完整版行星齿轮减速器设计

1、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1 o2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 p

2、1 740KW ,输入转速n1 1000rpm，传动比为j p 35.5,允许传动 比偏差jp 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iD1 7.1, jo2 5进行传动。传动简图如图1所示:ppT+二二三4二二三

3、l'lC2AZ输出轴Bl3.2 配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比 p的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮3，行星齿轮Cl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a1数为17和行星齿轮数为np 3。根据内齿轮zb1 jp1 1 za1zb17.1 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i =1+ 至工=7. 0588zb 1其传动比误差i-LX.3明%ip7.1根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为Zc1Zb1 Za1 /2 43所求得的ZC1适用于

4、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 zb12= C =40 整数第二级传动比i02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 p2=ip1 1 za1, zb1= 5 1 23 = 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c1的齿数为zc1 = ( zb1 - zal ) /2 = 34实际传动比为其传动比误差za 1i = 1+ a-1 =4.957NPiip=8%zb 13.3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

5、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, F lim =340N/mm2,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42CrMo,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H lim =780N/mm2, F lim =420N/mm2 轮 B1 和 B2 的力口工精度为 7 级。3.3.1 计算高速级齿轮的模数mTiKaKfpKf YFa1按弯曲强度的初算公式，为m 3；2d z1F lim现已知7 =17,

6、Z a1F lim =340 N/2 0中心齿轮a1的名义转矩为P1740T1 9549 9549 nPn13X1000mm2355.4Nmm取算式系数Km 12.1 ,按表6-6取使用系数KA 1.6;按表6-4取综合系数kf =1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数khD 1.2,由公式可得 八 1 1.6 k，11 1.6 1.2 11.32；由表p p pd 0.8;则所得的模数m为 d'查得齿形系数Y-2.67；由表查的齿宽系数 fa18.55 mm“2355.4 1.6 1.8 1.32 2.670.8 17 17 390m 12.13 取齿轮模数为m 9mm

7、3.3.2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m 3严人”人 丫巴 现已知za2 =23,F lim =410 N/2。中心齿轮a2的名义转1dzi Flim/ mm矩Ta2= Tx 1 P1Ta1 7.0588 2355.4 16626.29n?mm取算式系数km 12.1,按表6-6取使用系数ka 1.6；按表6-4取综合系数kf =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 1.2,由公式可得kfp 1 1.6 khp 1 1 1.6 1.2 11.32;由表查得齿形系数 yfa1 2.42;由表查的齿宽系数 0.6 ；则所得的模数m为 d

8、12.4mm16626.29 1.6 1.8 1.32 2.4212.13 0.6 2323 420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11aa1c1如Za1ZC1212 17432701 1C cc cab1c11 ,ab2c2-mZb2Zc2 12 9134342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mZb1ZC119 103432702 J

9、 J 23. 4. 2低速级在两个啮合齿轮副中a2 c2, b2 c2中，其标准中心距a2为11 C C Cab2c2-mZb2Zc22 12 9134342由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位X1 0 ,大齿轮采用负变位 X2 0。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即X2 Xl, zx A型的传动中，当传动比i：x 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 XbXa 003. 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 270, zz1 z2 60根据表选择变位系数Xa 0.314Xb0.3

10、14Xc0.3143. 4. 4低速级变位系数因其啮合角仍为a 342 z z1 z2 57根据表选择变位系数Xa2 0.115Xb20.115Xc20.1153.5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 m1z1d2 m1z2d1 153d2 387d1 387d2 927基圆直径db1 d1cosad b2 d 2cosadb1 143.77db2 363.66db1 363.661db2 871.095顶圆直径dal外 啮 合dai di

11、 2m ha xida2 d2 2m ha X2dai i76.65dbi 399.35内 啮 合da2 d2 2m ha X2da2 d2 2m ha X3d a2 d fl 2a 2cm 插出d bi 399.35da2 906.33齿根圆直径df外 啮 合d fi di 2 ha c xi md f2 di 2 ha cX2 mdfi i36.i5d f2 358.85内 啮 合d" di 2 ha cX2 md f2 d a02a 02 插出d fi 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 mizi d2

12、 miz2di 276d2 408di 387d2 927基圆直径dbi dicosadb2 d2cosadbi i43.77db2 363.66dbi 363.66idb2 87i.095齿顶圆直径dai外啮 合dai di 2m ha Xida2 d2 2m ha X2dai 302.75da2 429.25内啮 合da2 d2 2m ha X2da2 d2 2m haX3d a2 d fi 2a 2c m 插 Mda2 429.25da2 i069.3i齿根圆直径df外 啮 合d f1 d1 2 ha c X1 md f2 d1 2 ha cX2 mdf1 248.75d f2 375.

