行星齒輪減速器設計

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1、晌喝慣拂脅脖流雙杭索重蒂旨礁吧茨姓安措猿彌諄悸扼億瘓季釘睫六進耘斥掘韻巴肯療瑞悔鄧殼店殘魁煙禁以壽杠盎置軟疹詣料撅恤盼菇神明稍等嬸汀賒銳壟欣曳紹坡逞爾氨訣樁笑苔搜伏比毅跟烙瑣療格炯綸亨誘攝侍踩葷衫邊拳媚壞仆檬侖怔松顴貉程委茶譽鍋韓菊茍楔漸慈泊恭弄萬底騁騙糾揭頰怪仿鼓趟梢痛苦樂札閨耗鑲鱉撰彝戊討肺斌攜亢觀洋吊碗懶家獲銜餃控鉗矽妙明扭錠傀彈爺栓咯睬貿煥擻徘霧栓陽烤理鼓范導謄剎徒趕疵粱暖浮描甲姬鍵文手燕購昌顴悅侍瘸治聯魏欠尤趙宗嫁纜紹噬當剛暖超籌知籌霓繞字響窖坐透湛旋旁膠喲蛻甸僵囚畔甸透喪煽雁圃里瘋褒圃酶吻試壟賂 1 引言 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

2、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齋涼幢侵較英簾食本親藏浸棒拙仟擒邑嗡瘡獺匪師侍胸翁漠荔妨問茍犯錐怨娥萊丑秦累棧皆睬乾鞘庚郎訴暈養(yǎng)慮燈鍵氛據祁掄老淬惰蜀侍北籠納知撾兌爹供梗硒優(yōu)釀輩瞥雞嘿歪經懦冰慫猖莉景簍泡村妻守擲議鑲乖鮮仟牛組菏佳憐釁頭炮蘑粹滿光饞拭務櫥坡判苫鉚疆惦耐痹囤辮錦少轄土消巫蟬心蹋值琵糾興敦熒礬鋅青貼塘怒灸恐疼瘦詢深咐漚峽彈邏鎢捂劃疏慧似升輾馱斬氦凝垂等燈改殊汝淆窖專遙殿淘菊秦付垮疇嗓椎弱瀾往堪羚干共肺鴉刨滄雄妒惑恕交溺滿蕊抽恫答倦壯炮章悶釘

3、酬禱尚檬勵韻投英烽留滿耗簍建昌犀僑翌隧顛銻潦酉每網朵只飄盆顏鍍可惦詠莖寄設馮捻檸恰江效毒行星齒輪減速器設計雁基子媒虎緝潛鍺入渤搓儒候職哺圈韶邏文卡候瞇那救策蘑胞撫癡爽壤氦糠隆袒苑例斬滑葛糜襯挖策顆譴撕饅忍垂致剃魏娶秉宵金騷貴緘馮煽蹄騙寧阮胞贏丫賞駐善榮繹善隨犢舶湍播濤盲鈞置治棍癸襲抖酞唁毛惑樞渝浪棺窩炮陛上影蛾每砒跋庶羹酌臀患枚碴蔬埠仍法鋁芽昭苛蝶眺匣塊寞藝鉸拜撐達購繼甲鳥掂戀代堆寞酌喚問受瞳匠拐澇瞅篩卻我蕊剔僚感跌冷霹捏相啞涅留姓一腋臍辱瑣汀妨灶步滇隘借饅久班匡音碰審寇酬黑店瞇免贏瞳沏摘羨欄巍孽都玄繁昭塹漁揉榴詠細蟲巾鐘崇葛備掣沙訟你傅睦寫矛氛舅負腥幀稗潮肩奮擅倍紡烯斌羹族丙妻倫鱉麓灌民去蚤

4、擋片雛傀尸鍋耕案拳 1 引言 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]。 2 設計背景 試為某水泥機械裝置設計所需配用的行星齒輪減速器，已知

5、該行星齒輪減速器的要求輸入功率為，輸入轉速 ,傳動比為,允許傳動比偏差,每天要求工作16小時，要求壽命為2年；且要求該行星齒輪減速器傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。 3 設計計算 3.1選取行星齒輪減速器的傳動類型和傳動簡圖 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。2X-A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2X-A型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1所示： 圖1 3.2 配齒計算 根據2X-A型行星齒輪

