《行星齒輪減速器設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《行星齒輪減速器設(shè)計(jì)（28頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1 引言 行星齒輪傳動(dòng)在我國(guó)已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自20世紀(jì)60年代以來(lái)，我國(guó)才開(kāi)始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無(wú)論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)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(lái)，尤其是我國(guó)改革開(kāi)放以來(lái)，隨著我國(guó)科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國(guó)已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過(guò)我國(guó)機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開(kāi)拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國(guó)的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展[1]。 2 設(shè)計(jì)背景 試為某水泥機(jī)械裝置設(shè)計(jì)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，輸入轉(zhuǎn)速 ,傳動(dòng)比為,允許傳動(dòng)比偏差,每天要求工作16小時(shí)，要求壽命為2年；且要求該行星齒輪減速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和傳動(dòng)效率高。 3 設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1選取行星齒輪減速器的傳動(dòng)類型和傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 根據(jù)上述設(shè)計(jì)要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動(dòng)比較大、工作環(huán)境惡劣等特點(diǎn)。故采用雙級(jí)行星齒輪傳動(dòng)。2X-A型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)。選用由兩個(gè)2X-A型行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的雙級(jí)行星齒輪減速器較為合理，名義傳動(dòng)比可分為,進(jìn)行傳動(dòng)。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1所示： 圖1 3.2 配齒計(jì)算 根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動(dòng)比的值和按其配齒計(jì)算公式，可得第一級(jí)傳動(dòng)的內(nèi)齒輪,行星齒輪的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸，故選取第一級(jí)中心齒輪數(shù)為17和行星齒輪數(shù)為。根據(jù)內(nèi)齒輪 對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整后，此時(shí)實(shí)際的P值與給定的P值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為 ＝＋＝7．0588 其傳動(dòng)比誤差＝＝＝5℅ 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為 所求得的適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動(dòng)。再考慮到其安裝條件為： ＝ C ＝40 第二級(jí)傳動(dòng)比為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zb1＝,＝＝92再考慮到其安裝條件，選擇的齒數(shù)為91 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為 ＝﹙－﹚／2＝34 實(shí)際傳動(dòng)比為 ＝＋＝4.957 其傳動(dòng)比誤差 ＝＝8﹪ 3.3 初步計(jì)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,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=1400,=340,中心齒輪加工精度為六級(jí)，高速級(jí)與低速級(jí)的內(nèi)齒輪均采用42CrMo,這種材料經(jīng)過(guò)正火和調(diào)質(zhì)處理，以獲得相當(dāng)?shù)膹?qiáng)度和硬度等力學(xué)性能。調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取=780,=420輪B1和B2的加工精度為7級(jí)。 3.3.1 計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù)m 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，為 現(xiàn)已知＝17,=340。中心齒輪a1的名義轉(zhuǎn)矩為 取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8;取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)；則所得的模數(shù)m為 8.55 取齒輪模數(shù)為 3.3.2 計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù)m 按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計(jì)低速級(jí)齒輪的模數(shù)m為 現(xiàn)已知＝23，=410。中心齒輪a2的名義轉(zhuǎn)矩 = 取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8;取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)；則所得的模數(shù)為 12.4mm 取齒輪模數(shù)為 3.4 嚙合參數(shù)計(jì)算 3．4．1高速級(jí) 在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a1為 3．4．2低速級(jí) 在兩個(gè)嚙合齒輪副中，中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a2為 由此可見(jiàn)，高速級(jí)和低速級(jí)的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等。因此該行星齒輪傳動(dòng)滿足非變位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動(dòng)中，采用高度變位可以避免根切，減小機(jī)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用正變位，大齒輪采用負(fù)變位。內(nèi) 齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即，型的傳動(dòng)中，當(dāng)傳動(dòng)比時(shí)，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為。 3．4．3高速級(jí)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，根據(jù)表選擇變位系數(shù) 3．4．4低速級(jí)變位系數(shù) 因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù) 3.5 幾何尺寸的計(jì)算 對(duì)于雙級(jí)的型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果如下表： 3.5.1 高速級(jí) 項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 頂圓 直徑 外嚙合 內(nèi)嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內(nèi)嚙 合 3.5.2 低速級(jí)： 項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂圓 直徑 外嚙合 內(nèi)嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內(nèi)嚙 合 3.5.3 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計(jì)算 已知模數(shù)，盤(pán)形直齒插齒刀的齒數(shù)為18，變位系數(shù)為，試求被插齒的內(nèi)齒輪，的齒圓直徑。 