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目 錄
摘要·····················································2
第1章 引言··············································3
第2章 總體方案設(shè)計(jì)······································6
第3章 行星輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算································8
第4章 行星齒輪靜強(qiáng)度校核································48
第5章 行星輪軸強(qiáng)度計(jì)算··································54
第6章 花鍵強(qiáng)度計(jì)算······································56
第7章 太陽(yáng)輪—花鍵軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算························60
第8章 軸承校核··········································66
第9章 感想··············································72
參考文獻(xiàn)·················································73
3MW風(fēng)機(jī)偏航減速器的設(shè)計(jì)
【摘要】本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)3MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的偏航減速器，經(jīng)過(guò)設(shè)計(jì)計(jì)算和校核計(jì)算，完成了所有的數(shù)據(jù)，并繪制出了圖紙。本文對(duì)3MW風(fēng)力發(fā)電機(jī)偏航減速器的設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了闡述。
在本文中，首先介紹了風(fēng)力發(fā)電機(jī)的發(fā)展和構(gòu)成，其次介紹了偏航減速器在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組中的作用以及它的發(fā)展情況。然后根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)和技術(shù)要求，設(shè)計(jì)了整體方案。確定整體方案后，對(duì)偏航減速器的所有零部件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算和校核計(jì)算，其中主要包括齒輪的設(shè)計(jì)和校核，行星齒輪的靜強(qiáng)度校核，行星輪軸的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度計(jì)算，花鍵的選定和強(qiáng)度計(jì)算，太陽(yáng)輪-花鍵軸的設(shè)計(jì)和扭矩強(qiáng)度計(jì)算，軸承的選定和壽命計(jì)算。還設(shè)計(jì)了偏航減速器的其他零部件和箱體，最后完成了所有的設(shè)計(jì)計(jì)算。
關(guān)鍵詞：風(fēng)力發(fā)電機(jī)、偏航減速器、齒輪、花鍵、軸、軸承
The design of the yaw speed reducer in 3MW wind turbine
[Abstract]The task of this graduation project is the design of yaw speed reducer in 3MW wind turbine. After the design calculations and check calculations, I completed all of the data, and draw out the engineering drawings. The article described the design process .
In this article, I described the development and composition of the wind turbine first.And then,I introduced the function of the yaw speed reducer in the wind turbine as well as its development. Then, according to the design tasks and technical requirements,I designed the overall program. After determining the overall program, I finished the design calculations and check calculations of all parts of the yaw gear. Which mainly include the design and verification of the gear，The static strength check of the planetary gear， The design and strength calculations of the planetary axle, The selection and strength calculations of the spline,The design and torque strength calculation of the sun gear-spline shaft, The selection and life spanning of the bearings.Also designed the other pares and the box of the yaw gear,Finally completed all the design calculations.
