二级行星齿轮减速器设计.docx
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二级行星齿轮减速器设计
优秀设计
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
[1]
奋进,使我国的行星传动技术有了迅速的发展。
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
p1
740KW
,输入转速
n1
1000rpm,
传动比为
i
p
35.5,允许传动
比偏差
iP
0.1,
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ip17.1,ip25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ip的值和按其配齿计算公式,可得第一级传动的内齿轮b1,行星齿轮c1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a1数为17和行星齿轮数为np3。
根据内齿轮zb1ip11za1
zb1
7.1
117
103.7
103
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+za1
=7.0588
zb1
其传动比误差
ip
i
7.1
7.0588=5℅
i=
=
ip
7.1
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为
zc1zb1za1243
所求得的ZC1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:
za1zb1
2
=C=40整数
第二级传动比ip2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
=ip11za1,zb1=5123=92再考虑到其安装条件,选择zb1的齿数为91
根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为
zc1
=﹙zb1-
za1﹚/2=34
实际传动比为
i
=1+za1
=4.957
zb1
ip
i
其传动比误差
i=
=8﹪
ip
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Hlim=1400Nmm2,Flim=340Nmm2,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
Hlim=780Nmm2,Flim=420Nmm2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
T1KAKFPKFYFa1
按弯曲强度的初算公式,为m3
2
Flim
dz
1
现已知
Za1
=17,
Flim=340N
2。
中心齿轮
a1的名义转矩为
mm
T19549
P1
9549
740
2355.4Nmm
取算式系数Km
12.1
,按表6-6
取使用
nPn1
3X1000
系数KA
1.6;
按表6-4取综合系数kf
=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分
布不均匀系数khp
1.2,由公式可得kfp
1
1.6
khp111.61.2
11.32
;由表
查得齿形系数Yfa1
2.67;由表查的齿宽系数
d
0.8;则所得的模数
m为
m12.132355.41.61.81.322.678.55mm0.81717390
取齿轮模数为m9mm
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
T1KAKFPKFYFa1
现已知za2=23,Flim=410N
2。
中心齿轮a2的名义转
m3
2
dz1
Flim
mm
矩
Ta2
=
Tx1
P1Ta17.05882355.4
16626.29n?
mm
取算式系数km12.1,按表6-6
取使用系数ka1.6;按表6-4取综合系数kf=1.8;
取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数
khp
1.2,由公式可得
kfp
11.6
khp
1
11.61.2
1
1.32;由表查得齿形系数
Yfa1
2.42;由表查的
齿宽系数
0.6;则所得的模数
m为
d
m
12.13
16626.29
1.6
1.8
1.32
2.42
12.4mm
0.6
23
23
420
取齿轮模数为m212mm
3.4啮合参数计算
3.4.1高速级
在两个啮合齿轮副中a1
c1,b1
c1中,其标准中心距
a1为
aa1c1
1
mza1
zc1
1
1217
43
270
2
2
ab1c1
1
mzb1
zc1
1
9103
43
270
2
2
3.4.2低速级
在两个啮合齿轮副中a2
c2,b2
c2中,其标准中心距
