行星齿轮减速器设计资料

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1、 设计背景 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=0.75 KW,输入转速3000rpm，传动比为32,每天要求工作16小时，要求寿命为10 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。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

2、传动比可分为ip1=8,ip2=4进行传动。传动简图如图1所示： 输入轴 2 二二二二三二 输出轴 图1 3.2 配齿计算 根据行星齿轮传动比i p的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮b1, 行星齿轮c1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 a 数为18和行星齿轮数为np=2。根据内齿轮zb1 =（i p1-1）za1 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+18 .|ip - i 其传动比误差&i =—— iP 根据同心条件可求得行星齿轮C

3、1的齿数为 Zc1=(Zb1-Za1)/2=54 所求彳#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： za1 zb1 — C — 54 2 第二级传动比 42为8,选择中心齿轮数为18和行星齿轮数目为3,根据内齿轮zb1 =(ip1-1 )za1 , zb1 = 18(4-1) =54再考虑到其安装条件，选择 zb1的齿数仍然为 54。 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 实际传动比为 其传动比误差 zc1 =( zb1- za1)/2=18 i =1+ Q=4 zb 1 =0% |ip - i iP 3.3 初步计算齿轮的主要参数

4、 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 2 . 2 □H lim =1400N/mm ,仃Flim =340N/mm ,中心齿轮加工精度为K级，局速级与低速 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 仃H lim =780N/mm2,仃F lim =420N/mm2轮B1和B2的加工精度为7级。

5、 3.3.1 计算高速级齿轮的模数m 工必5i1 按弯曲强度的初算公式，为m = 3 2 d Zi " F lim 现已知Za1 = 18,仃F "m =340 N/ 2。中心齿轮al的名义转矩为 a mm T1=9550*0.75/3000=2.3875Nmm 取算式系数 Km =12」，按机械设计(东北大学 2008版)表5-3取使用系数 Ka=1.6；按表6-4取综合系数kfg=1B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+「61khp-1)=1+1.6(1.2-1尸1.32 ;由表查得 齿形系数Y「=

6、2.67;由表查的齿宽系数* =0.8;则所得的模数m为 fa 1 d m =12.1 = 8.55 mm 3 2355.4 1.6 1.8 1.32 2.67 \ 0.8 17 17 390 取齿轮模数为m =9mm 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 = 3P1KA现已知za2 = 23,仃F lim =410 N/ 2。中心齿轮a2的名义转 dz1 cf lim mm 矩 Ta2 = — Tx = 1 P1T a1 =7.0588 2355.4 = 16626.29n • mm 取算式系数km=12.1,按表6-

7、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—1 )=1.32 ;由表查得齿形系数 Yfa1 = 2.42;由表查的 齿宽系数4d =0.6 ；则所得的模数m为 m =12.13 =12.4mm 0.6 23 23 420 16626.29 1.6 1.8 1.32 2.42 取齿轮模数为m2 = 12mm 3.4 啮合参数计算 3. 4. 1高速级 在两个啮合齿轮副中a1-c1, bl-cl中，其标准中心距al为

8、1 1 3a1c1-m za1 zc1 - 12 17 43 =270 0.5(54-18)*0.6=27 2 J J 2 1 1 ab1c1 =2m⑵1 — Zc1 )=/9(103 - 43) = 270 0.5(18+18)*0.6=27 3. 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 1 1 ab2c2=]m(Zb2 一左2尸万父12(91-34)=342 0.5(18+18)*1.5=27 1 1 C C C ,c ab2c2-m Zb2 Zc2 F 12 91-34 =342 0.5(54-18)

9、*1.5=27 2 2 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. 3.5 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 =m1z1 d2 =m1z2 10.8 32.4 32.4 75.6 基圆直径 dLd1cosa db2=d2cosa 10.1 30.4 30.4 71.0 齿顶圆 直径dal 外 啮 合 da1=d1+2m

10、ha* da2=d2+2m ha* 12.0 33.6 内 啮 合 da2=d2+2m ha* da3=d3-2m ha* 33.6 74.4 齿根圆直 径df 外 啮 合 Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c) 9.3 30.9 内 啮 合 Df2=d2-2m (ha*+c) df3=d3+2m (ha*+c) 30.9 77.1 3.5.2低速级: 项目 计算公式 a1 -c1齿轮副 b1 一 c1齿轮副 分度圆直径 d1 =m1z1 d2 = m1z2 27.0 27.0 27.

