第一章緒論1.1行星齒輪傳動的發(fā)展歷史行星齒輪在我國已有了許多年的發(fā)展歷史，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。無論是設計理論方面，還是試制和應用實踐方面，均得了較大的成就，并獲得了許多研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著科技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)達國家引進了大量的先進設備和技術，進過我國科技人員的不斷吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，是我國行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。行星齒輪減速機主要傳動結構為：行星輪，太陽輪，外齒圈。行星減速機因為結構原因，單級減速最小為3,最大一般不超過10，常見減速比為：3.4.5.6.8.10，減速機級數(shù)一般不超過3,但有部分大減速比定制減速機有4級減速。相對其他減速機，行星減速機具有高剛性、高精度（單級可做到1分以內）、高傳動效率（單級在97%-98%）、高的扭矩/體積比、終身免維護等特點。因為這些特點，行星減速機多數(shù)是安裝在步進電機和伺服電機上，用來降低轉速，提升扭矩，匹配慣量。行星減速機額定輸入轉速最高可達到18000rpm（與減速機本身大小有關，減速機越大，額定輸入轉速越小）以上，工業(yè)級行星減速機輸出扭矩一般不超過2000Nm，特制超大扭矩行星減速機可做到10000Nm以上。工作溫度一般在-25°C到100C左右，通過改變潤滑脂可改變其工作溫度。起重機用雙速差動行星齒輪減速裝置是自由度為1的差動輪系所得到的單自由度行星齒輪減速裝置，該變速器由兩個行星輪系組成，該行星齒輪減速裝置采用兩級變速，使起重機在不同的載荷下不同的速度，滿足工作需要。同時，行星齒輪傳動具有體積小、結構緊湊、傳動功率大、承載能力高等優(yōu)點，并且只要選擇行星傳動的類型和配齒方案，便可利用少數(shù)幾個齒輪而得到很大的傳動比。此外，行星齒輪傳動由于它的三個基本構件都可以轉動，故可以實現(xiàn)運動的合成與分解，以及有級和無級變速傳動等復雜的運動。世界上一些先進的工業(yè)國家，如西德、日本、英國、美國等，在行星齒輪傳動的研究、生產(chǎn)制造和應用等方面均處于領先水平。

