二級(jí)行星齒輪減速器設(shè)計(jì)【含5張CAD圖紙】
1 引言行星齒輪傳動(dòng)在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自 20世紀(jì) 60年代以來，我國才開始對(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，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國的行星傳動(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1740KWp10rpmn35.pi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.Pi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17.pi25p1所示：圖 13.2 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)pi齒輪 ,行星齒輪 的齒數(shù)。現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸，故選取第一級(jí)1b1c中心齒輪 數(shù)為 17和行星齒輪數(shù)為 。根據(jù)內(nèi)齒輪a3pn11bapiz17.10.7bz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 70588i1zab其傳動(dòng)比誤差 5ipi.058根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為11243cbaz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：1ZC C 40 2z整 數(shù)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2pizb1 , 92 再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數(shù)為1ipza1b523 1zb91根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為 2341zcb1za實(shí)際傳動(dòng)比為 4.957i其傳動(dòng)比誤差 8ipi3.3 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 ,limH2N=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limF2N42CrMo,這種材料經(jīng)過正火和調(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limH2NliF2NB1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 1132limAFPaTKYdz現(xiàn)已知 17, =340 。中心齒輪 a1的名義轉(zhuǎn)矩為1aZlimF2N取算式系數(shù) ，按表 6-6取使174019549535.PTXn12.m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.6AKfk分布不均勻系數(shù) ，由公式可得 ；由.2hpk1.61.621.3fphp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17faY08d8.55325.416.832.671.0790mm取齒輪模數(shù)為 m3.3.2 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1132liAFPaTKYmdz2zaliF2N轉(zhuǎn)矩 =2a1xaPT7.0583.416.9nm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1.mk.akfk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12hp；由表查得齒形系數(shù) ；由表查的.6.621.3fphp12.4faY齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) 為0dm12.4mm3162.91.832.4.00m取齒輪模數(shù)為 23.4 嚙合參數(shù)計(jì)算341 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1ac1b274302acmz11 9bbc 342 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2a2c119342bbcmz22c由此可見，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)10x20x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2zxA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4baxi。0cba343 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)270a1260z.34x.314bx0.314cx344 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)2a1257z0.x0.b20.15cx3.5 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2xA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1ac齒輪副1bc分度圓直徑 1dmz253d287387d29基圓直徑 1cosba2 14.b23616.b287053.5.2 低速級(jí)：項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac齒輪副1bc分度圓直徑1dmz2276d408387d29基圓直徑 1cosba2 13.b2616.b28705外嚙合112amadxh22176.5ad39b頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合a23max12afdc插 齒 139.5bd206a外嚙合1fh212f max136.5fd28f齒根圓直徑 f內(nèi)嚙合1 2fdc202fa插 齒 1358.fd2946f外嚙合 11amadxh2210.75ad249齒頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合a23max12afdc插 齒 249.5a10633.5.3 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) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18，變位系數(shù)為9m，試求被插齒的內(nèi)齒輪 ， 的齒圓直徑。0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計(jì)算，即2fd20fad插 齒插齒刀的齒頂圓直徑0a插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距200aomaoxzh9182.5186.3m高速級(jí)： 2fd6.37.94.低速級(jí)：選擇模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 17m00aoaoxz121.25036.填入表格22f 36.4.69m3.6 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361 鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即已知高速級(jí)的 ，2sinacacpd 39.5acd和 代入上式，則得270ac3pn滿足鄰接條件9.5270sin467.3m將低速級(jí)的 ， 和 代入，則得4acdacp外嚙合1 12f madcxh2 2f 1248.75fd3f齒根圓直徑 fd內(nèi)嚙合1 2f a202fd插 齒 1375.2fd9f滿足鄰接條件429.5342sin592.34m362 同心條件 按公式對(duì)于高度變位有 已知高速級(jí) ，acbz17az滿足公式則滿足同心條件。3cz10b已知低速級(jí) ， 也滿足公式則滿足同心條件。2a34cz91b363 安裝條件 按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得1abpCn整 數(shù) 2abpCn整 數(shù)（高速級(jí)滿足裝配條件）17034abpz（低速級(jí)滿足裝配條件） 2918abp3.7 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 122baxax由表可得: ， 11bxaxp221baxp3.7.1 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。