行星齿轮设计模板.docx

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行星齿轮设计模板

第二章原始数据及系统组成框图

（一）有关原始数据

课题:

一种行星轮系减速器的设计

原始数据及工作条件：

使用地点：

减速离合器内部减速装置；

传动比：

=5.2

输入转速:

n=2600r/min

输入功率：

P=150w

行星轮个数：

=3

内齿圈齿数=63

第五章行星齿轮传动设计

（一）行星齿轮传动的传动比和效率计算

行星齿轮传动比符号及角标含义为：

1—固定件、2—主动件、3—从动件　　　　　　　　　

1、齿轮b固定时（图1—1），2K—H（NGW）型传动的传动比为

=1-=1+/

可得=1-=1-=1-5.2=-4.2

=/-1=63*5/21=15

输出转速：

=/=n/=2600/5.2=500r/min

2、行星齿轮传动的效率计算：

η=1-|-/（-1）*|*

=

为a—g啮合的损失系数，为b—g啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取=0.025

按=2600r/min、=500r/min、=-21/5可得

η=1-|-/（-1）*|*=1-|2600-500/（-4.2-1）*500|*0.025=97.98%

（二）行星齿轮传动的配齿计算

1、传动比的要求——传动比条件

即=1+/

可得1+/=63/5=21/5=4.2=

所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。

2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件

为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合齿轮a—g的中心距等于内啮合齿轮b—g的中心距，即

=

称为同轴条件。

对于非变位或高度变位传动，有

m/2（+）=m/2（-）

得=-/2=63-15/2=24

3、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件

想邻两个行星轮所夹的中心角=2π/

中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，

即

=*2π/

式中2π/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。

=n/=/=1+/

将和代入上式，有

2π*//2π/=1+/

经整理后=+=（15+63）/2=24

满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。

4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件

在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图1—2所示

可得l=2*＞

l=2*2/m*（+）*sin=39/2m

=d+2=17m

满足邻接条件。

（三）行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算

按齿根弯曲强度初算齿轮模数m

齿轮模数m的初算公式为

m=

式中—算数系数，对于直齿轮传动=12.1；

—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m；

=/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m

—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1；

—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得=2；

—计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》公式6—5得=1.85；

—小齿轮齿形系数，

图6—22可得=3.15；，

—齿轮副中小齿轮齿数，==15；

—试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6—26～6—30选取=120

所以

m==12.1×

=0.658

取m=0.9

1）分度圆直径d

=m*=0.9×15=13.5mm

=m*=0.9×24=21.6mm

=m*=0.9×63=56.7mm

2）齿顶圆直径

齿顶高：

外啮合=*m=m=0.9

内啮合=（-△）*m=（1-7.55/）*m=0.792

=+2=13.5+1.8=15.3mm

=+2=21.6+1.8=23.4mm

=-2=56.7-1.584=55.116mm

3）齿根圆直径

齿根高=（+）*m=1.25m=1.125

=-2=13.5-2.25=11.25mm

=-2=21.6-2.25=19.35mm

=+2=56.7+2.25=58.95mm

4）齿宽b

《参考三》表8—19选取=1

=*=1×13.5=13.5mm

=*+5=13.5+5=18.5mm

=13.5+（5-10）=13.5-5=8.5mm

5）中心距a

对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为：

1、a—g为外啮合齿轮副

=m/2（+）=0.9/2×（15+24）=17.55mm

2、b—g为内啮合齿轮副

=m/2（+）=0.9/2×（63-24）=17.55mm

中心轮a

行星轮g

内齿圈b

模数m

0.9

0.9

0.9

齿数z

15

24

63

分度圆直径d

13.5

21.6

56.7

齿顶圆直径

15.3

23.4

54.9

齿根圆直径

11.25

19.35

58.95

齿宽高b

18.5

18.5

8.5

中心距a

=17.55mm=17.55mm

