二级行星齿轮减速器设计

优秀设计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Pi =740KW,输入转速m =1000rpm,传动比为j p=35.5,允许传动 比偏 差讨户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j3=7.1,jp2=5进行传动。传动简图如图1所示：C23.2 配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比ip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a数为17和行星齿轮数为n厂3。根据内齿轮zM 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 1clcc1+= 7. 0588其传动比误差i|iP-iip7.1 -7.0588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 =C 4实际传动比为i= 1+1 = 4.957 zb 1ip - i其传动比误差i=二8%in3.3 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, ； FFlim =340N mm?,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42CrM。,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3.3.1计算图速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式，为m=3-Hlim =780N mm2, lim =420N mnf 轮 B1 和 B2 的加工精度为 7 级。BKaKfpK YFa12d Z 二 F lim现已知7i=17,ZlFlim=340 N?o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nPrii3xioooKm系数Ka=1.6；按表6-4取综合系数丘=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=-1.6匕厂1=F 1.6 1.2-1 -32；由表查得齿形系数伯广2.67;由表查的齿宽系数八0.8 ;则所得的模数m为=8.55 mm 2355.4 1.6 1.8 1.32 2.67m =12.130.8 17 17 390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Flim=410N2。中心齿轮a2的名义转”啊习 dFiim/ mm矩Ta2 = Txh) 1 Pi Tai =7.0588 2355.4 =16626.29 n mm取算式系数，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|J “46 1.2-1 =1.32;由表查得齿形系数怙广2.42;由表查的齿宽系数=0.6；则所得的模数m为16626.29 汉 1.6”.8“.32 汉 2.42。，m=12.1 4. 2低速级在两个啮合齿轮副中a2.c2, b2c2中，其标准中心距a2为ab2cA-m Zb2 Zc2 匚 12 91 -34 =342 11ab2c2jm Zb2 Zc2 匚 1291 -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；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。= 12.4mmV 0.6x23x23x420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在-c1中,其标准中心距a1为1Qa1cA-rn Za1 Zc1112 17 43 =2701弘“石口 zb1 zc1石19103 _27o由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位*0,大齿轮采用负变位X2Z o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：x4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=,314 Xb= - - 314 Xc 7k03143. 4. 4低速级变位系数因其啮合角仍为a 342 Z2=乙*乙二57根据表选择变位系数Xa2= - 115Xb2_ ,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 = m1z1 d2=m1z2d1 =153 d2=387d1 = 387:d2 = 927基圆直径d 切=a802d b2 =d 2C0S adbi =143.77d b2 =363.66d b1= 363.661d b2=871.95顶圆直径d al外啮 合d ai=di+2m (haJXj a2d + d2m (ha*+x2)dai r76.65 d bi=399.35内啮 合da2=d2+2m (ha*X2)da2=d2 2m (haJX3)d ad fA2a+2c.m 插齿)d b1= 399.35d a2= 906.33齿根圆直径df外啮合dfi=di-2 (ha+cXi) mdf2 二 d r2 (ha +C X2) md =136/5d f2= 358.85内啮合ckdL2 (ha+Cdf2zidao+2a2 (插齿)d n = 358.85d f2 = 943.68352低速级:项目计算公式ai - ci齿轮副bi ci齿轮副分度圆直径di = mizl d2 =m1z2di = = 276 d2 : =408di = 387d2 = 927基圆直径dbi=dicosad b2=d 2C0Sadb. =i43.77d b2 =363.66d bi=363.66id b2=87i.O95齿顶圆直径d ai外啮 合da广 Ck2m (ha+xjda2-d2-2m(ha*X2：Ch 3。2.75da2 = 429.25内啮 合da2 二 d22m (ha+X2da2=d2-2m (ha+X3da2=d J2a+2c m 插齿)Ch 42925da2-069.3i齿根圆直径d f外啮 合d fi=di-2ha=c*Xi)md f2= di-2 ( ha +C X2 ) md 和=248.75dfA 375.25内 啮 合d d= di-2(ha+c-X2)md f2= daabi插齿)dfA 375.25d 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。齿根圆直径施按下式计算，即2a02插齿d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 mZ。2m ha。Xo=9 18 2 9 1 2Al86A3mm高速级:d f2 =d ao2a 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。2mhao X。