行星齿轮减速器设计

1引言行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得 了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水 平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和 技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力 奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。2设计背景试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为pr =740KW，输入转速 小=1000rpm，传动比为j p = 35.5,允许传动 比偏差订p=0.1,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器 传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。3设计计算3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境 恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A型结构简单，制造方便，适用于任何工 况下的大小功率的传动。选用由两个 2X-A型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮 减速器较为合理，名义传动比可分为jp1=7.1,jp2=5进行传动。传动简图如图1所示:C2输入轴LJA2ClE2BlAl输出轴图13.2配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比i p的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮b，行星齿轮ci的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中 心齿轮a1数为17和行星齿轮数为n厂3。根据内齿轮zbii p1-i za1Zb广 7.1 -1 17 = 103.7 103对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P值与给定的P值稍有变化，但是必须控 制在其传动比误差范围内。实际传动比为 Za 1 clcc1+= 7. 0588zb 1其传动比误差i|iP -iip7.1 -7.05887.1根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为Zc1 = Zb1 _ Za1 2 = 43所求得的ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为:Za1 Zb1=C = 40 整数第二级传动比ip2为5,选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3,根据内齿轮Zb1二ip1-1 za1, zb1二5-1 23二92再考虑到其安装条件，选择zb1的齿数为91根据同心条件可求得行星齿轮ci的齿数为zc1 = ( Zb1 za1 )/ 2 = 34实际传动比为i = 1+ za 1 = 4.957 zb 1其传动比误差ip - ii = 8%ip3.3初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 A1和中心齿轮A2，以及行星齿轮C1和C2 均采用20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿 轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC，根据图二可知，取-H lim =1400N. mm2, ；F lim =340N mm2,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度 等力学性能。调质硬度为217-259HRC，根据图三可知，取-H lim =780N mm2,lim =420N mnf 轮 B1 和 B2 的加工精度为 7 级。3.3.1计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式，为BKaKfpK八 YFa1m= 32d Z二 F lim现已知7 1 = 17,二F lim =340 N ?。中心齿轮a1的名义转矩为/ mmP1740T1 =954995492355.4Nmm 取算式系数 Km=12.1,按表 6-6 取使用npn13x1000Km系数KA =1.6；按表6-4取综合系数丘宀=1.8；取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp2，由公式可得kfP=1.6匕厂1 =1.6 1.2-1 32；由表查得齿形系数Yfa广2.67;由表查的齿宽系数 0.8 ;则所得的模数m为m =12.13 235541.632 2670.8 17 17 390=8.55 mm取齿轮模数为m =9mm332计算低速级的齿轮模数m按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数m为口乞卞心心严八浪1现已知za2 = 23,二F lim =410 N 2。