【文章內(nèi)容簡介】 ：齒輪上具有標推模數(shù)m和標準壓力角＝20176。的圓稱為分度圓。因為， ，式中基圓直徑為漸開線圓柱齒輪模數(shù)表第一系列1234第二系列()第一系列568101216第二系列()79(11)14第一系列2025324050第二系列1822283645注：. ，括號的模數(shù)可能不用。 由公式可見，當齒輪的分度圓直徑d確定后，如果再規(guī)定漸開線在分度圓上的壓力角的數(shù)值，則基圓直徑就確定了。而齒輪的漸開線齒形僅取決于基圓的大小。 齒項高系數(shù)——按GBl356—1988規(guī)定：正常齒=1，短齒=0．80。 頂隙系數(shù)——按GBl357—1988規(guī)定：正常齒＝0．25，短齒＝0．3。一對漸開線圓柱直齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)m相等，分度圓壓力角相等，即： 齒輪的模數(shù)的確定，由公式初算得 mm根據(jù)所設(shè)計的題目要求，選定模數(shù)。參數(shù) 齒輪副ac(w)cb(N)模數(shù) m嚙合角 20176。20176。分度圓直徑 d齒頂高 齒根高 全齒高 h齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 中心距 a4 行星齒輪傳動的受力分析及強度計算 行星齒輪傳動的受力分析為了計算輪齒上的作用力，首先需要求得行星齒輪傳動中輸入件所傳遞的額定轉(zhuǎn)矩。在已知原動機(電動機等)的名義功率P和同步轉(zhuǎn)速n的條件下，其輸入件所傳遞的轉(zhuǎn)矩可按下式計算，即： （Nm）式中 ———輸入件所傳遞的名義功率，kw； ———輸入件的轉(zhuǎn)速，r／min。在行星齒輪傳動中，該輸入轉(zhuǎn)矩通常應(yīng)取決于工作機所需的額定轉(zhuǎn)矩(或額定功率)。當工作機在變負荷下上作時，該額定轉(zhuǎn)矩是指在較繁重的、連續(xù)的正常工作條件下使用的轉(zhuǎn)矩(或功率)，如起重機的最大起重量產(chǎn)生的力矩。在行星齒輪傳動中，一個嚙合齒輪副的受力分析與計算與普通定軸齒輪傳動是相同的。在圓柱齒輪傳動中，若忽略齒面間的摩擦力的影響，其法向作用力可分解為如下的三個分力，即：切向力 (N) 徑向力 (N) 軸向力 (N)法向力與切向力的關(guān)系式為 （N） 對于直齒圓柱齒輪傳動，由于輪齒的螺旋角，法面壓力角，故其軸向力=0，則可得 ：切向力 (N) 徑向力 (N) 法向力 (N)式中 ——嚙合齒輪副中小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm ； ——斜齒輪分度圓上的螺旋角，(176。)； ——小齒輪分度圓直徑，mm； ——分度圓壓力角，通常＝20176。 行星齒輪傳動在行星齒輪傳動中，由于其行星輪的數(shù)目通常大于1，即＞l，且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以，在2ZX型行星傳動中，各基本構(gòu)件(中心輪a、b和轉(zhuǎn)臂x)對傳動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，在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構(gòu)件，同時用符號F代表切向力。為了分析各構(gòu)件所受的切向力F，現(xiàn)提示如下三點。(1) 在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動中各構(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)件上兩個平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。在2ZX（A）型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，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4—1所示。由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪c同時施加的作用力和輸入轉(zhuǎn)矩的作用。當行星輪數(shù)目≥2時，各個行星輪上的載荷均勻(或采用載荷分配不均勻系數(shù)進行補償)，因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先應(yīng)計算輸入件中心輪a在每一套中(即在每個功率分流上)所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 式中 ——中心輪a所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nm；——行星輪數(shù)目。