11、0 81.0 基圆直径 db1=d1cosa d b2 =d 2cosa 25.4 25.4 25.4 76.1 齿顶圆 直径da1 外啮 合 da1=d1+2m ha* da2=d2+2m ha* 30.0 30.0 内啮 合 da2=d2+2m ha* da3=d3-2m ha* 30.0 78.0 齿根圆直径 外 啮 合 Df1=d1-2m (ha*+c) df2=d2-2m (ha*+c) 23.25 23.25 df 内 Df2=d2-2m (ha*+c) 23.25 啮 合 df3=d3+2m (

12、ha*+c) 84.75  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 高速级按公式验算其邻接条件，即 (z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha* (18+54)*1=72>56 满足邻接条件 低速级按公式验算其邻接条件，则得 (z1+z2)sin (pi/k)>z2+2ha* (18+18)sin60=26.0>20 满足邻接条件 3. 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=18, Zc=54,Zb=126满足公式则满

13、足同心条件。 已知低速级Za=18, Zc=18 Zb=54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 za1 +zb1 =c(整数)如+如=C(整数) npi np2 za1 zb1 =S03 =40 18+126 (高速级满足装配条件) npi 3 za2 + zb2 =变型=38 18+54 (低速级满足装配条件) np2 3 3.7传动效率的计算 b1 b2 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 " " a1 x2 a1x1 a2x2 由表可得: b n a1 x1 =

14、1.^x1 3.7.1高速级啮合损失系数中 p1 1 x1 的确定 b2 n a2x2 = 1 _ p2 p2 1 x2 在转化机构中，其损失系数 x1 中等于啮合损失系数 x1 和轴承损失系数 m x1 中之和。 n x1 - x1 x1 即.=、 •、 m 其中％ x1=: •一 m x1 x1 +中 ma1 mb1 x1 甲M——转化机才^中内齿轮bl与行星齿轮cl之间的啮合损失 mb1 x1 . . , .. 中 ——转化机才^中中心轮al与行星齿轮cl之间的啮合

15、损失 ma1 x1 . 一 中 可按公式计算即 x1 <P mb1 mb1 f 1 —± — 1 m lZ1 Z2J 高速级的外啮合中重合度 =1.584, x1 则得 I ma1 , 1 = 2.486 f — m ,Z1 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 fm 啮合摩擦系数，取0.2 x1 CP ma1 = 2.486 0.2 — 17 43 —=0.041 2.486*0.2(1/18+1/54)=0.0368 ,… > . » _. „ . x

16、1 内外啮合中重合度w=1.864,则的中 mb1 .1 1 1 = 2.926 f ——十 —— mlZ1 Z2 J 队 x1 I 1 1 2』=2.926 父 0.2 ——一 =0.0080 mb1 (43 103) 2.926*0.2(1/54-1/126)=0.0062 x1 m =0.0368+0.0080=0.0448, b 1 a1 x1 61 0.049=0.95 7.1 1-7/8*0.0448=0.9608 x2 3.7.2低速级啮合损失系数中的确定 外啮合中重合度 =1.627 x2 । 1 1 1 1 1 ) 2 =2.55

17、4 f —十一 =2.544 父0.2 . 一 十一 =0.037 ma2 mlZ1 Z2; (23 34 J 内啮合中重合度 =1.858 2.544*0.2(1/18+1/18)=0.0565 x2 2 =2.917 f ————— =2.917x0.2 —— 1=0.019 ma2 m(Zi Z2j (23 91J 即得 2.917*0.2(1/18-1/54)=0.0216 x2 b2 4 =0.0565+0.