Keys:Wind turbine,Yaw speed reducer,Gear,Spline,Axis,Bearing
第1章 引 言
1.1 風(fēng)力發(fā)電和風(fēng)力發(fā)電機(jī)簡(jiǎn)介
風(fēng)力發(fā)電機(jī)是將風(fēng)的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為電能的系統(tǒng)。風(fēng)力發(fā)電機(jī)由風(fēng)力發(fā)電機(jī)組、支撐發(fā)電機(jī)組的塔架、蓄電池充電控制器、逆變器、卸荷器、并網(wǎng)控制器、蓄電池組等組成。風(fēng)力發(fā)電的原理，是利用風(fēng)力帶動(dòng)風(fēng)車(chē)葉片旋轉(zhuǎn)，再透過(guò)增速機(jī)將旋轉(zhuǎn)的速度提升，來(lái)促使發(fā)電機(jī)發(fā)電。依據(jù)目前的風(fēng)車(chē)技術(shù)，大約是每秒三公尺的微風(fēng)速度（微風(fēng)的程度），便可以開(kāi)始發(fā)電。
風(fēng)力發(fā)電具有以下兩個(gè)方面的優(yōu)點(diǎn)：一、風(fēng)能發(fā)電對(duì)于環(huán)保貢獻(xiàn)巨大。風(fēng)能資源量大質(zhì)優(yōu)，風(fēng)力發(fā)電優(yōu)勢(shì)突出，世界性范圍內(nèi)風(fēng)電發(fā)展迅速。到達(dá)地球 2% 的太陽(yáng)能可轉(zhuǎn)化成風(fēng)能，以此來(lái)計(jì)，風(fēng)能總量比水能更大，有人算過(guò)，只需地面風(fēng)力的 1%，就能滿足全球發(fā)電能量需要。而且風(fēng)能發(fā)電對(duì)環(huán)境無(wú)任何破壞，只要修建必要的采風(fēng)發(fā)電裝置即可，不像水能發(fā)電那樣需要修建大壩蓄水發(fā)電，必然會(huì)對(duì)環(huán)境做出一些不可自恢復(fù)的改變，會(huì)影響當(dāng)?shù)氐纳鷳B(tài)發(fā)展和原始的自然景觀，有時(shí)甚至?xí)绊懙皆∶竦纳?。?duì)于由發(fā)電而引起的溫室氣體排放問(wèn)題來(lái)說(shuō)，燃煤火電最嚴(yán)重，燃油火電次之，核電較少，風(fēng)電最少。核電雖然和風(fēng)電的溫室氣體排風(fēng)量差不多，相比火電小了兩個(gè)數(shù)量級(jí)，但是核電的污染問(wèn)題目前還沒(méi)辦法解決，因此風(fēng)力發(fā)電有著得天獨(dú)厚的優(yōu)勢(shì)。從經(jīng)濟(jì)角度衡量，風(fēng)力發(fā)電優(yōu)勢(shì)更加巨大，可謂一本萬(wàn)利，只需前期建設(shè)發(fā)電設(shè)備和后期的較少的維護(hù)費(fèi)用即可，并不需要像火電核電那樣無(wú)限期的投入日漸高昂的成本。此外火電核電等熱電設(shè)備還必須耐受高溫高壓，風(fēng)電則沒(méi)此多余的擔(dān)心。二、風(fēng)力發(fā)電在世界范圍發(fā)展迅速。由于意識(shí)到風(fēng)力發(fā)電的巨大優(yōu)勢(shì)，世界各國(guó)都開(kāi)始競(jìng)相發(fā)展風(fēng)力發(fā)電。世界性的風(fēng)電發(fā)展以前所未有的速度進(jìn)行著，全世界的風(fēng)電在 1999 年已經(jīng)達(dá)到了1萬(wàn)MW，而更值得驚奇的是這個(gè)數(shù)字在 2000 年的時(shí)候就已經(jīng)翻了一番達(dá)到2萬(wàn)MW以上，2005 年的時(shí)候又超過(guò)了3萬(wàn)MW。風(fēng)電發(fā)展主要以歐洲為主，占到了風(fēng)電總量的 2/3，北美占到了 1/5，亞洲是 1/8。德國(guó)作為風(fēng)電第一大國(guó)，風(fēng)力發(fā)電總量是 15688 MW，占全國(guó)發(fā)電量的 6.2%，占世界風(fēng)電總量的 33%。由于風(fēng)電的發(fā)展使德國(guó)的溫室氣體排放量大為減少，2004 年德國(guó)新建 1200 多臺(tái)發(fā)電用風(fēng)車(chē)，裝機(jī)容量超過(guò) 2000 MW，居世界首位。而目前相對(duì)風(fēng)電量最大的是丹麥，目前的風(fēng)電總量已經(jīng)超過(guò)了全國(guó)發(fā)電總量的 10%，丹麥規(guī)劃到 2030 年，風(fēng)力發(fā)電將占總發(fā)電裝機(jī)的 50%。我國(guó)的風(fēng)電事業(yè)發(fā)展也較為迅速，已從 1997 年排列在世界第 10 位而躍居到現(xiàn)在的第 8 位，預(yù)計(jì)今后還將有更大的進(jìn)步。我國(guó)的風(fēng)力資源相當(dāng)豐富，居世界首位，因此發(fā)展?jié)摿κ志薮?。目前開(kāi)發(fā)還很不足，主要在內(nèi)蒙、和沿海一些地區(qū)，但是還沒(méi)有形成真正的規(guī)模，有待于進(jìn)一步的開(kāi)發(fā)和探索。
1.2 風(fēng)力發(fā)電技術(shù)的國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀
1.2.1 國(guó)外的發(fā)展現(xiàn)狀
在一些發(fā)達(dá)國(guó)家，風(fēng)力發(fā)電的建設(shè)已經(jīng)到了一定的成熟階段。歐、美已有多個(gè)風(fēng)電公共平臺(tái)，例如歐洲風(fēng)能研究院（NWTC、EAWE）、德國(guó)風(fēng)能研究所（DEWI）等。
在德國(guó)，風(fēng)能是居水力發(fā)電后最重要的再生能源來(lái)源，風(fēng)力發(fā)電在德國(guó)電力生產(chǎn)中所占的比例已達(dá)到2.5%。目前，德國(guó)共擁有9400座風(fēng)力發(fā)電機(jī)，總?cè)萘拷?100兆瓦，占?xì)W洲大陸風(fēng)能發(fā)電總?cè)萘康?0%，全球風(fēng)能發(fā)電總量的三分之一。在未來(lái)10年里，德國(guó)風(fēng)力發(fā)電在電力生產(chǎn)中所占的比例將達(dá)到3.5%。
