行星齿轮设计【模板】

1、cheng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：n=3w内齿圈齿数z=63b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i1行星齿轮传动比符号及角标含义为：231固定件、2主动件、3从动件1、齿轮b固定时（图11）,2KH（NGW）型传动的传动比ib为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输出转速：n

2、=n/ip=n/ip=2600/5.2=500r/minHapp2、行星齿轮传动的效率计算：n=1一|n一n/（iH一1）*n|*屮haHabH屮H二屮H+屮H*屮HabB屮H为ag啮合的损失系数，屮H为bg啮合的损失系数，屮H为轴承的损失系数,abB屮H为总的损失系数，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行星齿轮传动的配齿计算1、传动比的要求传动比条件即ib=i+z/zaHba可得1+Z/Z=63/5=2

3、1/5=4.2=iBbaaH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Z与两个中心轮Z、Z同时正确啮合，要求外啮合齿轮ag的中心距gaB等于内啮合齿轮bg的中心距，即(a)=(a)wa-gwB-g称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有m/2(z+z)=m/2(zz)agBg得z=zz/2=6315/2=24gBa3、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个行星轮所夹的中心角9=2n/NHw中心轮a相应转过9角，9角必须等于中心轮a转过Y个(整数)齿所对的中心角，11即9=Y*2n/Z1a式中2n/Z为中心轮a转

4、过一个齿(周节)所对的中心角。aip=n/n=9/9=1+z/zpH1HBa将9和9代入上式，有1H2n*Y/Z/2n/N=1+Z/ZawBa经整理后Y=Z+Z=(15+63)/2=24aB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

5、初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为m=K3TKKKY/z2Q八1AFXFPFa1d1Flim式中K算数系数，对于直齿轮传动K=12.1；mmT啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m；1T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m1aw1wK使用系数，由参考文献二表67查得K=1；AAK综合系数，由参考文献二表65查得K=2；FXFXK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65FP得K=1.85；FPY小齿轮齿形系数，Fa1图622可得Y=3.15；,Fa1z齿轮副中小齿轮齿数，z=z=15；11a试验齿轮弯曲疲劳极限，N*mm2按由参考

6、文献二图626630选Flim取=120N*mm2Flim所以m=K3TKKKY/0z2Gm1AFXFPFa1d1Flim=12.1X30.2984x1x2x1.85x3.15/0.8x152x120=0.658取m=0.91)分度圆直径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)齿顶圆直径da齿顶高h：外啮合h=h*m=m=0.9aa1aTOC o 1-5 h z内啮合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齿根圆直径df齿根高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齿宽b参考三表819选取*=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a=m/2(z+z)=0.9/2X(15+24)=17.55mmagag2、bg为内啮合齿轮副a=m/2(z+z)=0.9/2X(63-24)=17.55mmbgab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df齿宽高b11.2519.3558.9518.518.5中心距aa=17.55mma

9、ga=17.55mmbg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R1.6a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、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R3.2。a转矩T1T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m=298.4N*mm；1aw1w3）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献三式824得出aF如af【af】则校核合格。齿形系数Yf由参考文献三表8

10、12得Y=3.15,FaYFg=2.7YFb=2.29（5）应力修正系数Ys由参考文献三表813得Y=1.49，Y=1.58,sasgY=1.74；sb（6）许用弯曲应力tF由参考文献三图824得a=180MPa,Flim1a=160MPa；Flim2由表89得s=1.3由图825得Y=Y=1；FN1N2由参考文献三式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、齿面接触应力bHb=bJKKKKKH1H0AVHBHalHP2b=b.KKKK_KH2H0AVHBHa2HP2b=ZZZZF/dbxu土1/uH0HE工B*t1、许用接触应力为。Hp许用接触应力可按下式计算，即b=b/S*ZZZZZZHpHlimHlimNTLVRwx、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b值均应不大于其H相应的许用接触应力为。，即bSHl

12、imHHlim查参考文献二表611可得S=1.3Hlim所以S1.3H3、有关系数和接触疲劳极限使用系数KA查参考文献二表67选取K=1A动载荷系数K查参考文献二图66可得K=1.02V齿向载荷分布系数KH卩对于接触情况良好的齿轮副可取K=1H卩齿间载荷分配系数K、K=1.2Fa2HaFa由参考文献二表69查得K=K=1.1K=Ha1Fa1Ha2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-1)Hp由参考文献二图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节点区域系数Zh由参考文献二图6

