行星齒輪設計模板

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上第二章 原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖（一）有關原始數(shù)據(jù)課題: 一種行星輪系減速器的設計 原始數(shù)據(jù)及工作條件： 使用地點：減速離合器內(nèi)部減速裝置；傳動比：=5.2輸入轉速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個數(shù)：=3內(nèi)齒圈齒數(shù)=63第五章 行星齒輪傳動設計（一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標含義為： 1固定件、2主動件、3從動件 1、齒輪b固定時（圖11），2KH（NGW）型傳動的傳動比為 =1-=1+/可得 =1-=1-=1-5.2=-4.2 =/-1=63*5/21=15輸出轉速： =/=n/=2600/5.2=500r/min2

2、、行星齒輪傳動的效率計算： =1-|-/(-1)* |*=為ag嚙合的損失系數(shù)，為bg嚙合的損失系數(shù)，為軸承的損失系數(shù)， 為總的損失系數(shù)，一般取=0.025按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得=1-|-/(-1)* |*=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%(二) 行星齒輪傳動的配齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5=4.2 =所以中心輪a和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合同軸條件為保證行星輪與兩個中心輪、同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪ag的中心距等

3、于內(nèi)嚙合齒輪bg的中心距，即 = 稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2(-)得 =-/2=63-15/2=243、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件想鄰兩個行星輪所夾的中心角=2/中心輪a相應轉過角，角必須等于中心輪a轉過個（整數(shù)）齒所對的中心角，即 =*2/式中2/為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 =n/=/=1+/將和代入上式，有 2*/2/=1+/經(jīng)整理后=+=（15+63）/2=24滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的

4、中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖12所示可得 l=2* l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件。(三)行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初算公式為 m=式中 算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動=12.1； 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m 使用系數(shù)，由參考文獻二表67查得=1； 綜合系數(shù)，由參考文獻二表65查得=2； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻二公式65得=1.85； 小齒輪齒形系數(shù)，圖622可得=

5、3.15；， 齒輪副中小齒輪齒數(shù)，=15； 試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由參考文獻二圖626630選取=120所以 m=12.1× =0.658 取m=0.91）分度圓直徑d=m*=0.9×15=13.5mm =m*=0.9×24=21.6mm =m*=0.9×63=56.7mm2) 齒頂圓直徑齒頂高：外嚙合=*m=m=0.9內(nèi)嚙合=（-）*m=(1-7.55/)*m=0.792 =+2=13.5+1.8=15.3mm=+2=21.6+1.8=23.4mm=-2=56.7-1.584=55.116mm 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）*m=1.25m=1.1

6、25 =-2=13.5-2.25=11.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95mm 4）齒寬b參考三表819選取=1=*=1×13.5=13.5mm=*+5=13.5+5=18.5mm=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5) 中心距a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、ag為外嚙合齒輪副=m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm 2、bg為內(nèi)嚙合齒輪副 =m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內(nèi)齒圈b模

7、數(shù)m0.90.90.9齒數(shù)z152463分度圓直徑d13.521.656.7齒頂圓直徑15.323.454.9齒根圓直徑11.2519.3558.95齒寬高b18.518.58.5中心距a=17.55mm =17.55mm （四）行星齒輪傳動強度計算及校核1、行星齒輪彎曲強度計算及校核（1）選擇齒輪材料及精度等級中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162217HBS，選8級精度，要求齒面粗糙度1.6行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料）選8級精度，要求齒面粗糙度3.2。（2）轉矩 =/=9549/n=95

8、49×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm；（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式824得出 如【】則校核合格。（4）齒形系數(shù)由參考文獻三表812得=3.15，=2.7，=2.29；（5）應力修正系數(shù)由參考文獻三表813得=1.49，=1.58，=1.74；（6）許用彎曲應力由參考文獻三圖824得=180MPa，=160 MPa ； 由表89得=1.3 由圖825得=1；由參考文獻三式814可得 =*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa=2K/b*=(2×1.1×298.4/13

9、.5××15)×3.15×1.49=18.78 Mpa< =138 MPa=*/=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<=123.077 MPa 齒根彎曲疲勞強度校核合格。2、齒輪齒面強度的計算及校核（1）、齒面接觸應力=（2）、許用接觸應力為許用接觸應力可按下式計算，即 =*（3）、強度條件校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均應不大于其相應的許用接觸應力為，即 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應分別大于其對應的最小安全系數(shù)，即 >查參考文

10、獻二表611可得 =1.3所以 >1.33、有關系數(shù)和接觸疲勞極限（1）使用系數(shù)查參考文獻二表67 選取=1（2）動載荷系數(shù)查參考文獻二圖66可得=1.02（3）齒向載荷分布系數(shù)對于接觸情況良好的齒輪副可取=1（4）齒間載荷分配系數(shù)、由參考文獻二表69查得 =1.1 =1.2（5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)由參考文獻二式713 得=1+0.5（-1）由參考文獻二圖719 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)由參考文獻二圖69查得=2.06（7）彈性系數(shù)由參考文獻二表610查得=1.605（8）重合度系數(shù)由

11、參考文獻二圖610查得=0.82（9）螺旋角系數(shù) =1（10）試驗齒的接觸疲勞極限由參考文獻二圖611圖615查得 =520Mpa（11）最小安全系數(shù)、由參考文獻二表6-11可得=1.5、=2（12）接觸強度計算的壽命系數(shù)由參考文獻二圖611查得 =1.38（13）潤滑油膜影響系數(shù)、由參考文獻二圖617、圖618、圖619查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齒面工作硬化系數(shù)由參考文獻二圖620查得 =1.2（15）接觸強度計算的尺寸系數(shù)由參考文獻二圖621查得 =1所以 =2.06×1.605×0.82×1×=2.95 =2.95×=

