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机械毕业设计5225kw热发电太阳能方位角跟踪内置式的减速器.doc
机械毕业设计5225kw热发电太阳能方位角跟踪内置式的减速器
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机械毕业设计论文
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机械毕业设计5225kw热发电太阳能方位角跟踪内置式的减速器,机械毕业设计论文
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摘 要 太阳能热发电装置具有效率高，便于网络发电的优势， 25kw 热发电太阳能发电装置是目前国内希望发展的太阳能发电装置，而方位角跟踪内置式减速器是太阳能发电装置的重要部件， 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作 性能 好， 可靠性好， 使用寿命长。 我国的减速器近几年发展很快，几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹， 多以齿轮传动、 行星齿轮传动、 蜗杆传动为主， 但与国外相比，在材料品质，工艺水 平，寿命方面存在着一些差距； 国内使用的大型减速器 或者一些特许要求的减速器 ，多从国外（如丹麦、德国等）进口 。不管是国内国外，在减速器设计过程中，都在不断追求传递功率大、减速比大、体积小、重量轻和机械效率高等性能的减速器，以便更好更快去满足社会的需要。 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者 减速 比大而机械效率过低的问题 ； 另外， 在 材料品质和工艺水平上还有许多弱点， 可 靠性 能不够， 使用寿命不长。 本设计首先根据 当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者 减速 比大而机械效率过低 ，可 靠性 能不够， 使用寿命不长的问题 ，按照设计的尺 寸要求；选择 25kw 热发电太阳能方位角跟踪内置式减速器方案，再按照设计要求拟定传动方案，选择合适电动机，合理分配各级传动比，计算运动和动力参数，进行齿轮，轴的强度计算，减速器装备图设计，主要零件图设计。 nts关键词：太阳能；减速器；行星齿轮； 引言 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作性能好，可靠性好，使用寿命长。我国的减速器近几年发展很快，几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹 ，多以行星齿轮传动，齿轮传动、蜗杆传动为主，但与国外相比，在材料品质，工艺水平，寿命方面存在着一些差距；国内使用的大型减速器或者一些特许要求的减速器，多从国外（如丹麦、德国等）进口。不管是国内过外，在减速器设计过程中，都在不断追求传递功率大、减速比大、体积小、重量轻和机械效率高等性能的减速器，以便更好更快去满足社会的需要。 而行星齿轮传动具有体积小，重量轻，效率高，传动比范围大，传递功率范围大和工作平稳等优点，因此在各类机械上得到广泛的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自 20 世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就 ,并获得了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机nts械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 此设计是教师的在研科研项目，主要通过设计了解各种减速器的特性，根据设计的要求、目的来确定可行的设 计方案，通过反复的验证确定设计的主要结构、绘出主要部件的方案设计草图，然后进行各种零部件的计算、校核，绘出装配图、零件图、部件图。写好设计说明书。 nts1. 设计 要求： 设计一个 25kw 热发电太阳能方位角跟踪内置式的减速器， 满足输出扭矩为 30000NM，减速比为 90000，立柱内径为 600mm的条件 。 