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3.5 传动强度计算及校核
（1）选择齿轮材料及精度等级 中心轮a选选用45钢正火，硬度为162～217HBS，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra?1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选8级精度，要求齿面粗糙度Ra?3.2。转矩T1=298.4N·mm。按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献[3]式8—24得出?F，如?F?【?F】则校核合格。齿形系数YF 由参考文献[3]表8—12得YFa=3.15，YFg=2.7，
YFbYsg=2.29；应力修正系数Ys 由参考文献[3]表8—13得Ysa=1.49，
=1.58，Ysb=1.74；许用弯曲应力??F? 由参考文献[3]图8—24?Flim1=180MPa，?Flim2=160 MPa ；表8—9得sF=1.3；图8—25得YN1=YN2=1；式8—14可得??F?1=138 MPa；??F?2=123.077 MPa；
?F1=2KT1/bm2zaYFaYsa< ??F?1=138 MPa (3-18) ?F2=?F1YFgYsg/YFaYsa
（2） 齿轮齿面强度的计算及校核：齿面接触应力?H
?H1=?H0?H2=?H0KAKVKH?KHa1KHP2KAKVKH?KHa2KHP2 (3-20) ?H0=ZHZEZ?Z?Ft/d1b?u?1/u许用接触应力为?Hp许用接触应力可按下式计算，即
?Hp=?Hlim/SHlim·ZNTZLZVZRZwZx (3-21)
（3）强度条件 校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接
触应力中的较大?H值均应不大于其相应的许用接触应力为?Hp，即
?H??Hp。或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数SH值
应分别大于其对应的最小安全系数SHlim，即 SH>SHlim；查参考文献[2]表6—11可得SHlim=1.3，所以SH>1.3。
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（4） 有关系数和接触疲劳极限。通过查阅参考文献[2] 可得出各个参数的如下数据：
表3-2参考数据 使用系数KA 动载荷系数KV 齿向载荷分布系数KH? 齿间载荷分配系数KHa、KFa 行星轮间载荷分配不均匀系数KHp 节点区域系数ZH 弹性系数ZE 重合度系数Z? 螺旋角系数Z? 试验齿的接触疲劳极限?Hlim 最小安全系数SHlim、FHlim 接触强度计算的寿命系数ZNT 润滑油膜影响系数ZL、ZV、ZR 齿面工作硬化系数Zw 接触强度计算的尺寸系数Zx KA=1 KV=1.02 KH?=1 KHa1=KFa1=1.1 KHa2=KFa2=1.2 'KHp=1.5 ZH=2.06 ZE=1.605 Z?=0.82 Z?=1 ?Hlim=520Mpa SHlim=1.5、FHlim=2 ZNT=1.38 ZL=0.9、ZV=0.952、ZR=0.82 Zw=1.2 Zx=1 ?H0=ZHZEZ?Z?Ft/d1b?u?1/u=2.95 (3-22)
?H1=?H0?H2=?H0KAKVKH?KHa1KHP2KAKVKH?KHa2KHP2=3.5 =4.32
?Hp=?Hlim/SHlim·ZNTZLZVZRZwZx=464.4
所以 ?H??Hp 齿面接触校核合格
3.6 行星齿轮传动的受力分析
在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即nw>1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H—K型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于
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零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力Fr，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力Fr。
为了分析各构件所受力的切向力F，提出如下三点：
（1）在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。
（2）如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。
（3）为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。
在2H—K型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图3—3所示。
（a）传动简图 (b)构件的受力分析
图3-3 传动简图
由于在输入件中心轮a上受有nw个行星轮g同时施加的作用力Fga和输入转矩TA的作用。当行星轮数目nw?2时，各个行星轮上的载荷均
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匀，（或采用载荷分配不均匀系数kp进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为
T1=Ta/nw=9549P1/nwn=0.2984N·m
（3-23）
可得 Ta=T1·nw=0.8952 N·m （3-24） 式中 Ta—中心轮所传递的转矩，N·m；
P1—输入件所传递的名义功率，kw；
按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为
Fga=2000T1/da'=2000Ta/nwda'=2000×0.2984/13.5=44.2N (3-25) 而行星轮g上所受的三个切向力为 中心轮a作用与行星轮g的切向力为
Fag=-Fga=-2000Ta/nwda'=-44.2N (3-26)
内齿轮作用于行星轮g的切向力为
Fbg=Fag=-2000Ta/nwda'=-44.2N (3-27)
转臂H作用于行星轮g的切向力为
FHg=-2Fag=-4000Ta/nwda'=-88.4N (3-28)
转臂H上所的作用力为
FgH=-2FHg=-4000Ta/nwda'=-88.4N (3-29)
转臂H上所的力矩为
TH=nwFgHrx=-4000Ta/da'·rx=4655.0N·m (3-30)
在内齿轮b上所受的切向力为式
Fgb=-Fbg=2000Ta/nwda'=44.2N (3-31)
在内齿轮b上所受的力矩为
Tb=nwFgbdb'/2000=Tadb'/da'=1.43N·m (3-32)
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式中 da'—中心轮a的节圆直径，㎜
