行星齒輪設計【模板】

1、cheng第二章原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖一）有關原始數(shù)據(jù)課題:一種行星輪系減速器的設計原始數(shù)據(jù)及工作條件：使用地點：減速離合器內(nèi)部減速裝置；傳動比：ip=5.2輸入轉速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個數(shù)：n=3w內(nèi)齒圈齒數(shù)z=63b第五章行星齒輪傳動設計一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算i1行星齒輪傳動比符號及角標含義為：231固定件、2主動件、3從動件1、齒輪b固定時（圖11）,2KH（NGW）型傳動的傳動比ib為aHib=1-iH=1+z/zaHabba可得iH=1-ib=1-ip=1-5.2=-4.2abaHpz=z/ib-1=63*5/21=15abaH輸出轉速：n

2、=n/ip=n/ip=2600/5.2=500r/minHapp2、行星齒輪傳動的效率計算：n=1一|n一n/（iH一1）*n|*屮haHabH屮H二屮H+屮H*屮HabB屮H為ag嚙合的損失系數(shù)，屮H為bg嚙合的損失系數(shù)，屮H為軸承的損失系數(shù),abB屮H為總的損失系數(shù)，一般取屮H=0.025按n=2600r/min、n=500r/min、iH=-21/5可得aHabn=1-|n-n/(iHi)*nI*屮h=l-|2600-500/(-4.2-l)*500|*0.025=97.98%aHabH行星齒輪傳動的配齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即ib=i+z/zaHba可得1+Z/Z=63/5=2

3、1/5=4.2=iBbaaH所以中心輪a和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合同軸條件為保證行星輪Z與兩個中心輪Z、Z同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪ag的中心距gaB等于內(nèi)嚙合齒輪bg的中心距，即(a)=(a)wa-gwB-g稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有m/2(z+z)=m/2(zz)agBg得z=zz/2=6315/2=24gBa3、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件想鄰兩個行星輪所夾的中心角9=2n/NHw中心輪a相應轉過9角，9角必須等于中心輪a轉過Y個(整數(shù))齒所對的中心角，11即9=Y*2n/Z1a式中2n/Z為中心輪a轉

4、過一個齒(周節(jié))所對的中心角。aip=n/n=9/9=1+z/zpH1HBa將9和9代入上式，有1H2n*Y/Z/2n/N=1+Z/ZawBa經(jīng)整理后Y=Z+Z=(15+63)/2=24aB滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖12所示可得l=2a*sin(180o/n)(d)wwagl=2*2/m*(Z+z)*sin60o=39*3/2mag(d)=d+2h=17maga滿足鄰接條件。（三）行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲強度

5、初算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初算公式為m=K3TKKKY/z2Q八1AFXFPFa1d1Flim式中K算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動K=12.1；mmT嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m；1T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m1aw1wK使用系數(shù)，由參考文獻二表67查得K=1；AAK綜合系數(shù)，由參考文獻二表65查得K=2；FXFXK計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻二公式65FP得K=1.85；FPY小齒輪齒形系數(shù)，F(xiàn)a1圖622可得Y=3.15；,Fa1z齒輪副中小齒輪齒數(shù)，z=z=15；11a試驗齒輪彎曲疲勞極限，N*mm2按由參考

6、文獻二圖626630選Flim取=120N*mm2Flim所以m=K3TKKKY/0z2Gm1AFXFPFa1d1Flim=12.1X30.2984x1x2x1.85x3.15/0.8x152x120=0.658取m=0.91)分度圓直徑dd=m*z=0.9X15=13.5mm(a)ad=m*z=0.9X24=21.6mm(g)(g)d=m*z=0.9X63=56.7mm(b)(b)齒頂圓直徑da齒頂高h：外嚙合h=h*m=m=0.9aa1aTOC o 1-5 h z內(nèi)嚙合h=(h*-h*)*m=(l7.55/z)*m=0.792a2a2d=d+2h=13.5+1.8=15.3mm HYPER

7、LINK l bookmark0 o Current Document a(a)(a)ad=d+2h=21.6+1.8=23.4mma(g)(g)ad=d-2h=56.7-1.584=55.116mma(b)(b)a齒根圓直徑df齒根高h=(h*+c*)*m=1.25m=1.125fad=d-2h=13.5-2.25=11.25mmTOC o 1-5 h zf(a)(a)fd=d-2h=21.6-2.25=19.35mmf(g)(g)fd=d+2h=56.7+2.25=58.95mmf(b)(b)f齒寬b參考三表819選取*=1db=*d=lX13.5=13.5mm(a)d(a)b=*+5=1

8、3.5+5=18.5mm(a)db=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm(b)中心距a對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為：1、ag為外嚙合齒輪副a=m/2(z+z)=0.9/2X(15+24)=17.55mmagag2、bg為內(nèi)嚙合齒輪副a=m/2(z+z)=0.9/2X(63-24)=17.55mmbgab中心輪a行星輪g內(nèi)齒圈b模數(shù)m0.90.90.9齒數(shù)z152463分度圓直徑d13.521.656.7齒頂圓直徑da15.323.454.9齒根圓直徑df齒寬高b11.2519.3558.9518.518.5中心距aa=17.55mma