按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪c作用于中心輪a的切向力為 圖 41 2ZX（A）型受力分析 行星輪支承上和基本構(gòu)件軸上的作用力 行星輪軸承上的作用力在行星齒輪傳動中，對于各種不同的傳動類型，其行星輪上所受的作用力也是不相同的。圓柱中心輪與行星輪相嚙合時，行星輪上的切向力可按如下公式計算，即 （N）例如，在2Z—X(A)型行星齒輪傳動中，中心輪a作用于行星輪c上的切向力計算，即 （N）對于鋼制行星輪c，其材料密度；行星輪的相對體積 將和的關(guān)系式代入公式，則可得2Z—X(A)型傳動行星輪的離心力為 式中 ——行星輪c的分度圓直徑，mm； b——行星輪的寬度，mm； ——行星輪的折算系數(shù)．相對于轉(zhuǎn)臂x轉(zhuǎn)動的行星輪及其軸承的質(zhì)量直徑為 、寬度為b的實心鋼制圓柱體質(zhì)量之比值的系數(shù)。當滾動軸承安裝在行星輪內(nèi)時，；當滾動軸承安裝轉(zhuǎn)臂x內(nèi)時， 。、軸和軸承的強度校核 齒輪的校核對于外嚙合的齒輪副ac、內(nèi)嚙合的齒輪副cb應(yīng)采用按齒面接觸強度校核。 同理，可以計算得 許用接觸用力 至此可知， ，各個齒輪的強度足夠。 軸的校核根據(jù)我所選擇的傳動方案[2ZX（A）]型的行星減速器，減速器采用中心輪a浮動，軸只受扭矩的作用，而不受彎矩（即不受軸向力和徑向力）。故可按扭矩強度條件進行校核。 同理，可以計算得 根據(jù)已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查標準得許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力[]為40，因、故安全。 軸承的校核 根據(jù)以上的計算數(shù)據(jù)，可知 = =970r/min =100r/min =125r/min 預期計算壽命 則 軸承的校核可有下式計算得 故 所選用的軸承符合要求。5 行星齒輪傳動的均載機構(gòu) 行星輪間載荷分布不均勻性分析 行星輪間載荷分布均勻(或稱載荷均衡)，就是指輸入的中心輪傳遞結(jié)各行星輪的嚙合作用力的大小相等。例如，在圖5—1所示的2Z—X(A)型行星傳動，設(shè)中心輪a上輸入一個轉(zhuǎn)矩，在理想的制造精度和剛度的條件下，中心輪a上的輪齒就會與個行星輪c上的輪齒相接觸(嚙合)，則各行星輪、和(=3)對中心輪a的法向作用力、和的大小是相等的?，F(xiàn)取中心輪a為受力對象，法向作用力、和組成為一個等邊的力三角形[見圖5—1(b)]圖 51 行星輪間的載荷分布即各行星輪作用于中心輪a上的力的主矢為零．++＝0；而其主矩的大小則等于轉(zhuǎn)矩。因此，中心輪a可達到無徑向載荷地傳遞轉(zhuǎn)矩。但是，在沒有采取任何均載措施的情況下，實際上行星輪間的載荷分布是不均勻的；即使采用了某種均載機構(gòu)，在行星齒輪傳動工作的過程中，行星輪問的載荷分布也并非完全是均衡的。行星輪間載荷分布不均衡的原因，可以大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承、轉(zhuǎn)臂和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩部分所組成的。而行星齒輪傳動零件的制造誤差將使輪齒工作齒廓間形成間隙或過盈。各基本構(gòu)件和行星輪軸線的位移，及各齒輪的運動誤差，例如，中心輪軸線的位移，軸承軸線或內(nèi)齒輪與箱體配合的徑向位移和轉(zhuǎn)臂上安裝行星輪的心軸孔的位移，以及雙聯(lián)行星輪工作齒形的相對位移，中心輪a、b的運動誤差和行星輪與中心輪嚙合的運動誤差等，將形成中心輪與行星輪嚙合時的間隙或過盈。由于上述這些行星輪與中心輪嚙合時的總間隙或過盈的存在，當中心輪a或b和轉(zhuǎn)臂x的軸線都不能自由偏移而實現(xiàn)自由調(diào)整時，就可能出現(xiàn)中心輪a或b僅與一個行星輪接觸的情況，何中心輪與其余行星輪的嚙合處就會產(chǎn)生間隙、…(見圖5—2)。在輸入轉(zhuǎn)矩的作用下，由于齒輪、軸和軸承等零件的變形，而使齒輪a旋轉(zhuǎn)某一角度，如果弧線的數(shù)值小于齒輪最小側(cè)隙的數(shù)值，即；圖 52 未采取均載措施的嚙合情況那么，其所有的載荷(切向力)就全都由一個與中心輪a相接觸的行星輪傳遞，即。 當行星輪間的裁荷分布均勻時，中心輪a與每個行星輪嚙合處的平均切向力為 式中 ——中心輪a與各行星輪嚙合處的切向力之和，N； ——行星輪數(shù)，一般，?。?~4； Ta——中心輪a輸入的轉(zhuǎn)矩，Nm； ——中心輪a的分度圓直徑，mm 。當行星輪間載荷分布不均勻時，其行星輪上所受的最大裁荷與各行星輪所受