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1、目录毕业论文设计任务书I开题报告指导教师审查意见评阅教师评语答辩会议记录中文摘要英文摘要 1 前言11.1 设计的目的11.2 研究本课题的意义11.3 本课题研究的范围12 选题背景22.1 题目来源22.2 研究目的和意义22.3 国内外现状和发展趋势22.4 应解决的主要问题53 方案论证63.1 设计要求63.2 方案得拟定63.3 行星排级数得选择63.4 最终方案74 设计论述94.1 总体传动比设计94.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算104.3 扭矩的计算114.4 初步计算齿轮的主要参数124.5 几何尺寸的计算154.6 装配条件的验算154.7 齿轮强度验
2、算164.8 效率的计算304.9 输入轴的强度校核315 结果分析325.1 计算结果325.2 结果分析336 有限元分析346.1 有限元简介346.2 二级行星架的有限元分析过程346.3 二级行星架有限元分析结果总结347 总结37参考文献37致谢39封闭式行星齿轮减速器的设计摘要 作为一种轻小型起重设备，钢丝绳电动葫芦已经在工厂，仓库，港口，车站等多个领域和部门中得到了广泛的应用。它是集电动机，减速器和钢丝绳卷简(或环链)为一体的小型起重设备，配合单梁桥式或门式起重机，组成一个完整的起重机械。然而，在我国电动葫芦的发展却不容乐观。国内电动葫芦不仅减速器结构单一，而且产品的体积和质量
3、比较大，性能不高。和国外同类产品相比，存在很大的差距。为此，我们针对电动葫芦的减速器结构进行了设计。本设计首先分析了国内外电动葫芦的发展状况，比较其差别，其次做了方案的论证，在各种传动装置中选择了齿轮传动，在齿轮传动中选择了行星齿轮，从而最终确定了电动葫芦中的减速器为封闭式行星齿轮减速器。再次就是设计的论述，首先通过传动比计算出三级行星齿轮各级齿轮的齿数，再通过齿根弯曲强度和齿面接触强度设计出三级行星齿轮各级齿轮的模数，然后通过齿根弯曲强度和齿面接触强度校核，之后计算了行星齿轮传动的效率和校核了输入轴。最后分析了计算的结果并做出了总结。这样设计出来的行星齿轮减速器结构紧凑、体积小，从而达到了减
4、小电动葫芦体积和质量的目的。 关键词：电动葫芦 封闭式行星齿轮减速器 设计 校核 Abstract As one kind of light small lifting equipment, the steel wire electric hoist is widely used in factories， warehouses, ports, railway stations and other fields and departments. It is the col1cction electric motor, and wire rope reel machine slowdown (o
5、r link chain) for the integration of small hoisting equipment, most also carry trolleys walk with bridge or doors Cranes form a complete lifting appliances. However the development of the electric hoist in our country is not optimistic. In our country, there is not only single kind of the decelerato
6、r s structure of the electric hoist, moreover the product volume and the quality quite are big, the performance is poof. Compared to similar foreign products, there is a big gap. To this end, we carried out a scheme of the Reducer structure design. This design has first analyzed the domestic and for