1x 1xm1xn即 1xmn其中 11xxmamb轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xb 1c轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1ma 1可按公式計(jì)算即xb 1xmb122mfz高速級(jí)的外嚙合中重合度 =1.584,則得 1xa12.486mfz式中 齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2嚙合摩擦系數(shù)，取 0.2mf=0.0411xma12.4860.743內(nèi)外嚙合中重合度 =1.864,則的1xmb12.92mfz=0.00801xmb2.60.43即得 =0.041+0.008=0.049, 1x16.049.57bax3.7.2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定2x外嚙合中重合度 =1.627= =0.0372xma12.54mfz1.540.234內(nèi)嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma12.97mf1.970.239即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm241.560.bax則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為 = = ，傳動(dòng)效率高滿122ax0.9974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)1276d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30minpcd3740121.9401.3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,再過臺(tái)階 為 130mm滿足密封元件的孔1d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2的選擇確定 為 140mm。對(duì)稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖 33d圖 33.8.2 輸出端根據(jù) =112 ，帶有單鍵槽 4，與轉(zhuǎn)臂 2相連作為輸出30minpcd130imP軸。取 為 300mm，選擇 63X32的鍵槽。再到臺(tái)階 為 320mm。輸出連接軸為1d2d310mm，選擇 70X36的鍵槽。如圖 4、圖 5所示圖 4圖 53.8.3 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，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(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(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4baxi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af高速級(jí)的嚙合中心距 a=270mm6，則得取 =51.7338270.5110a mfafm各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 按公式計(jì)算，即27034.534.5.493.07101取 0.062=621m轉(zhuǎn)臂 X1的偏心誤差 為孔距相對(duì)偏差 的 ，即xe213xm先已知低速級(jí)的嚙合中心距 a=342mm，則得取 =55.9338420.5910a mfafm各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 按公式計(jì)算，即34234.5.50.57.832101取 0.069=691m轉(zhuǎn)臂 X1的偏心誤差 為孔距相對(duì)偏差 的 ，即xe2134.5xm385 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 40.566tdmKT機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取 1t與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù) 取 2.6d d_作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩T圖 12 圖 13圖 14386 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1i漸開線。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 15387 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的長形油標(biāo)的參數(shù)來設(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H其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力 ，即Hpp3.9.1 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 1.8aKaK1 動(dòng)載荷系數(shù) v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=1.108v2 齒向載荷分布系數(shù) H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HK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 ，1HbK1.2b3H則 .213.63 齒間載荷分配系數(shù) 、HakF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 ， =1HakFa4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp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 =1.4Hp5 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz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 2.4952cosintaHtzHz6 彈性系數(shù) eZ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 eZ189.807 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tbF，故取 0.89743aZ8 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cosZ19 最小安全系數(shù) ，minHSinF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 =1inH10 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ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)和使用潤滑劑有關(guān)。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt11 潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVZR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, LZV=0.991R12 齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wx考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中對(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，wZ=1xZ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 HP=1422minlNtLVRWXHpZS aM行星齒輪 c1的 =1486inltLVRXpH Pa外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中 ，則12H110AUaHPHK，經(jīng)計(jì)算可得01t EHubFZd12987Pa則 ， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。