畢業(yè)論文終稿-2Z-X型NGW嚙合兩級行星齒輪減速器設計[下載送CAD圖紙 全套打包資料]

需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔前面的插圖，原稿更清晰，可編輯XXXXX畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 2Z-X 型 NGW 嚙合兩級行星齒輪減速設計學 號：姓 名：專 業(yè)：系 別：指導教師：二一五年六月需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763I摘 要本文完成了對 2Z-X 型 NGW 嚙合方式兩級行星齒輪減速的設計。該減速器具有較小的傳動比，而且，它具有結構緊湊、傳動效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強、噪聲低的特點。首先簡要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現狀和發(fā)展趨勢，然后比較了各種傳動結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主體部分是對傳動機構主要構件包括太陽輪、行星輪、內齒圈及轉臂的設計計算，通過所給的輸入功率、傳動比、輸入轉速以及工況系數確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和主要零部件的強度校核計算。最后對整個設計過程進行了總結，基本上完成了對該減速器的整體結構設計。關鍵詞：行星齒輪；傳動機構；結構設計；校核計算需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763IIABSTRACTThis paper completed the 2Z-X of NGW structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics. Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculation需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763III目 錄摘 要 .IABSTRACT.II目 錄 .III1 緒論 .11.1 研究背景及意義 .11.2 行星齒輪減速器研究現狀 .11.3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢 .21.4 論文的基本內容 .22 總體方案設計 .32.1 設計要求 .32.2 總體方案選擇 .32.2.1 行星機構的類型及特點 .32.2.2 確定行星齒輪傳動類型 .53 齒輪的設計計算 .63.1 配齒計算 .63.2 初步計算齒輪的主要參數 .73.2.1 計算高速級齒輪的模數 m .73.2.2 計算低速級的齒輪模數 m .73.3 嚙合參數計算 .83.3.1 高速級 .83.3.2 低速級 .83.3.3 高速級變位系數 .93.3.4 低速級變位系數 .93.4 幾何尺寸的計算 .93.4.1 高速級 .93.4.2 低速級 .103.4.3 插齒刀齒根圓直徑的計算 .103.5 裝配條件的驗算 .113.5.1 鄰接條件 .113.5.2 同心條件 .113.5.3 安裝條件 .12需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763IV3.6 傳動效率的計算 .123.6.1 高速級嚙合損失系數 的確定 .121x3.6.2 低速級嚙合損失系數 的確定 .1323.7 齒輪強度的驗算 .143.7.1 高速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核 .143.7.2 高速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核 .163.7.3 高速級內嚙合齒輪副接觸強度的校核 .173.7.4 低速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核 .183.7.5 低速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核 .193.7.6 低速級內嚙合齒輪副接觸強度的校核 .214 軸的設計計算 .224.1 行星軸設計 .224.1.1 初算軸的最小直徑 .224.1.2 選擇行星輪軸軸承 .234.2 轉軸的設計 .244.2.1 輸入軸設計 .244.2.2 輸出軸設計 .255 轉臂、箱體及附件的設計 .275.1 轉臂的設計 .275.1.1 轉臂結構方案 .275.1.2 轉臂制造精度 .285.2 箱體的設計 .305.3 其他附件的選用 .315.3.1 標準件及附件的選用 .315.3.2 密封和潤滑 .32結論 .33致謝 .34參考文獻 .35需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763V112345緒論61.1 研究背景及意義行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自 20 世紀60 年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展1。本課題通過對行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對涉及結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品的開發(fā)和性能評價實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和理論依據。通過本設計，要能弄懂該減速器的傳動原理，達到對所學知識的復習與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問題。1.2 行星齒輪減速器研究現狀我國的低速重載齒輪技術，特別是硬齒面齒輪技術也經歷了測繪仿制等階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握制造技術外，在 20 世紀 80 年代末至 90 年代初推廣硬齒面技術過程中，我們還作了解決“斷軸” 、 “選用”等一系列有意義的工作。（1）漸開線行星齒輪效率的研究行星齒輪傳動的效率作為評價器傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一，國內外有許多學者對此進行了系統的研究?