【正文】 結構緊湊和外廓尺寸較小。 . . 圖 11 減速器設計方案（單級 NGW—2ZX(A)型行星齒輪傳動） 擬定的設計方案如下圖： 圖 22 減速器整體裝配圖 . . 第 2 章 齒輪的設計計算 配齒計算 確定各齒輪的齒數(shù) 據(jù) 2ZX(A)型行星傳動的傳動比 pi 值和按其配齒計算（見參考文獻 [1]）公式（ 327） ~公式（ 333）可求得內(nèi)齒輪 b 和行星輪 c 的齒數(shù) bz 和 cz 。此時，通過角變位后，既不增大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善 ac 嚙合齒輪副的傳動性能。 行星輪 limF? =485? = (對稱載荷 )。 試驗齒輪的接觸疲勞極限 limH? =1282Mpa 驗齒輪的彎曲疲勞極限 limF? =370MPa 齒形的終加工為插齒，精度為 7 級。 invinv ? = 圖 21 選擇變位系數(shù)線圖 中心距變動系數(shù) y y= 5 20 ???maa =1 齒頂降低系數(shù) y? . . ?????? ? yxy 分配邊位系 數(shù)： 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 21 中心距變動系數(shù) y y=5 20 ???maa=1 齒頂降低系數(shù) y? ?????? ? yxy 分配邊位系數(shù)： 根據(jù)線圖法，通過查找線圖 21 得到邊位系數(shù) ?ax 則 5 9 4 9 4 ???? ? ac xxx (2) cb 傳動 由于內(nèi)嚙合的兩個齒輪采用的是高度變位齒輪，所以有 0???? bc xxx 從而 ???? cb xx 且 aa?39。 ?aca 和 3?pn 代入上式，則得 i ???? ?滿足鄰接條件 同心條件 按公式對于角變位有 39。 543925 ??ac? ?2039。21 taaa ag ??? ??? 式中 “? ”號正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合； 39。543925? 則 mmg a )543925s i ( 39。 1．確定計算載荷 名義轉矩 T = Nsincos coscos2 tt tb ?? ??=”’“‘543925s in20c os 543925c os0c os2 2 ???? = 式中 直齒輪 b? = 0? 39。 XY =485? ? ? ? ? . . =745 MPa 14．彎曲強度安全系數(shù) SF SF =FFP?? =143745 = cb 傳動強度校核 本節(jié)僅列出相嚙合的大齒輪 (內(nèi)齒輪 )的強度計算過程，小齒輪 (行星輪 )的計算方法相同，從略。239。(齒根 Rz =? 6 m? = 37. 8 m? ) 5)尺寸系數(shù) YX 可按下式計算 YX = ? =? 5= . . 13．許用彎曲應力 FP? FP? = limF? YST YNT Y relT? Y TRrel39。當行星輪軸在轉臂中的配合選為 H7/h6 時，就可以把它看成是具有跨距為 0l的雙支點梁。 2. 選擇行星輪軸軸承 在行星輪內(nèi)安裝兩個軸承，每個軸承上的徑向載荷 rF 2 20tan88682 20tan ?? ??? tr FF N =1614N 在相對運動中，軸承外圈以轉速 ???? caHaHc zznn minr= minr 考慮到行星輪軸的直徑 mmd ? ，以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承 6306 型，其參數(shù)為 mmd 30? mmD 72? mmB 19? . . ?rC kN ?rC kN 12020lim ?n minr （油?。?； 取載荷系數(shù) ?pf ； 當量動載荷 1 6 1 ??? rpFfP N=1937N。 由于行星輪寬度 6202 ??bb mm，因此兩個軸承之間安裝一厚度為5mm，寬度為 13mm 的套筒。 故 mmd ][m in ，? 