NGW型行星輪中太陽輪的設(shè)計和計算要點

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1、目錄 1 .緒論 1. 2 .擬定傳動方案及相關(guān)參數(shù) 3 1 .機構(gòu)簡圖的確定 3. 2 .齒形與精度 3. 3 .齒輪材料及其性能 4. 3 .設(shè)計計算 4. 1 .配齒數(shù) 4.. 2 .初步計算齒輪主要參數(shù) 5. 3 .幾何尺寸計算 8. 4 .重合度計算 9.. 4 .太陽輪的強度計算及強度校核 1.0 1 .強度計算 10 (1)外載荷 1.2 (2)危險截面的彎矩和軸向力 1.2 2 .疲勞強度校核 1.4 (1)齒面接觸疲勞強度 1.4 (2)齒根彎曲疲勞強度 18 3 .安全系數(shù)校核 2. 5 .零件圖和裝配圖 25 6 .

2、參考文獻 26 一.緒論 漸開線行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪繞著位置固定的 幾何軸線作圓周運動的齒輪傳動，這種傳動通常用內(nèi)嚙合且多采用幾 個行星輪同時傳遞載荷，以使功率分流。漸開線行星齒輪傳動具有以 下優(yōu)點:傳動比范圍大、結(jié)構(gòu)緊湊、體積和質(zhì)量小、效率普遍較高、 噪音低以及運轉(zhuǎn)平穩(wěn)等，因此被廣泛應(yīng)用于起重、冶金、工程機械、 運輸、航空、機床、電工機械以及國防工業(yè)等部門作為減速、變速或 增速齒輪傳動裝置。 漸開線行星齒輪減速器所用的行星齒輪傳動類型很多， 按傳動機 構(gòu)中齒輪的嚙合方式分為：NGW、NW、NN、NGWN、ZU飛VGW、 W.W等，其中的字母表示：N —內(nèi)嚙合，W—外嚙合，

3、G—內(nèi)外嚙合公 用行星齒輪，ZU—錐齒輪。 NGW型行星齒輪傳動機構(gòu)的主要特點有： 1、重量輕、體積小。在相同條件下比硬齒面漸開線圓柱齒輪減 速機重量減速輕1/2以上，體積縮小1/2—1/3;2、傳動效率高；3、傳動 功率范圍大，可由小于1千瓦到上萬千瓦，且功率越大優(yōu)點越突出， 經(jīng)濟效益越高；4、裝配型式多樣，適用性廣，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音小 ；5、 外齒輪為6級精度，內(nèi)齒輪為7級精度，使用壽命一般均在十年以上。 因此NGW型漸開線行星齒輪傳動已成為傳動中應(yīng)用最多、傳遞功率 最大的一種行星齒輪傳動。 NGW型行星齒輪傳動機構(gòu)的傳動原理：當高速軸由電動機驅(qū)動 時，帶動太陽輪回轉(zhuǎn)，再帶動行星輪轉(zhuǎn)動

4、，由于內(nèi)齒圈固定不動，便 驅(qū)動行星架作輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)， 以此 同樣的結(jié)構(gòu)組成二級、三級或多級傳動。 NGW型行星齒輪傳動機構(gòu) 主要由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架所組成，以基本構(gòu)件命名， 又稱為ZK —H型行星齒輪傳動機構(gòu)。 行星齒輪傳動與其他形式的齒輪傳動相比有如下幾個特點 ： (1)體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳遞功率大、承載能力高， 這個特點是由行星齒輪傳動的結(jié)構(gòu)等內(nèi)在因素決定的。 a)功率分流 用幾個完全相同的行星輪均勻地分布在中心輪的周 圍來共同分擔載荷，因而使每個齒輪所受到的載荷都很小， 相應(yīng)齒輪 模數(shù)就可較小。 b)合理地應(yīng)用了內(nèi)嚙合 充分利