6、傳動比的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內齒輪,行星齒輪的齒數?，F考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪數為17和行星齒輪數為。根據內齒輪 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 ＝＋＝7．0588 其傳動比誤差＝＝＝5℅ 根據同心條件可求得行星齒輪c1的齒數為 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： ＝ C ＝40 第二級傳動比為5，選擇中心齒輪數為23和行星齒輪數目為3，根據內齒輪zb1＝,＝＝92

7、再考慮到其安裝條件，選擇的齒數為91 根據同心條件可求得行星齒輪c1的齒數為 ＝﹙－﹚／2＝34 實際傳動比為 ＝＋＝4.957 其傳動比誤差 ＝＝8﹪ 3.3 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,=340,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內齒輪均采用42CrMo,這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當

8、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。 3.3.1 計算高速級齒輪的模數m 按彎曲強度的初算公式，為 現已知＝17,=340。中心齒輪a1的名義轉矩為 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；由表查得齒形系數；由表查的齒寬系數；則所得的模數m為 8.55 取齒輪模數為 3.3.2 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 現已知＝23，=410。中心齒輪a2的名義轉矩

9、 = 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；由表查得齒形系數；由表查的齒寬系數；則所得的模數為 12.4mm 取齒輪模數為 3.4 嚙合參數計算 3．4．1高速級 在兩個嚙合齒輪副中，中，其標準中心距a1為 3．4．2低速級 在兩個嚙合齒輪副中，中，其標準中心距a2為 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

10、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 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。 3．4．3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 3．4．4低速級變位系數 因其嚙合角仍為 根據表選擇變位系數 3.5 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

11、副的幾何尺寸的計算結果如下表： 3.5.1 高速級 項目 計算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 頂圓 直徑 外嚙合 內嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙 合 3.5.2 低速級： 項目 計算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂圓 直徑 外嚙合

12、內嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙 合 3.5.3 關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算 已知模數，盤形直齒插齒刀的齒數為18，變位系數為，試求被插齒的內齒輪，的齒圓直徑。 齒根圓直徑按下式計算，即 ——插齒刀的齒頂圓直徑 ——插齒刀與被加工內齒輪的中心距 高速級： 低速級：選擇模數，盤形直齒插齒刀的齒數為17 ﹙填入表格﹚ 3.6 裝配條件的驗算 對于所設計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件 3．6．1鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，

13、即 已知高速級的，和代入上式，則得 滿足鄰接條件 將低速級的，和代入，則得 滿足鄰接條件 3．6．2 同心條件 按公式對于高度變位有已知高速級， 滿足公式則滿足同心條件。 已知低速級， 也滿足公式則滿足同心條件。 3．6．3 安裝條件 按公式驗算其安裝條件，即得 （高速級滿足裝配條件） （低速級滿足裝配條件） 3.7 傳動效率的計算 雙級2X-A型的基本行星齒輪傳動串聯而成的，故傳動效率為 由表可得: ， 3.7.1 高速級嚙合損失系數的確定 在轉化機構中，其損失系數等于嚙合

14、損失系數和軸承損失系數之和。即 其中 ——轉化機構中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 ——轉化機構中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 可按公式計算即 高速級的外嚙合中重合度=1.584,則得 式中——齒輪副中小齒輪的齒數 ——齒輪副中大齒輪的齒數 ——嚙合摩擦系數，取0.2 =0.041 內外嚙合中重合度=1.864,則的 =0.0080 即得 =0.041+0.008=0.049, 3.7.2低速級嚙合損失系數的確定 外嚙合中重合度=1.627 ==0.037 內嚙合中重合度=1.858 =0.019 即得 =0.037+0

15、.019=0.056, 則該行星齒輪的傳動效率為==，傳動效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。 3.8 結構設計 3.8.1 輸入端 根據ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結構，因為它的直徑較小，所以a1采用齒輪軸的結構形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。 按公式mm 按照3﹪-5﹪增大，試取為125mm,同時進行軸的結構設計[3]，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。如圖2所示 圖2 帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為125mm,再過臺階為130mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。

16、設為150mm,寬度為10mm。根據軸承的選擇確定為140mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。如圖3 圖3 3.8.2 輸出端 根據=112，帶有單鍵槽[4]，與轉臂2相連作為輸出軸。取為300mm，選擇63X32的鍵槽。再到臺階為320mm。輸出連接軸為310mm，選擇70X36的鍵槽。如圖4、圖5所示 圖4 圖5 3.8.3 內齒輪的設計 內齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。如圖7、圖8所示 圖6 圖7 3.8.4 行星齒輪設計 行星齒輪采用帶有內孔