9、ga=17.55mmbg四）行星齒輪傳動強度計算及校核1、行星齒輪彎曲強度計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162217HBS,選8級精度，要求齒面粗糙度R1.6a行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選8級精度，要求齒面粗糙度R3.2。a轉矩T1T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m=298.4N*mm；1aw1w3）按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式824得出aF如af【af】則校核合格。齒形系數(shù)Yf由參考文獻三表8

10、12得Y=3.15,FaYFg=2.7YFb=2.29（5）應力修正系數(shù)Ys由參考文獻三表813得Y=1.49，Y=1.58,sasgY=1.74；sb（6）許用彎曲應力tF由參考文獻三圖824得a=180MPa,Flim1a=160MPa；Flim2由表89得s=1.3由圖825得Y=Y=1；FN1N2由參考文獻三式814可得b=Y*Q/s=180/1.3=138MPaF1N1Flim1Fb=Y*b/s=160/1.3=123.077MPaF2N2Flim2Fb=2KT/bm2z*YY=(2X1.1X298.4/13.5X0.92X15)X3.15X1.49=18.78F11aFasaMpa

11、lb=138MPaF1b=b*YY/YY=18.78X2.7X1.587/3.15X1.74=14.62b=123.077F2F1FgsgFasaF2MPa齒根彎曲疲勞強度校核合格。2、齒輪齒面強度的計算及校核、齒面接觸應力bHb=bJKKKKKH1H0AVHBHalHP2b=b.KKKK_KH2H0AVHBHa2HP2b=ZZZZF/dbxu土1/uH0HE工B*t1、許用接觸應力為。Hp許用接觸應力可按下式計算，即b=b/S*ZZZZZZHpHlimHlimNTLVRwx、強度條件校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大b值均應不大于其H相應的許用接觸應力為。，即bSHl

12、imHHlim查參考文獻二表611可得S=1.3Hlim所以S1.3H3、有關系數(shù)和接觸疲勞極限使用系數(shù)KA查參考文獻二表67選取K=1A動載荷系數(shù)K查參考文獻二圖66可得K=1.02V齒向載荷分布系數(shù)KH卩對于接觸情況良好的齒輪副可取K=1H卩齒間載荷分配系數(shù)K、K=1.2Fa2HaFa由參考文獻二表69查得K=K=1.1K=Ha1Fa1Ha2行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KHp由參考文獻二式713得KHp=1+0.5(K-1)Hp由參考文獻二圖719得K=1.5所以KHp1Hp=1+0.5(K-1)=1+0.5X(1.5-1)=1.25Hp仿上K=1.75Hp2節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh由參考文獻二圖6

13、9查得Z=2.06H(7)彈性系數(shù)ZE由參考文獻二表610查得Z=1.605E重合度系數(shù)由參考文獻二圖610查得仝=82(9)螺旋角系數(shù)=.、；cosB=1(10)試驗齒的接觸疲勞極限。日Um由參考文獻二圖611圖615查得=520MpaHlim11)最小安全系數(shù)S、FHlimHlim由參考文獻二表6-11可得S=1.5、F=2HlimHlim接觸強度計算的壽命系數(shù)ZNT由參考文獻二圖611查得Z=1.38NT潤滑油膜影響系數(shù)Z、Z、ZLVR由參考文獻二圖617、圖618、圖619查得Z=0.9、Z=0.952、Z=0.82LVR齒面工作硬化系數(shù)Zw由參考文獻二圖620查得Z=1.2w接觸強度

14、計算的尺寸系數(shù)Zx由參考文獻二圖621查得Z=1x所以=ZZZZF/dbXu土1/u=2.06X1.605X0.82X1XH0HE工卩t1132.6252.613.5xl3.5X17=295=-KKKKK=2.95X*1x1.02xlxl.lx1.25=3.5H1H0AVHBHa1HP2=-KKKKK=2.95Xy1x1.02x1x1.2x1.75=4.32H2H0AVHBHa2HP2”=/S*ZZZZZZ=520/1.3X1.38X0.9X0.95X0.82XHpHlimHlimNTLVRwx1.2X1=464.4所以1,且均勻對稱地分布于中心w輪之間；所以在2HK型行星傳動中，各基本構件(

15、中心輪a、b和轉臂H)對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此,為了簡便起見,本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力F，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向r力F。r為了分析各構件所受力的切向力F,提出如下三點：(1)在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。（2）如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。（3）為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在2HK型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒

16、圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖13所示。由于在輸入件中心輪a上受有n個行星輪g同時施加的作用力F和輸入轉矩T的作wgaA用。當行星輪數(shù)目n2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù)k進wp行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m1aw1w可得T=T*n=0.8952N*ma1w式中T中心輪所傳遞的轉矩，N*m；aP輸入件所傳遞的名義功率，kw；1圖5-2傳動簡圖：按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪g