中心齿轮a2的名义转”啊习 dF lim/ mm矩Ta2 = Txh1 Pi Tai =7.0588 2355.4 =16626.29 n mm取算式系数km2.1,按表6-6取使用系数ka=1 按表6-4取综合系数kr=1.8； 取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp.2 ,由公式可得 kfP=146际卩 “46 1.2-1 =1.32;由表查得齿形系数 丫 fa广2.42 ;由表查的 齿宽系数 =0.6 ；则所得的模数m为J16626.29汉 1.6.8.32汉 2.42 仆，m =12.13： 12.4mmV0.6x23x23x420取齿轮模数为m2 =12mm3.4啮合参数计算3. 4. 1高速级在两个啮合齿轮副中a1-c1, b1-c1中，其标准中心距a1为11aa1c-m Za1 Zc112 17 43 =27011弘“石口 Zb1 Zc1 石 9103一43 =273. 4. 2低速级在两个啮合齿轮副中a2-c2 , b2-c2中，其标准中心距a2为11ab2c-m Zb2 Zc2 匚 12 91 -34 =34211ab2c2jm Zb2 Zc2 匚 12 91 -34 =342由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件，但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位 X10，大齿轮采用负变位 X2”：。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即X2 = X， zx-A型的传动中，当传动比j：x 4时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为 Xc =Xb _Xa 3. 4. 3高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在 啮合角仍为a =27，= Z1乙=60根据表选择变位系数Xa=.314Xb = 一314Xc 八3143. 4. 4低速级变位系数因其啮合角仍为a丄342 z2 =乙* Z2二57根据表选择变位系数Xa2=0115Xb2_.115Xc2_.1153.5几何尺寸的计算对于双级的2x-A型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何 尺寸的计算结果如下表：3.5.1 高速级项目计算公式a1 c1齿轮副b1 c1齿轮副分度圆直径d1 = m1z1d1 =153d1 = 387d2=m1z2d2=387：d2 = 927基圆直径d 切=d1cosadb1 =143.77d b1 = 363.661d b2 =d 2C0S ad b2 =363.66d b2 = 871.95顶圆外 啮 合ddai=di+2m（haJxJ a2=d2 + 2m（ha*+x2）dai76.65 d bi = 399.35直径d al内da2=d2 + 2m（ha *X2）d b1 = 399.35啮合da2=d2-2m（haJx3）d a2 = 906.33dad f2a+2c*m插齿）外 啮dfi=di2（ha +CXi）md =136.15齿根圆直径df合df2二d2（ha +C X2）md f2 = 358.85内 啮dfi=dL2（ha +CX2）md f1 = 358.85合df2 二dao+2a2（插齿）d f2 = 943.683.5.2低速级:项目计算公式ai -ci齿轮副bi ci齿轮副di = mizldi = 276di = 387分度圆直径d2 =m1z2d2 := 408d2 = 927基圆直径dbi=dicosadbi=i43.77d bi = 363.66id b2 =d 2C0Sad b2=363.66d b2 = 87i.095外啮合da广di+2m（ha +xJda 302.75齿顶圆da2 二d2*2m（ha *X2：da2 = 429.25直径d ai内啮da2 二d2*2m（ha +X2：da 429.25合da2 =d22m（ha +X3da2069.3ida2 =d J2a +2c m 插齿）外 啮d f1=d12ha=c*X1）md 和=248.75齿根圆直径合d f2 = d12（ha +c X2）mdf 375.25d f内 啮d f1 = d12（ha +c_X2）mdf 375.25合d f2 = da+2a02（插齿）d f2 = 1119.213.5.3关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算已知模数m=9mm,盘形直齿插齿刀的齿数为18 ,变位系数为X。=0 仲等磨损程度，试求被插齿的内齿轮b， b2的齿圆直径。齿根圆直径df2按下式计算，即dfdao 2a02 插齿dao插齿刀的齿顶圆直径a 02插齿刀与被加工内齿轮的中心距da严mzo 2m ha。Xo =9 18 2 9 1.21863mm高速级：d f2 =d a0 2a 02 =186.3 2 378.69 = 943.68mm低速级：选择模数m=12mm，盘形直齿插齿刀的齿数为17d a。