行星齿轮减速器的设计.doc

目目 录录 摘 要.1 ABSTRACT.2 1 绪论.3 1.1 行星齿轮减速器的设计目的和意义.3 1.2 国内外行星齿轮减速器研究现状.3 1.3 行星传动发展方向.5 1.4 主要研究内容.5 2 设计与校核.6 2.1 设计参数.6 2.2 方案设计.6 2.2.1 传动形式选择.6 2.2.2 齿形及精度设计.6 2.2.3 齿轮材料及其性能.6 2.2.4 传动比分配.7 2.3 高速级设计计算.7 2.3.1 配齿数.7 2.3.2 初步计算齿轮主要参数.8 2.3.3 齿轮变位计算.8 2.3.4 几何尺寸计算.11 2.3.5 重合度计算.11 2.3.6 啮合效率计算 .11 2.3.7 齿轮疲劳强度校核.12 2.3.8 行星轮轴承计算.17 2.3.9 行星架设计计算.18 2.4 低速级设计计算.20 2.4.1 配齿数.20 2.4.2 中心距.20 2.4.3 变位计算结果.20 2.4.4 啮合效率.21 2.5 均载机构设计计算.21 2.5.1 均载机构位移量计算.21 2.5.2 浮动联轴器倾斜角及主要参数确定.22 2.5.3 联轴器几何计算.23 2.5.4 联轴器强度验算.23 2.6 润滑装置及散热计算.24 3 结论与展望.25 参 考 文 献.26 摘摘 要要 行星齿轮减速器是原动机和工作机之间的独立封闭传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足 各种工作机械的要求，行星齿轮传动与普通齿轮传动相比, 具有结构紧凑、体积小、重量轻、效率 高、传动比大等优点, 因此得到了广泛的应用。但是在国内在研究生产行星齿轮减速器方面还存在 一定局限，为了适应生产发展需要，本论文通过初步分析行星齿轮减速器的总体结构设计，为行星 齿轮减速器的进一步研制和开发提供理论依据。 论文首先介绍了行星齿轮减速器的特点和要求，并对国内外行星齿轮减速器的发展现状和发展 前景作了分析。结合目前存在的行星齿轮传动原理以及生产上对行星齿轮减速器技术要求进行了初 步分析，并通过设计和计算，完成了减速器的零件设计，整体设计，初步确定了行星齿轮减速器总 体结构设计。为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参 考和理论依据。 关键词关键词: :减速器，行星齿轮减速器，行星齿轮传动。 Abstract Planetary gear reducer is the prime mover and an independent closed between gear to reduce speed and increase torque in order to meet the requirements of a variety of mechanical work, planetary gear transmission as compared with ordinary gear drive with compact structure, small size, light weight, high efficiency, the transmission ratio advantages, it has been widely used. However, in domestic production in the study of planetary gear reducer that there are still some limitations, in order to meet the development needs of production, a preliminary analysis of this thesis through the planetary gear reducer overall structural design, planetary gear reducer for further research and development and provide a theoretical basis. Paper introduces the characteristics of planetary gear reducer and demands at home and abroad and the development of planetary gear reducer and development prospects of the status quo analyzed. Combination of existing principles of planetary gear transmission and the production of planetary gear reducer on the technical requirements