13、25内 啮 合d f1 d1 2 ha c X2 md f2 da0 2a 02 插 Md f1 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 x0 0.1中等磨损程度，试求被插齿的内齿轮 卜，b2的齿圆直径。齿根圆直径df2按下式计算，即df2 da。2ao2插齿d a0 插齿刀的齿顶圆直径a 0?一插齿刀与被加工内齿轮的中心距dao mzo 2mhao xo 9 18 2 9 1.25 186.3mm高速级：d f2 da。2a 02 186.3 2 378.69 943.68mm低

14、速级：选择模数m 12mm ,盘形直齿插齿刀的齿数为17dao mZ0 2m hao X012 17 2 12 1.25 0.1236.4mmd f2 da0 2ao2 236.4 2 416.455 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dac 2a acSin已知高速级的 dac 399.35 , a ac 270和npnp 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 ac 342和np 3代入

15、，则得429.25 2 342 sin- 592.344mm 满足邻接条件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 17, Zc 43Zb 103满足公式则满足同心条件。已知低速级Za 23, Zc 34 Zb 91也满足公式则满足同心条件。Za1Zb1np1C整数Za2Zb2C 整数3. 6. 3安装条件按公式验算其安装条件，即得np2Za1Zb1np117 103340（高速级满足装配条件）Za2Zb2np223 91338（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a1x2b1a1x1b2a2x2

16、由表可得:b1a1 x13.7.1高速级啮合损失系数Pix1Pi 1x1 的确定b2a2x2P2P2 1x2在转化机构中，其损失系数x1 - -、一一一等于啮合损失系数x1 - 一 . 一 .和轴承损失系数 mx1之和。 nx1 即x1x1其中x1x1x1mma1mb1x1mb1转化机构中中心轮b1与行星齿轮c1之间的啮合损失x1ma1转化机构中中心轮a1与行星齿轮c1之间的啮合损失x1 - -一h1可按公式计算即mb1x1mb11m Z1Z2高速级的外啮合中重合度=1.584,则得x1ma12.486 fZ1 Z2式中z1齿轮副中小齿轮的齿数z2 齿轮副中大齿轮的齿数f 啮合摩1S系数，取0

17、.2 m内外啮合中重合度x1ma1112.486 0.2 =0.041=1.864，则的x1mb12.926 f1Z11Z2x1mb1112.926 0.2 =0.0080一x1即得m =0.041+0.008=0.049, x2.3.7.2低速级啮合损失系数 的确定ba1x11 61 0.049 0.957.1外啮合中重合度 =1.627x2ma2_12.554 f一mZ111=2.544 0.2 Z2231=0.03734内啮合中重合度=1.858x2ma2112.917 f mZ1Z2112.917 0.2 =0.019即得x2 mb2=0.037+0.019=0.056,a 2x24

18、0.056 0.9555则该行星齿轮的传动效率为a1x2b1b2 =0.9552 0.95=0.9074 ,传动效率高满足a1x1 a2x2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d1 276所以a1采用齿轮轴的结构先确定中心齿轮a1的结构，因为它的直径较小, 形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。按公式d 0minc3- 1123 112 0.904 101.3 mm 按照 3%-5%增大，试取 ,n .1000为125mm同时进行轴的结构设计3 ,为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形图2如

19、图2所示带有单键槽的输入轴直径确定为 125mm再过台阶1为130mm两足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设 2为150mm宽度为10mm根据轴承的选择确定d3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 0min cjp =112，艮 300mm ,带有单键槽回，与转臂2相连作为输出轴取&为300mm选才? 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所示图4图5昌 q00030go,Q十口 5 41 X O3.8.3 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

20、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j：x 4时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴

21、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 ,则得工83 a 83 270f c 1a 100010000.0517 mm 取 f =51.7 m a各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算,13 4.5 二10003 4.5、2700.0493 0.07391000取 1 0.062=62 m转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1ex231 m先已知低速级的啮合中心距 a=342mm则得83 a83 3421

22、00010000.0559 mm取 f =55.9 m a各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 1按公式计算，即3 4.510003 4.5310000.05547 0.0832取 1 0.069=69 m转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的%,即ex 于 34.5 m3. 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，具特点是结构简单，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 灰铸铁深沟球轴承。如图12、13、14所示壁厚0.56KtKd4Td 6mm

23、K t 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2.6T d 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 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 * 螺钉的选择

24、：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 o如图15图15参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8。故选K a为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击9 o故选K a为1.81动载荷系数Kv考虑齿轮的制造精度，

25、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 KH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。 K H 1 b 1 H 查表可得 b 1.12, H 3WJ K H 1 1.12 1 3 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=1 ， kFa=1 4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

26、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=1.45节点区域系数zH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zH 12cos a：osat，取ZH为2.495H . cosat sinat6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189.807重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷Ft.b的影响，而使计算接触应力减小的系 F t b7ZJ4-y ,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。ZJcos ,取z为19最小安全系数Sh

27、 min , 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 SHmin=110接触强度计算的寿命系数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的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。取 ZN1t=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

28、寸效应因素的系数。故选Zw=1, Z x=1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力10HP,即中心齿轮 a1的行星齿轮cl的H limHpZ NtZLZvZRZwZx =1422M PaSh minHpH lim _ZNtZLZvZRZwZx=1486M PaH min外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中H1 H2 ，则EZ Z，经计算可得H1H0 KaKuKh KHalKHPIH 2 987M PaPa， h 2 HP 21486 M Pa满足接触疲劳强度条件。3.9.2高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核。1名义切向力Ft已知 Ta 2355N.m, nP=3 和 d a=153mmff

29、lU得Ft20007 a 2000 2355mda3 15331960N使用系数K a，和动载系数K v的确定方法与接触强度相同。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kf 1 b 1 f由图可知 F =1, b 1.411,则 K F =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行星齿轮间载荷分配系数 KFP按公式计算Kfp 1 1.6 1.2 11.32 5齿形系数Y fa查表可得，Yfa1=2.421, Y fa2 =2.656 ia iia26应力修正系数Ysa sa=1.577查表可得Ysa1=1

30、.684, Ysa27重合度系数Y075查表可得 Y 1 0.25 0 0.723Y 11.588螺旋角系数Y 19计算齿根弯曲应力fF1 FtYFaY Y KaKvKf KFaKFP=187M PaF2 8YFa2YY KaKvKf K Fax FP=189M Pa10计算许用齿根应力aFp JnYsTYNtY relTYRrelTYx 已知齿根弯曲疲劳极限Fmin =400N/ Sf min查得最小安全系数SFmin =1.6,式中各系数丫$丁，Y NT，Y relT，丫 口同丁和Yx取值如下：0.02一 上一皿 3 106查表 Yst=2，寿命系数 Ynt= =1Nl查表齿根圆角敏感系数

31、 Y re1Tl =1， Y re1T2 。/ I eie0.1相对齿根表面状况系 YRre1Tl 1.674 0.529 Rz 1=1.0430.1YRrelT2674 0.529 Rz 1=1.043许用应力Fp1 694 M Pa , Fp2 474 MPa 因此 F1 Fp1； F2 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的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的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择Kv =1.272 , Kh =1.189,=189.8, z =1， Zh =2.495, k Ha =1.