2. 方案设计 根据要求，提出以下方案 ： 方案一：传动形式为多级蜗轮蜗杆 传动，传动示意图如图 1所示： 图 1 两级蜗轮蜗传动示意图 此方案优点是传动方式 简单，只 需两级蜗杆传动即可满足设计要求，但是 蜗杆传动效率较低 ，特别是此方案采用多级蜗轮蜗杆传动，效率更低，故 设计时放弃了此方案。 方案二： 多级平行轴圆柱齿轮传动，其传动 示意图如图 2 所示：图 2 多级平行轴圆柱齿轮传动示意图 此方案优点是：结构相对简单，圆柱齿轮传动效率较高，但是此二级蜗杆传动 二级 级蜗传动 杆传一 级蜗杆传动 伺服电机 一级 齿轮 传动 级级蜗传动杆传动传动 一级蜗杆 伺服电机 一级齿轮 nts结构体积庞大，并且因为每一级齿轮传动传动比有限，达到传动比90000 需要很多级，故此方案不太好。 方案三：行星齿轮传动，其传动 示意图如图 3所示： 图 3 行星齿轮传动示意图 行星齿轮传动的主要 优 点是 传动比大， 体积小，承载 能力大，工作平稳 ，在相同条件下，比普通渐开线圆柱齿轮减速器的重量减轻1/2 以上，体积缩小 1/21/3。 该 设计 传动方案为 四级行星齿轮传动，传动方式为 NGW式 太阳轮输入，行星架输出。在空间限定的情况下，宜采用此种传动方式。 根据设计要求，此减速器具有传递扭矩较大、传动比很大、径向尺寸受限制、立式安装、工作环境恶劣等特点。综合以上设计方案，并比较以上方案的优、缺点，选择 方案三 为最终设计方案。 nts3. 行星齿轮 减速器整体结构设计 3.1 原动件选型 根据设计要求，输出机构输出扭矩为 30000NM，减速比为 90000。 方位角驱动执行装置选用 徐州丰禾回转支承制造有限公司 生产的 01系列 内齿式 单排四点接触球式回转支承 ， 内齿圈齿数为 74，模数为 5。 为了达到要求的传动比，在 回转支承 与行星减速器之间加一个联恒精密公司生产的 PN450 减速器，其传动比为 80，与回转支撑串联时，总传动比为 104，额定输出转矩为 23000NM。变速器采用 四级 行星减速器传动形式， 查阅 机械设计手册 图 17.1-6， 可知 单级周转轮系传动效率在 0.95 以上 。 综合轴承等的功率损失，取传递效率为 0.95， 单头 蜗轮 蜗杆传动效率为 0.7。鞍山新田转盘轴承实际可看 做一个蜗杆传动，则整个减速装置的综合传动效率 0.9540.7=0.57，则计算电机所需的功率为 30000 0 . 5 8 59 0 0 0 0 0 . 5 7 Nm 伺服电机选取博美德（黄冈）机械有限公司的 SM 型 60系列电机作为驱动装置，机型代号为 SM 60-006-30LFB，其额定输出功率 200W,转速 3000r/min，额定扭矩 0.67Nm，额定电流为 2.2A，根据提供的电机转矩 -转速曲线可知，该电机为恒扭矩调速 。 减速驱动装置 总传动比为 90000， 回转支撑和购买的减速器总 传动比为 104，则行星齿轮减速器传动比为 90000 8 6 5 . 4104i nts则方位角额定输出转速： 3000 0 . 0 3 3 / m i n90000nr 最快速转动 180o 需用时间为 15 分钟。 输出扭矩 0 . 6 7 9 0 0 0 0 0 . 5 8 5 3 5 2 7 5 . 5DM M i N m 其中 MD为电机额定扭矩，为总传动效率。 按照设计要求在一天转动 180 ，一天按 12 小时计算，则每分钟需要转角为 4180 6 . 9 4 1 0 / m i n1 2 6 0 3 6 0 r 实际伺服电机转速为 46 . 9 4 1 0 9 0 0 0 0 6 2 . 4 6 / m i nr nts 3.2 行星齿轮减速器传动比分配 根据设计要求， 利用行星传动功率分流的特点来承担更大的载荷。 由 3.1 计算得，行星齿轮减速器传动比为 865.4 。 如果每级传动比取相同，则 14 5 . 4 28 6 5 . 4i 。 行星齿轮传动设计需满足传动比条件、同心条件、均布条件和邻接条件 ，有空间限制时，还需满足空间设计要求 。 