行星齿轮减速器设计(精编文档)

【最新整理，下载后即可编辑】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］。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=740KW，输入转速n=1000rpm,11传动比为i=35.5，允许传动比偏差应=0.1，每天要求工作16小时，要pP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。设计计算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i二7.1,i=5进行传动。传动简图如图1所示:p1 p2图1配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比i的值和按其配齿计算公式，可得

p第一级传动的内齿轮b，行星齿轮c的齿数。现考虑到该行星齿轮传11动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮a数为17和行星齿轮数为1n=3。根据内齿轮z二C-i）zp b1 p1 a1z=（7.1-1）17=103.7沁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=1+za1=7.0588

zb1其传动比误差Ai="—耳=17.1-7.°588|=5%ip 7.1根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为Z=(Z—Z)/2=43

cl bl al■■所求得的ZC1适用于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：za1za1+zb1=C=40(整数第二级传动比i为5,选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3,p2根据内齿轮zb1=(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cl的齿数为zc1=(zb1—za1)/2=34实际传动比为 i=1+za1=4.957zb1其传动比误差 Ai=”—耳=8%ip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bHlim=1400nmm,bFlim=340nmm,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bHlim=780Nmm2,bFlim=420Nmm2轮B1和B2的加工精度为7级。计算高速级齿轮的模数m按弯曲强度的初算公式，为TKKKY1AFPFyFa1©dz按弯曲强度的初算公式，为TKKKY1AFPFyFa1©dz12bFlim现已知Za117,bFlim=340o2中心齿轮a1的名义转矩为T1二9549—^二9549740二2355.4Nmm取算式系数K=12.1，按表6-6nn 3x1000 mP1取使用系数K=1.6；按表6-4取综合系数k =1.8；取接触强度计算的A fy行星齿轮间载荷分布不均匀系数k=1.2，由公式可得hpk=1+1.6G-1)=1+1.6(1.2—1)=1.32；由表查得齿形系数y =2.67；由表fp hp fa1查的齿宽系数©=0.8；则所得的模数m为=8.55=8.55(mm)“.,2355.4x1.6x1.8x1.32x2.67m=12.13—冷0.8x17x17x390取齿轮模数为m=9mm3.3.2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二：TKaKfpKf》YFai 现已知za2=23,bFlim=410N/ 。中心齿轮a23©dz12bFlim ,/mm2的名义转矩=Ta2厂=(1+P=7.0588x2355.4=16626.29n•mmx 1 a1取算式系数k=12.1，按表6-6取使用系数k=1.6；按表6-4取综合系ma数k=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数f工k=1.2，由公式可得k二1+1.6 二1+1.6(1.2-1)=1.32；由表查得齿hp fp hp形系数Y=2.42；由表查的齿宽系数©=0.6；则所得的模数m为二12.4mmfa1 二12.4mm“.J16626.29x1.6x1.8x1.32x2.42m=12.13—3 0.6x23x23x420取齿轮模数为m2二12mm啮合参数计算3．4．1高速级在两个啮合齿轮副中al-c1，bl-c1中，其标准中心距a1为a=1m(z+z)=-x12(17+43)=270a1c12 a1 c12a=1m(Z-Z)=1x9(103-43)=270b1c12 b1c123．4．2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a =1m(Z-Z)=1x12(91-34)=342b2c22 b2 c2 2a=1m(z-z)=-X12(91—34)=342b2c22 b2c22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［2］；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位(x>0),大齿轮采用负变1位(x<0)。内2齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即x=x,zx―A型的传动中，21当传动比ib>4时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负ax变位，其变位系数关系为x=x=—X<0。cba3．4．3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，z》=z+z=60根据表选择变位12系数x=0.314 x=—0.314 x=—0.314abc3．4．4低速级变位系数因其啮合角仍为a=342zE=z+z=57根据表选择变位系数12x=0.115 x=—0.115 x=—0.115a2 b2 c2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：【最新整理，下载后即可编辑】高速级项目计算公式al—cl齿轮副bl—Cl齿轮副分度圆直dl二mlzl径dl=153dl=387d2二mlz2d2=387d2=927d=dcosad=143.77d=363.661基圆直bl 1d=dcosabld=363.66,b1d=871.095径b2 2b2b2外d=d+2m\h*+x丿d=176.65啮al 1 id=d+2mQ”+x)丁ald=399.35bl合a2 2a2顶圆d=d+2m滋*+x丿d=399.35直径内a2 2 id=d—2m厂a2)h*+x丿7b1d=906.33a2d啮a2 2a3al合d=d+2a，+2C*m(插齿)a2 f1外d=d—2Vz*+c*-—X)md=136.15啮fi i (d=d—2(a1)d=358.85*+c*—X丿mf2齿根圆合f2 1a2直径df()内d=d—2(h*+C*-X丿md=358.85啮fi id=d+2aa2'G插齿)d=943.68f2合f2 a002j厶低速级：项目计算公式al—cl齿轮副bl—cl齿轮副分度圆直径dl=mlzld2=mlz2dl=276d2=408dl=387d2=927d=dcosa bi 1 1d=143.77 M 1d=363.661 bl

