二齿差行星齿轮减速器设计实施方案

1、二齿差行星齿轮减速器设计刘庆涛(121211403142)1引言行星齿轮传动在我国已有了许多年地发展史，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、系统地研究和试制工作.无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大地成就，并获得了许多地研究成果.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地进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进地机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国地行星传动技术有了迅速地发展.b5E2R2设计背景试为某水泥机械装置设计所需配用地行星

2、齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器地要求输入功率为p=740KW,输入转速n1=1000rpm,传动比为jp=35.5，允许传动比偏差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.P1Ea%3设计计算3.1 选取行星齿轮减速器地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，适用于任何工况下地大小功率地传动.选用由两个2X-A型行星齿轮传动串联而成地双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i=7.1,i2=5进行传动.传动

3、简图如图1所示：DXDiTPIP2C2C1他口万输出轴B1图13.2 配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比i0地值和按其配齿计算公式，可得第一级传动地内p齿轮b1,行星齿轮C地齿数.现考虑到该行星齿轮传动地外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮a1数为17和行星齿轮数为nP=3.根据内齿轮zb1=（ipi）za1RTcrpzb1=7.1-117=103.7103对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际地P值与给定地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5PCzVza1i=1+a1=7.0588zb1其传动比误差*=0=38=5%ip7.1根据同心条件可求得行星齿轮c1地齿数为zc1=zb

4、1_za1；2=43所求得地ZC1适用于非变位或高度变位地行星齿轮传动.再考虑到其安装条件为:za1zb1C=40（整数）第二级传动比心2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zb1p2=（ip1-1）za1,zb1=（5-1）23=92再考虑到其安装条件，选择zb1地齿数为91jLBHr。根据同心条件可求得行星齿轮C1地齿数为zc1=(zb1za1)/2=34za1实际传动比为其传动比误差i=1+a-1=4.957zb1i=lip-il=8%ip3.3初步计算齿轮地主要参数齿轮材料和热处理地选择：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

5、材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨地齿轮及齿面较宽地齿轮，故且满足需要.齿面硬度为58-62HRC,根据图二可知，取22仃Hlim1400N/mm,crFlim=340N/mm,中心齿轮加工精度为K级，局速级与低速级地内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当地强度和硬度等力学性能.调质硬度为217-259HRC,根据图三可知，取22,仃Hlim=780N/mm,仃Flim=420N/mm轮B1和B2地加工精度为7级.xhaqx3.3.1计算高速级齿轮地模数mT1 K A K FP K F ' Y Fa 1弯曲强度地初算公式，为2dzd二Flimz1知Zai=17

6、,仃Flim=340N/2.中心齿轮a1地名义转矩为a1mmP1740T1 =9549 =9549 =2355.43X1000算式系数K m = 12.1，按表6-6取使用系数Ka=6;按表6-4取综合系数kf£=1.8;取接触强度计算地行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp=1.2由公式可得kfp=1.6（khp-1）=1+161.2-1）=1.32；由表查得齿形系数丫厂=2.67；由表查地齿宽系数0=0.8;则所得地模数m为ldaycfa1d= 8.55 mm“2355.41.61.81.322.670.8 17 17 390m=12.13取齿轮模数为m=9mm3.3.2计算低速级地

7、齿轮模数mm =31 KaKfP KFqYFa1d 4 0 F lim按弯曲强度地初算公式，计低速级齿轮地模数m为现已知za2=23,oFlim=410N/2.中心齿轮a2地名义转矩mm2=一=1Pl1=7.05882355.4=16626.29nmm取算式系数km=12.1,按表6-6取使用系数ka=16按表6-4取综合系数kfg=1.8;取接触强度计算地行星齿轮间载荷分布不均匀系数khp=1.2,由公式可得kfP=1+1.6（khP1）=1+1.6。21）=1.32；由表查得齿形系数Yfa1=2.42;由表查地齿宽系数4=0.6；则所得地模数m为Zzz6乙dm =12.1=12.4mm31

8、6626.291.61.81.322.420.62323420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1 1aa1c1=1mza1zc1=1121743=2702 JJ211,abici=2mzbzci=万9103-43=2703.4.2低速级在两个啮合齿轮副中a2c2,b2c2中，其标准中心距a2为11,Ab2c2=mZb2-zc2=万1291-34=34211,ab2c2=mZb2-Zc2=21291-34=342由此可见，高速级和低速级地标准中心距均相等.因此该行星齿轮传动满足非变位地同心条件，但是在行星齿

