行星齿轮设计模板

1、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：ip =5.2输入转速:n=2600r/min输入功率：P=150w行星轮个数： nw=3内齿圈齿数zb =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：1i 23 1 固定件、2主动件、3从动件1、齿轮b固定时（图1 1）, 2K H （NGWV型传动白传动比 击 为bHiaH =1- iab =1+zb/ zaHb可得iab =1- i H =1- ip =1-5.2=-4.2 aHbza= zb/

2、 iaH -1=63*5/21=15输出转速：nH = na/ ip =n/ ip =2600/5.2=500r/min2、行星齿轮传动的效率计算：H nH |*H =1-| na- nH /( iab -1)*HH H= a b*为ag 啮合的损失系数，为 b g 啮合的损失系数，BH 为轴承的损失系数，Hiab =-21/5 可得为总的损失系数，一般取=0.025按 na=2600 r/min 、 nH =500r/min 、H=1-| na- nH /( iab -1)* nH |*H=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% （ 二 ） 行星齿轮传动

3、的配齿计算1、传动比的要求传动比条件即iabH =1+ zb/ za可得 1+ zb/ za=63/5=21/5=4.2 = iabH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zg 与两个中心轮za 、zb 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bg 的中心距，即(aw)a g = (aw)b g称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有m/2（za + zg ）=m/2（ zb - zg ）得zg = zb - za /2=63-15/2=243、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

4、个行星轮所夹的中心角H =2兀/ nw中心轮 a 相应转过1 角， 1 角必须等于中心轮 a 转过 个（整数）齿所对的中心角，即1= *2 兀 / Za式中2兀/ Za为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。ip =n/ nH = 1/ H =1+Zb/ Za将 1 和 H 代入上式，有2兀* / Za/2 兀 / nw=1+Zb/ Za经整理后= Za+ Zb=（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

5、所示可得l=2aw*sin(180o/nw) >(da)gl=2*2/m*(Za+Zg)*sin 60o =39,3 /2m(da)g =d+2ha =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=Km3T1KAKF KFPYFa1 / d£ Flim式中Km算数系数，对于直齿轮传动K m =12.1 ；Ti 一啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩,Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3X 1600=0.2984N*mKA 使用系数，由参考文献二表6 7 查得 Ka=1;KF 综合系

6、数，由参考文献二表65 查得 KF =2;KFP一计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式得 KFP =1.85 ;YFa1 一小齿轮齿形系数,图 6-22 可得 YFa1=3.15Zi 齿轮副中小齿轮齿数，Zi = Za =15 ；2 .630 选Flim 一试验齿轮弯曲疲劳极限，N * mm按由参考文献二图 6-262取 Flim =120 N * mm所以m=Km 3 T1 KA KF KfpYI / d Z|Flim=12.13 0.2984 1 221.85 3.15/0.8 152 120=0.658取 m=0.91）分度圆直径d(a) =m*za =0.9 x

7、15=13.5mmd(g) =m*Z(g)=0.9 X24=21.6mmd(b)=m*z(b)=0.9 x 63=56.7mm2)齿顶圆直径da*凶顶同ha：外啮合ha1 = ha*m=m=0.9*内啮合 ha2= ( ha- h ) *m=(1-7.55/ Z2)*m=0.792da(a)=d +2 ha =13.5+1.8=15.3mmda(g) =d(g)+2ha=21.6+1.8=23.4mmda(b)=d(b)-2 ha=56.7-1.584=55.116mm3 )齿根圆直径df*齿根同 hf = ( ha+c ) *m=1.25m=1.125df(a) = d-2 hf =13.5

8、-2.25=11.25mmdf(g) =d(g)-2 hf =21.6-2.25=19.35mmd f(b) =d(b)+2 hf =56.7+2.25=58.95mm4 )齿宽b参考三表 819选取 d=1b(a)= d *d(a)=1 X13.5=13.5mmb(a) = d *+5=13.5+5=18.5mm加=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5)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 、ag为外啮合齿轮副aag =m/2( Za + Zg )=0.9/2 X (15+24)=17.55mm2 、bg为内啮合齿轮副abg

