【正文】 limF? — 試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限， N ? mm2 按由參考文獻(xiàn) [2]圖 6— 26～ 6— 30選 取 limF? =120N? mm2 。 所以 m= 23 1 1 1 l im/m A F F P F a d FK T K K K Y z??? (411) 由 公 式 （ 411）得 ????????m 所以 取 m= （ 1） 分度圓直徑 d mzd? (412) 由 公 式 (412)得 ()ad =m )(az =1? 19=19mm ()gd =m ()gz =119=19mm ()bd =m ()bz =157=57mm (2) 齒頂圓直徑 ad 齒頂高 ah ：外嚙合 1ah = *ah ? m=m=1 21 內(nèi)嚙合 2ah =（ *ah △ *h ） ? m= ()aad =()ad+2 ah =19+2=21mm ()agd = ()gd +2 ah =19+2=21mm ()abd = ()bd 2 ah =572=55mm (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 =57+2=59mm 表 42 幾何尺寸和嚙合參數(shù) 中心輪 a 行星輪 g 內(nèi)齒圈 b 模數(shù) m（ mm） 1 1 1 齒數(shù) z 19 19 57 齒頂圓直徑 ad （ mm） 21 21 55 齒根圓直徑 fd （ mm） 齒寬高 b(mm) 19 19 57 中心距 a（ mm） aga =19 bga =19 分度圓直徑 d(mm) 19 19 57 (4）齒寬 b 由參考文獻(xiàn) [3]表 8— 19 選取 d? =1 ()ab = d?()ad=119=19mm )()( bdb db ?? =1? 57=57mm 22 )()( gdg db ?? =1? 19=19mm (5) 中心距 a 對(duì)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 ， b— g 為內(nèi)嚙合齒輪副 aga =m/2( az + gz ) (413) 由 公 式（ 413）得 aga =1/2? (19+19)=19mm bga =m/2( az + bz ) (414) 由 公 式（ 414）得 bga =1/2? (5719)=19mm 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(duì)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(hào) 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(duì)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(duì)于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 4— 6 所示。 由于在輸入件中心輪 a 上受有 ?n 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 ?n ? 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 23 1T = aT / wn =9549 1P / wn n （ 415） （ a）傳動(dòng)簡圖 (b)構(gòu)件的受力分析 圖 46 傳動(dòng)簡圖 由 公 式（ 415）得 1T = N? m aT = 1T * wn = N? m （ 416） 由 公 式（ 416）得 aT = 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。 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 =2022 1T / 39。ad =2022 aT / wn 39。ad (417) 由 公 式（ 417）得 gaF =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 =2022 aT / wn 39。ad (418) 24 由 公 式（ 418）得 agF =2022? 內(nèi)齒輪作用于行星輪 g 的切向力為 bgF = agF =2022 aT / wn 39。ad (419） 由公式（ 419）得 bgF = 轉(zhuǎn)臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為 HgF =2 agF =4000 aT / wn 39。ad (420) 由公式（ 420）得 HgF = 轉(zhuǎn)臂 H 上所的作用力為 gHF =2 HgF =4000 aT / wn 39。ad （ 421） 由 公 式（ 421）得 gHF = 轉(zhuǎn)臂 H 上所的力矩為 HT = wn gHF xr =4000 aT / 39。ad xr (422) 由 公式（ 422）得 HT =4000? ? m 在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為式 gbF = bgF =2022 aT / wn 39。ad (423) 由公式（ 423）得 gbF = 在內(nèi)齒輪 b 上所受的力矩為 bT = wn gbF 39。bd /2022= aT 39。bd / 39。ad (424) 由公 式 (424) 得 bT = N? m 式中 ， 39。ad — 中心輪 a 的節(jié)圓直徑 25 39。bd — 內(nèi)齒輪 b 的節(jié)圓直徑 xr — 轉(zhuǎn)臂 H 的回轉(zhuǎn)半徑 根據(jù)參考文獻(xiàn) [2]式（ 6— 37）得 aT / HT =1/ baHi =1/1 Habi =1/1+P （ 425） 轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)矩為 HT = aT ?（ 1+P） (426) 由公式（ 426）得 HT = N? m bT / HT =1/ baHi =1/1 Habi =p/1+P 內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩 bT =p/1+p* HT =() (427) 由公式（ 427）得 bT =? m 行星齒輪傳動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)及浮 動(dòng)量 行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn)。這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)（ wn ? 2）行星輪的傳動(dòng)方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個(gè)行星輪來分擔(dān)載荷，形成功率分流，并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng)；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn)。 輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻，起初，人們只努力提高齒輪的加工精度，從而使得行星輪傳動(dòng)的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來通過實(shí)踐 采取了對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進(jìn)行自動(dòng)調(diào)位的方法，即采用各種機(jī)械式的均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而，有效地降低了行星齒輪傳動(dòng)的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配，且使行星齒輪傳動(dòng)輸入功率能通過所有的行星 輪進(jìn)行傳遞，即可進(jìn)行功率分流。 為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。本次所設(shè)計(jì)行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構(gòu)件中心輪 a 浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)。 26 傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核 （ 1） 選擇齒輪材料及精度等級(jí) 中心輪 a 選選用 45 鋼正火，硬度為 162～ 217HBS， 選 8 級(jí)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(jí)精度，要求齒面粗糙度 ?aR 。轉(zhuǎn)矩 ??T 。 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 。 由參考文獻(xiàn) [3]式 8— 24 得出 F? ， 如 F? ? ?F?? 則校核合格。齒形系數(shù) FY 由參考文獻(xiàn) [3]表 8— 12 得 FaY =， FgY =， FbY =；應(yīng)力修正系數(shù) sY 由參考文獻(xiàn) [3]表 8— 13 得 saY =， sgY =， sbY =；許用彎曲應(yīng)力 ? ?F? 由參考文獻(xiàn) [3]圖 8— 24 1limF? =180MPa， 2limF? =160 MPa ；表 8— 9 得FS =； 圖 8— 25 得 121 ?? NN YY ；式 8— 14 可得 ? ?1F? =138 MPa； ? ?2F? = MPa； 1F? =2K 1T /b 2m az ? FaY saY ? ?1F? (428) 由公式 (428)得 1F? = MPa saY ? ?1F? =138 MPa 2F? = 1F? ? FgY sgY / FaY saY ? ?2F? (429） 式中 ， F? — 許用彎曲應(yīng)力