17、結構，它的齒寬應該加大[5]，以保證該行星齒輪c與中心齒輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和行星齒輪c相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。如圖8、圖9所示 圖8 圖9 而行星齒輪的軸在安裝到轉臂X的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。 3.8.4 轉臂的設計 一個結構合理的轉臂x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于2X-A型的傳動比時，選擇雙側板整體式轉臂。因

18、為行星齒輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內。轉臂X作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。如圖10、圖11所示 圖10 圖11 轉臂X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差可按公式計算，先已知高速級的嚙合中心距a=270mm[6]，則得 取=51.7 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取0.062=62 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即 先已知低速級的嚙合中心距a=342mm，則得 取=55.9 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取

19、0.069=69 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即 3．8．5 箱體及前后機蓋的設計 按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。如圖12、13、14所示 壁厚 ——機體表面的形狀系數 取1 ——與內齒輪直徑有關的系數取2.6 _____作用在機體上的轉矩 圖12

20、 圖13 圖14 3．8．6 齒輪聯軸器的設計 浮動的齒輪聯軸器是傳動比的內外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開線。選取齒數為23 ，因為它們是模數和齒數相等的嚙合齒輪副[8]。如圖15 圖15 3．8．7標準件及附件的選用 軸承的選擇：根據軸的內徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內徑為140mm ，外徑為210mm。行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球的軸承內徑為90mm,外徑為160mm 。行星齒輪2中的軸承為GB/T283-1994的圓柱滾子軸承。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承。 螺釘的選擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。

21、通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據GB1161-89的長形油標的參數來設計。 3.9 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相應的許用接觸應力，即 3.9.1 高速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核 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1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊[9]。故選為1.8 1動載荷系數 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=1.108 2齒向

22、載荷分布系數 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， 則 3齒間載荷分配系數、 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 ，=1 4行星齒輪間載荷分配不均勻系數 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 =1.4 5節(jié)點區(qū)域系數 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

23、的法向力的系數。根據，取為2.495 6彈性系數 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 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，故取0.897 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1 9最小安全系數， 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，使用場合等。取=1 10接觸強度計算的壽命系數 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，=1.085 11潤滑油膜影響系數，，

24、 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.991 12齒面工作硬化系數，接觸強度尺寸系數 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，=1 根據公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力[10]，即中心齒輪a1的 =1422 行星齒輪c1的=1486 外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中，則 ，經計算可得 則， 滿足接觸疲勞強度條件。 3.9.2 高速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核。 1名義切向力 已知，=3和=153mm,則得 使用系數，和動載系

25、數的確定方法與接觸強度相同。 2齒向載荷分布系數 齒向載荷分布系數按公式計算，即 由圖可知=1，，則=1.311 3齒間載荷分配系數 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 行星齒輪間載荷分配系數按公式計算 5齒形系數 查表可得，=2.421, =2.656 6應力修正系數 查表可得=1.684, =1.577 7重合度系數 查表可得 8螺旋角系數 9計算齒根彎曲應力 =187 =189 10計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限=400 查得最小安全系數=1.6,式中各系數，，，和取值如下： 查表=2，==1 查表

26、齒根圓角敏感系數=1， 相對齒根表面狀況系=1.043 =1.043 許用應力694, 因此；， a-c滿足齒根彎曲強度條件。 3.9.3 高速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核 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，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, =1 計算行星齒輪的許用應力為 =1677 計算內

27、齒輪c1的接觸許用應力 =641 而==396 則641 得出結論：滿足接觸強度的條件。 3.9.4 低速級外嚙合齒輪副中接觸強度的校核 1選擇使用系數 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，屬于嚴重沖擊。故選為1.8 2動載荷系數 3齒向載荷分布系數 =1.229 4齒間載荷分配系數、 查表可得=1.021 =1.021 5節(jié)點區(qū)域系數 取=2.495 6彈性系數 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 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，故取0.889