基圆直径d=dcosab2 2d=363.66b2d=871.095b2齿顶圆直径dal外啮合d=d+2m(*+X丿al 1 (a 1\d=d+2m(*+X丿a2 2 a 2()d=302.75丁a1d=429.25a2内啮合d=d+2mh*+X/a2 2 /a 2、d=d-2m(*+X丿a2 2 a 3d=d+2a，+2C*m(插齿)a2 f1d=429.25a2d=1069.31a2齿根圆直径df■外啮合d=d-2(*+C*-X)mf1 1 (a 1)d=d-2(*+C*-X)mf2 1 a 2()d=248.75力f1d=375.25f2内啮合d=d-2'h*+C*-X)mf1 1 a 2d=d+2a‘(插齿)f2 a0 02d=375.257f1d=1119.21f2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二9mm，盘形直齿插齿刀的齿数为18,变位系数为x=0.1（中等磨损程度），试求被插齿的内齿轮b,b的齿圆直径。012齿根圆直径d按下式计算，即d=d+2a（插齿）f2 f2 a0 02dada0插齿刀的齿顶圆直径9x189x18+2x9x1.25=186.3mmao插齿刀与被加工内齿轮的中心距02=mZ+2mao0高速级：d=d =943.68mmf2 a0 02低速级：选择模数m二12mm，盘形直齿插齿刀的齿数为17《广mZ0+2m—X0'12X17十2X12（1.25十°小236.4mmd二d+2a二236.4+2X416.455二1069.31mm（填入表格）f2a0 02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d<2a'sinnac ac np已知高速级的d=399.35aca=270和n二3代入上式，则得ac p399.35<2x270xsin-=467.64mm满足邻接条件3将低速级的d=429.25，a'=342和n=3代入，则得ac ac p429.25<2x342xsin-=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z+2z=Z已知高速级acbz二17,z二43z二103满足公式则满足同心条件。a c b已知低速级z二23,z二34z二91也满足公式则满足同心条acb件。安装条件按公式验算其安装条件，即得—an——b1=C（整数）—an——b2=C（整数）p1 p2S+91=17+103=40（高速级满足装配条件）n3p1

低速级满足装配条件）z+z23+91,Q低速级满足装配条件）―a2 b2= =38n3p2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，故传动效率为耳=耳bl耳b2a1x2 a1x1a2x2由表可得:pp耳b—i-pi申xi， 耳b2—i-p2申x2aixi p+i a2x2 p+ii23.7.1高速级啮合损失系数申xi的确定在转化机构中，其损失系数申xi等于啮合损失系数申xi和轴承损失m系数申xi之和。即申xi二工申xi+工申xin m n其中工屮xi=屮xi+屮xim mai mbi申xi——转化机构中中心轮bi与行星齿轮ci之间的啮合损失mbi申xi——转化机构中中心轮ai与行星齿轮Ci之间的啮合损失mai申xi可按公式计算即mbi(Pximbi高速级的外啮合中重合度e=1.584,则得申xi=2.486ff丄+丄mai m.zzi2式中z——齿轮副中小齿轮的齿数1z——齿轮副中大齿轮的齿数2f——啮合摩擦系数，取0.2申xi申ximai=0.0412.486x0.2f丄+—'=0.041fi743丿

