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时间:2020-03-15
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1、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:=5.2输入转速:n=2600r/min输入功率:P=150w行星轮个数:=3内齿圈齿数=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: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)型传动的传动比为=1-=1+/可得=1-=1-=1-5.2=-4.2=/-1=63*5/
2、21=15输出转速:=/=n/=2600/5.2=500r/min2、行星齿轮传动的效率计算:η=1-
3、-/(-1)*
4、*=为a—g啮合的损失系数,为b—g啮合的损失系数,为轴承的损失系数,为总的损失系数,一般取=0.025按=2600r/min、=500r/min、=-21/5可得η=1-
5、-/(-1)*
6、*=1-
7、2600-500/(-4.2-1)*500
8、*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=1+/可得1+/=63/5=21/5=4.2=所以中心轮a
9、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与两个中心轮、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=称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动,有m/2(+)=m/2(-)得=-/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=2π/中心轮a相应转过角,角必须等于中心轮a转过个(整数)齿所对的中心角,即=*2π/式中2π/为中心轮a转过一个齿(周节)所对的中心角。
10、=n/=/=1+/将和代入上式,有2π*//2π/=1+/经整理后=+=(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=2*>l=2*2/m*(+)*sin=39/2m=d+2=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=式中—算数系数,对于直齿轮
11、传动=12.1;—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩,N*m;=/=9549/n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m—使用系数,由《参考文献二》表6—7查得=1;—综合系数,由《参考文献二》表6—5查得=2;—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=1.85;—小齿轮齿形系数,图6—22可得=3.15;,—齿轮副中小齿轮齿数,==15;—试验齿轮弯曲疲劳极限,按由《参考文献二》图6—26~6—30选取=120所以m==12.1×=0.658取m=0.91)分度圆
12、直径d=m*=0.9×15=13.5mm=m*=0.9×24=21.6mm=m*=0.9×63=56.7mm2)齿顶圆直径齿顶高:外啮合=*m=m=0.9内啮合=(-△)*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=55.116mm3)齿根圆直径齿根高=(+)*m=1.25m=1.125=-2=13.5-2.25=11.25mm=-2=21.6-2.25=19.35mm=+2=56.7+2.25=58.95
13、mm4)齿宽b《参考三》表8—19选取=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=m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm2、b—g为内啮合齿轮副=m/2(+)=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d13.521.65
14、6.7齿顶圆直径15.323.454.9齿根圆直径11.2519.3558.95齿宽高b18.518.58.5中心距a=17.55mm=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,
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