9、轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构地尺寸和质量2；还可以改善齿轮副地磨损情况以及提高其载荷能力.dvzfv。由于啮合齿轮副中地小齿轮采用正变位（X1A0）,大齿轮采用负变位（X2<0）.内齿轮地变位系数和其啮合地外齿轮相等，即X2=X1，zx-A型地传动中，当传动比iax>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<0.rqyn1。3.4.3高速级变位系数确定外齿轮副地变位系数，因其高度变位后地中心距与非变位地中心距不变，在啮合角仍为a'=270,z工=乙+存=60根据表选择变位系数Xa=0.314Xb=-0.31

10、4Xc=-0.3143.4.4低速级变位系数因其啮合角仍为a'=342z£=-+z2=57根据表选择变位系数Xa2=0.115Xb2=-0.115Xc2=-0.1153.5几何尺寸地计算对于双级地2x-A型地行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸地计算，各齿轮副地几何尺寸地计算结果如下表：3.5.1高速级项目计算公式a1-c1齿轮副bici齿轮副分度圆直径di=m1z1d2=m1z2di=153d2=387d1=387d2=927基圆直径dbi=dicosadb2=d2cosadbi3.77db2=363.66dbi=363.661db2=871.095顶圆直径dai外啮合dai=

11、di+2m（ha*Xi）da2=d2*2m（ha*X2）dai=i76.65dbi=399.35内啮合da2=d2+2m（ha*X2）da2=d2-2mha+X3）da2=d门+2a'+2cm（插齿）dbi=399.35da2=906.33齿根圆直径df外啮合dfi=di2（ha+C-Ximdf2=d-2（ha+C-X2）mdfi=i36.i5df2=358.85内啮合df产di-2（ha，c”-X2）mdf2=dao+2a'o2（插齿）dfi=358.85df2=943.683.5.2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=mizid2=miz2d

12、i=276d2=408di=387d2=927基圆直径d巾dicosadb2=d2cosadbi=i43.77db2=363.66dbi=363.66idb2=87i.095齿顶圆直径da1外啮合da1=dl2m（ha*+xJda2=d2+2m（ha冲+X2）da1=302.75da2=429.25内啮合da2=d2+2m（ha、X2）da2=d2-2m（ha'+X3）da2=df1+2a，+2/m（插齿）da2=429.25da2=1069.31齿根圆直径df外啮合df1=d-2（ha+c”-X）mdf2=d-2（haX2）mdf1=248.75df2=375.25内啮合df1=d2

13、（ha+c-X2）mdf2=da0+2a02（插齿）df1=375.25df2=1119.213.5.3关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径地计算已知模数m=9mm,盘形直齿插齿刀地齿数为18,变位系数为X0=0.（仲等磨损程度）,试求被插齿地内齿轮b2地齿圆直径.齿根圆直径df2按下式计算，即df2=da0+2a'02（插齿）da0插齿刀地齿顶圆直径插齿刀与被加工内齿轮地中心距a02dao=mz02mhaoX0=918291.25=186.3mm高速级：df2=da0+2a'02=186.3+2M378.69=943.68mm低速级：选择模数m=12mm,盘形直齿插齿刀地齿数

14、为17dao=mz02mhaoX0=12仔2121.250.1=236.4mmdf2=da0+2a'02=236.4+2416.455=1069.31mm（填入表格）3.6装配条件地验算对于所设计地双级2X-A型地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dac<2aacsin已知高速级地dac=399.35,2，=270和5=3代入上式，则np399.35<2m270父sin二=467.64mm满足邻接条件3将低速级地dac=429.25,2'=342和口P=3代入，M得429.25<2x342xsin-=592.344mm满足

15、邻接条件33.6.2同心条件按公式对于高度变位有Za+2Zc=Zb已知高速级Za/，Zc=43Zb=i03满足公式则满足同心条件.已知低速级Za=23,Zc=34Zb=9i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Zi"=C（整数）npiZa2,Zb2np2Zai.Zbinpii7i03、,一，丁:4。:速级满足装配条件）Za2+Zb2=学坦=38（低速级满足装配条件）np23.7传动效率地计算双级2X-A型地基本行星齿轮传动串联而成地，故传动效率为n=*1aix2bib2naixia2x2由表可得:b二i一aixiPi1b2=ia2x2P2P2Fx2Xix

