行星齿轮设计模板

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：pi=5.2输入转速:n=2600r/min输入功率：P=150w行星轮个数：wn=3内齿圈齿数bz=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：123i1—固定件、2—主动件、3—从动件1、齿轮b固定时（图1—1），2K—H（NGW）型传动的传动比baHi为baHi=1-Habi=1+bz/az可得Habi=1-baHi=1-pi=1-5.2=-4.2az=bz/baHi-1=63*5/21=15输出转速：Hn=an/pi=n/pi=2600/5.2=500r/min2、行星齿轮传动的效率计算：η=1-|an-Hn/(Habi-1)*Hn|*HH=*HHHabBHa为a—g啮合的损失系数，Hb为b—g啮合的损失系数，HB为轴承的损失系数，H为总的损失系数，一般取H=0.025按an=2600r/min、Hn=500r/min、Habi=-21/5可得η=1-|an-Hn/(Habi-1)*Hn|*H=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%(二)行星齿轮传动的配齿计算1、传动比的要求——传动比条件即baHi=1+bz/az可得1+bz/az=63/5=21/5=4.2=baHi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gz与两个中心轮az、bz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b—g的中心距，即w(a)ag=()wbga称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有m/2(az+gz)=m/2(bz-gz)得gz=bz-az/2=63-15/2=243、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件想邻两个行星轮所夹的中心角H=2π/wn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=*2π/az式中2π/az为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。pi=n/Hn=1/H=1+bz/az将1和H代入上式，有2π*/az/2π/wn=1+bz/az经整理后=az+bz=（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所示可得l=2wa*sin(180/)own＞()agdl=2*2/m*(az+gz)*sin60o=393/2m()agd=d+2ah=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=23111lim/mAFFPFadFKTKKKYz式中mK—算数系数，对于直齿轮传动mK=12.1；1T—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m；1T=aT/wn=95491P/wnn=9549×0.15/3×1600=0.2984N*mAK—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得AK=1；FK—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得FK=2；FPK—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6—5得FPK=1.85；1FaY—小齿轮齿形系数，图6—22可得1FaY=3.15；，1z—齿轮副中小齿轮齿数，1z=az=15；limF—试验齿轮弯曲疲劳极限，2*Nmm按由《参考文献二》图6—26～6—30选取limF=1202*Nmm所以m=23111lim/mAFFPFadFKTKKKYz=12.1×320.2984121.853.15/0.815120=0.658取m=0.91）分度圆直径d()ad=m*az=0.9×15=13.5mm()gd=m*()gz=0.9×24=21.6mm()bd=m*()bz=0.9×63=56.7mm2)齿顶圆直径ad齿顶高ah：外啮合1ah=*ah*m=m=0.9内啮合2ah=（*ah-△*h）*m=(1-7.55/2z)*m=0.792()aad=()ad+2ah=13.5+1.8=15.3mm()agd=()gd+2ah=21.6+1.8=23.4mm()abd=()bd-2ah=56.7-1.584=55.116mm3)齿根圆直径fd齿根高fh=（*ah+*c）*m=1.25m=1.125()fad=()ad-2fh=13.5-2.25=11.25mm()fgd=()gd-2fh=21.6-2.25=19.35mm()fbd=()bd+2fh=56.7+2.25=58.95mm4）齿宽b《参考三》表8—19选取d=1()ab=d*()ad=1×13.5=13.5mm()ab=d*+5=13.5+5=18.5mm()bb=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、a—g为外啮合齿轮副aga=m/2(az+gz)=0.9/2×(15+24)=17.55mm2、b—g为内啮合齿轮副bga=m/2(az+bz)=0.9/2×(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ad15.323.454.9齿根圆直径fd11.2519.3558.95齿宽高b18.518.58.5中心距aaga=17.55mmbga=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162～217HBS，选8级精度，要求齿面粗糙度aR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、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aR3.2。（2）转矩1T1T=aT/wn=95491P/wnn=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由《参考文献三》式8—24得出F如F【F】则校核合格。（4）齿形系数FY由《参考文献三》表8—12得FaY=3.15，FgY=2.7，FbY=2.29；（5）应力修正系数sY由《参考文献三》表8—13得saY=1.49，sgY=1.58，sbY=1.74；（6）许用弯曲应力F由《参考文献三》图8—24得lim1F=180MPa，lim2F=160MPa；由表8—9得Fs=1.3由图8—25得1NY=2NY=1；由《参考文献三》式8—14可得1F=1NY*lim1F/Fs=180/1.3=138MPa2F=2NY*lim2F/Fs=160/1.3=123.077MPa1F=2K1T/b2maz*FaYsaY=(2×1.1×298.4/13.5×20.9×15)×3.15×1.49=18.78Mpa1F=138MPa2F=1F*FgYsgY/FaYsaY=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.622F=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H1H=0H12AVHHaHPKKKKK2H=0H22AVHHaHPKKKKK0H=1/1/HEtZZZZFdbuu（2）、许用接触应力为Hp许用接触应力可按下式计算，即Hp=limlim/HHS*NTLVRwxZZZZZZ（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HS值应分别大于其对应的最小安全系数limHS，即HSlimHS查《参考文献二》表6—11可得limHS=1.3所以HS1.33、有关系数和接触疲劳极限（1）使用系数AK查《参考文献二》表6—7选取AK=1（2）动载荷系数VK查《参考文献二》图6—6可得VK=1.02（3）齿向载荷分布系数HK对于接触情况良好的齿轮副可取HK=1（4）齿间载荷分配系数HaK、FaK由《参考文献二》表6—9查得1HaK=1FaK=1.12HaK=2FaK=1.2（5）行星轮间载荷分配不均匀系数HpK由《参考文献二》式7—13得HpK=1+0.5（'HpK-1）由《参考文献二》图7—19得'HpK=1.5所以1HpK=1+0.5（'HpK-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25仿上2HpK=1.75（6）节点区域系数HZ由《参考文献二》图6—9查得HZ=2.06（7）弹性系数EZ由《参考文献二》表6—10查得EZ=1.605（8）重合度系数Z由《参考文献二》图6—10查得Z=0.82（9）螺旋角系数ZZ=cos=1（10）试验齿的接触疲劳极限limH由《参考文献二》图6—11～图6—15查得limH=520Mpa（11）最小安全系数limHS、limHF由《参考文献二》表6-11可得limHS=1.5、limHF=2（12）接触强度计算的寿命系数NTZ由《参考文献二》图6—11查得NTZ=1.38（13）润滑油膜影响系数LZ、VZ、RZ由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得LZ=0.9、VZ=0.952、RZ=0.82（14）齿面工作硬化系数wZ由《参考文献二》图6—20查得wZ=1.2（15）接触强度计算的尺寸系数xZ由《参考文献二》图6—21查得xZ=1所以0H=1/1/HEtZZZZFdbuu=2.06×1.605×0.82×1×132.6252.613.513.51.6=2.951H=0H12AVHHaHPKKKKK=2.95×11.0211.11.25=3.52H=0H22AVHHaHPKKKKK=2.95×11.0211.21.75=4.32Hp=limlim/HHS*NTLVRwxZZZZZZ=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=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wn1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H—K型行星传动中，各基本构件（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rF，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力rF。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1—3所示。由于在输入件中心轮a上受有wn个行星轮g同时施加的作用力gaF和输入转矩AT的作用。当行星轮数目wn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pk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1T=aT/wn=95491P/wnn=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m可得aT=1T*wn=0.8952N*m式中aT—中心