行星齒輪減速器設(shè)計(jì)資料

設(shè)計(jì)背景裝置設(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p=0.75 KW,輸入轉(zhuǎn)速3000rpm，傳動(dòng)比為32,每天要求工作16小時(shí)，要求壽命為10 年；且要求該行星齒輪減速器傳動(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)。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ip1=8,ip2=4進(jìn)行傳動(dòng)。傳動(dòng)簡(jiǎn)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(jì)算根據(jù)行星齒輪傳動(dòng)比i p的值和按其配齒計(jì)算公式，可得第一級(jí)傳動(dòng)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(dòng)的外廓尺寸，故選取第一級(jí)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(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i =1+18.|ip - i其傳動(dòng)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(dòng)。再考慮到其安裝條件為：za1 zb1 C 542第二級(jí)傳動(dòng)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(shí)際傳動(dòng)比為其傳動(dòng)比誤差zc1 =( zb1- za1)/2=18 i =1+ Q=4zb 1=0%|ip - iiP3.3 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2.2H lim =1400N/mm ,仃Flim =340N/mm ,中心齒輪加工精度為K級(jí)，局速級(jí)與低速級(jí)的內(nèi)齒輪均采用42CrMo,這種材料經(jīng)過(guò)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 仃H lim =780N/mm2,仃F lim =420N/mm2輪B1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工必5i1按彎曲強(qiáng)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(jī)械設(shè)計(jì)(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(qiáng)度計(jì)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(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(qiáng)度計(jì)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(jì)算3. 4. 1高速級(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中a1-c1, bl-cl中，其標(biāo)準(zhǔn)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(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中a2 -c2 , b2-c2中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距a2為11ab2c2=m(Zb2 一左2尸萬(wàn)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(jiàn)，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.3.5 幾何尺寸的計(jì)算對(duì)于雙級(jí)的2x-A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(jí):項(xiàng)目計(jì)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(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3. 6. 1鄰接條件 高速級(jí)按公式驗(yàn)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(jí)按公式驗(yàn)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(duì)于高度變位有za + 2zc = zb已知高速級(jí) Za=18,Zc=54,Zb=126滿足公式則滿足同心條件。已知低速級(jí)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(yàn)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(jí)滿足裝配條件)npi3za2 + zb2 =變型=38 18+54(低速級(jí)滿足裝配條件)np233.7傳動(dòng)效率的計(jì)算b1 b2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""a1 x2 a1x1 a2x2由表可得:bna1 x1=1.x13.7.1高速級(jí)嚙合損失系數(shù)中p1 1x1 的確定b2na2x2= 1 _ p2 p2 1x2在轉(zhuǎn)化機(jī)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(jī)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(jī)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(jì)算即x1<Pmb1mb1f 1 ± 1 mlZ1 Z2J高速級(jí)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(duì) 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(jí)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(dòng)效率為" =力 。=0.9608*0.941=0.9045 ,傳動(dòng)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(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，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(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所示帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為 125mm再過(guò)臺(tái)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(duì)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(tái)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(jì)內(nèi)齒輪bl采用緊固螺釘與箱體連接起來(lái)，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(lái)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(lái)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/*>4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(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f可按公式計(jì)算，先已知a高速級(jí)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(duì)偏差每1按公式計(jì)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(duì)偏差61的%,即1ex二 31m先已知低速級(jí)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(duì)偏差61按公式計(jì)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(duì)偏差61的12 ,即ex - = 34.5m3. 8. 5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，具特點(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=0.56k tKd4Td 一 6mmK t 機(jī)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(jī)體上的轉(zhuǎn)矩圖12Td圖143. 8. 6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i=1的內(nèi)外嚙合傳動(dòng)，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開(kāi)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153. 8. 7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(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù)來(lái)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(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K a為1.6,工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊陰。故選K a為1.8 1動(dòng)載荷系數(shù)Kv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 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(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 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(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kHp=1.45節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)zH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)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(duì)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(duì)單位齒寬載荷Ft、的影響，而使計(jì)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(duì)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(chǎng)合等。取 SHmin =110接觸強(qiáng)度計(jì)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(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(rùn)滑劑有關(guān)。取 ZNit=1.039, Zn2t=1.08511潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)z L, ZV, z R齒面間的潤(rùn)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(qiáng)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(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)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(qiáng)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(jì)算高速級(jí)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(jì)算中仃H1H1-'- H0, KaKuKh I K Ha1 K HP1Ft u 1 d1buZhZeZZP經(jīng)計(jì)算可得仃H1=。H 2 - 987M Pa滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。則仃 H1、HP1=1422 M Pa，仃 H2仃 HP2=1486 M Pa3.9.2 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(dòng)載系數(shù)Kv的確定方法與 n Pd a接觸強(qiáng)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(duì)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(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(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為二 H lim二 Hp1=- ZNtZLZvZRZwZx=1677M pa Sh min計(jì)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(qiáng)度的條件。3.9.4 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)ka原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 Ka為1.6,工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊。故選Ka為1.82動(dòng)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(diǎn)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(duì)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(duì)單位齒寬載荷Ft,b的影響，而使計(jì)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(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。zp = JcosB ,取Zp為1計(jì)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(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) zNt取ZN1t=1.116，ZnJ11711潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)z L, zV, z R齒面間的潤(rùn)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(qiáng)度尺寸系數(shù)z選 Zw=1，Zx = 1計(jì)算許用接觸應(yīng)力Hp1二 H limSh minZNtZLZVZRZWZX=1770M pa （中心齒輪 a2）接觸強(qiáng)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(qiáng)度校核）3.9.5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(dòng)載系數(shù)Kv的確定方 nPd a法與接觸強(qiáng)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(wèn)T2 = 1相對(duì)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(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(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為二 H lim二 Hp1S H minZmZlZvZrZwZx=1782mpa計(jì)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(qiáng)度的條件 -H I - H 2pa3. 10基本構(gòu)件轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(dòng)嚙合時(shí)，基本構(gòu)件及其輸出軸上不僅受到來(lái)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：2000TQ = 0.2-0.35 -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F ac為F ac = -2000T a acacnpda高速級(jí) F a1cL F b1c1 = 31959.75Naici bici低速級(jí)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(jì)算。2Td cos : cosa式中的d 傳動(dòng)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(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，具碎塊落在內(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(guò)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。3. 12密封和潤(rùn)滑行星齒輪減速器采取飛濺油潤(rùn)滑的方式，通過(guò)內(nèi)齒輪和行星齒輪的傳動(dòng)把油甩起 來(lái)，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。