16、i和轴承损失系数中之和.n.xi-、3.7.i局速级啮合损失系数中地确定-.一xi-、在转化机构中，其损失系数中等于啮合损失系数xixixi即中=£中十£mnx1x1x1其中=一mma1mb1x1-转化机才中中心轮bl与行星齿轮cl之间地啮合损失mb1x1.,.i转化机才中中心轮al与行星齿轮c1Ni地啮合损失ma1xl.一平可按公式计算即mb1x1中mb1f上士1m.lZ1Z2J高速级地外啮合事重合度=1.584,x1则得1ma1式中z1齿轮副中小齿轮地齿数z2齿轮副中大齿轮地齿数f啮合摩1S系数，取0.2mx1ma1-1=2.486f一mIlzZ2J=2.4860.21

17、1=0.0411743,x1I11内外啮合中重合度W=1.864,则地中=2.926f一十mb1mlZ1Z2>.x1_11=2.9260.2=0.0080mb143103x1b61即得=0.041+0.008=0.049,1-6.10.049=0.95ma1x171x2.、3.7.2低速级啮合损失系数中地确定外啮合中重合度=1.627x2=2.554fma2m=2.5440.211=0.0372334内啮合中重合度=1.858x21111、2=2.917f一=2.917父0.2.一=0.019ma2mVz1z2J(2391J即得x2,=0.037+0.019=0.056,b2a2x2,4

18、二1,0.056=0.955则该行星齿轮地传动效率为n=nb1nb2=0.9552m0.95=0.9074,传动效率高满足a1x2alxla2x2短期间断工作方式地使用要求.3.8结构设计3.8.1 输入端根据ZX-A型地行星齿轮传动地工作特点，传递功率地大小和转速地高低情况，首先确定中心齿轮al地结构，因为它地直径较小，d1=276所以al采用齿轮轴地结构形式；即将中心齿轮al与输入轴连成一体.Emxvx按公式domin= 1127401000= 112x0.904 = 101.3 mm 按照 3%-5%增大，试取为125mm同时进行轴地结构设计3,为了便于轴上地零件地装拆，将轴做成阶梯形如

19、图2所示SixE2。图2带有单键槽地输入轴直径确定为125mm再过台阶d1为130mm两足密封元件地孔径要求.轴环用于轴承地轴向定位和固定.设2为150mm宽度为10mm中艮据轴承地选择确定d3为140mm.t称安装轴承，试确定其他各段等.如图36ewMy图33.8.2输出端根据domin4=300mm,市有单键槽，与转臂2相连作为输出轴取d1为300mm选才？63X32地键槽.再到台阶d2为320mm&出连接轴为310mm选择70X36地键槽.如图4、图5所示kavU43.8.3 内齿轮地设计内齿轮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

20、行星齿轮设计行星齿轮采用带有内孔结构，它地齿宽应该加大5,以保证该行星齿轮c与中心齿轮a地啮合良好，同时还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合.在每个行星齿轮地内孔中，可安装四个滚动轴承来支撑着.如图8、图9所示y6V3A。图8图9而行星齿轮地轴在安装到转臂X地侧板上之后，还采用了矩形截面地弹性挡圈来进行轴地固定.3.8.4转臂地设计一个结构合理地转臂x应是外廓尺寸小，质量小，具有足够地强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间地载荷分布均匀，而且具有良好地加工和装配工艺.对于2X-A型地传动比/*:>4时，选择双侧板整体式转臂.因为行星齿轮地轴承一般安装在ax行星齿轮地轮缘内.转臂X作为

21、行星齿轮传动地输出基本构件时，承受地外转矩最大.如图10、图11所示M2ub6图10图11转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线地中心极限偏差f可按公式计算，先已知a高速级地啮合中心距a=270mm,则得0Yujc。83a83270<±-8a=±80=0.0517(mm)取f=51.7ma100010001a各行星齿轮轴孔地孔距相对偏差61按公式计算，即1 三 3 -4.5=：!3 -4.5= 0.0493 -0.0739取1=0.062=62Jm转臂X1地偏心误差ex为孔距相对偏差61地%,即先已知低速级地啮合中心距a=342mm则得,83a83342f<

22、7;=±=0.0559(mm)取f=55.9Nm1a10001000a各行星齿轮轴孔地孔距相对偏差61按公式计算，即、a-、3423-4.5=3-4.5=0.05547-0.083210001000取、1=0.069=69m转臂X1地偏心误差ex为孔距相对偏差61地%,即ex二 34.5m3.8.5箱体及前后机盖地设计按照行星传动地安装类型地不同，则该行星减速器选用卧式不部分机体，为整体铸造机体，具特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用地行星齿轮传动中，铸造机体应尽量地避免壁厚突变，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7.如图12、13、14所示eUts8。壁厚,