对于 NGW型行星齿轮传动，当 太阳 轮输入，内齿圈固定，行星轴输出时，传动比 计算公式为： 1 bazi z 式中： i ， 传动比； za ，太阳轮齿数； zb， 内齿 轮齿数； 根据设要求， 查阅 机械设计手册 表 17.2-4，确定各级传动比如下： 第一级：1i5.7273， za =22, zc =41, zb =104 第二级：2i5.7273 za =22, zc =41, zb =104 第三级：3i5.1, za =20, zc =31, zb =82 第四级：4i5.1 za =20, zc =31, zb =82 则总传动比 8 5 3 . 25 . 7 2 7 3 5 . 7 2 7 3 5 . 1 5 . 1i nts传动方式为 NGW型 ， 内齿圈固定，太阳轮输入，行星架输出。 将总传动比加以修正可得： 1 1 0 4 1 0 4 8 5 3 . 2 8 8 7 3 2 . 8ii 方位角额定输出转速： 13000 0 . 0 3 3 8 / m i n8 8 7 3 2 . 8nr 最快速转动 180o 需用时间为 14.79 分钟。 输出扭矩 0 . 6 7 8 8 7 3 2 . 8 0 . 5 8 5 3 4 7 7 8 . 8DM M i N m 修正后的实际伺服电机转速为 46 . 9 4 1 0 8 8 7 3 2 . 8 6 1 . 5 8 / m i nr 计算各轴转速、转矩和功率如下表： 表 1：传动装置的运动、动力参数 第一级输入轴 第二级输入轴 第三级输入轴 第四级输入轴 转盘轴承输入轴 转盘轴承输出轴 各轴转速（ r/min） 61.58 10.8 1.877 100.2 0.072 0.000694 各轴转矩（ Nm） 0.67 3.65 20.64 100.02 484.6 34778.8 各轴功率 0.04 0.038 0.036 0.034 0.032 0.0224 nts（ kw） 3.3 初步计算齿轮的主要参数 3.3.1 第四级齿轮模数计算 为了满足尺寸要求，尽可能减小内齿圈的尺寸，齿轮设计为硬齿面，行星轮和太阳轮材料为 20CrMnTi， 这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮 ,故且满足需要。 查阅 机械设计手册 图 16.2-17和图 16.2-26可知， limH =1400 2N mm , limF =340 2N mm 表面渗碳淬火处理，内齿圈材料为 42CrMo， 这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为 217-259HRC， 查阅 机械设计手册图 16.2-17 和图 16.2-26可知，limH =1250 2N mm , limF =420 2N mm ， 表面渗氮处理，图 4为第四级行星齿轮传动示意图。 nts 图 4 第四级行星齿轮传动示意图 根据 3.1计算得知驱动装置的输出扭矩为 0 . 6 7 9 0 0 0 0 0 . 5 8 5 3 5 2 7 5 . 5DM M i N m 转盘轴承的传动比为 104，它实际上就是一个单头蜗杆传动，传动效率按 0.7 计算，则 转 盘轴承输入转矩为： 3 5 2 7 5 . 5 4 8 4 . 61 0 4 0 . 7inMM N mi 轴 承 轴 承 转盘轴承 蜗杆输入端通过联轴器与行星齿轮减速器的输出端相连，故转盘轴承的输入转矩就是行星齿轮减速器的输出转矩，值为 2 484.6T Nm。 输入电机的输出转矩为 0.67Nm，故行星齿轮减速器的第一级 输入转矩为 0.67Nm。 根据设计要求，减速器需要放置在内径为 600mm 的立柱内，所以减速器外径尺寸应小于 600mm。由于行星齿轮减速器最后一级的扭矩最大 ， 计算减速器最大尺寸时，只需将最后一级尺寸控制在设计要求nts内即可。 一般情况下，单级周转轮系的传动效率大于 0.95，考虑到其他损耗，此减速器 每一级 传动效率取 0.95。 由 3.2 得，第四级传动参数如下： 4i5.1, za =20, zc =31, zb =82， np=3 式中， 4i ：第四级传动比 ； za ：第四级太阳轮齿数 ； zc ： 第四级行星轮 齿数 ； zb ： 第四级内齿圈 齿数 。 由以上计算可知，第四级行星齿轮的传动比为 5.1，输出扭矩为484.6Nm，传动效率为 0.95。则第四级太阳轮的输入扭矩为： 21 4 8 4 . 6 1 0 0 . 25 . 1 0 . 