=mz 2m hao X。 =12 17 2 12 1.25 0.1 = 236.4mmd f2 二 d a0 2a 02 =236.42 416.455 = 1069.31mm （填入表格）3.6装配条件的验算对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件3. 6. 1邻接条件 按公式验算其邻接条件，即F31da2aac Sin已知高速级的 dac =399.35 , a J 270和nnp =3代入上式，则得399.35 : 2 270 sin 467.64mm 满足邻接条件3将低速级的dac =429.25，aac=342和门p = 3代入，则得429.25 :：: 2 342 sin 592.344 mm 满足邻接条件33. 6. 2同心条件 按公式对于高度变位有 Za 2Zc二Zb已知高速级Za7，Zc = 43Zb =103满足公式则满足同心条件。已知低速级Za=23，Zc = 34 Zb = 91也满足公式则满足同心条件。3. 6. 3安装条件 按公式验算其安装条件，即得Za1Zb1 =c 整数Za2Zb2np2Z Zb1 _ 17 103 _ 40 门小3（高速级满足装配条件）Za2 Zb2np223 91383（低速级满足装配条件）3.7传动效率的计算双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为=na1x2b1b2na1 x1a2 x2P2P2 1b =1-Pa1x1P11x13.7.1高速级啮合损失系数 的确定由表可得:b2I -1a2x2x2x1在转化机构中，其损失系数 等于啮合损失系数x1和轴承损失系数m其中7mma1mb1x1x1x1即八、mnx1mb1转化机构中中心轮bl与行星齿轮cl之间的啮合损失x1ma1转化机构中中心轮al与行星齿轮cl之间的啮合损失x1可按公式计算即mb1x1mb131 2I丄士1乃 Z2丿高速级的外啮合中重合度x1=1.584,则得:ma11 1=2.486 f J 1 m IVZ1Z2 丿式中齿轮副中小齿轮的齿数Z2齿轮副中大齿轮的齿数啮合摩擦系数，取0.2即=2.486 0.2 i 11 =0.041ma11743x1内外啮合中重合度1 =1.864,则的浮=2.926 f -mb11 m -2.926 0.2i 1 一 1mb143=0.0080103即得b一61 0.049 = 0.95a1x1 7.1x2ma21 i-2.554 fm= 2.544 0.2 丄丄2334丿=0.037内啮合中重合度 =1.858x2ma21 1= 2.917 f 丄-m= 2.917 0.2 -1 =0.01912391丿即得x2=0.037+0.019=0.056,mb2na 2x24=1-一 0.056 =0.9555b1则该行星齿轮的传动效率为=a1x2a1 x1b2=0.9552 0.95 =0.9074，传动效率高满足a2x2x1:=0.041+0.008=0.049,mx23.7.2低速级啮合损失系数:的确定外啮合中重合度 =1.627短期间断工作方式的使用要求。3.8结构设计3.8.1输入端根据ZX-A型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首 先确定中心齿轮a1的结构，因为它的直径较小，d1 =276所以a1采用齿轮轴的结构 形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。按公式dom保1123益沖如仙汕按照3% -5力增大试取为125mm同时进行轴的结构设计，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形如图2所示图2带有单键槽的输入轴直径确定为 125mm再过台阶d1为130mm满足密圭寸元件的孔 径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设 d2为150mm宽度为10mm根据轴承的 选择确定d3为140mm对称安装轴承，试确定其他各段等。如图 3图3SCI/弋3.8.2输出端根据d omin =彳卫=112彳已=300mm ,带有单键槽，与转臂2相连作为输出轴取d1为300mn，选择63X32的键槽。再到台阶d2为320mm输出连接轴为310mm选择70X36的键槽。如图4、图5所示图53.8.3内齿轮的设计内齿轮bl采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图7、图8所示图6图73.8.4行星齿轮设计行星齿轮采用带有内孔结构，它的齿宽应该加大 ，以保证该行星齿轮c与中心 齿轮a的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b和行星齿轮c相啮合。在每个行星齿 轮的内孔中，可安装四个滚动轴承来支撑着。如图 8、图9所示图8图9而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行 轴的固定。3.8.4转臂的设计一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平 衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于 2X-A型的传动比j：x 4时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在 行星齿轮的轮缘内。