7、eign electric hoists development condition, compared with its difference. Second, we demonstrate the scheme. we choose the planetary gear transmission in a variety of gear transmission, and ultimately we determine to use enclosed planetary gear reducer in the electric hoist . Again, we discuss the d
8、esign. Through gear ratio,we calculate the number of teeth of planetary gear at all levels. Through the tooth root bending strength and intensity of tooth contact, to design the module of planetary gear at all levels.Then we check it through the tooth root bending strength and intensity of tooth con
9、tact. We calculate the efficiency of the planetary gear transmission and check the input shaft. This planetary gear reducer is compact, small size, so as to achieve a reduced size and quality of electric hoist purposes.Key words: Electric hoist Enclosed planetary Gear reducer Design Check1 前言 1.1 设计
10、的目的机械毕业设计是学生学习机械专业进行的一项综合训练，其主要目的是通过毕业设计使学生巩固、加深在四年机械课程学习中学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置和简单机械的设计方法与步骤。本课题研究的主要问题是电动葫芦中行星齿轮该减速器的设计，针对行星齿轮的结构设计，从而达到优化电动葫芦的结构。研究本课题的目的是使电动葫芦达到体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长的目的。1.2 研究本课题的意义电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效
11、率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。1.3 本课题研究的范围本次设计主要研究的范围是钢丝绳电动葫芦。本次设计的封闭式行星齿轮减速器主要应用于钢丝绳电动葫芦。2 选题背景2.1 题目来源生产实践2.2 研究目的和意义我国自1951年生产第一台电动葫芦至今已有相当数量的电动葫芦装置，其中有50年代的TV型葫芦，60年代的CD、MD型葫芦，80年代又有引进AS型葫芦及各厂家自行设计的一些葫芦，品种规格十分繁多。研究电动葫芦的目的是使电动葫芦具有较高安全性、较好的互换性、
12、较长的寿命、易于维护，进而使其向集约化、模块化、高性能、大型化发展。葫芦具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等优点,因而广泛的应用于港口、电力、钢铁、造船、石油化工、矿山、铁路、建筑、冶金化工、汽车制造、塑料机械、工业控制、公路、大件运输、管道辅设、边坡隧道、井道治理防护、海上救助、海洋工程、机场建设、桥梁、航空、航天、场馆等重要行业以及基础建设工程的机械设备.电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有
13、重要的意义。2.3 国内外现状和发展趋势2.3.1 国内外现状和发展趋势目前，国内外 电动葫芦产品在构造特征、性能配置等方面仍存在一定差异，通过对国内外该产品的比较，展现出其它们之间的差异情况。如下表所示，1964年我国联合设计的CD/MD葫芦，在1975年设计改进之后，虽经各制造企业进行了不同程度的改进，但并未吸收来自世界先进技术。包括1983年引进德国Stahl公司的AS钢丝绳葫芦，距离当代发达国家的产品水平，仍有数十年差距。生产单位开发年代构造形式主要配置国产CD1/MD1型1975年串联结构锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷筒、铸造外壳、锥形盘式制动器、上挂运行小车国产HC、QH、ZH型1
