一级行星减速机设计-设计指导资料

1、简单行星减速机设计目录一、行星传动形式选定:3二、行星传动(减速)比的确定:3三、渐开线齿轮行星传动设计:41.齿数及行星轮数应满足的条件.42.配齿方法6a.计算法7b.查表法73.行星传动中的齿轮变位114.多级行星齿轮传动的传动比分配11四、行星齿轮传动的受力分析:13五、行星传动齿轮强度计算要点151.小齿轮转矩T1及圆周力Ft152.应力循环次数173.动载系数KV和速度系数ZV174.齿向载荷分布系数K185.疲劳极限Hlim和Flim值的选取196.最小安全系数19六、行星齿轮传动的结构设计与计算201.行星齿轮传动的均载20均载方法的分类20均载方法的评价与选择27行星轮油膜浮

2、动均载理论29一、行星传动形式选定:二、行星传动(减速)比的确定: iaHb(其中b表示固定件,a表示主动件,H表示从动件)表示当b固定时主动件a对从动件H的传动比.行星传动的传动比计算多采用转化机构法.三、渐开线齿轮行星传动设计:主要参数的确定:主要是齿数及行星轮数的确定.1.齿数及行星轮数应满足的条件.行星传动中,齿轮的齿数及行星轮数应满足下述条件. 传动比条件 保证实现给定的传动比,传动比计算公式如上图. 同心条件 保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合 ,为此各对啮合齿轮间的中心距必须相等.两中心轮的齿数Za和Zb必须同时为奇数或偶数,否则行星轮齿数Zc不可能为整数. 装配条件 保

3、证各行星轮均布的安装于两中心轮之间.因此,两中心轮的齿数之和应为行星轮数目的整数倍. 邻接条件 保证相邻两行星轮的齿顶不相碰.应满足条件2asin nwdac其中, a表示实际中心距, dac表示行星轮的齿根圆直径.行星轮齿顶间的最小间隙取决于制造精度,一般可取0.5m(mm),m为模数.(m=d/z,d为分度圆直径,z为齿数)当计算结果不满足邻接条件时,可减少行星轮数目或者增加中心轮齿数Za.常用的行星齿轮传动的行星齿轮数目与其传动比范围见下图. 设计行星传动,齿数及行星轮数的确定除满足上述四个条件之外,还需满足其他一些附加条件,例如,高速重载的行星传动,为了工作平稳,各啮合齿轮的齿数之间,

4、应没有公约数.大于100的质数齿(如101.103.)的齿轮尽量少用,因加工时切齿机床调整较难.用插齿刀或剃齿刀加工齿轮时,任一齿轮的齿数不应是插齿刀或剃齿刀齿数的整数倍 .此外,如齿轮的齿面硬度小于350HBS,承载能力主要由轮齿的接触强度决定,其中心轮尽可能选择较多的齿数,推荐Z1min17;齿面硬度大于350HBS,承载能力主要由轮齿弯曲强度所决定,则应选择较少的齿数,推荐Z1min12.而小齿轮的最大齿数Z1max应保证齿轮有足够的弯曲强度,下图所示为根据接触与弯曲等强度条件推荐的Z1max值,图中硬度值是大齿轮的最低硬度,小齿轮的硬度等于或大于大齿轮的硬度,硬度200HBS、300H

5、BS、45HRC是整体热处理的硬度,60HRC是轮齿表面硬度.2.配齿方法NGW型传动的配齿方法条件传动形式-NGW型装配条件保证各行星轮能均布地安装于两中心齿轮之间,并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象.为了简化计算和装配,应使太阳轮和内齿轮的的齿数和等于行星轮数目的整数倍,即Za+Zbnw=整数或iaHbZanw=整数.邻接条件必须保证相邻两行星轮互相不相碰,并留有大于0.5mm的间隙,即行星轮齿顶圈半径之和小于其中心距,如下图所示:2racL或者dac2asin nw,式中, rac、dac-行星轮齿顶圈半径和直径,当行星轮为双联齿轮时,应取其中之大值.a.计算法其配齿步骤如下.(a)根

6、据表7-3选取适合传动比要求的的行星轮数目nw.(b)确定Za.对于非定位或高度变位传动以及等角变位传动iaHbZanw=C根据iaHb并适当调整,使C等于整数,求出Za.(c) Zb=Cnw-Za.(d) Zc=12(Zb-Za)(e) 必要时验算邻接条件.b.查表法3.行星传动中的齿轮变位4.多级行星齿轮传动的传动比分配多级行星齿轮传动的传动比分配原则是各级传动之间等强度,并希望获得最小的外廓尺寸.对于两级NGW型行星齿轮传动,欲使径向尺寸最小,可使低速级内齿轮分度圆直径dbII与高速级内齿轮分度圆直径dbI之比接近于1,通常令dbII/dbI=11.2. 两级NGW型行星齿轮传动的传动比

