1 引言行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自 20世紀 60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展 [1]。2 設計背景試為某水泥機械裝置設計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 ，輸入轉速 ,傳動比為 ,允許1740KWp?10rpmn?35.pi?傳動比偏差 ,每天要求工作 16小時，要求壽命為 2年；且要求該行星齒輪.Pi?減速器傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。3 設計計算 3.1選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖根據(jù)上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動。2X-A 型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用由兩個 2X-A型行星齒輪傳動串聯(lián)而成的雙級行星齒輪減速器較為合理，名義傳動比可分為 , 進行傳動。傳動簡圖如圖17.pi?25p1所示：圖 13.2 配齒計算根據(jù) 2X-A型行星齒輪傳動比 的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內pi齒輪 ,行星齒輪 的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級1b1c中心齒輪 數(shù)為 17和行星齒輪數(shù)為 。根據(jù)內齒輪a3pn???11bapiz????17.10.7bz??對內齒輪齒數(shù)進行圓整后，此時實際的 P值與給定的 P值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為＝ ＋ ＝7．0588i1zab其傳動比誤差 ＝ ＝ ＝5℅i?pi?.058根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為??11243cbaz???所求得的 適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。再考慮到其安裝條件為：1ZC＝ C ＝40 2z???整 數(shù)第二級傳動比 為 5，選擇中心齒輪數(shù)為 23和行星齒輪數(shù)目為 3，根據(jù)內齒輪2pizb1＝ , ＝ ＝92 再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數(shù)為??1ipza?1b??523? 1zb91根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為＝﹙ － ﹚／2＝341zcb1za實際傳動比為 ＝ ＋ ＝4.957i其傳動比誤差 ＝ ＝ 8﹪i?pi?3.3 初步計算齒輪的主要參數(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 =1400 ,limH?2N=340 ,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內齒輪均采用limF?2N42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調質硬度為 217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取 =780 , =420 輪limH?2NliF?2NB1和 B2的加工精度為 7級。3.3.1 計算高速級齒輪的模數(shù) m按彎曲強度的初算公式，為 1132limAFPaTKYdz????現(xiàn)已知 ＝17, =340 。中心齒輪 a1的名義轉矩為1aZlimF?2N取算式系數(shù) ，按表 6-6取使174019549535.PTXn??12.m?用系數(shù) ; 按表 6-4取綜合系數(shù) =1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷.6AKfk?分布不均勻系數(shù) ，由公式可得 ；由.2hpk?????1.61.621.3fphp???????表查得齒形系數(shù) ；由表查的齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) m為17faY08d?8.55325.416.832.671.0790m??????m取齒輪模數(shù)為 m?3.3.2 計算低速級的齒輪模數(shù) m按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數(shù) m為現(xiàn)已知 ＝23， =410 。中心齒輪 a2的名義1132liAFPaTKYmdz????2zaliF?2N轉矩 =2a???1xaPT??7.0583.416.9???nm?取算式系數(shù) ，按表 6-6取使用系數(shù) ; 按表 6-4取綜合系數(shù) =1.8;取1.mk?.akfk?接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) ，由公式可得12hp；由表查得齒形系數(shù) ；由表查的????.6.621.3fphp?????12.4faY?齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) 為0d??m12.4mm3162.91.832.4.00m???取齒輪模數(shù)為 2?3.4 嚙合參數(shù)計算3．4．1 高速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a1為1ac?1b????274302acmz??????11 9bbc ?3．4．2 低速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a2為2a?2c????119342bbcmz?????22c由此可見，高速級和低速級的標準中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構的尺寸和質量 [2]；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位 ，大齒輪采用負變位 。內??10x???20x?齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即 ， 型的傳動中，當傳動比2?zxA?時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內齒輪采用負變位，其變位系數(shù)關系為4baxi?。0cba???3．4．3 高速級變位系數(shù)確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為 ， 根據(jù)表選擇變位系數(shù)270a??1260z???.34x.314bx?0.314cx??3．4．4 低速級變位系數(shù)因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)2a??1257z???0.x0.b?20.15cx??3.5 幾何尺寸的計算對于雙級的 型的行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的幾2xA?何尺寸的計算結果如下表：3.5.1 高速級項目 計算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑 1dmz?253d?287387d?29基圓直徑 1cosba2 14.b23616.b287053.5.2 低速級：項目 計算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑1dmz?2276d?408387d?29基圓直徑 1cosba2 13.b2616.b28705外嚙合??112amadxh???22176.5ad?39b頂圓直徑 1a內嚙合a?23max?????12afdc??插 齒 139.5bd?206a外嚙合1fh212f max????136.5fd?28f齒根圓直徑 f內嚙合??1 2fdc?202fa???插 齒 1358.fd?2946f外嚙合 ??11amadxh???2210.75ad?249齒頂圓直徑 1a內嚙合a?23max?????12afdc??插 齒 249.5a?10633.5.3 關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算已知模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18，變位系數(shù)為9m?，試求被插齒的內齒輪 ， 的齒圓直徑。??0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計算，即2fd??20fad???