1880年德國第一個行星傳動齒輪裝置的專利出現(xiàn)。19世紀以來，隨著機械工業(yè)特別是汽車和飛機工業(yè)的發(fā)展，對行星傳動齒輪的發(fā)展有很大影響。1920年首次成批制造出行星傳動齒輪傳動裝置，并首先用作汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星傳動齒輪傳動裝置。二次世界大戰(zhàn)后，高速大功率船艦、透平發(fā)電機組、透平壓縮機組、航空發(fā)動機及工程機械的發(fā)展，促進行星齒輪傳動的發(fā)展。高速大功率行星齒輪傳動廣泛的實際應用，于1951年首先在德國獲得成功。1958年后，英、意、日、美、蘇、瑞士等國亦獲得成功，均有系列產(chǎn)品，并已成批生產(chǎn)，普遍應用。英國Allen齒輪公司生產(chǎn)的壓縮機用行星減速器，功率25740KW；德國Renk公司生產(chǎn)的船用行星減速器，功率11030KW.低速重載行星減速器已由系列產(chǎn)品發(fā)展到生產(chǎn)特殊用產(chǎn)品，如法國Citroen生產(chǎn)用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量達125t，輸出轉矩3900；kNm；我國從20世紀60年代開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976.世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息工業(yè)化，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動以達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得長足的進步。隨著生產(chǎn)的不斷發(fā)展，制造技術的不斷進步，以及行星齒輪傳動在設計上日趨完善，從而使行星齒輪傳動至今已達到了較高的水平。目前漸開線行星齒輪傳動圓周速度達160?200米/秒，傳遞功率達100000馬力，效率達0.98以上，齒輪噪音達85分貝以下，并且外廓尺寸小，重量輕，它比同等工作條件下的定軸齒輪傳動外廓尺寸和重量減小1/2?1/6。表1列出了Delaval公司生產(chǎn)的傳動比i=7.15,N=6000馬力的行星齒輪減速箱與該工作條件下的一般定軸齒輪減速箱的比較情況。行星齒輪傳動與一般齒輪傳動在相同條件下，圓周速度也較小，故傳動載荷比一般齒輪也小些，并且行星齒輪傳動還具有工作可靠，同軸傳動等一系列優(yōu)點。表1行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比較項 目行星齒輪減速箱一般定軸齒輪減速箱總重量（kg）34716943高 度（m）1.311.80長 度（m）1.291.42寬 度(m)1.352.36體 積（m3）2.296.09損失功率（kw）0.180.41齒 寬（m）8195圓周速度（m/s）42.799.4目前行星齒輪傳動不僅適用于高速大功率，而且在低速大扭矩設備上也已推廣應用，它幾乎適應于一切功率、速度范圍和一切工作條件，成為世界各國齒輪傳動發(fā)展之重點。漸開線行星齒輪傳動已被廣泛應用于船艦主減速器，汽車、坦克和拖拉機的差速器，活塞式和渦輪螺旋槳式航空發(fā)動機與直升飛機中帶動螺旋槳的行星傳動，以及波音一一菲托CH——1T前旋翼驅動行星齒輪箱和貝爾VH——1D主旋翼驅動行星齒輪減速器，燃氣輪機、高速汽輪機和透平鼓風機及壓縮機的行星齒輪增速箱和減速箱，以及工程機械等產(chǎn)品上。我國從1968年起，先后在有關單位試制成功列車電站燃氣輪機（N=3000千瓦），工業(yè)用高速汽輪機（N=500千瓦）和萬立米制氧透平壓縮機（N=6300千瓦）的行星齒輪箱。為了推廣行星傳動，有一機部組成了NGW系列工作組，由西安重機研究所、銀川通用機械廠、荊州減速機廠和各中性機械廠等二十幾個單位于1974年制定了NGW（2K-H）型漸開線行星齒輪減速器的部標準。目前漸開線行星齒輪傳動在國內已逐漸受到重視，并推廣其應用。我國是從20世紀60年代起開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000kW）/高速汽輪機（500kW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300kW）的行星齒輪箱，低速大轉矩的行星減速器也已批量生產(chǎn)，如礦井提升機的XL-30型行星減速器（800kW）。世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設備引進，技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得長足的進步。1.2行星齒輪傳動的發(fā)展趨勢（1） 向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。行星齒輪箱傳遞的功率將與日俱增，但是機組功率的繼續(xù)增大，目前受優(yōu)越工藝因素的限制，主要是沒有與齒輪尺寸進一步增大相適應的高精度切齒機，另一方面則是梅雨齒輪直徑大于6米的熱加工鍛造設備。因此需進一步研制大尺寸的高淬硬齒輪切削用的高剛性高精度滾齒和插齒機，以及高精度和超硬切齒刀具和檢驗儀器。在設計方面，則應著重于擦傷強度的研究，制定出齒輪擦傷強度的計算公式，并對齒輪本體和箱體的變形、應力計算進行研究。隨著高速的發(fā)展，目前對行星齒輪傳動的動力學研究還很不夠，特別是與公害有關的振動和噪音的研究。隨著電算技術的發(fā)展，還應用有限元法制定出應用電子計算機進行齒輪設計和加工精度的計算方法，用電算解決參數(shù)選擇最優(yōu)化。此外，還必須對內齒圈的固定方法，齒面接觸應力、齒根彎曲應力、齒輪加工工藝、均載機理及其裝置、齒輪潤滑等進行研究，還應大量開展行星齒輪傳動的試驗研究工作，例如：實際負荷運轉試驗，齒輪應力狀態(tài)、效率、溫升、振動、噪音、潤滑等各種性能試驗，壽命試驗，破壞試驗等。例如年產(chǎn)300Kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為22065kw；大型水泥球磨機所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉矩高達4150kN.m。在這類產(chǎn)品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料及熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。（2） 向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。多年來一直需要一種傳遞大功率、高效率、變速比的傳動裝置（無級變速），即輸入速度是固定的，輸出速度是可調的。實現(xiàn)無級變速，對行星齒輪傳動來說，就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉動并傳遞功率，這只要在原先行星齒輪傳動裝置中對原來固定的基本構件附加一個轉動，就能使輸出轉速有所增減而成為行星齒輪無級變速器?，F(xiàn)已制成能傳遞2000Psi以上的無級變速齒輪箱。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉動并傳遞功率，這只要對原行星結構中固定的構件加一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就成為無級變速器。（3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。近幾年來，國外蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適應相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的缺點，以適應市場上多樣化需求。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=0.125r/min,輸出轉矩27200N.m。（4） 向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。主要是它外廓尺寸小、重量輕、傳動比大，一級可達100?115，效率較高，達0.85左右，該機薄弱環(huán)節(jié)主要是轉臂軸承于高速重載，嚙合角很大，一齒差時達56°左右，故傳動中徑向載荷為不進行變位切削時的2.8倍。因此，這種傳動現(xiàn)階段只適用于中小功率，國內應用的少齒差漸開線行星齒輪傳動功率均為超過50千瓦。轉臂軸承性能和承載能力有所提高，則傳遞功率增大。西德FridoconMichel公司生產(chǎn)了齒數(shù)差為2?5的ACBAR漸開線少齒差行星齒輪減速器，并制定了標準系列。而少齒差傳動的效率和強度計算等還有待于進一步研究。（5） 制造技術的發(fā)展方向。采用新型優(yōu)質鋼材，經(jīng)熱處理獲得高硬齒面（內齒輪離子滲碳，外齒輪滲碳淬火），精密加工以獲得高齒輪精度及低粗糙度（內齒輪精插齒達5-6級精度，外齒輪經(jīng)磨齒達5級精度，粗糙度Ra0.2-0.4um），從而提高承載能力，保證可靠性和使用壽命。1.3行星齒輪傳動的優(yōu)缺點行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的顯著特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設在同一軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。行星齒輪傳動的特點如下：體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內嚙合齒輪副，因此可使其結構非常緊湊。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上充分利用了內嚙合承載能力大和內齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質量小，結構非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2?1/5(即在承受相同的載荷條件下)。傳動效率高由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97?099。傳動比較大，可實現(xiàn)運動的合成與分解只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜的運動。運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。行星齒輪傳動的主要特點是體積小，承載能力大，工作平穩(wěn)；但大功率高速行星齒輪傳動結構較復雜，要求制造精度高。行星齒輪傳動中有些類型效率高，但傳動比不大。另一些類型則傳動比可以很大，但效率較低，用它們作減速器時，其效率隨傳動比的增大而減小；作增速器時則有可能產(chǎn)生自鎖。差動輪系可以把兩個給定運動合成起來，也可把一個給定運動按照要求分解成兩個基本件的運動。汽車差速器就是分解運動的例子。行星齒輪傳動應用廣泛，并可與無級變速器、液力耦合器和液力變矩器等聯(lián)合使用，進一步擴大使用范圍。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。行星傳動不僅適用于高轉速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也已獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。但是行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的研制安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。尤為重要的是設計人員對于自己設計的某些齒輪減速器進行優(yōu)化。優(yōu)化結果不僅為齒輪傳動提供了一個最優(yōu)的設計方案，而且對其設計參數(shù)的優(yōu)化提供了依據(jù)。第二章結構原理簡介2.1傳動原理圖圖2-1所示即為起重機用雙速差動行星減速裝置的傳動原理圖，圖中Z1、Z2、Za、Zb、Zg分別表示起重機用雙速差動行星車輛減速裝置的定軸輪、內齒圈、中心齒輪、行星輪；大寫字母A、B表示輸入軸；大寫字母C輸出軸；大寫字母H表示系桿圖2-1起重機用雙速差動行星車輛減速裝置傳動原理圖2.2傳動原理由圖2-1可知，起重機用雙速差動行星減速裝置由差動輪系、定軸輪系、輸出軸輸入軸及系桿組成。當差動行星減速裝置工作時，有一個輸入軸被制動器制動，其余構成自由度為1的差動輪系，滿足差動行星減速裝置的工作需要。起重機用雙速差動行星減速裝置處于空載或輕載狀態(tài)時，即用制動器把Za制動。此時，電動機帶動輸入軸A傳動，通過Z1與內齒圈Z2、Zb嚙合，把動力傳給行星輪Zg,Zg帶動系桿H運動輸出功率，滿足輕載或空載時的工作要求。