42pPaM22486HPPa3.9.2 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 t已知 ， =3和 =153mm,則得235.aNmTpnad使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法002351960atP NFd aKv與接觸強(qiáng)度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 1FbF由圖可知 =1， ，則 =1.3111.4bF3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.1Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算F1.621.3Fp5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.421, =2.6561faY2fa6應(yīng)力修正系數(shù) s查表可得 =1.684, =1.5771sa2sa7重合度系數(shù) 查表可得 10.7538Y8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f=18711tFaAVFaFPFbmK PaM=18922tFaAVFaFPFYPa10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 p已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps minF2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如minFSTYNrelTRrelTYx下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L查表齒根圓角敏感系數(shù) =1， 1relT20.95relTY相對(duì)齒根表面狀況系 =1.043.1.674.Rrl z=1.0430.2relT許用應(yīng)力 694 , 因此 ； ， a-c1FpPaM2FpPa1Fp2F2p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, vKH=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844， =1.095, =1.151, ZhHaZ1N2NZ=1, =1, =0.987, =0.974, =0.991, =0.982, =1.153, 1L2L1V2V1RR1W=1.153, =1, =1, =12WX2minHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=16771minlNtLVRWXHpZ paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1的接觸許用應(yīng)力=6411minlNtLVRWXHpSpa而 = =39612H10AUHaHPKpa則 641 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。paM3.9.4 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) a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a沖擊。故選 為 1.8aK2動(dòng)載荷系數(shù) v0.251349Vk3齒向載荷分布系數(shù) H=1.2291HbK4齒間載荷分配系數(shù) 、HakF查表可得 =1.021 =1.021a5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz取 =2.4952cosintaHtz6彈性系數(shù) eZ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 eZ189.807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)tbF，故取 0.88943aZ8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 1cosZ計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力 代人參數(shù)110AUHaHPHK=145112HpaM9最小安全系數(shù) ，minHSinF取 =1in10接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2t11潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, LZV=0.996R12齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wZx選 =1， =1wx計(jì)算許用接觸應(yīng)力=1770 中心齒輪 a21minlNtLVRWXHpZS paM=1525 行星齒輪2inltLVRXpH pac2 接觸強(qiáng)度校核：1451 滿足接觸強(qiáng)度校核12Hpa2Hp3.9.5 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 tF已知 ， =3和 =276mm,則得1623.47aNmTpnad使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定002.186tPa Nnd aKv方法與接觸強(qiáng)度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 1FbF由圖可知 =1， ，則 =1.2291.29bF3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.021Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算F1.621.3Fp5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa6應(yīng)力修正系數(shù) sa查表可得 =1.630, =1.5901s2sa7重合度系數(shù) Y查表可得 10.75.2.18Y8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f=39611tFaAVFaFPFbmK PaM=39422tFaAVFaFPFYPa10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 p已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps minF2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如inFSTYNrelTRrelTYx下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L查表齒根圓角敏感系數(shù) =1，1relT2relTY相對(duì)齒根表面狀況系 =1.0430.1.6740.59Rrl z=1.043.121.6740.529RrelTzY許用應(yīng)力 674 , 因此 ； ， a2-c2FpPaM28FpPa1Fp2F2p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, vKH=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844ZhZHaZ=1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V=0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=17821minlNtLVRWXHpZS paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1的接觸許用應(yīng)力 =6651minlNtLVRWXHpZSpa而 = =65212H10AUaPHKpa則 652 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。pa310 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12abxxTi=1 21a aTP214.957.08aXT22axp=174095496.2Tmn1a；2.a25843xNT311 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： 20.35TQD式中 T傳動(dòng)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 為 acF20acPTnd高速級(jí) 11395.7acbcNF低速級(jí) 22186acbcNF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。 。cos1PZ znpTXdkK式中的 傳動(dòng)軸的直徑d齒輪的螺旋角 法面壓力角na制造和安裝誤差的休正系數(shù)zK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。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(dòng)把油甩起來，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。313 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)畫的模式讓行星減速器運(yùn)動(dòng)起來。把旋轉(zhuǎn)馬達(dá)安裝在輸入軸上，設(shè)置其轉(zhuǎn)速為，通過設(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10rpmn行星軸自轉(zhuǎn)。