=12 172 12 1.25 0.1 = 236.4mmd 伦二 d ao2ao2 =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F 31da r2aacSin 已知高速级的 dac =399.35 , aj270 和nl%=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, a：=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为2工二为已知高速级za7, zc=43Zb=103满足公式则满足同心条件。已知低速级-23,左=34加=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，即得珈=c整数Za2 Zb2Z zb140门小17 1033Za2Zb2nP223 91338nP2（高速级满足装配条件）（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b1 b2=n na1x2 a1 x1 a2x2由表可得:b J -P p 1b2I -1p x2p73.7.1高速级啮合损失系数的确算x1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X1X1即A ,其中7m ma1 mb1x1mb1转化机构中中心轮bl与行星齿轮cl之间的啮合损失x1ma1x1转化机构中中心轮al与行星齿轮cl之间的啮合损失可按公式计算即 mb1x131 2mb1匚，-n -速级的外啮合中重合度=1.584,则得：=2,486 f J 11 m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 1ma11 =0,04117 43内外啮合中重合度1 xi=1.864,则的浮 =2.926 f - mb1 1 m -2.926 0.2i 1 - 1=0.0080mb143 103x1即得 ：=0.041 +0.008=0.049, m3.7.2低速级啮合损失系数：的确定b一 61 0.049 = 0.95alxl 7.1x2外啮合中重合度=1.627x2ma2 -2.554 f内啮合中重合度=1.858x2ma2r= 2.544 0.2 _L_L23=0.03734 J= 2.917 0.2-1231 =0,01991 )即得x2 m=0.037+0.019=0.056,b24=1- 0.056 =0.955a 2x2-nb1b2传动效率高满足则该行星齿轮的传动效率为a1x2 = a1 x1 =0.9552 0.95 =0.9074,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,23益崂川叫。攸照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所示带有单键槽的输入轴直径确定为125mm再过台阶&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d为150mm宽度为10mm根据轴承的 选 择确定ds为140mm对称安装轴承，试确定其他各段等。如图3图33.8.2输出端根据d ominAc寸卫=112已=300mm,带有单键槽，与转臂2相连作为输出轴Z m取d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3.8.3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j4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 嘉九将“0517亦取上二51.75各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即:仁 3 -4.5 )但一1000 1000270=3 - 4.5= 0.0493 -0.0739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=0.0559 mm-1000取 f =55.9a(3-4.5各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即= (3-4.5=0.05547 一0.083271000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3. 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 所小 壁厚、=0.56KtKd4Ta - 6mmK 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。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。 故选Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击回。故选Ka为1.81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Kh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。Kh; VV 二 b-1 %查表可得 r b=1.12, ”H=3则 Kh 一 1 1.12-1 3=1.3623齿间载荷分配系数k- 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=i, kFa=i4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=i.45节点区域系数乙pj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： aCosa,取为2.4952Hcosatsin at6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故取 0-8978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 SlHmin =110接触强度计算的寿命系数Z.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Zw,接触强度尺寸系数Zx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=i, Z =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 Hp31nktZLZZZZi22M paH min行星齿轮ci的b hp二 H limZhltZ lZvZ rZwZx= 1486 M PaQ外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中二hi P H2 ,则H 1 =H0K HpK Hal K HP1F 口 1 c|bH2 二 987M Pa满足接触疲劳强度条件。t u ZhZeZ z经计算可得匚吊弋则二 H1yHp1=1422 M pa,-H2yHp2 =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R已知 Ta=2355N.m, *3 和 d ； =153mm 则得F广200叮一200 2355 =31960 N使用系数K a,和动载系数K的确定方法与d 3 x153 a接触强度相同。2齿向载荷分布系数Kf：齿向载荷分布系数Kf：按公式计算，即vb-1午由图可知午=1,二 b=i.4n,则 k r=i.3ii3齿间载荷分配系数K.