NGW 行星減速器的設計摘 要本文完成了對一級行星齒輪減速器的結構設計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結構緊湊、傳動效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點，適用于化工、輕工業(yè)以及機器人等領域。這些功用對于現代機械傳動的發(fā)展有著較重要的意義。行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，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。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學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)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。齒輪傳動原理就是在一對互相嚙合的齒輪中，有一個齒輪作為主動輪，動力從它那里輸入，另一個齒輪作為從動輪，動力從它輸出。也有的齒輪僅作為中轉站，一邊與主動輪嚙合，另一邊與從動輪嚙合，動力從它那里通過，這種齒輪叫惰輪。 在包含行星齒輪的齒輪系統(tǒng)中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是說，可以有三條轉動軸允許動力輸入/輸出，還可以用離合器或制動器之類的手段，在需要的時候限制其中一條軸的轉動，剩下兩條軸進行傳動，這樣一來，互相嚙合的齒輪之間的關系就可以有多種組合。確定選用 2Z-X(A)型的行星傳動較為合理。我們簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構主要構件包括太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架的設計計算，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉速以及工況系數確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和主要零部件的強度校核計算。其中該減速器的設計與其他減速器的結構設計相比有三大特點：其一，為了使三個行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動機構，即太陽輪與高速軸通過齒式聯(lián)軸器將二者連接在一起，從而實現了太陽輪的浮動；其二，該減速器的箱體采用的是法蘭式箱體，上下箱體分別鑄造而成；其三，內齒圈與箱體采用分離式，通過螺栓和圓錐銷將其與上下箱體固定在一起。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速器的整體結構設計。關鍵詞： 行星齒輪; 傳動機構; 結構設計; 校核計算 AbstractThis completed a single-stage planetary gear reducer design. The gear has a smaller transmission ratio,and it has a compact，high transmission efficiency outline,small size and light weight,carrying capacity,smooth motion,shock and vibration resistant and low noise characteristics,Used in chemical,light industry and robotics fields.The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance.Planetary gear transmission has many years of development in our country, and it has been used in many years. However,since 1960s,our country began to carry on the more thorough and systematic research and trial manufacture of planetary gear transmission.Both in the design theory or in the trial production and application practice,have made great achievements,and obtained a lot of research results.In the past 20 years especially since the reform and opening-up of our country,with the progress and development of the scientific and technological level of the country, China has from many of the world's industrial developed countries introduced a large number of advanced machinery and equipment and technology,after our country mechanical science and technology personnel constantly active absorption and elimination, advancing with the times. pioneering and innovative efforts to forge ahead, planetary transmission technology of our country has developed rapidly.The principle of gear transmission is in a pair of meshing gears, a gear as the driving gear,power is inputted from there it, another gear as the wheel,the power output from it.Also some gears only as transfer station, and one side of the driving gear, the other side and from the meshing of wheel,power from where it through, the gear called idler. In gear system includes a planetary gear, the situation is different. Due to the presence of planet carrier.That is to say,can have three rotating shafts allow dynamic input / output,by means of the clutch or brake and the like,need time which limits an axis of rotation, the remaining two axes drive,as a result,between the gear meshing relationship to each other can have a variety of combinations.To determine the choice of 2Z-X (A) type of planetary transmission is more reasonable.First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend,and then compared various transmission structures,which determine the basic type of transmission.Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel，planet gear,ring gear and planet carrier in the design calculation，given by the input power，gear ratio,input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation.One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First,the three planetary gear to make the load evenly,using a gear-type floating body,the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear;Second,the box uses a reducer flange box,upper and lower box were cast;Third， the ring gear and Box with separate,through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box. Finally,a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer.Key words: planetary gear;driving machanism; structural design; checking calculation 目 錄前 言 .1第一章 傳動方案的確定 11.1 設計任務 .11.2 行星機構的類型選擇 . 11.3 確定行星齒輪傳動類型 3第二章 齒輪的設計計算 . 52.1 配齒計算 52.1.1 確定各齒輪的齒數 52.1.2 初算中心距和模數 62.2 幾何尺寸計算 72.3 裝配條件驗算 102.3.1 鄰接條件 102.3.2 同心條件 102.3.2 安裝條件 102.4 齒輪強度校核 122.4.1 a-c 傳動強度校核 .122.4.1 c-b 傳動強度校核 .16第三章 軸的設計計算 .213.1 行星軸設計 213.2 轉軸的設計 233.2.1 輸入軸設計 233.2.2 輸出軸設計 24結 論 27謝 辭 .28參考文獻 29緒論本課題通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速器的傳動原理，達到對所學知識的復習與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。行星齒輪傳動的效率作為評價器傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一，國內外有許多學者對此進行了系統(tǒng)的研究。如今，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內外學者提出了許多有關行星齒輪傳動效率的計算方法，在機械設計計算中，較常用的計算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動比法（克萊依涅斯法），其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來計算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。行星齒輪傳動具備結構緊湊、體積小、質量小、承載大的優(yōu)點。這些都是因為在其結構上應用了多個行星輪的傳動方式，充分運用了軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪分擔載荷，形成功率流，并且合理的采用內嚙合傳動，使其具備了上述的很多優(yōu)點。但是，這僅僅是最理想的情況，而在實際應用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在機械傳動過程中各行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷集中在一個行星輪上的現象發(fā)生，這樣一來，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到應有的發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動結構。所以，為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問題就成了一個十分重要的課題。在結構部分，開始人們只努力地提升齒輪加工的精度，使得行星齒輪的裝配和制造變得尤為困難。后來通過采取了對行星齒輪基本構件徑向不加限制的措施和其它可以自動調位的方法，就是采用各種機械式地均載機構，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。其中典型的幾種均載機構有基本構件浮動的均載機構、杠桿聯(lián)動均載機構和采用彈性件的均載機構。CNC 機床工藝技術的發(fā)展，帶動了了機械傳動結構的發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的 PLC、液壓傳動系統(tǒng)，齒輪、帶輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學術交流，將成為新型傳動產品發(fā)展的趨勢。隨著我們國家航空、航天、電子、機械、能源及核工業(yè)方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等一系列產品在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術應用方面已取得很好的成績。同時，隨著我國高新技術及信息產業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術產品的需求會更加突出。減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，所以，開拓和發(fā)展齒輪技術和減速器在我國有廣闊的前景。論文的基本內容：（1）選擇傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。（2）設計計算及校核。傳動結構的設計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設計計算與校核、軸的設計計算與校核、軸承的選型與壽命計算、鍵的選擇與強度計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇等。在對行星齒輪減速器的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速器設計的主要參數，通過 CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對其進行分析。1第一章 傳動方案的確定1.1 設計任務設計一個行星齒輪傳動減速器。原始條件和數據：傳動比 i=11，功率 p=5.5kw，輸入轉速 N=1500 rpm，中等沖擊。使用壽命 8年，每天工作 16 小時。且要求該齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小。1.2 行星機構的類型選擇表 1-1 列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點：表 1-1 常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點性能參數傳動形式簡圖傳動比 效率 最大功率/kW特點NGW[2Z-X(A)] 負號機構）=1.13BAXi~13.7 推薦2.8~9效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用NW（2Z-X 負號機構）=1~50BAXi推薦 7~210.97~0.99 不限效率高，徑向尺寸比NGW 型小，傳動比范圍較 NGW 型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復雜，故| |BAXi7 時不宜采用?2NN（2Z-X 負號機構）推薦值：=8BXEi~30效率較低，一般為0.7～0.840?傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當行星架 X 從動時，傳動比| |大于某一i值后，機構將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負號機構）=1.2~數BXAi千| |=1.2~5BXAi時，效率可達0.9~0.7， i5 以后.隨||增加徒降i20?傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當行星架X 從動時，| |從某一i數值起會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.8~3，最佳值XABi為 2，此時效率可達0.9NGW（Ⅰ）型（3Z）小功率傳動500BAEi?；推薦：=20~10BAEi00.8~0.9 隨增加而BAEi下降短期工作120，?長期工作10結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于 NGW 型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪 A 輸出，當| |大于某一數值i時會發(fā)生自鎖NGWN（Ⅱ）型（3Z）=60~50BAEi0 推薦：=64~30BAEi00.7~0.84 隨增加而bAEi下降短期工作120，?長期工作10結構更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變3為才能滿足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上1.3 確定行星齒輪傳動類型根據設計要求：連續(xù)運轉、傳動比小、結構緊湊和外廓尺寸較小。根據表 1-1 中傳動類型的工作特點可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機構簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動，且廣泛地應用于動力及輔助傳動中，工作制度不限。本設計選用 2Z-X(A)型行星傳動較合理，其傳動簡圖如圖 1-1 所示。其中 a 為中心輪， b 和 c 為內齒輪， x 為轉臂。圖 1-1 減速器設計方案（單級 NGW—2Z-X(A)型行星齒輪傳動）擬定的設計方案如下圖：4圖 2-2 減速器整體裝配圖5第二章 齒輪的設計計算2.1 配齒計算2.1.1 確定各齒輪的齒數據 2Z-X(A)型行星傳動的傳動比 值和按其配齒計算（見參考文獻[1]）公式pi（2-1） -公式（ 2-）可求得內齒輪 b 和行星輪 c 的齒數 和 。現考慮到行星齒bzc輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a 的齒數 =17 和行星輪 =3。apn根據內齒輪 pbziz)1(????12???70?對內齒輪齒數進行圓整，同時考慮到安裝條件，取 ，此時實際的 p169?bz值與給定的 p 值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差的范圍內。實際傳動比為??abzi194.1076??2?其傳動比誤差 ％5.01.??pi由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪 c 的齒數 應按如下公式計算，即cz2baczz??????32?=c7619?在考慮到安裝條件為（整數）932abzC??62.1.2 初算中心距和模數1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57~ 61HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 =1591Mpa。limH?試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪 =485Mpa。liF行星輪 =485 0.7Mpa=339.5Mpa (對稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終limF??加工為磨齒，精度為 6 級。內齒圈材料為 38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。試驗齒輪的接觸疲勞極限 =1282MpalimH?驗齒輪的彎曲疲勞極限 =370MPaliF齒形的終加工為插齒，精度為 7 級。2. 減速器的名義輸出轉速 2n由 21ni? ??42?得 min/501ri= 363. 載荷不均衡系數 PK采用太陽輪浮動的均載機構，取 。15.?PFHK4. 齒輪模數 和中心距 am首先計算太陽輪分度圓直徑：132lim1AHPatdTkuK????? ??52?式中： —齒數比為u76.0?—使用系數為 1.25；A—算式系數為 768；tdK—綜合系數為 2；?H7—太陽輪單個齒傳遞的轉矩。1T?ppanPn1954?mN??8.03.N??5.1其中 —高速級行星齒輪傳動效率，取 =0.985??—齒寬系數暫取 =0.5d?adb=1450MpalimH?代入 3lim210 1ukTKHdPAt ???? ??62?32.5.6(.71)76809a???=24.6模數 45.172?azdm取 m=1.5則 ????mzga307.2210 ???=35.25取 35?齒寬 75.12.0???db?取 1m2.2 幾何尺寸計算1. 計算變位系數(1) a-c 傳動嚙合角 ac?因 9362.02cos35.oss0???8所以 ''543920??ac?變位系數和 ?tan)(ivizxcc???=（17+30 ） ????20t5439“'ii=1.141圖 2-1 選擇變位系數線圖中心距變動系數 y17.05.320???ma??72?齒頂降低系數 y?.494yx?分配邊位系數：分配邊位系數：根據線圖法，通過查找線圖 2-1得到邊位系數 549.0?ax9則 592.401.???acx(2) c-b 傳動由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0???bcx從而 592.?b且 a????y?2. 幾何尺寸計算結果對于單級的 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表：表 3-1 各齒輪副的幾何尺寸的計算結果項目 計算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副分度圓直徑 d1zm?221.572.d??2304150?d2.6923.5?基圓直徑 b?cos1b2d?87.9cos81??b 51252?.41b 19.70cos2???d外嚙合)(1yxhmaa????2c06.1ad342?齒頂圓直徑 )(21yxhdaa?????內嚙合)(*1yxdca?2hb??? 513.641?ad092外嚙合)(*1aaf xcm?22f hd??987.1?fd4232f齒根圓直徑 fd內嚙合)(*1caf x??2bf hmd 42.13?fd2f注：齒頂高系數：太陽輪、行星輪— ，內齒輪— ；1??a 8.0??ah10頂隙系數：內齒輪— 25.0??c2.3 裝配條件驗算對于所設計的單級 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件2.3.1 鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即2sinacpd???已知行星輪 c 的齒頂圓的直徑 =164.513， 和 代入上式，則acd5.12'?ac3pn得164.513 滿足鄰接條件m176.23sin5.12????2.3.2 同心條件按公式對于角變位有 cosabczz??????已知 ， 代入上式得17a3079b''' 54392??ac ??20'bca滿足同心條件cos2954cos2???2.3.2 安裝條件按公式驗證其安裝條件，即得)(整 數Cnzpba?? ??82?將 代入該式驗證得17az9b3滿足安裝條件2??嚙合要素的驗算111. a-c 傳動端面重合度 a?（1）頂圓齒形曲率半徑 ?22)(baad??? ??92?太陽輪221 )874.9()06.9(a=29.31m行星輪222 )954.10()53.64(??a?