9 5TT N mi 按照设计要求在一天转动 180 ，一天按 12 小时计算，则每分钟需要转角为 4180 6 . 9 4 1 0 / m i n1 2 6 0 3 6 0 r 此转速为转盘轴承的输出转速，由转盘轴承的传动比为 104，计算得转盘轴承的输入转速为 41 0 4 6 . 9 4 1 0 0 . 0 7 2 / m i ninnr 此转速即为第四级行星齿轮传动的输出转速。 依据传动比关系即可计算出第四级行星齿轮太阳轮的输入转速： 1 0 . 0 7 2 5 . 1 0 . 3 7 / m i nnr nts 按接触强度初算 a-c 传动的中心距和模数： 中心距计算公式为： 3 24 8 3 1 aIa H PKTauu输入转矩 1 100.4T Nm 取载荷不均匀系数 KcH=1.1， KcF=1.15 在一对 a-c 传动中，太阳轮传动的转矩1 0 0 . 4 1 . 1 5 3 8 . 4 93Ia I c FpTT K N mn 按 机械设计手册 查得接触强度使用的综合系数 K=2 接触强度计算最小安全系数： im 1.25HmS 许应接触应力： l i mim1400 11201 . 2 5HHP Hm M P aS 齿数比 u： 31 1 . 5 520cIaIzu z 太阳轮行星轮的材料用 40Cr，热处理方式为表面淬火处理 ，齿面硬度 56 60HRC，查 机械设计手册 图 16.2-17和图 16.2-26 得limH=1400MPa，内齿轮材料选用 45，limH=1250MPa。 取齿宽系数 0.4a ba 则中心距 a： nts 33 22 2 3 8 . 4 94 8 3 1 4 8 3 1 . 5 5 1 5 6 . 9 70 . 4 1 . 5 5 1 1 2 0aIa H pKTauu mm 模数 2 2 5 6 . 9 7 2 . 2 32 0 3 1a I c Iam zz mm 取模数 m=3mm 中心距 11 3 2 0 3 1 7 6 . 522a I c Ia m z z mm 3.3.2 校核齿面接触强度和齿根弯曲强度 校核 a-c传动的接触强度 由于太阳轮和行星轮传动相当于定轴线齿轮传动，故可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核 a-c 传动的强度。 vH是相对于行星架的圆周速度 1 31 11 6 0 0 . 3 7 15 . 1 0 . 9 4 1 0 /1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 0aIHdn iv m s 齿面接触疲劳强度公式： 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u （ 3-1） 式中 H 计算接触应力 HZ 节点区域系数， 查机械设计手册 图 16.2-15计算 HZ 22 c o s 2 . 5c o s t a nbH ttZ nts 式中 20200ttb EZ 材料弹性系数， 查阅机械设计 手册 表 16.2-43 选取 EZ =189.8 Z 接触强度计算的重合度与螺旋角系数， Z Z Z ( 4 ) ( 1 )3aaZ 查表得 1.62a ， 0 ， 1Z 将以上数据代入得 0.89Z 所以 0.89Z tF 分度圆上的圆周力， 2 2 3 8 . 4 9 12830 . 0 6aItI aITFNd u 齿数比， 31 1 . 5 520cIaIzu z b 齿宽， 0 . 4 7 6 . 5 3 0 . 6aba 取 b =32mm b 3 2 m mb 行 星 轮 b + 3 8 m mb :太 阳 轮 （ 5 1 0 ） 根据选取的尺寸，确定 2 6 m mb 内 齿 轮 nts AK 使用系数， 查阅机械设计手册表 16.2-36 选取 KA=1.25 VK 动载系数， 其计算公式为： 2112 21 1 0 0 1vAtK b Z v iKKK F i 取齿轮的制造 精 度为 6 级精度， 查阅机械设计手册表 16.2-39可得 1 26.8K ，2 0.0193K ，因为此减速器太阳轮与行星轮相对滑移速度为 30 .9 4 1 0 /ms ，故可忽略此滑移 则： 1vK HK 齿向载荷分布系数， 经 查阅机械设计手册表 16.2-41和 计算得 HK =1.096 HK 齿间载荷分配系数， 查阅机械设计手册表 16.2-42 选取 HK =1.1 将以上各数值代入（ 3-1）式得 1 2 8 3 1 . 