of a preliminary analysis, and through the design and calculation of the parts to complete the design of the reducer, the overall design, initially set the overall structure of planetary gear reducer design . Planetary gear reducer for product development and performance evaluation of planetary gear reducer to achieve large-scale production to provide a reference and theoretical basis. Keywords: Reducer, planetary gear reducer, planetary gear drive. 1 绪论绪论 1.11.1 行星齿轮减速器的设计目的和意义行星齿轮减速器的设计目的和意义 行星齿轮减速器与普通定轴减速器相比，具有承载能力大、传动比大、体积小、 重量轻、效率高等特点，被广泛应用于汽车、起重、冶金、矿山等领域。我国的行星 齿轮减速器产品在性能和质量方面与发达国家存在着较大差距，其中一个重要原因就 是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早巳进入分析设计阶段，他们利用计算 机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计等应用到产品设计中， 采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等。本文通过对行星齿 轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行 参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化 生产提供了参考和理论依据。 1.21.2 国内外行星齿轮减速器研究现状国内外行星齿轮减速器研究现状 （1）渐开线行星齿轮的效率的研究 行星齿轮传动的效率 作为评价其传动性能优劣的重要指标之一,国内外有许多 学者对此进行了系统的研究。行星齿轮的效率是由3 部分组成1 :啮合齿轮副中的 摩擦损失m、轴承中的摩擦损失n 和液力损失s ,其总效率=mns 。行星齿 轮传动的效率变化范围很大,最高可达0. 98 ,低的可接近于零,甚至 0 ,即可自 锁。现在,计算行星齿轮传动效率的方法很多,国内外学者提出了许多有关行星齿轮传 动效率的计算方法,在设计计算中,较常用的计算方法有3 种:啮合功率法、力偏移法和 传动比法(克莱依涅斯法) ,其中以啮合功率法的用途最为广泛,此方法用来计算普通的 2K2H 和3K型行星齿轮的效率十分方便,但是,此方法计算差动轮系的效率时,必须将其 中心轮分别固定,当作两个行星轮系,计算出各自的输出功率,再进行叠加,才能计算出 效率。该计算过程十分繁杂,不便应用,例如:对于差动轮系中的封闭式行星轮系,其效 率虽然可用动力学与运动学方法求出,但不直观,尤其看不出封闭效率流对效率的影响。 文献推荐使用差动比三角结构图,根据差动轮系和封闭式行星轮系的功率流向及由运动 合成与分解所确定的总输入、输出功率,可以直接列出效率计算关系式,迅速准确地计 算出机械效率,这种方法非常直观明了,简便实用。对于复杂多排行星传动效率的计算, 除了用传统的啮合功率法计算外,还可以采用更加简便明了的行列式计算方法。“啮合 功率法、力偏移法、传动比法和行列式”等方法基本上都是建立在刚体动力学基础之 上,即不考虑传动系统的动态特性对传动效率的影响,因而求得的是静态效率,无法反映 传递功率、输入转速、齿轮误差及支承刚度等因素对传动效率的影响,往往造成计算效 率高于实验效率的现象。对于某些重要的高速动力传输系统(例如航空齿轮系统) 中的 行星传动,当其工作转速在一阶临界速附近时,若按传统的方法计算效率,将会产生更大 的误差。因此,需要建立动态情况下更精确的效率计算方法。 （2）渐开线行星齿轮均载分析的研究现状 行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由 于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式,充分利用了同心轴齿轮之间的空间,使用 了多个行星轮来分担载荷,形成功率流,并合理地采用了内啮合传动,从而使其具备了上 述的许多优点。但是,这只是最理想的情况,而在实际应用中,由于加工误差和装配误差 的存在,使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀,造成载荷有集中在一个行 星轮上的现象,这样,行星齿轮的优越性就得不到发挥,甚至不如普通的外传动结构。