【《某啮合行星齿轮的传动设计计算案例》3400字】

某啮合行星齿轮的传动设计计算案例1.1选择齿轮材料，热处理工艺及制造工艺的确定《渐开线齿轮行星传动的设计与制造》：齿轮齿面σ《渐开线齿轮行星传动的设计与制造》：齿轮齿面σHlim=1450Mpa，齿轮齿根，太阳轮σ采用:内齿圈，材料为42CrMo，处理方式：调质处理，表面硬度为262-362HBS。同上得到齿轮齿面σHlim=750Mpa。验算齿轮齿根的接触疲劳极限，得到1.2确定各主要参数1.总传动比根据任务书知i=81.行星轮数目根据任务书知CS=33.载荷不均衡数目KHP低速级使用太阳轮浮动的均载机构，取KHP=1.50KHP=1+1.50（KHP-1）=1.2254.配齿计算iAXB∙ZACS=C即ZAZZ选取ZC=62,ZA=21,ZB=145,ZC=62时能达到装配条件。5.齿轮模数m与中心距a首先按照公式（5-3），计算太阳轮分度圆直径：daKHΣ—综合系数取的2；T—太阳轮单个齿形传递的扭矩；T===196.6N∙m其中：ψd—齿宽的系数目前取0.56бHlim=1450Mpa代入式：=768=66mm模数m:m=da/ZA=66/21=3.14mm取为m=4mm则a0=1/2m(ZA+ZC)=1/2×4×(21+62)=166mm则取a=170mm，注意m/a=4/170=0.0235b=ψd×da=0.56×4×21=47.04mm取b=50mm行星齿轮宽b2:b2=b=50mm太阳轮齿宽b1:b1=b2+(5~10)=58mm6.计算变位系数a-c传动啮合角αac:因cos所以α变位系数XΣ：X=（21+62）×invα=83×0.0243861−0.0149044中心距变动系数yY=a-a0/m=170-166/4=1齿顶高降低系数ΔyΔy=ΧΣ-y=1.08-1=0.08分配变位系数选择：Χα=0.5，故c-b传动因为采用高位变位，所以有Xc所以X中心距变动系数y:a=a',Χy=Δy=0,α1.3齿轮其他主要尺寸计算：d=mzd：d：d齿顶高系数：太阳轮、行星轮：h内齿轮：h顶系系数：太阳轮，行星轮：c内齿轮：c代入上组共识计算：：d：d：d：d：d：d：d：d：d太阳轮基圆直径：d行星轮基圆直径：d内齿轮基圆直径：d齿宽是b：受到机床的加工范围限制，取b=50，b/da=0.56,b/a=0.29。以上数据公式均来自《渐开线齿轮行星传动的设计与制造》1.4啮合要素计算EQ\F(2,5)1.a-c传动端面重合度ε（1）顶圆齿形曲率半径ρaρa=da22：ρa1=95.3622：ρa2=260.642（2）端面啮合的长度gaga其中“±”号正号代表外啮合，负号代表内啮合直齿轮：α则ga=[26.756+44.957-170sin23゜25′30″]=26.756-67.583+44.957=4.13mm（3）端面重合度εα=Z1εα1Z1+Z1按da1dw1找到εa1Zdw1=d×cosαda1dw1da2dw1查表得：εa1Zεα=Z1.c-b端面重合度：（1）顶圆齿形曲率半径ρaρa=da：ρa2=44.957mm：ρ（2）端面啮合长度gaga=44.957−95.623−170sin23=16.917mm（3）端面重合度εαεα根据xa1=0.58可知，根据z11+xa1和因此ε=1.58×0.86+0.42×0.96=1.762以上啮合公式及数据参照于《机械设计手册》1.5齿轮强度验算1.a-c传动（1）决定计算载荷名义上的转矩：T=196.6N•M名义上的圆周力：F（2）应力循环次数Na：Na=60n=2.0×其中na=1440r∙p∙m,n其中t=20n×365（3）确定强度计算中的各个系数1）使用系数KA在中等载荷条件的冲击下，定为KA=1.25。2）动载荷系数KA因Za=21<50和FV=得（6级精度），kv=1.05。3）齿向载荷分布系数KHβ，KFβKHβ=H（KHβO-1）KHWKHe（3-7）KFβ=h（KFβO-1）KFWKFe（3-8）式中KHβO—接触强度时（不经跑合）的齿向载荷分布系数，得KHβO=1.11（∅=0.56）；KHW—验算跑合影响系数，得到KHW=0.8（V=KFβO—验算运行初期（不经跑合）的齿向载荷分布系数，KFβO=1.15（b/m11.KFW—验算弯曲强度时的跑合影响系数可以得到，KFW=0.95（V=KHe—和均载有关的系数，KFe—和均载有关的系数，K则KK4)5）节点区域系数ZZ=2.2866）弹性系数为ZE7）Y8）Y9）重合度系数Zε，ZY10）螺旋角系数Zβ，按下式计算：由于β=0，Z=cosβ。可知，Zβ=1；Y（4）齿数的比μμ=（5）求取接触应力的基本值σσ（6）接触应力σσ（7）弯曲应力σσ（8）齿根弯曲应力σσ（9）决定计算许用接触应力σHP1）寿命的系数Z由于Na=2.3×1010,得：2）间滑的系数Z因为v40=220mmZL=1.033）速度的系数Z因为v=5.6，σHZ=1450MPa4）粗糙度的系数ZR因为表面粗糙度Ra给出了，所以可以近似算RZ=6Ra。由σHZ>1200MPa和齿面粗糙度RZ5）尺寸系数ZXZX=1（10）许用接触应力σ（11）接触计算许用应力σFP1）试验齿轮的应力修正系数YY2）寿命系数Y由Na=2.3×10103)相对齿根圆角敏感Y由Ysa=1.734)齿根表面状况系数YRrelt齿根RZ=6.3×6μm=37.8μm查得，尺寸系数Yx可以按照下图公式计算：Y（13）许用弯曲应力σσ（14）弯曲强度安全系数SS1.c—b传动（1）名义的切向力FF（2）应力的循环次数NNb=601）使用系数K2）动负荷系数K根据v=得（7级精度），K03）齿向载荷分布系数KHβ，K得出下式：KK公式里KHβ0—求得运转初期的齿向载荷分布系数（没有经过跑合），得到KKFβ0—求得弯曲强度时的齿向载荷分布系数（没有经过跑合），得到KKHW—与均载系数有关的系数，取KKFW—验证弯曲强度时的跑合影响系数查到（v=5.54m/s,HB2=280），KKFe—和均载系数有关的系数，K则：KK4）齿间的载荷分布系数KHα以及由于FtKA5）节点的区域系数ZZH6）弹性的系数ZZE7）Y8）载荷在齿顶时的应力修正系数YY9）ZY10）螺旋角系数Zβ，由β=0，Zβ=cosβ，求取：Zβ=1（4）齿数比μμ=（5）接触应力基础值σσ=286×189.8×0.864×1=285.56MPa（6）（）σ==120.43MPa（7）σ=86.078×1.25×1.05×1.066×1.0=120.43MPa（8）决定计算许用接触应力σHP1）由于寿命系数ZNa=2.0×10102）润滑系数Z因为v40=220mm3）粗糙度系数Z由于σHlim=750MPa，齿面粗糙度R4）工作硬化速度Z内齿轮齿面硬度是280HBS，根据公式Zw=1.2−5）尺寸系数ZZ（9）许用接触应力σσ=750×0.85×1.04×0.96×0.8×1.11×1=565.2MPa（10）接触强度安全系