，F在，計算行星齒輪傳動效率的方法很多，國內外學者提出了許多有關行星齒輪傳動效率的計算方法，在設計計算中，較常用的計算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動比法（克萊依涅斯法） ，其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來計算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。（2）漸開線行星齒輪均載分析的研究現狀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。這些都是由于在其結構上采用了多個行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率流，并合理的采用了內嚙合傳動，從而使其具備了上述的許多優(yōu)點。為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問題就成了一個十7分重要的課題。在結構方面，起初人們只努力地提高齒輪的加工精度，從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難。后來通過時間采取了對行星齒輪的基本構件徑向不加限制的專門措施和其它可自動調位的方法。1.3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢隨著我國市場經濟的推進， “九五”期間，齒輪行業(yè)的專業(yè)化生產水平有了明顯提高，如一汽、二汽等大型企業(yè)集團的齒輪變速箱廠、車轎廠，通過企業(yè)改組、改制，改為相對獨立的專業(yè)廠，參與市場競爭；隨著軍工轉民用，農機齒輪企業(yè)轉加工非農用齒輪產品，調整了企業(yè)產品結構；私有企業(yè)的堀起，中外合資企業(yè)的涌現，齒輪行業(yè)的整體結構得到優(yōu)化，行業(yè)實力增強，技術進步加快。當今世界各國減速器及齒輪技術發(fā)展總趨勢是向六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化。減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術在我國有廣闊的前景。1.4 論文的基本內容（1）選擇傳動方案。傳動方案的確定包括傳動比的確定和傳動類型的確定。（2）設計計算及校核。傳動結構的設計計算，都大致包括：選擇傳動方案、傳動零件齒輪的設計計算與校核、軸的設計計算與校核、軸承的選型與壽命計算、鍵的選擇與強度計算、箱體的設計、潤滑與密封的選擇等。在對行星齒輪減速器的結構進行深入分析的基礎上，依據給定的減速器設計的主要參數，通過 CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對其進行分析。82 總體方案設計2.1 設計要求電機功率： 75kW；輸入轉速： 735r/min；輸出轉速約為： 26.3r/min；工作年限的按 2 年，每天工作 16-18 小時；使用系數選取：KA=1.5。2.2 總體方案選擇2.2.1 行星機構的類型及特點行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動的主要特點如下：（1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的 （即在承受相同的載荷條件下） 。512（2）傳動效率高。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.970，99。（3）傳動比較大?？梢詫崿F運動的合成與分解。只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。（4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。最常見的行星齒輪傳動機構是 NGW 型行星傳動機構。行星齒輪傳動的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有 NGW、 NW、NN、WW、NGWN 和 N 等類型。按基本結構的組成情況不同有 2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X 等類型。9行星齒輪傳動最顯著的特點是：在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用，表 2-1 列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點：表 2-1 常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點性能參數傳動形式 簡圖 傳動比 效率 最大功率/kW特點NGW（2Z-X負號機構）=1.1BAXi313.7推薦2.89效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用NW（2Z-X負號機構）=15BAXi0 推薦7210.970.99 不限效率高，徑向尺寸比 NGW型小，傳動比范圍較 NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯行星齒輪制造、安裝較復雜，故| | 7 時BAXi不宜采用NN（2Z-X負號機構）推薦值：=83BXEi0效率較低，一般為0.70.840傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當轉臂 X 從動時，傳動比 | |大i于某一值后，機構將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負號機構） =1.2BXAi數千| |=1.2BXAi5 時，效率可達0.90.7，>5 以后.i隨| |增加徒降20傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當轉臂 X從動時，| |從某一數值起i會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.83，最佳值為 2，XABi10此時效率可達 0.9NGW（ ）型（3Z）小功率傳動BAEi500；推薦：=20BAEi1000.80.9 隨增加而下降短期工作120，長期工作10結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于NGW 型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪 A 輸出，當|大于某一數值時會發(fā)生i自鎖NGWN（）型（3Z）=60BAEi500 推薦：=643000.70.84隨 增bAEi加而下降短期工作120，長期工作10結構更緊湊，制造，安裝比上列型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上2.2.2 確定行星齒輪傳動類型根據上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動。