5、用內(nèi)嚙合承載能力高和內(nèi)齒輪的 空間體積，從而縮小了徑向、軸向尺寸，使結(jié)構(gòu)緊湊而承載能力又高。 c)共軸線式的傳動裝置 各中心輪構(gòu)成共軸線式的傳動，輸入軸 與輸出軸共軸線，使這種傳動裝置長度方向的尺寸大大縮小。 (2)傳動比大 只要適當?shù)倪x擇行星傳動的類型及配齒方案， 就 可以利用很少的幾個齒輪而得到很大的傳動比。 在不作為動力傳動而 主要用以傳遞運動的行星機構(gòu)中，其傳動比可達到幾千。此外，行星 齒輪傳動由于它的三個基本構(gòu)件都可以傳動， 故可以實現(xiàn)運動的合成 與分解，以及有級和無級變速傳動等復(fù)雜的運動。 (3)傳動效率高 由于行星齒輪傳動采用了對稱的分流傳動結(jié) 構(gòu)，即它具有數(shù)個均勻分布的行

6、星齒輪， 使作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承 中的反作用力相互平衡，有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇恰當、 結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率可達 0.97?0.99。 (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 由于采用數(shù)個相同的行星輪，均勻分布于中心輪周圍，從而可使 行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多， 故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 .擬定傳動方案及相關(guān)參數(shù) 1 .機構(gòu)簡圖的確定 減速器傳動比i=6,故屬于1級NGW型行星傳動系統(tǒng) b 查書 《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》 書表4-1確定np =2, 或3,從提高傳動裝置承載力，減

7、小尺寸和重量出發(fā)，取 np=3。 計算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=1。 2 .齒形與精度 因?qū)儆诘退賯鲃?，以及方便加工，故采用齒形角為 20o,直 齒傳動，精度定位6級。 3 .齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪采用軟齒面，以提高承載 能力，減小尺寸。 表1齒輪材料及其性能 齒輪 材料 熱處理 h H lim (N/mm2) 仃 F lim (N/mm2) 加工精度 太陽輪 20CrMnT i 滲碳淬火 HRC58 ~62 1400 350 6級 行星輪 245 內(nèi)齒輪 40Cr 調(diào)制 HB262?29 3

8、650 220 7級 三.設(shè)計計算 1 .配齒數(shù) 采用比例法： Za： Zc： Zb： M %: Z(i/2) 2-：i( alZ). aZ: i p( n ) =Za ： 2Za ： 5Za ： 2Za 按齒面硬度 HRC=60, u = Zc/Za=(6- 2)/2=2。 查《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》書圖 4-7a 的 Za max = 20 13< Za< 20。取 Za=17。 由傳動比條件知 Y = Za = 1 7 * 6 1 0 M = Y/3= 102/3= 34； 計算內(nèi)齒輪和行星齒輪齒數(shù) Zb=Y-Za = 102-17= 85； Zc

9、 = 2*Za= 34。 2.初步計算齒輪主要參數(shù) (1)按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 (TaKAKHpKHz u - 1 用式(d)a = Ktd ^二一進行計算，式中系數(shù)如 \ d“Hlim u 下： u =Zc/Za = 3/417,2 太陽輪傳遞的扭矩 Ta = 9 5 4 9 Pp/ n n 9 5 4 9 3 0 / 3 100 954.9 N 則太陽輪分度圓直徑為: Ktd 二 3 TaKAKHpKH 三 中 d。Hlim 二 768 3 1954.9 1.25 1.05 1.8 V 0.7 14002 = 103.76 mm 表2

10、 齒面接觸強度有關(guān)系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 Ktd 算式系數(shù) 直齒輪 768 Ka 使用系數(shù) 表6-5,中等沖擊 1.25 KHp 行星輪間載荷分 配系數(shù) 表7-2,太陽輪浮 動，6級精度 1.05 KH工 綜合系數(shù) 表 6-4, np = 3 , 高精度，硬齒面 1.8 1P d 小齒輪齒寬系數(shù) 表6-3 0.7 "H lim 實驗齒輪的接觸 疲勞極限 圖 6-16 1400 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查 (2)按彎曲強度初算模數(shù) |TlKAKFpK—YFa1 用式m = Ky -dZ12”lim進行

