第一 凸度值和第二凸度值的流程图。
【具体实施方式】
[0039] 为解决现有技术中存在的上述问题，本发明实施例采用的技术方案通过将所述行 星齿轮的轴孔、行星齿轮轴的外表面的与所述轴孔内壁可接触的部分均设置为弧状，可W 有效减少行星齿轮和行星齿轮轴之间的摩擦，提高行星齿轮系统的使用寿命，成本低廉，环 保耐用。
[0040] 为使本发明的上述目的、特征和优点能够更为明显易懂，下面结合附图对本发明 的具体实施例做详细的说明。
[0041] 图1示出了本发明实施例中的一种行星齿轮系统的结构示意图。如图1所示的行 星齿轮系统，可W包括：
[0042] 行星齿轮11和行星齿轮轴12,行星齿轮11设置有轴孔1 la,行星齿轮11通过所 述轴孔11a活动套设在行星齿轮轴12上，行星齿轮轴12的两端安装在一壳体（图中未示 出）上。
[004引轴孔11a的内壁呈凸起的弧状，轴孔11a的横截面均为圆形，且沿着轴孔11a的中 轴线方向，轴孔11a横截面圆的半径由中轴线的中点向两边递增，其中，轴孔11a的最大横 截面的半径可W与现有技术中的行星齿轮系统中的行星齿轮的轴孔的横截面的半径相等。
[0044] 与轴孔11a类似地，行星齿轮轴12的外表面的与轴孔11a的内壁可接触部分也呈 凸起的弧状。行星齿轮轴12的外表面与轴孔11a的内壁可接触部分的横截面为圆形，且沿 着行星齿轮轴12的中轴线方向上，行星齿轮轴12的外表面与轴孔11a的内壁可接触部分 的横截面的半径沿着所述可接触部分的中轴线的中点向两边递减。其中，行星齿轮轴12的 外表面与轴孔11a的内壁的非可接触部分可W为圆柱状，也即行星齿轮轴12的外表面与轴 孔11a的内壁的非可接触部分的横截面的半径相等。
[0045] 在具体实施中，根据赫兹最大接触应力公式可知，当所述轴孔11a的最小横截面 与最大横截面的半径之间的差值，W及所述行星齿轮轴12的外表面与所述轴孔11a的内壁 可接触部分的最大横截面与最小横截面之间的差值相等时，行星齿轮11和行星齿轮轴12 之间最大接触应力最小。
[0046] 在具体实施中，可W将轴孔11a的最小横截面与最大横截面的半径之间的差值， 作为第一凸度值。行星齿轮轴12的外表面与所述轴孔11a内壁可接触部分的最大横截面 与最小横截面的半径之间的差值，作为第二凸度值。
[0047] 为了进一步确定最终应用在所述行星齿轮的第一凸度值和第二凸度值，可W选取 两组W上的预选凸度组，每组预选凸度组中可W分别包括第一预选凸度值和第二预选凸度 值，将所选取的预选凸度组中的第一预选凸度值和第二预选凸度值分别应用到行星齿轮系 统中进行测试。通过测试，便可W获取行星齿轮和行星齿轮轴的实际磨损量，可W将磨损量 最小的行星齿轮系中应用的第一预选凸度值和第二预选凸度值作为最终的第一凸度值和 第二凸度值。
[0048] 图2示出了本发明实施例中的一种行星齿轮系统结构参数的确定方法的流程图。 如图2所示的所述行星齿轮系统结构参数的确定方法，可W包括：
[0049] 步骤S21 ;根据所述行星齿轮系统的结构，计算得出第一凸度值和所述第二凸度 值之和。
[0050] 在具体实施中，所述第一凸度值为所述行星齿轮系统中的行星齿轮的轴孔的最小 横截面与最大横截面的半径之间的差值，所述第二凸度值为所述行星齿轮系统中的行星齿 轮轴的外表面与所述轴孔内壁可接触部分的最大横截面与最小横截面之间的差值。
[0051] 在具体实施中，行星齿轮系统中的行星齿轮和行星齿轮轴之间具有预设的间隙， 第一凸度值和所述第二凸度值之和可W满足如下的公式：
[005引 Dc"咖d ALL = Dgear+Dshaft+Dcase-d (D
[00閲其中，Defined all为所述第一凸度值与第二凸度值之化Dgear、Dshaft、Dcase分别为轴孔 为圆柱状的行星齿轮、圆柱状的行星齿轮轴和壳体在受载荷时的变形量，d为所述圆柱状行 星齿轮轴和所述行星齿轮的圆柱状的轴孔之间配合的间隙的尺寸。
