【正文】 =1? / H? =1+bz /az 將 1? 和 H? 代入上式，有 2π *? /az /2π /wn =1+bz /az 經(jīng)整理后 ? =az +bz =（ 15+63） /2=24 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰 —— 鄰接條件 在行星傳動(dòng)中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1— 2 所示 圖 51 行星齒輪 可得 l=2 wa *sin(180 / )o wn ＞ ()agd l=2*2/m*(az +gz )*sin60o =39 3 /2m ()agd =d+2ah =17m 滿足鄰接條件。 (三 )行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算 按齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù) m的初算公式為 m= 23 1 1 1 l im/m A F F P F a d FK T K K K Y z??? 式中 mK — 算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動(dòng) mK =； 1T — 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩， N*m ； 1T =aT /wn =95491P /wn n=9549 1600=*m AK — 使用系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》表 6— 7查得 AK =1； FK? — 綜合系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》表 6— 5查得 FK? =2； FPK — 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻(xiàn)二》公式 6— 5得 FPK =； 1FaY — 小齒輪齒形系數(shù)， 圖 6— 22可得 1FaY =；， 1z — 齒輪副中小齒輪齒數(shù)， 1z =az =15； limF? — 試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限， 2*N mm 按由《參考文獻(xiàn)二》圖 6— 26～ 6— 30選取 limF? =120 2*N mm 所以 m= 23 1 1 1 l im/m A F F P F a d FK T K K K Y z??? = 3 20. 29 84 1 2 1. 85 3. 15 / 15 12 0? ? ? ? ? ? = 取 m= 1）分度圓直徑 d ()ad=m*az = 15= ()gd =m* ()gz = 24= ()bd =m* ()bz = 63= 2) 齒頂圓直徑 ad 齒頂高 ah ：外嚙合 1ah =*ah *m=m= 內(nèi)嚙合 2ah =（ *ah △ *h ） *m=()*m= ()aad =()ad+2ah =+= ()agd = ()gd +2ah =+= ()abd = ()bd 2ah == 3) 齒根圓直徑 fd 齒根高 fh =（ *ah +*c ） *m== ()fad =()ad2 fh == ()fgd = ()gd 2 fh == ()fbd = ()bd +2 fh =+= 4）齒寬 b 《參考三》表 8— 19選取 d? =1 ()ab = d? * ()ad =1 = ()ab = d? *+5=+5= ()b =+(510)== 5) 中心距 a 對于不變位或高變位的嚙合傳動(dòng)，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的 中心距為： a— g為外嚙合齒輪副 aga =m/2(az +gz )= (15+24)= b— g為內(nèi)嚙合齒輪副 bga =m/2(az +bz )= (6324)= 中心輪 a 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b 模數(shù) m 齒數(shù) z 15 24 63 分度 圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd 齒寬高 b 中心距 a aga = bga = （四）行星齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核 行星齒 輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核 （ 1）選擇齒輪材料及精度等級 中心輪 a 選選用 45 鋼正火，硬度為 162～ 217HBS，選 8 級精度，要求齒面粗糙度 aR? 行星輪 g、內(nèi)齒圈 b 選用聚甲醛（一般機(jī)械結(jié)構(gòu)零件，硬度大，強(qiáng)度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選 8級精度，要求齒面粗糙度 aR? 。 （ 2）轉(zhuǎn)矩 1T 1T =aT /wn =95491P /wn n=9549 1600=*m=*mm； （ 3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由《參考文獻(xiàn)二 》式 8— 24得出 F? 如 F? ? 【 F? 】則校核合格。 （ 4）齒形系數(shù) FY 由《參考文獻(xiàn)二 》表 8— 12得 FaY =， FgY =， FbY =； （ 5）應(yīng)力修正系數(shù) sY 由《參考文獻(xiàn)二 》表 8— 13得 saY =， sgY =， sbY =； （ 6）許用彎曲應(yīng)力 ? ?F? 由《參考文獻(xiàn)二 》圖 8— 24得 lim1F? =180MPa， lim2F? =160 MPa ； 由表 8— 9得 Fs = 由圖 8— 25得 1NY = 2NY =1； 由《參考文獻(xiàn)二 》式 8— 14可得 ? ?1F? = 1NY * lim1F? /Fs =180/=138 MPa ? ?2F? = 2NY * lim2F? /Fs =160/= MPa 1F? =2K 1T /b 2m az * FaY saY =(2 15) = Mpa ? ?1F? =138 MPa 2F? = 1F? * FgY sgY / FaY saY = =? ?2F? = MPa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核 （ 1）、齒面接觸應(yīng)力 H? 1H? = 0H? 12A V H H a H PK K K K K? 2H? = 0H? 22A V H H a H PK K K K K? 0H? = 1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u u?? ?? （ 2）、許用接觸應(yīng)力為 Hp? 許用接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算，即 Hp? = lim lim/HHS? * NT L V R w xZ Z Z Z Z Z （ 3）、強(qiáng)度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件：大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大 H? 值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為 Hp? ，即 H? ? Hp? 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù) HS 值應(yīng)分別大于其對應(yīng)的最小安全系數(shù) limHS ，即 HS limHS 查《參考文獻(xiàn)三 》表 6— 11可得 limHS = 所以 HS 有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限 （ 1）使用系數(shù) AK 查《參考文獻(xiàn)三 》表 6— 7 選取 AK =1 （ 2）動(dòng)載荷系數(shù) VK 查《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 6可得 VK = （ 3）齒向載荷分布系數(shù) HK? 