11、計算。式中系數(shù)同 表2,其余系數(shù)如表3 因為「 Flim2YFa；lYFa2 245 3.182.54 306.73Flim, 35 2 mm, 29 所以應(yīng)按行星輪計算模數(shù) m = K tm 二 3 I TaKAKFpKF 三YFa2 r 2 ：dZ 二 F lim 2 a = 12.1 31 954.9 1.25 1.075 1.6 2.45 0.7 172 245 =5.64 表3 彎曲強度有關(guān)系數(shù) 符號 名稱 說明 取值 Ktm 算式系數(shù) 直齒輪 12.1 Kfp 行星輪間載荷分配 系數(shù) Kfp = 1 十 1

12、.5(Khp-1) =1 + 1.5(1.05-1) 1.075 Kft 綜合系數(shù) 表6-4,高精度， 1.6 YFa1 齒形系數(shù) 圖6-25,按x=0查值 3.18 YFa2 齒形系數(shù) 圖6-25,按x=0查值 2.45 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得 若取莫屬m = 6 ,則太陽輪直徑與接觸強度初算結(jié)果 (d)a= 103.76 mm接近，故初定按(d)a = 108.5 mm, m= 6 進行觸 和彎曲疲勞強度校核計算。 3 .幾何尺寸計算 將分度圓直徑、節(jié)圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表 4 表4 齒輪幾何尺寸 齒輪 分度圓直徑

13、 節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 太陽輪 (d 卜=102 ? . (d )a = 102 (da )a= 114 行外嚙合 星 輪內(nèi)嚙合 (d 卜= 204 (d 卜=204 gc= 216 內(nèi)齒輪 (d > = 510 ? _ (d )b = 510 (da)b=498 對于太陽輪，各主要參數(shù)及數(shù)據(jù)計算值列于表 5 表5太陽輪的幾何尺寸 名稱 代號 數(shù)值 齒數(shù) Za 17 模數(shù) m 6 壓力角 a 20 分度圓直徑 d 102mm 齒頂身 ha 6mm 齒根高 hf 7.5mm 齒全高 h 13.5m

14、m 齒頂圓直徑 da 114mm 齒根圓直徑 df 87mm 基圓直徑 db 95.85mm 4 .重合度計算 外嚙合: (r)a= m_Za/2 = 6 17/2 = 51 (r)c = m_Zc/2 = 6 34 2= 102 (ra)a = da a/2 =114/2 = 57 (ra)c= da c/2= 216/2= 108 (：a)a = arccos((r)acos： /(ra)a) = arccos(51cos20,57)= 32.78 (二 a)c = arccos((r)ccos /(ra)c) = arccos(102cos 20 108)

15、= 27.441 ；：-iZa(tan(二 a)a - tan:)Zc(tan(： a)c- tan- 1 (2-) =17(tan32.78 - tan20 ) 34(tan 27.441 - tan 20 / (2二) =1.598>1.2 內(nèi)嚙合： (r)b= m-Zb/2 = 6 85 2 = 255 (r)c = m-Zc/2 = 6 34 2 = 102 (ra)b = da b/2 = 495/2 = 247.5 (ra)c = da c/2 = 216, 2 = 108 (1 a)b = arccos((r)bcos ： /(ra)b) = arccos(255cos

16、 20.247.5) = 14.50 (二 a)c = arccos((r)ccos : /(ra)c) = arccos(102cos 20 108)= 27.441 ；? - iZc(tan(: a)c - tan 二)- Zb(tan(: a)b - tan ： L (2二) =34(tan 27.441 - tan 20 ) - 85(tan14.50 - tan 20 ) / (2二) =2.266>1.2 5 .嚙合效率計算 x X b = ? i ab 一 aX 一 / . X 1- iab X 式中 為轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率，可用 Kya pn b田畬法確te。 查圖3-