美國(guó)是世界上最早重視風(fēng)力發(fā)電的國(guó)家之一，1994年時(shí)裝機(jī)容量（163萬(wàn)kW）就占當(dāng)年全球風(fēng)電裝機(jī)容量的53%。雖然電力工業(yè)改組引起的混亂使美國(guó)1991-1996年的風(fēng)電業(yè)沒(méi)有太多增長(zhǎng)，但隨著電力工業(yè)改組的完成，到2000年時(shí)，每年至少可交付30萬(wàn)kW的風(fēng)電機(jī)組產(chǎn)品，形成40億美元的風(fēng)機(jī)產(chǎn)業(yè)，風(fēng)電平均價(jià)格將低于4min/kW。到2050年時(shí)，全類(lèi)風(fēng)力發(fā)電將占全國(guó)電力用量的10%。
印度從20世紀(jì)90年代以后大力引進(jìn)國(guó)外技術(shù)，并采取有力的政策措施促進(jìn)風(fēng)力發(fā)電的發(fā)展。1995年是其風(fēng)電裝機(jī)容量增長(zhǎng)最快的一年，增量達(dá)37.5萬(wàn)kW，裝機(jī)總量達(dá)56.5萬(wàn)kW，1996年又上升到81.6萬(wàn)kW，超過(guò)丹麥，成為世界第三個(gè)風(fēng)力發(fā)電最多的國(guó)家。荷蘭、英國(guó)等國(guó)的風(fēng)電事業(yè)也在迅速發(fā)展。
1.2.2 國(guó)內(nèi)的發(fā)展現(xiàn)狀
風(fēng)力發(fā)電是一種比較清潔的發(fā)電體系，我國(guó)風(fēng)能資源豐富，可開(kāi)發(fā)利用的風(fēng)能儲(chǔ)量約10億kW，其中，陸地上風(fēng)能儲(chǔ)量約2.53億kW，海上可開(kāi)發(fā)和利用的風(fēng)能儲(chǔ)量約7.5億kW。風(fēng)是沒(méi)有公害的能源之一，而且它取之不盡，用之不竭。但是，風(fēng)力發(fā)電要求的技術(shù)含量較高，成本高，對(duì)風(fēng)裝置用不長(zhǎng)久。其中，風(fēng)力發(fā)電對(duì)風(fēng)裝置的研制還處在初期階段。
風(fēng)力發(fā)電作為未來(lái)可取代傳統(tǒng)能源的“綠色能源”之一，其發(fā)展的速度在諸如太陽(yáng)能、生物質(zhì)能和潮汐能等可再生能源中是最具有市場(chǎng)化規(guī)模及前景的。雖然我國(guó)的風(fēng)電事業(yè)起步比較晚，但在國(guó)家政策大力支持下，過(guò)去10年的風(fēng)力發(fā)電裝機(jī)容量年均增長(zhǎng)速度達(dá)到了55%以上，前景很好。
1.2 偏航減速器簡(jiǎn)介
世界各國(guó)的風(fēng)力發(fā)電機(jī)除了有一臺(tái)將螺旋槳的低速轉(zhuǎn)動(dòng)變?yōu)檫m合發(fā)電的高速轉(zhuǎn)動(dòng)的增速機(jī)之外，還有4至6臺(tái)偏航減速機(jī)，在風(fēng)向發(fā)生變化時(shí)，及時(shí)將發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)到對(duì)準(zhǔn)風(fēng)向。作為風(fēng)電發(fā)電系統(tǒng)的重要組成部分，偏航驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)主要功能就是捕捉風(fēng)向，控制機(jī)艙平穩(wěn)、精確、可靠的對(duì)風(fēng)。因此，偏航驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)顯得十分重要。
偏航減速器中包括3—6級(jí)行星齒輪減速裝置，電機(jī)輸入軸以及輸出軸和輸出齒輪等部件。在高速重載的情況下通過(guò)行星齒輪減速來(lái)達(dá)到速度要求和扭矩要求。
1.3 課題意義
我國(guó)國(guó)內(nèi)生產(chǎn)風(fēng)力發(fā)電對(duì)風(fēng)裝置的廠家很少，其中重慶齒輪廠在這方面的研究最為突出。主要是因?yàn)檫@種減速裝置需要承受特別大的載荷，所以要求各個(gè)零部件的可靠性高。它的工作環(huán)境非常惡劣，一般是安裝在沙丘和海邊，工作溫度為-20℃—50℃。而且，偏航減速器的安裝位置很高，一般安裝在塔臺(tái)上，所以維修及其困難，所以，一般要求偏航減速器的工作壽命達(dá)到20年。因此，偏航減速器的可靠性是各個(gè)研究所和生產(chǎn)廠家重點(diǎn)研究的內(nèi)容。
在這樣的背景下，提出關(guān)于偏航減速器的設(shè)計(jì)這個(gè)課題，是符合現(xiàn)代的生產(chǎn)潮流和需求的。設(shè)計(jì)一個(gè)可靠性高，生產(chǎn)成本低的偏航減速器對(duì)風(fēng)力發(fā)電具有極其重要的作用。
第2章 總體方案設(shè)計(jì)
2.1 技術(shù)要求
1、 設(shè)計(jì)、計(jì)算及精度要求
1）偏航減速器所有齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算應(yīng)符合ISO6336的相關(guān)規(guī)定。
2）偏航減速器的所有齒輪的靜強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)符合ISO6336的相關(guān)規(guī)定。
3）對(duì)采用的軸承必須根據(jù)靜態(tài)載荷和使用壽命來(lái)確定軸承的規(guī)格，軸承的計(jì)算應(yīng)符合ISO76和ISO281的相關(guān)規(guī)定。
4）偏航減速器內(nèi)太陽(yáng)輪和行星輪的精度要大于或等于6級(jí)，內(nèi)齒圈精度不低于7級(jí)。
5）螺紋連接部分的計(jì)算應(yīng)按照GB/T 16823.1-1997的相關(guān)規(guī)定進(jìn)行，螺紋強(qiáng)度等級(jí)不低于8.8級(jí)。
6）偏航減速器前三級(jí)采用齒圈過(guò)盈內(nèi)置的方式，須提供設(shè)計(jì)依據(jù)和計(jì)算過(guò)程。
7）偏航減速器必須采用油杯內(nèi)置結(jié)構(gòu)。
2、材料要求
偏航減速器的材料應(yīng)根據(jù)設(shè)計(jì)計(jì)算進(jìn)行材料選擇，其主要零部件材料應(yīng)按下列材料進(jìn)行選?。?