=42.416（2）端面嚙合長度 ag12(sin)aatg??????式中“ ”號正號為外嚙合，負號為內嚙合；端面節(jié)圓嚙合角。't直齒輪 = ='tac“'54392?則 ??mg 67.1854392sin.16 ''??????（3）端面重合度 =1.265?20cos)co/(????tamg2. 端面重合度bc?（1）頂圓齒形曲率半徑 a?22)(baad?? ??102?行星輪 由上面計算得， =42.41611a?m內齒輪 222 )8.37()0.9(??a?=61.597m（2）端面嚙合長度 ag''21sintaag????? ??12?= ?20si5.197.64. ?m12=24.05m（3）端面重合度 = =1.63)cos/(stnaamg?????20cos5.4?2.4 齒輪強度校核2.4.1 a-c 傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強度計算過程，大齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。1．確定計算載荷名義轉矩=376.89 N·mT名義圓周力= = N=8868NtFd20859.376?2．應力循環(huán)次數 aN=60 = 次= 次aHnpt70431.6091037.?= = =181.82i5.1mirinr= =Han?82.10=818.18 ir式中 —太陽輪相對于行星架的轉速( )a minr—壽命期內要求傳動的總運轉時間(h)tt=10a =70400hdha230?3. 確定強度計算中的各種系數1)使用系數 K A取 K =1. 25A2)動負荷系數 K v因 z =171200MPa40?sm2limH?查得 Z =1.0L3)速度系數 Z v因 =3.64 和 =1591 MPaslimH?查得 Z =0.975v4)粗糙度系數 Z R因 1200 MPa 和齒面 R =1.6 6 =9.6limH?z?m?查得 Z =1.026R5)工作硬化系數 W16因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 R =9.6 6 ，zm?由圖 5-17 取 =1.0WZ6)尺寸系數 查得 Z =1.0X10．許用接觸應力 HP?= HPlimXWRVLNTZ??172?=1591 1.0 1.0 0.975 1.026 1.0 1.0??=1592MPa11．接觸強度安全系數 S HS = = =1.985HP?80215912．確定計算許用彎曲應力 時的各種系數FP?l)試驗齒輪的應力修正系數 = 2.0STY2)壽命系數因 N = ，查得 =0.83L91037.?NT3)相對齒根圓角敏感系數 relT?由 =1.796，查得 = 1.0saYrlY4)齒根表面狀況系數 = 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )TRrel' z?m?5)尺寸系數 可按下式計算X= 0.01m= =1.0Y?05.1501.13．許用彎曲應力 FP?= limSTNYrelT?Rl'XY??182?=485 2.0 0.83 1.0 0.925 1.0MPa??=745 MPa14．彎曲強度安全系數 S FS = = =5.21 P?14375??192?172.4.1 c-b 傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內齒輪)的強度計算過程，小齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。齒輪強度驗算按第 5 章中的有關公式和圖表進行。1．名義切向力 tF=8868NtF2．應力循環(huán)次數 N bN =60 =60 次=2.3 10 次 bHanpt704382.1??9??20?式中 n —太陽輪相對于行星架的轉速 ( )H minr= n -n = =181.82 bb).(?ii??13．確定強度計算中的各種系數1)使用系數 K 取 K =1. 25AA2)動負荷系數 K v根據 = =60Hbdn?1082.3954.?sm=3.76 sm查得（7 級精度)：K =1. 068v3)齒向載荷分布系數 K ，K?HF由式(5-1)和(5-2)K = 1+(K -1 )K K ?H0?HWe??2?K =1+(K -1)K K FF3式中 K — 計算接觸強度時運轉初期( 未經跑合 )的齒向載荷分布系數，查0?H得 K = 1.187 ( =0.5);0d?K — 計算接觸強度時的跑合影響系數，查得 K = 0.83(v HW HW18=3.76 ，HB =450)；sm2K — 計算彎曲強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，由圖 5-40?F查得 K =1.12( =12.4) 0?FbK —計算彎曲強度時的跑合影響系數，由圖 5-5 查得 K =0.95 (v =3.76FW FW，HB =450)；sm2K —與均載系數有關的系數，K =0.7He HeK —與均載系數有關的系數，K =0.85F F則 K = 1+(1.187-1 ) 0.83 0.7=1.149?H?K =1+(1.12-1) 0.95 0.85=1.097F4)齒間載荷分布系數 K 、K?F因 = =178.79 ，精度 7 級，非硬齒面直齒btA6285.1?mN輪由表 5-9 查得 K =K =1.0?HF5)節(jié)點區(qū)域系數 Z 可查圖 5-13 或按下式計算Z = = =2.495 H'2'sincottb??20sinco2? ??24?式中 直齒輪 = 0b?—端面節(jié)圓嚙合角't?直齒輪 = =20'tcb?—端面壓力角t直齒輪 = =20t??6)彈性系數 Z E查得 Z =189.8 (鋼一鋼)MPa7)載荷作用齒頂時的齒形系數 Y Fa查得 Y =2.053Fa8)載荷作用齒頂時的應力修正系數 Y sa19查得 Y =2.65sa9)重合度系數 z ，Y?z = = =0.889?34a?63.1=0.25+ =0.25+ =0.71?Ya75.0.10)螺旋角系數 Z ，Y 可按下式計算?因 =0，z = 得 z =1cos?Y = ??1??20所以 z =1，Y =1?4．齒數比 u= = =2.633 cb3079 ??25?5．計算接觸應力的基本值 0H?= 0H???zEubdFt1???26?=2.495 189.8 0.889 1 MPa??63.21508=323.75MPa6．接觸應力 H?= 0???HvAK??27?=323.75 =401MPa149.068.125?7．彎曲應力的基本值 F?= Y Y Y Y = =110.497MPa0F?bmtFaS?? 7.0523.5628．齒根彎曲應力= K K K K =110.49 1.25 1.068 1.097 1=161.812MPaF0Av?F???9．確定計算許用接觸應力 時的各種系數HP?20l)壽命系數 Z NT因 N = 2.3 10 ，查得 Z =1L?9NT2)潤滑系數 Z L因 和 =1282MPasm/204??limH?查得 Z =1L3)速度系數 Z v因 v=3.76 和 =1282MPaslimH?查得 Z =0.975v4)粗糙度系數 Z R因 =1282 MPa 和齒面 R =6.3 6 =9.6limH?z?m?查得 Z =1.026R5)工作硬化系數 W取 =1.0W6)尺寸系數 查得 Z =1.0X10．許用接觸應力 HP?= Z Z Z Z Zw Z HPlimNTLvRX??28?=1282 1 1 0.975 1.026 1 1??=1283MPa11．接觸強度安全系數 S HS = = =3.2 HP?401283 ??29?12．確定計算許用彎曲應力 時的各種系數FPl)試驗齒輪的應力修正系數 Y = 2.0ST2)壽命系數因 N =2.3 10 ，查得 Y =1.0L?9N3)相對齒根圓角敏感系數 Y relT?21由 Y = 2.65，查得 Y = 1.0SarelT?4)齒根表面狀況系數 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )?Rrl' z?m?5)尺寸系數 Y 可按下式計算XY = 0.006m=1.03-0.006 5=1.0?03.113．許用彎曲應力 FP?= Y Y Y Y Y limSTNrelT?Rrl'X??302?