内外啮合中重合度e=1.864，则的「1=2.926fx1内外啮合中重合度e=1.864，则的「1=2.926fx1mb1IZZ12申x1二2.926x0.2一—mb143103丿=0.0080即得申x1=0.041+0.008=0.049,r|—1-X0-049=°95a1x13.7.2低速级啮合损失系数申x2的确定外啮合中重合度e=1.627ma2(11]ma2(11]=(z11)+ 2.544x0.21+——1Z,I、2334丿m申x2=2.554/=0.037内啮合中重合度e=1.858ma2IZZ12ma2IZZ12二2.917x0.2[丄-—]=°.°192391丿申x2申x2=0.037+0.019=0.056,耳mb2=1--x0.056=0.955a2x2 5则该行星齿轮的传动效率为耳Jb1Hb2=0.9552x0.95=0.9074，传动a1x2 a1x1a2x2效率高满足短期间断工作方式的使用要求。结构设计输入端根据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，首先确定中心齿轮a1的结构，因为它的直径较小，d1=276所以a1采用齿轮轴的结构形式；即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。

按公式d >c3-=112^^40二112X0.904二101.3mm按照3%-5%增ominn 1000大，试取为125mm,同时进行轴的结构设计［习，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形。如图2所示图2带有单键槽的输入轴直径确定为125mm,再过台阶d为130mm满1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d为2150mm,宽度为10mm。根据轴承的选择确定d为140mm。对称安装3轴承，试确定其他各段等。如图3图3

输出端根据d >c諾=112；_1=300mm,带有单键槽［4］，与转臂2相连0min n *〃作为输出轴。取d为300mm，选择63X32的键槽。再到台阶d为12320mm。输出连接轴为310mm，选择70X36的键槽。如图4、图5所示217图50S-0'00^^09004-170技伸？217图50S-0'00^^09004-170技伸？*输出轴V I内齿轮的设计66内齿轮b1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所示图图7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［5］，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

8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—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ib4时，选择双aX侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承—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a式计算，先已知高速级的啮合中心距a=270mm[6]，则得f<±8^a=±83270二0.0517(mm)取f=51-7卩ma1000 1000各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差S1按公式计算，即51<(3-4^ =(3-4^喘=0-0493-0-0739取§1二0.062=62|^m转臂X1的偏心误差e为孔距相对偏差§1的V，即X ""§e沁―1=31卩m

x2先已知低速级的啮合中心距a=342mm,则得a-1船"需二O'0559(mmIf-55.9卩ma各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差§1按公式计算，即(3-4.5 =(3-4.5^342=0.05547-0.083210001000取§1二0.069=69呦转臂X1的偏心误差e为孔距相对偏差§1的1/，即X ""§eu1=34.5卩m

X23．8．5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，其特点是结构简单，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［7］。如图12、13、14所示壁厚§=0.56KK4T>6mmtddK——机体表面的形状系数取1tK——与内齿轮直径有关的系数K取2.6dd

作用在机体上的转矩d图图12d图图1413图143．8．6齿轮联轴器的设计浮动的齿轮联轴器是传动比i1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］。如图15图153．8．7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的深沟球轴承。螺钉的选择：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。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5H值均小于其相应的许用接触应力6Hp，即8H<8Hp3.9.1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为1.6,工作机的a环境恶劣，属于严重冲击［9］。故选K为1.8a动载荷系数Kv考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得K=1.108v齿向载荷分布系数KH0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K主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮H0轴的平行度，跑合情况等有关。K=1+G-1）卩H查表可得。=1.12，RH=3H0 b b贝寸K二1+（1.12-1）3二1.362H0齿间载荷分配系数k、kHa Fa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k=1，k=1Ha Fa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k=1.4Hp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z■2cos力折算为节圆上的法向力的系数。根据z■2cos0cosa'，取z为2.495~a 十Hvcosat2sinaI b .弹性系数Z考虑材料弹性模量E和泊松比v对接触应力影响的系数，查表可得Z为189.80重合度系数Z4—£故取0.89730的系Z=4—£故取0.89730的系Z=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厂时'取Z0为1最小安全系数S，SHminFmin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S=1Hmin10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Z=1.039，Z=1.085N1t11润滑油膜影响系数Z，Z，Z齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得Z=1，Z=0.987,Z=0.991VR12齿面工作硬化系数Z，接触强度尺寸系数Zwx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寸效应因素的系数。故选Z=1，Z=1wx根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力b[10],即中心HP齿轮a1的b 二習limZZZZZZ=1422MHpS NtLVRWX PaHmin行星齿轮c1的b _bHlimZzZZZZ=1486MHpS NtLVRWX PaHmin外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中b_b，则H1 H2b KKKKKH1 H0丫AU HB Hal HP1bH0_\F-xu^1ZZZZ，经计算可得b_b _bH0dbuHEE卩 H1 H2 Pa丫1则b<b _1422M，b<b_i486M满足接触疲劳强度条H1 Hp1 Pa H2 HP2 Pa件。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t_2355Nm，n= 齿向载荷分布系数KFB和df 齿向载荷分布系数KFBa p aF_2000L_2000x2355_31960N使用系数K，和动载系数K的确