17、3a、b （取底0.06,因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為 X X "ac = 0.978 , %b = 0.997,轉(zhuǎn)化機構(gòu)效率為 X = ： Cb = 0.987 0.997 : 0.984 , X Zb 85 匚 轉(zhuǎn)化機構(gòu)傳動比iab…云一行一5 1 5 0.984 1 5 =0.987 四.太陽輪的強度計算及強度校核 1.強度計算 受力分析如圖所示: a）斷面參數(shù) b）計算簡圖 首先要從實際斷面尺寸換算出一個相當矩形斷面， 才能較準確的 求出應(yīng)力的大小和位置。相當斷面的慣性矩為 I 一 I min Smin a 式中Im

18、inSmin一不計輪齒時，實際斷面對OX軸的慣性矩 和斷面面積; a --系數(shù)，按經(jīng)驗公式確定：a = 0.25V m熊所+0.3m); 其中hmin - -不計輪齒時的斷面厚度； m--輪齒模數(shù)。 相當截面的寬度取為輪緣的實際寬度 b,其高度h,面積S,斷 面系數(shù)W分別為 h = 3 —; S = bh;W = b bh2 斷面的彎曲半徑為P=%-e,而$ = :. /S 斷面上承受最大，最小應(yīng)力處到斷面重心的距離為 h和h"。其中 先決定內(nèi)側(cè)h,則h=h-h"。 通過分析計算得出相關(guān)參數(shù)如下： 表6太陽輪強度計算相關(guān)參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值

19、備注 P 0 90.75mm P = (87+15) + 4 I min 279936mm4 1min=72M363 + 12 Smin 2592 mm2 87 -15 Smin=72" 2 ) a 3.765 a = 0.25vm(hmin + 0.3m) I 316678.18mm4 2 1 - 1 min Smin a e 1.35mm e = %0S P 89.4mm P = P-e Ha 32.85mm Ha=e + 31.5 , h 18mm h =18 (1)外載荷 l 2TaKA , r 節(jié)圓上的圓周力 Ft 丁

20、式中 Ta=954.9Nm, Ka=1.25, da =102, d anp np=3 貝U 2 954 9 1 25 Ft= 2 954.9 1.25 1000 =7801N； 102 3 節(jié)圓上的徑向力Fr =%%式中at=o( =20； 所以 Fr =7801 tq20 =2839.3N; 1 g 節(jié)圓上的圓周力Ft對彎曲中心的力矩Mt =FtHa式中 Ha =32.85mm, 所以 m t =7801 父32.85 = 256262.85Nmm ; (2)危險截面的彎矩和軸向力 危險截面1的彎矩和軸向力 彎矩 Ml-Ft”H4 ?也;t] 軸向力 Ni =F

21、t(x, - 1tg： t) 危險截面2的彎矩和軸向力 _ Ha ^ ， 彎矩 M2 = Ft： [?！埂?tg： t] 8; 軸向力 N2 =-Ft(X2 ? 2tg)t) 上 式 中 系 數(shù)查表 9-8 可 知；1 =0.1888; 2 =0.0800; ■ = 0.0244;X1 =0.5; X2 =0.408; 1 =0.288; 2 =0.409 所以 危險截面1的彎矩和軸向力 彎矩 3 32.85 Q M l—7801M89.4父 + 0.1888父tan20 i 1 <2x89.4 J M1 = -176055.71Nmm 軸向力 N1 =7