14、990年串联结构国产AS型1983年串联结构锥形电机、直齿调质齿轮、铸铁卷筒、焊接框架外壳、锥形盘式制动器、上挂运行小车芬兰Kone公司2001年并联结构、电机置于卷筒内部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向日本Meiden公司2000年德国SWF公司2000年德国Demag公司2004年并联C型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架组装式外壳、平面盘式制动器、反滚轮式侧挂运行小车、水平轮导向英国Street公司2000年德国Stahl公司2000年并联C型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、
15、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、杆式框架或焊接组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向美国CM公司2000年美国&RM公司2000年德国SWF公司2000年德国Abus公司2000年并联C型、电机置于卷筒外部鼠笼型圆柱电机、斜齿硬齿面齿轮、钢管卷筒、焊接框架组装式外壳、平面盘式制动器、平衡重式侧挂运行小车、水平轮导向德国ABM公司2000年法国ADC公司2000年加拿大Cantron公司2000年2.3.2 国内外发展方向新一代钢丝绳电动葫芦采用新技术、新工艺、新材料、新方法，为适用各种领域的特殊需求和以人为本的发展理念，为适应世界统一市场、全球化制造的发展战略，而向集约化、模块
16、化、高性能、大型化发展，并且安全、可靠、节能、高效和易于维护方向成为电动葫芦的发展趋势。2.3.3 存在的主要问题 CDI型钢丝纯电动葫芦存在的不足(1)系列化问题品种少、规格不齐。 CDI型钢丝纯电动葫芦起蓝蓝只有 0.5t,1t,2t,3t,5t,10t 6种，起升高度的覆盖范围为 6 -30 m，起升速度 1 -5t单速为 8 m/min，双边为 8/0 .8 m/min; 10t单速 7m/min,双边为 7/0 .7 m/min .虽然国内一些厂家在 10t基础上发展了 16t， 2Ot扩充系列的大吨位电动葫芦，但仍不能形成较完整合理的钢丝纯电动葫芦产品系列，与国外的起重范围0.2t
17、， -80t及多种起升高度和起升速度组合相比存在很大的差距 . (2 )工作级别 CDI型钢丝绳电动葫芦没有进行工作级别的划分，不适应实际使用工况，多数情况下造成不合理的使用.按新的工作级别划分规则， CDI型韧丝绳电动葫芦的工作级别为 M3，而国外的钢丝丝绳电动葫芦能适应的工作级别范围为 M3 -M6. (3)基型的变换 CDI型钢丝绳电动葫芦滑轮组结构形式及倍率单一(0.5t-5t滑轮组倍率为 2/1， 10 t倍率为 4/2)。安装方式只有悬挂和固定式 2种，变化少，可开发功能低 .而国外钢丝绳电动葫芦滑轮组结构及 倍率组合方式多样，安装方式除悬挂与固定式外，还有低净空安装、双吊点形式及
18、其他特殊用途的钢丝绳电动葫芦 .而CDI型钢丝绸电动葫芦在这些方而基本是空白 . (4)结构设计 CDI型钢丝绳电动葫芦的结构设计虽然较 TV型钢丝绳电动葫芦有了较大改进，但其外型美观性差，圆形结构不便于安装、运输，外型的局限性严重阻碍了基型的变化。而国外的钢丝绳电动葫芦，多为方形结构设计，既美观便于安装、运输，还能很好地适应模块化设计，便于基型的组合和变换，大大拓宽了钢丝绳电动葫芦的使用范围。(5 )配套电动机 CDI型钢丝绳电动葫芦配套的锥形转子电机，单速为 4极，双速为 1 / 10的子母机，而国外钢丝绳电动葫芦电机采用 2极电机，双速采用双绕组和变极式，这样结构简单、体积小、自重轻，有
19、利于降低制造成本 .另外， CDI型钢丝绳电动葫芦配套电机在绝缘等级和防护等级及噪声方面与国外葫芦相比差距仍很大 .( 6)减速器 CDI型钢丝绳电动葫芦减速器制造精度和传动效率低，噪声大，齿轮参数设材不甚合理，特别反映在有效提高承钱能力和各级齿轮与齿轮副之间的强度均等方面 .(7)电气控制 CDl型钢丝绳电动葫芦电控箱外观协调性差，电气元件的使用寿命较低，故障率高。2.4 应解决的主要问题本课题将首先分析目前国内外起重机的发展现状与电动葫芦的特点，进而对电动葫芦减速器的结构设计和关键零部件设计计算。根据以上思想，毕业设计主要完成工作如下： 1）通过调研了解国内外电动葫芦的发展现状以及其结构特