12、3.5 =2.95×=4.32 =*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4所以 齒面接觸校核合格（五）行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1，即>1,且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以在2HK型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力。為了分析各構件所受力的切向力F，提出如下三點

13、：（1） 在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。（2） 如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。（3） 為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在2HK型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖13所示。由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪g同時施加的作用力和輸入轉矩的作用。當行星輪數(shù)目2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在

14、此首先確定輸入件中心輪a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m可得 =*=0.8952 N*m式中 中心輪所傳遞的轉矩，N*m； 輸入件所傳遞的名義功率，kw；圖5-2傳動簡圖：按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪g作用于中心輪a的切向力為 =2000/=2000/=2000×0.2984/13.5=44.2N而行星輪g上所受的三個切向力為中心輪a作用與行星輪g的切向力為 =-=-2000/=-44.2N 內(nèi)齒輪作用于行星輪g的切向力為=-2000/=-44.2N 轉臂H作

15、用于行星輪g的切向力為=-2=-4000/=-88.4N 轉臂H上所的作用力為=-2=-4000/=-88.4N 轉臂H上所的力矩為 =-4000/*=-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0 N*m 在內(nèi)齒輪b上所受的切向力為 =-=2000/=44.2N 在內(nèi)齒輪b上所受的力矩為=/2000=/=0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m 式中 中心輪a的節(jié)圓直徑， 內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑， 轉臂H的回轉半徑，根據(jù)參考文獻二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+P轉臂H的轉矩為 =-*（1+P）= -0.8952×（

16、1+4.2）=-4.655 N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P內(nèi)齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p*=-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N*m第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉速n=1600r/min，傳動比i=5.2，載荷平穩(wěn)。使用壽命10年，單班制工作。 （一）輪材料及精度等級行星輪架內(nèi)齒圈選用45鋼調質，硬度為220250HBS，齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度3.26.3。（二）按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用參考文獻四式1022求出值。確定有關參

17、數(shù)與系數(shù)。1） 轉矩 = =/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m2） 荷系數(shù)K查參考文獻四表1011 取K=1.13）齒數(shù)和齒寬系數(shù)行星輪架內(nèi)齒圈齒數(shù)取11，則齒輪軸外齒面齒數(shù)=11。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻四表1020選取=1。4）許用接觸應力 由參考文獻四圖1024查得 =560Mpa, =530 Mpa由參考文獻四表1010查得 =1 =60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1.997× =/i=1.997×由參考文獻

18、四圖1027可得=1.05。由參考文獻四式1013可得=/=1.05×560/1=588 Mpa=/=1.05×530/1=556.5 Mpa（三）按齒根彎曲疲勞強度計算由參考文獻四式1024得出，如則校核合格。確定有關系數(shù)與參數(shù)：1）齒形系數(shù)由參考文獻四表1013查得 =3.63 2）應力修正系數(shù)由參考文獻四表1014查得 =1.413）許用彎曲應力由參考文獻四圖1025查得 =210Mpa, =190 Mpa由參考文獻四表1010查得 =1.3由參考文獻四圖1026查得 =1由參考文獻四式1014可得 =/=210/1.3=162 Mpa =/=190/1.3=146

19、Mpa故 m1.26=1.26×=0.58=2K/b=×3.63×1.41=27.77MPa<=162 Mpa=/=27.77MPa<=146 Mpa齒根彎曲強度校核合格。由參考文獻四表103取標準模數(shù)m=1（四）主要尺寸計算=mz=1×11mm=11mm =1×11mm=11mm a=1/2m(+)=1/2×1×(11+11)mm=11mm（五）驗算齒輪的圓周速度v v=/60×1000=×11×1600/60×1000=0.921m/s由參考文獻四表1022,可知選用8

20、級精度是合適的。第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計（一）減速器輸入軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件 選用45號鋼,并經(jīng)調質處理,由參考文獻四表144查得強度極限=650MPa,再由表142得許用彎曲應力=60MPa2、按扭轉強度估算軸徑根據(jù)參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.364.86取直徑=8.5mm3、確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.5mm，考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=9.7mm, =10mm,=11mm, =11.5mm, =12mm, =15.42mm， =18mm。4、確

21、定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=107mm, =3.3mm, =2mm, =44.2mm, =4mm, =18.5mm, =1.5mm, =16.3mm。按設計結果畫出軸的結構草圖：(a) 水平面彎矩圖 (b)垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖圓周力：=2×298.4/13.5=44.2N 徑向力：=44.2×tan=16.1N法向力：=/cos=44.2/ cos=47.04Nb、作水平面內(nèi)彎矩圖（7-2a）。支點反力為： =/2=22.1N 彎矩為：=22.

22、1×77.95/2=861.35Nmm =22.1×29.05/2=321 Nmmc、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（7-2b），支點反力為：=/2=8.04N彎矩為：=8.04×77.95/2=313.5Nmm =8.04×29.05/2=116.78 Nmmd、作合成彎矩圖（7-2c）：=994.45 Nmm=370.6 Nmme、作轉矩圖(7-2d)：T=9549/n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 Nmmf、求當量彎矩 =1130.23 Nmm=652.566 Nmmg、校核強度 =/W=1130.23/0.1=113

23、0.23/0.1×=6.54Mpa=/W=652.566/0.1=652.566/0.1×=4.9 Mpa所以 滿足=60Mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設計1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件： 齒輪軸選用45鋼正火,由參考文獻四表144查得強度極限=600MPa,再由表142得許用彎曲應力=55MPa2、按扭轉強度估算軸徑=P=0.15×97.98%=0.147kw根據(jù)參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得 d=(118107)=5.344.83取直徑=8.9mm3、確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=8.9m考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的