圖2-2起重機用雙速差動行星減速裝置空載或輕載時原理圖輸入軸入-齒輪Z1-內齒圈Z2-內齒圈Zb-行星輪Zg-系桿Hr輸出軸C.當起重機用雙速差動行星減速裝置出于重載工作狀態(tài)下時，此時要求起重速度較慢，起重功率較大，速度平穩(wěn)。為滿足工作需要，我們采用主馬達輸入傳動。在起重機用雙速差動行星減速裝置出于重載工作狀態(tài)下時，用制動器把Z制動，此時電動機帶動輸入軸B運動，通過中心輪2與行星輪Z,嚙合，把1 a g動力傳給Zg,，Zg,帶動系桿H運動輸出功率，滿足工作需要。圖2-3起重機用雙速差動行星減速裝置重載時原理圖第三章齒輪齒數(shù)計算3.1已知傳動參數(shù)本設計已知的重機用雙速差動行星減速裝置主要傳動參數(shù)如表3-1所示。表3-1 主要傳動參數(shù)電動機型號轉速(r/min)功率Kw傳動比AYZR132M2-69083.73.184BYZR200L-6964224.93.2確定各齒輪齒數(shù)3.2.1閘住Z/寸，確定傳動齒輪的齒數(shù)在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與承載能力有關的其它條件。傳動比條件：在行星齒輪傳動中，各輪齒數(shù)的選擇必須確保所給定的傳動比\的大小，其各輪齒數(shù)與傳動比ip的關系式為zib=1一iH=1+faz=(ib—1)z (3-1)鄰接條件：在行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構尺寸，并考慮到動力學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均勻內、對稱地布置幾個行星齒輪。為使相鄰兩個行星齒輪不相互碰撞，要求其齒頂圓間有一定的間隙，稱為鄰接條件。設相鄰兩個行星輪中心之間的距離為L，最大行星齒輪齒頂圓直徑為d，則鄰g接條件為L>dag即 2。sin—>d (3-2)p式中n——行星輪數(shù)目；a a-g嚙合副中心距；dg——行星輪齒頂圓直徑。在本次設計的行星齒輪傳動中采用標準齒輪時的鄰接條件為：m(z+2)<m(z+z)sin—pzsin2—2P^v1—sin——npn< :*2 (3-3)arcsin( )z+z表3-2為行星輪數(shù)目與傳動比范圍的關系，其中最大傳動比即由鄰接條件決定。同心條件：行星傳動裝置的特點為輸入與輸出軸是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。設a-g嚙合副中心距。/,g-b嚙合副實際中心距，依同心條件，各對相互嚙合齒輪的中心距應相等，即(3-4)對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位，中心距a=a=m(z2±zi)，o2式中“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合。因行星傳動中通常各齒輪模數(shù)都是相同的，依(3-4)式可得

(3-5)_(ib—1)z—z_(ib—2)zZ—all aa—all a(3-5)但選擇齒輪齒數(shù)時往往難以同時滿足傳動比和同心條件，這就需要進行角變位。角度變位后的中心距a=a竺K。0cosa在本次設計中應滿足的同心條件為（3-6）^-z z-z（3-6）cosa cosa裝配條件:一般行星傳動中，行星輪數(shù)目大于1。要使幾個行星輪能均勻載入，并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，所應具備的齒數(shù)關系即為裝配條件。當行星輪個數(shù)n^1時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個中心輪的相對位置就被確定了。若再要均勻地裝入其它行星輪，就必須滿足2一定的條件。如圖3-1所示，相鄰兩行星輪所夾的中心角為—。設第一個行np2—、星g在位置1裝入并與兩中心輪嚙合，然后將行星架H順時針轉過—角度，1 np即讓％轉到位置III。在這期間，中心輪a轉過的角度匚由傳動比氣確定，即2W.=—ib^。為了在位置1裝入行星輪g2,要求此時中心輪a在位置I的相應p齒輪和它轉動甲a角之前的位置完全相同。也就是說中心輪a轉過的甲a必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數(shù)M,即M=膏*，將平.值代入上式可得a—ib z（1+虹）M=Z^?=__=工=整數(shù)（3-7）2i{/z n n n根據(jù)行星傳動傳動比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件，可得以下聯(lián)比

ib——2 ib形式［10: Z:Z:Z^:M=Z:(aH2)Z:(氣-1)ZZ(3-8)p其中M為整數(shù)np為行星輪個數(shù)，當閘住Z］時：依i%=4.9，查表3-2得np=3。用比例法配齒將ib=4.9^15/3代入(3-7)得：ahib—2 ,ib 3 _5Z:Z:Z:M=Z:(——)Z:(ib——1)Z:*Z=Z:—Z:4Za：—Zagb a2aaHanaa2a 3ap計算得Za:Zg:Zb=22:32:86，滿足各齒數(shù)和M值都是正整數(shù)條件，故可確定行星輪系各齒輪的齒數(shù)：Z=22,Z&=32,Zb=86。3）計算實際傳動比：ib=1+ =1+竺=4.909滿足鄰接條件aHZ223.2.2閘住Za時，確定傳動齒輪的齒數(shù)在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與承載能力有關的其它條件。當閘住氣時，1）已知總傳動比ia1）已知總傳動比ia=3.1841H而ia1HZZ—2(1+―a)。Z1 Zb又1+—a=1+—=1.255Zb 86久=耍=2.535Z1 1.255Z2） 由類比法取Z1=56則Z2=Z1x一=56x2.535=14213） 驗算傳動比:膈=紜（1+巳）=142（1+22）=3.184 滿足條件。1HZ1 Zb 56 86由以上配齒計算可知各傳動齒輪的齒數(shù)為：名稱代號齒數(shù)太陽輪Za22行星輪Z32內齒圈Zb86外齒圈Z2142齒輪Z56第四章行星齒輪傳動的效率4.1概述4.1.1行星齒輪傳動效率的組成行星齒輪傳動效率是此種沖動裝置的重要性能指標之一，為確定行星齒輪傳出的效率，首先應分析和了解它的傳動損失。行星齒輪傳動主要有如下四種損失：齒輪嚙合副中的摩擦損失，相應的效率為門；c軸承中的摩擦損失，相應的效率為門；z液力損失，即潤滑油的攪動和飛濺引起的功率損失，相應的效率為門；Y行星齒輪傳動中的均載機構或輸出機構的摩擦損失，相應的效率為門；Q行星齒輪傳動的總效率可表示為：門=門門門門其中門值尚無準確計算方法，可通過試驗確定。Q行星齒輪傳動效率的特點就傳動效率的組成而言，行星傳動與普通定軸傳動是一樣的，但是效率的高低和計算方法則大不相同。通過試驗和理路研究分析發(fā)現(xiàn)行星傳動的效率有以下特點：行星齒輪傳動的效率，隨其結構的不同而不同；同一類型的行星齒輪傳動的效率，當主，從動件改變時，效率隨之改變；同一類型的行星齒輪傳動的效率，隨傳動比的變化而變化；行星齒輪傳動小路的變化范圍極大，高的達0.98以上，低的可接近于零，甚至自鎖。因此在設計行星齒輪傳動時，要求考慮到以上幾點，選擇最合適的結構及運轉狀態(tài)。4.1.3計算行星齒輪傳動效率的依據(jù)和途徑在進行行星齒輪傳動的運動分析時，是通過轉臂固定的轉化機構的運動關系，求得各構件的轉速和傳動比的。根據(jù)相同的原理，行星齒輪的效率也可以通過轉化機構的功率關系或力矩關系求得。因此，假定行星齒輪傳動的摩擦損失功率七等于它的轉化機構的摩擦損失功率PH，然后通過轉化機構的摩擦損f f失功率的計算關系，進而求得行星齒輪傳動的效率。上述的假定是建立在這樣的基礎上的：首先，嚙合摩擦損失是功率損失的主要部分，其大小取決于齒廓間的摩擦系數(shù)、作用力和相對滑動速度，而行星輪系變?yōu)檗D化機構之后，各構件間的相對速度、齒廓間的作用力和摩擦系數(shù)并沒有改變；其次，略去了行星齒輪傳動中由于行星輪的離心作用而增加的軸承摩擦損失。實際上行星傳動中轉臂等處的摩擦損失不轉化機構中該軸承的損失略有增加，當因為行星傳動中常用滾動軸承，摩擦系數(shù)很小，消耗在全部軸承中的功率損失占整個功率損失的比例較小，故這一差異可忽略不計。但是，由于轉化機構中各構件的轉速都必須由行星輪系中的轉速〃■變成n-n，因此：各構件所傳遞的功率要發(fā)生變化；n-nH之值可能為正，也可能為負，這說明構件所受的力或力矩的方向，與轉速方向之間的關系可能發(fā)生變化。也就是說，構件在行星傳動和在其轉化機構中的主從動地位可能發(fā)生變化。以上兩點對機構傳動效率的影響是實質性的，這就是行星齒輪傳動的效率不同于轉化機構傳動效率的根本原因。在行星齒輪傳動中，主動構件輸入功率P.>0，從動構件輸出功率P0<0，依一般效率計算的概念，行星傳動的效率應為：-P門= 0Pi因P=-P0+P(4-1a)故門二堂f=1-土(4-1a)P Pi i起重機用雙速差動行星齒輪減速器裝置的設計或門= 一=—^ (4-1b)-Po+P0式中Pf――行星傳動摩擦損失的功率。Pf可在轉化機構中求得。因前面假設行星齒輪傳動與其轉化機構的摩擦損失率相等，應為:或Ph=Ph一Ph=Ph(1一門h)=Ph日h (4-2a)f i o i iPh=-PL(1-Ih)=-* (4-2b)f 門H 1-^H依P=Ph，將式（4-2）代入（4-1）中，則得:-生=i-P；(1-")=1-生呻 (4-3a)P P P或PH Ph1-nh Phlih / ,、門=1—f=1+o( )=1+o( ) (4-3b)p pnh p1-lhn= = i (4-3c)Ph vPh1-p(1-nh)1-plho on= = (4-3d)1+PH(空)1+斗(―)pnh p1-l用這四個公式判別各機構在轉化機構中嚙合功率的正負，從而知道其主從關系，也就判別了嚙合功率的流向。式（4-3a）是某機構在行星機構中為主動件，在轉化機構中仍然為主動件的情況；式（4-3b）是某機構在行星機構中為主動件，在轉化機構中為從動件的情況；式（4-3c）是某機構在行星機構中為從動件，在轉化機構中為主動件的情況；式（4-3d）是某機構在行星機構中是從動件，在轉化機構中仍為從動件的情況。4.2行星齒輪效率的計算4.2.1嚙合功率法所謂嚙合功率法就是利用嚙合功率的概念，推證和建立行星傳動效率計算