同時(shí)轉(zhuǎn)臂1進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。通過齒輪的傳動(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，可以對(duì)外輸出。結(jié)論通過對(duì)行星齒輪的設(shè)計(jì)過程的熟悉，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)主要通過對(duì)ZXA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。通過對(duì)每個(gè)零件的建模再進(jìn)行組裝。通過對(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程中，我還要感謝的是在大學(xué)期間給我授過課的老師，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)诳鞓窌r(shí)，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過我的人。 最后感謝我的母校淮陰工學(xué)院四年來對(duì)我的大力栽培。 謝謝！致謝參考文獻(xiàn)1馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動(dòng).人民教育出版社,1981.32 饒振綱.行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì).國防工業(yè)出版社,1980.113 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).化學(xué)工業(yè)出版社.第四版,2002.14 唐保寧，高學(xué)滿.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造簡(jiǎn)明手冊(cè).同濟(jì)大學(xué)出版社,1993.75 孫寶鈞.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社,2004.46甘永立.幾何量公差與檢測(cè).上海科學(xué)技術(shù)出版社，2005.77馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，8王云根.封閉行星傳動(dòng)系統(tǒng).機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，19959 殷玉楓. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 機(jī)械工業(yè)出版社， 200610 孫巖, 陳曉羅, 熊涌主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 北京理工大學(xué)出版社 ， 200711寇尊權(quán), 王多主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2007圖 9-30 浮動(dòng)盤式少齒差行星減速器圖 9-30 為浮動(dòng)盤式少齒差行星減速器。它是在行星輪與輸出軸之間裝入浮動(dòng)盤，其上有兩條互相垂直的槽，行星輪和輸出軸大端裝上兩個(gè)銷軸，使行星輪與輸出軸作偏心傳動(dòng)時(shí)，銷軸在浮動(dòng)盤的槽內(nèi)滑動(dòng)（有滾子時(shí)是滾動(dòng)） ，這種輸出機(jī)構(gòu)比銷軸式簡(jiǎn)單，效率亦高，也適用于高速連續(xù)運(yùn)動(dòng)或功率稍大的場(chǎng)合。圖 9-31 諧波齒輪傳動(dòng)減速器圖 9-31 為諧波齒輪傳動(dòng)減速器。諧波傳動(dòng)（又稱波導(dǎo)傳動(dòng)）是利用一個(gè)或數(shù)個(gè)撓性零件，使其發(fā)生可控制的彈性變形，并使此變形形成連續(xù)等速的正弦波狀運(yùn)動(dòng)，以傳遞所需的機(jī)械運(yùn)動(dòng)。諧波傳動(dòng)的特點(diǎn)是：同時(shí)接觸齒數(shù)多，承載能力高，效率較高，傳動(dòng)比范圍大，使用零件數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，體積小，重量輕，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，其缺點(diǎn)是撓性輪需要抗疲勞破壞力高的材料制造，散熱差，所以傳遞大功率時(shí)需要加強(qiáng)冷卻。圖 9-32 擺線針輪行星減速器圖 9-32 為擺線針輪行星減速器。擺線針輪行星減速器的傳動(dòng)原理與少齒差行星減速器一樣，但它的行星輪的齒型是短幅外擺線的等距線，內(nèi)齒輪的齒型是針狀。圖中 1 是輸入軸，2 是具有兩段相位差 180的偏心軸套，偏心軸套用鍵與輸出軸聯(lián)結(jié)成轉(zhuǎn)臂（系桿） ，3是套在偏心軸套上的滾子軸承，4 是擺線齒輪（行星輪） ，裝在兩個(gè)相位差為 180的偏心軸套上，5 是銷軸，6 是銷軸套，7 是內(nèi)齒輪的針齒銷，8 是針齒銷套，9 是輸出軸。這種減速器傳動(dòng)比大，效率高。本章要點(diǎn)1定軸輪系傳動(dòng)比計(jì)算。掌握傳動(dòng)比的計(jì)算、利用符號(hào)得到平行軸系的從動(dòng)輪轉(zhuǎn)向和利用箭頭判斷輪系各齒輪、蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)向。2周轉(zhuǎn)輪系傳動(dòng)比計(jì)算。掌握將周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化為定軸輪系的方法是傳動(dòng)比計(jì)算的關(guān)鍵。另外，周轉(zhuǎn)輪系中的各輪轉(zhuǎn)向關(guān)系要由計(jì)算結(jié)果判定，不能和轉(zhuǎn)化輪系的轉(zhuǎn)向關(guān)系相混淆。3復(fù)合輪系傳動(dòng)比的計(jì)算掌握分解復(fù)合輪系的方法，應(yīng)先找軸線位置不固定的齒輪，其軸就是系桿，與該齒輪嚙合并與系桿同軸線的是中心輪，這就是一個(gè)周轉(zhuǎn)輪系。把所有周轉(zhuǎn)輪系分出后，剩下的就是定軸輪系。然后利用已知的定軸和周轉(zhuǎn)輪系方法計(jì)算傳動(dòng)比。1 引言行星齒輪傳動(dòng)在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自 20世紀(jì) 60年代以來，我國才開始對(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，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過我國機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國的行星傳動(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1740KWp10rpmn35.pi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.Pi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17.pi25p1所示：圖 13.2 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)pi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)1b1c中心齒輪 數(shù)為 17和行星齒輪數(shù)為 。根據(jù)內(nèi)齒輪a3pn11bapiz17.10.7bz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 70588i1zab其傳動(dòng)比誤差 5ipi.058根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為11243cbaz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：1ZC C 40 2z整 數(shù)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2pizb1 , 92 再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數(shù)為1ipza1b523 1zb91根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為 2341zcb1za實(shí)際傳動(dòng)比為 4.957i其傳動(dòng)比誤差 8ipi3.3 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 ,limH2N=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limF2N42CrMo,這種材料經(jīng)過正火和調(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limH2NliF2NB1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 1132limAFPaTKYdz現(xiàn)已知 17, =340 。