=370 2 1 1 0.925 1MPa??=684.5MPa14．彎曲強度安全系數 S FS = = =4.23 P?812.654??312?NGW 行星減速器的設計摘 要本文完成了對一級行星齒輪減速器的結構設計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結構緊湊、傳動效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點，適用于化工、輕工業(yè)以及機器人等領域。這些功用對于現代機械傳動的發(fā)展有著較重要的意義。行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，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。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學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)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。齒輪傳動原理就是在一對互相嚙合的齒輪中，有一個齒輪作為主動輪，動力從它那里輸入，另一個齒輪作為從動輪，動力從它輸出。也有的齒輪僅作為中轉站，一邊與主動輪嚙合，另一邊與從動輪嚙合，動力從它那里通過，這種齒輪叫惰輪。 在包含行星齒輪的齒輪系統(tǒng)中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是說，可以有三條轉動軸允許動力輸入/輸出，還可以用離合器或制動器之類的手段，在需要的時候限制其中一條軸的轉動，剩下兩條軸進行傳動，這樣一來，互相嚙合的齒輪之間的關系就可以有多種組合。確定選用 2Z-X(A)型的行星傳動較為合理。我們簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構主要構件包括太陽輪、行星輪、內齒圈及行星架的設計計算，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉速以及工況系數確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和主要零部件的強度校核計算。其中該減速器的設計與其他減速器的結構設計相比有三大特點：其一，為了使三個行星輪的載荷均勻分配，采用了齒式浮動機構，即太陽輪與高速軸通過齒式聯(lián)軸器將二者連接在一起，從而實現了太陽輪的浮動；其二，該減速器的箱體采用的是法蘭式箱體，上下箱體分別鑄造而成；其三，內齒圈與箱體采用分離式，通過螺栓和圓錐銷將其與上下箱體固定在一起。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速器的整體結構設計。關鍵詞： 行星齒輪; 傳動機構; 結構設計; 校核計算 AbstractThis completed a single-stage planetary gear reducer design. The gear has a smaller transmission ratio,and it has a compact，high transmission efficiency outline,small size and light weight,carrying capacity,smooth motion,shock and vibration resistant and low noise characteristics,Used in chemical,light industry and robotics fields.The function of the development of modern mechanical transmission has a more important significance.Planetary gear transmission has many years of development in our country, and it has been used in many years. However,since 1960s,our country began to carry on the more thorough and systematic research and trial manufacture of planetary gear transmission.Both in the design theory or in the trial production and application practice,have made great achievements,and obtained a lot of research results.In the past 20 years especially since the reform and opening-up of our country,with the progress and development of the scientific and technological level of the country, China has from many of the world's industrial developed countries introduced a large number of advanced machinery and equipment and technology,after our country mechanical science and technology personnel constantly active absorption and elimination, advancing with the times. pioneering and innovative efforts to forge ahead, planetary transmission technology of our country has developed rapidly.The principle of gear transmission is in a pair of meshing gears, a gear as the driving gear,power is inputted from there it, another gear as the wheel,the power output from it.Also some gears only as transfer station, and one side of the driving gear, the other side and from the meshing of wheel,power from where it through, the gear called idler. In gear system includes a planetary gear, the situation is different. Due to the presence of planet carrier.That is to say,can have three rotating shafts allow dynamic input / output,by means of the clutch or brake and the like,need time which limits an axis of rotation, the remaining two axes drive,as a result,between the gear meshing relationship to each other can have a variety of combinations.To determine the choice of 2Z-X (A) type of planetary transmission is more reasonable.First paper introduces the background and the subject of gear reducer situation and development trend,and then compared various transmission structures,which determine