公式的方法。從式（4-3a）--（4-3d）中看到，若能求得轉化機構中的嚙合功率與行星齒輪傳動中功率之比生或生，則可以得出行星齒輪傳動效率的計算PP公式。例如在2K-H型傳動中，若中M%b固定，則a輪在轉化機構中的嚙合功率Ph與在行星齒輪傳動中的功率0的比值中a為:擊PhT(n-n)、. , 1 iH ?八①=a=a=1—ib=1—=ab(4一4)aPTn Ha 1—iH iH—1a aa abab4.2.2行星齒輪效率的計算1.當a為主動輪（即P>0,Ph<0）1）若iH<0或iH>1，依式（4-4），則①>0,又已知P>0,則Ph=P①>0,這ab ab a a a aa表明轉化機構中的a輪仍為主動件。因此應將式（4-4）代入（4-3a）中，求得其傳動效率為：（4-5a）TiH小、1—iH^H門b=1— ab——(1一門H)= abab（4-5a）aHiH—1ab1—iHab ab當用再<。代入時當用再<。代入時：門七iH=1 ab——UHab=1-1—上iHabH UHF=1——1+iHba（4-5b）當用iH>1代入時:ab- iH -門- iH -門b=1—_?^—UH=1—ab=1—(1—ib)UH=1—Ha1—ib aH——UH(1-氣)—1ib-1UH—1—ib

=1— aHUH—ibaH=1—(1—L)Uh

ibaH（4-5c）2）若1>iH>0,依式（4—4），則①<0,又已知P>0,則Ph=P①<0,表明轉ab a a a aa化機構中的a輪變?yōu)閺膭蛹Ｒ虼藨獙⑹剑?-4）代入（4-5b）中，求得傳動

功率為:iH 1一門H iH—iH?門H門b=1+——ab( ba-)=1+—ab ab baiHiH^H一門H+iH—iH^H—ab——ba -ba ab ab——baiH^H一門Habbaba—1+iH/門H ab baiH—1ab(4-6)1—iH/門H1—HH—iH ab ba ~1—iHba ab (1—HH)(1—iH)abHH

1— 1—iH ab1—hh1一旦hib L'1—|L1HaH2.當轉臂H為主動輪時（即PH>0,pa<0)1）若iHv0,依式（4-4），ab>0.。又因為PaV0，故Phv0(因門bHa-Ph、①=—^），aPa（4-3d）中，這表明轉化機構中的a輪仍為從動，求其效率為:故應將式（4-4）代入jiH』一門H、1+ ab——( ba)ab baiH^H—門H+iH—iH^H—ab——ba -ba ab ab——baiH^H—iHabbaba1—iH

ab1iH1—ab門Hba1—iH

ab 1—|LXH—iH

ab1—|LXH=(1—《)(1一呻)=1+1—HH—iHabiH日H

ab- 1一旦H—iHab當iHV0時，HH占分母很小一部分，可忽略，又iabH

ab1 ， ..—，代入上式，得:iHba門bHa1+日H1+iH—iHiHiH—1babaab ba日H ^H 日H一T一商"J

ba1+iHba（4-7）2)若iHab>1，依式（4-4），則中>0.。又因為Pa故Phv0(因PhW-），這表明轉化機構中的a輪仍為從動，Pa（4-3d）中，求效率過程與（4-7）相似：故應將式（4-4）代入門b=(1-以)(1-LH) 1—LHHa1—|L1H因iH>1，ab門bHa中，1—LH—iHabLH