17、作用于中心輪a的切向力為F=2000T/d=2000T/nd=2000X0.2984/13.5=44.2Nga1aawa而行星輪g上所受的三個切向力為中心輪a作用與行星輪g的切向力為F=-F=-2000T/nd=-44.2Naggaawa內(nèi)齒輪作用于行星輪g的切向力為F=F=-2000T/nd=-44.2Nbgagawa轉臂H作用于行星輪g的切向力為F=-2F=-4000T/nd=-88.4NHgagawa轉臂H上所的作用力為F=-2F=-4000T/nd=-88.4NgHHgawa轉臂H上所的力矩為T=nFr=4000T/d*r=4000X0.8952/13.5X17.55=4655.0N*

18、mHwgHxaax在內(nèi)齒輪b上所受的切向力為F=F=2000T/nd=44.2Ngbbgawa在內(nèi)齒輪b上所受的力矩為T=nFd/2000=Td/d=0.8952X21.6/13.5=1.43N*mbwgbbaba式中d中心輪a的節(jié)圓直徑，mmad內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑，mmbr轉臂H的回轉半徑，mx根據(jù)參考文獻二式（637）得T/T=1/ib=1/1iH=1/1+PaHaHab轉臂H的轉矩為T=T*（1+P）=0.8952X（1+4.2）=4.655N*mHa仿上T/T=1/ib=1/1iH=p/1+PbHaHab內(nèi)齒輪b所傳遞的轉矩，T=p/1+p*T=4.2/5.2X（4.655）=3.76

19、N*mbH第六章行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉速n=1600r/min,傳動比i=5.2,載荷平穩(wěn)。使用壽命10年，單班制工作。（一）輪材料及精度等級行星輪架內(nèi)齒圈選用45鋼調質，硬度為220250HBS，齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度R1.263KTYY/申z2b1FSd1F31.1X298.4x3.63x1.41/1x112x146=0.58TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 2x1.1x298.4Ib=2KT/bm2zYY=X3.

20、63X1.41=27.77MPab=162MpaF111FS11x12X11F1b=bYY/YY=27.77MPab=146MpaF2F1F2S2F1S1F2齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表103取標準模數(shù)m=1（四）主要尺寸計算d=d=mz=1X11mm=11mm12b=b=申d=1X11mm=11mm12d1a=1/2*m（Z+Z）=1/2X1X（11+11）mm=11mm12（五）驗算齒輪的圓周速度vv=兀dn/60X1000=兀X11X1600/60X1000=0.921m/s11由參考文獻四表1022,可知選用8級精度是合適的。第七章行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計（一）減速器

21、輸入軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件選用45號鋼,并經(jīng)調質處理,由參考文獻四表144查得強度極限b=650MPa,再由表142得許用彎曲應力t=60MPaB-1b2、按扭轉強度估算軸徑根據(jù)參考文獻四表141得C=118107。又由式142得dC3P/n=（118107）30.15/1600=5.364.86C30.15/1600d1取直徑d=8.5mm13、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d=8.5mmd,17考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d=9.7mm,d=10mm,23d=11mm,d=11.5mm,d=12mm,d=15.42mm，d=18

22、mm。456784、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=107mm,L=3.3mm,L=2mm,L=44.2mm,123L=4mm,L=18.5mm,L=1.5mm,L=16.3mm。4567按設計結果畫出軸的結構草圖：(a)水平面彎矩圖(b)垂直面內(nèi)的彎矩圖(c)合成彎矩圖(d)轉矩圖圓周力：F=2T/d=2X298.4/13.5=44.2Nt11徑向力：F=Ftana=44.2Xtan20o=16.1Nrt法向力：F=F/cosa=44.2/cos2oo=47.04Nntb、作水平面內(nèi)彎矩圖(

23、7-2a)。支點反力為：F=F/2=22.1NHt彎矩為：M=22.1X77.95/2=861.35NmmH1M=22.1X29.05/2=321N*mmH2c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖(7-2b),支點反力為：F=F/2=8.04Nvr彎矩為：M=8.04X77.95/2=313.5mmv1M=8.04X29.05/2=116.78Nmmv2d、作合成彎矩圖(7-2c)：M二JM2+M2二J861.352+313.52=994.45Nmm1*H1V1M二pM2+M2=x；3212+116.782=370.6Nmm2VH2V2e、作轉矩圖(7-2d)：T=9549P/n=9549X0.15/1600

24、=0.8952N*m=895.2Nmm1f、求當量彎矩Me1V;M2+(aT)2二J994.452+(0.6x895.2)2=1130.23NmmMe2=$M2+(aT)2二J370.62+(0.6x895.2)2=652.566N*mmg、校核強度=M/W=1130.23/0.1d3=1130.23/0.1X123=6.54MpaTOC o 1-5 h ze1e16=M/W=652.566/0.1d3=652.566/0.1X113=4.9Mpae2e24所以滿足C3P/n=（118107）30.147/1600=5.344.83C0.147/1600d取直徑d二d=8.9mm23、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d=8.9m6考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d=12mm,1d=d=11.3mm,d=d=d=12mm。TOC o 1-5 h z243574、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件,初定：L=136.5m