a2为
ab2c2
1
mzb2
zc2
1
1291
34
342
2
2
ab2c2
1
mzb2
zc2
1
1291
34
342
2
2
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。
由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位
x1
0,大齿轮采用负变位x20。
内
齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等,即
x2
x1,zxA型的传动中,当传动比
b
i4时,中心齿轮采用正变位,行星齿轮和内齿轮采用负变位,其变位系数关系为
ax
xcxbxa0。
3.4.3高速级变位系数
确定外齿轮副的变位系数,因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变,在
啮合角仍为a270,z
z1
z2
60
根据表选择变位系数
xa0.314
xb
0.314
xc
0.314
3.4.4低速级变位系数
因其啮合角仍为a342
z
z1
z2
57根据表选择变位系数
xa20.115
xb2
0.115
xc2
0.115
3.5几何尺寸的计算
对于双级的2xA型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算,各齿轮副的几何
尺寸的计算结果如下表:
3.5.1高速级
项目
计算公式
a1
c1齿轮副
b1
c1齿轮副
分度圆直径
d1
m1z1
d1
153
d1
387
d2
m1z2
d2
387
d2
927
基圆直径
db1
d1cosa
db1
143.77
db1
363.661
db2
d2cosa
db2
363.66
db2
871.095
外
啮
合
顶圆
直径da1内
啮
合
d
d
d
d
d
a1
d1
2mha
x1
da1
176.65
a2
d
2
2m
a
x
2
d
b1
399.35
h
a2
d2
2m
ha
x2
db1
399.35
a2
d
2
2m
a
x
3
d
a2
906.33
h
a2
df1
2a
2cm插齿
外
啮
齿根圆直合
径df
内
啮
合
d
d
d
d
f1
d
1
2
a
1m
d
cx
h
f2
d1
2ha
cx2md
f1
d1
2ha
cx2m
f2
da0
2a02
插齿
f1
f2
136.15
358.85
df1
df2
358.85
943.68
3.5.2
低速级:
项目
计算公式
a1
c1齿轮副
b1
c1齿轮副
d1
m1z1
d1
276
d1
387
分度圆直径
d2
m1z2
d2
408
d2
927
基圆直径
d
b1
d
1cosa
db1
143.77
db1
363.661
db2
d2cosa
db2
363.66
db2
871.095
外啮
da1d1
2m
x1
da1
302.75
合
a
h
齿顶圆
da2
d2
2mha
x2
da2
429.25
直径
da1
内啮
da2
d2
2mha
x2
da2
429.25
合
d
d
2m
a
x
d
1069.31
a2
2
3
a2
h
da2df12a2cm插齿
外
啮
合
齿根圆直径
df内
啮
合
d
d
d
d
f1
d1
2ha
cx1md
f2
d1
2ha
cx2md
f1
d1
2ha
cx2m
f2
da0
2a02
插齿
f1
f2
248.75
375.25
df1
375.25
df2
1119.21
3.5.3关于用插齿刀加工内齿轮,其齿根圆直径的计算
已知模数m9mm,盘形直齿插齿刀的齿数为18,变位系数为
x00.1中等磨损程度,试求被插齿的内齿轮b1,b2的齿圆直径。
齿根圆直径df2按下式计算,即df2da02a02插齿
d
a
——插齿刀的齿顶圆直径
a0
——插齿刀与被加工内齿轮的中心距
02
dao
mz0
2m
ao
x09
1829
1.25186.3mm
h
高速级:
df2
da0
2a02
186.32378.69943.68mm
低速级:
选择模数m12mm,盘形直齿插齿刀的齿数为17
dao
mz0
2mhao
x0
12
172
121.250.1236.4mm
df2
da0
2a02
236.4
2
416.455
1069.31mm﹙填入表格﹚
3.6装配条件的验算
对于所设计的双级2X-A型的行星齿轮传动应满足如下装配条件
3.6.1邻接条件按公式验算其邻接条件,即
dac2aacsin
已知高速级的dac
399.35,aac
270和
n
p
n3代入上式,则得
p
399.352
270
sin
467.64mm满足邻接条件
3
将低速级的dac
429.25,aac
342
和np
3代入,则得
429.252342sin
592.344mm满足邻接条件
3
3.6.2同心条件
按公式对于高度变位有za
2zczb已知高速级za
17,zc43
zb103
满足公式则满足同心条件。
已知低速级za
23,zc34
zb
91