the basic type of transmission.Thesis is the main part of the main components of drive mechanism including the sun wheel，planet gear,ring gear and planet carrier in the design calculation，given by the input power，gear ratio,input speed and the condition factor to determine the approximate structure after the gear reducer And to carry out the design and calculation of the overall structure and main components of the strength check calculation.One of the other gear reducer design and compared the structural design of the three major characteristics: First,the three planetary gear to make the load evenly,using a gear-type floating body,the sun gear and high-speed shaft through the gear together Coupling the two together to achieve a floating sun gear;Second,the box uses a reducer flange box,upper and lower box were cast;Third， the ring gear and Box with separate,through bolts and tapered pins will be fixed together with the upper and lower box. Finally,a summary of the entire design process is basically complete the overall design of the reducer.Key words: planetary gear;driving machanism; structural design; checking calculation 目 錄前 言 .1第一章 傳動方案的確定 11.1 設計任務 .11.2 行星機構的類型選擇 . 11.3 確定行星齒輪傳動類型 3第二章 齒輪的設計計算 . 52.1 配齒計算 52.1.1 確定各齒輪的齒數 52.1.2 初算中心距和模數 62.2 幾何尺寸計算 72.3 裝配條件驗算 102.3.1 鄰接條件 102.3.2 同心條件 102.3.2 安裝條件 102.4 齒輪強度校核 122.4.1 a-c 傳動強度校核 .122.4.1 c-b 傳動強度校核 .16第三章 軸的設計計算 .213.1 行星軸設計 213.2 轉軸的設計 233.2.1 輸入軸設計 233.2.2 輸出軸設計 24結 論 27謝 辭 .28參考文獻 29緒論本課題通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速器的傳動原理，達到對所學知識的復習與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。行星齒輪傳動的效率作為評價器傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一，國內外有許多學者對此進行了系統(tǒng)的研究。如今，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內外學者提出了許多有關行星齒輪傳動效率的計算方法，在機械設計計算中，較常用的計算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動比法（克萊依涅斯法），其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來計算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。行星齒輪傳動具備結構緊湊、體積小、質量小、承載大的優(yōu)點。這些都是因為在其結構上應用了多個行星輪的傳動方式，充分運用了軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪分擔載荷，形成功率流，并且合理的采用內嚙合傳動，使其具備了上述的很多優(yōu)點。但是，這僅僅是最理想的情況，而在實際應用中，由于加工誤差和裝配誤差的存在，使得在機械傳動過程中各行星輪上的載荷分配不均勻，造成載荷集中在一個行星輪上的現象發(fā)生，這樣一來，行星齒輪的優(yōu)越性就得不到應有的發(fā)揮，甚至不如普通的外傳動結構。所以，為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問題就成了一個十分重要的課題。在結構部分，開始人們只努力地提升齒輪加工的精度，使得行星齒輪的裝配和制造變得尤為困難。后來通過采取了對行星齒輪基本構件徑向不加限制的措施和其它可以自動調位的方法，就是采用各種機械式地均載機構，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。其中典型的幾種均載機構有基本構件浮動的均載機構、杠桿聯(lián)動均載機構和采用彈性件的均載機構。CNC 機床工藝技術的發(fā)展，帶動了了機械傳動結構的發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的 PLC、液壓傳動系統(tǒng)，齒輪、帶輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學術交流，將成為新型傳動產品發(fā)展的趨勢。隨著我們國家航空、航天、電子、機械、能源及核工業(yè)方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等一系列產品在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術應用方面已取得很好的成績。同時，隨著我國高新技術及信息產業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術產品的需求會更加突出。減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，所以，開拓和發(fā)展齒輪技術和減速器在我國有廣闊的前景。論文的基本內容：（1）選擇傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。（2）設計計算及校核。傳動結構的設計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設計計算與校核、軸的設計計算與校核、軸承的選型與壽命計算、鍵的選擇與強度計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇等。在對行星齒輪減速器的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速器設計的主要參數，通過 CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對其進行分析。1第一章 傳動方案的確定1.1 設計任務設計一個行星齒輪傳動減速器。原始條件和數據：傳動比 i=11，功率 p=5.5kw，輸入轉速 N=1500 rpm，中等沖擊。使用壽命 8年，每天工作 16 小時。且要求該齒輪傳動結構緊湊、外廓尺寸較小。