齒根圓直徑按下式計(jì)算，即 ——插齒刀的齒頂圓直徑 ——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距 高速級(jí)： 低速級(jí)：選擇模數(shù)，盤(pán)形直齒插齒刀的齒數(shù)為17 ﹙填入表格﹚ 3.6 裝配條件的驗(yàn)算 對(duì)于所設(shè)計(jì)的雙級(jí)2X-A型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件 3．6．1鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即 已知高速級(jí)的，和代入上式，則得 滿足鄰接條件 將低速級(jí)的，和代入，則得 滿足鄰接條件 3．6．2 同心條件 按公式對(duì)于高度變位有已知高速級(jí)， 滿足公式則滿足同心條件。 已知低速級(jí)， 也滿足公式則滿足同心條件。 3．6．3 安裝條件 按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得 （高速級(jí)滿足裝配條件） （低速級(jí)滿足裝配條件） 3.7 傳動(dòng)效率的計(jì)算 雙級(jí)2X-A型的基本行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的，故傳動(dòng)效率為 由表可得: ， 3.7.1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定 在轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中，其損失系數(shù)等于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和。即 其中 ——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 ——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 可按公式計(jì)算即 高速級(jí)的外嚙合中重合度=1.584,則得 式中——齒輪副中小齒輪的齒數(shù) ——齒輪副中大齒輪的齒數(shù) ——嚙合摩擦系數(shù)，取0.2 =0.041 內(nèi)外嚙合中重合度=1.864,則的 =0.0080 即得 =0.041+0.008=0.049, 3.7.2低速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定 外嚙合中重合度=1.627 ==0.037 內(nèi)嚙合中重合度=1.858 =0.019 即得 =0.037+0.019=0.056, 則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為==，傳動(dòng)效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。 3.8 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.8.1 輸入端 根據(jù)ZX-A型的行星齒輪傳動(dòng)的工作特點(diǎn)，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?yàn)樗闹睆捷^小，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mm 按照3﹪-5﹪增大，試取為125mm,同時(shí)進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[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 圖2 帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為125mm,再過(guò)臺(tái)階為130mm滿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(shè)為150mm,寬度為10mm。根據(jù)軸承的選擇確定為140mm。對(duì)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)=112，帶有單鍵槽[4]，與轉(zhuǎn)臂2相連作為輸出軸。取為300mm，選擇63X32的鍵槽。再到臺(tái)階為320mm。輸出連接軸為310mm，選擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示 圖4 圖5 3.8.3 內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì) 內(nèi)齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來(lái)，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(shè)計(jì) 行星齒輪采用帶有內(nèi)孔結(jié)構(gòu)，它的齒寬應(yīng)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(shí)還應(yīng)保證其與內(nèi)齒輪b和行星齒輪c相嚙合。在每個(gè)行星齒輪的內(nèi)孔中，可安裝四個(gè)滾動(dòng)軸承來(lái)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(zhuǎn)臂X的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來(lái)進(jìn)行軸的固定。 3.8.4 轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì) 一個(gè)結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應(yīng)是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強(qiáng)度和剛度，動(dòng)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(duì)于2X-A型的傳動(dòng)比時(shí)，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。因?yàn)樾行驱X輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內(nèi)。轉(zhuǎn)臂X作為行星齒輪傳動(dòng)的輸出基本構(gòu)件時(shí)，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可按公式計(jì)算，先已知高速級(jí)的嚙合中心距a=270mm[6]，則得 取=51.7 各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差按公式計(jì)算，即 取0.062=62 轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即 先已知低速級(jí)的嚙合中心距a=342mm，則得 取=55.9 各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差按公式計(jì)算，即 取0.069=69 轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即 3．8．5 箱體及前后機(jī)蓋的設(shè)計(jì) 按照行星傳動(dòng)的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機(jī)體，為整體鑄造機(jī)體，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動(dòng)中，鑄造機(jī)體應(yīng)盡量的避免壁厚突變，應(yīng)設(shè)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 ——機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取1 ——與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)取2.6 _____作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩 圖12 圖13 圖14 3．8．6 齒輪聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 浮動(dòng)的齒輪聯(lián)軸器是傳動(dòng)比的內(nèi)外嚙合傳動(dòng)，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開(kāi)線。選取齒數(shù)為23 ，因?yàn)樗鼈兪悄?shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副[8]。如圖15 圖15 3．8．7標(biāo)準(zhǔn)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(shè)計(jì)參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)手冊(cè)自行設(shè)計(jì)。以及油標(biāo)的設(shè)計(jì)根據(jù)GB1161-89的長(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù)來(lái)設(shè)計(jì)。 3.9 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算，大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大值均小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即 3.9.