20、点 。2）分析比较各种传动方案的利弊，最终选定三级行星齿轮差动减速器的传动方案。3）参考上届同学的电动葫芦减速器原方案进行改进设计，对其进行校验修改，并在其基础上提出新的设计方案。4）完成毕业论文。3 方案论证 3.1 设计要求电动葫芦是一种轻小型起重设备，具有体积小，自重轻，操作简单，使用方便等特点，本次设计电动葫芦中减速器的基本要求是体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长。3.2 方案得拟定由于齿轮传动具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点，所以初步将减速器得传动装置定位齿轮传动。齿轮轮系分为两种：定轴轮系和动轴轮系（行星齿轮传动），本次设计要求传动比
21、大，初步估算一下，减速器得传动比大约在400以上，要实现这么大得传动比，如果选用定轴轮系，那么设计出来得，减速器体积就比较大，相对比较笨拙，重量也会相对得较大，因而不符合本次设计电动葫芦中减速器的基本要求，即体积小，自重轻得要求。而动轴轮系相对定轴轮系来说，具有体积小、重量轻、传动比大等特点。所以在定轴轮系和动轴轮系中选择动轴轮系。所以传动装置最终选择行星齿轮传动。3.3 行星排级数得选择本次设计的电动葫芦中的减速器的传动比大约在400以上，如果只选择单排或者双排行星齿轮传动，对行星齿轮得承载能力要求就会很高，那么设计出来得行星齿轮体积就会很大，自重就会相对较大。因而不符合设计要求，所以不选择
22、单排和双排行星齿轮传动。选择三排行星齿轮，每级承受得载荷较为适宜，设计出来得行星减速器体积较小，自重较轻。如果选择多拍行星齿轮传动，那么设计出来得减速器长度较长，承载能力会相对减弱，且体积会增大，总量会增加。所以最终选择行星齿轮得排级数为三。3.4 最终方案 在确定了传动方案为三级行星齿轮传动后，我选择了三级差动，因为这样体积会相对的更小一些。最终确定得传动方案图如下这种方案的优点在于：设计的减速器直接以作为机壳的齿圈作输出轴，在输出轴上安装卷筒卷绕钢丝绳，另外在一、二级行星架上设有一、二级中心轮，直接与二、三级太阳轮端头上加工出的短齿配合，且用挡圈固定省略了联轴节，机构更简单、紧凑，二、三级
23、太阳轮套在输入轴外不占用有效的空间，且在齿轮传动中起到浮动作用能自动找中心，所以结构紧凑、体积小，从而达到了减小电动葫芦体积和质量的目的。此方案实施得具体情况：电动机输出轴通过联轴节与输入轴得花键连接，点击带动输入轴上得太阳轮转动，由以及太阳轮带动与其啮合的三个一级行星轮转动，同时又带动与其啮合齿圈上的以及内齿轮转动，且通过三个一级行星轴使与其连成一体得一级行星架转动，其上得一级中心轮带动与其 连成一体的短齿使太阳轮转动，再由二级太阳轮带动与其啮合得二级行星齿轮转动，同时齿圈上的二级内齿轮也带动二级行星齿轮转动，由差动转速通过三个二级行星轴带动二级行星架转动，由其上得二级中心轮带动与其连成一体
24、得短齿时三级太阳轮转动，由三级太阳轮带动与其啮合的三个行星齿轮转动，最后由三个三级行星齿轮通过与其啮合得齿圈上的三级内齿轮，带动整个齿圈转动起来。在传动过程中，当一、二级行星齿轮与齿圈上得一、二级内齿轮啮合进行第一次、第二次分流输出功率P1、P2，同时差动行星齿轮又将部分功率传递给准行星齿轮三级行星齿轮使其转动，经过转换后输出功率P3与前两次直接输出得功率P1、P2，三个力会和一起输出总功率P，经传动、变速后变慢、扭矩增大、齿圈在合力的作用下不断得转动工作。在齿圈外连接一滚筒，滚筒上绕钢丝绳就可以作为电动葫芦直接进行起重使用了。4 设计论述4.1 总体传动比设计4.1.1 总传动比的计算原始数
25、据： (1) 输出力矩：Tmax=8000N.M； (2) 起升速度：V5m/min； (3) 自重限制：W300KG； (4) 转筒直径：D=450-600mm (5) 行星排级数： 3初步选取转筒直径为D=500mm所以最大起升重量Mmax=3.2t根据最大起升重量选取电机为ZD141-4 7.5KW（锥形转子三相异步电机）参数有：起重：5t功率：7.5KW转速：1400t/min 电机转速为W1=2800*3.14=8792rad/min转筒的转速为W2=20rad/min所以减速器的传动比为i总=439.64.1.2 各级传动比之间的关系传动方案图如下图1 行星齿轮传动件图由行星齿轮转