1.2 行星機構的類型選擇表 1-1 列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點：表 1-1 常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點性能參數傳動形式簡圖傳動比 效率 最大功率/kW特點NGW[2Z-X(A)] 負號機構）=1.13BAXi~13.7 推薦2.8~9效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用NW（2Z-X 負號機構）=1~50BAXi推薦 7~210.97~0.99 不限效率高，徑向尺寸比NGW 型小，傳動比范圍較 NGW 型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復雜，故| |BAXi7 時不宜采用?2NN（2Z-X 負號機構）推薦值：=8BXEi~30效率較低，一般為0.7～0.840?傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當行星架 X 從動時，傳動比| |大于某一i值后，機構將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負號機構）=1.2~數BXAi千| |=1.2~5BXAi時，效率可達0.9~0.7， i5 以后.隨||增加徒降i20?傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當行星架X 從動時，| |從某一i數值起會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.8~3，最佳值XABi為 2，此時效率可達0.9NGW（Ⅰ）型（3Z）小功率傳動500BAEi?；推薦：=20~10BAEi00.8~0.9 隨增加而BAEi下降短期工作120，?長期工作10結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于 NGW 型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪 A 輸出，當| |大于某一數值i時會發(fā)生自鎖NGWN（Ⅱ）型（3Z）=60~50BAEi0 推薦：=64~30BAEi00.7~0.84 隨增加而bAEi下降短期工作120，?長期工作10結構更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變3為才能滿足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上1.3 確定行星齒輪傳動類型根據設計要求：連續(xù)運轉、傳動比小、結構緊湊和外廓尺寸較小。根據表 1-1 中傳動類型的工作特點可知，2Z-X(A)型效率高，體積小，機構簡單，制造方便。適用于任何工況下的大小功率的傳動，且廣泛地應用于動力及輔助傳動中，工作制度不限。本設計選用 2Z-X(A)型行星傳動較合理，其傳動簡圖如圖 1-1 所示。其中 a 為中心輪， b 和 c 為內齒輪， x 為轉臂。圖 1-1 減速器設計方案（單級 NGW—2Z-X(A)型行星齒輪傳動）擬定的設計方案如下圖：4圖 2-2 減速器整體裝配圖5第二章 齒輪的設計計算2.1 配齒計算2.1.1 確定各齒輪的齒數據 2Z-X(A)型行星傳動的傳動比 值和按其配齒計算（見參考文獻[1]）公式pi（2-1） -公式（ 2-）可求得內齒輪 b 和行星輪 c 的齒數 和 ?，F考慮到行星齒bzc輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪 a 的齒數 =17 和行星輪 =3。apn根據內齒輪 pbziz)1(????12???70?對內齒輪齒數進行圓整，同時考慮到安裝條件，取 ，此時實際的 p169?bz值與給定的 p 值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差的范圍內。實際傳動比為??abzi194.1076??2?其傳動比誤差 ％5.01.??pi由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪 c 的齒數 應按如下公式計算，即cz2baczz??????32?=c7619?在考慮到安裝條件為（整數）932abzC??62.1.2 初算中心距和模數1. 齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪和行星輪材料為 20GrMnTi，表面滲碳淬火處理，表面硬度為 57~ 61HRC。試驗齒輪齒面接觸疲勞極限 =1591Mpa。limH?試驗齒輪齒根彎曲疲勞極限太陽輪 =485Mpa。liF行星輪 =485 0.7Mpa=339.5Mpa (對稱載荷)。齒形為漸開線直齒。最終limF??加工為磨齒，精度為 6 級。內齒圈材料為 38GrMoAlA，淡化處理，表面硬度為 973HV。試驗齒輪的接觸疲勞極限 =1282MpalimH?驗齒輪的彎曲疲勞極限 =370MPaliF齒形的終加工為插齒，精度為 7 級。2. 減速器的名義輸出轉速 2n由 21ni? ??42?得 min/501ri= 363. 載荷不均衡系數 PK采用太陽輪浮動的均載機構，取 。15.?PFHK4. 齒輪模數 和中心距 am首先計算太陽輪分度圓直徑：132lim1AHPatdTkuK????? ??52?式中： —齒數比為u76.0?—使用系數為 1.25；A—算式系數為 768；tdK—綜合系數為 2；?H7—太陽輪單個齒傳遞的轉矩。1T?ppanPn1954?mN??8.03.N??5.1其中 —高速級行星齒輪傳動效率，取 =0.985??—齒寬系數暫取 =0.5d?adb=1450MpalimH?代入 3lim210 1ukTKHdPAt ???? ??62?32.5.6(.71)76809a???=24.6模數 45.172?azdm取 m=1.5則 ????mzga307.2210 ???=35.25取 35?齒寬 75.12.0???db?取 1m2.2 幾何尺寸計算1. 計算變位系數(1) a-c 傳動嚙合角 ac?因 9362.02cos35.oss0???8所以 ''543920??ac?變位系數和 ?tan)(ivizxcc???=（17+30 ） ????20t5439“'ii=1.141圖 2-1 選擇變位系數線圖中心距變動系數 y17.05.320???ma??72?齒頂降低系數 y?.494yx?分配邊位系數：分配邊位系數：根據線圖法，通過查找線圖 2-1得到邊位系數 549.0?ax9則 592.401.???acx(2) c-b 傳動由于內嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0???bcx從而 592.?b且 a????y?2. 幾何尺寸計算結果對于單級的 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表：表 3-1 各齒輪副的幾何尺寸的計算結果項目 計算公式 a-c 齒輪副 b-c 齒輪副分度圓直徑 d1zm?221.572.d??2304150?d2.6923.5?基圓直徑 b?cos1b2d?87.9cos81??b 51252?.41b 19.70cos2???d外嚙合)(1yxhmaa????2c06.1ad342?齒頂圓直徑 )(21yxhdaa?????內嚙合)(*1yxdca?2hb??? 513.641?ad092外嚙合)(*1aaf xcm?22f hd??987.1?fd4232f齒根圓直徑 fd內嚙合)(*1caf x??2bf hmd 42.13?fd2f注：齒頂高系數：太陽輪、行星輪— ，內齒輪— ；1??a 8.0??ah10頂隙系數：內齒輪— 25.0??c2.3 裝配條件驗算對于所設計的單級 2Z-X(A)型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件2.3.1 鄰接條件按公式驗算其鄰接條件，即2sinacpd???已知行星輪 c 的齒頂圓的直徑 =164.513， 和 代入上式，則acd5.12'?ac3pn得164.513 滿足鄰接條件m176.23sin5.12????2.3.2 同心條件按公式對于角變位有 cosabczz??????已知 ， 代入上式得17a3079b''' 54392??ac ??20'bca滿足同心條件cos2954cos2???2.3.2 安裝條件按公式驗證其安裝條件，即得)(整 數Cnzpba?? ??82?將 代入該式驗證得17az9b3滿足安裝條件2??嚙合要素的驗算111. a-c 傳動端面重合度 a?（1）頂圓齒形曲率半徑 ?22)(baad??? ??92?太陽輪221 )874.9()06.9(a=29.31m行星輪222 )954.10()53.64(??a?