转臂X作为行星齿轮传动的输出基本构件时， 承受的外转矩最大 如图10、图11所示图10图11转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差f可按公式计算，先已知a高速级的啮合中心距a=270mm，则得a 寫九将 0517亦取fa=51.75:仁 3 -4.5各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即=3 - 4.5270 = 0.0493 - 0.07391000取 1 =0.062=62 Jm转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的，即ex：亍=31怙先已知低速级的啮合中心距 a=342mm则得fa空100083 342一 1000=0.0559 mm取 f =55.9a各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即取、1 =0.069=69 5转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差51的%，即ex= 34.553. 8. 5箱体及前后机盖的设计按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体 铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机 体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为 灰铸铁。如图12、13、14所示 壁厚、=0.56KtKd4Td - 6mmK t 机体表面的形状系数取1K d与内齿轮直径有关的系数 K d取2.6Td作用在机体上的转矩图12图13图143. 8. 6齿轮联轴器的设计浮动的齿轮联轴器是传动比i =1的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线通常采用渐 开线。选取齿数为23，因为它们是模数和齿数相等的啮合齿轮副8。如图15图153. 8. 7标准件及附件的选用轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994中的内径为140mm,外径为210mm行星齿轮中的轴承为双列角接触球的轴承内径为90mm外径为160mm。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为 GB/T276-1994的 深沟球轴承。螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设计参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。3.9齿轮强度的验算校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大；H值均小于其相应的许用接触应力:Hp，即H _.Hp3.9.1高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机 的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等 冲击8。故选Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选Ka为1.8 1动载荷系数kv考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得K v=1.1082齿向载荷分布系数k H考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。 K H“；W 二 b -1 JH 查表可得 r b =1.12，”H =3则 Kh 一11.12-1 3=1.3623齿间载荷分配系数kHa、kFa齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得kHa=1 ， kFa =14行星齿轮间载荷分配不均匀系数 kHP考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取kHp=1.45节点区域系数乙円考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。根据2cos ： aCosat，取 为 2.495cosat sin at2 H6弹性系数Ze考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得Ze为189.807重合度系数Z .考虑重合度对单位齿宽载荷尸讣的影响，而使计算接触应力减小的系0.89710108螺旋角系数z :考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Z = COS ：，取 Z 为19最小安全系数SHmin，SFmin考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。