18、0216=0.0781, 1 — 0.056 = 0.955 m a2x2 1-3/4*0.0781=0.941 b1 b2 则该行星齿轮的传动效率为" =力 。 =0.9608*0.941=0.9045 ,传动效率高满 a1x2 a1x1 a2x2 足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 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 d0min 々c/R =11231Z40

19、=112M0.904 = 101.3 mm 按照 3%-5%增大，试取 d . n 1. 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。 如图2所示 带有单键槽的输入轴直径确定为 125mm再过台阶d1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 d2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3 3.8.2输出端 根据d 0min [4] 带有单键槽[] ,与转臂2相连作为输出轴 取d1为300mm选才? 63X32的键槽

20、。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 3.8.3 内齿轮的设计 内齿轮bl采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图 7、图8所示 图6 图7 3.8.4 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[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 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

21、.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/*>4时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在 ax 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=270mr6］,则得 工 83 a 83 270 f W土二^=±J——=0.0517(

22、mm )取 f =51.7 Nm a 1000 1000 1a 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差每1按公式计算，即 、a 、 270 、1 M 3 -4.5 ——=3 -4.5 = 0.0493 -0.0739 1000 1000 取、1 =0.062=62」m 转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差61的%,即 1 ex 二 31」m 先已知低速级的啮合中心距 a=342mm则得 f E±8^a =±8^342 = 0.0559( mm)取 f =55.9 Nm a 1000 1000 1a 各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差61按公式计算，即 3-4

23、.5 =3-4.5 = 0.05547 -0.0832 取、1 =0.069=69」m 转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差61的12 ,即 ex - = 34.5」m 3. 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［7］。如图12、13、14所示 壁厚=0.56k tKd4Td 一 6mm K t ——机体表面的形状系数 取1 Kd 与内齿轮直径有

24、关的系数 K d取2.6 作用在机体上的转矩 图12 Td 图14 3. 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] 如图15 图15 3. 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

25、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。 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 6 H值均小于 其相应的许用接触应力6Hp ,即6H c6Hp 3.9.1 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

26、的环境恶劣，属于严重冲击阴。故选K a为1.8 1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 Kv=1.108 2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的系数，该系数 KHB主要 与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。 KhF=1+(6 b-1)NH 查表可得日 b=1.12，NH=3 则 K H -：=1 1.12-1 3 =1.362 3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

27、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=1.4 5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 = 产。a：osa；，取ZH为2.495 h , cosat sinat 6弹性系数Z e 考虑材料弹性模量E和泊松比期对接触应力影响的系数，查表可得Ze为189.80 7重合度系数Z 8 考虑重合度对单位齿宽载荷Ft、的影响，而

28、使计算接触应力减小的系 Z ,故取 0.897 8螺旋角系数z p 考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 zb= Jcos口，取ZP为1 9最小安全系数Sh 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 =1 10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 ZNit=1.039, Zn2t=1.085 11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

29、可得Z”1, ZV =0.987, ZR=0.991 12齿面工作硬化系数Z w,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 =1 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Zw=1 根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力 口 HP[10] ,即中心齿轮 a1 二 H lim 二 Hp — ZniZlZvZrZwZx=1422M Pa Sh min 行星齿轮C1的CT Hp 二 H lim _ ZNtZLZVZRZWZx=1486M Pa H min 外啮合齿轮副 中齿面

30、接触应力的计 算中仃H1 H1-'- H0, KaKuKh I K Ha1 K HP1 Ft u 1 d1b u ZhZeZ^ZP经计算可得仃H1=。 H 2 - 987M Pa 满足接触疲劳强度条件。 则仃 H1、HP1=1422 M Pa，仃 H2〈仃 HP2=1486 M Pa 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 ； =153mmfflU得 Ft'K/卷蓍^^兆亦使用系数Ka,和动载系数Kv的确定方法与 n Pd a 接触强度相同 2齿向载荷分布