=42.416（2）端面嚙合長度 ag12(sin)aatg??????式中“ ”號正號為外嚙合，負號為內嚙合；端面節(jié)圓嚙合角。't直齒輪 = ='tac“'54392?則 ??mg 67.1854392sin.16 ''??????（3）端面重合度 =1.265?20cos)co/(????tamg2. 端面重合度bc?（1）頂圓齒形曲率半徑 a?22)(baad?? ??102?行星輪 由上面計算得， =42.41611a?m內齒輪 222 )8.37()0.9(??a?=61.597m（2）端面嚙合長度 ag''21sintaag????? ??12?= ?20si5.197.64. ?m12=24.05m（3）端面重合度 = =1.63)cos/(stnaamg?????20cos5.4?2.4 齒輪強度校核2.4.1 a-c 傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(太陽輪)的強度計算過程，大齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。1．確定計算載荷名義轉矩=376.89 N·mT名義圓周力= = N=8868NtFd20859.376?2．應力循環(huán)次數 aN=60 = 次= 次aHnpt70431.6091037.?= = =181.82i5.1mirinr= =Han?82.10=818.18 ir式中 —太陽輪相對于行星架的轉速( )a minr—壽命期內要求傳動的總運轉時間(h)tt=10a =70400hdha230?3. 確定強度計算中的各種系數1)使用系數 K A取 K =1. 25A2)動負荷系數 K v因 z =171200MPa40?sm2limH?查得 Z =1.0L3)速度系數 Z v因 =3.64 和 =1591 MPaslimH?查得 Z =0.975v4)粗糙度系數 Z R因 1200 MPa 和齒面 R =1.6 6 =9.6limH?z?m?查得 Z =1.026R5)工作硬化系數 W16因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 R =9.6 6 ，zm?由圖 5-17 取 =1.0WZ6)尺寸系數 查得 Z =1.0X10．許用接觸應力 HP?= HPlimXWRVLNTZ??172?=1591 1.0 1.0 0.975 1.026 1.0 1.0??=1592MPa11．接觸強度安全系數 S HS = = =1.985HP?80215912．確定計算許用彎曲應力 時的各種系數FP?l)試驗齒輪的應力修正系數 = 2.0STY2)壽命系數因 N = ，查得 =0.83L91037.?NT3)相對齒根圓角敏感系數 relT?由 =1.796，查得 = 1.0saYrlY4)齒根表面狀況系數 = 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )TRrel' z?m?5)尺寸系數 可按下式計算X= 0.01m= =1.0Y?05.1501.13．許用彎曲應力 FP?= limSTNYrelT?Rl'XY??182?=485 2.0 0.83 1.0 0.925 1.0MPa??=745 MPa14．彎曲強度安全系數 S FS = = =5.21 P?14375??192?172.4.1 c-b 傳動強度校核本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪(內齒輪)的強度計算過程，小齒輪(行星輪)的計算方法相同，從略。齒輪強度驗算按第 5 章中的有關公式和圖表進行。1．名義切向力 tF=8868NtF2．應力循環(huán)次數 N bN =60 =60 次=2.3 10 次 bHanpt704382.1??9??20?式中 n —太陽輪相對于行星架的轉速 ( )H minr= n -n = =181.82 bb).(?ii??13．確定強度計算中的各種系數1)使用系數 K 取 K =1. 25AA2)動負荷系數 K v根據 = =60Hbdn?1082.3954.?sm=3.76 sm查得（7 級精度)：K =1. 068v3)齒向載荷分布系數 K ，K?HF由式(5-1)和(5-2)K = 1+(K -1 )K K ?H0?HWe??2?K =1+(K -1)K K FF3式中 K — 計算接觸強度時運轉初期( 未經跑合 )的齒向載荷分布系數，查0?H得 K = 1.187 ( =0.5);0d?K — 計算接觸強度時的跑合影響系數，查得 K = 0.83(v HW HW18=3.76 ，HB =450)；sm2K — 計算彎曲強度時運轉初期(未經跑合)的齒向載荷分布系數，由圖 5-40?F查得 K =1.12( =12.4) 0?FbK —計算彎曲強度時的跑合影響系數，由圖 5-5 查得 K =0.95 (v =3.76FW FW，HB =450)；sm2K —與均載系數有關的系數，K =0.7He HeK —與均載系數有關的系數，K =0.85F F則 K = 1+(1.187-1 ) 0.83 0.7=1.149?H?K =1+(1.12-1) 0.95 0.85=1.097F4)齒間載荷分布系數 K 、K?F因 = =178.79 ，精度 7 級，非硬齒面直齒btA6285.1?mN輪由表 5-9 查得 K =K =1.0?HF5)節(jié)點區(qū)域系數 Z 可查圖 5-13 或按下式計算Z = = =2.495 H'2'sincottb??20sinco2? ??24?式中 直齒輪 = 0b?—端面節(jié)圓嚙合角't?直齒輪 = =20'tcb?—端面壓力角t直齒輪 = =20t??6)彈性系數 Z E查得 Z =189.8 (鋼一鋼)MPa7)載荷作用齒頂時的齒形系數 Y Fa查得 Y =2.053Fa8)載荷作用齒頂時的應力修正系數 Y sa19查得 Y =2.65sa9)重合度系數 z ，Y?z = = =0.889?34a?63.1=0.25+ =0.25+ =0.71?Ya75.0.10)螺旋角系數 Z ，Y 可按下式計算?因 =0，z = 得 z =1cos?Y = ??1??20所以 z =1，Y =1?4．齒數比 u= = =2.633 cb3079 ??25?5．計算接觸應力的基本值 0H?= 0H???zEubdFt1???26?=2.495 189.8 0.889 1 MPa??63.21508=323.75MPa6．接觸應力 H?= 0???HvAK??27?=323.75 =401MPa149.068.125?7．彎曲應力的基本值 F?= Y Y Y Y = =110.497MPa0F?bmtFaS?? 7.0523.5628．齒根彎曲應力= K K K K =110.49 1.25 1.068 1.097 1=161.812MPaF0Av?F???9．確定計算許用接觸應力 時的各種系數HP?20l)壽命系數 Z NT因 N = 2.3 10 ，查得 Z =1L?9NT2)潤滑系數 Z L因 和 =1282MPasm/204??limH?查得 Z =1L3)速度系數 Z v因 v=3.76 和 =1282MPaslimH?查得 Z =0.975v4)粗糙度系數 Z R因 =1282 MPa 和齒面 R =6.3 6 =9.6limH?z?m?查得 Z =1.026R5)工作硬化系數 W取 =1.0W6)尺寸系數 查得 Z =1.0X10．許用接觸應力 HP?= Z Z Z Z Zw Z HPlimNTLvRX??28?=1282 1 1 0.975 1.026 1 1??=1283MPa11．接觸強度安全系數 S HS = = =3.2 HP?401283 ??29?12．確定計算許用彎曲應力 時的各種系數FPl)試驗齒輪的應力修正系數 Y = 2.0ST2)壽命系數因 N =2.3 10 ，查得 Y =1.0L?9N3)相對齒根圓角敏感系數 Y relT?21由 Y = 2.65，查得 Y = 1.0SarelT?4)齒根表面狀況系數 0.925(齒根 R =6.3 6 = 37. 8 )?Rrl' z?m?5)尺寸系數 Y 可按下式計算XY = 0.006m=1.03-0.006 5=1.0?03.113．許用彎曲應力 FP?= Y Y Y Y Y limSTNrelT?Rrl'X??302?=370 2 1 1 0.925 1MPa??=684.5MPa14．彎曲強度安全系數 S FS = = =4.23 P?812.654??312?