(完整word版)行星齿轮减速器设计

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p1740KW，输入转速n11000rpm,传动比为ip35.5,允许传动比偏差iP0.1,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。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ip17.1,ip25进行传动。传动简图如图1所示：C2AlZc1Zb1Za1f243Cl^77ZJ輪入琳El图13.2配齿计算根据2X-A型行星齿轮传动比ip的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮b，行星齿轮ci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nP3。根据内齿轮Zb1ip1iZa1Zb17.1117103.7103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+=7.0588zb1其传动比误差i=山="7.°588=〈％ip7.1根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为所求得的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:整数za1zb12第二级传动比ip2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zb1ip11za1,zb1二5123二92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—zal)/2=34实际传动比为za1i=1+=4.957zb1其传动比误差ipii==8%ip3.3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Hlim=1400Nmm2,Flim=340Nmm2,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Hlim=780Nmm2,Flim=420Nmm2轮B1和B2的加工精度为7级。3.3.1计算高速级齿轮的模数m「KaKfpKfYFa1TOC\o"1-5"\h\z按弯曲强度的初算公式，为m3；2YdZ1Flim现已知乙述=17,Flim=340N20中心齿轮a1的名义转矩为a1/mmP1740T1954995492355.4Nmm取算式系数Km12.1，按表6-6取使用3X1000m系数KA1.6;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khp1.2，由公式可得kfp11.6血111.61.211.32;由表查得齿形系数Yfa12.67;由表查的齿宽系数d0.8;则所得的模数m为12.132355.41.61.81.322.670.817173908.55mm取齿轮模数为m9mm332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m3JTiKaKfPKfYFa1现已知za2=23,Flim=4102。中心齿轮a2的名义转*Fiim/mm矩Ta2=Tx1P1Ta17.05882355.416626.29n?mm取算式系数km12.1,按表6-6取使用系数ka1.6;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khP1.2,由公式可得kfp11.6khp111.61.211.32;由表查得齿形系数丫简2.42;由表查的齿宽系数0.6;则所得的模数m为d12.1316626.291.61.81.322.4212.4mm0.62323420取齿轮模数为m212mm3.4啮合参数计算3.4.1高速级在两个啮合齿轮副中a1c1，b1c1中，其标准中心距a1为aa1c11m2Za11v1-121743Zc12270ab1c11m2Zb11Zc119103432703.4.2低速级在两个啮合齿轮副中a2c2,b2c2中，其标准中心距a2为TOC\o"1-5"\h\z11ab2c22mZb2Zc2212913434211ab2c2mZb2Zc2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X10，大齿轮采用负变位X20。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即x2x1，zxA型的传动中，当传动比j：x4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XcXbXa0°3.4.3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a270，zz1z60根据表选择变位系数Xa°・314Xb°.314Xc°・3143.4.4低速级变位系数因其啮合角仍为a342z乙Z257根据表选择变位系数Xa20.115Xb20.115Xc20.1153.5几何尺寸的计算对于双级的2xA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a1c1齿轮副b1c1齿轮副分度圆直径d1m1z1d1153d1387d2m1z2Id2387d2927基圆直径db1d1cosadb1143.77db1363.661db2d2COSadb2363.66db2871.095顶圆外啮合dalda2did22mha2mhaXiX2daidbii76.65399.35直径dal内da2d22mhaX2dbi399.35啮合da2d22mhaX3da2906.33da2dfi2a2cm插齿外啮dfldi2hacXimdfii36.i5齿根圆直径df合df2di2hacX2mdf2358.85内啮dfldi2hacX2mdfi358.85合df2dao2a02插齿df2943.683.5.2低速级:项目计算公式aici齿轮副bici齿轮副dimizidi276di387分度圆直径d2miz2d2408d2927基圆直径dbidicosadbii43.77dbi363.66idb2d2c0Sadb2363.66db287i.095外啮合daidi2mhaXidai302.75齿顶圆da2d22mhaX2da2429.25直径dai内啮da2d22mhaX2da2429.25合da2d22mhaX3da2i069.3ida2dfi2a2cm插齿外啮df1d12hacX1mdf1248.75齿根圆直径合df2d12hacX2mdf2375.25df内啮df1d12hacX2mdf1375.25合df2da02a02插齿df21119.213.5.3关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算已知模数m9mm,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，b2的齿圆直径。