所 以,为了更好地发挥行星齿轮的优越性,均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结 构方面,起初人们只努力地提高齿轮的加工精度,从而使得行星齿轮的制造和装配变得 比较困难。后来通过实践采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其 它可自动调位的方法,即采用各种机械式的均载机构,以达到各行星轮间的载荷分布均 匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采 用弹性件的均载机构。 在理论方面, 20世纪90年代初,NASA开始对齿轮传动的均载性能开始进行研究。 1994年,Kahraman对行星齿轮装置作了静态力学分析和实验,在该模型中,他考虑了齿轮 的位置度偏差和齿形误差,此后他又从动力学角度对行星齿轮机构的均载进行了研究, 定义了动态均载系数、静态均载系数和动态系数,用来表征行星齿轮传动的均载效果, 研究并得出了结论。Teruaki用静态力学的方法,对行星轮系中各种均载机构的误差和 均载系数的关系进行了研究,得出行星轮装配误差对系统均载的影响最大,因此在工作 中尤其要注意在圆周方向的误差分布情况。肖铁英等人研究了适用于行星齿轮机构静 态力学均载机理。袁茹等人研究了浮动构件的支承刚度对行星齿轮功率分流动态均衡 性的影响,发现浮动中心太阳轮能有效地均衡载荷,在低速运行时,动态系数接近于1,可 以用传统的静态均载系数来反映均载效果。但对高速行星传动,动态系数远大于1,因此 动态均载系数远远大于静态均载系数,只能用动态均载系数才能反映传动的均载效果。 陆俊华、李斌等人则综合了各构件的制造和安装误差,运用了当量啮合误差的原理,计 算了该系统的均载系数,并分析了各误差变化对系统均载的影响,发现对于各齿轮中心 轴线的制造和安装误差,在误差值相同的情况下,内齿轮的误差影响最大,太阳轮的误差 影响次之, 行星轮误差影响最小。许多研究者从静态角度出发,研究各种误差、浮动量 和构件刚度对行星齿轮功率分流动态均衡性的影响,发现各误差对均载起共同作用,如 果只减小其中某一个误差值,并不能达到良好的均载效果。目前学者们研究的侧重点各 有不同,模型的建立也有较大差别,对误差的分析还不够全面和系统。 （3）渐开线行星齿轮振动噪声研究 行星齿轮和普通齿轮相比,有着许多独特的优越性,但是人们在使用过程中,发现由 于加工的误差和装配的不当,其噪声和振动很大,比如在直升飞机中,行星齿轮传动产生 的噪声就超过100dB,是主要的噪声源,所以对行星齿轮的噪声和振动进行研究有着十分 重要的意义。由于行星齿轮传动是过约束传动,而且结构复杂,对其进行动力学研究时 采用刚体动力学的方法不能得到理想的结果,因此,除早期的研究者外,一般都考虑了构 件和运动副的弹性,即采用弹性动力学的方法。国际上对行星齿轮传动进行系统的弹性 动力学理论的研究是从20世纪80年代末开始的,1994年以后在美国国家航空航天局、美 国军事研究中心以及福特汽车公司等的资助下,美国对行星齿轮弹性动力学的诸多方面,如 自由振动、动态响应、均载、振动抑制、动态稳定性等进行了较系统的研究工作。日 本学者Hidaka等人在19761980年期间围绕行星齿轮传动发表了一系列重要的实验研 究报告, 这些报告的实验结果对于行星齿轮传动的动力学研究非常重要, 至今仍为许 多理论研究者引用,而我国对这一重要的研究课题则研究较少,但也取得了一定成果。 对振动、噪声的研究归根结底属于对齿轮动力学的研究。 1.31.3 行星传动发展方向行星传动发展方向 随着机械设备向高速度、大功率、高精度方向的发展, 对在各种机械设备中应用 最广泛的齿轮机构的传动性能、使用寿命、结构优化等方面提出了新的更高的要求, 这促进了对齿轮啮合的原理、新的结构、新的齿形, 新的传动型式等领域的研究。另 一方面由于地球环境问题, 工业形态不得不改变, 微形机械已越来越受到人们的关注。 微型机械是指能够进行微细作业, 或者在狭小空间中作业的, 具有高级功能的微型机 器或微型机器人,它的出现只不过10年左右, 但在美国与日本发展较快, 美国威斯康星 麦迪逊大学电子工程学教授的研究小组第一个研制出一系列直径为50200Lm,高 200 500Lm的镍质齿轮, 这些齿轮连在一起形成轮系。 1.41.4 主要研究内容主要研究内容 本课题设计通过对行星齿轮减速器工作状况和设计要求对其结构形状进行分析， 得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关系进行分析得出行星齿轮减速器的整体 结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部 件的具体尺寸，再重新调整整体结构，不断反复计算从而使减速器的性能主要使寿命 和稳定性及润滑情况进行优化设计。 