32、098, Z =0.844 , z N1 =1.095, Zn2 =1.151, Zl1=1，Zl2=1, Zv1 =0.987, Zv2 =0.974, Z R1 =0.991, Z R1 =0.982, Zw1 =1.153,Zw2=153, Zx1 = 1，Zx2=1，SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为HplH limSh minZnZlZvZrZwZx=1677mpa计算内齿轮cl的接触许用应力H limHplZNtZ lZvZ rZwZx=641M paSh min而H1则HIH2= H0KaKuKh KHalKHP1=396M PaH2 641 M pa得出结论：满足接触强度的

33、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k a原动机工作平稳，为中等冲击。故选 Ra为IB工作机的环境恶劣，属于严重 冲击。故选Ra为I'2动载荷系数Kv0.2592kv 1.03492 200 43齿向载荷分布系数 KhKh 1 bi h=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zHJ 2coscosatLa- =2.495 cosat sinat6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189.807重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷Ft,b的影响，而使计算

34、接触应力减小的系数8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 Jcos ，取Z为1计算齿面的接触应力h 1H oJKaKuKh KHa1KHP1代人参数H1 H2=1451M pa9最小安全系数SH min ' Sf min取 Sh =1H min10接触强度计算的寿命系数 zNt取Z N1t=1.116, ZN2t=1.11711润滑油膜影响系数z L，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Z x选Zw=i, Z=1计算许用接触应力Hp1I I

35、I"：TZNtZLZVZRZWZX=1770M pa （中心齿轮 a2） Sh minHp2H lim _ZniZlZvZrZwZx=1525M paS H min（行星齿轮c2 ）接触强度校核:H, 1451M < H ,（满足接触强度校核）H 2paHp23.9.5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 a =276mnflU得Ft空叽 2000 16223.47 128628N 使用系数npda3 276k a,和动载系数Kv的确定方法与接触强度相同。2齿向载荷分布系数 Kf齿向载荷分布系数Kf按公式计算，

36、即Kf 1由图可知 F =1, b 1.229,贝k F =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KFp1.6 1.2 11.32行星齿轮间载荷分配系数Kfp按公式计算Kfp 1 5齿形系数丫 fa查表可得，Yfa1=2.531, Yfa2 =2.584 ia 1ia 26应力修正系数Ysa sa查表可得丫 sa, =1.630, Ysa2 =1.590 saisa27重合度系数Y0.750.250.7101.588螺旋角系数Y9计算齿根弯曲应力fF1,YFaYYKaKvKf KFaKFP=396MPaF2 1丫丫KaKvK

37、f KFaKFP=394M Pa10计算许用齿根应力FpFp 丫,丁丫.丫,elTYR,elTYX 已知齿根弯曲疲劳极限Fmin =400N/mmSFmin查得最小安全系数SFmin"6,式中各系数YsT，YNT，丫 relT，丫 RrelT和丫*取值如下 0.0236查表Yst=2,寿命系数 Ynt= I0-=1Nl查表齿根圆角敏感系数 Y re1Tl=1，Y re1T2 1 i elev0.1相对齿根表面状况系 YRre1Tl 1.674 0.529 Rz 1=1.0430.1YRrelT2 1.674 0.529 RZ 14043许用应力 Fp1 674M Pa， Fp2 48

38、4 M Pa 因此 F1 Fp1； F2 Fp2，a2-02 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的校核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的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似"。选择Kv =1.051 , KH =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，Zl2=1，Zv1= 0.958, Zv2=0.912,ZR1=0.996, Zr1=0.992, ZW1=1.153, ZW2=1.153, Zx1

39、= 1，Zx2=1，SHmin=1计算行星齿轮的许用应力为Hp1H limS H minZniZlZvZrZwZx=1782MpaH lim计算内齿轮c1的接触许用应力Hp1 ZmZlZvZrZwZx=665M paSh min而 H 1 H2 = H0 1 K aK U K H K HaK HP1 =652M pa则HI H2 652M得出结论：满足接触强度的条件h Ih 2pa3. 10基本构件转矩的计算TaiTx214r则得中心齿轮的转矩的关系为| a1x2Tai1 _1.1 p11P2广 4.957X7.0588Ta2Ta21：Tx21 P21Pi740T1 954995497066.

40、26mm=T a1n10001Ta9 247251.7nmm； T, 250843Nmm a 2X 23. 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,该集中的作用力的大小可按下列公式计算。如：2000TQ 0.2 0.35 D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Fac为Fac2000T anpda高速级 Fa1clFb1cl 31959.75Naici bici低速级 Fa2c2Fb2c2

41、128628 Na2 C2 b 2C2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。Fz启七一黑大式中的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K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，具碎块落在内齿轮 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。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 巾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