插 齒——插齒刀的齒頂圓直徑0a——插齒刀與被加工內齒輪的中心距2???00aomaoxzh????9182.5186.3m???高速級： 2fd?6.37.94.低速級：選擇模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 17m00aoaoxz??????121.25036.???﹙填入表格﹚22f ?36.4.69m3.6 裝配條件的驗算對于所設計的雙級 2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件3．6．1 鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即已知高速級的 ，2sinacacpd??? 39.5acd?和 代入上式，則得270ac??3pn滿足鄰接條件9.5270sin467.3m????將低速級的 ， 和 代入，則得4acdac?p外嚙合??1 12f madcxh????2 2f 1248.75fd?3f齒根圓直徑 fd內嚙合1 2f a??????202fd?插 齒 1375.2fd?9f滿足鄰接條件429.5342sin592.34m????3．6．2 同心條件 按公式對于高度變位有 已知高速級 ，acbz??17az?滿足公式則滿足同心條件。3cz?10b已知低速級 ， 也滿足公式則滿足同心條件。2a34cz?91b3．6．3 安裝條件 按公式驗算其安裝條件，即得??1abpCn?整 數(shù) ??2abpCn??整 數(shù)（高速級滿足裝配條件）17034abpz?（低速級滿足裝配條件） 2918abp?3.7 傳動效率的計算雙級 2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯(lián)而成的，故傳動效率為 122baxax??由表可得: ， 11bxaxp?????221baxp????3.7.1 高速級嚙合損失系數(shù) 的確定在轉化機構中，其損失系數(shù) 等于嚙合損失系數(shù) 和軸承損失系數(shù) 之和。1x 1xm1xn即 1xmn???其中 11xxmamb????——轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xb 1c——轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1ma 1可按公式計算即xb 1xmb?122mfz??????????高速級的外嚙合中重合度 =1.584,則得 1xa12.486mfz???????式中 ——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z——齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2——嚙合摩擦系數(shù)，取 0.2mf=0.0411xma?12.4860.743?????????內外嚙合中重合度 =1.864,則的?1xmb12.92mfz??????=0.00801xmb2.60.43?????????即得 =0.041+0.008=0.049, 1x?16.049.57bax????3.7.2 低速級嚙合損失系數(shù) 的確定2x外嚙合中重合度 =1.627?= =0.0372xma12.54mfz????????1.540.234????????內嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma?12.97mf????????1.970.239?????????即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm241.560.bax??則該行星齒輪的傳動效率為 = = ，傳動效率高滿122ax?0.9?974足短期間斷工作方式的使用要求。3.8 結構設計3.8.1 輸入端根據(jù) ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪 a1的結構，因為它的直徑較小， 所以 a1采用齒輪軸的結1276d?構形式；即將中心齒輪 a1與輸入軸連成一體。按公式 mm 按照 3﹪-5﹪增大，試取30minpcd?3740121.9401.3???為 125mm,同時進行軸的結構設計 [3]，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。如圖 2所示圖 2帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為 125mm,再過臺階 為 130mm滿足密封元件的孔1d徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設 為 150mm,寬度為 10mm。根據(jù)軸承2的選擇確定 為 140mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖 33d圖 33.8.2 輸出端根據(jù) =112 ，帶有單鍵槽 [4]，與轉臂 2相連作為輸出30minpcd?130imP?軸。取 為 300mm，選擇 63X32的鍵槽。再到臺階 為 320mm。輸出連接軸為1d2d310mm，選擇 70X36的鍵槽。如圖 4、圖 5所示圖 4圖 53.8.3 內齒輪的設計內齒輪 b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖 7、圖 8所示圖 6 圖 73.8.4 行星齒輪設計行星齒輪采用帶有內孔結構，它的齒寬應該加大 [5]，以保證該行星齒輪 c與中心齒輪 a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪 b和行星齒輪 c相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。如圖 8、圖 9所示圖 8 圖 9而行星齒輪的軸在安裝到轉臂 X的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。3.8.4 轉臂的設計一個結構合理的轉臂 x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，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。對于 2X-A型的傳動比 時，選擇雙側板整體式轉臂。因為行星齒輪的軸承一般4baxi?安裝在行星齒輪的輪緣內。轉臂 X作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。如圖 10、圖 11所示圖 10 圖 11轉臂 X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差 可按公式計算，先已知af高速級的嚙合中心距 a=270mm[6]，則得取 =51.7??338270.5110a mf???afm?各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差 按公式計算，即?????27034.534.5.493.07101???????取 0.062=621??m?轉臂 X1的偏心誤差 為孔距相對偏差 的 ，即xe?213xm???先已知低速級的嚙合中心距 a=342mm，則得取 =55.9??338420.5910a mf???afm?各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差 按公式計算，即?????34234.5.50.57.832101??????取 0.069=691??m?轉臂 X1的偏心誤差 為孔距相對偏差 的 ，即xe?2134.5xm???3．8．5 箱體及前后機蓋的設計按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵 [7]。如圖 12、13、14 所示壁厚 40.566tdmKT???——機體表面的形狀系數(shù) 取 1t——與內齒輪直徑有關的系數(shù) 取 2.6d d_____作用在機體上的轉矩T圖 12 圖 13圖 143．8．6 齒輪聯(lián)軸器的設計浮動的齒輪聯(lián)軸器是傳動比 的內外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用1i?漸開線。選取齒數(shù)為 23 ，因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副 [8]。如圖 15圖 153．8．7 標準件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內徑選擇輸入軸承為 GB/T276-1994中的內徑為 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)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù) GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計。