13、9查得Z=2.06H(7)弹性系数ZE由参考文献二表610查得Z=1.605E重合度系数由参考文献二图610查得仝=82(9)螺旋角系数=.、；cosB=1(10)试验齿的接触疲劳极限。日Um由参考文献二图611图615查得=520MpaHlim11)最小安全系数S、FHlimHlim由参考文献二表6-11可得S=1.5、F=2HlimHlim接触强度计算的寿命系数ZNT由参考文献二图611查得Z=1.38NT润滑油膜影响系数Z、Z、ZLVR由参考文献二图617、图618、图619查得Z=0.9、Z=0.952、Z=0.82LVR齿面工作硬化系数Zw由参考文献二图620查得Z=1.2w接触强度

14、计算的尺寸系数Zx由参考文献二图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,且均匀对称地分布于中心w轮之间；所以在2HK型行星传动中，各基本构件(

15、中心轮a、b和转臂H)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,本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力F，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向r力F。r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）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2HK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

16、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上受有n个行星轮g同时施加的作用力F和输入转矩T的作wgaA用。当行星轮数目n2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数k进wp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T=T/n=9549P/nn=9549X0.15/3X1600=0.2984N*m1aw1w可得T=T*n=0.8952N*ma1w式中T中心轮所传递的转矩，N*m；aP输入件所传递的名义功率，kw；1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

17、作用于中心轮a的切向力为F=2000T/d=2000T/nd=2000X0.2984/13.5=44.2Nga1aawa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F=-F=-2000T/nd=-44.2Naggaawa内齿轮作用于行星轮g的切向力为F=F=-2000T/nd=-44.2Nbgagawa转臂H作用于行星轮g的切向力为F=-2F=-4000T/nd=-88.4NHgagawa转臂H上所的作用力为F=-2F=-4000T/nd=-88.4NgHHgawa转臂H上所的力矩为T=nFr=4000T/d*r=4000X0.8952/13.5X17.55=4655.0N*

18、mHwgHxaax在内齿轮b上所受的切向力为F=F=2000T/nd=44.2Ngbbgawa在内齿轮b上所受的力矩为T=nFd/2000=Td/d=0.8952X21.6/13.5=1.43N*mbwgbbaba式中d中心轮a的节圆直径，mmad内齿轮b的节圆直径，mmbr转臂H的回转半径，mx根据参考文献二式（637）得T/T=1/ib=1/1iH=1/1+PaHaHab转臂H的转矩为T=T*（1+P）=0.8952X（1+4.2）=4.655N*mHa仿上T/T=1/ib=1/1iH=p/1+PbHaHab内齿轮b所传递的转矩，T=p/1+p*T=4.2/5.2X（4.655）=3.76

19、N*mbH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用45钢调质，硬度为220250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度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d=d=mz=1X11mm=11mm12b=b=申d=1X11mm=11mm12d1a=1/2*m（Z+Z）=1/2X1X（11+11）mm=11mm12（五）验算齿轮的圆周速度vv=兀dn/60X1000=兀X11X1600/60X1000=0.921m/s11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

21、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144查得强度极限b=650MPa,再由表142得许用弯曲应力t=60MPaB-1b2、按扭转强度估算轴径根据参考文献四表141得C=118107。又由式142得dC3P/n=（118107）30.15/1600=5.364.86C30.15/1600d1取直径d=8.5mm13、确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少d=8.5mmd,17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：d=9.7mm,d=10mm,23d=11mm,d=11.5mm,d=12mm,d=15.42mm，d=18

22、mm。456784、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,L=3.3mm,L=2mm,L=44.2mm,123L=4mm,L=18.5mm,L=1.5mm,L=16.3mm。4567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：F=2T/d=2X298.4/13.5=44.2Nt11径向力：F=Ftana=44.2Xtan20o=16.1Nrt法向力：F=F/cosa=44.2/cos2oo=47.04Nntb、作水平面内弯矩图(

23、7-2a)。支点反力为：F=F/2=22.1NHt弯矩为：M=22.1X77.95/2=861.35NmmH1M=22.1X29.05/2=321N*mmH2c、作垂直面内的弯矩图(7-2b),支点反力为：F=F/2=8.04Nvr弯矩为：M=8.04X77.95/2=313.5mmv1M=8.04X29.05/2=116.78Nmmv2d、作合成弯矩图(7-2c)：M二JM2+M2二J861.352+313.52=994.45Nmm1*H1V1M二pM2+M2=x；3212+116.782=370.6Nmm2VH2V2e、作转矩图(7-2d)：T=9549P/n=9549X0.15/1600

24、=0.8952N*m=895.2Nmm1f、求当量弯矩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、校核强度=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所以满足C3P/n=（118107）30.147/1600=5.344.83C0.147/1600d取直径d二d=8.9mm23、确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少d=8.9m6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：d=12mm,1d=d=11.3mm,d=d=d=12mm。TOC o 1-5 h z243574、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=136.5m