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)，原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊[8]。故選為1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊[9]。故選為1.8 1動(dòng)載荷系數(shù) 考慮齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)輪齒內(nèi)部附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.108 2齒向載荷分布系數(shù) 考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，該系數(shù)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(guān)。 查表可得， 則 3齒間載荷分配系數(shù)、 齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)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(guān)。查表可得=1 ，=1 4行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) 考慮在各個(gè)行星齒輪間載荷分配不均勻?qū)X接觸應(yīng)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(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取 =1.4 5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)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)，取為2.495 6彈性系數(shù) 考慮材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80 7重合度系數(shù) 考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系，故取0.897 8螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1 9最小安全系數(shù)， 考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應(yīng)根據(jù)重要程度，使用場(chǎng)合等。取=1 10接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) 考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí)，它與一對(duì)相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑有關(guān)。 取=1.039，=1.085 11潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，， 齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.991 12齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) 考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)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(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選=1，=1 根據(jù)公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力[10]，即中心齒輪a1的 =1422 行星齒輪c1的=1486 外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中，則 ，經(jīng)計(jì)算可得 則， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。 3.9.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度的校核。 1名義切向力 已知，=3和=153mm,則得 使用系數(shù)，和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。 2齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即 由圖可知=1，，則=1.311 3齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.1 4行星齒輪間載荷分配系數(shù) 行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算 5齒形系數(shù) 查表可得，=2.421, =2.656 6應(yīng)力修正系數(shù) 查表可得=1.684, =1.577 7重合度系數(shù) 查表可得 8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 =187 =189 10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 已知齒根彎曲疲勞極限=400 查得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，，，和取值如下： 查表=2，==1 查表齒根圓角敏感系數(shù)=1， 相對(duì)齒根表面狀況系=1.043 =1.043 許用應(yīng)力694, 因此；， a-c滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。 3.9.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似。選擇=1.272，=1.189, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1 計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為 =1677 計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力 =641 而==396 則641 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。 3.9.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 1選擇使用系數(shù) 原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選為1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊。故選為1.8 2動(dòng)載荷系數(shù) 3齒向載荷分布系數(shù) =1.229 4齒間載荷分配系數(shù)、 查表可得=1.021 =1.021 5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 取=2.495 6彈性系數(shù) 考慮材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80 7重合度系數(shù) 考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.889 8螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1 計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力代人參數(shù) =1451 9最小安全系數(shù)， 取=1 10接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) 取=1.116，=1.117 11潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，， 齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.958, =0.996 12齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) 選=1，=1 計(jì)算許用接觸應(yīng)力 =1770 ﹙中心齒輪a2﹚=1525 ﹙行星齒輪c2﹚ 接觸強(qiáng)度校核： 1451﹤﹙滿足接觸強(qiáng)度校核﹚ 3.9.5 低速級(jí)外嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度的校核 1名義切向力 已知，=3和=276mm,則得 使用系數(shù)，和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。 2齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即 由圖可知=1，，則=1.229 3齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.021 4行星齒輪間載荷分配系數(shù) 行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算 5齒形系數(shù) 查表可得，=2.531, =2.584 6應(yīng)力修正系數(shù) 查表可得=1.630, =1.590 7重合度系數(shù) 查表可得 8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 =396 =394 10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 已知齒根彎曲疲勞極限=400 查得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，，，和取值如下 查表=2，==1 查表齒根圓角敏感系數(shù)=1， 相對(duì)齒根表面狀況系=1.043 =1.043 許用應(yīng)力674, 因此；， a2-c2滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。 