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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(zhuǎn)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(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。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

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(nèi)齒輪b1, 行星齒輪c1的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪 a 數(shù)為18和行星齒輪數(shù)為np=2。根據(jù)內(nèi)齒輪zb1 =（i p1-1）za1 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+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(nèi)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(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? 等力學性能。調(diào)質(zhì)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(zhuǎn)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(zhuǎn) 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(jié)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(nèi) 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(nèi) 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(nèi)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(nèi) 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(zhuǎn)化機構(gòu)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(zhuǎn)化機才^中內(nèi)齒輪bl與行星齒輪cl之間的嚙合損失 mb1 x1 . . , .. 中 ——轉(zhuǎn)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(nèi)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(nèi)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(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=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 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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(nèi)齒輪的設計 內(nèi)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(nèi)孔結(jié)構(gòu)，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(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。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

21、.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/*>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=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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(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=0.56k tKd4Td 一 6mm K t ——機體表面的形狀系數(shù) 取1 Kd 與內(nèi)齒輪直徑有

24、關(guān)的系數(shù) K d取2.6 作用在機體上的轉(zhuǎn)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(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 [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(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

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(zhì)量和剛度以及運行狀態(tài)有關(guān)，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(zhuǎn)速度對輪齒內(nèi)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?qū)X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(guān)。 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(guān)。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?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(guān)。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(chǎn)。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(guān)。 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(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 =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(jīng)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(chǎn)2 = 0.95 0.1 相對齒根表面狀況系 YRre1T產(chǎn)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(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， 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(nèi)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(jié)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(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

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(nèi)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(jié)論：滿足接觸強度的條件 -H I - H 2 pa 3. 10基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計算 Ta1 1 _ - . b1b2 I x2 i a1x2 則得中心齒輪的轉(zhuǎn)矩的關(guān)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(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： 2000T Q = 0.2-0.35 - 式中T——傳動軸上的轉(zhuǎn)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(gòu)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(nèi)齒輪 的齒輪上，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。 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(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。