1— 1—iHab故有iH—1=1-iH，則有:abab1—|LXH1—|LXH1+、

iH—1

ab1—|LXH1—|LXH（4-8）1+上1—iHab1+^H1-(1-牛)1+LiaHHa3)若0<iH<1，ab依式（4-4），則中<0。又因為P<0，故Ph>0(因Ph），這表明轉化機構中的a輪仍為王動，Pa求其效率為:門bHa故應將式（4-4）代入（4-3c）因0<iH<1，

ab門bHaiH(1—門H)1——ab -ba—iH—1ab1—iH

ab 1—iH+iHLHab(1-iH)abab=1—iHab1+—ab 1—iHabibaHiH—1—iH+iH^H—ab ab ab——ba-iH—1

ab1—iH

ab——1—iH門Habba1—iH ab 1—iH(1—LH)ab4iHLH1+-Ob 1—iHab代入上式:(1—ib)|LlH aH 1—(1—ib)aH(1—ib)LH

aH.——

ib

aH（4-9）Ha最常見的四種型式的2K-H傳動的效率計算公式列于表4-1內。對于2K-H型差動傳動的效率計算，差動傳動可以由兩個主動構件同時輸入功率，也可以由兩個從動構件同時輸入功率。在進行效率計算時，仍要先確定轉化機構中嚙合功率流的方向，即確定轉化機構中主動件和從動件，然后安機械傳動的一般公式盡享計算。在此設計中，差動行星齒輪分兩種情況：一是在起重機輕載或空載時，閘住Z.以z［為輸入軸輸入功率，以弓為主動件，以H為從動件，帶動輸出軸輸出功率；另一個是在起重機重載時閘住弓，以Z.為主動件，H為從動件。兩種情況都只有一個主動構建輸入功率，更好的控制起重機在不同工作狀態(tài)下的功率分流情況，滿足工作需要。當閘住時:依表4-1可得公式:門abHUH

1--^—門abH1+iHab. 111221H=一 =- ——=—0.256ab iHZZ32x8686ba—g_b_—zz22x32agUH=UHCag+UHCgb1、cc

+—)+2.3uZg門取0.1，并將各輪齒數(shù)代入得:=0.23x0.15=0.021 1 1 1=0.23x0.15=0.02UH=2.3X0.1(—+—)+(一一一)

2232 3286門abHUH

1— 1+iHab0.021+—0.256=1—0.022=97.8%當閘住z時:

b依表4-1可得公式:iHab門取0.1，門baH1+iHab1_ 1—— _22—— ZZgb32x868622x32=-0.256iHba —日H+日HCagCgb=2.3日（1+—）+2.3^11

」-上）

z z1并將各輪齒數(shù)代入得:RH=2.3x0.1（——+—）+（——一一）2232’'3256=0.23x0.26=0.031+iHab—003-=1—0.024=97.6%1+|—0.256|第五章 行星齒輪系的強度設計行星齒輪傳動都可以分解為兩對齒輪副的嚙合傳動（外嚙合齒輪副和內嚙合齒輪副），因此，其齒輪強度可分別采用定軸線齒輪傳動的公式，但需要考慮行星傳動的特點----多個行星齒輪嚙合（對于NGW型傳動，行星齒輪的輪齒既參與外嚙合又參與內嚙合）和運動特點（行星齒輪既自傳又公轉）。在一般情況下，NGW型行星齒輪的承載能力注意取決于外嚙合副，因而要計算嚙合齒輪副的強度。但是，對于太陽輪和行星齒輪的輪齒為滲碳淬火、磨削加工，而內齒圈為調質處理、插齒加工的行星傳動，且速比較小，內齒圈的強度為薄弱環(huán)節(jié)，也需要進行強度校核。5.1差動輪系強度校核行星齒輪傳動，中心輪和行星輪是薄弱環(huán)節(jié)，一般內齒圈的足夠的，所以只要校核中心輪和行星輪即可。對于a g傳動：齒輪材料，熱處理工藝及制造工藝的確定。齒輪材料為20CrNi2MoA,表面滲碳淬火處理，表面硬度為57?61HRC齒輪為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為6級。試驗齒輪輪齒面接觸疲勞極限 ch阮=1650MPa試驗齒輪輪齒彎曲疲勞強度極限 太陽輪cfiim=650MPa行星輪CF].=650X0.7=455MPa齒輪齒數(shù)Z,=22Z；=325-1-1齒輪傳動主要參數(shù)的初算1按齒面接觸疲勞強度初算小齒輪的分度圓直徑d=K3TfKhpx也（mm）1d3巾C2 u式中 Kd――算式系數(shù)為768T1 小齒輪的名義轉矩為864.5N?M與——使用系數(shù)1.25K近——綜合系數(shù)2.0Kp——行星輪載荷分布不均勻系數(shù)1.104d 齒輪齒寬系數(shù)0.7u 齒數(shù)比1.45CHiim 試驗齒輪的接觸疲勞強度極限1650MPa代入得864.5x1.25x2x1.11.45+1《=7688\ 0.7x16502 'FT=93.6mm2.按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m=K3T■七七七叭氣6%式中、――算式系數(shù)12.1K互——綜合系數(shù)2.0七――行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)1.15YFci——小齒輪齒形系數(shù)2.51Za 小齒輪齒數(shù)22cfiim 試驗齒輪彎曲疲勞強度為455N/mm2代入得：… -'864.5x1.25x2.0x1.15x2.51m=12.1x3， \ 0.7x222x455=4.948取m=5

3.幾何尺寸計算分度圓 d=mz齒頂圓 d=d1+2h基圓直徑d=dcosa齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪一一h*=1a代入上式得：d1=5x22=110mmd=5x32=160mmd1=(110+2x5)=120mmd2=(160+2x5)=170mmdb1=110xcos25。=99.69mmd=160xcos25。=145mm5.1.2嚙合要素驗算1.Za一5.1.2嚙合要素驗算1.Za一Zg傳動端面重合度七（1）頂圓齒形曲率半徑pPaFfl92：,120、 ，99.69、 “』太陽輪Pa1=U—)2=33.4太陽輪行星輪P=，'（二°）2-（螳）2=44.4a2 "2 2（2）端面嚙合長度gag-p+(p -a-sina^)

式中 土號正號為外嚙合，負號為內嚙合；a-——端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪a-=25°t t貝V g=^3.4+44.4-115sin25。］=29.2(3)端面重合度s=gcosP/(兀mcosa)=29.2c°s()_3.42aa nt 3兀cos25。強度校核確定計算負荷名義轉矩 T=864.5N?M名義圓周力F=2000T=2000x864.5Ntd 110=15718N應力循環(huán)次數(shù)Nl按6-13中相應公式計算。且可按每年工作300天,每天工作16h。即Nl=60(n-氣)nt=60x(964-196)x3x300x16=6.6X109次(3)確定強度計算中的各種系數(shù)使用系數(shù)KA取K廣1.2V_nD(\V_nD(\-%)-兀'3x22(964-196)=60xJ100()=60000=2.6560000=2.65m/s1.1查圖5-1得K廣1.1由式（5-1） （5-2）與廣1+（七0-DKhwKhKf廣1+（七0-1）KfwKf式中 K郡0——由圖5-2查得K郡0=1.2（七=0.7）膈——由圖5-5查得膈=1.0（v=2.65m/s,HB2>450）K——由圖5-4查得K =1.18邛0 邛0Kw——由圖5-5查得Kw=1.0七――與均載系數(shù)有關的系數(shù)，Kh「0.7七――與均載系數(shù)有關的系數(shù)，K^=0.85貝V K°=1+（1.2-1）x1x0.7=1.14郵K=1+（1.18-1）x1x0.85=1.15理3） 齒間載荷分布系數(shù)K^因KF/b=1.25x15718/65=302N/mm，精度6級，硬齒面直齒輪，由表5-9查得*=Kf=1.04） 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh可查圖5-13或按下式計算：Z_|2cos&bcosa；_i2cos0。cos25。_23?