[0054] 在具体实施中，可W采用有限元法计算得出轴孔为圆柱状的行星齿轮、圆柱状的 行星齿轮轴和壳体在受载荷时的变形量Dg。。,、Dghgft、D。。,。。
[00巧]有限元法将连续的求解域离散为一组单元的组合体，用在每个单元内假设的近似 函数来分片的表示求解域上待求的未知场函数，近似函数通常由未知场函数及其导数在单 元各节点的数值插值函数来表达，从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由 度问题。有限元法可w高效、快速地计算得出圆柱状的行星齿轮、圆柱状的行星齿轮轴和壳 体在受载荷时的变形量Dg。。^ D,hwt、D。。,。。
[0056] 步骤S22 ;计算所述行星齿轮和行星齿轮轴之间最大接触应力，获取所述行星齿 轮和行星齿轮轴之间最大接触应力最小值所对应的第一凸度值和第二凸度值作为所述行 星齿轮系统中的结构参数。
[0057] 为了减少轴孔的内壁与行星齿轮轴的外表面之间的接触应力，根据赫兹最大接触 应力推导公式：
[0061] 其中，Qm。、表示最大接触应力，R1、R2分别接触点处的两个球体的直径，P为外法向 量，K1、K2分别为两个常量，ul、u2分别为泊松比，E为弹性模量。
[006引从公式似-(4)可知，当轴孔的内壁与行星齿轮轴的外表面与轴孔的内壁可接触 部分之间的曲率处处相等时，轴孔的内壁与行星齿轮轴的外表面与轴孔的内壁可接触部分 之间具有最小的接触应力。
[0063] 并且，根据所述行星齿轮系统的结构，可得：
[0064] Dc"咖d ALL = Dgear+Dshaft+Dcase-d 妨
[006引其中，D"_d Αα为轴孔的最小横截面与最大横截面的半径之间的差值，W及所述 行星齿轮轴的外表面与所述轴孔内壁可接触部分的最大横截面与最小横截面之间的差值 之和，DgP3f、Dgh3ft、D。。,。分别为轴孔为圆柱状的行星齿轮、圆柱状的行星齿轮轴和壳体在受载 荷时的变形量，d为所述圆柱状行星齿轮轴和所述行星齿轮的圆柱状的轴孔之间配合的间 隙的尺寸。
[0066] 在具体实施中，根据赫兹最大接触应力公式，当所述第一凸度值和所述第二凸度 值相等时，所述行星齿轮和行星齿轮轴的最大接触应力最小，且所述第一凸度值和所述第 二凸度值满足如下的公式：
[0067] Dcro咖d gear 二 Dcroimed shaft 二 0. 5*Dcromed 化L 巧)
[0068] 其中，D"_ed gear为所述第一凸度值，所述D"_ed shaft为所述第二凸度值，所述 Αα为所述第一凸度值和所述第二凸度值之和。
[0069] 在具体实施中，行星齿轮系统所应用的环境等因素，使得通过步骤S21-S22确定 的第一凸度值和第二凸度值实践中应用时，未必可W取得最佳的效果。如图3所示，为了进 一步确定应用于实践中的第一凸度值和第二凸度值，所述行星齿轮系统结构参数的确定方 法，还可W包括：
[0070] 步骤S31 ;选取两组W上的预选凸度组。
[0071] 在具体实施中，所述预选凸度组包括第一预选凸度值和第二预选凸度值，所述第 一预选凸度和第二预选凸度分别与所述第一凸度值和第二凸度值具有预设的误差。例如， 所述第一预选凸度和第二预选凸度分别与所述第一凸度值和第二凸度值可W满足：
[007引 Ο < Dcrowned gearN《Dcro咖d gear W
[0073] 0 < Dcrowned shaftN《Dcrowned shaft 做
[0074] 其中，gearW为第一预选凸度值，所述D"""ed shaftW为第二预选凸度值，所述 〇。^。。4 Αα为第一凸度值和第二凸度值之和，N表示第N组预选凸度组。
[0075] 例如，可W在第一凸度值g。。^和第二凸度值shwt附近选择两组W上的 了页选凸度组：Dc