對于接觸情況良好的齒輪副可取 HK? =1 （ 4）齒間載荷分配系數(shù) HaK 、 FaK 由《 參考文獻(xiàn)三 》表 6— 9查得 1HaK = 1FaK = 2HaK = 2FaK = （ 5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) HpK 由《參考文獻(xiàn)三 》式 7— 13 得 HpK =1+（ 39。HpK1） 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 7— 19 得 39。HpK= 所以 1HpK =1+（ 39。HpK1） =1+（ ） = 仿上 2HpK = （ 6）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) HZ 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 9查得 HZ = （ 7）彈性系數(shù) EZ 由《參考文獻(xiàn)三 》表 6— 10查得 EZ = （ 8）重合度系數(shù) Z? 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 10查得 Z? = （ 9）螺旋角系數(shù) Z? Z? = cos? =1 （ 10）試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限 limH? 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 11～圖 6— 15查得 limH? =520Mpa （ 11）最小安全系數(shù) limHS 、 limHF 由《參考文獻(xiàn)三 》表 611可得 limHS =、 limHF =2 （ 12）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NTZ 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 11查得 NTZ = （ 13）潤滑油膜影響系數(shù) LZ 、 VZ 、 RZ 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 1圖 6— 1圖 6— 19 查得 LZ =、 VZ =、RZ = （ 14）齒面工作硬化系數(shù) wZ 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 20查得 wZ = （ 15）接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) xZ 由《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 21查得 xZ =1 所以 0H? = 1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u u?? ??= 1 ?? = 1H? = 0H?12A V H H a H PK K K K K?= 1 1 ? ? ? ?= 2H? = 0H?22A V H H a H PK K K K K?= 1 1 ? ? ? ?= Hp? = lim lim/HHS? * NT L V R w xZ Z Z Z Z Z=520/ 1= 所以 H? ? Hp? 齒面接觸校核合格 （五）行星齒輪傳動(dòng)的受力分析 在行星齒輪傳動(dòng)中由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即 wn 1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在 2H— K 型行星傳動(dòng)中，各基本構(gòu)件（中心輪 a、 b 和轉(zhuǎn)臂 H）對傳動(dòng)主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設(shè)計(jì)在行星齒輪傳動(dòng)的 受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力 rF ，且用一條垂直線表示一個(gè)構(gòu)件，同時(shí)用符號 F代表切向力 rF 。 為了分析各構(gòu)件所受力的切向力 F，提出如下三點(diǎn)： （ 1） 在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動(dòng)中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài)，因此，構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。 （ 2） 如果在某一構(gòu)件上作用有三個(gè)平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。 （ 3） 為了求得構(gòu)件上兩個(gè)平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個(gè)力的作用點(diǎn)的力矩。 在 2H— K型行星齒輪傳動(dòng)中，其受力分析 圖是由運(yùn)動(dòng)的輸入件開始，然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 1— 3所示。 由于在輸入件中心輪 a 上受有 wn 個(gè)行星輪 g同時(shí)施加的作用力 gaF 和輸入轉(zhuǎn)矩 AT 的作用。當(dāng)行星輪數(shù)目 wn ? 2 時(shí)，各個(gè)行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù) pk 進(jìn)行補(bǔ)償）因此，只需要分析和計(jì)算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪 a在每一套中（即在每個(gè)功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 1T =aT /wn =95491P /wn n=9549 1600=*m 可得 aT =1T *wn = N*m 式中 aT — 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩， N*m； 1P — 輸入件所傳遞的名義功率， kw； 圖 52傳動(dòng)簡圖 （ a）傳動(dòng)簡圖 (b)構(gòu)件的受力分析 按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)算，則可得行星輪 g作用于中心輪 a的切向力為 gaF =20221T / 39。ad =2022aT /wn 39。ad =2022 而行星輪 g上所受的三個(gè)切向力為 中心輪 a作用與行星輪 g的切向力為 agF = gaF =2022aT /wn 39。ad = 內(nèi)齒輪作用于行星輪 g的切向力為 bgF = agF =2022aT /wn 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H作用于行星輪 g的切向力為 HgF =2 agF =4000aT /wn 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H上所的作用力為 gHF =2 HgF =4000aT /wn 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H上所的力矩為 HT = wn gHF xr =4000 aT / 39。ad * xr =4000