中心齒輪 a1的名義轉(zhuǎn)矩為1aZlimF2N取算式系數(shù) ，按表 6-6取使174019549535.PTXn12.m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.6AKfk分布不均勻系數(shù) ，由公式可得 ；由.2hpk1.61.621.3fphp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17faY08d8.55325.416.832.671.0790mm取齒輪模數(shù)為 m3.3.2 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1132liAFPaTKYmdz2zaliF2N轉(zhuǎn)矩 =2a1xaPT7.0583.416.9nm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1.mk.akfk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12hp；由表查得齒形系數(shù) ；由表查的.6.621.3fphp12.4faY齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) 為0dm12.4mm3162.91.832.4.00m取齒輪模數(shù)為 23.4 嚙合參數(shù)計(jì)算341 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1ac1b274302acmz11 9bbc 342 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2a2c119342bbcmz22c由此可見，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)10x20x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2zxA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4baxi。0cba343 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)270a1260z.34x.314bx0.314cx344 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)2a1257z0.x0.b20.15cx3.5 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2xA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1ac齒輪副1bc分度圓直徑 1dmz253d287387d29基圓直徑 1cosba2 14.b23616.b287053.5.2 低速級(jí)：項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac齒輪副1bc分度圓直徑1dmz2276d408387d29基圓直徑 1cosba2 13.b2616.b28705外嚙合112amadxh22176.5ad39b頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合a23max12afdc插 齒 139.5bd206a外嚙合1fh212f max136.5fd28f齒根圓直徑 f內(nèi)嚙合1 2fdc202fa插 齒 1358.fd2946f外嚙合 11amadxh2210.75ad249齒頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合a23max12afdc插 齒 249.5a10633.5.3 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) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18，變位系數(shù)為9m，試求被插齒的內(nèi)齒輪 ， 的齒圓直徑。0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計(jì)算，即2fd20fad插 齒插齒刀的齒頂圓直徑0a插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距200aomaoxzh9182.5186.3m高速級(jí)： 2fd6.37.94.低速級(jí)：選擇模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 17m00aoaoxz121.25036.填入表格22f 36.4.69m3.6 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361 鄰接條件 按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即已知高速級(jí)的 ，2sinacacpd 39.5acd和 代入上式，則得270ac3pn滿足鄰接條件9.5270sin467.3m將低速級(jí)的 ， 和 代入，則得4acdacp外嚙合1 12f madcxh2 2f 1248.75fd3f齒根圓直徑 fd內(nèi)嚙合1 2f a202fd插 齒 1375.2fd9f滿足鄰接條件429.5342sin592.34m362 同心條件 按公式對(duì)于高度變位有 已知高速級(jí) ，acbz17az滿足公式則滿足同心條件。3cz10b已知低速級(jí) ， 也滿足公式則滿足同心條件。2a34cz91b363 安裝條件 按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得1abpCn整 數(shù) 2abpCn整 數(shù)（高速級(jí)滿足裝配條件）17034abpz（低速級(jí)滿足裝配條件） 2918abp3.7 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 122baxax由表可得: ， 11bxaxp221baxp3.7.1 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。1x 1xm1xn即 1xmn其中 11xxmamb轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xb 1c轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1ma 1可按公式計(jì)算即xb 1xmb122mfz高速級(jí)的外嚙合中重合度 =1.584,則得 1xa12.486mfz式中 齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2嚙合摩擦系數(shù)，取 0.2mf=0.0411xma12.4860.743內(nèi)外嚙合中重合度 =1.864,則的1xmb12.92mfz=0.00801xmb2.60.43即得 =0.041+0.008=0.049, 1x16.049.57bax3.7.2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定2x外嚙合中重合度 =1.627= =0.0372xma12.54mfz1.540.234內(nèi)嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma12.97mf1.970.239即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm241.560.bax則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為 = = ，傳動(dòng)效率高滿122ax0.9974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)1276d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30minpcd3740121.9401.3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,再過臺(tái)階 為 130mm滿足密封元件的孔1d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2的選擇確定 為 140mm。對(duì)稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖 33d圖 33.8.2 輸出端根據(jù) =112 ，帶有單鍵槽 4，與轉(zhuǎn)臂 2相連作為輸出30minpcd130imP軸。取 為 300mm，選擇 63X32的鍵槽。再到臺(tái)階 為 320mm。輸出連接軸為1d2d310mm，選擇 70X36的鍵槽。