9、=m/2( Za + Zb )=0.9/2 X (63-24)=17.55mm中心轮a行星轮g内齿圈b模数m0.90.90.9齿数z152463分度圆直径d13.521.656.7齿顶圆直径da15.323.454.9齿根圆直径d f11.2519.3558.95齿宽图b18.518.58.5中心距aaag =17.55mmabg =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162217HBs选8级精度，要求齿面粗糙度 Ra 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、

10、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Ra 3.2。(2)转矩TT1=Ta/ nw=9549 P/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m=298.4N*mm；(3)按齿根弯曲疲劳强度校核f】则校核合格。由参考文献三式 8- 24得出 f 如 f(4)齿形系数YF由参考文献三表812得YFa=3.15 , YFg =2.7 , YFb =2.29 ;(5)应力修正系数Ys由参考文献三表 813得% =1.49 , Ysg =1.58 , Ysb=1.74;(6)许用弯曲应力 F由参考文献三图 824得 尸检=18

11、0MPaFlim2=160 MPa ;由表 89 得 sF =1.3由图 825 得 YN1 =YN2 =1 ；由参考文献二式 814可得F 1 = YN1 * Flimi / SF =180/1.3=138 MPaF 2 = Yn2* Flim2/ SF =160/1.3=123.077 MPa2_ _ _ 2F1=2KF/bm za*YFaYsa=(2 X 1.1 X 298.4/13.5 X 0.9 X 15) X 3.15 X 1.49=18.78Mpa< F 1=138 MPaF2= F1*YFg YSg/YFa Ysa =18.78 X 2.7 X 1.587/3.15 X

12、1.74=14.62< F 2 =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hH 1 = H0 KAKVKH K Ha1KHp 2H2= H0 KaKvKh KHa2KHP2H0=ZHZEZ Z . Ft/d1b u 1/u(2)、许用接触应力为Hp许用接触应力可按下式计算，即Hp= Hlim/SHlim*ZNTZLZVZRZwZx(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H值均应不大于其相应的许用接触应力为Hp,即H Hp或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数Sh值应分别大于其对应的最小安Sh

13、> Sh lim全系数SHlim ,即查参考文献二表 611可得Sh lim =1.3所以Sh >1.33、有关系数和接触疲劳极限(1)使用系数KA查参考文献二表 6-7选取Ka=1(2)动载荷系数Kv查参考文献二图 66可得KV =1.02(3)齿向载荷分布系数Kh对于接触情况良好的齿轮副可取KH =1(4)齿间载荷分配系数KHa、KFa由参考文献二表 69查得 KHa1= KFa1 =1.1KHa2 = KFa2 =1.2(5)行星轮间载荷分配不均匀系数KHp由参考文献二式 713得KHp =1+0.5 (K：p-1) , ，、一 、一 一 一 '由参考文献.»

14、;图 719得K =1.5Hp所以 Khp1=1+0.5 (KHp-1) =1+0.5 X (1.5-1 ) =1.25仿上 Khp2=1.75(6)节点区域系数ZH由参考文献二图 6-9查得ZH =2.06(7)弹性系数ZE由参考文献二表 6-10查得Ze =1.605(8)重合度系数Z由参考文献二图 610查得Z =0.82(9)螺旋角系数ZZ = . cos =1(10)试验齿的接触疲劳极限H 1m由参考文献二图 611图615查得1Hlim =520Mpa(11)最小安全系数SHlim、FHlim由参考文献二表 6-11可得SHlm =1.5、FHlim =2(12)接触强度计算的寿命

15、系数Z NT由参考文献二图 611查得 ZNT=1.38(13)润滑油膜影响系数 ZL、ZV、ZR由参考文献二图 617、图 618、图 619查得 Zl=0.9、Zv =0.952、Zr=0.82(14)齿面工作硬化系数Zw由参考文献二图 6 20查得 Zw=1.2(15)接触强度计算的尺寸系数Zx由参考文献二图 6 21查得 Zx =1 所以H0 = ZHZEZ Z jFt/d1b u 1/u =2.06 X 1.605 x 0.82 X 1 X-132,6252.6:=2.9513,5 13.5 1.6H1= H0 J'KaKvKh KHa1KHP2 =2.95 X 小 1.02