31、系数 K叩 齿向载荷分布系数 KF：按公式计算，即kf-=1 - b-1 jf 由图可知 NF =1, 19 b = 1.411,贝1J K 叩=1.311 3齿间载荷分配系数K Fa 齿间载荷分配系数 KFa可查表KFa=1.1 4行星齿轮间载荷分配系数K Fp 行星齿轮间载荷分配系数 KFp按公式计算KFp=1+1.6(1.2 —1)=1.32 5齿形系数丫 fa 查表可得，Yfa1=2.421, Y fa2 =2.656 ia 1 ia2 6应力修正系数Ysa sa 查表可得 Ys. =1.684, Ysa2 =1.577 sai sa2 7重合度

32、系数Y 查表可得 Y 1 =0.25 075 =0.723 Y 1 1.58 8螺旋角系数Y 口 = 1 9计算齿根弯曲应力仃f 「F1=FtYFaY Y KaKvKf KFaKFP=187M Pa 二 F2 *YFa2Y Y KaKvKf KFaKFP=189M Pa 10计算许用齿根应力仃 Fp 仃Fp=》nYsTYNtY6elTYR「elTYx已知齿根弯曲疲劳极限仃Fmin =400N/ mm2 Sf min 查得最小安全系数SFmin =1.6,式中各系数YsT，YnT，丫袅汗，Y 口同丁和丫*取值如下: 0.02 — — 3 106 查表YsT=2,寿命系

33、数丫nt= 10- | =1 < Nl ) 查表齿根圆角敏感系数丫那1T1=1, 丫产2 = 0.95 0.1 相对齿根表面状况系 YRre1T产1.674-0.529 Rz 1 =1.043 0.1 YRre1T2 = 1.674 - 0.529 Rz 1 =1.043 许用应力。Fp1=694M pa，仃 Fp2 =474 M pa 因此 6 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

34、级外啮合齿轮副中的强度相似。选择 Kv =1.272 , KHp=1.189, =189.8, Zp=1, Zh=2.495, K 山二1.098, Z『0.844 , Zni =1.095, ZN2=1.151, Z L1 =1, ZL2=1, Zv1 =0.987, Zv2 =0.974, Z R1 =0.991, Z R1 =0.982, Zw1 =1.153, ZW2=1.153, ZX1 = 1, ZX2=1, SHmin=1 计算行星齿轮的许用应力为 二 H lim 二 Hp1=-^ —ZNtZLZvZRZwZx=1677M pa Sh min 计算内齿轮c1的接触许用应

35、力 二 H lim 二 Hp1=^—ZNtZ lZvZ rZwZx=641M pa Sh min 而；二 h 1 一二 H 2 =二 H 0 , K aK U K H I K Ha1 K HP1 =396 M Pa 则。H1 =仃H2 <641 M pa得出结论：满足接触强度的条件。 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ka 原动机工作平稳，为中等冲击。故选 Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重 冲击。故选Ka为1.8 2动载荷系数Kv 0.25 kv = = 1.034 92 一 [ 92 +,200m 4. 3齿向载荷分布

36、系数 KHp Kh =1「b-1」H =1.229 4齿间载荷分配系数kHa、kFa 查表可得 kHa4021 kFa=1.021 5节点区域系数zH 2cos !■■ cos。* 取 7H ； a2 a =2.495 :cosat sin at 6弹性系数z e 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 e为189.80 7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数 4 - 3 a ,故取 0.889 8螺旋角系数z 口 考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 zp = JcosB ,取Zp为1

37、 计算齿面的接触应力仃H1=。H0 JK aK U K H 0K Ha1K HP1代人参数 二 H1 =二 H2=1451M pa 9最小安全系数Sh . , Sf . DH min , DF min 取 q h =1 ^S H min 10接触强度计算的寿命系数 zNt 取ZN1t=1.116，ZnJ1」17 11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, ZV =0.958, Z R=0.996 12齿面工作硬化系数 Zw,接触强度尺寸系数z 选 Zw=1，Zx = 1 计算许用接触应力 H