tnd' 3x153 a vPa定方法与接触强度相同。

齿向载荷分布系数K按公式计算，即K=1+G_1)卩FFB Fp b由图可知卩F=1,9=1.411，则K=1-311b Fp3齿间载荷分配系数KFa齿间载荷分配系数K可查表K=1.1Fa Fa4行星齿轮间载荷分配系数KFp行星齿轮间载荷分配系数K按公式计算K二1+1.6(1.2-1)=1.32Fp Fp齿形系数Yfa查表可得，Y=2.421,Y=2.656fa1 fa2应力修正系数Ysa查表可得Y=1.684,Y=1.577sa1 sa2重合度系数Y£查表可得y=0.25+075=0.723£1 1.588螺旋角系数Y=1p9计算齿根弯曲应力。fFb =LtYYYKKKKK=187MF1bmFa1 £pAVFpFaFP PaF==YYYKKKKK=189MF2bmFa2£pAVFp FaFP Pa10计算许用齿根应力。Fpb YYYYY已知齿根弯曲疲劳极限FpS STNt brelT RrelTX2Fmin2Fmin查得最小安全系数S =1.6，式中各系数Y ，Y，Y，Y和YFmin ST NT brelT RrelT x

取值如下：查表齿根圆角敏感系数Y=1,5relT1查表Y=2,寿命系数Y=|产I=1ST NT查表齿根圆角敏感系数Y=1,5relT1Y二0.955relT2相对齿根表面状况系Y 二1.674-0.529（R+1）.1=1-043RrelT1 zY 二1.674-0.529（R+1）.1=1.043<b；<b；5 <b,a-cF1 Fp1 F2 Fp2许用应力b =694M,b=474M因此5Fp1 Pa Fp2 Pa满足齿根弯曲强度条件。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=1.272 , K=1.189, =189.8, Z =1,Z=2.495,TOC\o"1-5"\h\zHB B hL1K=1.098, Z =0.844,Z =1.095, Z =1.151, Z=1,L1Ha £ N1 N2Z=1,Z=0.987,Z=0.974,Z=0.991,Z=0.982,Z=1.153,L2 V1 V2 R1 R1 W1Z=1.153,Z=1,Z=1,S=1HminW2 X1 X2Hmin计算行星齿轮的许用应力为b =b^limZZZZZZ=1677MHp1S NtLVRWX paHmin计算内齿轮c1的接触许用应力b 二理mZZZZZZ=641MHp1 S NtLVRWX paHmin而b=b=bKKKKK=396MH1 H2 H0 AUHBHa1 HP1 pa

则O=Q<641M得出结论：满足接触强度的条件H1 H2pa低速级外啮合齿轮副中接触强度的校核1选择使用系数Ka原动机工作平稳，为中等冲击。故选K为1.6,工作机的环境恶a劣，属于严重冲击。故选K为1.8a2动载荷系数Kv92_92+J20092_92+J200x4_-0.25=1.034齿向载荷分布系数KH0K=1+C一1）卩H=1-229H0 b齿间载荷分配系数k、kHa Fa查表可得k=1.021k=1.021Ha Fa节点区域系数zH取z=：2cos0。cos/=2.495H cosat2sina弹性系数Ze考虑材料弹性模量E和泊松比v对接触应力影响的系数，查表可得Z为189.80e7重合度系数Z£考虑重合度对单位齿宽载荷F的影响，而使计算接触应力减小的系tb数Z ，故取0.889£ 3