22、801 0.5 -0.288 tan 20 N1 -3082.77N 危險截面2的彎矩和軸向力 彎矩 3 32.85 — M 2 = 7801m89.4m 十0.0244十0.0800m tan20 [ 2 <8x89.4 J M 2 =69356.55Nmm 軸向力 N2 = -7801 0.408 0.409 tan20 N2 = -4344.09N (3)危險截面上的應(yīng)力 危險截面上的應(yīng)力為彎曲應(yīng)力，軸向應(yīng)力及離心力產(chǎn)生的應(yīng)力 之和。 其中離心力產(chǎn)生的應(yīng)力:- 二-，：2 g 式中不一齒輪材料的比重； g--重力加速度； 齒輪的絕對角速度； P0

23、--輪緣斷面重心位置的曲率半徑。 則輪緣外側(cè)的最大應(yīng)力和最小應(yīng)力為 、-max -min M2h N2 = 2 , - 2 S《：h） S M1h N1 - - Se（ ： h） S 2 2 三 100 92.75 首先求得 10 30 1000 「血1% 所以有 69356.55 18 -4344.09 6 c- max = 0.19 10 max 2592 1.35 89.4 18 2592 max =1.65MPa min -176055.71 18 3082.77 019 10 2592 1.35 89.4 18 2592 min =

24、一 7.24MPa 2.疲勞強度校核 (1)齒面接觸疲勞強度 用 式 仃 H =仃 0 JK HP

25、 =2.5 189.8 0.89 1 18723.53 2 1 102 72 2 =825.85 N/mm2 接觸應(yīng)力圻H : 二 ho?KaKvKh ：Kh： KHp =825.85 <1.25 1.005 1.114 1 1.05 = 1001.98 N/mm1 許用接觸應(yīng)力0r HP : 二 H lim Zn 二 HP = ZlZvZrZwZx Sh min 1400 1.03 - 1.05 0.88 1.03 1 1 1.25 =1097.9 N/mm2 故仃H <仃HP ,接觸強度

26、通過。 表7 外嚙合接觸強度有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 Ka 使用系數(shù) 按中等沖擊查表6-5 1.25 Kv 動載荷系數(shù) …X ((d′)anX V =二二2 = 0.445 , 6 級精度 60M1000 VXZa/100= 0.07565,查圖 6-5b 1.005  KhP 齒向載荷分 布系數(shù) 呼d = 0.7,np=3 查圖 6-6 得 KhP0 = 1.214 ,取 Khw= 0.76, KHe=0.7 ,由式(6-25)得 KhP = 1 +(KhP。- 1)KHwKHe =1+(1.214-1) M 0.76m 0.7

27、= 1.114 1.114 Kh 口 齒間載荷分 配系數(shù) 按%-1.6 , 6級精度，硬齒面，查 圖6-9 1 Khp 行星輪間載 荷不均衡系 數(shù) 太陽輪浮動，查表7-2 1.05 Zh 節(jié)點區(qū)域系 數(shù) (Xa+ Xc)/(Za+Zc)= 0』=0 查圖6-10 2.5 Ze 彈性系數(shù) 查表6-7 189.8 Jn/ mm2 Z 重合度系數(shù) = 1.6 ,5=0 查圖 6-11 0.89 ZP 螺旋角系數(shù) 直齒，B = 0 1 Ft 分度圓上的 切向力 — P 30 Ta = 9549P =9549*衛(wèi)=2864.7 N m

28、 n 100 Ft=駟空=四叱2里7 =18723.53 N np(d)a 3^102 18723.53 N b 工作齒寬 b=cpd(d)a = 0.7M02= 71.4 mm 72 mm u 齒比數(shù) Zc/Za=34/17=2 2  Zn 壽命系數(shù) 按工作10年每年365天，每天16小 時計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) Nl= 60(na- nx)npt = 8.76" 108 1.03 Zl 潤滑油系數(shù) HRC=HV713,v=0.445m/s,查表 8-10 用中型極壓油， 2 V50 = 200 mm / s 1.05 Zv 速度系數(shù) 查圖

