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：p i =5.2 输入转速:n=2600r/min 输入功率：P=150w 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =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： 123i 1—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b

aH i 为 b aH i =1-H

ab i =1+b z /a z

可得 H

ab i =1-b aH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15

输出转速：

H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算：

η=1-|a n -H n /(H

ab i -1)* H n |*H

ψ

H ψ=*H H H

a b B ψψψ+

H a ψ为a —g 啮合的损失系数，H b ψ为b —g 啮合的损失系数，H

B

ψ为轴承的损失系数，H ψ 为总的损失系数，一般取H ψ=0.025

按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、H

ab i =-21/5可得

η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H

ψ=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 b

aH i =1+b z /a z

可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH i

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g z 与两个中心轮a z 、b z 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 )a g - =()w b g a -

称为同轴条件。

对于非变位或高度变位传动，有 m/2(a z +g z )=m/2(b z -g z ) 得 g z =b z -a z /2=63-15/2=24

3、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 ϕ=2π/w n

中心轮a 相应转过1ϕ角，1ϕ角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即

1ϕ=γ*2π/a z

式中2π/a z 为中心轮a 转过一个齿（周节）所对的中心角。 p i =n/H n =1ϕ/H ϕ=1+b z /a z 将1ϕ和H ϕ代入上式，有

2π*γ/a z /2π/w n =1+b z /a z 经整理后γ=a z +b z =（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=2w a *sin(180/)o

w n ＞()a g d

l=2*2/m*(a z +g z )*sin 60o

/2m

()a g d =d+2a h =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=K

式中 m K —算数系数，对于直齿轮传动m K =12.1； 1T —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ；

1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m

A K —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得A K =1； F K ∑—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得F K ∑=2；

FP K —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FP K =1.85；

1Fa Y —小齿轮齿形系数， 图6—22可得1Fa Y =3.15；，

1z —齿轮副中小齿轮齿数，1z =a z =15；

lim F σ—试验齿轮弯曲疲劳极限，2

*N mm 按由《参考文献二》图6—26～6—30选取lim F σ=1202

*N mm

所以

m=

K =12.1×

=0.658 取m=0.9 1）分度圆直径d

()a d =m*a z =0.9×15=13.5mm

()g d =m*()g z =0.9×24=21.6mm ()b d =m*()b z =0.9×63=56.7mm

2) 齿顶圆直径a d

齿顶高a h ：外啮合1a h =*

a h *m=m=0.9

内啮合2a h =（*

a h -△*

h ）*m=(1-7.55/2z )*m=0.792

()a a d =()a d +2a h =13.5+1.8=15.3mm

()a g d =()g d +2a h =21.6+1.8=23.4mm ()a b d =()b d -2a h =56.7-1.584=55.116mm

3) 齿根圆直径f d

齿根高f h =（*

a h +*

c ）*m=1.25m=1.125 ()f a

d =()a d -2f h =13.5-2.25=11.25mm

()f g d =()g d -2f h =21.6-2.25=19.35mm ()f b d =()b d +2f h =56.7+2.25=58.95mm

4）齿宽b

《参考三》表8—19选取d ϕ=1

()a b =d ϕ*()a d =1×13.5=13.5mm

()a b =d ϕ*+5=13.5+5=18.5mm ()b b =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm

5) 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

ag a =m/2(a z +g z )=0.9/2×(15+24)=17.55mm

2、b —g 为内啮合齿轮副

bg a =m/2(a z +b z )=0.9/2×(63-24)=17.55mm