H cos2asina \cos225。sin25。式中直齒輪&_0。ba- 端面節(jié)圓嚙合角t直齒輪a-=25°ta 端面壓力角直齒輪a^=a=25°

彈性系數(shù)ZE由表5-10查得 =189.8MPa載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)rFa根據(jù) Zj22和xj0由表5-8和圖5-11e查得Yf=2.15載荷作用齒頂時的應力修正系數(shù)Ysa由表5-11和圖5-20e查得Y=1.758)重合度系數(shù)8)重合度系數(shù)Z8、Y■4-1.34 …小 =0.9423Y=0.25+075=0.25+0.750.818 8 1.34a9)螺旋角系數(shù)Z§、Yg可查得5-21或按下式計算:§=°§=°，Z廣tcos§七T-%壽得Z廣1得％=1(4)齒數(shù)比uu=\=32=1.45(4)Z22a計算接觸應力的基本值cH0M'dbV1157181.45+1=2.38x189.9x0.942x1x[ —=820MPa110x651.45接觸應力cHCH'。H0Y"KHg寫=820X、1.25x1.1x1.14x1.0=1026.6MPa（7）彎曲應力的基本值aF0Fa =—YYYYF0bmFasas&15718= x2.15x1.75x0.81x1.065x5=147.4MPa（8）齒根彎曲應力aF"F=°f05鄧KFa=147.4x1.25x1.1x1.15x1.0=233MPa（9）確定計算許用接觸應力aHp時的各種系數(shù)1） 壽命系數(shù)ZNT因為Nl=6.6x109，由圖5-19得ZNT=1.02） 潤滑系數(shù)ZL由圖5-14查得Z廣1.033） 速度系數(shù)ZV因v=2.65m/s和a.=1650MPa由圖5-15查得Z廣0.994） 粗糙度系數(shù)ZR因a.>1200MPa和齒血人=1.6x6pm=9.6^m由圖5-16查得Zr=0.905） 工作硬化系數(shù)ZW因大小齒輪均為硬齒面，且齒面Rz=9.6^m>6^m由圖5-17取氣二1.0尺寸系數(shù) 由圖5-18查得=1.0許用接觸應力aHPaH段HllmW"=1650X1.0X1.03X0.99X0.90x1.0x1.0=1514.3MPa因接觸應力ah=1026.6MPa小于許用接觸應力aHp=1514.3MPa，即ah<aHp。所以，滿足接觸疲勞強度條件。確定計算許用彎曲應力a時時的各種系數(shù)試驗齒輪的應力修正系數(shù)*『二2.0壽命系數(shù)rNT因Nl=6.6X109 由圖5-25得Ynt=0.82相對齒根圓角敏感系數(shù)Y5relt由Y=1.75，由圖5-22查得七廣0.99齒根表面狀況系數(shù)Yg=0.925尺寸系數(shù)Yx 由圖5-24查得Yx=1.0許用彎曲應力aFPa=aYYYYYFPFlimSTNTBrelT8relTX=455x2.0x0.82x0.99x0.925x1.0二683.3MPa因齒根彎曲強度aF=233MPa，小于許用彎曲應力aFP二683.3MPa,

即:"°FP所以，設計滿足齒根彎曲強度條件。5.2定軸輪系強度校核對于Z1 Z2傳動齒輪材料，熱處理工藝及制造工藝的確定。齒輪材料為20CrNi2MoA,表面滲碳淬火處理，表面硬度為56?61HRC齒輪為漸開線直齒，最終加工為磨齒，精度為7級。試驗齒輪輪齒面接觸疲勞極限QH].試驗齒輪輪齒面接觸疲勞極限QH].=1450MPa試驗齒輪輪齒彎曲疲勞強度極限 Z1qf].=650MPaZ2 qfl.=650x0.7=455MPa齒輪齒數(shù)Z1=56 Z2=1425.2.1齒輪傳動主要參數(shù)的初算1.按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m=K3'TM"m3 ?Z2Q'd1Flim式中 T1 小齒輪的轉矩為1224NMKm――算式系數(shù)12.1K乓——綜合系數(shù)2.0%――行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)1.15丫鳳——小齒輪齒形系數(shù)2.51小齒輪齒數(shù)56QFQFlim試驗齒輪彎曲疲勞強度為455N/mm2代入得:一 ，1224x1.25x2.0x1.15x2.51m=12.1x3 3 0.7x562x455=4.06取m=4a=1m(Z+Z)=1x4x(56+142)=3960 2 12 2取a0=4002.幾何尺寸計算分度圓d=mz齒頂圓d=d1+2h基圓直徑d=dcosa齒頂高系數(shù)：太陽輪、行星輪一一h*=1a代入上式得：d=4x56=224mmd=4x142=568mmd1=(224+2x4)=232mmd2=(568+2x4)=576mmdb1=224xcos25。=203mmdb2=568xcos25。=514.78mmb=0.7x224=156.8mm取b=157mm5.2.2嚙合要素驗算1.Z1---Z2傳動端面重合度七(1)頂圓齒形曲率半徑P

PaF^192.'232 ,203、 …P廣1；成」(項2=弧2Z2輪=,抒Z2輪=,抒)2-(冬)2)129￥2 2(2)端面嚙合長度gag=p±(p -a-sina^)式中土式中土號正號為外嚙合，負號為內嚙合;a- 端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪tg=^6.2+129-400sin25。］aa- 端面節(jié)圓嚙合角。 直齒輪tg=^6.2+129-400sin25。］a-=25°t=16.2（3）端面重合度16.2cos0。8=gcosp/(兀mcosa)= =1.9aa nt 3兀COs25。強度校核（1）確定計算負荷名義轉矩T=1224N?M名義圓周力F_2000T_2000x1224ntd224=10928.6N應力循環(huán)次數(shù)Nl按6-13中相應公式計算。且可按每年工作300天，每天工作16h。NL=60(n-nH)nt=60x908x3x300x16=7.8X109次(3)確定強度計算中的各種系數(shù)(3)確定強度計算中的各種系數(shù)1）使用系數(shù)KA取K廣1.252）動負荷系數(shù)KV由圓周速度60000V_兀。(氣—％)_兀x3x56x908