3.9 齒輪強度的驗算校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大 值均小于H?其相應的許用接觸應力 ，即Hp?p??3.9.1 高速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質量和剛度以及運行狀態(tài)有關，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊 [8]。故選 為 1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊 [9]。故選 為 1.8aKaK1 動載荷系數(shù) v考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.108v2 齒向載荷分布系數(shù) H?考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸應力影響的系數(shù)，該系數(shù) 主要HK?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。查表可得 ，??1HbK??????1.2b??3H?則 .213.63 齒間載荷分配系數(shù) 、HakF齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對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。查表可得 =1 ， =1HakFa4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數(shù)。它與轉臂 X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取 =1.4Hp5 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Hz考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。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) ，取 為 2.4952cosintaHtz???Hz6 彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E和泊松比 對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得 為 ? eZ189.807 重合度系數(shù) ?考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系tbF，故取 0.89743aZ???8 螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 ，取 為cosZ???19 最小安全系數(shù) ，minHSinF考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應根據(jù)重要程度，使用場合等。取 =1inH10 接觸強度計算的壽命系數(shù) NtZ考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt11 潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVZR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, LZV=0.991R12 齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強度尺寸系數(shù)wx考慮到經光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉過程中對調質剛的大齒輪產生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)。故選 =1，wZ=1xZ根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力 [10]，即中心齒輪 a1的 HP?=1422minlNtLVRWXHpZS?? aM行星齒輪 c1的 =1486inltLVRXpH Pa外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中 ，則12H??110AUaHPHK???，經計算可得01t EHubFZd?????12987Pa?則 ， 滿足接觸疲勞強度條件。42p?PaM22486HP?Pa3.9.2 高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核。1名義切向力 t已知 ， =3和 =153mm,則得235.aNmT?pnad?使用系數(shù) ，和動載系數(shù) 的確定方法002351960atP NFd??? aKv與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計算，即 ??1FbF??????由圖可知 =1， ，則 =1.311?1.4b??F?3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.1Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計算F??1.621.3Fp????5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.421, =2.6561faY2fa6應力修正系數(shù) s查表可得 =1.684, =1.5771sa2sa7重合度系數(shù) ?查表可得 10.7538Y??8螺旋角系數(shù) ?9計算齒根彎曲應力 f?=18711tFaAVFaFPFbmK???? PaM=18922tFaAVFaFPFY???Pa10計算許用齒根應力 p?已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps?? minF?2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如minFSTYNrelT?RrelTYx下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1， 1relT?20.95relTY??相對齒根表面狀況系 =1.043??.1.674.Rrl z???=1.0430.2relT許用應力 694 , 因此 ； ， a-c1Fp?PaM2FpPa1F?p?2F??2p滿足齒根彎曲強度條件。3.9.3 高速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核高速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 =1.272， =1.189, vKH?=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844， =1.095, =1.151, Z?hHaZ?1N2NZ=1, =1, =0.987, =0.974, =0.991, =0.982, =1.153, 1L2L1V2V1RR1W=1.153, =1, =1, =12WX2minHS計算行星齒輪的許用應力為=16771minlNtLVRWXHpZ?? paM計算內齒輪 c1的接觸許用應力=6411minlNtLVRWXHpS?pa而 = =39612H?10AUHaHPK?pa則 641 得出結論：滿足接觸強度的條件。??paM3.9.4 低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核1選擇使用系數(shù) a原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 為 1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重a沖擊。故選 為 1.8aK2動載荷系數(shù) v0.251349Vk???????????3齒向載荷分布系數(shù) H?=1.229??1HbK?????4齒間載荷分配系數(shù) 、HakF查表可得 =1.021 =1.021a5節(jié)點區(qū)域系數(shù) Hz取 =2.4952cosintaHtz???6彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E和泊松比 對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得 為 ? eZ189.807重合度系數(shù) ?考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系數(shù)tbF，故取 0.88943aZ???8螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 ，取 為 1cosZ???