38、p1 二 H lim Sh min ZNtZLZVZRZWZX=1770M pa （中心齿轮 a2） 接触强度校核: 二 H lim _ Hp2 一 Z NiZlZvZrZwZx =1525M pa S H min （行星齿轮c2 ） 仃H2 1451 M pa < 0rHp2（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的校核 1名义切向力Ft 已知 Ta =16223.47N.m , np =3 和d 'a =276mmflU得 Ft=TTa =陋怎干=128628N使用系数Ka,和动载系数Kv的确定方 nPd a 法与接触强度相

39、同。 2齿向载荷分布系数 K叩 齿向载荷分布系数 kf-：按公式计算，即kf-： = i • [ b-1」f 由图可知NF =1,日b = 1.229,则K叩=1.229 3齿间载荷分配系数KFa 齿间载荷分配系数 K Fa可查表K Fa =1.021 4行星齿轮间载荷分配系数K FP 行星齿轮间载荷分配系数 KFp按公式计算KFp = 1+1.6（1.2-1） = 1.32 5齿形系数丫 fa 查表可得，Yfa1=2.531, Yfa2 =2.584 6应力修正系数Ysa sa 查表可得 Ys. =1.630, Ysa2 =1.590 sai sa2 7重合

40、度系数丫 0 75 查表可得V” 0.25 - 0.710 Y 1 1.58 8螺旋角系数Yp = 1 9计算齿根弯曲应力仃f ”"累YFaY Y KaKvKf K FaKFP=396M Pa F2 - FtYFa2Y Y K aKvK F K FaK FP =394M Pa 10计算许用齿根应力仃 FP CT 二 Fp 二一 但YSTYNY&lTYRrelTYx已知齿根弯曲疲劳极限仃 SFmin Fmin =400N mm? 查得最小安全系数SFm^ =1.6,式中各系数Yst，Ynt，丫.，丫 RrelT和丫*取值如下 查表丫 ST =2

41、,寿命系数Y Nt 0.02 3M106 ' =1 查表齿根圆角敏感系数丫、.所1 =1, y、•问T2 = 1 相对齿根表面状况系丫 RrelT 1 = 1.674-0.529 Rz 1 0.1 0.1 =1.043 YRrelT2 =1.674-0.529 Rz 1 =1.043 许用应力仃 FP1=674M Pa, 仃 Fp2 = 484 M Pa 因此 6 F1<。Fp1； F2 < Fp2，a2—c2 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

42、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Kv =1.051 , KHp=1.213, Z =189.8, z =1, Zh=2.495, k Ha =1.098, Z =0.844 Z n1=1.192, Zn2 =1.261, Zl1=1, z l2=1, Zv1= 0.958, Zv2=0.912, Zr1=0.996, Zr1=0.992, ZW1=1.153, ZW2=1.153, Zx1 = 1,Zx2=1, SHmin=1 计算行星齿轮的许用应力为 二 H lim 二 Hp1 S H min ZmZlZvZrZwZx=17

43、82m pa 计算内齿轮c1的接触许用应力仃Hp1 = lim Z NtZ lZ vZ rZwZ X =665 M pa Sh min 而二 H 1 =二 H2 =二 H0 \ K aK U K H |.：K Ha〔K HP1 =652M pa 则仃hL仃H2 <652M Da得出结论：满足接触强度的条件 -H I - H 2 pa 3. 10基本构件转矩的计算 Ta1 1 _ - . b1b2 I x2 i a1x2 则得中心齿轮的转矩的关系为 Ta1 1 =_ 1 1 p1 r p2 Ta2--4.957X7.0588Ta2 1

44、Ta2 = Tx2 1P2 P1 T1 =9549 9549 n1 740 1000 -7066.26mm=T a1 「2 = -247251.7nmm ; T、2 = 250843Nmm a 2 X 2 3 . 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： 2000T Q = 0.2-0.35 - 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

45、型中，中心齿轮a作用在行星齿轮c上的切向力F ac为F ac = -2000T a ac ac npda 高速级 F a1cL F b1c1 = 31959.75N aici bici 低速级 Fa2c2 = Fb2c2 =128628N 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。 2T d cos : cosa 式中的d ——传动轴的直径 一：一一齿轮的螺旋角 an 一一法面压力角 K z——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，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。