—60xZ100()一由圓周速度60000=7.96m/s查圖5-1得q=1.1由式(5-1) (5-2)%=1+（七0-1）膈七K疽1+（七。T）"e式中 K邯0——由圖5-2查得K耶0=1.31(ed=0.7)膈——由圖5-5查得膈=1.0(v=2.65m/s,HB2>400)K ——由圖5-4查得K =1.24邛0 邛0K^——由圖5-5查得K^=1.0峰――與均載系數(shù)有關的系數(shù)，K^=0.7七――與均載系數(shù)有關的系數(shù)，K^=0.85貝V K=1+(1.31—1)x1x0.7=1.22郵K=1+(1.24—1)x1x0.85=1.20理3）齒間載荷分布系數(shù)七匕因KF/b=1.25x15718/65=302N/mm,精度7級，硬齒面直齒輪，由表5-9查得*=、=1.04）節(jié)點區(qū)域系數(shù)氣可查圖5-13或按下式計算:Z_2cos&bcosa；_i2cos0。cos25。_23?H\icos2asina \cos225。sin25。式中直齒輪&=0。ba- 端面節(jié)圓嚙合角t直齒輪a-=25°ta,――端面壓力角直齒輪a=a=25°5）彈性系數(shù)ZE由表5-10查得 =189.8MPa6）載荷作用齒頂時的齒形系數(shù)rFa根據(jù)Z1=56和x1=0由表5-8和圖5-11e查得Yf=2.157）載荷作用齒頂時的應力修正系數(shù)Ysa由表5-11和圖5-20e查得Y=1.758）重合度系數(shù)Zs、Y=>,：五=0.93\3 3Y=0.25+075=0.25+075=0.79

s s 1.40a9）螺旋角系數(shù)Z&、Y&可查得5-21或按下式計算:因 &=0,Z&=cos&得Z&=1Y&=1-s&120。 得Y&=1（4）齒數(shù)比uu=A=142=2.54Z56a（5）計算接觸應力的基本值c

=zZZZ'' Ft u+1H0HE8M■dbui■10928.62.45+1=2.38x189.9x0.93x1x了 =780.4MPa\224x1572.45接觸應力接觸應力bHbH*H0、'%=780.4x、1.25xbH*H0、'%=780.4x、1.25x1.1x1.22x1.0=1010.8MPa彎曲應力的基本值bF0Fb=—YYYYF0 bmFasas&10928.6157x4x2.15x1.75x0.79x1.0=168.4MPa齒根彎曲應力bFbF=°f05膈KFa=168.4x1.25x1.1x1.2x1.0=258MPa確定計算許用接觸應力bHp時的各種系數(shù)壽命系數(shù)ZNT因為Nl=7.8x109，由圖5-19得ZNT=1.0潤滑系數(shù)Zl由圖5-14查得Z廣1.03速度系數(shù)ZV因v=7.96m/s和b =1450MPaHlim由圖5-15查得Zy二1.024） 粗糙度系數(shù)ZR因b.>1200MPa和齒面R=1.6x6pm=9.6^m由圖5-16查得Zr=0.905） 工作硬化系數(shù)ZW因大小齒輪均為硬齒面，且齒面Rz=9.6pm>6pm由圖5-17取氣二1.06） 尺寸系數(shù) 由圖5-18查得氣=1.0（10） 許用接觸應力bHPbH尸HllmW"=1450x1.0x1.03x1.02x0.90x1.0x1.0=1344.15MPa因接觸應力bh=1010.8MPa小于許用接觸應力bHp=1344.15MPabH<bHp。所以，滿足接觸疲勞強度條件。（11） 確定計算許用彎曲應力b砰時的各種系數(shù)1） 試驗齒輪的應力修正系數(shù)七二2.02） 壽命系數(shù) rNT因NL=7.8x109 由圖5-25得Ynt=0.823） 相對齒根圓角敏感系數(shù)匕&elt由Y=1.75，由圖5-22查得％廣0.994） 齒根表面狀況系數(shù)Y =0.925&elT5） 尺寸系數(shù)Yx 由圖5-24查得Yx二1.0許用彎曲應力bFPb=bYYYYYFPFlimSTNTBrelT8relTX=455x2.0x0.82x0.99x0.925x1.0=683.3MPa因齒根彎曲強度bf=258MPa，小于許用彎曲應力。砰二683.3MPa,所以，設計滿足齒根彎曲強度條件。經(jīng)以上校核，接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足工作要求，故設計合理?！咀ⅰ恳陨嫌嬎愎胶陀嬎阍砭鶇⒖肌稒C械設計》和《漸開線齒輪傳動的設計與制造》

第六章 齒輪尺寸計算1.齒輪1計算對于齒輪Z]=56 Z2=142模數(shù)m=4 壓力角a=25。分度圓直徑di=mZ1=4x56=224d2=mZ2=4x142=568齒頂高h=m=4齒根高h=1.25m=1.25x4=5f全齒高h=2.25m=2.25x4=10徑向間隙c=0.25m=0.25x4=1齒頂圓直徑d1=d1+2h=224+2x4=232d2=d2+2h=568+2x4=576齒根圓直徑df1=d1-2hf=224-2x5=214d22=d2-2hf=568-2x5=558基圓直徑d=dcosa=224xcos25。=203d=dcosa=568xcos25°=514.8周節(jié)p=兀m=3.14x4=12.56齒厚s=兀m‘2=6.28齒間寬e=p/2=6.28標準中心距m 4a=萬J+Z2)=^(56+142)=396齒寬b=4d1=0.4x224=90取b1=95 b2=902.齒輪2計算對于齒輪Z=22 Z^=86 Z=32模數(shù)m=5 壓力角a=25。分度圓直徑d=mZ=5x22=110d=mZ=5x86=430d=mZ=5x32=160齒頂高h=m=5齒根高h=1.25m=1.25x5=6.25f全齒高h=2.25m=2.25x5=11.25徑向間隙c=0.25m=0.25x5=1.25齒頂圓直徑d=d+2h=110+2x5=120db=db+2h=430+2x5=440d=d+2h=160+2x5=170齒根圓直徑da=d-2hf=110-2x6.25=97.5d廣db-2hf=430-2x6.25=417.5dg=d-2hf=130-2x6.25=117.5基圓直徑d=dcosa=110cos25。=99.7db=dbcosa=430cos25。=389.7dg=dcosa=130cos25。=117.8周節(jié)p=兀m=3.14x5=15.7齒厚s=兀m；2=7.85