3.9.6 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中接觸強(qiáng)度的校核 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似[11]。選擇=1.051，=1.213, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844 =1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912, =0.996,=0.992,=1.153, =1.153,=1,=1, =1 計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為 =1782 計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力=665 而==652 則652 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。 3．10基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 則得中心齒輪的轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為 = = ； 3．11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(dòng)嚙合時(shí)，基本構(gòu)件及其輸出軸上不僅受到來(lái)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(jìn)行輸出軸和軸承計(jì)算時(shí)，該集中的作用力的大小可按下列公式計(jì)算。如： 式中T——傳動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩。 D——圓柱銷(xiāo)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上的切向力為 高速級(jí) 低速級(jí) 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(jì)算。。 式中的——傳動(dòng)軸的直徑 ——齒輪的螺旋角 ——法面壓力角 ——制造和安裝誤差的休正系數(shù) 在2X-A型傳動(dòng)中，作為中間齒輪的行星齒輪C在行星齒輪傳動(dòng)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(dòng)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(gè)齒輪折斷，其碎塊落在內(nèi)齒輪的齒輪上，當(dāng)行星齒輪C與內(nèi)齒輪相嚙合時(shí)，使得b-c嚙合傳動(dòng)卡死，從而產(chǎn)生過(guò)載現(xiàn)象而燒壞電機(jī)，或使整個(gè)行星齒輪減速器損壞。適當(dāng)?shù)奶岣啐X輪的彎曲強(qiáng)度，增加其工作的重要性相當(dāng)重要。 3．12 密封和潤(rùn)滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤(rùn)滑的方式，通過(guò)內(nèi)齒輪和行星齒輪的傳動(dòng)把油甩起來(lái)，帶到零件的各個(gè)部分。在輸入軸的前機(jī)蓋上有兩個(gè)通油孔，便與油入軸承。在油標(biāo)中顯示油位，便于即時(shí)補(bǔ)油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡(jiǎn)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(yùn)動(dòng)仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真設(shè)計(jì)，利用Solidworks中制作動(dòng)畫(huà)的模式讓行星減速器運(yùn)動(dòng)起來(lái)。把旋轉(zhuǎn)馬達(dá)安裝在輸入軸上，設(shè)置其轉(zhuǎn)速為，通過(guò)設(shè)置，輸入軸上的齒輪帶動(dòng)行星齒輪繞著中心齒輪公轉(zhuǎn)，又繞著行星軸自轉(zhuǎn)。同時(shí)轉(zhuǎn)臂1進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。通過(guò)齒輪的傳動(dòng)，帶動(dòng)了輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。最后保存為AVI的格式動(dòng)畫(huà)，可以對(duì)外輸出。 結(jié)論 通過(guò)對(duì)行星齒輪的設(shè)計(jì)過(guò)程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設(shè)計(jì)有很大的不同， 計(jì)算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪減速器的類型很多，本設(shè)計(jì)主要通過(guò)對(duì)ZX—A型的進(jìn)行系列設(shè)計(jì)的。 計(jì)算兩級(jí)中主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過(guò)對(duì)每個(gè)零件的建模再進(jìn)行組裝。通過(guò)對(duì)行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)，基本熟悉設(shè)計(jì)的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對(duì)于傳遞轉(zhuǎn)矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應(yīng)當(dāng)安裝滑動(dòng)軸承，輸入軸應(yīng)盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復(fù)雜。在設(shè)計(jì)中，同時(shí)由于本人能力和經(jīng)驗(yàn)有限，在設(shè)計(jì)過(guò)程中難免會(huì)犯很多錯(cuò)誤，也可能有許多不切實(shí)際的地方，個(gè)人覺(jué)得設(shè)計(jì)行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復(fù)雜。運(yùn)動(dòng)仿真主要困難在于行星齒輪與轉(zhuǎn)臂的運(yùn)動(dòng)上。我以后會(huì)做更多的關(guān)于行星齒輪減速器的研究。 、 致謝 經(jīng)過(guò)半年的忙碌和工作，畢業(yè)設(shè)計(jì)接近了尾聲，在這段時(shí)間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識(shí)跨度較大，我的設(shè)計(jì)方面的基礎(chǔ)顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫(xiě)作的關(guān)鍵步驟上，導(dǎo)師給了我很大的幫助和指導(dǎo)，同時(shí)在學(xué)習(xí)的每一個(gè)細(xì)節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導(dǎo)師支前鋒教授。支教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計(jì)的每個(gè)階段，從外出實(shí)習(xí)到查閱資料，設(shè)計(jì)草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計(jì)，收據(jù)分析等整個(gè)過(guò)程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計(jì)分析較為復(fù)雜煩瑣，但是支教授仍然細(xì)心地糾正分析過(guò)程的錯(cuò)誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作 在本文的完成過(guò)程中，我還要感謝的是在大學(xué)期間給我授過(guò)課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實(shí)的基礎(chǔ)知識(shí)，本課題的研究工程中我多次得益于大學(xué)階段的學(xué)習(xí)。本文所引用文獻(xiàn)的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個(gè)課題的時(shí)候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的家人。是他們?cè)诖煺蹠r(shí)，給與我信心與前進(jìn)的動(dòng)力；是他們?cè)诳鞓?lè)時(shí)，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過(guò)我的人。 最后感謝我的母?！搓幑W(xué)院四年來(lái)對(duì)我的大力栽培。 謝謝！ 致謝 參考文獻(xiàn) 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