2.7x1.25x1.075x1.6x2.45
O.7x172x245
=0.8
表3弯曲强度有关系数
名称
说明
取值
Ktm
算式系数
直齿轮
1乙1
Kfp
行星轮间载荷分配系数
Kfp=1+1.5(Khp-1)
=1+1.5(1.05-1)
1.075
Kfz
综合系数
表6«4,高精度,
1.6
Xal
齿形系数
图6・25,按x=0查值
3.18
齿形系数
图6・25,按x=0查值
2.45
以上均为在书綢开线行星齿轮传动设计》上查得
若取模数m=2,则太阳轮直径(d)&=乙3n=17x2=34inm,与癞蚪虽度初算结果(d)a二14.67mm不接近,故初定按(d)a=34nunzm=2进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。
5.几何尺寸计算
将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表4。
表4齿轮几何尺寸
内啮合
对于行星轮,各主要参数及数据计算值列于表5。
表5行星轮几何尺寸
名称
代号
数值
齿数
34
模数
m
2
压力角
a
20°
画圈或
aw>
曲
4
d
f
h
弁d|D
63.9mm
磐B
尸
Q.
2
m
m
齿距
p
6.28mm
齿厚
s
3.14mm
齿槽宽
e
3.14mm
6.重合度计算
外啮合:
(r)a=mZa/2=2x17/2=17(t)c二mZc/2二2x34/2二34
(la)a=(da)a/2二38/2二19(la)c二(da)c/2二72/2=36
(Qa)a=aiccos((r)acosa/(ia)a)=aiccos(l7cos20°/l9)=32.78°(aa)c=ai*ccos((r)ccosa/(ra)c)=arccos(34cos20/36)=27.441°8a-[Za(tan(aa)a一tana)+Zc(tan(aa)c一tana]/(2〃)
=[17(tan32.78°-tan20°)+34(tan27.441°-tan20°]/(2n)
=1.598>1.2
内啮合:
(1)=mZZb/2=2x85/2二85(r)c=inEZc/2=2x34/2=34
(ra)b=(da)b/2=l66/2=83(ra)c=(da)c/2=72/2=36
(a?
)b=ai*ccos((r)bcosa/(ra)b)=aiccos(85cos20*/83)=15.78(s)c=aiccos((r)ccosa/(ia)c)=ai*ccos(34cos20/36)=27.441°8a二[Zc(taii(aa)c_taila)_Zb(taii(aa)b_taiia]/(2^)
=[34(tan27.44f-tan20e)-85(tanl5.78e-tan20*)]/(2^)
=1.941>1.2
5.行星轮的的强度计算及强度校核
疲劳强度校核
1・外啮合
(1)齿面癞虫疲劳强度
用式bH二(ThO-\/KaKvKh/?
KHaKHpCFH0=ZhZeZ^Z^
_bHlimZbT<7<7<7<7<7
计算接角城力bH,用式"HP二—乙I厶乙PZW乙X计算其许用应
OHmin
力bHP。
三式中的参数和系数取值如表7。
接触^力基本值bH0:
=2.5xl89.8xO.89xlx
158.822+1
x
34x242
=228.18N/mm2
扌麴逍力bH:
(TH=CTHO(KAKvKH“KHaKHp
=22&18x>/1.25xl.005xl.114x1x1.05
=276.84N/mm2
许用融应力6IP:
二1400X1.03"05x088x1.03x1x1
1.25
=1097.9N/mm2
故bHVbHP,癱虫强度通过。
表7外啮合扌麺虫强度有关参数和系数
代号
名称
说明
取值
Ka
使用系数
按中等)中击查表6-5
1.25
Kv
动载荷系数
V*==0.1076级精度
60x1000,〃不
VxZa/100=0.01819,誰6・5b
1.005
Kh0
齿向载荷分布
系数
0d=0.7,np=3杳图6-6得Kh0o=1.214,取Khw=0.76,
KHe=0.7,由式(6・25)得
Khq=1+(Kh0O—l)KmvKHe=l+(1.214-l)x0.76x0.7=1.114
1.114
Kna
齿间载荷分配
按氐=L6,6级精度,硬齿面,杳图
6-9
1
系数
Khp
行星轮间载荷不均衡系数
太阳轮浮动,查表7-2
1.05
Zh
节点区域系数
(Xa+Xc)/(乙+乙)=0,0=0
查图6-10
2.5
Ze
弹性系数
查表6-7
189.8
JN/nmi2
Zr
重合度系数
&=1.6,£0=0杳图
0.89
Zp
螺J徒角系数
直齿,0=0
1
Ft
分度圆上的切
Ta一9549卩一9549x00515-8.1Nm
158.82
向力
it60
「200(m2000x8.1
Ft=--158.82N
nP(d)a3x34
N
b
工作齿宽
b=0d(d)a=0.7x34=23.8min
24mm
u
齿比数
Zz/Za=34/17=2
2
Zn
寿命系数
按工作10年每年365天,每天16寸计算励循对欠数
1SL=60(na-iK)npt=5.26x10s
1.03
Zl
润滑油系数
HRC=HV713zv=0.107m/szW表8-10用中型极压油,
1.05
V5O=200mnr/s
Zv
速度系数
杳图6-20
0.88
Zr
粗造度系数
按X/gRzr2.4pmr
Rzi+Rz?
