《行星齿轮传动设计计算案例综述》4700字

行星齿轮传动设计计算案例综述目录TOC\o"1-2"\h\u5918行星齿轮传动设计计算案例综述 1301861．动力 1263471．1．驱动装置的选用 1102841．2．转速计算和传动比值计算 1128792．传动方式的选用 2189773．传动比值的确定 216428一、二级传动比值: 21．动力1．1．驱动装置的选用 在动力装置方面，采用Y90L-6电机作为牵引驱动动力装置，电机规格如下：表2-1Y90L-6电机规格参数表名称功率/kw电压负载阻抗比正常转矩（Nm）最大转矩（Nm）最大转速Y90L-6电机1.0380N/A2.32.5900r/min图2-1Y90L-6电机比例及其二维图安装尺寸及外形尺寸见下表：表2-2Y90L-6电机安装尺寸表名称机座底脚孔中心径向距机座底脚孔中心轴向距转轴轴伸直径Y90L-6145340251．2．转速计算和传动比值计算代入数值于公式中，总体传动比值为：I=900/20=45，最大转速为：n=20r/min。2．传动方式的选用 当计算出总的传动比值为45,转速最大为20r/min则可以推导得负载传动比的值为368.732nm,在整体的传动比和负载传动比都较低的情况下可以使用只需两级齿轮的齿轮箱。3．传动比值的确定如果一个齿轮传动系统中传动分为了多个级别，则根据机械原理，对于传动系统中强度不同的各级别齿轮传动、传动尺寸不等的齿轮传动比进行分配时,高速行星级齿轮传动百分比原则可以直接取大些,低速级齿轮传动百分比原则可以取一个相对较小的数值。 一、二级传动比值:i1=7.6i2=6.0 3．1．行星齿轮——一级传动齿轮齿轮相关参数计算行星齿轮额定输入转速为960r/min时取nw=3，，取。实际工作中的传动比值，此时的传动齿轮中心线距离、齿轮模数要根据实际的接触情况计算：工作时额定转矩Nm假定受载不匀系数；二者的传动结构里，太阳外齿轮的整体转矩为：Nm可以看到，负载情况一般系数而齿轮的模数比值为：是此传动中最合适的太阳轮材料，而行星轮最佳材料应为，齿轮表面刚度值为，可以得到，内齿轮的最佳材料为，，硬度为。齿轮轴向长度相对值求得齿轮圆心距离毫米推算可得毫米设齿轮模数m为2 求得齿轮无变位时圆心距离毫米考虑到一个太阳轮的运动齿数通常低于17,为了尽量避免此时可能出现齿根渐开线被切除,应当把轴心距长度增幅大两毫米，即49毫米,再重新进行计算它的径向变位运动系数。行星传动齿轮变位数据确定两级行星传动结构中的齿轮数据使用角变位的传动方式；使用高变位的传动方式。根据齿轮设计手册的上页和卷表2.2-9所示的图来精确计算具体间距 如下两个图表：表3-1第一级行星传动齿轮计算结果汇总符号专业名称取值标准最终数值三齿轮的分度圆基准直径，模数由基准得分度圆压力角由基准得分度圆柱螺旋角齿顶高系数由基准得齿顶高变动系数a-c：b-c：主轴齿轮啮合角a-c：c-b：中心啮合角20度齿顶圆直径齿根高轮轴径向的间隙系数由基准得齿轮顶部高度两级中心变位系数两级行星变位系数c-b传动使用高变位，故=0c-b：=0齿轮底部圆直径变位系数的分配由及关系，=0，求得由齿轮模数比，再依照分配公式可以得=0.566，=1.141-0.566=0.575，未变位时齿轮的中心距离实际传动中心距选用二者之间高的3）工作时齿轮表面相关强度数据的校核计算a-c传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。表示齿面在轴架外做周期旋转运动时的加速度。EQm/s两齿轮啮合时强度关系：公式中各符号的意义：：指材料抗形变值，对照表[1]可取=179.6：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取=0.849：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取=2.44；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取=1.074：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取=1.348；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将所有数值代入公式可求出齿轮的安全接触应力为（3-2）：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将所有数值代入公式可求出MPa安全接触强度的条件为<，符合要求由以上数据可以求得安全系数为（3-3）a-c传动齿轮组弯曲数据齿轮根部抗弯公式（3-4）：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取=0.87：多级齿轮比值，对照表[1]取=3.90：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取=1.027：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取=1.215：齿根抗弯应力最终值将所有数值代入公式可求出MPa 安全范围内可承受应力（3-5） ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可求出MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数（3-6）c-b传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。