【正文】 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(zhuǎn)配變得比較困難。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)《參考文獻三 》式（ 6— 37）得 aT / HT =1/baHi =1/1Habi =1/1+P 轉(zhuǎn)臂 H的轉(zhuǎn)矩為 HT =aT *（ 1+P） = （ 1+） = N*m 仿上 bT / HT =1/baHi =1/1Habi =p/1+P 內(nèi)齒輪 b所傳遞的轉(zhuǎn)矩， bT =p/1+p* HT = ()= N*m （六）行星齒輪傳動的均載機構(gòu)及浮動量 行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。ad = *m 式中 39。bd /2021=aT 39。ad * xr =4000 = N*m 在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為 gbF = bgF =2021aT /wn 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H上所的作用力為 gHF =2 HgF =4000aT /wn 39。ad = 內(nèi)齒輪作用于行星輪 g的切向力為 bgF = agF =2021aT /wn 39。ad =2021aT /wn 39。當行星輪數(shù)目 wn ? 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) pk 進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。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。 （ 3） 為了求得構(gòu)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。 為了分析各構(gòu)件所受力的切向力 F，提出如下三點： （ 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)件間的作用力應等于反作用力。HpK1） =1+（ ） = 仿上 2HpK = （ 6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 由《參考文獻三 》圖 6— 9 查得 HZ = （ 7）彈性系數(shù) EZ 由《參考文獻三 》表 6— 10 查得 EZ = （ 8）重合度系數(shù) Z? 由《參考文獻三 》圖 6— 10 查得 Z? = （ 9）螺旋角系數(shù) Z? Z? = cos? =1 （ 10）試驗齒的接觸疲勞極限 limH? 由《參考文獻三 》圖 6— 11～圖 6— 15查得 limH? =520Mpa （ 11）最小安全系數(shù) limHS 、 limHF 由《參考文獻三 》表 611 可得 limHS =、 limHF =2 （ 12）接觸強度計算的壽命系數(shù) NTZ 由《參考文獻三 》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《參考文獻三 》圖 6— 20 查得 wZ = （ 15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) xZ 由《參考文獻三 》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 wn 1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在 2H— K 型行星傳動中，各基本構(gòu)件（中心輪 a、 b 和轉(zhuǎn)臂 H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。HpK1） 由《參考文獻 三 》圖 7— 19 得 39。 （ 4）齒形系數(shù) FY 由《參考文獻二 》表 8— 12 得 FaY =， FgY =， FbY =； （ 5）應力修正系數(shù) sY 由《參考文獻二 》表 8— 13 得 saY =， sgY =， sbY =； （ 6）許用彎曲應力 ? ?F? 由《參考文獻二 》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 齒根彎曲疲勞強度校核合格。 (三 )行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(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 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《參考文獻二》表 6— 7查得 AK =1； FK? — 綜合系數(shù)，由《參考文獻二》表 6— 5查得 FK? =2； FPK — 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 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? — 試驗齒輪彎曲疲勞極限， 2*N mm 按由《參考文獻二》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，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）行星齒輪傳動強度計算及校核 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（一般機械結(jié)構(gòu)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 aR? 。 pi =n/ Hn = 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)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合 —— 同軸條件 為保證行 星輪 gz 與兩個中心輪 az 、 bz 同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪 a— g的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪 b— g 的中心距，即 w(a)ag? =()wbga ? 稱為同軸條件。例如圖 11所示為作者擬定的傳動方案，適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。 第四章 傳動系統(tǒng)的方案設計 傳動方案的分析與擬定 1）對傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，還要滿足工作可靠、傳動精度高、體積小、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。 3） 諧波 減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪 蝸桿、蝸桿 齒輪等。 降 速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方 。 圖 23 減速器系