5 5 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 9 1 . 2 5 1 . 0 1 . 0 9 6 1 . 1 6 1 4 . 92 5 6 0 1 . 5 5H M P a 许用接触应力 的计算，公式如下： l i mm i nH N T L V R W XHPHZ Z Z ZS （ 3-2） limH 试验齿轮的接触疲劳极限应力，按 机械设计手册 ，取limH =1400MPa NTZ 接触强度计算的寿命系数 第四级太阳轮输入转速为 0.37r/min，此减速器寿命设计为 10nts年，每天工作 12 小时，则太阳轮的接触应力循环次数为： 60 . 3 7 1 0 3 6 5 1 2 6 0 3 2 . 9 1 1 0LN 次 查 机械设计手册图 16.2-18 得 1.25NTZ LVRZ 润滑油膜影响系数 太阳轮的接触应力循环次数为 62 .9 1 1 0LN 次，小于渗碳淬火刚的持久寿命循环次数 75 10CN 次，故可按静强度计算，取 1LVRZ WZ 工作硬化系数，取 WZ =1.000 XZ 接触强度计 算的尺寸系数， HBS470,所以 取 XZ =1.000 minHS 接触强度最小安全系数， 查机械设计手册 表 16.2-46 选取 minHS =1.25 将各数值代入式（ 3-2）中，得 1 4 0 0 1 . 2 5 1 1 1 14001 . 2 5HP M P a 安全系数 l i mH N T L V R W XHHZ Z Z ZS （ 3-3） 式中各符号代表的意义和上 式一致，故得到 1 4 0 0 1 . 2 5 1 1 1 2 . 8 56 1 4 . 9HS 综上所述， a-c 传动的接触强度 满足要求。 校核 a-c传动的弯曲强度 齿根弯曲强度校核计算公式 tF A V F F F SF K K K K Y Ybm （ 3-4） ntsF 计算弯曲应力 FK 齿向载荷分布系数， 查 机械设计手册表 16.2-41 和 计算得 FHKK =1.096 FK 齿间载荷分配系数， 查 机械设计手册表 16.2-42 选取 FHKK =1.1 FSY 复合齿形系数， 查 机械设计手册图 16.2-23和图 16.2-24查得 FSaY =4.35, FSbY =4.11 Y 抗 弯强度计算的重合度与螺旋角系数 Y Y Y ， 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 11 . 6 2aY ， 1Y 所以 0.71Y 将各数值代入（ 3-4）中，得 1283 1 . 2 5 1 . 0 1 . 0 9 6 1 . 1 4 . 3 5 0 . 7 1 7 9 . 6 22 5 3Fa M P a 1283 1 . 2 5 1 . 0 1 . 0 9 6 1 . 1 4 . 1 1 0 . 7 1 7 5 . 2 32 5 3Fc M P a 许用弯曲应力 m i nF E N T r e lT R r e lT XFPFY Y Y YS （ 3-5） FE 齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值， 查机械设计手册图 16.2-26 得 FE =800Mpa NTY 弯曲强度寿命系数， 查机械设计手册图 16.2-27 得 NTY =1.05 relTY 相对齿根圆角敏感性系数， 查机械设计手册表 16.2-48 选取 relTY =0.95 ntsRrelTY 相对表面状况系数， RrelTY =1.0 XY 抗弯强度计算的尺寸系数， 查机械设计手册图 16.2-41 得 XY =1 minFS 弯曲强度最小安全系数，按 1表 16.2-46选取 minFS =1.8 将各数值代入（ 3-5）中，得 8 0 0 1 . 0 5 0 . 9 5 1 1 4 4 3 . 31 . 8FP M P a 因为 F 470,所以取 XZ =1.000 minHS 接触强度最小安全系数， 查机械设计手册 表 16.2-46 选取 minHS =1.25 将各数值代入式（ 3-2）中，得 1 2 5 0 1 . 