太陽(yáng)輪 17CrNiMo6
行星輪 17CrNiMo6
輸出軸 17CrNiMo6
內(nèi)齒圈 42CrMoA
2.2 主要技術(shù)參數(shù)
1、偏航減速器技術(shù)要求
額定功率 4.8KW
額定輸入轉(zhuǎn)速 950RPM
額定輸出力矩 60000N·m
最大輸出力矩 150000N·m
傳動(dòng)比 1300±5%
使用場(chǎng)合系數(shù)KA: 1.3
使用場(chǎng)合系數(shù)Ka（靜態(tài)）： 1.0
接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH: ≥1.1
接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH（靜態(tài)min）： ≥1.0
彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SF: ≥1.25
彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SF（靜態(tài)min）: ≥1.25
密封件 NBR系列
設(shè)計(jì)壽命 20年
運(yùn)行環(huán)境溫度 -30℃～+40℃
生存環(huán)境溫度 -40℃～+50℃
重量 約780Kg
噪聲（聲功率級(jí)） ≤85Db(A)
2、偏航輸出齒輪技術(shù)參數(shù)
模數(shù)m： 20
齒數(shù)Z1: 14
壓力角： 20°
齒面寬度b： 170mm
變位系數(shù)： 0.5
齒面硬度HRC： ≥58
2.3 總體方案設(shè)計(jì)
綜合上述設(shè)計(jì)參數(shù)，此偏航減速器具有傳遞扭矩大、傳動(dòng)比大、徑向尺寸受限、立式安裝、工作環(huán)境惡劣等特點(diǎn)，本偏航減速器設(shè)計(jì)為立式四級(jí)漸開(kāi)線齒輪行星傳動(dòng)。
電動(dòng)機(jī)通過(guò)鍵傳動(dòng)與第一級(jí)太陽(yáng)輪相聯(lián)，第一傳動(dòng)級(jí)之間均采用漸開(kāi)線花鍵聯(lián)接，太陽(yáng)輪與花鍵做成一體式。同時(shí)，為避免太陽(yáng)輪磨損過(guò)快和便于調(diào)整軸各竄動(dòng)量，上一級(jí)太陽(yáng)輪與下一級(jí)花鍵間采用摩擦塊相聯(lián)。為了節(jié)省材料和減少成本，四級(jí)內(nèi)齒圈都與箱體分開(kāi)制造，第一、二級(jí)內(nèi)齒圈與箱體過(guò)盈配合，第三、四級(jí)內(nèi)齒圈用螺栓和箱體連接在一起。
四級(jí)行星齒輪傳動(dòng)采用浸油潤(rùn)滑，外接油杯和觀察孔。輸出軸與小齒輪為一體式，輸出軸的軸承采用脂脂潤(rùn)。
第3章 行星輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
3.1 方案設(shè)計(jì)
根據(jù)傳動(dòng)比i=1300，選用四級(jí)NGW型串聯(lián)式結(jié)構(gòu)，即。第一、二級(jí)行星輪個(gè)數(shù)均選=3，第三、四級(jí)行星輪個(gè)數(shù)選=4。第二、三、四級(jí)太陽(yáng)輪浮動(dòng)，第一、二、三級(jí)行星轉(zhuǎn)架浮動(dòng)并與下一級(jí)浮動(dòng)太陽(yáng)輪用花鍵聯(lián)接并傳遞扭矩。齒輪箱傳動(dòng)采用壓力角的直齒輪傳動(dòng)。精度等級(jí)為外齒輪為6級(jí)，內(nèi)齒輪為7級(jí)。為提高齒輪承載能力，行星齒輪傳動(dòng)均采用變位齒輪傳動(dòng)，外嚙合，內(nèi)嚙合。根據(jù)技術(shù)協(xié)議內(nèi)容，太陽(yáng)輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，MPa。行星輪材料選用17CrNiMo6，滲碳淬火，表面硬度大于58HRC，=1358MPa，Mpa。內(nèi)齒輪材料選用42CrMoA，滲氮，表面硬度為50HRC，=780MPa，MPa。 輸出軸材料選用17CrNiMo6。
3.2 傳動(dòng)比分配
按各級(jí)行星齒輪傳動(dòng)齒面接觸等強(qiáng)度的傳動(dòng)比分配原則進(jìn)行分配，取:
i1=9.1; i2=8.2 ; i3=5.3; i4=3.4;
3.3 第一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)
3.3.1 配齒數(shù)
根據(jù)前面所選的傳動(dòng)比，按變位傳動(dòng)選配齒數(shù)。從抗彎強(qiáng)度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動(dòng)比條件可知，，取
由裝配條件可知，，滿足條件，取，
，n為整數(shù)，滿足條件
計(jì)算行星輪齒數(shù)：
，取
配齒結(jié)果： 。
3.3.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù)
1、按齒面接觸強(qiáng)度初算小齒分度圓直徑
（1）
式中——行星輪分度圓直徑
——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動(dòng)取=766
——一對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（Nm）
N
——使用場(chǎng)合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30
——計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選
=1.05
——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0
——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選
——試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa
——齒數(shù)比，
將各數(shù)值代入（1）式中，解得
mm
2、按輪齒抗彎強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)
（2）
式中——行星輪模數(shù)
——算式系數(shù)，直齒傳動(dòng)取=12.1
——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015
——綜合系數(shù)，見(jiàn)[4]表7.3-4，選=2
——行星輪齒形系數(shù)，見(jiàn)[4]圖2.5-29，取=2.9
——行星輪齒數(shù)，=11
——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa
將各數(shù)值代入（2）中，解得
mm
取=2，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強(qiáng)度初算結(jié)果很接近，故初定mm，m=2mm進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
3.3.3 齒輪變位計(jì)算
中心距：
mm
mm
按高度變位進(jìn)行計(jì)算：
高度變位時(shí)，嚙合角，a-c傳動(dòng)副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，根據(jù)u=3.64，由[4]圖14-1-4左側(cè)的⑤線選，則。同理c-b副傳動(dòng)變位系數(shù)和，故。
3.3.4 幾何尺寸計(jì)算
分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計(jì)算結(jié)果如表3-1。
表3-1 第一級(jí)齒輪幾何尺寸 （m=2mm）
齒輪
齒數(shù)z
變位
系數(shù)
分度圓直徑（mm）
基圓直徑（mm）
齒頂圓直徑（mm）
齒根圓直徑（mm）
中心距（mm）
太陽(yáng)輪
11
0.4
22.000
20.673
27. 600
18.600
51.000
行星輪
40
-0.4
80.000
75.180
85.600
76.600
內(nèi)齒輪
91
-0.4
182.000
171.020
179.600
188.600
3.3.5 重合度計(jì)算
1、 外齒輪重合度計(jì)算
根據(jù)[4]表2.2-8公式
=2.11>1.2
2、內(nèi)嚙合重合度計(jì)算
=1.78>1.2
3.3.6 嚙合效率計(jì)算
該級(jí)齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽(yáng)轉(zhuǎn)為主動(dòng)件，行星輪，轉(zhuǎn)架為從動(dòng)件，則轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為
式中：——行星架固定時(shí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和
所以，
