設(shè)計背景裝置設(shè)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(shè)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(shè)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13.2 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)。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(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C1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 542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=4zb 1=0%|ip - iiP3.3 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,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2.2H 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)膹姸群陀捕鹊攘W(xué)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。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 2d 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ammT1=9550*0.75/3000=2.3875Nmm取算式系數(shù) Km =12，按機械設(shè)計(東北大學(xué)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=2.67;由表查的齒寬系數(shù)* =0.8;則所得的模數(shù)m為 fa 1dm =12.1= 8.55 mm3 2355.4 1.6 1.8 1.32 2.670.8 17 17 390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 limmm矩Ta2 = Tx = 1 P1T a1 =7.0588 2355.4 = 16626.29n mm取算式系數(shù)km=12.1,按表6-6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(khp1 )=1+1.6(1.21 )=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=12.4mm0.6 23 23 42016626.29 1.6 1.8 1.32 2.42取齒輪模數(shù)為m2 = 12mm3.4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1 1 3a1c1-m za1 zc1 - 12 17 43 =270 0.5(54-18)*0.6=272 J J 211ab1c1 =2m1 Zc1 )=/9(103 - 43) = 270 0.5(18+18)*0.6=273. 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11ab2c2=m(Zb2 一左2尸萬父12(91-34)=342 0.5(18+18)*1.5=2711 C C C ,cab2c2-m Zb2 Zc2 F 12 91-34 =342 0.5(54-18)*1.5=27 22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 =m1z1d2 =m1z210.832.432.475.6基圓直徑dLd1cosadb2=d2cosa10.130.430.471.0齒頂圓直徑dal外 嚙 合da1=d1+2m ha*da2=d2+2m ha*12.033.6內(nèi) 嚙 合da2=d2+2m ha*da3=d3-2m ha*33.674.4齒根圓直徑df外 嚙 合Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c)9.330.9內(nèi) 嚙 合Df2=d2-2m (ha*+c) df3=d3+2m (ha*+c)30.977.13.5.2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 =m1z1d2 = m1z227.027.027.081.0基圓直徑db1=d1cosad b2 =d 2cosa25.425.425.476.1齒頂圓直徑da1外嚙 合da1=d1+2m ha*da2=d2+2m ha*30.030.0內(nèi)嚙 合da2=d2+2m ha*da3=d3-2m ha*30.078.0齒根圓直徑外 嚙 合Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c)23.2523.25df內(nèi)Df2=d2-2m (ha*+c)23.25嚙 合df3=d3+2m (ha*+c)84.753.6 裝配條件的驗算對于所設(shè)計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應(yīng)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))npinp2za1 zb1 =S03 =40 18+126(高速級滿足裝配條件)npi3za2 + zb2 =變型=38 18+54(低速級滿足裝配條件)np233.7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:bna1 x1=1.x13.7.1高速級嚙合損失系數(shù)中p1 1x1 的確定b2na2x2= 1 _ p2 p2 1x2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) mx1中之和。nx1- x1x1即.=、m其中 x1=:一 mx1x1+中ma1 mb1x1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 mb1x1 .,.中轉(zhuǎn)化機才中中心輪al與行星齒輪cl之間的嚙合損失ma1x1. 一中可按公式計算即x1<Pmb1mb1f 1 ± 1 mlZ1 Z2J高速級的外嚙合中重合度=1.584,x1則得 Ima1,1= 2.486 f m,Z1Z2,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0.2x1CPma1= 2.486 0.2 17 43=0.0412.486*0.2(1/18+1/54)=0.0368,> .» _. .x1內(nèi)外嚙合中重合度w=1.864,則的中mb1.1 11= 2.926 f 十 mlZ1Z2 J隊 x1I 112=2.926 父 0.2 一 =0.0080mb1(43 103)2.926*0.2(1/54-1/126)=0.0062x1m =0.0368+0.0080=0.0448,b1a1 x161 0.049=0.957.11-7/8*0.0448=0.9608x23.7.2低速級嚙合損失系數(shù)中的確定外嚙合中重合度 =1.627x2 111 11 )2=2.554 f 十一 =2.544 父0.2 . 一 十一 =0.037ma2mlZ1Z2;(23 34 J內(nèi)嚙合中重合度=1.8582.544*0.2(1/18+1/18)=0.0565x22 =2.917 f =2.917x0.2 1=0.019ma2m(Zi Z2j(23 91J即得 2.917*0.2(1/18-1/54)=0.0216x2b24=0.0565+0.0216=0.0781,1 0.056 = 0.955ma2x21-3/4*0.0781=0.941b1 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(shè)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 c/R =11231Z40 =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(shè)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(shè) 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33.8.2輸出端根據(jù)d 0min4 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。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43.8.3 內(nèi)齒輪的設(shè)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73.8.4 行星齒輪設(shè)計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，同時還應(yīng)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。3.8.4轉(zhuǎn)臂的設(shè)計一個結(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 270f W土二=±J=0.0517(mm )取 f =51.7 Nma 100010001a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 -0.073910001000取、1 =0.062=62m轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差61的%,即1ex二 31m先已知低速級的嚙合中心距 a=342mm則得f E±8a =±8342 = 0.0559( mm)取 f =55.9 Nma 100010001a各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差61按公式計算，即3-4.5=3-4.5= 0.05547 -0.0832取、1 =0.069=69m轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差ex為孔距相對偏差61的12 ,即ex - = 34.5m3. 8. 5箱體及前后機蓋的設(shè)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(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=0.56k tKd4Td 一 6mmK t 機體表面的形狀系數(shù) 取1Kd與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù) K d取2.6作用在機體上的轉(zhuǎn)矩圖12Td圖143. 8. 6齒輪聯(lián)軸器的設(shè)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153. 