（1）設計不合理，行星減速機是在超負荷情況下運行，齒面已經過載（見強度校核復算）。
　　（2）制造精度不高，齒廓偏差大，齒面軸線垂直度不好，造成齒面接觸不良，局部接觸嚴重過載，率先產生點蝕剝落。
　　（3）齒面潤滑不良，齒面油膜過薄形成過薄膜（油膜）條件運轉，說明潤滑油黏度偏低。
　　1.2內齒圈齒部斷齒原因分析
　　從齒面損壞部位看，靠近行星輪嚙合區的中下部，斷齒分布不均，每隔45齒發生不同程度的撕裂，這一級在行星減速機低速運轉時，承載的負荷較大。
　　內齒圈材料經過化驗分析，元素接近于ZG310-570（ZG45）鑄鋼，實測齒面硬度為HBS200HBS220，為軟齒面。
　　眾所周知，當齒輪參數設計合理時，材料內在質量是齒輪承載能力決定性因素，鑄鋼本身存在著各種缺陷，化學成份不均勻，組織相對鍛件而言緊密度差，再加上調質硬度偏低等缺陷，大大降低了材質的承載能力。在行星減速箱低速起動運轉時，所產生的瞬時載荷過大，這兩者是內齒圈發生斷齒的根本原因。另外，經過齒輪檢測儀測量，齒形、齒向精度為7級8級，齒部為軟齒面，精度低，齒部接觸不好，硬度偏低，承載能力會減小，這也是內齒圈斷齒的又一個原因。
　　總之，通過對錐齒輪和內齒圈損傷失效分析可知，該行星齒輪減速器設計選材不夠合理，制造精度低，是造成故障的根本原因。
　　2原錐齒輪，內齒圈齒輪強度校核復算
　　2.1錐齒輪，第三級內齒圈幾何參數及相關數據
　　在表2中列出了錐齒輪和第三級內齒圈幾何參數及相關數據。
　　2.2錐齒輪和內齒圈強度校核
　　錐齒輪和內齒圈的強度校核復算，分別依據標準GB/T10062-1988！錐齒輪承載能力計算方法和GB/T3480-1997漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法進行。
　　表中疲勞極限和小系數的選取，也是按齒輪強度計算標準選取的，主要是為了便于和國產化改進設計的強度計算結果作比較，強度校核復算結果見和表4.從表3和表4中看出原齒輪設計強度不足，加上制造安裝精度偏低，齒輪接觸帶調整不好，促使齒輪發生損傷失效。
　　3錐齒輪和內齒圈的國產化改進設計
　　3.1設計指導思想
　　通過對錐齒輪和內齒圈失效分析和原設計強度校核復算，提出國產化設計的具體改進措施。
　　（1）先要滿足原設計的傳動和安裝要求根據現場要求，原設計的傳動要素和齒輪主要參數速比、模數、齒輪、螺旋角不能變，齒寬可根據齒輪箱結構條件改變（加寬或不變），齒輪結構設計的配合尺寸，外聯接尺寸不能變。
　　（2）改變錐齒輪、內齒圈毛坯材料原錐齒輪毛坯材料相當于國產的20CrMnMo，現改為20Cr2Ni4，滲碳淬火鋼鍛件，同樣為滲碳淬火工藝，滲層深度由原來的（0.81.0）mm改為（1.01.4）mm.
　　（3）提高齒面硬度，由原來要求的（5052）HRC（改為5862）HRC，目的是提高接觸疲勞強度極限。
　　精度由原來的7級提高到6級。
　　原第三級內齒圈材料相當國內的ZG45鑄鋼，現改為42CrMo鍛件，調質硬度由原來的（2022）HRC提高到（2628）HRC，齒面進行深層氮化，氮化層硬度（600670）HV，氮化深度（0.50.7）mm，精度由原來的7級提高到6級，目的是提高內齒圈內接觸和彎曲疲勞強度極限。
　　材質和工藝的改變有效的提高了齒輪的精度和承載能力。另外，裝配時，精心調整接觸區和齒輪側隙，按錐齒輪裝配調整規則，要求初始接觸區調整到中部靠小端，跑合后擴展沿齒高不小于50%.沿齒長不小于80%，行星輪和內齒圈齒側間隙在0.15mm0.25mm.
　　3.2改進設計后的錐齒輪和內齒圈強度計算
　　國產化改進設計后的錐齒輪和內齒圈強度計算，和表6摘錄了一些數據進行論證。從強度計算結果看，都適當提高了極限應力，比原設計都有較大的改善，極限應力是根據國內材料的冶金質量，熱處理水平和加工精度等綜合因素考慮選取的，使用實踐證明是比較合理的。需要說明的是，改進設計不能改變原參數，原來設計不合理（設計參數選擇不當），狀況未得到根本改變，只是從選材、熱處理和加工工藝上作一些改進，系數有所提高，滿足了目前生產需求。
　　4結束語
　　（1）國產化改進設計的圓盤行星減速機已經正常運轉兩年了，與原進口減速機相比，運轉平穩，油溫低，噪聲低，降低了故障率。
　　（2）對進口產品國產化，要始終堅持對現場暴露出來的問題進行具體分析，總的是要合理設計，合理選材，合理選擇工藝，降低成本，提高承載能力，延長使用壽命。