齿根圆直径df2按下式计算，即df2da02g02插齿da0插齿刀的齿顶圆直径a02插齿刀与被加工内齿轮的中心距da。mz02mhaoX0918291.25186.3mm高速级：df2da02a02186.32378.69943.68mm低速级：选择模数m12mm，盘形直齿插齿刀的齿数为17daomZ02mhaoX012172121.250.1236.4mmdf2dao2a02236.42416.4551069.31mm（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dac2aacsin—已知高速级的dac399.35,aac270和np3代入上式，则得399.352270sin467.64mm满足邻接条件3将低速级的dac429.25，aac342和np3代入，则得他252342sin3592・344mm满足邻接条件Z1Z2zc433.6.2同心条件按公式对于高度变位有Za2ZcZb已知高速级Za17,Zb103满足公式则满足同心条件。已知低速级Za23,Zc34Zb91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Za1Zb1C整数Za2Zb2C整数np2Za1Zb117103340（高速级满足装配条件）Za2Zb2np22391338（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由表可得:b1a1x13.7.1咼速级啮合损失系数P1x1P11x1的确定b2a2x2P2P21x2在转化机构中，其损失系数x1等于啮合损失系数x1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x1b1可按公式计算即mb1x1mb11mZ1Z2高速级的外啮合中重合度=1.584,则得x1ma1112.486f一一m齿轮副中小齿轮的齿数式中Z1z—齿轮副中大齿轮的齿数f——啮合摩擦系数，取0.2m内外啮合中重合度x1ma12.4860.2丄丄=0.0411743=1.864,则的x1mb12.926fm1Z11Z2x1mb12.9260.2——=0.008043103x1即得=0.041+0.008=0.049,mx23.7.2低速级啮合损失系数的确定ba1x11黑°.°49°95x212.554f1=2.5440.211=0.037ma2mZ1Z22334内啮合中重合度=1.858x2.11112.917f2.9170.2=0.019ma2mZ1Z22391即得x2b24=0.037+0.019=0.056,1-0.0560.955ma2x25外啮合中重合度=1.627则该行星齿轮的传动效率为a1x2b1b2=0.95520.95=0.9074，传动效率高满足a1x1a2x2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，d1276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d0min11274010001120.904101.3mm按照3%-5%增大，试取为125mm同时进行轴的结构设计⑶，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d1为130mm满足密圭寸元件的孔径要求。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£oX-L3BI|ODOS|图3ns-TIJ-hlk-。3.8.2输出端根据d叶in寸扌=112^Pj300mm，带有单键槽⑷，与转臂2相连作为输出轴取d1为300mn，选择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5R31-/541L亠L—：善°003SQ0+0541XO3.8.3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⑸，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：x4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f83Jfa100083270门0.10000517mm取f=51.7ma各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即、、a、270134.534.50.04930.073910001000取10.062=62m转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的%，即ex丁31m先已知低速级的啮合中心距a=342mm则得fa8U送0.0559mm取f=55.910001000a各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计算，即34.5100034.5上0.055470.08321000取10.069=69m转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的%，即ex134.5m23.8.5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⑺。如图12、13、14所示壁厚0.56心心4阮6mmKt――机体表面的形状系数取1Kd——与内齿轮直径有关的系数Kd取2.6Td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。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HHp3.9.1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Ka为1.6,工作机的环境恶劣，属于严重冲击［9］。