4 1 1 1 1 14101 . 2 5HP M P a 安全系数 l i mH N T L V R W XHHZ Z Z ZS （ 3-3） 式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 1 2 5 0 1 . 4 1 1 1 1 44 3 9 . 9HS 故 c-b 接触疲劳强度满足要求。 nts 校核 b-c传动的弯曲强度 齿根弯曲强度校核计算公式 tF A V F F F SF K K K K Y Ybm （ 3-4） F 计算弯曲应力 FK 齿向载荷分布系数， 查机械设计手册表 16.2-41 和 计算得 FK =1.086 FK 齿间载荷分配系数， 查机械设计手册表 16.2-42 选取 FK =1.1 FSY 复合齿形系数， 查机械设计手册图 16.2-23 选取 FSY =3.97 Y 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数 Y Y Y ， 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 81 . 7 4aY ， 1Y 所以 0.68Y 将各数值代入（ 3-4）中，得 1283 1 . 2 5 1 . 0 1 . 0 8 6 1 . 1 3 . 9 7 0 . 6 8 7 1 . 42 5 3F M P a 许用弯曲应力 m i nF E N T r e lT R r e lT XFPFY Y Y YS （ 3-5） FE 齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值， 查机械设计手册图 16.2-26 得 FE =800Mpa NTY 弯曲强度寿命系数， nts查机械设计手册图 16.2-27 得 NTY =1.28 relTY 相对齿根圆角敏感性系数， 查机械设计手册表 16.2-48 选取 relTY =0.95 RrelTY 相对表面状况系数， RrelTY =1.0 XY 抗弯强度计算的尺寸系数， 查机械设计手册图 16.2-41 得 XY =1 minFS 弯曲强度最小安全系数，按 1表 16.2-46选取 minFS =1.8 将各数值代入（ 3-5）中，得 8 0 0 1 . 2 8 0 . 9 5 1 1 5401 . 8FP M P a 因为 F FP ，所以满足齿根弯曲强度 安全系数 F E N T r e lT R r e lT XFFY Y Y YS （ 3-6） 式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 8 0 0 1 . 2 8 0 . 9 5 1 1 1 3 . 67 1 . 4FS 故 c-b 齿轮满足弯曲疲劳强度要求。 为了便于加工，将传动比相同的两级齿轮设计成相同 的模数，第三级行星齿轮的模数与齿数跟第四级相同，第一、二级行星齿轮传动的所有参数相同。 由于第三级行星齿轮旋转速度高于第四级，扭矩小于第四级，而齿数模数相同，所以不 需另外校核其接触疲劳强度与弯曲疲劳强度。nts通过查阅手册可知，对于传动齿轮，模数不能够 2mm，为了合理的布局齿轮箱内尺寸，将第一、二级齿轮模数取为 2mm。根据前面的设计计算可知，第一、二级齿轮模数取为 2完全能够满足传动需求。 至此，行星齿轮减速器齿轮强度计算完毕，设计参数如下表 2： 表 2：行星齿轮每级模数和齿数 参数 级数 模数 (mm) Za Zc Zb 第一级 2 22 41 104 第二级 2 22 41 104 第三级 3 20 31 82 第四级 3 20 31 80 nts3.4 几何尺寸的计算 3.4.1 第四级行星齿轮 由已知： za =20, zc =31, zb =80， m=3， =20 和取 *c =0.25， *ah =1 表 3：齿轮传动几何尺寸的计算 项目 计算公式 太阳轮 周转轮 内齿轮 分度圆直径（ mm） 1d mz 60 93 240 基圆直径（ mm） 1 c o sbdd 56.38 87.39 225.53 齿顶 高（ mm） *a ah h m 3 3 3 齿根高（ mm） *()f ah h c m 3.75 