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 軸承的壽命計算 3306 )38 7383 200(10 0016 670)(6010 ??? PCnL ahh=165258h70400h 故該對軸承滿足壽命要求。 輸出軸端，軸頸 1102 ?d mm。 軸承的壽命計算 其參數(shù)為 mmd 150? mmD 225? mmB 35? 132?rC kN 1250 ?rC kN 3000lim ?n minr （油?。?； 取載荷系數(shù) ?pf ； 當量動載荷 4 2 4 ??? rpFfP N=5088N。普通平鍵連接的強度條件按. . （ 32）式計算 ? ?pp 2020 ?? ?? kld T （ 32） 式中 T－轉矩， Nmm ； d －軸頸， mm。 . . 第 4 章 行星架和箱體的設計 行星架的設計 行星架結構方案 轉臂 x 是行星齒輪傳動中的一個較重要的構件。尤其，當轉臂 x 作為行星街輪傳動的輸出基本構件時，它所承受的外轉矩最大，即承受著輸出轉矩。當傳動比 (如 2ZX(A)的傳動比 baxi 4)較大時，行星輪的軸承一般應安裝在行星輪輪緣孔內(nèi)臂較合理。否則將會影響到轉臂的強度和剛度，而致使其產(chǎn)生較大的變形，從而，影響行星齒輪機構的正常運轉。當傳動比較小，例如， 2ZX(A)型的傳動比 baxi 4 時，因行星輪的直徑較小，行星輪的軸承通常需要安裝在轉臂的側板孔內(nèi)。轉臂 x 中所需連接板的數(shù)目一般應等于行星輪數(shù) pn 。軸徑與轉臂 x 上軸孔之間的配合長度，一般可按關系式 dl )~(? 選取。在制定其技術條件時，應合理地提出精度要求，且嚴格地控制其形位偏差和孔距公差等。 圖 43 單側板式轉臂 綜上所述：由于雙側板整體式轉臂的剛性較好 ， 又因 2ZX 型的傳動比 baxi =4，故在此情況下本設計采用這種結構類型的轉臂。但最明顯的缺點是其行星輪為懸臂布置，受力情況不好。 在雙側板整體式和雙側板分開式轉臂中，均可采用連接板 (連接塊 )將兩塊側板連接在一起。其結構較復雜。因此，對于尺寸較大的整體式轉臂結構，則可采用鑄造和焊接的方法，以獲得形狀和尺寸較接近于實際轉臂的毛坯。 1. 雙側板整體式轉臂 在行星輪數(shù) pn ? 2 的 2ZX 型傳動中，一般采用如圖 316 所示的雙側板整體式轉臂。從而，可使行星齒輪傳動具有較大的承載能力、較好的傳動平穩(wěn)性以及較小的振動和噪聲。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的 ? ?p? =100~120 MPa 。 3．輸出軸上鍵的選擇及強度計算 平鍵連接傳遞轉矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。為了太陽輪安裝方便，使太陽輪能通過行星架輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應大于太陽輪的齒頂圓直徑 ? ?aad =。輸出軸選用 42CrMo 合金鋼，其許用剪切應力 ?? 45?? MPa，即求出輸. . 出軸伸出端直徑 ? ? mmTd 33 22 ???? ? = 22 ???? ?npT N? mm =6114 N? mm 式中 2T —輸出軸轉矩； ? —齒輪嚙合傳動的效率，取 ? =。該軸中間一段對稱安裝一對深溝球軸承 6217 型，其尺寸為mmmmmmBDd 2815085 ????? ，可畫出輸入軸草圖（如附圖 03）。根據(jù)表32 查得 0A 。所以設計決定選用 6306 型軸承，并把行星輪軸直徑增大到 mmdd 300 ?? 。 . . 圖 32 行星輪軸的載荷簡圖 危險截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩 8 678868288 020 ????? lFqlM t N? mm =148538. N? mm 行星輪軸采用 40Cr 鋼 ,調(diào)質(zhì) 440s ?? MPa，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù) ?S 。