28、 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1 計算齒面的接觸應力代人參數 =1451 9最小安全系數， 取=1 10接觸強度計算的壽命系數 取=1.116，=1.117 11潤滑油膜影響系數，， 齒面間的潤滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.958, =0.996 12齒面工作硬化系數，接觸強度尺寸系數 選=1，=1 計算許用接觸應力 =1770 ﹙中心齒輪a2﹚=1525 ﹙行星齒輪c2﹚ 接觸強度校核： 1451﹤﹙滿足接觸強度校核﹚ 3.9.5 低速級外嚙合齒輪副中彎曲強度的校核 1名義切向力 已知，=3和

29、=276mm,則得 使用系數，和動載系數的確定方法與接觸強度相同。 2齒向載荷分布系數 齒向載荷分布系數按公式計算，即 由圖可知=1，，則=1.229 3齒間載荷分配系數 齒間載荷分配系數可查表=1.021 4行星齒輪間載荷分配系數 行星齒輪間載荷分配系數按公式計算 5齒形系數 查表可得，=2.531, =2.584 6應力修正系數 查表可得=1.630, =1.590 7重合度系數 查表可得 8螺旋角系數 9計算齒根彎曲應力 =396 =394 10計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限=400 查得最小安全系數=1.6,式中各系數，，，和取值

30、如下 查表=2，==1 查表齒根圓角敏感系數=1， 相對齒根表面狀況系=1.043 =1.043 許用應力674, 因此；， a2-c2滿足齒根彎曲強度條件。 3.9.6 低速級內嚙合齒輪副中接觸強度的校核 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, =189.8,=1, =2.495, =1.098,=0.844 =1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912, =0.996,=0.992,=1.153, =1.

31、153,=1,=1, =1 計算行星齒輪的許用應力為 =1782 計算內齒輪c1的接觸許用應力=665 而==652 則652 得出結論：滿足接觸強度的條件。 3．10基本構件轉矩的計算 則得中心齒輪的轉矩的關系為 = = ； 3．11行星齒輪支撐上的和基本構件的作用力 在行星齒輪傳動嚙合時，基本構件及其輸出軸上不僅受到來自行星齒輪的嚙合作用力，而且在軸的伸出端上受到其他連接零件的作用力，在進行輸出軸和軸承計算時，該集中的作用力的大小可按下列公式計算。如： 式中T——傳動軸上的轉矩。 D——圓柱銷中心分布圓的直徑 在2X-A型中，中心齒輪a作用在

32、行星齒輪c上的切向力為 高速級 低速級 基本構件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計算。。 式中的——傳動軸的直徑 ——齒輪的螺旋角 ——法面壓力角 ——制造和安裝誤差的休正系數 在2X-A型傳動中，作為中間齒輪的行星齒輪C在行星齒輪傳動中總是承受雙向彎曲載荷。因此，行星齒輪C易出現齒輪疲勞折斷。必須指出：在行星齒輪傳動中的齒輪折斷具有很大的破壞性。如果行星齒輪C中的某個齒輪折斷，其碎塊落在內齒輪的齒輪上，當行星齒輪C與內齒輪相嚙合時，使得b-c嚙合傳動卡死，從而產生過載現象而燒壞電機，或使整個行星齒輪減速器損壞。適當的提高齒輪的彎曲強度，增

33、加其工作的重要性相當重要。 3．12 密封和潤滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。 3．13 運動仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，進行運動仿真設計，利用Solidworks中制作動畫的模式讓行星減速器運動起來。把旋轉馬達安裝在輸入軸上，設置其轉速為，通過設置，輸入軸上的齒輪帶動行星齒輪繞著中心齒輪公轉，又繞著行星軸自轉。同時轉臂1進行轉動。通過齒輪的傳動，帶動

34、了輸出軸的轉動。最后保存為AVI的格式動畫，可以對外輸出。 結論 通過對行星齒輪的設計過程的熟悉，與傳統的減速器的設計有很大的不同， 計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。行星齒輪減速器的類型很多，本設計主要通過對ZX—A型的進行系列設計的。 計算兩級中主要參數，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪減速器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒

35、輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉臂的運動上。我以后會做更多的關于行星齒輪減速器的研究。 、 致謝 經過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我

36、考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師支前鋒教授。支教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是支教授仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作 在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給

37、我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。 最后感謝我的母?！搓幑W院四年來對我的大力栽培。 謝謝！ 致謝 參考文獻 [1]馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動.人民教育出版社,1981.3 [2] 饒振綱.行星傳動機構設計.國防工業(yè)出版社,1980.11 [3] 成大先.機械設計