7、分配可利用下图, Kv、KH、ZN2 的比值,可用类比法进行试凑,或取三项比值的乘积(KVIKHIZNII2KVIIKHIIZNI2)等于1.82.如全部齿轮硬度350HB,可取ZWII2ZWI2=1 如算得E值大于6,取E=6.四、行星齿轮传动的受力分析:行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、行星架、轴及轴承等.为进行齿轮和轴的强度计算以及轴承的寿命计算,需对行星传动各构件进行受力分析.当行星轮数目nw,假定各套行星轮载荷均匀,只需分析其中任一套行星轮与中心轮的组合即可,通常略去摩擦力和重量的影响.各构件在输入转矩的作用下传力时都平衡,构件或间的作用力等于反作用力.NGW、NGWN、N

8、W型直齿或人字齿轮行星传动的受力分析列于下图.项目太阳轮a行星轮c行星架H内齿轮b圆周力Ftca=1000TanwraFtca=FtacFtbcFtH=RxC2FtacFtcb=FtbcFtca径向力Frca=FtcatanncosFrac=FtactanncosFrbcRyH0Frbc=Frcb单个行星轮,作用在轴上或行星轮轴上的力RHa=FtcaRya=FrcaRxc2FtacRyc0RxH=FtH2FtacRyH0Rxb=FtcbRyb=Frcb各行星轮作用在轴上的总力及转矩Rxa=0Rya=0Ta=Ftcaranw1000Rxc=0Ryc=0对行星轮轴(O轴)的转矩To=0RxH=0R

9、yH=0TH=-TaiaHbRxb=0Ryb=0Tb=TaZbZa注:1.表中公式适用于行星轮数目nw2的直齿或人字齿轮行星传动.对nw=1的传动,则Rxa=Rxa ,Rya=Rya ,Rxc=Rxc ,RxH=RxH ,Rxb=Rxb ,Ryb=Ryb . 2.式中n为法面压力角,为分度圆上的螺旋角,ra为太阳轮分度圆半径. 3.转矩单位为Nm;长度单位为mm,力单位为N. 在计算行星轮轴承受载时,在中低速条件下可按表中公式计算.在高速时,要考虑行星轮在公转时产生的离心力,它作为径向力作用在轴承上.Frc=Ga(nH30)2 (N) 式中 G行星轮质量,单位kg nH行星架转速,r/min

10、a齿轮传动的中心距,m五、行星传动齿轮强度计算要点 各种形式的行星传动皆可分解为相互啮合的几对齿轮副,其齿轮强度计算可引用定轴线齿轮传动的计算公式,但必须考虑行星传动的结构特点(多行星轮)和运动特点(行星轮既有自转又有公转等).在一般条件下,NGW型行星齿轮传动,其承载能力主要取决于外啮合.因而首先计算外啮合的齿轮强度.但对于太阳轮和行星轮的轮齿为渗碳淬火、磨削加工,而内齿圈为调质处理、插齿加工的行星传动,内齿轮也应进行强度校核.由于行星传动的特点,在计算中,对以下几个方面予以考虑.1.小齿轮转矩T1及圆周力Ft传动形式转 矩 T1圆周力Fta-c传动c-b传动d-b传动d-e传动ZaZcZa

11、ZcZdZbZdZbNGWTanwKcTanwKcZcZaTanwKcZcZbZaZb?Ft=2000T1d1注: T1是各传动中小齿轮所传递的转矩,Nm;d1是各传动中小齿轮的分度圆直径,mm;Ta是a轮的转矩,Nm;载荷不均匀系数Kc见下表.传动 情况Kc传动中无浮动构件传动中有一个或两个基本构件浮动杠杆连动均载机构普通齿轮内齿轮制成柔性结构,且不压装在箱体内一年内齿轮减超过30m齿轮精度为六级或高于六级或齿轮转速300r/min齿轮精度低于六级或齿轮转速超过300r/min两行星轮连动机构三行星轮连动机构四行星轮连动机构KcH图7-15(a,c)1+KcH-10.5111.11.05-1

12、.11.1-1.151.1-1.15KcF图7-15(b,d)1+KcF-10.7111.151.05-1.11.1-1.151.1-1.15注: 1.传动情况及适用于行星轮数nw= 3的传动;传动情况也适用于nw=2的传动. 2. KcH用于接触强度计算, KcF用于弯曲强度计算. 3. KcH及KcF由图7-15中查得. 4.所有查得的Kc值大于2时,取Kc=2.2.应力循环次数 行星齿轮传动的应力循环次数应根据齿轮相对于行星架的转速确定.当载荷恒定时,应力循环次数N见下表.项 目计 算 公 式说 明太阳轮aNa=60(na-nH)nwtna,nb,ne中心轮a,b,e的转速,r/minn