3.75 3.75 齿全高（ mm） *( 2 )ah h c m 6.75 6.75 6.75 齿顶圆直径（ mm） *1( 2 )a ad z h m 66 99 234 （ *1( 2 )aad z h m） 齿根圆直径（ mm） *1( 2 2 )f ad z h c m 52.5 85.5 247.5 （ *1( 2 2 )fad z h c m ） 齿距（ mm） pm 9.42 9.42 9.42 齿厚（ mm） /2sm4.71 4.71 4.71 nts齿槽宽（ mm） /2em 4.71 4.71 4.71 顶隙（ mm） *c c m0.75 0.75 0.75 第三级行星齿轮几何尺寸的计算 由已知： za =20, zc =31, zb =82， m=2.5， =20 和取 *c =0.25， *ah =1 表 4：齿轮传动几何尺寸的计算 项目 计算公式 太阳轮 周转轮 内齿轮 分度圆直径（ mm） 1d mz 50 77.5 205 基圆直径（ mm） 1 c o sbdd 46.98 72.83 192.64 齿顶高（ mm） *a ah h m 2.5 2.5 2.5 齿根高（ mm） *()f ah h c m 3.125 3.125 3.125 齿全高（ mm） *( 2 )ah h c m 5.625 5.625 5.625 齿顶圆直径（ mm） *1( 2 )a ad z h m 55 82.5 200 （ *1( 2 )aad z h m） 齿根圆直径（ mm） *1( 2 2 )f ad z h c m 43.75 71.25 211.25 （ *1( 2 2 )fad z h c m ） nts齿距（ mm） pm 7.85 7.85 7.85 齿厚（ mm） /2sm3.93 3.93 3.93 齿槽宽（ mm） /2em 3.93 3.93 3.93 顶隙（ mm） *c c m0.625 0.625 0.625 3.4.2 第 二 级行星齿轮 由已知： za =22, zc =41, zb =104， m=1.5， =20 和取 *c =0.25， *ah =1 表 5：齿轮传动几何尺寸的计算 项目 计算公式 太阳轮 周转轮 内齿轮 分度圆直径（ mm） 1d mz 33 61.5 156 基圆直径（ mm） 1 c o sbdd 31 57.79 146.59 齿顶 高（ mm） *a ah h m 1.5 1.5 1.5 齿 根 高（ mm） *()f ah h c m 1.875 1.875 1.875 齿全高（ mm） *( 2 )ah h c m 3.375 3.375 3.375 nts齿顶圆直径（ mm） *1( 2 )a ad z h m 36 64.5 153 （ *1( 2 )aad z h m） 齿根圆直径（ mm） *1( 2 2 )f ad z h c m 29.25 57.75 159.75 （ *1( 2 2 )fad z h c m ） 齿距（ mm） pm 4.71 4.71 4.71 齿厚（ mm） /2sm2.36 2.36 2.36 齿槽宽（ mm） /2em 2.36 2.36 2.36 顶隙（ mm） *c c m0.375 0.375 0.375 第一 级行星齿轮几何尺寸的计算 由已知： za =22, zc =41, zb =104， m=1.25， =20 和取 *c =0.25， *ah =1 表 6：齿轮传动几何尺寸的计算 项目 计算公式 太阳轮 周转轮 内齿轮 分度圆直径（ mm） 1d mz 27.5 51.25 130 基圆直径（ mm） 1 c o sbdd 25.84 48.16 122.16 齿顶高（ mm） *a ah h m 1.25 1.25 1.25 齿根高（ mm） *()f ah h c m 1.56 1.56 1.56 nts齿全高（ mm） *( 2 )ah h c m 2.81 2.81 2.81 齿顶圆直径（ mm） *1( 2 )a ad z h m 30 53.75 127.5 （ *1( 2 )aad z h m） 齿根圆直径（ mm） *1( 2 2 )f ad z h c m 2
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