取 SHmin =110接触强度计算的寿命系数zNt考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。取 ZN!t=1.039，ZN2t=1.08511润滑油膜影响系数Z L，Zv， Z R齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得Z L =1， Z V =0.987,Zr=0.99112齿面工作硬化系数z w，接触强度尺寸系数Z x考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选Zw=1, Z x=1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力HP，即中心齿轮 a1的10:二 Hp行星齿轮ci的b Hp =外啮合齿轮副二 H limH minZNtZLZvZRZwZx=1422M Pa二 H limZNtZ lZvZrZwZx=1486M PaSh min中齿面接触应力的计算中二H1 P H2 ，则H 1 = H 0K H pK Hal K HP1Ft u 1 dibuZhZeZ Z经计算可得匚H1弋H2 二 987M Pa满足接触疲劳强度条件。则二 H1 y Hp1 =1422 M Pa，- H2 y HP2 =1486 M Pa3.9.2高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核。1名义切向力Ft已知 Ta =2355N.m，n p=3 和 d ； =153mm则得F广200叮2000 2355 =31960 N使用系数K a，和动载系数Kv的确定方法与 d3 x153a接触强度相同。2齿向载荷分布系数 k F:齿向载荷分布系数 K F :按公式计算，即V b-1 JF由图可知 JF =1,二 b =1.411，则 k=1.3113齿间载荷分配系数 KFa齿间载荷分配系数 KFa可查表K Fa =1.14行星齿轮间载荷分配系数 Kfp行星齿轮间载荷分配系数K Fp按公式计算K Fp = 1 1.6 1.2 一 1 =1.325齿形系数Y fa查表可得，丫 fa1=2.421, 丫 fa2 =2.6566应力修正系数Ysa查表可得 Y sai=1.684, Y sa2 =1.5777重合度系数Y .查表可得 Y 1 二 0.25 075 二 0.72311.588螺旋角系数丫 ： =19计算齿根弯曲应力匚f二 F1 七YFaY Y KAKvKFKaKFP=187M Pa匚 FFmtYFa2Y YKaKvKf KFaKFP=189M Pa10计算许用齿根应力匚FpFmin=40N mm(J 匚.二Fp 亠丫 STY NtY ；relT丫只聞Y已知齿根弯曲疲劳极限 Sf min查得最小安全系数SFmin =1.6,式中各系数YsT，丫 NT，丫 -relT，丫 RrelT和丫乂取值如下:0.02查表丫 st=2,寿命系数YnT=31眄=1 Nl丿查表齿根圆角敏感系数 丫聞1 =1， 丫 “it2 =0.950.1相对齿根表面状况系 丫RrelT1 =1.674-0.529 Rz1=1.0430.1丫 RreiT2 =1.674-0.529 Rz 1=1.043许用应力“Fp1 =694M Pa，- Fp2 = 474 M Pa 因此F1 Fp1 ；、； F2 二 Fp2， a-C 满 足齿根弯曲强度条件。3.9.3高速级内啮合齿轮副中接触强度的校核高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择Kv =1.272，K： =1.189,=189.8, z 1=1， Zh =2.495, KHa =1.098, Z =0.844，zn1 =1.095, Zn2=1151,Zl1=1, Zl2=1, Zv1=0.987, Zv2=0.974, Zr1=.991, Zr1=.982, Zw1=1.153,ZW2=1.153，ZX1 = 1, ZX2=1， SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为二 H lim:-Hp1Z NtZ LZvZ rZ wZ X 1677M paH min计算内齿轮c1的接触许用应力Hp1pa二 H limminZmZlZvZrZwZxWQm而二 H 1 = ；H 2 =匚 H 0 K aK U K H |.K Hal K HP1 =396 M pa 则二H1二二H2 641 m pa得出结论：满足接触强度的条件3.9.4低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核 1选择使用系数Ka原动机工作平稳，为中等冲击。故选Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击。