29、6-20 0.88 Zr 粗造度系數(shù) 按 ^8,Rz= 2.45, _ Rz-Rz2 c 麗 一一 Rz100 = 3 = 2.08查圖 6-21 2 V a 1.03 Zw 工作硬化系 數(shù) 兩出軋均為硬出面，圖6-22 1 Zx 尺寸系數(shù) mH 1 Sh min 最小安全系 數(shù) 按可靠度查表6-8 1.25 h H lim 接觸疲勞極 限 查圖6-16 1400 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得 (2)齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應(yīng)力仃F及其許用應(yīng)力仃FP,用式 ―" Ft x, 一、一 仃 F =。FoKaK

30、vKf PKfuKfp,。F0 = YFotYs" Y P 和 bmn 二 F lim YsTYnt 仃FP = Y6relTY R relTYX計算。并分別對太陽輪和行星輪 Sf min 進行校核。對于表7中未出現(xiàn)的參數(shù)和系數(shù)列于表8。 太陽輪： 彎曲應(yīng)力基本值二F0w Ft、，一、… 、-F 0 a = Yf :工：aYS"問丫 Y - bmn 18723.53 X 72 6 2.95 1.55 0.719 1 2 =142.5 N/mm 彎曲應(yīng)力:一 Fa 二 F -a =二 F0 二aKaKvKf Kf： Kfp = 142.5 1

31、.25 1.005 1.076 1 1.075 =207.67 N/mm2 許用彎曲應(yīng)力:一 FP勺 _ 二 F lim SYSTYNT 二 FP a = Y、relT 2Y R relT 2YX 350 2 1 Sf min 0.95 1.045 1=434.33 N/mm2 1.6 故仃F電M仃FPa，彎曲強度通過。 表8 外嚙合齒根彎曲強度的有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 代表 名稱 說明 取值 KfP 齒向載荷 分布系數(shù) 由 Khp0= 1.214 , b/m=12,查圖 6-23 得 KfP0 = 1.21 ,由式(6-38) KfP= 1+ (KfPo-

32、1)KFwKFe 得 =1+(1.21-1尸 0.4父0.9 = 1.076 1.076 Kfq 齒間載荷 分配系數(shù) Kf = Khq 1 Kfp 行星輪間 載荷分配 系數(shù) 按式(7-43), Kfp = 1 + 1.5Khp-1)=1 + 1.5(1.051) = 1.075 1.075 Ym a 太陽輪齒 形系數(shù) Xa = 0, Za = 17 ,查圖 6-25 2.95 Yf^c 行星輪齒 形系數(shù) Xc = 0, Zc = 34 ,查圖 6-25 2.45 Ysu a 太陽輪應(yīng) 力修正系 數(shù) 查圖6-27 1.55 Ys^

33、c 行星輪應(yīng) 力修正系 數(shù) 查圖6-27 1.68  Y 重合度系 數(shù) Y8= 0.25+0.75/沁 式(6-40), =0.25+0.75/1.598 =0.719 0.719 Ynt 彎曲壽命 系數(shù) Nl= 8.76,108 1 Yst 試驗齒輪 應(yīng)力修正 系數(shù) 按所給的仃F lim區(qū)域圖取 仃F lim時 2 Y re 同丁 a 太陽輪齒 根圓角敏 感系數(shù) 查圖6-35 0.95 Y 6 relT 史 行星輪齒 根圓角敏 感系數(shù) 查圖6-35 0.96 Y R relT 齒根表面 形狀系數(shù) Rz = 2.

