【正文】 輪傳動 =；m mK —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； 1= / =9549 / n=9549155/31600=308．35 N*mTawn1Pw — 使用系數(shù)，由《參考文獻二》表 6—7 查得 =1；AK AK —綜合系數(shù)，由《參考文獻二》表 6—5 查得 =2；F? F? — 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻二》公式P6—5 得 =；FK —小齒輪齒形系數(shù)，1aY圖 6—22 可得 =；，1FaY —齒輪副中小齒輪齒數(shù)， = =16；1z1za —試驗齒輪彎曲疲勞極限， 按由《參考文獻二》圖 626～630 選取limF?2*Nm=120li 2*N所以 m= =2311lim/mAFPadFKTYz??? 3 ?? = 取 m=81）分度圓直徑 d=m* =816=128mm()az =m* =823=184mm()g() =m* =862=496mm()bd()z2) 齒頂圓直徑 a 齒頂高 ：外嚙合 = *m=m=8 mmah1a*h內嚙合 =（ △ ）*m=(1 )*m=* = +2 =128+16=144mm()ad()ah= +2 =184+16=200mm()g()= 2 ==()abd()ah3) 齒根圓直徑 f 齒根高 =（ + ）*m==10f*ac = 2 =12820=108mm()fad()fh= 2 =18420=164mm()fg()f= +2 =496+20=516mm()fbd()fh4）齒寬 b《參考三》表 8—19 選取 =1d?= * =1128=128mm()ad?()a= * +5=128+5=133mm()gb()=128mm()b5) 中心距 a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，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=m/2( + )= (16+23)=156mmagz82 b—g 為內嚙合齒輪副 =m/2( + )= (6223)=156aazb82中心輪 a 行星輪 g 內齒圈 b模數(shù) m 8 8 8齒數(shù) z 16 23 62分度圓直徑 d 128 184 496齒頂圓直徑 a144 200 齒根圓直徑 f108 164 476齒寬高 b 128 133 123中心距 a =156mm =156mm ag bga5．4 行星齒輪傳動強度計算及校核5．4．1 行星齒輪彎曲強度計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級中心輪 a 選用 45 鋼正火，硬度為 162～217HBS，選 8 級精度，要求齒面粗糙度?行星輪 g、內齒圈 b 選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、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 。a?（2）轉矩 1T = / =9549 / n=9549155/31600=*m=308400N*mm；1awn1Pw（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由《參考文獻三》式 8—24 得出 如 【 】則校核合格。F?F??（4）齒形系數(shù) FY由《參考文獻三》表 8—12 得 =， =， =；FaYFgFbY（5）應力修正系數(shù) s由《參考文獻三》表 8—13 得 =， =， =；sasgsb（6）許用彎曲應力 ??F?由《參考文獻三》圖 8—24 得 =180MPa， =160 MPa ；lim1F?lim2F? 由表 8—9 得 = 由圖 8—25 得 = =1；s1NY2由《參考文獻三》式 8—14 可得 = * / =180/=138 MPa??1F?NYlim1Fs = * / =160/= MPa2li2=2K /b * =(2308400/128 16)=1FTazFsaY28 Mpa =138 MPa???= * / == = MPa 2F1FgYsas ??2F?齒根彎曲疲勞強度校核合格。5．4．2 齒輪齒面強度的計算及校核（1） 、齒面接觸應力 H?=H?012AVaPK?=2H=0H1//EtZFdbu????（2） 、許用接觸應力為 Hp?許用接觸應力可按下式計算，即 = *Hplimli/HSNTLVRwxZ（3） 、強度條件校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大 值均應不大于H?其相應的許用接觸應力為 ，即 Hp?H??p或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù) 值應分別大于其對應的最小安全S系數(shù) ，即 limHSHSlim查《參考文獻二》表 6—11 可得 =所以 5．4．3 有關系數(shù)和接觸疲勞極限（1）用系數(shù) AK查《參考文獻二》表 6—7 選取 =1AK（2）動載荷系數(shù) V查《參考文獻二》圖 6—6 可得 =（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 =1?（4）齒間載荷分配系數(shù) 、HaF由《參考文獻二》表 6—9 查得 = = = =（5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp由《參考文獻二》式 7—13 得 =1+（ 1）39。Hp由《參考文獻二》圖 7—19 得 = 39。HpK所以 =1+（ 1）=1+（）=39。Hp仿上 =（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ由《參考文獻二》圖 6—9 查得 =（7）彈性系數(shù) E由《參考文獻二》表 6—10 查得 =（8）重合度系數(shù) Z?由《參考文獻二》圖 6—10 查得 =?（9）螺旋角系數(shù) ? = =1Zcos（10）試驗齒的接觸疲勞極限 limH?由《參考文獻二》圖 6—11～圖 6—15 查得 =520MpalimH?（11）最小安全系數(shù) 、limHSliF由《參考文獻二》表 611 可得 =、 =2liHlimH（12）接觸強度計算的壽命系數(shù) NTZ由《參考文獻二》圖 6—11 查得 =（13）潤滑油膜影響系數(shù) 、 、LVR由《參考文獻二》圖 6—1圖 6—1圖 6—19 查得 =、 =、 =（14）齒面工作硬化系數(shù) wZ由《參考文獻二》圖 6—20 查得 =（15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) x由《參考文獻二》圖 6—21 查得 =1Z所以 = =1 =?1//EtZFdbu?????2 = = =?? = = =? 