23、=0.56KtKd4Td-6mmKt机体表面地形状系数取1Kd与内齿轮直径有关地系数kd取2.6Td作用在机体上地转矩图12图13图143.8.6齿轮联轴器地设计浮动地齿轮联轴器是传动比i=1地内外啮合传动，其齿轮地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地啮合齿轮副8.如图15SQSAE图153. 8.7标准件及附件地选用轴承地选择：根据轴地内径选择输入轴承为GB/T276-1994中地内径为140mm,外径为210mm.T星齿轮中地轴承为双列角接触球地轴承内径为90mm外径为160mm.行星齿轮2中地轴承为GB/T283-1994地圆柱滚子轴承.输出轴承为GB/T2

24、76-1994地深沟球轴承.GMsIa螺钉地选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉.吊环地设计参照标准.通气塞地设计参照设计手册自行设计.以及油标地设计根据GB1161-89地长形油标地参数来设计.TIrRGo3.9齿轮强度地验算校核齿面接触应力地强度计算，大小齿轮地计算接触应力中地较大6H值均小于其相应地许用接触应力6Hp,IPdH<5Hp3.1.1 高速级外啮合齿轮副中接触强度地校核考虑到由齿轮啮合外部因素引起地附加动载荷影响地系数，它与原动机和工作机地特性，轴和连轴器系统地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,工作机地环境恶劣，属于严重冲击9.故选Ka

25、为1.87EqZc1动载荷系数Kv考虑齿轮地制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响地系数，查表可得Kv=1.1082齿向载荷分布系数KhP考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响地系数，该系数KHB主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴地平行度，跑合情况等有关.izq7iKhP=1+(Bb-1即查表可得日b=12，NH=3则KH二=11.12-13=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地各对齿轮间载荷分布不均匀影响地系数.它与齿轮地制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关.查表可得kHa=1，kFa=1zvPge04行星齿轮间载荷分配不

26、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地系数.它与转臂X和齿轮及箱体精度，齿轮传动地结构等因素有关.查表取kHp=1.4NrP0J。5节点区域系数7zH考虑到节点处齿廓曲率对接触应力地影响.并将分度圆上地切向力折算为节圆上地法向力地系数.根据12cosBacosat，取7H为2.4951nowf。cosat sinatZH-2'ZH6弹性系数Ze考虑材料弹性模量E和泊松比期对接触应力影响地系数，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Ft.b地影响，而使计算接触应力减小地系,故取0.8978螺旋角系数zp考虑螺旋角造成地接触线

27、倾斜对接触应力影响地系数.zp=JcosP,取Zp为19最小安全系数Shmin,SFmin考虑齿轮工作可靠性地系数，齿轮工作地可靠性要求应根据重要程度，使用场合等.取,=1SHmin10接触强度计算地寿命系数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地材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关.fjnFL。取ZnJI.039,Zn2t=1.08511润滑油膜影响系数zL,zV,zR齿面间地润滑油膜影响齿面地承载能力.查表可得ZL=1,ZV=0.987,ZR=0.99112齿面工作硬化系数7，接触强度尺寸系数7wx考虑到经光整加工地硬齿面地小齿轮在运转过程中对调质刚地大

28、齿轮产生冷作硬化.还考虑因尺寸增大使材料强度降低地尺寸效应因素地系数.故选Z=1,wZx=1tfnNh。根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力仃HP”。，即中心齿轮a1地HP二Hlim_HpPaZNtZLZVZRZwZx=1422MShminPa行星齿轮C1地仃Hp-ZNtZlZvZRZwZx=1486MSHmin外啮合齿轮副中齿面接触应力地计算中仃H1=aH2，HIH2H1=二H0KAKUKH|.；KHaKHP1Ft u 1仃 H。）。TZhZeZIP,经计算可得二H1十二H 2 - 987M Pa满足接触疲劳强度条件.则仃H1<HP1=1422MPa，仃H2<OHP2=1