太陽輪浮動原理如圖 31 所示 ： 圖 31 太陽輪浮動原理 行星軸設計 1. 初算軸的最小直徑 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 NFt 88682?? ，當行星輪相對于行星架對稱布置時 ，載荷 tF 則作用在軸跨距的中間。t? —端面節(jié)圓嚙合角 直齒輪 39。 1．名義切向力 tF tF =8868N 2．應力循環(huán)次數(shù) Nb Nb =60 Han pn t =60 ??? 次 =? 109 次 式中 nHb —太陽輪相對于行星架的轉速 ( minr ) Hbn = nH nb = )( ? minr = minr 3．確定強度計算中的各種系數(shù) 1)使用系數(shù) KA 取 KA =1. 25 2)動負荷系數(shù) Kv 根據(jù) v= 60Hbdn? = 100 060 ? ?? sm = sm 查得（ 7 級精度 )： Kv =1. 068 3)齒向載荷分布系數(shù) K ?H ,K ?F 由式 (51)和 (52) K ?H = 1+(K 0?H 1 )KHW KHe K ?F =1+(K 0?F 1)KFW KFe 式中 K 0?H — 計算接觸強度時運轉初期 (未經(jīng)跑合 )的齒向載荷分布系數(shù)，查得 K 0?H = ( d? =)。t? = ac? = “‘ 543925? t? —端面壓力角 直齒輪 t? =? =20? 6)彈性系數(shù) EZ 查得 EZ = MPa (鋼 鋼 ) 7)載荷作用齒頂時的齒形系數(shù) YFa 根據(jù) za =17 和 x a = 查得 YFa = 8)載荷作用齒頂時的應力修正系數(shù) Ysa 查得 Ysa = 9)重合度系數(shù) z ? 、 ?Y z? =34 a??=?= ?Y =+a? =+ = 10)螺旋角系數(shù) ?Z 、 ?Y 按下式計算 因 ? =0， z? = ?cos 得 ?z =1 . . ?Y = ?1 ???120? 得 ?Y =1 4．齒數(shù)比 u u =abzz =1730 = 5．計算接觸應力的基本值 0H? 0H? = ??zzzz EH uubdFt 11? =? ? ? 1? ??MPa = 6．接觸應力 H? H? = 0H? ? HaHvA KKKK ? =? ??? =802MPa 7．彎曲應力的基本值 0F? 0F? =bmFt YFa YSa Y? Y? = ????? = 8．齒根彎曲應力 F? F? = 0F? ?? FFvA KKKK =? ? ? ? 1 =143MPa 9． 確定計算許用接觸應力 HP? 時的各種系數(shù) l)壽命系數(shù) ZNT 因 NL = ? ，得 ZNT = 2)潤滑系數(shù) ZL 因 40? =220 smm2 和 limH? 1200MPa 查得 ZL = . . 3)速度系數(shù) Zv 因 v = sm 和 limH? =1591 MPa 查得 Zv = 4)粗糙度系數(shù) ZR 因 limH? 1200 MPa 和齒面 Rz =? 6 m? = m? 查得 ZR = 5)工作硬化系數(shù) WZ 因大小齒輪均為硬齒面，且齒面 Rz = m? 6 m? , 由圖 517 取 WZ = 6)尺寸系數(shù) 查得 ZX = 10．許用接觸應力 HP? HP? = limH? XWRVLNT ZZZZZZ =1591? ? ? ? ? ? =1592MPa 11．接觸強度安全系數(shù) SH SH =HHP?? = 8021592 = 12．確定計 算許用彎曲應力 FP? 時的各種系數(shù) l)試驗齒輪的應力修正系數(shù) STY = 2)壽命系數(shù)因 NL = ? ，查得 NTY = 3)相對齒根圓角敏感系數(shù) relTY? 由 saY =，查得 relTY? = 4)齒根表面狀況系數(shù)TRrelY 39。 KHW — 計算接觸強度時的跑合影響系數(shù)， 查得 KHW = (v =