計算齒面的接觸應力 代人參數(shù)110AUHaHPHK???=145112H?paM9最小安全系數(shù) ，minHSinF取 =1in10接觸強度計算的壽命系數(shù) NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2t11潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, LZV=0.996R12齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強度尺寸系數(shù)wZx選 =1， =1wx計算許用接觸應力=1770 ﹙中心齒輪 a2﹚1minlNtLVRWXHpZS?? paM=1525 ﹙行星齒輪2inltLVRXpH pac2﹚ 接觸強度校核：1451 ﹤ ﹙滿足接觸強度校核﹚12H??pa2Hp?3.9.5 低速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核1名義切向力 tF已知 ， =3和 =276mm,則得1623.47aNmT?pnad?使用系數(shù) ，和動載系數(shù) 的確定002.186tPa Nnd??? aKv方法與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計算，即 ??1FbF??????由圖可知 =1， ，則 =1.229?1.29b??F?3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.021Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計算F??1.621.3Fp????5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa6應力修正系數(shù) sa查表可得 =1.630, =1.5901s2sa7重合度系數(shù) Y?查表可得 10.75.2.18Y???8螺旋角系數(shù) ?9計算齒根彎曲應力 f?=39611tFaAVFaFPFbmK???? PaM=39422tFaAVFaFPFY???Pa10計算許用齒根應力 p?已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps?? minF?2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如inFSTYNrelT?RrelTYx下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1，1relT?2relTY??相對齒根表面狀況系 =1.043??0.1.6740.59Rrl z???=1.043??.121.6740.529RrelTzY???許用應力 674 , 因此 ； ， a2-c2Fp?PaM28FpPa1F?p?2F??2p滿足齒根彎曲強度條件。3.9.6 低速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核低速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似 [11]。選擇 =1.051， =1.213, vKH?=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844Z??hZHaZ?=1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V=0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS計算行星齒輪的許用應力為=17821minlNtLVRWXHpZS?? paM計算內齒輪 c1的接觸許用應力 =6651minlNtLVRWXHpZS??pa而 = =65212H?10AUaPHK?pa則 652 得出結論：滿足接觸強度的條件。??pa3．10 基本構件轉矩的計算則得中心齒輪的轉矩的關系為??12abxxTi??=1 21a aTP?214.957.08aXT?22axp??=174095496.2Tmn?1a；2.a??25843xNT3．11 行星齒輪支撐上的和基本構件的作用力在行星齒輪傳動嚙合時，基本構件及其輸出軸上不僅受到來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，在進行輸出軸和軸承計算時，該集中的作用力的大小可按下列公式計算。如： ??20.35TQD??式中 T——傳動軸上的轉矩。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 為 acF20acPTnd???高速級 11395.7acbcNF?低速級 22186acbcNF?基本構件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。 。cos1PZ znpTXdkK??式中的 ——傳動軸的直徑d——齒輪的螺旋角 ?——法面壓力角na——制造和安裝誤差的休正系數(shù)zK在 2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪 C在行星齒輪傳動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中的某個齒輪折斷，其碎塊落在內齒輪的齒輪上，當行星齒輪 C與內齒輪相嚙合時，使得 b-c嚙合傳動卡死，從而產生過載現(xiàn)象而燒壞電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當?shù)奶岣啐X輪的彎曲強度，增加其工作的重要性相當重要。3．12 密封和潤滑行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。3．13 運動仿真行星齒輪減速器裝配完成后，進行運動仿真設計，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來。把旋轉馬達安裝在輸入軸上，設置其轉速為，通過設置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉，又繞著10rpmn?行星軸自轉。同時轉臂1進行轉動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。結論通過對行星齒輪的設計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設計有很大的不同， 計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。行星齒輪減速器的類型很多，本設計主要通過對ZX—A型的進行系列設計的。 計算兩級中主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪減速器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉臂的運動上。我以后會做更多的關于行星齒輪減速器的研究。、致謝經過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師支前鋒教授。支教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是支教授仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。 最后感謝我的母?！搓幑W院四年來對我的大力栽培。 謝謝！致謝參考文獻[1]馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動.人民教育出版社,1981.3[2] 饒振綱.行星傳動機構設計.國防工業(yè)出版社,1980.11[3] 成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版社.第四版,2002.1[4] 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是輸出軸。這種減速器傳動比大，效率高。本章要點1．定軸輪系傳動比計算。掌握傳動比的計算、利用符號得到平行軸系的從動輪轉向和利用箭頭判斷輪系各齒輪、蝸桿和蝸輪的轉向。2．周轉輪系傳動比計算。掌握將周轉輪系轉化為定軸輪系的方法是傳動比計算的關鍵。另外，周轉輪系中的各輪轉向關系要由計算結果判定，不能和轉化輪系的轉向關系相混淆。3．復合輪系傳動比的計算掌握分解復合輪系的方法，應先找軸線位置不固定的齒輪，其軸就是系桿，與該齒輪嚙合并與系桿同軸線的是中心輪，這就是一個周轉輪系。把所有周轉輪系分出后，剩下的就是定軸輪系。然后利用已知的定軸和周轉輪系方法計算傳動比。1 引言行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自 20世紀 60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展 [1]。