2 设计与校核设计与校核 2.12.1 设计参数设计参数 输入功率：P=10KW； 输入转速：n1=750r/min； 输出转速：n2=20r/min； 中等冲击； 每天连续工作 14 小时； 使用期限 10 年。 2.22.2 方案设计方案设计 2.2.12.2.1 传动形式选择传动形式选择 减速器的总传动比 i=750/20=37.5，属于二级 NGW 型的传动比范围。拟用两级太阳 轮输入、行星架输出的形式串联，即 i1 i2=37.5。 两级行星轮数都选 np=3。高速级行星架不加支承，与低速级太阳轮之间用单齿套 联接，以实现高速级行星架与低速级太阳轮浮动均载。 其中高速级行星轮采用球面轴承，机构镇定。低速级仍为静不定。其自由度为： 54321 654321 6 105 54 1 3 32 12 1 1 3 WnPPPPP 机构的静定度为： 1 ( 3)4SWW 2.2.22.2.2 齿形及精度设计齿形及精度设计 因属于低速传动，采用齿形角 an=20o 的直齿轮传动。精度定为 6 级。为提高承载 能力，两级均采用变位齿轮传动，要求外啮合 aac=24o内啮合 acb=20o左右。 2.2.32.2.3 齿轮材料及其性能齿轮材料及其性能 太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸。 两级都采用相同的材料搭配，如表 1 疲劳极限 Hlim 和 Flim 选取区域图的下部数 值。 表表 1 1 齿轮材料及其性能齿轮材料及其性能 齿轮齿轮材料材料热处理热处理 Hlim（N /mm2） Flim（N/ mm2） 加工精度加工精度 太阳轮 350 行星轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC5862 1400 245 6 级 内齿轮 40Cr 调质 HB262293 650220 7 级 2.2.42.2.4 传动比分配传动比分配 按照高速级和低速级齿面接触强度相等的原则分配传动比。取 =1.2，取 np1=np2=3,(d)a1=(d)a2=0.7, Hlim1=Hlim2其余系数确定如表 2。则 q 值为： 11 22 1.2 1.8 1.143 1.05 1.8 HPH HPH KKX q KKX 表表 2 2 有关有关 q q 值的系数值的系数 代号代号名称名称说明说明取值取值 KA 使用系数中等冲击，KA1=KA2 1.25 KHP1 行星架浮动，6 级精度 1.20 KHP2 行星轮间载荷分配系数 太阳轮浮动，6 级精度 1.05 KH11.80 KH2 综合系数 np=3，高精度，硬齿面，静 定结构降低取值 1.80 计算 q3值 q3=1.143x1.232 以此值和传动比得 p1=6.6 可知： i1= 1 + p1= 1 + 6.6 =7.6 i2= i/ i1 =3 7.5 / 7.6 = 4.93 2.32.3 高速级设计计算高速级设计计算 2.3.12.3.1 配齿数配齿数 按变位传动要求选配齿数。 从弯曲强度的高可靠性出发，并保证必要的工作平稳性，取 za = 14。按齿面硬度 HRC = 60，u=zc/zc = (7.6 - 2)/ 2 = 2.8 等 zamax = 18 ,故 12 za 18 ,故可用。 由传动比条件知，Y = ibaxza = i1za = 7.6 x 14 = 106.4 ,为满足装备条件取 Y = 108 ，得 108 36 3p Y M n 计算内齿轮和行星轮齿数： 108 1494 40() 2 39 94 14 ba ba c c b a zYz zz z z z z 1 abc1 名义齿数 （按下面变位计算确定的实际齿数） 实际传动比： i =1+ =1+ =7. 71 配齿数结果： z =14, z =94, z =39, i =7. 71 2.3.22.3.2 初步计算齿轮主要参数初步计算齿轮主要参数 （1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 太阳轮传递的扭矩： 1 10 9549954942.4 3 750pa P TNm n n 取 u = 40/ 14 = 2.86 ,Ktd = 768 ,则太阳轮分度圆直径： lim 1 3 1 3 22 142.4 1.25 1.2 1.82.86 1 76837 0.7 14002.86 H AHPH atd d T K K Ku ddKmm u （2）按弯曲强度初算模数 式中系数 KA、同前，其余系数如表 3 d 表表 3 弯曲强度有关系数弯曲强度有关系数 代号代号名称名称说明说明取值取值 Ktm算式系数直齿轮12.1 KFp行星轮间载荷分配系数 KFp= 1+ 1.5（KHp - 1） = 1+ 1.5（1.2 - 1） 1.3 KF 综合系数高精度，正变位，静定结构1.6 YFa13.18 YFa2 齿形系数按 x=0 查值 2.4 因为，所以应按行星轮 2 lim212lim1 /245 3.18/ 2.4324.6350/ FFaFaF YYN mm: 计算模数： 12 3 3 22 1lim2 42.4 1.25 1.3 1.6 2.4 12.12.4 0.7 14245 AFPF tm d Fa H TK K K Y mKmm z 若按模数 m = 2.5mm，则太阳轮直径 da = zam = 14 x 2.5 = 35mm，与接触强度初 算结果 da = 37mm 接近，故初定按 da = 35mm，m = 2.5mm 进行接触和弯曲疲劳强度校 核计算。 