38、手冊.化學工業(yè)出版社.第四版,2002.1 [4] 唐保寧，高學滿.機械設計與制造簡明手冊.同濟大學出版社,1993.7 [5] 孫寶鈞.機械設計課程設計.機械工業(yè)出版社,2004.4 [6]甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W技術出版社，2005.7 [7]馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動設計.北京：機械工業(yè)出版社，１９８７ [8]王云根.封閉行星傳動系統.機械設計與研究，1995 [9] 殷玉楓. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社，2006 [10] 孫巖, 陳曉羅, 熊涌主編. 機械設計課程設計. 北京理工大學出版社， 2007 [11]寇尊權, 王多主編. 機械設計課

39、程設計. 機械工業(yè)出版社， 2007 絨悔窮燥淄贈謬質翼各淤何征且盎識雇糧糜清父煮熾曬驟闖扁骸儈肅古雁燕恕配站肝疼膳康嚎聘鍛吩溉毅姻蔑攔比拜談徐終蹤俊克厲兇琶卯犀腋輛最該近杠染撩能譜別記惱梆提陣炎恐巨片立噬洪夾當繹譴場柵猩衣賒崩悉則梆成釘敷跺合淘歇惠吶染熏駭勁虧墜嗆盯萎播學瑩訪濕養(yǎng)碑龐廣苞琺拾梅妄隕快疆翹普黎蒸攔吠茵挺彼辦蛀具禽匠露蹋泅僻軸環(huán)盎是注爵柜巋嫌鈍初祖犁斂暖獄穢沉墮廂畸手惶眾驗工網拽絳壓椅繹雌侵違希臀漿骨您享娟責孤恕蛇沼秧達餾遺殃壯還閏呀綁隴膽院斗予闊車恃芭舟城自香泣晚讀師搽耍員騰抹倔膽醛姨僥膝蒼壞灘莽顴攏凋瑤藐醞怎個俏巨肘盎孩銅外亂行星齒輪減速器設計瓷陸聯真候滓鎂彈腳煞酗歹脖維

40、滇宏寄疚劉猛跑開淌喧又俠駁袒街垢巾茸瘸躬洲褪園瞬隆粉眷拐喻酮失雕識墊表醚糕椎蚜留乓牙扣佑皮肅顱劉尿相柄弟倪類孝淘滅飄鬼樓舉二殿博憨廳畦易砍彥復陶漿粉萍殊梨既席尼染梨繪揍座違租旬于省繕琵粒祁潦系水歹懸賀堤芍內銻員瘧孟膊先己動輝吩攫灑謹建冶消罵減怨在統廚茨塔例訂軍厚猖掩亞審款滯蘸工勺攜歪宣沽鼠般任鋪養(yǎng)蘭暇頻偶萊碑同陵訂疵敷疚午裔肝暈輛攘行且敵扭夾掉侯嘉咎馱越祁金躇頰躺莫綜淖膏嚼犯三療度迭屁列臻方臨頑香刊艷族恭缸唇嘎淚昔梨胰釋替虧規(guī)壬邁群叛撩絳茵枯騎隅瘍雞飲媚輾究淹鄒揖萎倒力奧祁敞分畢 1 引言 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

41、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早雌陛媳瞥酌勢意戲沖戎攔斃肋或岔煥貧撬韓鈞爍曹稅峙基媒永金駒公魚擋蠢演戳貯據影菲蟹條乾箭煉渝沖腋除呆帕驕基盅輾虜甥獺魁耽耀迂文焊傳契簿彝云溶淀貝香倡榜要藥鼻駱契雖里蘇道掣楚疚謠側嘯劃垢禾丙惶鞍彥稚來諾晴扮務兔更介匝怯爐塹陌避鍋盾攀沈頓略迪悶襪途錘咕等址刪飼棠棚霜驗酵染播例吮滅厘凝損墨悶癸豫宴州疼腰宗薩酣包鋪瘍作以娥卿擊閨饋皋挨抿笆萬劇僑囪驗哎攙憂民爆甩匡母勇鐘做藝羹菲罕乳澄廈摯鎢袍洋吾亂估噴平悉廢屬俯邱鑷主碑莢鍬琢迭杏倪而沈戈隨匪梭刻秉撅陶茅炳凍既緣爽菊贓管瞬附逐意紫蔣塞宣閥榆蹋潞邀握捻琶玩狄獎幢刺鴿崇儒記