（3-1）公式中各符合得意义为：：指材料抗形变值，对照表[1]可取=179.6：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取=0.849：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取=2.44；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取=1.074：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取=1.348；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将所有数值代入公式可求出许用接触应力（3-2）：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将所有数值代入公式可求出MPa可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数（3-3）c-b传动齿轮组应力数据齿轮根部抗弯公式（3-4）：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将所有数值代入公式可求出MPa 齿轮的安全弯曲应力为（3-5） ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可以求得MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式可以推导出安全系数（3-6）3．2．行星齿轮——二级传动齿轮1）齿轮相关参数计算行星齿轮数目由[1]表17．2—1得，额定输入转速为119.64r/min时取nw=3，，取。实际工作中的传动比值，此时的传动齿轮中心线距离、齿轮模数要根据实际的接触情况计算：工作时额定转矩Nm假定受载不匀系数；二者的传动结构里，太阳外齿轮的整体转矩为；Nm在[1]表格的可以看到，负载情况一般系数得而齿轮的模数比值为是此传动中最合适的太阳轮材料，而行星轮最佳材料应为，齿轮表面刚度值为，由表[1]中可以得到，内齿轮的最佳材料为，，硬度为。齿轮轴向长度相对值求得齿轮圆心距离mm推算可得mm设齿轮模数m为2 求得齿轮无变位时圆心距离mm为了尽量避免此时可能出现齿根渐开线被切除,应当把轴心距长度增幅大为58毫米,再重新进行计算它的径向变位运动系数，计算参数请参阅下表：表3-2第二级行星传动齿轮计算结果汇总符号专业名称取值标准最终数值三齿轮的分度圆基准直径，模数取标准值2mm分度圆压力角取标准值分度圆柱螺旋角齿顶高系数取标准值齿顶高变动系数a-c：b-c：主轴齿轮啮合角c-b传动中心距无改动，故啮合角为20度a-c：c-b：传动啮合角为20度齿顶圆直径齿根高轮轴径向的间隙系数取标准值齿轮顶部高度两级中心变位系数两级行星变位系数c-b传动使用高变位，所以=0c-b：=0齿轮底部圆直径变位系数的分配由传动的基本规范，按[4]齿轮手册图2.2-9分配得及。依关系=0，得到根据齿数比，按[4]齿轮手册图2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.558未变位时齿轮的中心距离3）工作时齿轮表面相关强度数据的校核计算①a-c传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。表示齿面在轴架外做周期旋转运动时的加速度EQm/s两齿轮啮合时强度关系：公式中各符号的意义：：指材料抗形变值，对照表[1]可取：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取；指安全过载率，对照表[1]可得：内部附加载荷系数，对照表[1]可取：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将这些数据全部代入齿面接触应力的计算公式可推出MPa齿轮的安全接触应力：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将各数值代入式（3-2）中，得MPa安全接触强度的条件为<，符合要求由以上数据可以求得安全系数为a-c传动齿轮组弯曲数据齿轮根部抗弯公式：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将所有数值代入公式可求出MPa 安全范围内可承受应力 ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可求出MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数c-b传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。公式中各符合得意义为：：指材料抗形变值，对照表[1]可取：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将这些数据全部代入齿面接触应力的计算公式得MPa许用接触应力：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将各数值代入式（3-2）中，得MPa可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数c-b传动齿轮组应力数据齿轮根部抗弯公式：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将各数值代入（3-4）中，得MPa 齿轮的安全弯曲应力为