2 設計背景試為某水泥機械裝置設計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 ，輸入轉速 ,傳動比為 ,允許1740KWp?10rpmn?35.pi?傳動比偏差 ,每天要求工作 16小時，要求壽命為 2年；且要求該行星齒輪.Pi?減速器傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。3 設計計算 3.1選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖根據(jù)上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動。2X-A 型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用由兩個 2X-A型行星齒輪傳動串聯(lián)而成的雙級行星齒輪減速器較為合理，名義傳動比可分為 , 進行傳動。傳動簡圖如圖17.pi?25p1所示：圖 13.2 配齒計算根據(jù) 2X-A型行星齒輪傳動比 的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內pi齒輪 ,行星齒輪 的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級1b1c中心齒輪 數(shù)為 17和行星齒輪數(shù)為 。根據(jù)內齒輪a3pn???11bapiz????17.10.7bz??對內齒輪齒數(shù)進行圓整后，此時實際的 P值與給定的 P值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為＝ ＋ ＝7．0588i1zab其傳動比誤差 ＝ ＝ ＝5℅i?pi?.058根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為??11243cbaz???所求得的 適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。再考慮到其安裝條件為：1ZC＝ C ＝40 2z???整 數(shù)第二級傳動比 為 5，選擇中心齒輪數(shù)為 23和行星齒輪數(shù)目為 3，根據(jù)內齒輪2pizb1＝ , ＝ ＝92 再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數(shù)為??1ipza?1b??523? 1zb91根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1的齒數(shù)為＝﹙ － ﹚／2＝341zcb1za實際傳動比為 ＝ ＋ ＝4.957i其傳動比誤差 ＝ ＝ 8﹪i?pi?3.3 初步計算齒輪的主要參數(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 =1400 ,limH?2N=340 ,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內齒輪均采用limF?2N42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調質硬度為 217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取 =780 , =420 輪limH?2NliF?2NB1和 B2的加工精度為 7級。3.3.1 計算高速級齒輪的模數(shù) m按彎曲強度的初算公式，為 1132limAFPaTKYdz????現(xiàn)已知 ＝17, =340 。中心齒輪 a1的名義轉矩為1aZlimF?2N取算式系數(shù) ，按表 6-6取使174019549535.PTXn??12.m?用系數(shù) ; 按表 6-4取綜合系數(shù) =1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷.6AKfk?分布不均勻系數(shù) ，由公式可得 ；由.2hpk?????1.61.621.3fphp???????表查得齒形系數(shù) ；由表查的齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) m為17faY08d?8.55325.416.832.671.0790m??????m取齒輪模數(shù)為 m?3.3.2 計算低速級的齒輪模數(shù) m按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數(shù) m為現(xiàn)已知 ＝23， =410 。中心齒輪 a2的名義1132liAFPaTKYmdz????2zaliF?2N轉矩 =2a???1xaPT??7.0583.416.9???nm?取算式系數(shù) ，按表 6-6取使用系數(shù) ; 按表 6-4取綜合系數(shù) =1.8;取1.mk?.akfk?接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) ，由公式可得12hp；由表查得齒形系數(shù) ；由表查的????.6.621.3fphp?????12.4faY?齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) 為0d??m12.4mm3162.91.832.4.00m???取齒輪模數(shù)為 2?3.4 嚙合參數(shù)計算3．4．1 高速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a1為1ac?1b????274302acmz??????11 9bbc ?3．4．2 低速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a2為2a?2c????119342bbcmz?????22c由此可見，高速級和低速級的標準中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構的尺寸和質量 [2]；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位 ，大齒輪采用負變位 。內??10x???20x?齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即 ， 型的傳動中，當傳動比2?zxA?時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內齒輪采用負變位，其變位系數(shù)關系為4baxi?。0cba???3．4．3 高速級變位系數(shù)確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為 ， 根據(jù)表選擇變位系數(shù)270a??1260z???.34x.314bx?0.314cx??3．4．4 低速級變位系數(shù)因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)2a??1257z???0.x0.b?20.15cx??3.5 幾何尺寸的計算對于雙級的 型的行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的幾2xA?何尺寸的計算結果如下表：3.5.1 高速級項目 計算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑 1dmz?253d?287387d?29基圓直徑 1cosba2 14.b23616.b287053.5.2 低速級：項目 計算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑1dmz?2276d?408387d?29基圓直徑 1cosba2 13.b2616.b28705外嚙合??112amadxh???22176.5ad?39b頂圓直徑 1a內嚙合a?23max?????12afdc??插 齒 139.5bd?206a外嚙合1fh212f max????136.5fd?28f齒根圓直徑 f內嚙合??1 2fdc?202fa???插 齒 1358.fd?2946f外嚙合 ??11amadxh???2210.75ad?249齒頂圓直徑 1a內嚙合a?23max?????12afdc??插 齒 249.5a?10633.5.3 關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算已知模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18，變位系數(shù)為9m?，試求被插齒的內齒輪 ， 的齒圓直徑。??0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計算，即2fd??20fad???插 齒——插齒刀的齒頂圓直徑0a——插齒刀與被加工內齒輪的中心距2???00aomaoxzh????9182.5186.3m???高速級： 2fd?6.37.94.