34、4 ,查圖 6-36 1.045 Sf min 最小安全 系數(shù) 按高可靠度，查表6-8 1.6 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得 3.安全系數(shù)校核 由以上分析，計算知，行星傳動中的齒輪輪緣內(nèi)外側(cè)任意一點上 的應(yīng)力都在仃max和仃min之間變動，且為交變應(yīng)力，故其強度計算以進 行疲勞安全系數(shù)校核為宜。具安全系數(shù) S。和S,分別按下式計算： kJ V _ 1 _ S 二 : :~ S: a l - m Yn。」人 1 S <- S ■"寸 a m Yn 1 ? b 式中仃bTb--齒輪材料的抗拉強度和抗扭強度，對于近似計算 可取卻=0.68%

35、； 仃川「-齒輪材料的彎曲和扭轉(zhuǎn)對稱循環(huán)疲勞極限，一 般取 仃」=0.430b戶」=（0.54?0.6）。」； 仃a，7 a--正應(yīng)力和切應(yīng)力的應(yīng)力幅， a a a - 2 （- max min） _ T a - KWPj 其中T——中心輪（太陽輪）上作用的扭矩； WPj 扭轉(zhuǎn)凈截面模量； K ——考慮應(yīng)力循環(huán)特性的計算系數(shù)K=1 （對稱循環(huán)）或K=2 （脈動循環(huán)）； 仃m,Tm--正應(yīng)力和切應(yīng)力的平均應(yīng)力 二 m 二^（二 max 二 min） Em = 7a （脈動循環(huán)）或7 m = 0 （對稱循環(huán)） 九九―材料的對稱循環(huán)極限應(yīng)力對實際輪緣的折算系 數(shù)，按下式

36、計算： Yc Yr1 「 YxYs 一Y Yr I YxYs 式中YbY「-彎曲和扭轉(zhuǎn)的有效應(yīng)力集中系數(shù)。 當齒輪材料的仃b>750N

37、度HB>350時: Yn 4 106 Nl 當循環(huán)次數(shù)NL>4M106時，取丫「1;計算結(jié)果 Yn>1.7時，取丫「1.7；對于扭轉(zhuǎn)計算，一般取 NL等于 整個使用期間的起動次數(shù)；對于彎曲計算 NL按表6-2 確定； S2

38、如下表 表9 參數(shù) 數(shù)值 備注 丫仃 1.52 由圖9-20 （a）可得 Yr 1.2 由表9-15可得 Ys 2 由表9-16可得 Yxa 0.66 由表9-17可得 ? H+Yr1 九cr Yx

39、仃 min ) 九仃 1.30 表9 Yn 1 (0 2 由表10可知: =10335 s 1 ST 1.30 4.445 -2.795 1 473 1100 故可知其安全 五.零件圖和裝配圖 圖1太陽輪 B5 / O,O15|B| ，9F 一 / 0.020 B 0 到 H,29 模地 m 6 田地 Q 17 曲形的 @ 2T 齒頂高藪敷 7 1 變位系數(shù) i o 精度等級 y v* 目/nncQ古柏土 事心距 同超5盟%3b阻 d 102 全齒高 h 13LUK 配對齒槍

40、1門不 國號 齒地 17 ’ A差組 拗t項目 地信 1 Fr G.G22G Fw 0.C-3O II Fpt 0.0090 ff 0.0100 III 卜口 0,D140 苒齒欷 K 7 技術(shù)暮求 I.調(diào)制處理 220^26CHBS; 2.未注國的RJ; WW 太陽輪 KBM 圖2太陽輪的工程圖 WU1 31,1 1生, ig^ULFMn I 1U1 1.】演堂理工大學(xué)~~ F就工曄 蝴衩陪睡

41、 圖3裝配圖 六.參考文獻 [1]馬從謙，陳自修，張文照，張展，蔣學(xué)全，吳中心 .漸開線行星 齒輪傳動設(shè)計[M].機械工業(yè)出版社，1987. [2]孫恒，陳作模，葛文杰.機械原理[M].7版.北京：高等教育出版 社.2010 [3]濮良貴，紀名剛，陳國定,吳立言.機械設(shè)計[M].8版.北京高等教育 出版社,2011. [4]任繼生，唐道武，馬克新.機械設(shè)計機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 [M].中 國礦業(yè)大學(xué)出版社,2009. [5]行星齒輪減速器-課程設(shè)計計算說明書[J].百度文庫 [6] NWG型行星齒輪傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[J].百度文庫 27