齿间载荷分配系数Kra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 1 =1.325齿形系数Y fa查表可得，丫 3=2.421, 丫 1a2 =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 0.723 11.588螺旋角系数、r ： =19计算齿根弯曲应力匚f二 F1 七 YfaY Y KAKvKFKaKFP=187M Pa匚YKaKvKf KfhKfp/9M Pa10计算许用齿根应力匚Fp二 FP T StY NtY ；relT 只 Y已知齿根弯曲疲劳极限Sf Fmin=40oN mm min查得最小安全系数SFmin=L6,式中各系数YsT, f NT, f -relT, f RrelT和f 乂取值如 下：0.02查表Y、/ =31 眄=1St=2寿命系数Ynt,Zr1 = .982Zw1=1.153Zw2=L153, Zx1 = Zx2=1, SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为二 H lim:-Hp1Z NtZ ZvZ rZ wZx 1677M paAAH min计算内齿轮C1的接触许用应力1Ho hp1 iim ZmZlZvZrZwZxWQm pa而二 H1=； 瞪=匚 HO K aK U K H |.K HalK HP1 =396M Pa 则二川二二 H2 641 Mpa 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_0.25-92/927200 汇 4r=1.0343齿向载荷分布系数Kh=1.2294齿间载荷分配系数k,、kFa查表可得kHa=1.021kFa=1.0215节点区域系数Zh2cos P coSai取 ZHA-a- =2.495 cosat sina6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zAZ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HI乞二HoKaKuKh K HKhPI代人参数FmX H2=1451M Pa9最小安全系数Shlmin, Sf取 Shi =1 H min10接触强度计算的寿命系数Zm取 zN1t=1,116, zN2t=1,11711润滑油膜影响系数Zl, 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 =1 WX计算许用接触应力匚 HpjZNtZLZvZRZwZxr 仃 pa （中心齿轮 a2） H min-H llm HP2- Z nZ lZvZ rZwZx pa（行星齿轮（min接触强度校核：vH1H21451 M -（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, nP=3 和 d ； =276mmi 则得F t = 叮：二200&箕T*= 128628 N使用系数Ra,和动载系数K的确定方n 3 276pda，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午由图可知F=1, db =1.229,则 K 1=1.2293齿间载荷分配系数K Fa齿间载荷分配系数K%可Fa查表K Fa=1.0214行星齿轮间载荷分配系数K FdFp行星齿轮间载荷分配系数Kfp按Fp公式计算Kfp= 1+1.6(121 ) = 1.325齿形系数Y fa查表可得，丫 廿2.531, 丫侬=2.5846应力修正系数Y sa查表可得 Y sa1 =1.630, Ysa2=1.5907重合度系数Y ；查表可得 Y =0,25 075 =0.710 11.588螺旋角系数Y19计算齿根弯曲应力二F广M YFaY Y KKvKf KFaKFP=M Y泳贰心心心心二39小10计算许用齿根应力.二FP匚Fp 型丫 StYnY阿Yr冏tY已知齿根弯曲疲劳极限二Fmin=4。 口口Spmin查得最小安全系数SFmiMF,式中各系数、丁，YnT, Y -relT, Y RrelT和、乂取值如下0.02丫 3ioe，查表丫 st=2,寿命系数、r NT= 101 =1Nl J查表齿根圆角敏感系数、r,闻尸1,.问T2“0.1相对齿根表面状况系 丫 Rp5T1 =1.674-0.529 Rz+1 ) =1.0430.1r RrelT2.674-0.529 RA 1=1,43许用应力二 FP1 =674M Pa,二 FP2=484 M Pa 因此 F1 弋 Fp1 ；、：F2zN2=1.261 zL1 = 1 zL2=V zV1= O.958* Zv2=O.91Zr1=.996, Z R1 =-2, Zw1=1-153, Zw2=1J53, Zx1 = 1, Zx2= SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为Hlim。Hp1 ZlMtZ lZvZrZwZx= 1782 MpaH min计算内齿轮C1的接触许用应力二HP1Z NtZ lZvZRZwZx=665M paAAU8 I mm而二 H1=； Fh2=； HO.KaKuKhfK HalK HP152 M pa则 HxyH2652lVL得出结论：满足接触强度的条件。3. 10基本构件转矩的计算Tx21.b1b2a1x2则得中心齿轮的转矩的关系为Tai 1 Pj 1 P214.957 X 7.0588 Ta2二9549 巴=9549 旦=7。6626mm1000 riiTa2-247251.7nmm； 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，2000TD该集中的作用力的大小可按下列公式计算。如：Q 二 0.2-0.35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Re为F二用二n pda高速级 F FblA31959.75Na1 c1 b1 c12T丘1一1d COS：一低速级Fa2c2 二 Fb2c228628N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。4. 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0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的格式动画，可以对外输出。奄至性芸配商.丸D&S1 动画注2nD：-逋荃炒装配31默认堰穴 +选JtiS-招与：十警包黜认）+.曲包愉出制己佯加魁1 ffl 5节后密柱的浑将llA帛玮创威认】I 爱C宅、tDapq.Lsiu.Axr 认)中嗫 (0 足、tcaiFiLsuO逗动珪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zxA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。谢谢!最后感谢我的母校一淮阴工学院四年来对我的大力栽培。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,1993.7(5)孙宝钧.机械设计课程设计,机械工业出版社，2004.4(6)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，19878王云根,圭寸闭行星传动系统.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