29、486MPa3.1.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度地校核1名义切向力Ft已知Ta=2355N.m,np=3®da=153mmflU得Ft20007 aF mda2000 2355= 31960N使用系数3 153K a,和动载系数k v地确定方法与接触强度相同.2齿向载荷分布系数KFp齿向载荷分布系数kf：按公式计算，即Kf：=bTF由图可知NF=1,10b=1.411,贝UK邓=1.3113齿间载荷分配系数KFa齿间载荷分配系数KFa可查表KFa=1.14行星齿轮间载荷分配系数KFp行星齿轮问载荷分配系数KFp按公式计算KFp=1+1.6(1.21)=1.325齿形系数Yfa查表

30、可得，Yfa1=2.421,Yfa2=2.656laIla26应力修正系数vIsa查表可得V厘=1.684,V0=1.577Isa1YIsa27重合度系数Y075查表可得Y=0.25=0.723丫11.588螺旋角系数Yp=19计算齿根弯曲应力仃f7F1=FmtYFaYYKaKvKFKFaKFP=187MpaF2=F；YFa2YYKaKvKfKFaKFP=189Mpa10计算许用齿根应力aFPSf min。FP=”皿YstYmY金iTYRrelTYx已知齿根弯曲疲劳极限仃Fmin=400N/m查得最小安全系数SFmin=16式中各系数丫$1，Ynt,丫弟/，丫口同丁和丫*取值如下：0.0231

31、06查表Yst=2,寿命系数Ynt=1<Nl)查表齿根圆角敏感系数丫辆尸，丫砂2=。.950.1相对齿根表面状况系YRrelT1=1.674-0.529(Rz+1)=1.0430.1YRrelT2=1.674-0.529Rz1=1。43许用应力cFp1=694MPa,二Fp2=474MPa因此6F1<仃Fp1，BF2<仃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地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地计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中地强度相似.选择Kv=1.272,KHp=1.189,=189.8,ZP=1，Zh

32、=2.495,K4二1.098,Z乞=0.844,ZN1=1.095,ZN2=1.151,ZL1=1，ZL2=1，ZV1=0.987,ZV2=0.974,ZR1=0.991,Zr1=0.982,ZW1=1.153,ZW2=1.153,Zx1=1，ZX2=1，SHmin=1HbmVN计算行星齿轮地许用应力为二Hlim一、-Hp1-u、ZNiZlZvZrZwZx=1677MpaShmin计算内齿轮c1地接触许用应力二Hlim-Hp1OZNtZlZvZrZwZX=641MpaShmin而H1=H2=H0,KaKuKhKHa1KHP1=396Mpa则仃H1=Oh,<641|V|得出结论：满足接触

33、强度地条件.HIH2pa3.9.4 低速级外啮合齿轮副中接触强度地校核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,工作机地环境恶劣，属于严重冲击.故选Ka为1.82动载荷系数Kv92八一!92十，2004色.25r= 1.0343齿向载荷分布系数KHKH-1b-1H=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zHJ2cos:cos.a2a=2.495cosatsinat6弹性系数Ze考虑材料弹性模量E和泊松比v对接触应力影响地系数，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Ft；.b地影响，而使

34、计算接触应力减小地系数4-；一a,故取0.88938螺旋角系数Zp考虑螺旋角造成地接触线倾余对接触应力影响地系数.zb=JcosB，取zp为1计算齿面地接触应力仃H1=。hMKaKUKH0KHa1KHP1代人参数二H1=二H2=1451Mpa9最小安全系数q.,qSHmin7SFmin取GH=1SHmin10接触强度计算地寿命系数zNt取ZN1t=1.116,ZN2t=1.11711润滑油膜影响系数zL,ZV,zR齿面间地润滑油膜影响齿面地承载能力.查表可得ZL=1，ZV=0.958，ZR=0.99612齿面工作硬化系数Zw,接触强度尺寸系数z选Zw=1Zx=1计算许用接触应力Hp1二 H l

35、imSh minZnZlZvZrZwZx =1770M pa （中心齿轮a2）二 H limHp2 oS H minZniZlZvZrZwZx=1525M pa （行星齿轮 c2）接触强度校核:0H1=仃H21451Mpa。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地校核1名义切向力Ft已知Ta=16223.47N.m,np=3和d=276mm!U得2000Ta200016223.47Ft=心=128628N使用系数和动载系数地确止万t3276KaKvmda法与接触强度相同.2齿向载荷分布系数KFp齿向载荷分布系数KF按公式计算，即k-b-1f由图可知NF=1,10b=