1100
Rzioo=a•=2.08杳图6-21
1.03
Zw
工作硬化系数
两齿轮均为硬齿面,图6-22
1
Zx
尺寸系数
m>6
1
Shmin
最小安全系教
按可靠度查表6-8
1.25
O"Hliin
扌麴虫疲劳极限
查图6-16
1400
以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得
(2)齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳应力6及其许用应力CFft,用下式计算。
并对行星轮进行校核。
Ft
bniii
CFF=CFFoKAKvKF^KFaKFpjCTFO=
行星轮:
=9.8N/nuii2
CFFc=cffocKaKvKf/?
KfaKFp
=9.8x1.25x1.005x1.076xlx1.075=14.24N/mm2
(7FlirnJcWYrr
CTFPH二Y<5relTOcYRrelTDcYc
Sfmin
245x2x1
=x0.96xl.045x1=307.21N/mm2
1.6
故bFJc<6卩上,弯曲强度通过。
表8外啮合齿根弯曲强度的有关参数和系数
代表
名称
说明
取值
Kf“
齿向载荷分布系数
由Kh0o=1.214,b/m=12,杳图6・23得Kf0。
=1.21,由式(6-38)得Kfq二1+(Kf/?
o-1)KfwKfc
=1+(1.21-1)x0.4x0.9
=1.076
1.076
Kf«
齿间载荷分配系数
Kfa=Kila
1
Kfp
行星轮间载荷分配系数
按式(7・43),
Kfp=1+1.5(Khp-1)=1+1.5(1.05-1)
=1.075
1.075
行星轮齿形系数
Xc=O,Zc=34’杳图6-25
2.45
\sahc
行星轮应力修破数
查图6-27
1.68
Yr
重合度系数
Ye=0.25+0.75/滋
式(6如=0.25+0.75/1.598
=0.719
0.719
Yrr
弯曲寿命系数
Nl=8.76x10s
1
Zt
试验齿轮应力修正系数
按所给的bFliin区域图取CTFlim时
2
YjrelTli
行星轮齿根圆角敏感系数
杳图6-35
0.96
YRrelT
齿根表面形状系数
Rz=2.4,杳图6・36
1.045
SfUlin
最小安全系
数
按高可靠度/查表6-8
1.6
以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上査得
2・内啮合
齿面癞虫疲劳强度同外啮合齿面癞虫疲劳强度所用公式相同,其中与外啮合取值不同的参数为:
u=2.5Zh=25Z&=082,Zn=1.11?