式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1
則行星傳動(dòng)嚙合效率為：
3.3.7 齒面疲勞強(qiáng)度校核
1、外嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
計(jì)算接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中：——接觸應(yīng)力基本值
行星輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
行星輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
太陽(yáng)輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-2
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，參見(jiàn)[1]表14-1-110，外嚙合的接觸強(qiáng)度是滿足強(qiáng)度要求的。
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞應(yīng)力公式：
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
行星輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
2、內(nèi)嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-2
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力基本值
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度是滿足要求的
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-3
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度能滿足要求
表3-2 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表、圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
使用
系數(shù)
GB/T 19073-2003
1.3
動(dòng)載
系數(shù)
m/s
查[4]圖2.5-3
1.03
1.05
齒向載荷分布系數(shù)
1.262
1.251
齒間載荷分配系數(shù)
查[4]表2.5-18
1
1.1
行星輪間載荷不均勻系數(shù)
見(jiàn)[4]表7.8-2
1.05
小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
1.07
1
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查[1]圖14-1-16
2.375
2.475
彈性
系數(shù)
查[1]表14-1-105
189.8
重合度系數(shù)
0.794
0.860
螺旋角系數(shù)
直齒
1
分度圓上的
切向力
N
1461.8N
齒寬
15
15
15
齒數(shù)比
3.64
2.28
壽命
系數(shù)
按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運(yùn)轉(zhuǎn)，應(yīng)力物質(zhì)循環(huán)次數(shù)
0.931
1
潤(rùn)滑劑系數(shù)
用220號(hào)中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16
1.06
1.11
速度
系數(shù)
查[1]圖14-1-28
0.95
0.91
粗糙度系數(shù)
查[1]圖14-1-29
0.99
0.85
工作硬化系數(shù)
硬齒面
1.1
1.1
尺寸
查[1]表14-1-109
1
1
表3-3 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)據(jù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
齒向荷載荷分布
系數(shù)
由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得
1.182
1.229
齒間載荷分配系數(shù)
1
1
1.05
行星輪間載荷分配不均勻
系數(shù)
按式7.3-18
1.015
齒形系數(shù)
查[1]圖14-1-38
2.33
2.57
2.17
應(yīng)力修正系數(shù)
查[1]圖14-1-45
1.67
1.54
1.71
重合度
系數(shù)
0.605
0.671
彎曲壽命系數(shù)
查[4]圖2.5-45
0.902
1
試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
按給定的區(qū)域圖取時(shí)
1.5
齒根圓角角系數(shù)
查[4]圖2.5-46
1
1.03
齒根表面狀況系數(shù)
查[4]表2.5-47
0.96
尺寸系數(shù)
查[4]表2.5-48
1
1
螺旋角
系數(shù)
直齒
1
3.4 第二級(jí)行星齒輪傳動(dòng)
3.4.1 配齒數(shù)
根據(jù)前面所選的傳動(dòng)比，按變位傳動(dòng)選配齒數(shù)。取，由傳動(dòng)比條件可知，，取。
由裝配條件可知， ，n為整數(shù)，滿足條件。
計(jì)算行星輪齒數(shù)
，取。
配齒結(jié)果： 。
3.4.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù)
1、按齒面接觸強(qiáng)度初算小齒分度圓直徑
（1）
式中——太陽(yáng)輪分度圓直徑
——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動(dòng)取=766
——一對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（Nm）
Nm
——使用場(chǎng)合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30
——計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05
——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0
——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選
——試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa
——齒數(shù)比，
將各數(shù)值代入（1）式中，解得
mm
2、 按輪齒抗彎強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)
（2）
式中——行星輪模數(shù)
——算式系數(shù)，直齒傳動(dòng)取=12.1
——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015
——綜合系數(shù)，見(jiàn)[4]表7.3-4，選=2
——行星輪齒形系數(shù)，見(jiàn)[4]圖2.5-29，取=2.7
——行星輪齒數(shù)，=11
——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa
將各數(shù)值代入（2）中，解得
mm
取=4，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強(qiáng)度初算結(jié)果很接近，故初定mm，m=4mm進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
3.4.3 齒輪變位計(jì)算
中心距
mm
mm
按高度變位進(jìn)行計(jì)算
高度變位時(shí)，嚙合角，a-c傳動(dòng)副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，u=3.09，由[1]圖14-1-4左側(cè)的⑤線選，則。同理c-b副傳動(dòng)變位系數(shù)和，故。
3.4.4 幾何尺寸計(jì)算
分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計(jì)算結(jié)果如表3.4
表3-4 第二級(jí)齒輪幾何尺寸 (m=2mm)
齒輪
齒數(shù)z
變位
系數(shù)
分度圓直徑（mm）
基圓直徑（mm）
齒頂圓直徑（mm）
齒根圓直徑（mm）
中心距（mm）
太陽(yáng)輪
11
0.4
44.000
41.346
55.200
37.200
90.000
行星輪
34
-0.4
136.000
127.798
140.800
122.800
內(nèi)齒輪
79
-0.4
316.000
296.943
311.200
329.200
3.4.5 重合度計(jì)算
1、外齒輪重合度計(jì)算
