【《行星齿轮减速器结构计算设计过程案例》4200字】

行星齿轮减速器结构计算设计过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u11713行星齿轮减速器结构计算设计过程案例 1298621.1行星齿轮机构设计计算 1169921.2初步计算齿轮的主要参数 2287071.3行星齿轮减速器几何尺寸、装配条件、传动效率的计算 6285251.4行星齿轮结构设计 11324391.5齿轮强度验算 12185241.6齿轮轴的弯扭合成校核 171.1行星齿轮机构设计计算（1）根据选定的行星式齿轮传动中的各种传动机构类型及其传动简图基于上述设计需求：传动比高、中断时间短、结构紧凑及较小的外部轮廓尺寸。复相关资料表明，该设计适合短期间歇工作。而选择带有齿圈行星齿轮的行星齿轮机构最佳。图3-1为传动简图：图3-1行星齿轮机构传动简图（2）配齿计算结合配齿公式与行星齿轮机构的传动比ip值计算：zb=zezc计算得出内齿轮b的齿数为ze，齿轮e的齿数为ze，行星轮c的齿数为则ze与zb相减后其值等于np，然后在以上公式中代入nz由公式计算出内齿轮e的齿数如下：z由于ze计算行星轮c上的齿数zz由公式计算：i计算得出本行星齿轮的真实传动比iaeb为162，对应的不同齿轮齿数分别为za=30、zb1.2初步计算齿轮的主要参数如何合理选取齿体热处理加工方式与齿轮加工原料：a主轴中心外齿轮与行星外齿轮c之间应该分别是选择20crmnti，渗碳后进行淬火处理，可让齿面硬度保持在58至62HRC之间，c行星轮与a中心轮和均为六级加工精度，内齿轮b与e选择的材料为42CrMo，调质硬度可达到217至259HB区间内，其加工精度均处于七级。依据弯曲强度公式求出齿轮模数m：m=Km∗3若z1的值为30小齿轮上的转矩为：T此处选择Km直齿轮传动系数值为12.1；查询相关资料后明确KA使用系数、KF∑综合系数、KHp行星轮间载荷分布不均匀系数值分别为1.35、KFp得K经过查询后得出YFa1齿形系数为2.67，φd齿宽系数m=12.1×计算出m齿轮模数的值为2mm。（1）啮合参数计算b-c、a-c及e-c三个不同啮合齿轮副的标准中心距a如下：aaa根据以上结果得出三通道间标准核心线间距不等。因而行星式齿轮难以达到非位移式同心运动要求。在此要在某个条件下实现传动装置要求，且符合行星传动装置需求，也能保证所有啮合传动装置间处于同心状态，其根本上是所有齿轮副间的啮合中心距均必须完全相等，因而要重新变位行星齿轮机转动角度。若za与zc相加为68，zb与1）y中心距变动系数：y=aa-c齿轮副：yb-c齿轮副：ye-c齿轮副：y2）啮合角计算a'a-c齿轮副：ab-c齿轮副：ae-c齿轮副：a3）变位系数和x∑xa-c齿轮副：x∑b-c齿轮副：x∑e-c齿轮副：x∑(4）Δy：Δy=x∑−y（9）a-c齿轮副：Δyb-c齿轮副：Δye-c齿轮副：Δy5）重合度ε：ε=1其中αc齿轮副：ε=1.26c齿轮副：ε=1.15e-c齿轮副：ε=1.22（2）确定各齿轮的变位系数1）a-c齿轮副a-c齿轮副内受到中心轮a齿数za=30>zmin=x=0.5[1.096−根据公式求解：x2计算出中心轮a的变位系数如下：x2）b-c齿轮副b-c齿轮副内zc=38>zmin=17，zb若变位系数x∑bc=1.721和xc=0.5268已知，计算出b内齿轮的3）e-c齿轮副e-c齿轮副内ze与zmin相比较大，ze−z1.3行星齿轮减速器几何尺寸、装配条件、传动效率的计算（1）几何尺寸计算对于这种行星形成的齿轮机构，利用以下公式求出具体尺寸，并在下表1.1中列出不同齿轮副齿顶间的几何大小与具体尺寸大小：表1.1行星传动齿顶几何尺寸计算由下列公式计算出df2df2上式：da0、ad以下分别求出内啮合齿轮副e-c与b-c：b-c内啮合齿轮副(x2inv=invα=tany=计算a02a=2(采用以下公式df2求出内齿轮b齿根圆直径：de-c内啮合齿轮副（x2根据以上方式计算：inv=αy=a=2(内齿轮e齿对应的根圆直径如下：d将其他计算简化为下表1.2，列出各齿轮副齿根的几何尺寸：表1.2行星传动齿顶几何尺寸计算根据上表1.2上列出的几何尺寸得出，内齿轮b与内齿轮e的节圆直径db'、deηac已知iaeb啮合损失系数ψeb由下列公式求出ψmex与ψmeψmb若轮齿fm啮合摩擦系数值为0.1，并在公式中代入ze=108、zb=105、zcψψ得出ψeb因此传动效率为：η经计算得出本行星齿轮传动符合短期间断工作模式的应用需求。（2）装配条件的计算本文在设计行星齿轮传动时要符合下列要求：1）邻接条件dac在公式中代入aac'、dac81.7232<2×70×符合邻接要求2）同心条件za+zccos对行星齿轮机构上的同心条件检验：不同齿轮副的啮合角αac'=24°6’，αbc'=25°55’和αec'=α30+38则满足同心条件3）安装条件za+zbnpzb由以下对安装大小检验：30+1053因此符合安装要求。