7 = * =520/1=所以 齒面接觸校核合格??p5．5 行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即 1,且均勻對稱地分布于中wn心輪之間；所以在 2H—K 型行星傳動中，各基本構件（中心輪 a、b 和轉臂 H）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，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力 ，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號rFF 代表切向力 。r為了分析各構件所受力的切向力 F，提出如下三點：（1）在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。 （2）如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。 （3）為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在 2H—K 型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 5—3 所示。由于在輸入件中心輪 a 上受有 個行星輪 g 同時施加的作用力 和輸入轉矩 的作wngaAT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)wn?進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪 apk在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 = / =9549 / n=9549155/31600=308N*m1Tawn1Pw可得 = * =924 N*maTn式中 —中心輪所傳遞的轉矩，N*m； —輸入件所傳遞的名義功率，kw；1P 圖 52傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析 輸 出輸 入(a) (b)按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 g 作用于中心輪 a 的切向力為=2022 / =2022 / =2022308/128=39。adawn39。d而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪 g 的切向力為= =2022 / = gaTwn39。d內齒輪作用于行星輪 g 的切向力為= =2022 / = bgFaaw39。轉臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為=2 =4000 / =9625N gaaTwn39。d轉臂 H 上所受的作用力為=2 =4000 / =9625N gFgaw39。轉臂 H 上所的力矩為 = =4000 / * = N*m TwngxraT39。dxr在內齒輪 b 上所受的切向力為= =2022 / = gbFawn39。在內齒輪 b 上所受的力矩為= /2022= / =924184/128= N*m bTwng39。daT39。b39。d式中 —中心輪 a 的節(jié)圓直徑，㎜39。a —內齒輪 b 的節(jié)圓直徑，㎜39。b —轉臂 H 的回轉半徑，㎜xr根據(jù)《參考文獻二》式（6—37）得 / =1/ =1/1 =1/1+PaTHbaiHabi轉臂 H 的轉矩為 = *（1+P）= 924（1+）=5429 N*ma 仿上 / =1/ =1/1 =p/1+PbTHbiHabi內齒輪 b 所傳遞的轉矩， =p/1+p* =(5249)=45000 N*mbTH5．6 行星齒輪傳動的均載機構及浮動量行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結構上采用了多個（ 2）行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，wn?使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。5．7 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的制造和轉配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，以達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的制造精度和較容易轉配，且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。在選用行星齒輪傳動均載機構時，根據(jù)該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求：（１）載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數(shù) 值最小。PK（２）均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。（３）在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。（４）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。（５）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結構類型可分為兩種：靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的。靜不定系統(tǒng)均載機構：(1)、基本構件浮動的均載機構(1) 中心輪 a 浮動（2）內齒輪 b 浮動（3）轉臂 H 浮動（4）中心輪 a 與轉臂 H 同時?。?）中心輪 a 與內齒輪 b 同時浮動（6）組成靜定結構的浮動(2)、杠桿聯(lián)動均載機構本次所設計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構件中心輪 a 浮動的均載機構。 5．8 行星傳動的結構設計1）太陽輪的結構設計 參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理滲碳淬火，使深度達 ～ mm，齒面硬度為 58～62HRC，芯部硬度為 320HBS，材料為 20CrMnTi。2）行星輪結構設計 參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理，表面滲碳淬火，深度為 ～ mm，齒面硬度 58～62HRC，芯部硬度 320HBS，規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳動均為 mm3）行星