低速級：選擇模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 17m00aoaoxz??????121.25036.???﹙填入表格﹚22f ?36.4.69m3.6 裝配條件的驗算對于所設計的雙級 2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件3．6．1 鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即已知高速級的 ，2sinacacpd??? 39.5acd?和 代入上式，則得270ac??3pn滿足鄰接條件9.5270sin467.3m????將低速級的 ， 和 代入，則得4acdac?p外嚙合??1 12f madcxh????2 2f 1248.75fd?3f齒根圓直徑 fd內嚙合1 2f a??????202fd?插 齒 1375.2fd?9f滿足鄰接條件429.5342sin592.34m????3．6．2 同心條件 按公式對于高度變位有 已知高速級 ，acbz??17az?滿足公式則滿足同心條件。3cz?10b已知低速級 ， 也滿足公式則滿足同心條件。2a34cz?91b3．6．3 安裝條件 按公式驗算其安裝條件，即得??1abpCn?整 數(shù) ??2abpCn??整 數(shù)（高速級滿足裝配條件）17034abpz?（低速級滿足裝配條件） 2918abp?3.7 傳動效率的計算雙級 2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯(lián)而成的，故傳動效率為 122baxax??由表可得: ， 11bxaxp?????221baxp????3.7.1 高速級嚙合損失系數(shù) 的確定在轉化機構中，其損失系數(shù) 等于嚙合損失系數(shù) 和軸承損失系數(shù) 之和。1x 1xm1xn即 1xmn???其中 11xxmamb????——轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xb 1c——轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1ma 1可按公式計算即xb 1xmb?122mfz??????????高速級的外嚙合中重合度 =1.584,則得 1xa12.486mfz???????式中 ——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z——齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2——嚙合摩擦系數(shù)，取 0.2mf=0.0411xma?12.4860.743?????????內外嚙合中重合度 =1.864,則的?1xmb12.92mfz??????=0.00801xmb2.60.43?????????即得 =0.041+0.008=0.049, 1x?16.049.57bax????3.7.2 低速級嚙合損失系數(shù) 的確定2x外嚙合中重合度 =1.627?= =0.0372xma12.54mfz????????1.540.234????????內嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma?12.97mf????????1.970.239?????????即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm241.560.bax??則該行星齒輪的傳動效率為 = = ，傳動效率高滿122ax?0.9?974足短期間斷工作方式的使用要求。3.8 結構設計3.8.1 輸入端根據(jù) ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪 a1的結構，因為它的直徑較小， 所以 a1采用齒輪軸的結1276d?構形式；即將中心齒輪 a1與輸入軸連成一體。按公式 mm 按照 3﹪-5﹪增大，試取30minpcd?3740121.9401.3???為 125mm,同時進行軸的結構設計 [3]，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。如圖 2所示圖 2帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為 125mm,再過臺階 為 130mm滿足密封元件的孔1d徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設 為 150mm,寬度為 10mm。根據(jù)軸承2的選擇確定 為 140mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖 33d圖 33.8.2 輸出端根據(jù) =112 ，帶有單鍵槽 [4]，與轉臂 2相連作為輸出30minpcd?130imP?軸。取 為 300mm，選擇 63X32的鍵槽。再到臺階 為 320mm。輸出連接軸為1d2d310mm，選擇 70X36的鍵槽。如圖 4、圖 5所示圖 4圖 53.8.3 內齒輪的設計內齒輪 b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖 7、圖 8所示圖 6 圖 73.8.4 行星齒輪設計行星齒輪采用帶有內孔結構，它的齒寬應該加大 [5]，以保證該行星齒輪 c與中心齒輪 a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪 b和行星齒輪 c相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。如圖 8、圖 9所示圖 8 圖 9而行星齒輪的軸在安裝到轉臂 X的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。3.8.4 轉臂的設計一個結構合理的轉臂 x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，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。對于 2X-A型的傳動比 時，選擇雙側板整體式轉臂。因為行星齒輪的軸承一般4baxi?安裝在行星齒輪的輪緣內。轉臂 X作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。如圖 10、圖 11所示圖 10 圖 11轉臂 X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差 可按公式計算，先已知af高速級的嚙合中心距 a=270mm[6]，則得取 =51.7??338270.5110a mf???afm?各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差 按公式計算，即?????27034.534.5.493.07101???????取 0.062=621??m?轉臂 X1的偏心誤差 為孔距相對偏差 的 ，即xe?213xm???先已知低速級的嚙合中心距 a=342mm，則得取 =55.9??338420.5910a mf???afm?各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差 按公式計算，即?????34234.5.50.57.832101??????取 0.069=691??m?轉臂 X1的偏心誤差 為孔距相對偏差 的 ，即xe?2134.5xm???3．8．5 箱體及前后機蓋的設計按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵 [7]。如圖 12、13、14 所示壁厚 40.566tdmKT???——機體表面的形狀系數(shù) 取 1t——與內齒輪直徑有關的系數(shù) 取 2.6d d_____作用在機體上的轉矩T圖 12 圖 13圖 143．8．6 齒輪聯(lián)軸器的設計浮動的齒輪聯(lián)軸器是傳動比 的內外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用1i?漸開線。選取齒數(shù)為 23 ，因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副 [8]。如圖 15圖 153．8．7 標準件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內徑選擇輸入軸承為 GB/T276-1994中的內徑為 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)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù) GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計。3.9 齒輪強度的驗算校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大 值均小于H?