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)計參照標準。通氣塞的設(shè)計 參照設(shè)計手冊自行設(shè)計。以及油標的設(shè)計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設(shè)計。3.9齒輪強度的驗算校核齒面接觸應(yīng)力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大6 H值均小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力6Hp ,即6H c6Hp3.9.1 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=1.1082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(yīng)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 -：=11.12-1 3 =1.3623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(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取kHp=1.45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(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)z = 產(chǎn)。a：osa；，取ZH為2.495 h , cosat sinat6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(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得Ze為189.807重合度系數(shù)Z 8考慮重合度對單位齒寬載荷Ft、的影響，而使計算接觸應(yīng)力減小的系Z,故取 0.8978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(yīng)力影響的系數(shù)。zb= Jcos口，取ZP為19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(yīng)根據(jù)重要程度，使用場合等。取 SHmin =110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=1.08511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”1, ZV =0.987,ZR=0.99112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(yīng)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(yīng)力口 HP10 ,即中心齒輪a1二 H lim二 Hp ZniZlZvZrZwZx=1422M PaSh min行星齒輪C1的CTHp二 H lim _ZNtZLZVZRZWZx=1486M PaH min外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計算中仃H1H1-'- H0, KaKuKh I K Ha1 K HP1Ft u 1 d1buZhZeZZP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 Pa3.9.2 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=1.3113齒間載荷分配系數(shù)KFa齒間載荷分配系數(shù) KFa可查表KFa=1.14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) 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 1ia26應(yīng)力修正系數(shù)Ysa sa查表可得 Ys. =1.684, Ysa2 =1.577 saisa27重合度系數(shù)Y查表可得 Y 1 =0.25 075 =0.723Y 11.588螺旋角系數(shù)Y 口 = 1 9計算齒根彎曲應(yīng)力仃fF1=FtYFaY Y KaKvKf KFaKFP=187M Pa二 F2 *YFa2Y Y KaKvKf KFaKFP=189M Pa10計算許用齒根應(yīng)力仃Fp仃Fp=nYsTYNtY6elTYRelTYx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:0.023 106查表YsT=2,壽命系數(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 = 0.950.1 相對齒根表面狀況系 YRre1T產(chǎn)1.674-0.529 Rz 1=1.0430.1YRre1T2 = 1.674 - 0.529 Rz 1=1.043許用應(yīng)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, Z0.844 , 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(yīng)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(yīng)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1.82動載荷系數(shù)Kv0.25kv = 1.03492 一 92 +,200m 4.3齒向載荷分布系數(shù) KHpKh =1b-1H =1.2294齒間載荷分配系數(shù)kHa、kFa查表可得 kHa4021kFa=1.0215節(jié)點區(qū)域系數(shù)zH2cos ! cos。*取 7H；a2a =2.495:cosat sin at6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(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得Z e為189.807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(yīng)力減小的系數(shù)4 -3 a ,故取 0.8898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(yīng)力影響的系數(shù)。zp = JcosB ,取Zp為1計算齒面的接觸應(yīng)力仃H1=。H0 JK aK U K H 0K Ha1K HP1代人參數(shù)二 H1 =二 H2=1451M pa9最小安全系數(shù)Sh . , Sf . DH min , DF min取 q h =1S H min10接觸強度計算的壽命系數(shù) zNt取ZN1t=1.116，ZnJ11711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=0.99612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(yīng)力Hp1二 H limSh minZNtZLZVZRZWZX=1770M pa （中心齒輪 a2）接觸強度校核:二 H lim _Hp2 一 Z NiZlZvZrZwZx =1525M paS 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-1f由圖可知NF =1,日b = 1.229,則K叩=1.2293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 =1.0214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) KFp按公式計算KFp = 1+1.6（1.2-1） = 1.325齒形系數(shù)丫 fa查表可得，Yfa1=2.531, Yfa2 =2.5846應(yīng)力修正系數(shù)Ysa sa查表可得 Ys. =1.630, Ysa2 =1.590 saisa27重合度系數(shù)丫0 75查表可得V” 0.25-0.710Y 11.588螺旋角系數(shù)Yp = 1 9計算齒根彎曲應(yīng)力仃f”"累YFaY Y KaKvKf K FaKFP=396M PaF2 - FtYFa2Y Y K aKvK F K FaK FP =394M Pa10計算許用齒根應(yīng)力仃FPCT二 Fp 二一但YSTYNY&lTYRrelTYx已知齒根彎曲疲勞極限仃SFminFmin =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,壽命系數(shù)Y Nt0.023M106 '=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 10.10.1=1.043YRrelT2 =1.674-0.529 Rz 1=1.043許用應(yīng)力仃 FP1=674M Pa, 仃 Fp2 = 484 M Pa 因此 6 F1<。Fp1； F2 < Fp2，a2c2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 =0.844Z 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(yīng)力為二 H lim二 Hp1S H minZmZlZvZrZwZx=1782mpa計算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力仃Hp1 = lim Z NtZ lZ vZ rZwZ X =665 M paSh min而二 H 1 =二 H2 =二 H0 K aK U K H |.：K HaK 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 2pa3. 10基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計算Ta1 1_- . b1b2I x2 i a1x2則得中心齒輪的轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為Ta11 =_11 p1 r p2 Ta2-4.957X7.0588Ta21Ta2 =Tx21P2P1T1 =95499549n17401000-7066.26mm=T a12 = -247251.7nmm ; T、2 = 250843Nmm a 2X 23 . 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：2000TQ = 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 acacnpda高速級 F a1cL F b1c1 = 31959.75Naici 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。2Td 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。