故选Ka为1.82动载荷系数Kv_0.25=1.034-921kV 192 + J200汇 4 3齿向载荷分布系数 k HK，厂1=1.2294齿间载荷分配系数kHa、kFa查表可得 kHa=1.021kFa=1.0215节点区域系数zH|2cosP cosat取 Zh=i-a- =2.495 cosat Sinat6弹性系数Z e考虑材料弹性模量E和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得ze为189.80 7重合度系数Z厶z考虑重合度对单位齿宽载荷F 的影响，而使计算接触应力减小的系数Z 亍，故取 0.8898螺旋角系数z :考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Z 二.cos ：，取Z为1计算齿面的接触应力二H1乞二H0 KaKuKh K HalKHPI代人参数H1 乂 H2=1451M Pa9最小安全系数Sh min，Sf取 SH i =1H min10接触强度计算的寿命系数 ZNt取 ZN1t=1.116，ZN2t=1.11711润滑油膜影响系数z L， Z v，Z R齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得z L=1, Zv =0.958, Z r=0.99612齿面工作硬化系数Zw，接触强度尺寸系数Zx选 z =1， Z =1wx计算许用接触应力匚 Hp1 jjZNtZLZVZRZWZxr 仃70M pa （中心齿轮 a2）H min（行星齿轮c2 ）二 H lim,小CJHp2 -Z NtZ lZvZ rZwZx =1525M pamin接触强度校核: H1 H21451 M pa a Hp2 （满足接触强度校核）3.9.5低速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核1名义切向力Ft已知 Ta =16223.47N.m，n p=3 和 d ； =276mmi则得3 276F t = 200叮：=2000； 覽3.47 = 128628 N使用系数Ra，和动载系数K的确定方 n Pda 法与接触强度相同。2齿向载荷分布系数 K F :齿向载荷分布系数 Kf :按公式计算，即Kf*1 二b-1 JF由图可知F=1, d b =1.229，则 K 1=1.2293齿间载荷分配系数KFaFa齿间载荷分配系数 KFa可查表K Fa =1.0214行星齿轮间载荷分配系数KFpFp行星齿轮间载荷分配系数 Kfp按公式计算Kfp = 1+1.6(1.2-1 ) = 1.325齿形系数Yfa查表可得，丫 fa1=2.531, 丫 fa2=2.5846应力修正系数Ysa查表可得 Y sa1=1.630, Y sa2=1.5907重合度系数Y ；查表可得 Y =0.25 075 =0.71011.588螺旋角系数Y 19计算齿根弯曲应力二fF广爲 YFaY Y KKvKf KFaKFP=396M Pa 口 F2 YFa2丫泳贰心心心心二394 Pa10计算许用齿根应力:二 Fp匚Fp型丫 STYNtY阿YRrelTY已知齿根弯曲疲劳极限二Fmin =4N/ 口口SFmin查得最小安全系数SFmin.6,式中各系数丫$丁，YnT，丫 -relT，丫 RrelT和丫乂取值如下0.02丫3106查表丫 ST =2，寿命系数丫 nT =10丨=1 Nl丿查表齿根圆角敏感系数丫，relT1=1，丫 .冋T2 0.1相对齿根表面状况系 丫R冋T1 =1.674-0.529 Rz+1 ) =1.0430.1丫 RrelT2.674-0.529 R 1=1.043许用应力二 FP1 =674M Pa，二 FP2 =484 M Pa 因此 F1 弋 Fp1 ；、： F2 Fp2，a2-C2 满足齿根弯曲强度条件。3.9.6低速级内啮合齿轮副中接触强度的校核低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似11。选择 Kv =1.051，K-=1.213,Z =189.8, Z =1，Zh=2.495, K Ha =1.098, Z =0.844ZN1=1.192,ZN2=1.261, ZL1=1, ZL2=1，ZV1= O.958, ZV2=O.912,Zr1=0.996, Z R1 =0.992, Zw1=1.153, Zw2=1.153, Zx1 = 1, Zx2=1, SHmin =1计算行星齿轮的许用应力为Hp1-HlimH minZNtZ lZvZrZwZx=1782Mpa计算内齿轮c1的接触许用应力二HP1Z NtZ lZvZrZwZ X =665M paH min而二 H1=；H2=；H0.KaKuKh |K Ha1 K HP1 =652 M pa则 H1=y H2 652m pa得出结论：满足接触强度的条件。3. 10基本构件转矩的计算TaiTx21.b1b2i a1x2则得中心齿轮的转矩的关系为Tai11 Pi 1 P2 I14.957 X 7.0588 Ta2Ta211 P2Tx2T1 =9549巴=9549旦n11000= 7066.26mm=T a1Ta2 - -247251.7nmm; T x2 = 250843Nmm 3. 11行星齿轮支撑上的和基本构件的作用力在行星齿轮传动啮合时，基本构件及其输出轴上不仅受到来自行星齿轮的啮合作用力，而且在轴的伸出端上受到其他连接零件的作用力， 在进行输出轴和轴承计算时,该集中的作用力的大小可按下列公式计算。如:Q 二 0.2-0.352000TD式中T传动轴上的转矩。