其相應的許用接觸應力 ，即Hp?p??3.9.1 高速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質量和剛度以及運行狀態(tài)有關，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊 [8]。故選 為 1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊 [9]。故選 為 1.8aKaK1 動載荷系數(shù) v考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.108v2 齒向載荷分布系數(shù) H?考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸應力影響的系數(shù)，該系數(shù) 主要HK?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。查表可得 ，??1HbK??????1.2b??3H?則 .213.63 齒間載荷分配系數(shù) 、HakF齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對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。查表可得 =1 ， =1HakFa4 行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數(shù)。它與轉臂 X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取 =1.4Hp5 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Hz考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。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) ，取 為 2.4952cosintaHtz???Hz6 彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E和泊松比 對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得 為 ? eZ189.807 重合度系數(shù) ?考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系tbF，故取 0.89743aZ???8 螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 ，取 為cosZ???19 最小安全系數(shù) ，minHSinF考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應根據(jù)重要程度，使用場合等。取 =1inH10 接觸強度計算的壽命系數(shù) NtZ考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt11 潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVZR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, LZV=0.991R12 齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強度尺寸系數(shù)wx考慮到經光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉過程中對調質剛的大齒輪產生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)。故選 =1，wZ=1xZ根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力 [10]，即中心齒輪 a1的 HP?=1422minlNtLVRWXHpZS?? aM行星齒輪 c1的 =1486inltLVRXpH Pa外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中 ，則12H??110AUaHPHK???，經計算可得01t EHubFZd?????12987Pa?則 ， 滿足接觸疲勞強度條件。42p?PaM22486HP?Pa3.9.2 高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核。1名義切向力 t已知 ， =3和 =153mm,則得235.aNmT?pnad?使用系數(shù) ，和動載系數(shù) 的確定方法002351960atP NFd??? aKv與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計算，即 ??1FbF??????由圖可知 =1， ，則 =1.311?1.4b??F?3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.1Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計算F??1.621.3Fp????5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.421, =2.6561faY2fa6應力修正系數(shù) s查表可得 =1.684, =1.5771sa2sa7重合度系數(shù) ?查表可得 10.7538Y??8螺旋角系數(shù) ?9計算齒根彎曲應力 f?=18711tFaAVFaFPFbmK???? PaM=18922tFaAVFaFPFY???Pa10計算許用齒根應力 p?已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps?? minF?2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如minFSTYNrelT?RrelTYx下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1， 1relT?20.95relTY??相對齒根表面狀況系 =1.043??.1.674.Rrl z???=1.0430.2relT許用應力 694 , 因此 ； ， a-c1Fp?PaM2FpPa1F?p?2F??2p滿足齒根彎曲強度條件。3.9.3 高速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核高速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 =1.272， =1.189, vKH?=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844， =1.095, =1.151, Z?hHaZ?1N2NZ=1, =1, =0.987, =0.974, =0.991, =0.982, =1.153, 1L2L1V2V1RR1W=1.153, =1, =1, =12WX2minHS計算行星齒輪的許用應力為=16771minlNtLVRWXHpZ?? paM計算內齒輪 c1的接觸許用應力=6411minlNtLVRWXHpS?pa而 = =39612H?10AUHaHPK?pa則 641 得出結論：滿足接觸強度的條件。??paM3.9.4 低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核1選擇使用系數(shù) a原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 為 1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重a沖擊。故選 為 1.8aK2動載荷系數(shù) v0.251349Vk???????????3齒向載荷分布系數(shù) H?=1.229??1HbK?????4齒間載荷分配系數(shù) 、HakF查表可得 =1.021 =1.021a5節(jié)點區(qū)域系數(shù) Hz取 =2.4952cosintaHtz???6彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E和泊松比 對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得 為 ? eZ189.807重合度系數(shù) ?考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系數(shù)tbF，故取 0.88943aZ???8螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。 ，取 為 1cosZ???計算齒面的接觸應力 代人參數(shù)110AUHaHPHK???