故选Ka为1.8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。KH1b1H查表可得b1.12，H3则KH11.12131.362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=14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=1.45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2cosajsat，取zh为2.495[10]cosatsinat6弹性系数Ze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Ftb的影响，而使计算接触应力减小的系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。Zcos，取Z为19最小安全系数SHmin，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ZL，Zv，ZR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得ZL=1，ZV=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寸效应因素的系数。故选Zw=1,Zx=1根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力HP，即中心齿轮a1的HpHlimZNtZLZVZRZWZx=1422MPaShmin行星齿轮cl的HpHlimZniZlZvZrZwZx=1486MPaHmin外啮合齿轮副中齿面接触应力的计H1H2，则H1H0KhkHa1KHP1则H1Hp1ZhZeZZ，经计算可得H1H2987MPa1422MPa，H2HP21486MPa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Ta2355N.m，门p=3和da=153mm则得卩七竺匸2°°°235531960N使用系数Ka，和动载系数Kv的确定方法与d3153a接触强度相同。2齿向载荷分布系数k齿向载荷分布系数Kf按公式计算，即Kf1b1F由图可知F=1,b1.411，则Kf=1.3113齿间载荷分配系数kFa齿间载荷分配系数KFa可查表K刊=1'Fa4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K-11.61.211.32FpFp5齿形系数Yfa查表可得，丫fa1=2.421,丫fa2=2.6566应力修正系数Ysa查表可得Ysal=1.684,Ysa2=1.5777重合度系数Y查表可得Y10.250750.723TOC\o"1-5"\h\zY11.588螺旋角系数丫19计算齿根弯曲应力fF1±YFaYYKaKvKfKFaKFP=187MPaF2FmtYFa2YYKaKvKfKFaKFP=189MPa10计算许用齿根应力cFpFminSfmin丫STYNtYrelT丫RrelTYX已知齿根弯曲疲劳极限Fmin=400nmm查得最小安全系数SFmin=1.6,式中各系数YST，丫NT，丫relT，YRrelT和Yx取值如下:查表Yst=2，寿命系数Ynt0.02=3106=1Nl查表齿根圆角敏感系数YrelT1=1，YrelT20.95相对齿根表面状况系yRrelT10.11.6740.529Rz1=1.043YRrelT20.11.6740.529Rz1=1.043许用应力Fp1694MPa,Fp2474MPa因此F1Fp1；F2Fp2，衣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,kHa=1.098,Z=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=〔计算行星齿轮的许用应力为Hp1HlimShminZNtZlZvZrZwZX=1677Mpa计算内齿轮cl的接触许用应力Hp1HlimShminZNtZlZvZrZwZX=641MpaH2=HO.KaKuKhKHa1KHP1=396MpaH2641Mpa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1.82动载荷系数Kvkv9292\20040.251.0343齿向载荷分布系数KhKh1b1H=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zhJ2coscosat才=2.495cosatsinat6弹性系数Ze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尸讣的影响，而使计算接触应力减小的系数，故取0.8898螺旋角系数z9最小安全系数Shmin，min计算齿面的接触应力H1H0、KaKuKhKHa1KHP1代人参数考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。Zcos，取Z为1H1H2=1451Mpa取SHi=1Hmin10接触强度计算的寿命系数ZNt取ZN1t=1.116，ZN2t=1.11711润滑油膜影响系数zL，ZV，ZR齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。