根據(jù)[4]表2.2-8公式
=1.44>1.2
2、 內(nèi)嚙合重合度計(jì)算
=1.26>1.2
3.4.6 嚙合效率計(jì)算
該級(jí)齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽(yáng)轉(zhuǎn)為主動(dòng)件，行星輪，轉(zhuǎn)架為從動(dòng)件，則轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為：
式中 ——行星架固定時(shí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和
所以：
式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1
則行星傳動(dòng)嚙合效率為
3.4.7 齒面疲勞強(qiáng)度校核
1、外嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
計(jì)算接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中：——接觸應(yīng)力基本值
行星輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
行星輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
太陽(yáng)輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-5
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，外嚙合的接觸強(qiáng)度是滿足強(qiáng)度要求的
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞應(yīng)力公式
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
行星輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
2、 內(nèi)嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-5
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力基本值
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度是滿足要求的。
（2）齒根彎曲強(qiáng)度
這里公計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-6
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度能滿足要求
表3-5 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表、圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
使用
系數(shù)
GB/T 19073-2003
1.3
動(dòng)載
系數(shù)
查[4]圖2.5-3
1.013
1.05
齒向載荷分布系數(shù)
1.262
1.269
齒間載荷分配系數(shù)
查[4]表2.5-18
1
1.1
行星輪間載荷不均勻系數(shù)
見(jiàn)[4]表7.8-2
1.05
小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
1.05
1
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查[1]圖14-1-16
2.375
2.515
彈性
系數(shù)
查[1]表14-1-105
189.8
重合度系數(shù)
0.924
1.655
螺旋角系數(shù)
直齒
1
分度圓上的
切向力
N
13553.6N
齒寬
50
50
50
齒數(shù)比
3.09
2.32
壽命
系數(shù)
按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運(yùn)轉(zhuǎn)，應(yīng)力物質(zhì)循環(huán)次數(shù)
0.987
1
潤(rùn)滑劑系數(shù)
用220號(hào)中載荷極壓油，查圖2.5-16
1.06
1.11
速度
系數(shù)
查[1]圖14-1-28
0.93
0.91
粗糙度系數(shù)
查[1]圖14-1-29
0.99
0.85
工作硬化系數(shù)
硬齒面
1.1
1.1
尺寸
查[1]表14-1-109
1
1
表3-6 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)據(jù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
齒向荷載荷分布
系數(shù)
由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得
1.182
1.257
齒間載荷分配系數(shù)
1
1
1.05
行星輪間載荷分配不均勻
系數(shù)
按[4]式7.3-18
1.015
齒形系數(shù)
查[1]圖14-1-38
2.53
2.92
2.45
應(yīng)力修正系數(shù)
查[1]圖14-1-43
1.64
1.48
1.62
重合度
系數(shù)
0.771
0.845
彎曲壽命系數(shù)
查[4]圖2.5-45
0.902
1
試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
按給定的區(qū)域圖取時(shí)
1.5
齒根圓角角系數(shù)
查[4]圖2.5-46
1
1.03
齒根表面狀況系數(shù)
查[4]表2.5-47
0.96
尺寸系數(shù)
查[4]表2.5-48
0.97
1
螺旋角
系數(shù)
直齒
1
3.5 第三級(jí)行星齒輪傳動(dòng)
3.5.1 配齒數(shù)
根據(jù)前面所選的傳動(dòng)比，按變位傳動(dòng)選配齒數(shù)。從抗彎強(qiáng)度和必要的工作可靠性出發(fā)，取，由傳動(dòng)比條件可知，，取。
由裝配條件可知，，n為整數(shù)，滿足條件。
計(jì)算行星輪齒數(shù)：
，取。
。
配齒結(jié)果：，，。
3.5.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù)
1、按齒面接觸強(qiáng)度初算小齒分度圓直徑
（1）
式中——太陽(yáng)輪分度圓直徑
——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動(dòng)取=766
——一對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（Nm）
Nm
——使用場(chǎng)合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30
——計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05
——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0
——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選
——試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa
——齒數(shù)比，
將各數(shù)值代入（1）式中，解得
mm
2、 按輪齒抗彎強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)
（2）
式中——行星輪模數(shù)
——算式系數(shù)，直齒傳動(dòng)取=12.1
——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.015
——綜合系數(shù)，見(jiàn)[4]表7.3-4，選=2
——行星輪齒形系數(shù)，見(jiàn)[4]圖2.5-29，取=2.8
——行星輪齒數(shù)，=14
——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa
將各數(shù)值代入（2）中，解得
取=6，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強(qiáng)度初算結(jié)果很接近，故初定mm，m=6mm進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
3.5.3 齒輪變位計(jì)算
中心距
mm
mm
按高度變位進(jìn)行計(jì)算
高度變位時(shí)，嚙合角，a-c傳動(dòng)副變位系數(shù)和，變位系數(shù)可按齒數(shù)比u的大小，根據(jù)u=1.625，由[1]圖14-1-4左側(cè)的③線選，則。同理c-b副傳動(dòng)變位系數(shù)和，故。
3.5.4 幾何尺寸計(jì)算