如圖 4、圖 5所示圖 4圖 53.8.3 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，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(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(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4baxi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af高速級(jí)的嚙合中心距 a=270mm6，則得取 =51.7338270.5110a mfafm各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 按公式計(jì)算，即27034.534.5.493.07101取 0.062=621m轉(zhuǎn)臂 X1的偏心誤差 為孔距相對(duì)偏差 的 ，即xe213xm先已知低速級(jí)的嚙合中心距 a=342mm，則得取 =55.9338420.5910a mfafm各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差 按公式計(jì)算，即34234.5.50.57.832101取 0.069=691m轉(zhuǎn)臂 X1的偏心誤差 為孔距相對(duì)偏差 的 ，即xe2134.5xm385 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 40.566tdmKT機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取 1t與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù) 取 2.6d d_作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩T圖 12 圖 13圖 14386 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1i漸開線。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 15387 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的長形油標(biāo)的參數(shù)來設(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H其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力 ，即Hpp3.9.1 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 1.8aKaK1 動(dòng)載荷系數(shù) v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=1.108v2 齒向載荷分布系數(shù) H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HK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 ，1HbK1.2b3H則 .213.63 齒間載荷分配系數(shù) 、HakF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 ， =1HakFa4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp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 =1.4Hp5 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz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 2.4952cosintaHtzHz6 彈性系數(shù) eZ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 eZ189.807 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tbF，故取 0.89743aZ8 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cosZ19 最小安全系數(shù) ，minHSinF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 =1inH10 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ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)和使用潤滑劑有關(guān)。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt11 潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVZR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, LZV=0.991R12 齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wx考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中對(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，wZ=1xZ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 HP=1422minlNtLVRWXHpZS aM行星齒輪 c1的 =1486inltLVRXpH Pa外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中 ，則12H110AUaHPHK，經(jīng)計(jì)算可得01t EHubFZd12987Pa則 ， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。42pPaM22486HPPa3.9.2 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 t已知 ， =3和 =153mm,則得235.aNmTpnad使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法002351960atP NFd aKv與接觸強(qiáng)度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 1FbF由圖可知 =1， ，則 =1.3111.4bF3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.1Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算F1.621.3Fp5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.421, =2.6561faY2fa6應(yīng)力修正系數(shù) s查表可得 =1.684, =1.5771sa2sa7重合度系數(shù) 查表可得 10.7538Y8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f=18711tFaAVFaFPFbmK PaM=18922tFaAVFaFPFYPa10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 p已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps minF2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如minFSTYNrelTRrelTYx下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L查表齒根圓角敏感系數(shù) =1， 1relT20.95relTY相對(duì)齒根表面狀況系 =1.043.1.674.Rrl z=1.0430.2relT許用應(yīng)力 694 , 因此 ； ， a-c1FpPaM2FpPa1Fp2F2p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, vKH=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844， =1.095, =1.151, ZhHaZ1N2NZ=1, =1, =0.987, =0.974, =0.991, =0.982, =1.153, 1L2L1V2V1RR1W=1.153, =1, =1, =12WX2minHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=16771minlNtLVRWXHpZ paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1的接觸許用應(yīng)力=6411minlNtLVRWXHpSpa而 = =39612H10AUHaHPKpa則 641 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。paM3.9.4 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) a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a沖擊。