Zl=1.03,Zv=0.889
Zr=1.04,Zw=1.11
Ftu±l
=143.62N/mm2
CFH二CTHOJKaKvKhqKhqKhp
=143.62x>/1.25x1.005x1.114x1x1.075
=174.1N/nmr
=603.95N/nmr
故bHVCFHP,接触强度通过。
6.行星轮部位的相关设计
1行星架的设计
齿轮轴之间的中心距d詣(Za+ZC)=51mm
采用双壁整体式行星架,一端有浮动内齿圈。
按经验取壁厚
Cl=C2=0.26a=0.26x51=14nmio两壁之间的扇形断面连接板其惯性中心6所在半彳召安式"=R_计算'
3(b+a)
行星架外径D=2a+0.8(d)c=2x51+0.8x68«157nnn
b=251.84mm,a=78.46mm,ha二75mm
R】=(0.85〜0.5)R=0.7x15755nun
3(b+a)
157
9
251.84+2x78,46
3x(251.84+78.46)
=47.6mm
为了太阳轮安装方便,使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔,故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径(dJ=38mm
按上述经验数据扌以定的行星架尺寸,不必作强度讨算。
至此,NGW行星传动系统设计完成
2行星轴设计
1.初算轴的最小直径
2000Ti2000x2.7“f
在相对运动中耳=,]=—-—=159N,每个行星轮轴承受稳定载da34
荷Ft*=2xl59=318N,当行星轮相对于行星架对称布置时,载荷耳则作用在轴跨距的中间。
取行星轮与行星架之间的间隙=2.5mm,查表6・13得行星轮的齿宽系数%=0.4厚度b产始>d=0.35x68=24,取b:
=24mm则跨距长度
l0=b2+2A2=24+5=29mm。
当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/K6时,就可以把它看成是具有跨距为1°的双支勰。
当轴谨时,两个轴承几乎紧紧地靠看,因此,可以认为轴是汨看整个跨度承受均布载荷q二耳/10(见图3-2)。
图3-2行星轮轴的载荷简图
危险截面(在跨度中间)内的弯矩
M=^=^=318^=1153Nmm
888
行星轮轴采用40Cr钢,调质辺=440MPa,老虑到可能的冲击振动,取安全系数S=2.5;则许用弯曲应力[crl=a;/S=(440/2.5)MPa=i76MPa,故行星轮轴直径」、I32M(32x1153
dn>3—;^-=3/111111=4.05nun
护[巩V龙X176
取dgn4.05inm
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。
3行星轴承设计
在行星轮内安装两个轴承,每个轴淨上的径向载荷耳
FVan20-=318xtan20-N
22
=57.87N
nh=Y=y=10r/min
if=na—nh=60-10=50r/min
在相对运动中,轴承外圈以转速
z17
x」=50x—=25r/mill
乙34
考虑到行星轮轴的直径%>4.05nnn,以及安装在行星轮体内的轴承,其外廓尺寸将受到限制,故初步选用单列深沟球轴承6000型,其参数为
d=10nunD=26nunB=8mm
所以行星轮轴的直径为10mm
行星轮孑b的直径为26mm
7.输入轴的设计
1输入轴的设计
输入轴的装配方案如图6-1所示
5.21初步确定轴的最小直径
选取轴材料为45钢,调质处理。
根据表3・2查得A。
表3-2轴常用几种材料的[坯]及A值
轴的材料
Q235-A、20
Q275、
35
(lCrl8Ni9Ti)
45
40Crs35SMn
38SiMhMo
[rT]/MPa
15-25
20-35
25-45
35-55
A
126-149
112-135
103-126
97-112
先按式dwA扑初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调至处理。
根据相关图表,由于轴无轴向载荷,故A取较大值,即A=118,于是得:
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径dIr(如图6-1)o为了使所选的轴的直径d-i与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩T“=KaT,童相关图标,考虑到转矩变化很小,故取
Ka=1.3,则:
Tea=KATa=1.3X8100=10530Njdid
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件,且查相关手册,选用HL1型弹注梯肖联轴器,其公称转矩为160000N-mm.取半联轴器孔径d=19mm,故取di・ii二19mm,半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=30mmo
5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
(1)为了满足半联轴器轴向定位要求,1・1【轴段右端需制出T由肩,根据du查表15・2得C=0.8,T殳定位轴肩的高度为
h=(2Z3)C=1.6nmi□2.4mm故取]l・ll]段的直径为dii-iii=25mm。
半
联轴器与轴配合的毂孔长度Li=30mm,为了保证轴向定位可靠^轴端挡
压在半联轴器