行星齿轮减速器de设计讲解

/view/5768e220bcd126fff7050bec.html 1 引言

行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]

。

2 设计背景

试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为

1

740KW p

=，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动

比偏差0.1P i ∆=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。

3 设计计算

3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图

根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：

图1

3.2 配齿计算

根据2X-A 型行星齿轮传动比

p

i

的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内

齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11

1

1

b a p i

z z

=-

()17.1117103.7103b z =-=≈

对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为

i ＝1＋

1

1

za zb ＝7．0588 其传动比误差i ∆＝ip i ip -＝7.17.0588

7.1

-＝5℅

根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为

()1

11243c b a z

z z =-=

所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：

11

2

za zb +＝ C ＝40 ()整数

第二级传动比

2p i

为

5，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1

＝

()111ip za -,1zb ＝()5123-＝92再考虑到其安装条件，选择1zb 的齿数为91

根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为

1zc ＝﹙1zb －1za ﹚／2＝34

实际传动比为 i ＝1＋

1

1

za zb ＝4.957 其传动比误差 i ∆＝ip i

ip

-＝8﹪

3.3 初步计算齿轮的主要参数

齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮A1和中心齿轮A2，以及行星齿轮C1和C2均采用20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为58-62HRC ，根据图二可知，取

lim H σ=14002N mm ,lim F σ=3402

N mm ,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速

级的内齿轮均采用42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为

217-259HRC ，根据图三可知，取

lim H σ=7802N mm ,lim F σ=4202

N mm 轮B1和B2的加工精度为7级。

3.3.1 计算高速级齿轮的模数m

按弯曲强度的初算公式，为m =

现已知1a Z ＝17,lim F σ=3402

N

mm

。中心齿轮a1的名义转矩为

1

1

740

19549

9549

2355.431000

P

P T Nmm X n n

=== 取算式系数12.1m K =，按表6-6取使用

系数 1.6A K =; 按表6-4取综合系数f k ∑=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 1.2hp k =，由公式可得()

()1 1.6

11 1.61.21 1.32fp hp

k k

=+-=+-=；由表

查得齿形系数1 2.67fa Y =；由表查的齿宽系数0.8d

φ=；则所得的模数m 为

m ==8.55()mm

取齿轮模数为9m mm = 3.3.2 计算低速级的齿轮模数m

按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数m 为

m =

现已知2za ＝23，lim F σ=4102

N

mm

。中心齿轮a2的名义转

矩 2a T =-()111x a T P T =+7.05882355.416626.29=⨯=n mm ∙ 取算式系数12.1m k =，按表6-6取使用系数 1.6a k =; 按表6-4取综合系数f k ∑=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数

1.2hp

k

=，由公式可得

()

()1 1.6

11 1.61.21 1.32fp

hp

k

k

=+-=+-=；由表查得齿形系数1 2.42fa Y =；由表查的

齿宽系数0.6d

φ=；则所得的模数m 为

m ==12.4mm

取齿轮模数为212m mm =

3.4 啮合参数计算

3．4．1高速级

在两个啮合齿轮副中11a c -，11b c -中，其标准中心距a1为 ()()111111

12174327022a c a c m a z z =

+=⨯+= ()()11111191034327022b c b c m a z z =-=⨯-=

3．4．2低速级

在两个啮合齿轮副中22a c -，22b c -中，其标准中心距a2为

()()22221112913434222b c b c m a z z =-=⨯-= ()()22221112913434222b c b c m a z z =-=⨯-=

由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量[2]

；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。