行星减速器设计

(一)原始数据 2(二)系统组成框图 2第三章方案拟定 4第四章传动系统的方案设计 5方案的分析与拟定 5 第五章行星齿轮传动设计 6 8(四)行星齿轮传动强度计算及校核 10 (五)行星齿轮传动的受力分析 13(六)行星齿轮传动的均载机构及浮动量 15(七)轮间载荷分布均匀的措施 15 (三)按齿根弯曲疲劳强度计算 18(四)主要尺寸计算 18(五)验算齿轮的圆周速度v 18器齿轮输入输出轴的设计 19(一)减速器输入轴的设计 19 (二)行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 21 第一章概述一个周转轮系是由若干个行星轮(即兼绕自身轴线作自转和随构件H一起绕固定轴线作公转，就像行星运动一样的齿轮)、一个或两个太阳轮(即与行星轮相啮合并绕着定轴线回转的齿轮)和一个(只有一个)行星架(转臂或系杆，即装架行星轮且绕固定轴线回转的构件)H组成的。。1)按自由度数目分有差动轮系(F＝2)和行星轮系(F＝1)如图1.1所示。2)按基本构件分类定轴轮系的传动比＝所有从动轮齿数的连乘积/所有主动轮齿数的连乘积向关系可用标注箭头的方法来确定。但必须指出：如果轮系中首、末两轮的轴线不平行，便不能用“+、－”号来表示它们的转向关系，而只能在图上用箭头来表示。过轮或中介轮仅起着中间过渡和改变从动轮转向的作用。精度(单用来降低转速，提升扭矩，匹配惯量。减速机额定输入转速最高可达到级行星减速机输出扭矩一般不超过2000Nm，特制超大扭矩行星减速机可做到级数:行星齿轮的套数。由于一套星星齿轮无法满足较大的传动比，有时需额定扭矩+-2%扭矩时，减速机输入端有一个微小的角位移，此角位移就是回程相媲美，却有着工业级产品的价格，被应用于广泛的工业场合。理:传动比一般为2.5~5，转向相同。5)行星架固定，太阳轮主动，齿圈被动。传动比一般为1.5~4，转向相1.3行星减速器的安装要求保证精密传动的前提下，主要被用来降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转动惯量比。在过去几年里，有的用户在使用减速机时，由于违规安装等人为因素，帮助广大用户用好减速机，向你详细地介绍如何正确安装行星减速机。尺寸及配合公差。孔与防尘孔对齐，插入内六角旋紧。之后，取走电机轴键。行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消第二章要求分析(一)设计相关要求(二)系统组成框图(电机输入转速)输入轴中心轮行星轮输出轴第三章方案拟定与拟定1)对传动方案的要求2)拟定传动方案(五)行星齿轮传动的受力分析nwH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F，且用一条r垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力F。r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，(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(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wgaAw分配不均匀系数k进行补偿)因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此p为T=T/n=9549P/nn=9549×370/7×750=4.46N*m1aw1wT=T*n=31.2N*ma1wa1输出输出输入(a)传动简图(b)构件的受力分析ga1aawaaggaawaF=F=-2000T/nd'=-280NbgagawaF=-2F=-4000T/nd'=-540NHgagawaF=-2F=-4000T/nd'=-540NgHHgawaT=nFr=-4000T/d'*r=-4000×4.48/32×57=-9.82N*mHwgHxaaxgbbgawabwgbbabaabx根据《参考文献二》式(6—37)得-T/T=1/ib=1/1-iH=1/1+PaHaHabT=-T*(1+P)=-9.82N*mHa-T/T=1/ib=1/1-iH=p/1+PbHaHabT=-p/1+p*T=27.44N*mbH(六)行星齿轮传动的均载机构及浮动量是由于在其结构上采用了多个(n2)行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿w(七)轮间载荷分布均匀的措施P(2)均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上(4)均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星第六章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计(一)轮材料及精度等级钢调质，硬度为400~450HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度R3.2~a(二)按齿面接触疲劳强度设计d11)转矩T1T=T=T/n=9549P/nn=9549×0.37/7×750=4.48N*m11aw1w2)载荷系数K3)齿数z和齿宽系数dz12轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由《参考文献四》表10—d4)许用接触应力[]H由《参考文献四》图10—24查得=560Mpa，=530MpaHlim1Hlim2H210—27可得Z=Z=1.05。TNT[]=Z/S=1.05×560/1=588MpaH1NT1Hlim1H[]=Z/S=1.05×530/1=556.5MpaH2NT2Hlim2H(三)按齿根弯曲疲劳强度计算Fa1a21)齿形系数YFF1F22)应力修正系数YS3)许用弯曲应力[]F由《参考文献四》图10—25查得=210Mpa，=190MpaFlim1Flim2FNT1NT2[]=Y/S=210/1.3=162MpaF1NT1Flim1F[]=Y/S=190/1.3=146MpaF2NT2Flim2F1FSd1FF111FS322211F1FFFSFS1F2(四)主要尺寸计算12b=b=d=0.5×57mm=28.5mm2d1(五)验算齿轮的圆周速度va见图t11径向力：F=Ftana'=846.4×tan200=308.1Nrt法向力：F=F/cosa'=846.4/cos200=90.72Nntb、作水平面内弯矩图(7-4a).支点反力为：F=F/2=42.32NHtM=423.2×33.05/2=699.338NmmH2c、作垂直面内的弯矩图(7-4b)，支点反力为：F=F/2=15.405NvrM=154.05×33.05/2=254.57NmmdcMMM441.72+52572=1536.87NmmH1VHYPERLINK\l"_bookmark3