26、速之间的关系可知= -=1-i1 (1) = -=1-i2 (2) = -=1-i3 (3)na2 =nH1 (4)na3=nH2 (5)nH3=0 (6) nb1=nb2=nb3 (7)将（6）带入（3）中得na3=(1-i3)*nb3 (8) 将（8）带入（5）中得nH2=(1-i3)*nb3 (9)将（7）和（9）带入（2）中令nb=nb1=nb3=nb3 (10)将（4）和（10）带入（1）中得 na1=nb(1-i1i2i3)减速器得总传动比i总=1-i1i2i3初步选取i1=7.4，i2=7.4，i3=84.2 封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算一级：由已知条件可得 na
27、1=146.6rad/s nb1=0.333rad/s=所以wH=*wa+wb=差动传动比ia1H1=(1+p)-p*=7.4代入数据得p=6.5因为p=6.5初步选取太阳轮za1=20所以内齿轮zb1=130所以一级行星传动的齿数为zc1=（zb1-za1）/2=55太阳轮za1=20内齿轮zb1=130行星轮zc1=55因为二级行星传动与一级在结构上是完全一致的 所以二级行星齿轮的齿数为太阳轮za2=20内齿轮zb2=130行星轮zc2=55级行星齿轮传动的传动比ia3b3=8初步选取太阳轮za3=24所以内齿轮zb3=192所以行星轮zc3=（zb3-za3）/2=84所以三级行星传动的
28、齿数为太阳轮za3=24内齿轮zb3=192行星轮zc3=844.3 扭矩的计算假设电机的转动方向为正方向因为=i所以=-所以Tb1=Ta1*（-）=- Ta1* 所以一级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮Ta1=51.2N.M内齿轮 Tb1= -332.5N.M行星架 TH1=-281.6N.M所以二级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮Ta2= -281.6N.M内齿轮 Tb2= 180.4N.M行星架 TH2=1548.8N.M所以三级行星齿轮传动所承受的扭矩为太阳轮Ta3= 1548.8N.M内齿轮 Tb3= -12390.4N.M行星架 TH3= -10841.6N.M4.4 初步计算齿轮
29、的主要参数4.4.1 一级、二级行星齿轮的主要参数计算 齿轮材料和热处理：中心论a和行星轮c均采用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度5862HRC查表得Hlim=1400N/ mm2和Flim=340 N/ mm2 太阳轮和行星轮的加工精度为6级。内齿轮采用42CrMo,调质硬度217259HB查表的Hlim=78N/ mm2和Flim=260 N/ mm2,内齿轮加工精度为7级。（1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数m: （1）已知z1=20, Flim=340 N/ mm2小齿轮承受的转矩T1=281.6/3=93.87N.M相关系数的确定（下述所有参数和参数计算公式均是由查机械设计手册所
30、得）算式系数Km=12.1使用系数KA=1.25综合系数KF=1.8齿宽系数 d=0.6去接触强度计算行星轮间在和分布不均匀系数KP=1.1KFP=1+1.5(KP-1)=1.15 （2）齿形系数YFa1=2.8所以齿轮模数为所以取m=2.5（2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径d1 （3）系数的确定转矩T1=93.75N.M算式系数Kd=768使用系数KA=1.25综合系数KH=1.8齿宽系数 d=0.6齿数比 =3.75在和不均匀系数KHP=1.15所以小齿轮分度圆直径d1为：综上两种计算，综合比较得：一二级齿轮的模数m=2.5太阳轮齿数za=20行星轮齿数zc=55内齿轮齿数zb=13
31、04.4.2 三级行星齿轮的计算齿轮材料和热处理的选择：中心轮，行星轮和内齿轮均采用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度700800HRC，查表得Hlim=900N/ mm2和Flim=1000 N/ mm2 太阳轮和行星轮的加工精度为6级,内齿轮加工精度为7级。（1）根据齿根弯曲强度出算齿轮的模数m: （1）已知z1=24, Flim=1000 N/ mm2小齿轮承受的转矩T1=1548.8/3=516.3N.M相关系数的确定（查机械设计手册）算式系数Km=12.1使用系数KA=1.25综合系数KF=1.8载荷不均匀系数KFP=1+1.5(KP-1)=1.15齿宽系数 d=0.75齿形系数Y