13、c,nd行星轮c,d的转速,r/minnH行星架H的转速,r/minnw行星轮数目t齿轮同侧齿面总工作时间,h太阳轮bNb=60(nb-nH)nwt太阳轮eNe=60(ne-nH)nwt行星轮cNc=60(nc-nH)t行星轮dNd=60(nd-nH)t注:1.单向或双向回转的NGW及NGWN型传动,齿面接触强度计算时,Nc=30nc-nH1+(ZaZb)3. 2.对于承受交变载荷的行星传动,应将Na,Nb,Nc及Ne各式中的t用0.5t代替(但NGW型及NGWN型的Nc计算式中的t不变).3.动载系数KV和速度系数ZV动载系数KV和速度系数ZV应按齿轮相对于行星架的圆周速度vH=d'

14、n-nH60×1000(m/s)查第二章有关内容(齿轮传动设计手册).中心轮a,b,e和行星轮c,d相对于行星架H的圆周速度vH分别为vaH=da'na-nH60×1000(m/s)vbH=db'nb-nH60×1000(m/s)veH=de'ne-nH60×1000(m/s)vcH=dc'nc-nH60×1000(m/s)vdH=dd'nd-nH60×1000(m/s)式中 da',db',de',dc',dd'中心轮a、b、e和行星轮c、d的节圆半径.

15、mm.4.齿向载荷分布系数K 对于不重要的行星齿轮传动,齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数K可用第二章的有关方法确定;对于重要的行星齿轮传动,应考虑行星传动的特点,用下述方法确定. 计算接触强度时,KH=1+(Hb-1)HHe 计算弯曲强度时,KF=1+(Fb-1)FFe 式中 H,F齿轮相对于行星架的圆周速度vH及大齿轮齿面硬度HB2对KH及KF的影响系数,见下图一. Hb,Fb齿宽和行星轮数目对KH和KF的影响系数;对于圆柱外啮合直齿轮及=28°33°的人字齿Hb由下图二查取;对于内啮合,直齿传动一般取Hb=1;内外啮合的Fb根据Hb由下图二查取; He,Fe与均载机构有

16、关的系数,对空间静定机构,取He=0.60.8,Fe=0.80.9,其他非静定机构He=Fe=1. 如果NGW型和NW型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于或等于1时,可取KH=KF=1. 5.疲劳极限Hlim和Flim值的选取 试验齿轮的疲劳极限Hlim和Flim值按第二章的有关内容选取,但在选取时应做如下考虑和修正. 虽然在理论计算中行星传动的内啮合的承载能力一般比外啮合的高,但试验和工业使用情况表明,内啮合传动的接触强度往往低于计算结果.因此,在进行内啮合传动的接触强度计算时,应将选取的Hlim值适当降低.建议:2ZbZc4时,降低8;Zb 2Zc时,降低16;Zb4Zc

17、时,可以不降低. 对于NGW型传动,工作中无论是否有双向运转,其行星轮齿根均承受交变载荷,故弯曲强度应按对称循环考虑.对于单向运转的传动,应将选取的Flim值乘以0.7;双向运转的传动,应乘以0.70.9.6.最小安全系数计算接触强度和弯曲强度时的最小安全系数SHmin和SFmin ,在一般可靠度的行星传动中, SHmin=1.12 , SFmin=1.25;在较高可靠度的行星传动中, SHmin=1.25, SFmin=1.6.六、行星齿轮传动的结构设计与计算1.行星齿轮传动的均载为了充分发挥行星齿轮传动的优点,应采用能够补偿制造误差,使各行星轮均匀分担载荷的均载结构.均载机构可降低载荷不均

18、匀系数,提高承载能力,降低噪声,提高运转平稳性和可靠性,降低齿轮制造精度等优点而被广泛采用.为了衡量均载的效果,引入载荷不均匀系数Kc.Kc=PmaxP'=TmaxT'P'=Pnw T'=Tnw式中 P行星齿轮传动传递的功率; T'行星轮传递的平均转矩; T行星齿轮传动传递的转矩; Pmax某行星轮传递的最大功率; nw行星齿轮的数目; Tmax某行星轮传递的最大转矩.Kc 值越小,均载效果越好. 均载方法的分类 使行星轮间载荷分配均匀的方法有多种.主要靠机械方法实现均载的系统,其结构类型可分为静定系统和静不定系统两种. a.静定系统 是通过系统中附加的

19、自由度实现均载.构件调位均载法即属于均载的静定系统,当行星轮间出现不均载时,构件根据受力的不同在附加自由度的范围内相应的调节位置(调位)实现均载. 在静定系统中,由于基本构件浮动的均载机构具有结构简单、均载效果好等优点,这种机构已成为均载机构的主要和常用形式. b.静不定系统 (a) 完全刚性系统 完全依靠构件的高精度来保持均载,这种方法很不经济,很少采用.但在制造精度较高的情况下,合理利用各受力零件的柔性和轴承间隙,从而简化结构,使高精度的制造费用得到补偿. (b) 采用弹性结构的均载方法 主要是利用弹性构件的弹性变形使各行星轮均匀分担载荷. 均载机构的形式很多,常用均载机构的形式与特点,见