齒間寬e=p/2=7.85標準中心距m 5a=-(Z+Z)=^(22+32)=135mab=—(zZ^+Z)=2.5x(86+32)=295齒寬b=4dd=0.7x110=77取b=77 bb=77 bg=91第七章結構設計根據(jù)行星齒輪傳動的特點、傳動功率的大小和轉速的高低情況，對其進具體的機構設計，分述如下：差動輪系部分（1）太陽輪結構設計因太陽輪與軸分開制造采用平鍵將具有內孔的齒輪套裝在軸上，考慮到轉臂的支承，輸入軸采用懸臂梁的支承機構。因行星輪數(shù)為3,各齒輪副的嚙合力量軸線對稱作用，且無徑向載荷。因此不會引起沿齒寬方向的載荷集中現(xiàn)象，其與機架連接部分采用滾動軸承。2） 行星輪結構設計行星輪做成中空的齒輪，以便在內孔中裝行星輪軸或軸承，這種帶內孔的行星輪機構，可以使得在一個支承的和支承組件上的安裝方位和定位精確。為了減少行星輪間的尺寸誤差，可以將同一個行星齒輪傳動中的行星輪組合起來加工，這樣制造的行星輪可以裝配在整體式轉臂上。于是直齒行星輪可以加工出符合技術要求的端面，以便借助于軸承作軸向定位。3） 行星輪的支承結構行星輪是支承在動軸上的齒輪，既通過軸承安裝在轉臂的動軸上。而在行星輪傳動時，行星輪的軸承是屬于承受載荷最大的支承機構。本設計中采用調心球軸承，將使用壽命較大、精度較高的調心球軸承裝入行星輪內，該減速器行星輪結構采用兩個調心球軸承支承。4） 內齒輪的結構設計內齒中心輪即內齒輪的結構主要與其安裝方式和所采用的均載機構形式有關。由于內齒圈旋轉，所以制成薄壁圓筒結構，以增加內齒輪本身的柔性?？梢缘玫骄徍蜎_擊和使行星輪間載荷分配均勻的良好效果。內齒輪采用單齒齒形聯(lián)軸器浮動，其詳細結構見均載裝置的設計研究。（5）轉臂的結構轉臂是行星齒輪傳動中的一個較重要的構件，目前較常用的轉臂結構有雙側板整體式、雙側板分開式和單側板三種類型。本減速器采用雙側板整體式轉臂它的剛性較好。由于行星輪系的軸承安裝在行星輪輪緣孔內，在此情況下采用這種類型轉臂較合理。轉臂和輸出軸的右端采用花鍵連接。定軸輪系部分定軸齒輪做成中空齒輪，采用滾珠軸承支承在輸入軸。與它嚙合的外齒輪與內齒圈做成一個整體，同樣采用滾珠軸承支承在系桿上面。而定軸齒輪的支承件是固定的，所以在箱體上用螺栓固定一個環(huán)形件。定軸齒輪的輸入軸另外一端采用過盈配合固定在環(huán)形件上，其詳細結構見裝配圖。內齒輪的結構也與差動輪系的內齒輪結構相似，同樣采用調心球軸承，使載荷在齒長方向的分布更均勻，更有利于提高齒輪傳動壽命和工作可靠性。定軸齒輪采用花鍵連接和輸入軸相配合。其它中小結構的設計行星輪軸一般采用45、45Cr等調質制造，調質處理硬度范圍200?250HBS.當行星輪軸需要充當軸承的接觸滾動支承或滑動工作面時，其外表面需要十分光滑和堅硬，通常采用滲碳處理，使其表面硬度＞58HRC.本設計中采用滲碳處理的行星輪軸。軸承滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，啟動阻力小，而且它以標準化選用、潤滑、維護都很方便，因此應用比較廣泛。在本設計中定軸齒輪、小功率輸入軸以及制動裝置等處選用滾動軸承。而大功率輸入軸、系桿輸出機構則采用調心球軸承。緊固件等箱體內部所必須采用的緊固件，幾乎全部需要采用強度級別比較高的才穩(wěn)妥，并且必須考慮采用可靠的防松方法或措施，應盡量可能地減少內部螺栓的數(shù)量，內部螺栓的強度原則上不低于8.8級精度。在本設計中，根據(jù)結構設計需要，選擇適合的標準件。其它構件根據(jù)機構工作需要和結構設計要求，選擇適合的材料和型號，使結構設計既滿足結構功能要求，又達到設計合理，構件數(shù)量最少，結構最簡的設計要求。第八章均載裝置設計8.1行星輪間載荷分布不均勻性分析1.行星輪間載荷分布不均勻性分析行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力強的優(yōu)點。這些都是由于其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪分擔載荷，并合理地采用了嚙合傳動；從而具備了以上的優(yōu)點。這對于傳遞功率的行星輪來說，采用多個行星輪是十分合理的，如果各行星輪間的載荷是均勻分布的，那么隨著行星輪的數(shù)量的增加，其結構將會更加緊湊、承載能力更大。但是，當人們在設計這種傳動效率高、體積小和傳動比大的行星齒輪傳動時，即使在設計過程中作了許多細致的工作，如果忽略各個行星輪之間的載荷分布不均勻性的問題，那么，就不能很好地發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)越性。為了解決這一問題，近十年來，在國內外的行星齒輪傳動中已出現(xiàn)了許多均載機構，目前該均載機構大多仍是依靠機械的方法來實現(xiàn)行星齒輪間的載荷均衡。所謂的行星齒輪間載荷分布均勻，就是指輸入的中心輪傳遞給各個行星輪的嚙合作用力的大小。在沒有任何均載裝置的情況下，實際上行星輪之間的載荷是不均勻的；計算采用了均載裝置，行星輪在工作時載荷也并非完全均衡。行星輪間載荷分布不均勻的原因，大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承、轉臂和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩部分組成。在行星齒輪傳動中，其行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)KP的取值范圍為1<Kp<np。2..改善行星輪間載荷分布不均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻，通過實踐采取對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門方法和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載裝置，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法，對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結構類型可分為如下兩種：（1） 靜定系統(tǒng)該機械系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的，采用基本構件自動調位的均載機構是屬于靜定系統(tǒng)。當行星輪間的載荷不均勻時，構件按照所受到的作用力的不同情況，可在其自由度的范圍內相應地進行自動調位，從而使行星輪間載荷分布均勻。（2） 靜不定系統(tǒng) 較常見的靜不定系統(tǒng)有以下兩組方案1） 完全剛性構件的均載系統(tǒng)這種系統(tǒng)完全依靠構件的高精度，當零件的制造和裝配誤差很小的情況下，才能保證獲得均載的效果。但是采用這種方法使得行星齒輪傳動的制造和裝配變得困難和復雜，且成本較高。因此，很少采用這種方法。2） 采用彈性件的均載系統(tǒng)這種均載方法是采用具有彈性的齒輪和彈性支承，在不均勻載荷的作用下，使彈性件產(chǎn)生相應的彈性形變，來實現(xiàn)機械系統(tǒng)的均載。8.2均載機構簡介現(xiàn)將基本構件浮動的均載機構簡介如下：1.基本構件浮動的均載機構如前所述，基本構件浮動，就是將行星傳動中的基本構件之一（二個）不進行徑向定位支撐。當行星輪間載荷分布不均勻時，即在不平衡的徑向力作用下，允許某個基本