32、Fa1=2.65所以齿轮模数为所以取m=2.5（2）按齿面接触强度出算小齿轮分度圆直径d1 （2）系数的确定（查机械设计手册）转矩T1=516.3N.M算式系数Kd=768使用系数KA=1.25综合系数KH=1.8齿宽系数 d=0.75齿数比 =4.5在和不均匀系数KHP=1.15所以小齿轮分度圆直径d1为：综上两种计算，综合比较得：三级齿轮的模数m=2.5太阳轮齿数za=24行星轮齿数zc=84内齿轮齿数zb=1924.5 几何尺寸的计算4.5.1 一二级行星齿轮太阳轮分度圆直径=m*za=50mm行星轮分度圆直径dc=m* zg=137.5mm内齿轮分度圆直径db=m*zb=325mm齿轮
33、宽度B= d*da=30mm4.5.2 三级行星齿轮太阳轮分度圆直径da3=m*za=60mm行星轮分度圆直径dc3=m* zg=210mm内齿轮分度圆直径db3=m*zb=480mm齿轮宽度B= d*da=45mm4.6 装配条件的验算4.6.1 传动比因为齿数都是按传动比设计的,所以很显然满足传动比的要求。4.6.2. 中心条件zc=(zb-za)/2因为行星齿轮的齿数就是按中心条件设计的，所以很显然满足条件。4.6.3 邻接条件 dac137.5mm= dac所以一二级行星齿轮满足邻接条件 (2) 三级行星齿轮dac=210mmac=ra+rc=145mm所以2*ac*sin()=251
34、.15mm210mm= dac所以三级行星齿轮满足邻接条件4.6.4 安装条件 (1) 一二级行星齿轮因为za=20,zb=130,np=3所以所以C为整数，即一二级行星齿轮满足安装条件。(2) 一二级行星齿轮因为za=24,zb=192,np=3所以所以C为整数，即三级行星齿轮满足安装条件。4.7 齿轮强度验算4.7.1 齿根弯曲应力强度校核齿轮的齿根应力齿根应力的基本值有以下式子计算：许用齿根应力(1)一二级行星齿轮中a-c齿轮副参数的确定(查机械设计手册)使用系数KA=1.25动载系数KV的计算小齿轮相对于转臂节点线速度 其中n1小齿轮的转速 r/minnx转臂的转速 r/min代入数据
35、得=0.428m/s已知C=6A=50+56(1.0-0.25)=92将数据代入得=1.02426切应力齿间载荷分配系数KFa=1.0齿向载荷分布系数查表得=1 =1.18代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42行星轮间载荷分配系数KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数YFa1=2.8YFa2=2.23应力修正系数YSa1=1.55 YSa2=1.76重合系数查表得=1.53弯曲强度螺旋角系数=1齿宽度B=30mm代入数据得=356.7N/mm2同理=270N/mm2取较大的弯曲应力=356.7N/mm2许用齿根弯曲应力系数的确
36、定齿根弯曲疲劳极限=340N/mm2最小安全系数=1.6应力系数=2寿命系数假设行星齿轮减速器每年工作300天，每天工作16个小时所以齿根圆角敏感系数=1相对齿根表面状况系数=1.674-0.529（RZ+1）0.1取齿根表面微观不平赌RZ=12.5带入上式的 =0.99尺寸系数Yx=1.03所以许用应力为因为齿根弯曲应力=356.7N/mm2小于许用齿根弯曲应力所以一二级行星齿轮a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（2）一二级行星齿轮b-c齿轮副因为行星齿轮已经校核，所以只需要校核内齿轮b的齿根弯曲强度参数的确定（查机械设计手册）使用系数KA=1.25动载系数=1.02426切应力齿间载荷分配
37、系数KFa=1.0齿向载荷分布系数查表得=1 =1.18代入数据得 =1+（1.42-1）*1=1.42行星轮间载荷分配系数KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数YFa=2.16应力修正系数YSa=1.81重合系数=0.68弯曲强度螺旋角系数=1齿宽度B=30mm代入数据得=300N/mm2取弯曲应力=300N/mm2许用齿根弯曲应力系数的确定齿根弯曲疲劳极限=260N/mm2最小安全系数=1.6应力系数=2寿命系数=0.953齿根圆角敏感系数=1相对齿根表面状况系数=1.03所以许用应力为因为齿根弯曲应力=300N/mm2小于许用齿根