分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計(jì)算結(jié)果如表3-7。
表3-7 第三級(jí)齒輪幾何尺寸 (m=4mm)
齒輪
齒數(shù)z
變位
系數(shù)
分度圓直徑（mm）
基圓直徑（mm）
齒頂圓直徑（mm）
齒根圓直徑（mm）
中心距（mm）
太陽(yáng)輪
16
0.24
96.000
90.210
110.880
83.880
126.000
行星輪
26
-0.24
156.000
146.592
165.120
138.120
內(nèi)齒輪
68
-0.24
408.000
383.395
398.880
425.880
3.5.5 重合度計(jì)算
1、外齒輪重合度計(jì)算
根據(jù)[4]表2.2-8公式
=1.53>1.2
2、 內(nèi)嚙合重合度計(jì)算
=1.47>1.2
3.5.6 嚙合效率計(jì)算
該級(jí)齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽(yáng)轉(zhuǎn)為主動(dòng)件，行星輪，轉(zhuǎn)架為從動(dòng)件，則轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為：
式中 ——行星架固定時(shí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和
所以：
式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1
則行星傳動(dòng)嚙合效率為
3.5.7 齒面疲勞強(qiáng)度校核
1、外嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
計(jì)算接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中：——接觸應(yīng)力基本值
行星輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
行星輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
太陽(yáng)輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-8。
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，外嚙合的接觸強(qiáng)度是滿足強(qiáng)度要求的。
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞應(yīng)力公式
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
行星輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
2、 內(nèi)嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-8。
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力基本值
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度是滿足要求的。
（2）齒根彎曲強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-9。
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度能滿足要求
表3-8 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表、圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
使用
系數(shù)
GB/T 19073-2003
1.3
動(dòng)載
系數(shù)
查[4]圖2.5-3
1.005
1.006
齒向載荷分布系數(shù)
1.282
1.268
齒間載荷分配系數(shù)
查[4]表2.5-18
1
1.1
行星輪間載荷不均勻系數(shù)
見(jiàn)[4]表7.8-2
1.05
小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
1.03
1
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查[1]圖14-1-16
2.375
2.495
彈性
系數(shù)
查[1]表14-1-105
189.8
重合度系數(shù)
0.823
0.843
螺旋角系數(shù)
直齒
1
分度圓上的
切向力
N
19055.8N
齒寬
50
50
50
齒數(shù)比
1.63
2.62
壽命
系數(shù)
按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運(yùn)轉(zhuǎn)，應(yīng)力物質(zhì)循環(huán)次數(shù)
1.23
1.12
潤(rùn)滑劑系數(shù)
用220號(hào)中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16
1.06
1.11
速度
系數(shù)
查[4]圖2.5-17
0.93
0.91
粗糙度系數(shù)
查[4]圖2.5-18
0.99
0.95
工作硬化系數(shù)
硬齒面
1.1
1.1
尺寸
查[1]表14-1-109
1
1
表3.9 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)據(jù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
齒向荷載荷分布
系數(shù)
由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得
1.182
1.257
齒間載荷分配系數(shù)
1
1
1.05
行星輪間載荷分配不均勻
系數(shù)
按[4]式7.3-18
1.015
齒形系數(shù)
查[1]圖14-1-38
2.53
2.92
2.45
應(yīng)力修正系數(shù)
查[1]圖14-1-43
1.64
1.48
1.62
重合度
系數(shù)
0.74
0.76
彎曲壽命系數(shù)
查[4]圖2.5-45
1.02
1
試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
按給定的區(qū)域圖取時(shí)
1.5
齒根圓角角系數(shù)
查[4]圖2.5-46
1
1.03
齒根表面狀況系數(shù)
查[4]表2.5-47
0.96
尺寸系數(shù)
查[4]表2.5-48
1
1
螺旋角 系數(shù)
直齒
1
3.6 第四級(jí)行星齒輪傳動(dòng)
3.6.1 配齒數(shù)
根據(jù)前面所選的傳動(dòng)比，按變位傳動(dòng)選配齒數(shù)。從尺寸要求出發(fā)，取，由傳動(dòng)比條件可知，，取。
由裝配條件可知，，n為整數(shù)，滿足條件。
計(jì)算行星輪齒數(shù)：
，取。
配齒結(jié)果： 。
3.6.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù)
1、按齒面接觸強(qiáng)度初算小齒分度圓直徑
（1）
式中——行星輪分度圓直徑
——算式系數(shù)，由于是一般的鋼制齒輪，直齒傳動(dòng)取=766
——一對(duì)嚙合副中小齒輪名義轉(zhuǎn)矩（Nm）
Nm
——使用場(chǎng)合系數(shù)，根據(jù)GB/T 19073-2003中的規(guī)定，選=1.30
——計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-7，選=1.05
——綜合系數(shù)，根據(jù)[4]表7.3-4，選=2.0
——小齒輪齒寬系數(shù)，按[4]表7.3-3選
——試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限（MPa），取=1358MPa
——齒數(shù)比，
將各數(shù)值代入（1）式中，解得
mm
2、 按輪齒抗彎強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)
（2）
式中——行星輪模數(shù)
——算式系數(shù)，直齒傳動(dòng)取=12.1
——計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷不均衡系數(shù)，根據(jù)[4]式7.3-17得=1.15
——綜合系數(shù)，見(jiàn)[4]表7.3-4，選=2
——行星輪齒形系數(shù)，見(jiàn)[4]圖2.5-29，取=2.68
——行星輪齒數(shù)，=16
——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限（MPa），=390MPa
將各數(shù)值代入（2）中，解得
取=6，則行星輪分度圓直徑mm，與接觸強(qiáng)度初算結(jié)果很接近，故初定mm，m=6mm進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。