也满足公式则满足同心条件。
3.6.3安装条件
按公式验算其安装条件,即得
za1zb1
C整数
za2
zb2
C整数
np1
np2
za1zb1
17103
40(高速级满足装配条件)
np1
3
za2zb2239138(低速级满足装配条件)
np23
3.7传动效率的计算
b1b2
双级2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的,故传动效率为
a1x2a1x1a2x2
由表可得:
b
p1
x1
b2
p2
x2
a1x1
1
,
a2x2
1
p1
1
p2
1
x1
3.7.1高速级啮合损失系数的确定
x1x1x1
在转化机构中,其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和。
其中
mn
x1x1x1
即
mn
x1x1x1
mma1mb1
x1
——转化机构中中心轮b1与行星齿轮c1之间的啮合损失
mb1
x1
——转化机构中中心轮a1与行星齿轮c1之间的啮合损失
ma1
x1
可按公式计算即
mb1
x1
f
1
1
mb1
2
mz1
z2
高速级的外啮合中重合度
=1.584,则得
x1
2.486fm
1
1
ma1
z1
z2
式中z1——齿轮副中小齿轮的齿数
z2——齿轮副中大齿轮的齿数
fm——啮合摩擦系数,取0.2
x1
2.486
0.2
1
1
=0.041
ma1
17
43
内外啮合中重合度
=1.864,则的
x1
2.926f
1
1
mb1
m
z1
z2
x1
2.926
0.2
1
1
=0.0080
mb1
43
103
即得
x1
b
1
6.1
0.049
0.95
=0.041+0.008=0.049,
a1x1
m
7.1
3.7.2
低速级啮合损失系数
x2
的确定
外啮合中重合度
=1.627
x2
2.554fm
1
1
=2.544
0.2
1
1
=0.037
ma2
z1
z2
23
34
内啮合中重合度
=1.858
x2
2.917f
1
1
2.917
0.2
1
1
=0.019
ma2
m
z1
z2
91
23
即得
x2
b2
1
4
0.056
0.955
=0.037+0.019=0.056,
a2x2
5
m
则该行星齿轮的传动效率为
b1
b2
=0.9552
0.95=0.9074,传动效率高满足
a1x2
a1x1
a2x2
短期间断工作方式的使用要求。
3.8结构设计
3.8.1输入端
根据ZX-A型的行星齿轮传动的工作特点,传递功率的大小和转速的高低情况,首
先确定中心齿轮a1的结构,因为它的直径较小,d1276所以a1采用齿轮轴的结构形式;即将中心齿轮a1与输入轴连成一体。
按公式
d0min
c3p
1123740
1120.904101.3mm按照3﹪-5﹪增大,试取
n
1000
[3]
为125mm,同时进行轴的结构设计,为了便于轴上的零件的装拆,将轴做成阶梯形。
如图2所示
图2
带有单键槽的输入轴直径确定为125mm,再过台阶d1为130mm满足密封元件的孔
径要求。
轴环用于轴承的轴向定位和固定。
设d2为150mm,宽度为10mm。
根据轴承的
选择确定d3为140mm。
对称安装轴承,试确定其他各段等。
如图3
图3
3.8.2输出端
3
p
3P1
[4]
根据d0minc
=112
ni
300mm,带有单键槽
,与转臂2相连作为输出轴。
n
取d1为300mm,选择63X32的键槽。
再到台阶d2为320mm。
输出连接轴为310mm,选择70X36的键槽。
如图4、图5所示
图4
图5
3.8.3内齿轮的设计
内齿轮b1采用紧固螺钉与箱体连接起来,从而可以将其固定。
如图7、图8所示
图6图7
3.8.4行星齿轮设计
行星齿轮采用带有内孔结构,它的齿宽应该加大
[5]
,以保证该行星齿轮c与中心
齿轮a的啮合良好,同时还应保证其与内齿轮b和行星齿轮c相啮合。
在每个行星齿
轮的内孔中,可安装四个滚动轴承来支撑着。
如图8、图9所示
图8图9
而行星齿轮的轴在安装到转臂X的侧板上之后,还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行
轴的固定。
3.8.4转臂的设计
一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平
衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺。
对于
b
2X-A型的传动比iax4时,选择双侧板整体式转臂。
因为行星齿轮的轴承一般安装在
行星齿轮的轮缘内。
转臂X作为行星齿轮传动的输出基本构件时,承受的外转矩最大。
如图10、图11所示
图10图11
转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差
fa可按公式计算,先已知
[6]
高速级的啮合中心距a=270mm,则得
fa
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