=145112H?paM9最小安全系數(shù) ，minHSinF取 =1in10接觸強度計算的壽命系數(shù) NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2t11潤滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, LZV=0.996R12齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強度尺寸系數(shù)wZx選 =1， =1wx計算許用接觸應力=1770 ﹙中心齒輪 a2﹚1minlNtLVRWXHpZS?? paM=1525 ﹙行星齒輪2inltLVRXpH pac2﹚ 接觸強度校核：1451 ﹤ ﹙滿足接觸強度校核﹚12H??pa2Hp?3.9.5 低速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核1名義切向力 tF已知 ， =3和 =276mm,則得1623.47aNmT?pnad?使用系數(shù) ，和動載系數(shù) 的確定002.186tPa Nnd??? aKv方法與接觸強度相同。2齒向載荷分布系數(shù) FK?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計算，即 ??1FbF??????由圖可知 =1， ，則 =1.229?1.29b??F?3齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.021Fa4行星齒輪間載荷分配系數(shù) pK行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計算F??1.621.3Fp????5齒形系數(shù) faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa6應力修正系數(shù) sa查表可得 =1.630, =1.5901s2sa7重合度系數(shù) Y?查表可得 10.75.2.18Y???8螺旋角系數(shù) ?9計算齒根彎曲應力 f?=39611tFaAVFaFPFbmK???? PaM=39422tFaAVFaFPFY???Pa10計算許用齒根應力 p?已知齒根彎曲疲勞極限 =400minFSTNtrelTRrlXps?? minF?2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如inFSTYNrelT?RrelTYx下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù) 0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1，1relT?2relTY??相對齒根表面狀況系 =1.043??0.1.6740.59Rrl z???=1.043??.121.6740.529RrelTzY???許用應力 674 , 因此 ； ， a2-c2Fp?PaM28FpPa1F?p?2F??2p滿足齒根彎曲強度條件。3.9.6 低速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核低速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似 [11]。選擇 =1.051， =1.213, vKH?=189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844Z??hZHaZ?=1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V=0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS計算行星齒輪的許用應力為=17821minlNtLVRWXHpZS?? paM計算內齒輪 c1的接觸許用應力 =6651minlNtLVRWXHpZS??pa而 = =65212H?10AUaPHK?pa則 652 得出結論：滿足接觸強度的條件。??pa3．10 基本構件轉矩的計算則得中心齒輪的轉矩的關系為??12abxxTi??=1 21a aTP?214.957.08aXT?22axp??=174095496.2Tmn?1a；2.a??25843xNT3．11 行星齒輪支撐上的和基本構件的作用力在行星齒輪傳動嚙合時，基本構件及其輸出軸上不僅受到來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，在進行輸出軸和軸承計算時，該集中的作用力的大小可按下列公式計算。如： ??20.35TQD??式中 T——傳動軸上的轉矩。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 為 acF20acPTnd???高速級 11395.7acbcNF?低速級 22186acbcNF?基本構件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。 。cos1PZ znpTXdkK??式中的 ——傳動軸的直徑d——齒輪的螺旋角 ?——法面壓力角na——制造和安裝誤差的休正系數(shù)zK在 2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪 C在行星齒輪傳動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中的某個齒輪折斷，其碎塊落在內齒輪的齒輪上，當行星齒輪 C與內齒輪相嚙合時，使得 b-c嚙合傳動卡死，從而產生過載現(xiàn)象而燒壞電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當?shù)奶岣啐X輪的彎曲強度，增加其工作的重要性相當重要。3．12 密封和潤滑行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。3．13 運動仿真行星齒輪減速器裝配完成后，進行運動仿真設計，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來。把旋轉馬達安裝在輸入軸上，設置其轉速為，通過設置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉，又繞著10rpmn?行星軸自轉。同時轉臂1進行轉動。通過齒輪的傳動，帶動了輸出軸的轉動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。結論通過對行星齒輪的設計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設計有很大的不同， 計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。行星齒輪減速器的類型很多，本設計主要通過對ZX—A型的進行系列設計的。 計算兩級中主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪減速器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉臂的運動上。我以后會做更多的關于行星齒輪減速器的研究。、致謝經過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師支前鋒教授。支教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是支教授仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。 最后感謝我的母?！搓幑W院四年來對我的大力栽培。 謝謝！致謝參考文獻[1]馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動.人民教育出版社,1981.3[2] 饒振綱.行星傳動機構設計.國防工業(yè)出版社,1980.11[3] 成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版社.第四版,2002.1[4] 唐保寧，高學滿.機械設計與制造簡明手冊.同濟大學出版社,1993.7[5] 孫寶鈞.機械設計課程設計.機械工業(yè)出版社,2004.4[6]甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W技術出版社，2005.7[7]馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動設計.北京：機械工業(yè)出版社，１９８７[8]王云根.封閉行星傳動系統(tǒng).機械設計與研究，1995[9] 殷玉楓. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社， 2006[10] 孫巖, 陳曉羅, 熊涌主編. 機械設計課程設計. 北京理工大學出版社 ， 2007[11]寇尊權, 王多主編. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社 ， 2007