16、 1 1.1 1.25 =3.5H2 = H 0 JK A Kv Kh_KhOTKhpT =2.95 X /1.021 121.75 =4.32Hp= Hlim /SHlim * ZntZlZvZrZwZ* =520/1.3 X 1.38 X 0.9 X 0.95 X 0.82 X1.2 X 1=464.4所以H Hp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nw>1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在 2HHK型行星传动中，各基本构件(中心轮 a、b和转臂HD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

17、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Fr。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） 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13所示。由于在输入件中心轮a上

18、受有nw个行星轮g同时施加的作用力Fqa和输入转矩Ta的作ga用。当行星轮数目nw 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kp 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Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m可得Ta =T1 * nw =0.8952 N*m式中Ta 中心轮所传递的转矩，N*m；P1 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

19、切向力为''Faa=2000Ti/ da=2000Ta/ nw da=2000X 0.2984/13.5=44.2N ga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' Fag =- Fga =-2000 Ta / nw d a =-44.2N内齿轮作用于行星轮g 的切向力为' Fbg = Fag =-2000 Ta / nw d a =-44.2N转臂 H 作用于行星轮g 的切向力为'FHg =-2 Fag =-4000 Ta/ nw da =-88.4N转臂 H 上所的作用力为FgH =-2 FHg =-4000 Ta /

20、 nw da =-88.4N转臂 H 上所的力矩为 'Th = nw FgH rx =-4000 Ta / da* rx=-4000 X 0.8952/13.5 X 17.55=-4655.0 N*m在内齿轮 b 上所受的切向力为' Fgb =- Fbg =2000 Ta / nw d a =44.2N在内齿轮 b 上所受的力矩为'''Tb=nw Fgb db/2000= Ta db / da =0.8952 X 21.6/13.5=1.43 N*m式中 da中心轮a的节圆直径，mm'db内齿轮b的下圆直径，mmx一转臂H的回转半径，mm根据参考

21、文献二式(6 37)得- Ta/ TH =1/ iabH =1/1- iaHb =1/1+P转臂 H 的转矩为Th =- Ta * (1+P) = -0.8952 X ( 1+4.2 ) =-4.655 N*m仿上 bH- Tb/ TH =1/ iaH =1/1- iab =p/1+P内齿轮 b 所传递的转矩，Tb=-p/1+p* Th =-4.2/5.2 X (-4.655)=3.76 N*m第六章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min，传动比i=5.2 ,载荷平稳。使用寿命 10 年，单班制工作。(一)轮材料及精度等级行星轮架内齿圈选

22、用45钢调质，硬度为 220250HBs齿轮轴选用45钢正火，硬度为170210HBG选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3 m。(二)按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用参考文献四式10 22 求出d1 值。确定有关参数与系数。1 ) 转矩T1T1= Ti=Ta/ nw =9549 Pi/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m2 ） 荷系数 K查参考文献四表10 11 取 K=1.13）齿数z1 和齿宽系数 d行星轮架内齿圈齿数Zi取11,则齿轮轴外齿面齿数Z2=11o因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由参考文献四表10 20

23、选取 d =1。4）许用接触应力H由参考文献四图10 24 查得 H lim1 =560Mpa, Hlim2 =530 Mpa由参考文献四表10 10 查得 SH =19N二60nj Lh =60X 1600X 1 X(10 X 52X40)=1.997 X 109N2 = N-i=1.997 x 10由参考文献四图10 27 可得 ZNT 1 =ZNT2 =1.05 。10 13 可得h 1 = Znt1 Him" Sh =1.05 X 560/1=588 MpaH 2 = Znt2 Hlim2/ Sh =1.05 X 530/1=556.5 Mpa（三）按齿根弯曲疲劳强度计算由参

24、考文献四式10 24 得出 F ，如da1 da2 mgZ 1 11 11 则校核合格。确定有关系数与参数：1）齿形系数YF由参考文献四表10 13 查得YF1 =YF 2 =3.632）应力修正系数YS由参考文献四表10 14 查得YS1=YS2=1.413）许用弯曲应力 F10 25 查得Flim1 =210Mpa, Flim2=190 Mpa10 10 查得SF =1.310 26 查得YNT1=YNT2=1由参考文献四式 1014可得F 1 = YNti f iimi / Sf =210/1.3=162 MpaF 2 = YNT2 Flim2 / SF =190/1.3=146 Mpa