2.3.32.3.3 齿轮变位计算齿轮变位计算 （1）确定行星轮齿数 zc 1)由前面配齿数结果知：14,94,40 abc zzz 2）初选 a c 副的齿高变动系数和 xac 根据144054,241 acacacac zzzax 和左右的限制条件，初选 3)初算 a c 副的齿高变动系数 ac y 根据初选的，计算： acac xxx ac y 按 B 查 D： 1000()1000 1 cos118.52 14 40 xaxc B zazc = D= 1.89 0,cos1,0 1.89 14400.102 1000cos1000 ac zzD ac 因所以 则 y = 4）确定： c z 401 0.10239.102 ccacac zzxy 取39 c z （2）a c 啮合副的计算 1）确定中心距 ac a a c 和 a b 啮合副和标准中心距： 0.50.5 1439 2.566.25 0.50.5 9439 2.568.75 acac cbbc azzmmm azzmmm 根据确定的方法，因 zc 为小于计算值的圆整值，取= 68.5 ac a ac a 2）中心距分离系数： ac y 68.566.25 0.9 2.5 acac ac aa y m 3）齿高变动系数： ac y 1000cos 1.965 14390.104 1000 ac ac ac zzc y y 式中 =0，=0，cos =1, c=1. 965 故： 4）变位系数和啮合角 ac x ac a 0.90.1041.004 66.25 arccoscosarccoscos2024.65624 3923 68.5 acacac ac acac ac xyy a aa a 在变位范围内，在推荐值范围内。 ac x ac a 5）变位系数分配 根据齿数比得：故：39/142.785u 1 1.0040.52, a xxx 时 1.0040.520.484 caca xxx （3）变位系数分配 1）中心距分离系数 cb y 68.568.75 0.1 2.5 accb cb aa y m 2）齿顶高变动系数 cb y 已知得： cbac aa 1000cos bc cb zzc y 式中 =0，=0，cos =1, c=0. 035 故： 0.035 94390.001925 1000 cb y 3）变位系数 b x 0.1 0.0019250.09808 cbcbcb xyy 故0.098080.4840.3859 bcbc xxx 4）啮合角 cb a 68.75 arccoscosarccoscos2019.41719 252 68.5 cb cbcb cb a aa a 在推荐范围内。 cb a 2.3.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 将分度圆直径、节圆直径和齿顶圆直径的计算值列于表 4。 表表 4 4 齿轮几何尺寸齿轮几何尺寸 齿轮齿轮分度圆直径分度圆直径节圆直径节圆直径齿顶圆直径齿顶圆直径说明说明 太阳轮( )35 a d()36.189 a d ()42.08 aa d 外啮合()100.811 acc d 行星轮 内啮合 ( )97.5 c d ()97.145 cbc d ()104.4 ac d外啮合削顶 ac y 内齿轮( )235d b ()234.145 b d ()232.920 ab d已考虑了干涉 2.3.52.3.5 重合度计算重合度计算 外啮合： ()42.08 1.1628 ()36.189 aa a a d d ()104.4 1.0356 ()100.811 ac c aca d d 按啮合角查得，故：24 3923 ac a 0.032,0.0024 ab 39 0.032940.00241.2480.22561.47361.2 accbb zz 2.3.62.3.6 啮合效率计算啮合效率计算 啮合效率： 1 1 1 xx b ab ax x ab i i 式中为转化机构的效率，查得各啮合副的效率为， x 0.986 x ac 0.998 x cb 转化机构效率为： 0.986 0.9980.984 xxx accb 转化机构传动比： 94 6.714 14 x b