總傳動比為：95.27min/3.2675ri輸 出輸 入2Z-X 型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用由兩個2Z-X 型 NGW 嚙合方式的行星齒輪傳動串聯而成的雙級行星齒輪減速器較為合理，名義傳動比可分為 , 進行傳動。傳動簡圖如圖 2-1 所示：16pi24.p圖 2-1 傳動方案簡圖113 齒輪的設計計算3.1 配齒計算根據 2Z-X 型行星齒輪傳動比 的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內pi齒輪 ,行星齒輪 的齒數?，F考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心1b1c齒輪 數為 17 和行星齒輪數為 。根據內齒輪a3pn11bapiz16785bz根據同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數為11234cba所求得的 適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。再考慮到其安裝條件為：ZC C5112zab整 數第二級傳動比 為 4.66，選擇中心齒輪數為 23 和行星齒輪數目為 3，根據內齒輪2pizb1 1izazb4.62384.1對內齒輪齒數進行圓整后，此時實際的 P 值與給定的 P 值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為 4.652i12zab其傳動比誤差 0.2%ipi4.652再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數為 852zb根據同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數為 2311zcb1za實際傳動比為 4.696i1zab12其傳動比誤差 1%ipi3.2 初步計算齒輪的主要參數齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪 A1 和中心齒輪 A2，以及行星齒輪 C1 和 C2均采用 20CrMnTi,這種材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨的齒輪及齒面較寬的齒輪 ,故且滿足需要。齒面硬度為 58-62HRC，根據圖二可知，取=1400 , =350 ,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級limH2NlimF2N的內齒輪均采用 42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當的強度和硬度等力學性能。調質硬度為 217-259HRC，根據圖三可知，取=780 , =420 輪 B1 和 B2 的加工精度為 7 級。li2li23.2.1 計算高速級齒輪的模數 m按彎曲強度的初算公式，為 1132liAFPaTKYmdz現已知 17, =3401aZm2N中心齒輪 a1 的名義轉矩為：11 759549434.8PTmn取算式系數 ，按表 6-6 取使用系數 ; 按表 6-4 取綜合系數 =1.8;取2.mK1.5AKfk接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數 ，由公式可得2hpk；由表查得齒形系數 ；由表查1.61.621.3fphpk12.67faY的齒寬系數 ；則所得的模數 m 為0.8d324.5.71. 4.0173m取齒輪模數為 133.2.2 計算低速級的齒輪模數 m按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數 m 為1132liAFPaTKYmdz現已知 23， =420 。中心齒輪 a2 的名義轉矩 =m2N 2aT1xa6324.819.取算式系數 ，按表 6-6 取使用系數 ; 按表 6-4 取綜合系數mk1.5ak=1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數 ，由公式可得f 1.2hp；由表查得齒形系數 ；由表查的齒1.61.621.3fphp1.4faY寬系數 ；則所得的模數 為0d6.07mm3948.5.412.6230m取齒輪模數為 m3.3 嚙合參數計算3.3.1 高速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a1 為1ac1b11 4730222acacmz11 851bcbc3.3.2 低速級在兩個嚙合齒輪副中 ， 中，其標準中心距 a2 為2ac2b22116316acbcmz22 852bcbc由此可見，高速級和低速級的標準中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變14位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動中，采用高度變位可以避免根切，減小機構的尺寸和質量2；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位 ，大齒輪采用負變位 。內10x20x齒輪的變位系數和其嚙合的外齒輪相等，即 ， 型的傳動中，當傳動比2zA時，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內齒輪采用負變位，其變位系數關系為4baxi。0ca3.3.3 高速級變位系數確定外齒輪副的變位系數，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為 ， 根據表選擇變位系數102a125z.35x.3bx0.315cx3.3.4 低速級變位系數因其嚙合角仍為 根據表選擇變位系數162a1254z20.15ax0.b0.1cx3.4 幾何尺寸的計算對于雙級的 型的行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的2xA幾何尺寸的計算結果如下表：3.4.1 高速級項目 計算公式 齒輪副1ac齒輪副1bc分度圓直徑1dmz268d2336d240153.4.2 低速級項目 計算公式 齒輪副1ac齒輪副1bc分度圓直徑 1dmz238d2686d250外嚙合112amdxh2178.52ad4b頂圓直徑 1a內嚙合2a3a21afmc插 齒 14.8b23a外嚙合1fdxh212f160.5fd2348f齒根圓直徑 f內嚙合fa202插 齒 123.48f50f163.4.3 插齒刀齒根圓直徑的計算已知模數 ，盤形直齒插齒刀的齒數為 18，變位系數為4m，試求被插齒的內齒輪 ， 的齒圓直徑。