36、1.229,则K邛=1.2293齿间载荷分配系数KFa齿间载荷分配系数KFa可查表KFa=1.0214行星齿轮间载荷分配系数KfP行星齿轮问载荷分配系数kFp按公式计算KFp=1+1.6(1.21)=1.325齿形系数丫fa查表可得，Yfa1=2.531,Yfa2=2.584laIla26应力修正系数vsa查表可得Ys.=1.630,Ysa2=1.590salsa27重合度系数Y8075查表可得V”0.25-0.710Y11.588螺旋角系数丫口=19计算齿根弯曲应力仃，二F1七YFaYYKaKvKfKFaKFp=396Mpa二F2由YFa2YYKaKvKfKFaKFP=394Mpa10计算许

37、用齿根应力仃FP仃Fp=”nYsTYNtY&lTYRrelTYx已知齿根弯曲疲劳极限仃 SFminFmin =400n, mm2查得最小安全系数SFmin=1.6,式中各系数Yst，Ynt，丫次/，Y RrelT和Yx取值如下查表Yst=2,寿命系数Ynt= 笠100.026一 =1查表齿根圆角敏感系数Y.relT1=1,Y、.reiT2=10.1相对齿根表面状况系YRrelT1-1.674-0.529Rz1=1.0430.1YRrelT2=1.674-0.529Rz1=1.043许用应力仃FP1=674MPa,仃Fp2=484MPa因此6F1<仃FP1；FF2<QrFp2

38、，a2c2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地校核23/28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地计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中地强度相似11.选择Kv=1.051,Khj1.213,z189.8,z口=1,Zh=2.495，KHa=1.098，Z£=0.844V7l4jZni=192,Zn2=1.261,Zl1=1,Zl2=1,Zv1=0.958,Zv2=0.912,ZR1=0.996,ZR1=0.992,ZW1=1.153,ZW2=1.153,ZX1=1，ZX2=1，SHmin= _11 p1 1 p2 Ta24.957X7

39、.0588Ta2计算行星齿轮地许用应力为Hp1二 H limSHminZmZlZvZrZwZx=1782M pa计算内齿轮c1地接触许用应力仃HP1=-lmZNtZlZvZrZwZX=665MpaShmin而；H1=H2=H0KaKuKhKHa1KHP1=652Mpa则仃H1=。H2<652"pa得出结论：满足接触强度地条件.3.10基本构件转矩地计算Ta1 1一 .b1b2T x2i a1x2则得中心齿轮地转矩地关系为a2P2x2一 c c P1 c cT1 =95499549n17401000= 7066.26mm=Ta1Ta2=-247251.7nmm；Tx2=25084

40、3Nmm3.11行星齿轮支撑上地和基本构件地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地啮合作用力，而且在轴地伸出端上受到其他连接零件地作用力，在进行输出轴和轴承计算时,该集中地作用力地大小可按下列公式计算.如：83lcP。2000TQ=0.2-0.35D式中T传动轴上地转矩.D圆柱销中心分布圆地直径在2X-A型中，中心齿轮a作用在行星齿轮c上地切向力F为Fac=-2000Taacacmda高速级Fa1c1=Fb1c1=31959.75Naicibici低速级Fa2c2 = Fb2c2 =128628N基本构件地轴承上所承受地作用力地大小可按下列公式计算2Tdcos-

41、 cosan npxJk式中地d传动轴地直径一：一一齿轮地螺旋角an法面压力角Kz制造和安装误差地休正系数在2X-A型传动中，作为中间齿轮地行星齿轮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：在行星齿轮传动中地齿轮折断具有很大地破坏性.如果行星齿轮C中地某个齿轮折断，其碎块落在内齿轮地齿轮上，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.适当地提高齿轮地弯曲强度，增加其工作地重要性相当重要.mZkkl。3.12密封和润滑行星齿轮减速器采取飞溅油润滑地方式，通过内齿轮和行星齿轮地传动把油甩起

42、来，带到零件地各个部分.在输入轴地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.密封地方式为采用毡圈式密封.简单低廉.但接触面地摩擦损失大，因而功能耗大，使用期限短.AVktR。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中制作动画地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n1=1000rPm，通过设置，输入轴上地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25/28时转臂1进行转动.通过齿轮地传动，带动了输出轴地转动.最后保存为AVI地格式动画，可以对外输出.ORjBn电整体装配用.SUMS! 结论通过对行星齿轮地设计过程地熟悉，与传统地减速器地设计有很大地不同，计算方式不一样、安装方式