D圆柱销中心分布圆的直径在2X-A型中，中心齿轮a作用在行星齿轮c上的切向力f ac为f ac = 一200叮an pda高速级 F 1Fb1 31959.75Na1 c1b1 c12Td COS ： cOSgn丘卩-1nQ低速级Fa2c2 二 Fb2c2=128628N基本构件的轴承上所承受的作用力的大小可按下列公式计算式中的d 传动轴的直径-齿轮的螺旋角an法面压力角制造和安装误差的休正系数K在2X-A型传动中，作为中间齿轮的行星齿轮C在行星齿轮传动中总是承受双向弯曲载荷。因此，行星齿轮C易出现齿轮疲劳折断。必须指出：在行星齿轮传动中的 齿轮折断具有很大的破坏性。如果行星齿轮 C中的某个齿轮折断，其碎块落在内齿轮 的齿轮上，当行星齿轮C与内齿轮相啮合时，使得b-c啮合传动卡死，从而产生过载 现象而烧坏电机，或使整个行星齿轮减速器损坏。适当的提高齿轮的弯曲强度，增加 其工作的重要性相当重要。3. 12密封和润滑行星齿轮减速器采取飞溅油润滑的方式，通过内齿轮和行星齿轮的传动把油甩起 来，带到零件的各个部分。在输入轴的前机盖上有两个通油孔，便与油入轴承。在油 标中显示油位，便于即时补油。密封的方式为采用毡圈式密封。简单低廉。但接触面 的摩擦损失大，因而功能耗大，使用期限短。3. 13运动仿真行星齿轮减速器装配完成后，进行运动仿真设计，利用 Solidworks中制作动画的模 式让行星减速器运动起来。把旋转马达安装在输入轴上，设置其转速为n广1000rpm， 通过设置，输入轴上的齿轮带动行星齿轮绕着中心齿轮公转，又绕着行星轴自转。同 时转臂1进行转动。通过齿轮的传动，带动了输出轴的转动。最后保存为AVI的格式动奄至性芸配商.乳D&S1 *马达翌打弱冋厲空A 画-臀荃炒装配31 獸认堰穴伏杏+屈光谐、招机与布St+曲足）愉出制己佯魁认i 田目 L）苗后箝详的连按d+ 殊（E定）t MipiL S ii I 淼认） lil帛玮创滕认】*.爱 C宅 tDD.pq.LSIU.xl 认）t 囁足） tcaiFiLsuO （SWO画，可以对外输出。结论通过对行星齿轮的设计过程的熟悉，与传统的减速器的设计有很大的不同， 计 算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。行星轮系减速器较普通齿轮减 速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点。行星齿轮减速器的类型 很多，本设计主要通过对zx A型的进行系列设计的。 计算两级中主要参数，确定主 要零件的各部位的尺寸。通过对每个零件的建模再进行组装。通过对行星齿轮减速器 的设计，基本熟悉设计的一般流程。理解行星减速器的工作原理。对于传递转矩要求 高的行星齿轮减速器，行星齿轮中应当安装滑动轴承，输入轴应尽量避免采用齿轮轴 的形式。行星齿轮的安装较为复杂。在设计中，同时由于本人能力和经验有限，在设 计过程中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，个人觉得设计行星减速 器的工艺要求很高，在装配零件图较为复杂。运动仿真主要困难在于行星齿轮与转臂 的运动上。我以后会做更多的关于行星齿轮减速器的研究。致谢经过半年的忙碌和工作，毕业设计接近了尾声，在这段时间中我所做的工作是比 较肤浅的，很多方面由于知识跨度较大，我的设计方面的基础显得很欠缺，所以遇到 了不小的困难。在论文写作的关键步骤上，导师给了我很大的帮助和指导，同时在学 习的每一个细节上都为我考虑得很周到，论文能够完成，首先要感谢的是我的导师支 前锋教授。支教授平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查 阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，收据分析等整个过程中 都给予了我悉心的指导。我的设计分析较为复杂烦琐，但是支教授仍然细心地纠正分 析过程的错误，让我少走了很多弯道。除了敬佩支教授的专业水平外，他的治学严谨 和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作在本文的完成过程中，我还要感谢的是在大学期间给我授过课的老师，正是他们 出色的工作使我掌握了较为扎实的基础知识， 本课题的研究工程中我多次得益于大学 阶段的学习。本文所引用文献的作者也给我了很大的帮助，正是他们做在前面的工作 使我在做这个课题的时候有很多资料可以借鉴，有很多前人的方法可以参考，他们的 工作大大的丰富了我的思路，给我了很多有益的启示。然后，感谢我的家人。是他们在挫折时，给与我信心与前进的动力；是他们在快 乐时，分享我的喜悦。感谢所有关心和帮助过我的人。最后感谢我的母校一淮阴工学院四年来对我的大力栽培。谢谢！致谢参考文献1 冯澄宇.渐开线少齿差行星传动 . 人民教育出版社 ,1981.32 饶振纲. 行星传动机构设计 .国防工业出版社 ,1980.113 成大先.机械设计手册 .化学工业出版社 .第四版,2002.14 唐保宁，高学满 . 机械设计与制造简明手册 .同济大学出版社 ,1993.75 孙宝钧. 机械设计课程设计 .机械工业出版社 ,2004.46 甘永立 .几何量公差与检测 . 上海科学技术出版社， 2005.77 马从谦，陈自修.渐开线行星齿轮传动设计北京：机械工业出版社，1 9878 王云根 . 封闭行星传动系统 . 机械设计与研究， 19959 殷玉枫. 机械设计课程设计 . 机械工业出版社， 200610 孙岩, 陈晓罗, 熊涌主编 . 机械设计课程设计 . 北京理工大学出版社 ， 200711 寇尊权, 王多主编 . 机械设计课程设计 . 机械工业出版社 ， 2007