0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計算，即2fd20fad插 齒插齒刀的齒頂圓直徑0a插齒刀與被加工內齒輪的中心距200aomaoxzh4182.3582.m高速級： 2fd.40低速級：選擇模數 ，盤形直齒插齒刀的齒數為 176m00aoaoxz1726.518.2填入表格 22f 8.38.m3.5 裝配條件的驗算對于所設計的雙級 2Z-X 型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件3.5.1 鄰接條件外嚙合112amadxh2215.38ad296齒頂圓直徑 1a內嚙合a23a1afmdc插 齒 2196.a308外嚙合1f xh212f a124.38fd69f齒根圓直徑 f內嚙合f 202fad插 齒 169.2f2348f17按公式驗算其鄰接條件，即2sinacacpd已知高速級的 ， 和 代入上式，則得14.8ac10ac3滿足鄰接條件14.820sin76.3m將低速級的 ， 和 代入，則得92acd2acpn滿足鄰接條件96.si80.53.5.2 同心條件按公式對于高度變位有 2acbz已知高速級 ， 滿足公式則滿足同心條件。17a34c85已知低速級 ， 也滿足公式則滿足同心條件。b3.5.3 安裝條件按公式驗算其安裝條件，即得1abpCzn整 數 2abpCzn整 數（高速級滿足裝配條件）178534abp（低速級滿足裝配條件）26abpz3.6 傳動效率的計算雙級 2Z-X 型的基本行星齒輪傳動串聯而成的，故傳動效率為122baxax由表可得： 11bxaxp18221bxaxp3.6.1 高速級嚙合損失系數 的確定1x在轉化機構中，其損失系數 等于嚙合損失系數 和軸承損失系數 之和即:1x 1xm1xn111xxxmn其中 1ab轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xmb 11c轉化機構中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xa a可按公式計算即xmb1xb122mfz高速級的外嚙合中重合度 =1.584,則得:1xma12.486mf式中 齒輪副中小齒輪的齒數1z齒輪副中大齒輪的齒數2嚙合摩擦系數，取 0.2mf=0.0411xa12.4860.743內外嚙合中重合度 =1.864,則得1xmb122.96mfz=0.00801xb.0.43即得 =0.041+0.008=0.049, 1xm16.049.57bax193.6.2 低速級嚙合損失系數 的確定2x外嚙合中重合度 =1.627= =0.0372xma12.54mfz1.540.234內嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma12.97mf1.970.239即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm2410.56.bax則該行星齒輪的傳動效率為:= =122baxax0.95.0974傳動效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。3.7 齒輪強度的驗算校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大 值均小于其H相應的許用接觸應力 ，即Hpp3.7.1 高速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統的質量和剛度以及運行狀態(tài)有關，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊8 。故選 為 1.5, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊9。故選 為 1.8aKaK（1）動載荷系數 v考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數，查表可得=1.108v（2）齒向載荷分布系數 H考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻對齒面接觸應力影響的系數，該系數 主要與HK20齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關。查表可得 ，1HbK1.2b3H則 .23.6（3）齒間載荷分配系數 、HakF齒間載荷分配系數是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關。查表可得 =1 ， =1HakFa（4）行星齒輪間載荷分配不均勻系數 Hp考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數。它與轉臂 X 和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取 =1.4Hpk（5）節(jié)點區(qū)域系數 Hz考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數。根據 ，取 為 2.4952cosintaHtzHz（6）彈性系數 eZ考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對接觸應力影響的系數，查表可得 為 189.80 eZ（7）重合度系數 考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系：tbF，故取 0.89743aZ（8）螺旋角系數 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數。，取 為 1cos（9）最小安全系數 ，minHSinF考慮齒輪工作可靠性的系數，齒輪工作的可靠性要求應根據重要程度，使用場合21等。取 =1minHS（10）接觸強度計算的壽命系數 NtZ考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數時，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數和使用潤滑劑有關。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt（11）潤滑油膜影響系數 ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, =0.991LZVR（12）齒面工作硬化系數 ，接觸強度尺寸系數wZx考慮到經光整加工的硬齒面的小齒輪在運轉過程中對調質剛的大齒輪產生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數。