20、下图.基本构件浮动的均载机构行星轮调位的均载机构弹性件的均载机构均载方法的评价与选择 a.评价与选择的基本原则 (a) 良好的均载性能,浮动构件的质量要轻、受力要大(例如NGW型传动中行星轮受力最大,为2倍圆周力),受力大则浮动灵敏.此外,浮动构件应能以较小的位移量即可补偿制造误差(例如NGW型传动中,行星轮和行星架在均载时移动量较小). (b) 良好的运动学和动力学性能,即均载机构的效率要高,并具有缓冲和减震性能等. (c) 良好的工艺性和经济性,即结构尺寸小、质量轻、机构简单、对各构件的精度无过高要求,使用可靠而费用低. (d) 适应传动的总体布局. b.载荷不均匀系数Kc 各种均载方法的

21、Kc的概略值见上述组图.图中的Kc值多以NGW型传动的实验数据(个别的为类比推算数据)列入.试验齿轮的精度为7级或8级. c.各种方法对主要构件的精度要求 对主要构件的精度要求是评价各种调位均载方法的重要指标.由运动学分析得知,各种误差要求不同构件具有不同的调位位移量.为了便于比较,调位构件位移量大于误差值者可以认为在该构件调位时要求该误差值要小.如果前者小于后者,则认为误差值可大些.两者接近想等,则认为要求中等.各种方法对主要构件的精度要求(用对误差值的要求表示)见下表误差调位方法偏心距e太阳轮名义偏心误差E1行星轮名义偏心误差E2内齿轮的名义偏心误差E3行星架的名义偏心误差E4备注中心轮浮

22、动调位小中小中小最大位移量不超过误差值的2.5倍行星架浮动调位大大小大中最大位移量不超过误差值的1.4倍行星架连动摆动调位大大大大中齿爪连动法最小位移约为误差值的一半行星轮的轴向调位小小小小小位移量为误差值的2.3-11倍行星轮油膜浮动调位大大大大中注:除轴向调位法用于NW型传动外,其他各法按NGW型传动确定对误差值要求. 各种误差值常代表一系列误差,在分析误差和确定各构件公差时应注意.例如固定在机架上的内齿轮名义偏心误差E3,它有内齿轮本身偏心误差,也包含内齿轮座孔偏心误差等;再如行星轮名义偏心误差E2,除本身误差外,又包含太阳轮支承系统的偏心误差. d.各种调位均载法的动力学性能 作为评价

23、调位均载法的重要指标的动力学性能应包括以下内容. (a) 调位力的大小. (b) 调位构件及其连动构件在调位时产生的惯性力的大小.(c) 调位的机械效率 (显然调位件的连动构件越多机械效率越低).以NGW型传动为例, 显然行星轮轴心的调位力Fc=2F(是齿轮啮合圆周力F的两倍)大于中心轮的调位力Fz (是各齿轮副的啮合力的向量合成力)，所以从调位力的大小看，用行星轮调位较好。考虑到机械效率，实际的调位力Fs，应当是Fs=Fc或Fs=Fz。行星轮杠杆连动摆动调位均载法的=0.98;行星轮油膜浮动调位法>0.99;基本构件浮动调位法>0.99(太阳轮浮动时的效率大于行星架浮动时的效率)

24、。除行星轮轴向调位法的较低外,其他方法的皆较高故对调位影响较小。 基本构件浮动调位法中，浮动构件的质量由小到大的顺序为太阳轮、内齿轮、行星架。构件误差、e、E1、E2、E3和E4对基本构件的浮动频率影响相同,对浮动构件轴心运动轨迹的影响基本相同(见表723)，对浮动量的影响则不同，中心轮的浮动量约为行星架浮动量的1.41.88倍。由实验可知，基本构件中心的浮动轨迹为近似圆。故可按圆周运动计算其惯性力。质量很小的太阳轮的惯性力最小；至于内齿轮、行星架的惯性力只需将浮动行星架系统的质量和1.41.88倍的浮动内齿轮系统的质量相比较,就可以知道。在一般情况下，浮动行星架的惯性力较大行星轮连动摆动调位法中，由于行星轮的质量小位移量不大，故惯性力较小但还应当考虑连动装置的综合惯性力因此可以认为这种方法的惯性力大于太阳轮浮动调位时的惯性力,但小于行星架浮动调位时的惯性力.行星轮油膜浮动调位法的惯性力是最小的.NGW型传动浮动基本构件轴线的运