螺旋角系数Zp考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数Z=Qcosp，取Z为1p p计算齿面的接触应力q=qKKK一K—K—代人参数H1 H0 AUHPHalHP1Q=Q=1451MH1 H2 pa最小安全系数S，SHmin Fmin取S =1Hmin10接触强度计算的寿命系数ZNt取Z=1.116，Z=1.117N1t N2t11润滑油膜影响系数Z，Z，ZLVR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得Z=1LZ=0.958,Z=0.996VR12齿面工作硬化系数Z，接触强度尺寸系数Zwx选Z=1，Z=1wx计算许用接触应力q=qHlimZZZZZZ=1770M（中心齿轮Hp1S NtLVRWX paa2）QHp2a2）QHp2pa二単mzzzzzz=1525m（行星SNtLpaHmin齿轮c2)接触强度校核：Q=QH1H21451Q=QH1H21451MpaHp2满足接触强度校核)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T二16223.47Nm,n=3和d'=276mm,则得2000T a2000T and'2000x16223.473x276二128628N使用系数K，和动载系数K的avPa确定方法与接触强度相同2齿向载荷分布系数KF卩齿向载荷分布系数K按公式计算，即K=i+C-J卩fF卩 FB b由图可知卩f=1，0=1.229，则K=1.229b FB3齿间载荷分配系数kFa齿间载荷分配系数K可查表K=1.021Fa Fa4行星齿轮间载荷分配系数KFp行星齿轮间载荷分配系数K按公式计算K二1+1.6(1.2-1)=1.32Fp Fp齿形系数Yfa查表可得，Y=2.531,Y=2.584fa1 fa2应力修正系数Ysa查表可得Y=1.630,Y=1.590sa1 sa2重合度系数Y£查表可得y=0.25+075=0.710£1 1.588螺旋角系数Y=1B9计算齿根弯曲应力。

FQ=二YYYKKKKK=396MF1bmFa1ePAV FP FaFP PaFPaQ=二YYYKKKKK=394MF2bmFa2ePAVFP FaFPPa10计算许用齿根应力QFpQ二巳mnYYYYY已知齿

FpQ二巳mnYYYYY已知齿

Fps STNtbrelTRrelTXFminQ —400n：mm2Fmin查得最小安全系数S =1.6，式中各系数YFmin ST根弯，Y ，NT曲疲Y，8relT劳极限Y 和YRrelT x取值如下查表Y查表Y=2,ST」3x106严寿命系数Ynt=［片丿=!§relT1查表齿根圆角敏感系数Y=1，Y=1brelT§relT1相对齿根表面状况系Y 二1.674-0.529（R+1）.1=1>043RrelT1 zY 二1.674—0.529（Rz+1）.1=1.043RrelT2 zF2 Fp2许用应力q=674M,q=484M因此5 <q；F2 Fp2Fp1 Pa Fp2 Pa F1 Fp1a2-c2满足齿根弯曲强度条件。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［11］。选择K=1.051，K=1.213, Z=189.8,Z=1,Z=2.495,v HP e PhK=1.098,Z=0.844Ha eZ=1.192,Z=1.261,Z=1,Z=1,Z=0.958,Z=0.912,N1 N2 L1 L2 V1 V2

Z=0.996,Z=0.992,Z=1.153,Z=1.153,Z=1,Z=1,S=1R1 R1 W1W2 X1 X2 Hmin计算行星齿轮的许用应力为c先limZZZZZZ=1782MHp1 S NtLVRWX paHmin计算内齿轮c1的接触许用应力=cHlimZZZZZZ=665MS NtLVRWX paHmin而c=c=cKKKKK~=652MH1 H2 H0 AUHBHal HP1 pa则c=c <652则c=c <652MH1 H2 pa3．10基本构件转矩的计算T1aT i(bib2)x2 a1x2则得中心齿轮的转矩的关系为T1Ta1r+P)G+P12=- Ta2 4.957X7.0588a2T=-_±-TTOC\o"1-5"\h\za2 i+P x22P1 740T1二9549—二9549 二7066.26mm=Ta1n 1000a11T=-247251.7nmm；T=250843Nmma2 x23．11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：

Q=(0.2-0.35)2000T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F为ac-2000TTOC\o"1-5"\h\zF= aacndf高速级低速级Pa高速级低速级F=F =31959.75Na1c1 b1c1F=F =128628Na2c2 b2c2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。。F=生 KZdcospcosan-1 znp式中的d 传动轴的直径p 齿轮的螺旋角a

nKza

nKz法面压力角制造和安装误差的休正系数在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，其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looorpm，通过设置，输入轴上的齿轮带动行星齿轮绕着中心齿轮公