ab a z i z 则： 1 1 6.714 0.984 0.986 1 6.714 b ax 2.3.72.3.7 齿轮疲劳强度校核齿轮疲劳强度校核 （1）外啮合 1）齿面接触疲劳强度 各参数和系数取值如表 5 表表 5 5 外啮合接触强度有关参数和系数外啮合接触强度有关参数和系数 代号代号名称名称说明说明取值取值 A K使用系数按中等冲击查 1.25 v K动载荷系数 1 () 1.237/ ,6 60 1000 /1000.17 x x aa x dn vm s v z 级精度 1.01 H K 齿向载荷分布 系数 0 0 0.7,31.214, 0.80.7 11 1(1.214 1)0.8 0.71.12 dpH HWH HHHWH nK KK KKKK 按查得 取，得： （） 1.12 Ha K 齿间载荷分布 系数 按，6 级精度，硬齿面得1.302 a 1 Hp K 行星轮间载荷 不均衡系数 行星架浮动查得 1.2 H Z节点区域系数 ()(0.520.484) 0.0189,0, ()(1439) ac ac xx zz 得 2.21 E Z弹性系数查得 2 189.8/N mm Z重合度系数1.302,0, a 查得 0.95 Z 螺旋角系数直齿，得0 1 代号代号名称名称说明说明取值取值 t F 分度圆上的切 向力 10 95499549127.32 750 20002000 127.32 2425 ( )3 35 a a t pa P TN mm n T FN nd : 2425N b工作宽度( )0.7 3524.5 da bdmm 25mm u齿数比/39/142.786 ca zz 2.786 N Z寿命系数 99 60()60(75097.3) 10 Laxp Nnn n t 3 10 300 14=4. 93 101 L Z润滑油系数 622 50 60713,1.237/ , 150 10/150 HRCHVvm s vmsmm s 查得用中型 极压油， 1.03 v Z速度系数查得 0.96 R Z粗糙度系数 3 3 12100 100 2 2.42.4100 2.72 268.5 RzRz Rz a 查得 1.01 W Z工作硬化系数两齿轮均为硬齿面得 1 X Z尺寸系数 m5mm1 minH S最小安全系数按高可靠度查得 1.25 接触应力基本值： 0H 0 1 2 1 24252.786 1 2.21 189.8 0.95 1 35 252.786 773.36/ t HHE Fu Z Z Z Z d bu N mm : 接触应力： H 0 2 773.36 1.25 1.01 1.12 1.0 1.2 1007.4/ HHAvHH aHp K K KKK N mm 许用接触应力： HP lim min 2 1400 1 1.03 0.96 1.01 1 1 1.25 1118.3/ HN HPLvRWX H Z Z Z Z Z Z S N mm 故，接触强度通过。 HHP 2）齿根弯曲疲劳强度 各参数和系数列于表 6 表表 6 6 外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数 代号代号名称名称说明说明取值取值 F K 齿向载荷分布系 数 00 0 1.214, /10,1.2 1 (1) 1 1.08 HF FFFWW Kb mK KKKK 得 （1. 2-1）1 0. 9 1.08 F K 齿间载荷分布系 数 FH KK 1 Fp K 行星轮间再载荷 分配系数 1 1.5(1) 1 1.5(1.2 1) 1.3 KFpKHp 1.3 Fa a Y : 太阳轮齿形系数，查得0.52,14 aa xz 2.28 Fa c Y : 行星轮齿形系数，查得0.484,39 cc xz 2.14 Sa a Y : 太阳轮应力修正 系数 查得 1.84 Sa c Y : 行星轮应力修正 系数 查得 1.86 代号代号名称名称说明说明取值取值 NT Y弯曲寿命系数 6 3 10 L N 1 ST Y 试验齿轮应力修 正系数 查得 2 relT a Y : 太阳轮齿根圆角 敏感系数 查得 0.98 relT c Y : 行星轮齿根圆角 敏感系数 查得 1.01 RrelT Y 齿根表面形状系 数 ，查得2.4 Z R 1.045 minF S最小安全系数按高可靠度，查得 1.6 太阳轮 弯曲应力基本值： 0Fa : 0 2 2425 2.28 1.82 0.826 1 25 2.5 133/ t FaFa aSa a n F YYY Y bm N mm : 弯曲应力： F a : 0 2 133 1.25 1.01 1.08 1 1.3 235.75/ F aFaAvFFp K K KK N mm : 许用弯曲应力： FP a : lim min 2 350 2 1 0.98 1.045 1 1.6 448/ FaSTNT FP arelT aRrelT aX F Y Y YYY S N mm : : 故，弯曲强度通过。 