1.4行星齿轮结构设计根据行星齿轮机构的工作特性,传递力的大小和速度的大小,进行了具体的结构设计。首先要确定中心轮的结构,由于其直径d小,所以中心轮和输入轴本身应为一个整体。然后根据输入功率p和行星齿轮变速器的转矩n,通过输出转速临时计算直径,并同时对其输出转矩进行了设计。内齿轮b由离合器的负载分配机构摆动,即内齿轮b通过齿轮安装环连接到箱盖,以便可以固定,而内齿轮c连接到齿轮箱盖。输出轴该结构已集成,并且扁平腹板已连接至轮毂。为确保行星齿轮c与中心齿轮a完全匹配,同时还应当确保其与内齿轮b和c啮合。将两个不同的滚柱轴承安装在每行行星轮中，并在行星架侧板上安装行星齿轴，然后固定轴向，固定时常用的方式为弹性固定环，且该弹性固定环有矩形横截面。行星齿轮传动装置的螺母式旋转臂不带外部扭矩,因此它并非是行星齿轮传动装置的输入或者传动部件。而且它还配备了np=3个行星齿轮。因此,旋转臂双面板是采用径向球轴承为主的一体式结构,它们在中心车轮轴上利用两个轴向球轴承支持旋转臂。由下列公式求出转臂上不同行星轮转臂中心轴线与轴孔间中心点距极限的偏差值：

fa=±8若a'中心距的值为70mmfa=±取fa=30μm采用以下公式求出不同行星轮轴孔孔距的ξ1相对偏差：ξ1≤(3~4.5)a若a'中心距的值为70mmξ1≤(3~4.5)=(3~4.5)取ξ1=0.030mm=30μm转臂的偏心误差ex基本上是一半的孔心矩相对偏差ξ1e1.5齿轮强度验算由于行星齿轮变速器的主要特征为短期工作中断，结构相对紧凑，传动比高且外形较小，基于该特征要检验齿根弯曲应力强度，以下为主要公式：σF采用下列公式求解：σF以下列公式求出σFσF以下列公式求出σFpσFp现把所涉及的的行星齿轮按齿轮副b-c、a-c、及e-c采取强度检验（1）a-c齿轮副1）名义切向力FtFt为中心轮a的切向力，其值与FFt若Ta的值为140.1N×m，且da'与np分别为61.7647mmF2）有关系数①.使用系数KA查找资料后得出KA系数属于中等，其值为1.5②.动载荷系数KV以下列公式求出齿轮a相对转臂的转动速度：vxn因此v假设c行星轮与a中心轮的精度均为6级，以下列公式求出KV动载荷系数：KV=AB=0.25(C−5A=50+56(1−B)=50+56(1−0.25)=92计算得出：KV=③.齿向载荷分布系数K由下列公式求解：KFβμφb=在公式中将θbK④.齿间载荷分布系数K查询资料得出KFaK⑤.行星轮间载荷分布系数K采用以下公式求解：KFp若KHp经计算获得K⑥.齿形系数查询相关资料得出YSaY⑦.重合度系数Yε以下列公式求解：Yε=0.25+0.75εac的值已知为1.4Yε=0.25+⑧.螺旋角系数Yβ查找资料后得出Yβ螺旋角系数为1由于c行星轮要与b内齿轮、a中心轮及e啮合，因此齿宽b的值为60mm。3）计算齿根弯曲应力σ采用下列公式求出σFσ==180.38(N/mσ计算出σF1取弯曲应力4）计算许用齿根应力σ依据下列公式求出σFpσFp若δFlim齿根弯曲疲劳极限的值已知为320N/mm2查询相关资料后得到SFmin最小安全系数为以下是公式中YST根据固定的SFmin区域图计算与应力系数，其值分别为2、0.6查询各种资料后得出YδrelT齿根圆角敏感系数值为1YδrelT相对齿根表面状况系数值也为采用相对公式求解：Y取出RZ齿根表面微观不平度值为12.5μmY采用相对公式求出YXY在公式中代入该值后可计算出以下许用应力：σFp=239.904由于齿根应力σF的值110N/mm2与齿根应力σFp相比较小，因此得出，a-c齿轮副与提出的齿根弯曲强度要求相比完全符合。（2）b-c齿轮副若齿轮c的齿根弯曲强度满足条件，则只需校核内齿轮b的齿根弯曲强度。已知z2=105，δFlim=240N/mm2.同上计算获得的值和外啮合不一致的系数如下：KV=1.06，KFβ=1.2，KFα2=1.1，KFP=1，YFa2=2.08，在公式中代入该值计算：σ==110.79（N/mmσσ=得出σFp（3）e-c齿轮副按照以上方式计算得出和内齿轮b对应的系数如下：依据KFpYε=0.65，在公式中代入该值计算：σ=因σσ按照计算的值得出σFp1.6齿轮轴的弯扭合成校核（1）受力分析下图3-2为绘制轴受力图，两个轴承连接位置是受力最大的点，以轴承端当作危险截面后校核。图3-2轴的受力简图1）计算轴承支反力图3-3受力分析依据上文设计的齿轮轴即可获得l1RR式中负号代表力的方向相反。垂直面支反力：RR以下分别为轴承1与2对应的总支反力：R1R22）计算弯矩水平面方向左轴承剖面：M右轴承剖面：M垂直面方向MM合成弯矩，右轴承剖面：Ma