25、故m1.263'KTYFYS/ dz121=1.26 x31.1 298.4 3.63 1.41/1 112 146 =0.58_22 1.1 298.4F1=2KT1/b m2 Z1gYFYs=X 3.63 X 1.41=27.77MPa< F =162 Mpa11 12 111f 2 = f 1 gYf 2 Ys2/ YF1 Ysi =27.77MPa< f 2 =146 Mpa齿根弯曲强度校核合格。由参考文献四表 103取标准模数 m=1（四）主要尺寸计算d1 =d2=mz=1x 11mm=11mmb1=b2= d d1 =1 x 11mm=11mma=1/2gm（

26、z1 + z2 ）=1/2 x 1 x （11+11）mm=11mm（五）验算齿轮的圆周速度vv=d1 Q/60 x 1000= x 11 x 1600/60 x 1000=0.921m/s由参考文献四表 1022,可知选用8级精度是合适的。第七章行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计（一）减速器输入轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件 选用45号钢，并经调质处理，由参考文献四表14-4查得强度极限B=650MPa,再由表142得许用弯曲应力1b =60MPa2、按扭转强度估算轴径根据参考文献四表 14-1得C=118107。又由式142得dC 3/P / n =（118 107）如1

27、5 /1600 =5.36 4.86 勾0.15/1600dl取直径d1=8.5mm3、确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少d1=8.5mmd7,考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：d2 =9.7mm, d3=10mm,d4=11mm, d5=11.5mm, d6=12mm, d7=15.42mm, d8 =18mm4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定： L=107mm, L1 =3.3mm,L2 =2mm, L3 =44.2mm,L4 =4mm, L5=18.5mm,L6 =

28、1.5mm, L7=16.3mmb按设计结果画出轴的结构草图：(a)水平面弯矩图(b)垂直面内的弯矩图(c)合成弯矩图(d)转矩图圆周力：Ft = 2Ti /di=2X298.4/13.5=44.2N '0径向力：Fr= Ftgtan a =44.2 x tan 20 =16.1N法向力：Fn=Ft/cos a =44.2/ cos 200 =47.04Nb、作水平面内弯矩图(7-2a)。支点反力为：Fh = Ft/2=22.1N弯矩为： MH1=22.1 X 77.95/2=861.35N gmmM h 2 =22.1 X 29.05/2=321 N gmmc、作垂直面内的弯矩图(7

29、-2b),支点反力为：Fv = Fr/2=8.04N弯矩为： M v1=8.04 X 77.95/2=313.5N gmmM v2 =8.04 X 29.05/2=116.78 N gmmd、作合成弯矩图(7-2c) : M1 = JmHI一MX = J861.352313.52 =994.45 N gmmM 2= . M；2 M% = . 3212 116.782 =370.6 N gmme、作转矩图(7-2d):T=9549R/n=9549 X 0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N gmmf、求当量弯矩Me1= ,M12 (aT )2 = 994.452 (0.6 895

30、.2)2 =1130.23 N gmmMe2 M； (aT)2 = .370.6 2 (0.6 895.2)2 =652.566 N gmmg、校核强度 33ei = Mei/W=1130.23/0.1 d6 =1130.23/0.1 X 12 =6.54Mpa33e2= M e2/W=652.566/0.1 d4 =652.566/0.1 X 11 =4.9 Mpa所以 满足e 1b =60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。（二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件：齿轮轴选用45钢正火，由参考文献四表144查得强度极限B=600MPa,再由表142得许用弯曲应力1b =55MPa2、按扭转强度估算轴径 P =Pr =0.15 X 97.98%=0.147kw根据参考文献四表 14-1得C=118107。又由式142得dC3/p / n =（118 107） 3/0.147 /1600 =5.34 4.83 乂0.147/1600d取直径d2 d =8.9mm3、确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少d6=8.9m考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：d1=12mm,d2 = d4