F aFP a : 行星轮： 弯曲应力基本值： 0Fa : 0 2 2425 2.14 1.85 0.826 1 25 2.5 127/ t FcFa cSa c n F YYY Y bm N mm : 弯曲应力： F a : 0 2 127 1.25 1.01 1.08 1 1.3 225/ F cFcAvFFp K K KK N mm : 许用弯曲应力： FP a : lim min 2 245 2 1 1.01 1.045 1 1.6 323/ FcSTNT FP crelT cRrelT cX F Y Y YYY S N mm : : 故，弯曲强度通过。 F cFP c : （2）内啮合 1）齿面接触疲劳强度 其中与外啮合取值不同的参数为： 接触2.41,2.58,0.91,1.03,1.06,0.905,0.96,1.11 HNLvRW uZZZZZZZ 应力基本值： 0H 0 1 2 1 24252.41 1 2.53 189.8 0.91 1 97.5 252.41 333.4/ t HHE Fu Z Z Z Z d bu N mm : 接触应力： H 0 2 333.4 1.25 1.01 1.12 1.0 1.2 410/ HHAvHH aHp K K KKK N mm 许用接触应力： HP lim min 2 650 1.03 1.06 0.905 0.96 1.11 1 1.25 547/ HN HPLvRWX H Z Z Z Z Z Z S N mm 故，接触强度通过。 HHP 2）齿根弯曲疲劳强度 其中与外啮合取值不同的参数为： 。2.055,2.458,0.759,1.1,1.045 FaSarelTRrelT YYYYY 弯曲应力基本值： 0F 0 2 2425 2.055 2.458 0.759 25 2.5 135.2/ t FFaSa n F Y Y Y Y bm N mm 弯曲应力： F 0 2 135.2 1.25 1.01 1.08 1 1.3 240/ FFAvFFp K K KK N mm 许用弯曲应力： FP lim min 2 220 2 1 1.1 1.045 1 1.6 316/ FSTNT FPrelTRrelTX F Y Y YYY S N mm 故，弯曲强度通过。 FFP 以上计算说明齿轮的承载能力足够。 2.3.82.3.8 行星轮轴承计算行星轮轴承计算 考虑到采用直齿轮传动，以及为了加工和装配方便，拟用中空式行星轮，内孔中 装一个球面滚子轴承，心轴固定在行星架上。计算轴承的动负荷，其中系数确定如表 7。 表表 7 7 计算轴承动负荷有关系数计算轴承动负荷有关系数 代号代号名称名称说明说明取值取值 1P f负荷性质系数中等冲击，查得 1.25 2P f齿轮系数 125,2.5,0.0100.02 ct dmm mfPmm 查得 1.06 3P f安装部分系数对称，查得 1 P f工作情况系数 123 1.25 1.06 11.325 PPPP ffff 1.325 t f温度系数一般低速传动 1 h f寿命系数更换期 1.5 年，得6300 h Lh 2.14 n f速度系数，查得235 / min x c nr 0.557 X T行星架传递扭矩 1 1 9549 10 95497.71 0.986 750 968 X a P Ti n N m : 968N m: P当量载荷 1000 1000 968 1.2 68.5 3 1 5653 Xp b T K P a npK N 5653N 2.14 1.325 565328778 0.557 1 hP nt f f CPN f f 选用双列向心求面滚子轴承 3506，轴承额定动负荷为 27900N。轴承符合要求。 2.3.92.3.9 行星架设计计算行星架设计计算 采用双壁整体式行星架，一端有浮动内齿圈。按经验取壁厚。 12 0.2618ccamm 两壁之间的扇形断面连接板如图 1，其惯性中心 On所在半径计算为： 285.52 13 1003088.7 3()3(85.5 13) n ba rRhnmm ba 此经验数据拟定的行星架尺寸，不必作强度计算，只计算其变形即可。连接板相 当于固连在两侧伴之间的双支点梁，在行星轮轴的作用力Fn作用下，连接板和侧板都 产生变形。Fn为侧板的内力素。因两侧板近似相等，相对切向变形的柔度计算各参数 如表 8。 表表 8 8 柔度计算各有关参数柔度计算各有关参数 代号代号名称名称算法及说明算法及说明取值取值 n F 周围上的切向 n r 力 1 1 2425 68.5 24251872 88.7 t n n FFN a FFN r 1872N E弹性摸量ZG45 铸钢 5 2 2.02 10 /N mm n L连接板长度 n 401858 n Llc 58mm ne l连接板有效长度1.061.064046.4 nen ll 46.4mm s