故選 =1， =1wxZ根據公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力 10，即：HP中心齒輪 a1 的 =1422minlNtLVRWXHpZS PaM行星齒輪 c1 的 =1486inltLp a外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中 ，12H110AUHaPHK01t EubFZd經計算可得 2987PaHM則 ， 滿足接觸疲勞強度條件。14p221486HPa3.7.2 高速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核（1）名義切向力 tF已知 ， =3 和 =153mm,則得235.aNmTpnad222002351960atP NTFnd使用系數 ，和動載系數 的確定方法與接觸強度相同。aKv（2）齒向載荷分布系數 F齒向載荷分布系數 按公式計算，即 1FbFK由圖可知 =1， ，則 =1.311F1.4b（3）齒間載荷分配系數 Fa齒間載荷分配系數 可查表 =1.1（4）行星齒輪間載荷分配系數 Fp行星齒輪間載荷分配系數 按公式計算K1.621.3Fp（5）齒形系數 faY查表可得， =2.421, =2.6561f 2fa（6）應力修正系數 s查表可得 =1.684, =1.5771sa2a（7）重合度系數 Y查表可得 10.75.38（8）螺旋角系數 （9）計算齒根彎曲應力 f=18711tFaAVFaFPFbmYK PaM=18922ta aa（10）計算許用齒根應力 FpminFSTNtrelTRrlXpYs23已知齒根彎曲疲勞極限 =400minF2N查得最小安全系數 =1.6,式中各系數 ， ， ， 和 取值iSSTYNrelTRrelTYx如下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數0.2631L查表齒根圓角敏感系數 =1， 1rel20.95relTY相對齒根表面狀況系 =1.043.1.674.RrelTz=1.0430.121.6740.529RrelTz許用應力 694 , 1FpPaM247FpPa因此 ； ， a-c 滿足齒根彎曲強度條件。2F3.7.3 高速級內嚙合齒輪副接觸強度的校核高速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似。選擇 =1.272， =1.189, =189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844，vKHZhHaKZ=1.095, =1.151, =1, =1, =0.987, =0.974, 1NZ2N1L2L1V2V=0.991, =0.982, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1R1W2W1XminHS計算行星齒輪的許用應力為=16771minlNtLVRXHpZS paM計算內齒輪 c1 的接觸許用應力=6411minlNtLVRWXHp pa而 = =3961210AUHaHPHKpa則 641 得出結論：滿足接觸強度的條件。Hpa243.7.4 低速級外嚙合齒輪副接觸強度的校核（1）選擇使用系數 aK原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 為 1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖a擊。故選 為 1.8a（2）動載荷系數 v0.251349Vk（3）齒向載荷分布系數 HK=1.2291Hb（4）齒間載荷分配系數 、HakF查表可得 =1.021 =1.021Ha（5）節(jié)點區(qū)域系數 z取 =2.4952cosintaHtz（6）彈性系數 eZ考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對接觸應力影響的系數，查表可得 為 189.80 eZ（7）重合度系數 考慮重合度對單位齒寬載荷 的影響，而使計算接觸應力減小的系數tbF，故取 0.88943aZ（8）螺旋角系數 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數。 ，取 為 1cosZ計算齒面的接觸應力 代人參數110AUHaHPHK=145112HpaM25（9）最小安全系數 ，minHSinF取 =1minH（10）接觸強度計算的壽命系數 NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2Nt（11）潤滑油膜影響系數 ， ，LVR齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, =0.996LVZR（12）齒面工作硬化系數 ，接觸強度尺寸系數wZx選 =1， =1wZx計算許用接觸應力=1770 中心齒輪 a21minlNtLVRWXHpS paM=1525 行星齒輪 c2 2inltLVRXpHZpa接觸強度校核： 1451 滿足接觸強度校核12H2H3.7.5 低速級外嚙合齒輪副彎曲強度的校核（1）名義切向力 tF已知 ， =3 和 =276mm,則得623.47aNmTpnad001623.47862tPa Nnd使用系數 ，和動載系數 的確定方法與接觸強度相同。Kv（2）齒向載荷分布系數 F齒向載荷分布系數 按公式計算，即 1FbFK由圖可知 =1， ，則 =1.229F1.29b（3）齒間載荷分配系數 Fa26齒間載荷分配系數 可查表 =1.021FaKFa（4）行星齒輪間載荷分配系數 p行星齒輪間載荷分配系數 按公式計算F1.621.3Fp（5）齒形系數 faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa（6）應力修正系數 s查表可得 =1.630, =1.5901sa2a（7）重合度系數 Y查表可得 10.75.18（8）螺旋角系數 （9）計算齒根彎曲應力 f=39611tFaAVFaFPFbmYK PaM=39422ta aa（10）計算許用齒根應力 FpminFSTNtrelTRrlXpYs已知齒根彎曲疲勞極限 =400minF2查得最小安全系數 =1.6,式中各系數 ， ， ， 和 取值i STYNrelTRrelTYx如下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數0.2631L查表齒根圓角敏感系數 =1，1rel2relTY相對齒根表面狀況系27=1.0430.11.6740.529RrelTzY=1.0430.12.rel許用應力 674 , 1FpPaM248FpPa因此 ； ， a2-c2 滿足齒根彎曲強度條件。2F3.7.6 低速級內嚙合齒輪副接觸強度的校核低速級內嚙合齒輪副中彎曲強度校核可以忽略，主要表現為接觸強度的計算，校核上與高速級外嚙合齒輪副中的強度相似11。選擇 =1.051， =1.213, =1