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Zx选Zw=1，Zx=1计算许用接触应力Hp1HlimShminZNtZlZvZrZwZx=1770mpa（中心齿轮a2）Hp2HlimSHminZNtZlZvZrZwZX=1525Mpa（行星齿轮c2）接触强度校核:H21451MVpaHp2（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已知丁玄16223.47N.m,np=3和da=276mmt则得Ft200叮a200016223.47npda3276128628N使用系数Ka，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，即Kf1b1F由图可知F=1,b1.229，则Kf=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行星齿轮间载荷分配系数Kfp按公式计算Kfp1=61.211.325齿形系数Yfa查表可得，丫fa1=2.531,丫fa2=2.5846应力修正系数丫阴查表可得Ysa1=1.630,Ysa2=1.5907重合度系数Y075查表可得Y10.250—0.71011.588螺旋角系数丫19计算齿根弯曲应力fF1F2EibmYFaYYEibmYFa2YYKaKvKfKFaKFP=396MPaKaKvKfKFaKFP=394MPa10计算许用齿根应力FpFpFminSFminYstYNtYrelTYRrelTYx已知齿根弯曲疲劳极限Fmin=4oonmm查得最小安全系数SFmin=1.6,式中各系数YsT，YnT，YrelT，丫只聞和丫乂取值如下0.022彳门6查表YsT=2，寿命系数ynT=——10=1Nl查表齿根圆角敏感系数丫relT1=1，Y冋T210.1相对齿根表面状况系yRrelT11.6740.529Rz1=1.0430.1YRrelT21.6740.529RZ1九043许用应力Fp1674MPa,Fp2484MPa因此F1Fp1；F2Fp2，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，Kh=1.213,Z=189.8,Z=1,Zh=2.495,KHa=1.098,Z=0.844ZN1=1.192,Zn2=1.261,Zl1=1,Zl2=1,Zv1=0.958,Zv2=0.912,Zr1=0.996,Zr1=0.992,Zw®.153,Zw2=1.153,Zx1=1,Zx2=1,SHmin^计算行星齿轮的许用应力为Hp1HlimSHminZNtZLZVZRZwZx=1782Mpa计算内齿轮c1的接触许用应力HP1十叵ZmZlZvZrZwZx=665MpaShmin而H1H2=H0KaKuKhKHa1KHP1=652Mpa则H1H2652mpa得出结论：满足接触强度的条件。3.10基本构件转矩的计算TaiTx2bib2■iaix2则得中心齿轮的转矩的关系为Tai1十=1十1pi1p2Ta2=4.957X7.0588Ta2Ta2T19549P9549二0n110007066.26mm=Ta1Ta2247251.7nmm；Tx2250843Nmm3.11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:0.20.352000TD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Fac200叮anpda低速级Fa2c2Fb2c2128628N高速级卩讥1Fb1c131959.75N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Fz2Tx&dcoscosa„np11Kz式中的d——传动轴的直径――齿轮的螺旋角an法面压力角Kz—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ni1000rpm，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进行转动。通过齿轮的传动，带动了输出轴的转动。最后保存为AVI的格式动画，可以对外输出。3,*樹1戶匹1忌详吧n»曲'2UK犧出曲妆口》Ptb・5*<■'：i片便尾5hdan祁"li曲U骨岳底定：|吊开⑺跌A)±血Itrnptis■*=-生认』*XLd；＞b结论通过对行星齿轮的设计过程的熟悉，与传统的减速器的设计有很大的不同，计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点。行星齿轮减速器的类型很多，本设计主要通过对zx—A型的进行系列设计的。计算两级中主要参数，确定主要零件的各部位的尺寸。通过对每个零件的建模再进行组装。通过对行星齿轮减速器的设计，基本熟悉设计的一般流程。理解行星减速器的工作原理。对于传递转矩要求高的行星齿轮减速器，行星齿轮中应当安装滑动轴承，输入轴应尽量避免采用齿轮轴的形式。行星齿轮的安装较为复杂。在设计中，同时由于本人能力和经验有限，在设计过程中难免会犯很多错误，也可能有许多不切实际的地方，个人觉得设计行星减速器的工艺要求很高，在装配零件图较为复杂。运动仿真主要困难在于行星齿轮与转臂的运动上。我以后会做更多的关于行星齿轮减速器的研究。致谢经过半年的忙碌和工作，毕业设计接近了尾声，在这段时间中我所做的工作是比较肤浅的，很多方面由于知识跨度较大，我的设计方面的基础显得很欠缺，所以遇到了不小的困难。在论文写作的关键步骤上，导师给了我很大的帮助和指导，同时在学习的每一个细节上都为我考虑得很周到，论文能够完成，首先要感谢的是我的导师支前锋教授。支教授平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，收据分析等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计分析较为复杂烦琐，但是支教授仍然细心地纠正分析过程的错误，让我少走了很多弯道。除了敬佩支教授的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作在本文的完成过程中，我还要感谢的是在大学期间给我授过课的老师，正是他们出色的工作使我掌握了较为扎实的基础知识，本课的研究中我多次得益于大学阶段的学习。本文所引用文献的作者也给我了很大的帮助，正是他们做在前面的工作使我在做这个课题的时候有很多资料可以借鉴，有很多前人的方法可以参考，他们的工作大大的丰富了我的思路，给我了很多有益的启示。然后，感谢我的家人。是他们在挫折时，给与我信心与前进的动力；是他们在快乐时，分享我的喜悦。感谢所有关心和帮助过我的人。最后感谢我的母校一淮阴工学院四年来对我的大力栽培。谢谢！致谢参考文献冯澄宇.渐开线少齿差行星传动.人民教育出版社,1981.3饶振纲.行星传动机构设计.国防工业出版社,1980.11成大先.机械设计手册.化学工业出版社.第四版,2002.1唐保宁，高学满.机械设计与制造简明手册.同济大学出版社,1993.7孙宝钧.机械设计课程设计.机械工业出版社,2004.4甘永立.几何量公差与.上海科学技术出版社，2005.7马从谦，陈自修.渐开线行星齿轮传动设计•北京：机械工业出版社，1987王云根.封闭行星传动系统.机械设计与研究，1995殷玉枫.机械设计课程设计.机械工业出版社，2006孙岩,陈晓罗,熊涌主编.机械设计课程设计.北京理工大学出版社2007寇尊权,王多主编.机械设计课程设计.机械工业出版社，2007