3.6.3 齒輪變位計(jì)算
中心距
mm
mm
第四級(jí)中所有齒輪齒數(shù)都大于17，所以不用變位，該級(jí)所有齒輪的變位系數(shù)為0。
3.6.4 幾何尺寸計(jì)算
分度圓直徑，節(jié)圓直徑，基圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑計(jì)算結(jié)果如表3-10：
表3-10 第四級(jí)齒輪幾何尺寸 (m=6mm)
齒輪
齒數(shù)z
變位
系數(shù)
分度圓直徑（mm）
基圓直徑（mm）
齒頂圓直徑（mm）
齒根圓直徑（mm）
中心距（mm）
太陽(yáng)輪
33
0
198.000
186.059
210.000
183.000
162.000
行星輪
21
0
126.000
118.401
138.000
111.000
內(nèi)齒輪
75
0
450.000
422.862
438.000
465.000
3.6.5 重合度計(jì)算
1、外齒輪重合度計(jì)算
根據(jù)[4]表2.2-8公式
=1.62>1.2
2、 內(nèi)嚙合重合度計(jì)算
=1.91>1.2
3.6.6 嚙合效率計(jì)算
該級(jí)齒輪副為內(nèi)齒輪固定，太陽(yáng)轉(zhuǎn)為主動(dòng)件，行星輪，轉(zhuǎn)架為從動(dòng)件，則轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為：
式中：——行星架固定時(shí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中各齒輪副嚙合損失系數(shù)之和
所以：
式中：——齒面摩擦因數(shù)，=0.05～0.1
則行星傳動(dòng)嚙合效率為
3.6.7 齒面疲勞強(qiáng)度校核
1、外嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
計(jì)算接觸應(yīng)力計(jì)算公式
式中——接觸應(yīng)力基本值
行星輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪單對(duì)齒嚙合下界點(diǎn)接觸應(yīng)力
MPa
行星輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
太陽(yáng)輪接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
以上三式中參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-11
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，外嚙合的接觸強(qiáng)度是滿足強(qiáng)度要求的。
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞應(yīng)力公式
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
太陽(yáng)輪彎曲應(yīng)力
MPa
行星輪彎曲應(yīng)力
MPa
太陽(yáng)輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
行星輪抗彎強(qiáng)度安全系數(shù)
2、 內(nèi)嚙合
（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-11
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力基本值
內(nèi)齒輪的接觸應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的接觸強(qiáng)度是滿足要求的。
（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
這里只計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式同前，其計(jì)算用參數(shù)和系數(shù)取值見(jiàn)表3-12
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力基本值
MPa
內(nèi)齒輪彎曲應(yīng)力
MPa
內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)
根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，內(nèi)齒輪的彎曲強(qiáng)度能滿足要求。
表3-11 齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表、圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
使用
系數(shù)
GB/T 19073-2003
1.3
動(dòng)載
系數(shù)
查[4]圖2.5-3
1.001
1.002
齒向載荷分布系數(shù)
1.183
1.301
齒間載荷分配系數(shù)
查[4]表2.5-18
1
1.1
行星輪間載荷不均勻系數(shù)
見(jiàn)[4]表7.8-2
1.05
小輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)
1
1
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
查[1]圖14-1-105
2.375
2.375
彈性
系數(shù)
查[1]表14-1-105
189.8
重合度系數(shù)
0.891
0.835
螺旋角
系數(shù)
直齒
1
分度圓上的
切向力
N
48505.9N
齒寬
85
85
85
齒數(shù)比
1.57
2.27
壽命
系數(shù)
按工作1年,每年300天,每天24h，正反方向運(yùn)轉(zhuǎn)，應(yīng)力物質(zhì)循環(huán)次數(shù)
1.07
1.07
潤(rùn)滑劑系數(shù)
用220號(hào)中載荷極壓油，查[4]圖2.5-16
1.06
1.11
速度
系數(shù)
查[4]圖2.5-17
0.95
0.91
粗糙度系數(shù)
查[4]圖2.5-18
0.99
0.95
工作硬化系數(shù)
硬齒面
1.1
1.1
尺寸
查[1]表14-1-109
1
1
表3-12 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的有關(guān)數(shù)據(jù)
代號(hào)
名稱(chēng)
所用表圖或計(jì)算公式
取值
太陽(yáng)輪
行星輪
內(nèi)齒輪
齒向荷載荷分布
系數(shù)
由[4]第2篇第5章4.2節(jié)公式得
1.15
1.25
齒間載荷分配系數(shù)
1
1
1.05
行星輪間載荷分配不均勻
系數(shù)
按式7.3-18
1.015
齒形系數(shù)
查[1]圖14-1-38
2.18
2.18
2.18
應(yīng)力修正系數(shù)
查[1]圖14-1-43
1.58
1.58
1.58
重合度
系數(shù)
0.713
0.643
彎曲壽命系數(shù)
查[4]圖2.5-45
1.07
1.07
試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
按給定的區(qū)域圖取時(shí)
1.5
齒根圓角角系數(shù)
查[4]圖2.5-46
1
1.03
齒根表面狀況系數(shù)
查[4]表2.5-47
0.96
尺寸系數(shù)
查[4]表2.5-48
1
1
螺旋角
系數(shù)
直齒
1
3.7行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)匯總
四級(jí)行星齒輪的基本尺寸如表3-12。
表3-12 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)匯總表
齒數(shù)
模數(shù)（mm）
傳動(dòng)比
中心距（mm）
行星輪個(gè)數(shù)
校核結(jié)果
第一級(jí)傳動(dòng)
=11
m=2
滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度
=91
=40
第二級(jí)傳動(dòng)
=11
m=4
滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度
=79
=34
第三級(jí)傳動(dòng)
=16
m=6
滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度
=68
=26
第四級(jí)傳動(dòng)
=33
m=6
滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度
=75
=21
總傳動(dòng)比：
誤差：
第4章 行星齒輪靜強(qiáng)度校核
當(dāng)齒輪工作可能出現(xiàn)短時(shí)間、少次數(shù)的超過(guò)額定工況下的載荷時(shí)，齒輪傳動(dòng)應(yīng)進(jìn)行