲疲勞極限仃 SFmin Fmin =400N mm? 查得最小安全系數(shù)SFm^ =1.6,式中各系數(shù)Yst，Ynt，丫.，丫 RrelT和丫*取值如下 查表丫 ST =2

41、,壽命系數(shù)Y Nt 0.02 3M106 ' =1 查表齒根圓角敏感系數(shù)丫、.所1 =1, y、?問T2 = 1 相對齒根表面狀況系丫 RrelT 1 = 1.674-0.529 Rz 1 0.1 0.1 =1.043 YRrelT2 =1.674-0.529 Rz 1 =1.043 許用應力仃 FP1=674M Pa, 仃 Fp2 = 484 M Pa 因此 6 F1<。Fp1； F2 < Fp2，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

42、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Kv =1.051 , KHp=1.213, Z =189.8, z =1, Zh=2.495, k Ha =1.098, Z =0.844 Z n1=1.192, Zn2 =1.261, Zl1=1, z l2=1, Zv1= 0.958, Zv2=0.912, Zr1=0.996, Zr1=0.992, ZW1=1.153, ZW2=1.153, Zx1 = 1,Zx2=1, SHmin=1 計算行星齒輪的許用應力為 二 H lim 二 Hp1 S H min ZmZlZvZrZwZx=17

43、82m pa 計算內齒輪c1的接觸許用應力仃Hp1 = lim Z NtZ lZ vZ rZwZ X =665 M pa Sh min 而二 H 1 =二 H2 =二 H0 \ K aK U K H |.：K Ha〔K HP1 =652M pa 則仃hL仃H2 <652M Da得出結論：滿足接觸強度的條件 -H I - H 2 pa 3. 10基本構件轉矩的計算 Ta1 1 _ - . b1b2 I x2 i a1x2 則得中心齒輪的轉矩的關系為 Ta1 1 =_ 1 1 p1 r p2 Ta2--4.957X7.0588Ta2 1

44、Ta2 = Tx2 1P2 P1 T1 =9549 9549 n1 740 1000 -7066.26mm=T a1 「2 = -247251.7nmm ; T、2 = 250843Nmm a 2 X 2 3 . 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： 2000T Q = 0.2-0.35 - 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

45、型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上的切向力F ac為F ac = -2000T a ac ac npda 高速級 F a1cL F b1c1 = 31959.75N aici bici 低速級 Fa2c2 = Fb2c2 =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。 2T d cos : cosa 式中的d ——傳動軸的直徑 一：一一齒輪的螺旋角 an 一一法面壓力角 K z——制造和安裝誤差的休正系數(shù) 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，具碎塊落在內齒輪 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(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。 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。