38、弯曲应力，所以一二级行星齿轮b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（3）三级行星齿轮中a-c齿轮副参数的确定（查机械设计手册）使用系数KA=1.25动载系数KV的计算小齿轮相对于转臂节点线速度 其中n1小齿轮的转速 r/minnx转臂的转速 r/min代入数据得=0.08m/s已知C=6A=50+56(1.0-0.25)=92将数据代入得=1.01切应力齿间载荷分配系数KFa=1.0齿向载荷分布系数查表得=1 =1.52代入数据得 =1+（1.52-1）*1=1.52行星轮间载荷分配系数KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数YFa1=2.6
39、5YFa2=2.17应力修正系数YSa1=1.58 YSa2=1.80重合系数=0.73弯曲强度螺旋角系数=1齿宽度B=45mm代入数据得=1088N/mm2同理=1025N/mm2取较大的弯曲应力=1088N/mm2许用齿根弯曲应力系数的确定齿根弯曲疲劳极限=1000N/mm2最小安全系数=1.6应力系数=2寿命系数所以齿根圆角敏感系数=1相对齿根表面状况系数=0.98尺寸系数Yx=1.025所以许用应力为因为齿根弯曲应力=1088N/mm2小于许用齿根弯曲应力，所以三级行星齿轮a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（4）三级行星齿轮b-c齿轮副因为行星齿轮c已经校核，所以只需要校核内齿轮b的齿
40、根弯曲强度参数的确定(茶机械设计手册)使用系数KA=1.25动载系数=1.028齿间载荷分配系数KFa=1.0齿向载荷分布系数=1.52行星轮间载荷分配系数KFPKFP=1+1.5*（KHP-1）KFP=1+1.5*（1.15-1）=1.225齿形系数YFa=2.15应力修正系数YSa=1.82重合系数=0.63弯曲强度螺旋角系数=1齿宽度B=45mm代入数据得=494N/mm2取弯曲应力=494N/mm2许用齿根弯曲应力系数的确定齿根弯曲疲劳极限=1000N/mm2最小安全系数=1.6应力系数=2寿命系数=0.98齿根圆角敏感系数=1相对齿根表面状况系数=1.025所以许用应力为因为齿根弯曲
41、应力=494N/mm2小于许用齿根弯曲应力所以三级行星齿轮b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。综上所述：按齿根弯曲强度校核三级行星齿轮均满足强度要求4.7.2 按齿面接触强度校核齿面接触应力许用应力（1）一二级行星齿轮a-c齿轮副相关系数的确定（查机械设计手册）使用系数KA=1.25动载荷系数KV=1.02426齿向载荷分布系数查表得=1.42 =1所以=1.42齿间载荷分布系数KHa=1.0节点区域系数ZH=2.5弹性系数ZE=1.6重合度系数=0.92螺旋角系数=1齿轮接触疲劳强度极限=1400N/mm2最小安全系数SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=1.15润滑膜影响系数=0.9=0.
42、952=0.82齿面工作硬化系数接触强度计算尺寸系数ZXZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力齿面接触应力许用应力所以，即一二级行星齿轮a-c满足齿面接触强度条件。（2）一二级行星齿轮b-c齿轮副相关系数的确定（查机械设计手册）使用系数KA=1.25动载荷系数KV=1.039齿向载荷分布系数查表得=1.42 =1所以=1.42齿间载荷分布系数KHa=1.1行星齿轮载荷间分配不均匀系数KHP1=1.225节点区域系数ZH=2.5弹性系数ZE=1.5重合度系数=0.92螺旋角系数=1齿轮接触疲劳强度极限=1400N/mm2最小安全系数S
43、Hmin=1.3接触强度计算寿命系数=1.35润滑膜影响系数=0.9=0.952=0.82齿面工作硬化系数=1.2接触强度计算尺寸系数ZXZX=1.076-0.0109*mZX=1.076-0.0109*2.5ZX=1.049齿面接触应力齿面接触应力许用应力所以，即一二级行星齿轮b-c满足齿面接触强度条件。（3）三级行星齿轮a-c齿轮副相关系数的确定使用系数KA=1.25动载荷系数KV=1.01齿向载荷分布系数=1.52齿间载荷分布系数KHa=1.0节点区域系数ZH=2.5弹性系数ZE=1.3重合度系数=0.87螺旋角系数=1齿轮接触疲劳强度极限=900N/mm2最小安全系数SHmin=1.3接触强度计算寿命系数=0.9润滑膜影响系数=0.9