（四）行星齿轮传动强度计算及校核

1、行星齿轮弯曲强度计算及校核

（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3.2。

（2）转矩

=/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；

（3）按齿根弯曲疲劳强度校核

由《参考文献三》式8—24得出如【】则校核合格。

（4）齿形系数

由《参考文献三》表8—12得=3.15，=2.7，=2.29；

（5）应力修正系数

由《参考文献三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74；

（6）许用弯曲应力

由《参考文献三》图8—24得=180MPa，=160MPa；

由表8—9得=1.3由图8—25得==1；

由《参考文献三》式8—14可得

=*/=180/1.3=138MPa

=*/=160/1.3=123.077MPa

=2K/b*=（2×1.1×298.4/13.5××15）×3.15×1.49=18.78Mpa<=138MPa

=*/=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<=123.077MPa齿根弯曲疲劳强度校核合格。

2、齿轮齿面强度的计算及校核

（1）、齿面接触应力

=

=

=

（2）、许用接触应力为

许用接触应力可按下式计算，即

=*

（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值均应不大于其相应的许用接触应力为，即

或者校核齿轮的安全系数：

大、小齿轮接触安全系数值应分别大于其对应的最小安全系数，即>

查《参考文献二》表6—11可得=1.3

所以>1.3

3、有关系数和接触疲劳极限

（1）使用系数

查《参考文献二》表6—7选取=1

（2）动载荷系数

查《参考文献二》图6—6可得=1.02

（3）齿向载荷分布系数

对于接触情况良好的齿轮副可取=1

（4）齿间载荷分配系数、

由《参考文献二》表6—9查得==1.1==1.2

（5）行星轮间载荷分配不均匀系数

由《参考文献二》式7—13得=1+0.5（-1）

由《参考文献二》图7—19得=1.5

所以=1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25

仿上=1.75

（6）节点区域系数

由《参考文献二》图6—9查得=2.06

（7）弹性系数

由《参考文献二》表6—10查得=1.605

（8）重合度系数

由《参考文献二》图6—10查得=0.82

（9）螺旋角系数

==1

（10）试验齿的接触疲劳极限

由《参考文献二》图6—11～图6—15查得=520Mpa

（11）最小安全系数、

由《参考文献二》表6-11可得=1.5、=2

（12）接触强度计算的寿命系数

由《参考文献二》图6—11查得=1.38

（13）润滑油膜影响系数、、

由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得=0.9、=0.952、=0.82

（14）齿面工作硬化系数

由《参考文献二》图6—20查得=1.2

（15）接触强度计算的尺寸系数

由《参考文献二》图6—21查得=1

所以

==2.06×1.605×0.82×1×=2.95

==2.95×=3.5

==2.95×=4.32

=*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4

所以齿面接触校核合格

（五）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>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，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。

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1—3所示。

由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。

当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）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

=/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m

可得=*=0.8952N*m

式中—中心轮所传递的转矩，N*m；

—输入件所传递的名义功率，kw；

图5-2传动简图：

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

=2000/=2000/=2000×0.2984/13.5=44.2N

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

=-=-2000/=-44.2N

内齿轮作用于行星轮g的切向力为

==-2000/=-44.2N

转臂H作用于行星轮g的切向力为

=-2=-4000/=-88.4N

转臂H上所的作用力为

=-2=-4000/=--88.4N

转臂H上所的力矩为

==-4000/*=-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0N*m

在内齿轮b上所受的切向力为

=-=2000/=44.2N

在内齿轮b上所受的力矩为

=/2000=/=0.8952×21.6/13.5=1.43N*m

式中—中心轮a的节圆直径，㎜

—内齿轮b的节圆直径，㎜

—转臂H的回转半径，㎜

根据《参考文献二》式（6—37）得

-/=1/=1/1-=1/1+P

转臂H的转矩为

=-*（1+P）=-0.8952×（1+4.2）=-4.655N*m

仿上

-/=1/=1/1-=p/1+P

内齿轮b所传递的转矩