故選 為 1.8aK2動(dòng)載荷系數(shù) v0.251349Vk3齒向載荷分布系數(shù) H=1.2291HbK4齒間載荷分配系數(shù) 、HakF查表可得 =1.021 =1.021a5節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz取 =2.4952cosintaHtz6彈性系數(shù) eZ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 eZ189.807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)tbF，故取 0.88943aZ8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 1cosZ計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力 代人參數(shù)110AUHaHPHK=145112HpaM9最小安全系數(shù) ，minHSinF取 =1in10接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2t11潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, LZV=0.996R12齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wZx選 =1， =1wx計(jì)算許用接觸應(yīng)力=1770 中心齒輪 a21minlNtLVRWXHpZS paM=1525 行星齒輪2inltLVRXpH pac2 接觸強(qiáng)度校核：1451 滿足接觸強(qiáng)度校核12Hpa2Hp3.9.5 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 tF已知 ， =3和 =276mm,則得1623.47aNmTpnad使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定002.186tPa Nnd aKv方法與接觸強(qiáng)度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 1FbF由圖可知 =1， ，則 =1.2291.29bF3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.021Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算F1.621.3Fp5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa6應(yīng)力修正系數(shù) sa查表可得 =1.630, =1.5901s2sa7重合度系數(shù) Y查表可得 10.75.2.18Y8螺旋角系數(shù) 9計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f=39611tFaAVFaFPFbmK PaM=39422tFaAVFaFPFYPa10計(jì)算許用齒根應(yīng)力 p已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps minF2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如inFSTYNrelTRrelTYx下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L查表齒根圓角敏感系數(shù) =1，1relT2relTY相對(duì)齒根表面狀況系 =1.0430.1.6740.59Rrl z=1.043.121.6740.529RrelTzY許用應(yīng)力 674 , 因此 ； ， a2-c2FpPaM28FpPa1Fp2F2p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, vKH=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844ZhZHaZ=1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V=0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=17821minlNtLVRWXHpZS paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1的接觸許用應(yīng)力 =6651minlNtLVRWXHpZSpa而 = =65212H10AUaPHKpa則 652 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。pa310 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12abxxTi=1 21a aTP214.957.08aXT22axp=174095496.2Tmn1a；2.a25843xNT311 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： 20.35TQD式中 T傳動(dòng)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 為 acF20acPTnd高速級(jí) 11395.7acbcNF低速級(jí) 22186acbcNF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。 。cos1PZ znpTXdkK式中的 傳動(dòng)軸的直徑d齒輪的螺旋角 法面壓力角na制造和安裝誤差的休正系數(shù)zK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。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(dòng)把油甩起來，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。313 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)畫的模式讓行星減速器運(yùn)動(dòng)起來。把旋轉(zhuǎn)馬達(dá)安裝在輸入軸上，設(shè)置其轉(zhuǎn)速為，通過設(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10rpmn行星軸自轉(zhuǎn)。同時(shí)轉(zhuǎn)臂1進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。通過齒輪的傳動(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，可以對(duì)外輸出。結(jié)論通過對(duì)行星齒輪的設(shè)計(jì)過程的熟悉，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)主要通過對(duì)ZXA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。通過對(duì)每個(gè)零件的建模再進(jìn)行組裝。通過對(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程中，我還要感謝的是在大學(xué)期間給我授過課的老師，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)诳鞓窌r(shí)，分享我的喜悅。感謝所有關(guān)心和幫助過我的人。 最后感謝我的母?；搓幑W(xué)院四年來對(duì)我的大力栽培。 謝謝！致謝參考文獻(xiàn)1馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動(dòng).人民教育出版社,1981.32 饒振綱.行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì).國防工業(yè)出版社,1980.113 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).化學(xué)工業(yè)出版社.第四版,2002.14 唐保寧，高學(xué)滿.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造簡(jiǎn)明手冊(cè).同濟(jì)大學(xué)出版社,1993.75 孫寶鈞.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社,2004.46甘永立.幾何量公差與檢測(cè).上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，2005.77馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，8王云根.封閉行星傳動(dòng)系統(tǒng).機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，19959 殷玉楓. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 機(jī)械工業(yè)出版社， 200610 孫巖, 陳曉羅, 熊涌主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 北京理工大學(xué)出版社 ， 200711寇尊權(quán), 王多主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 機(jī)械工業(yè)出版社 ， 2007
收藏