1、二齿差行星齿轮减速器设计刘庆涛 （121211403142）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。2 设计背景试为某水泥机械装置设计所需配用的行
2、星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 ，输入转速 ,传动比为 ,允许1740KWp10rpmn35.pi传动比偏差 ,每天要求工作 16小时，要求寿命为 2年；且要求该行星齿轮.Pi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 , 进行传动。传动简图如图17.pi2
3、5p1所示：图 13.2 配齿计算根据 2X-A型行星齿轮传动比 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内pi齿轮 ,行星齿轮 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1b1c中心齿轮 数为 17和行星齿轮数为 。根据内齿轮a3pn11bapiz17.10.7bz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 70588i1zab其传动比误差 5ipi.058根据同心条件可求得行星齿轮 c1的齿数为11243cbaz所求得的 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：1ZC C 40 12zab整
4、 数第二级传动比 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2pizb1 , 92 再考虑到其安装条件，选择 的齿数为1iza1b3 1zb91根据同心条件可求得行星齿轮 c1的齿数为 2341zcb1za实际传动比为 4.957i其传动比误差 8ipi3.3 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 =1400 ,limH2N=340 ,中心齿轮加工精度为六级，高
5、速级与低速级的内齿轮均采用limF2N42CrMo,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 =780 , =420 轮limH2NliF2NB1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1 13 2lim1AFPFFaTKKYmdz现已知 17, =340 。中心齿轮 a1的名义转矩为1aZlim2N取算式系数 ，174019549535.PTXn 12.m按表 6-6取使用系数 ; 按表 6-4取综合系数 =1.8;取接触强度计算1.6AKfk的行星齿轮间载荷分布不均匀系数
6、 ，由公式可得1.2hpk；由表查得1.61.6.1.32fphpk齿形系数 ；由表查的齿宽系数 ；则所得的模数 m为12.7faY0.8d8.5535.46.8132.67.090mm取齿轮模数为 m3.3.2 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为现已知 23， =410 。中心齿轮 a2的名义1132liAFPaTKYmdz2zaliF2N转矩 =2a1xaPT7.0583.416.9nm取算式系数 ，按表 6-6取使用系数 ; 按表 6-4取综合系数 =1.8;取1.mk.akfk接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 ，由公式可得12hp；由表查得
7、齿形系数 ；由表查的.6.621.3fphp12.4faY齿宽系数 ；则所得的模数 为0.dm12.4mm3162.91.832.4.00m取齿轮模数为 23.4 啮合参数计算341 高速级在两个啮合齿轮副中 ， 中，其标准中心距 a1为1ac1b11 2174302acacmz9bb342 低速级在两个啮合齿轮副中 ， 中，其标准中心距 a2为2ac2119342bcbmz22c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
8、轮副中的小齿轮采用正变位 ，大齿轮采用负变位 。内10x20x齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即 ， 型的传动中，当传动比2zxA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4baxi。0cba343 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 ， 根据表选择变位系数270a1260z.34x.314bx0.314cx344 低速级变位系数因其啮合角仍为 根据表选择变位系数2a1257z0.x0.b20.15cx3.5 几何尺寸的计算对于双级的 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2xA何尺寸的
9、计算结果如下表：3.5.1 高速级项目 计算公式 齿轮副1ac齿轮副1bc分度圆直径 1dmz253d287387d29基圆直径 1cosba2 14.b23616.b287053.5.2 低速级：项目 计算公式 齿轮副1ac齿轮副1bc分度圆直径1dmz2276d408387d29基圆直径 1cosba2 13.b2616.b28705外啮合11amadxh2217.5ad93b顶圆直径 1a内啮合a23max12afdc插 齿 139.5bd206a外啮合1fh212f max136.5fd28f齿根圆直径 f内啮合1 2fdc202fa插 齿 1358.fd2946f3.5.3 关于用插
10、齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算已知模数 ，盘形直齿插齿刀的齿数为 18，变位系数为9m，试求被插齿的内齿轮 ， 的齿圆直径。0.1x中 等 磨 损 程 度 1b2齿根圆直径 按下式计算，即2fd20fad插 齿插齿刀的齿顶圆直径0a插齿刀与被加工内齿轮的中心距200aomaoxzh9182.5186.3m高速级： 2fd6.37.94.低速级：选择模数 ，盘形直齿插齿刀的齿数为 17m00aoaoxz121.25036.填入表格22f 36.4.69m外啮合 112amadxh221302.75ad49齿顶圆直径 1a内啮合a23max12afdc插 齿 249.5a1063外啮合1 12
11、f maxh2 2fdc1248.75fd3f齿根圆直径 fd内啮合1 2f a202f 插 齿 1375.2fd9f3.6 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361 邻接条件 按公式验算其邻接条件，即已知高速级的 ，2sinacacpd 39.5acd和 代入上式，则得270ac3pn满足邻接条件9.5270sin467.3m将低速级的 ， 和 代入，则得4acdacp满足邻接条件.si592.362 同心条件 按公式对于高度变位有 已知高速级 ，acbz17az满足公式则满足同心条件。43cz10b已知低速级 ， 也满足公式则满足同心条件。2a34c
12、z91b363 安装条件 按公式验算其安装条件，即得1abpCn整 数 2abpCn整 数（高速级满足装配条件）17034abpz（低速级满足装配条件） 2918abp3.7 传动效率的计算双级 2X-A型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为 122baxax由表可得: ， 11bxaxp221baxp3.7.1 高速级啮合损失系数 的确定在转化机构中，其损失系数 等于啮合损失系数 和轴承损失系数 之和。1x 1xm1xn即 1xmn其中 11xxmamb转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失1xb 1c转化机构中中心轮 与行星齿轮 之间的啮合损失1ma 1可按公式计算即xb 1x
13、mb122mfz高速级的外啮合中重合度 =1.584,则得 1xa12.486mfz式中 齿轮副中小齿轮的齿数1z齿轮副中大齿轮的齿数2啮合摩擦系数，取 0.2mf=0.0411xma12.4860.743内外啮合中重合度 =1.864,则的1xmb12.92mfz=0.00801xmb2.960.43即得 =0.041+0.008=0.049, 1x16.049.57bax3.7.2 低速级啮合损失系数 的确定2x外啮合中重合度 =1.627= =0.0372xma12.54mfz1.540.234内啮合中重合度 =1.858=0.0192xma12.97mf1.970.239即得 =0.0
14、37+0.019=0.056, 2xm241.560.bax则该行星齿轮的传动效率为 = = ，传动效率高满122baxax0.95.0974足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， 所以 a1采用齿轮轴的结1276d构形式；即将中心齿轮 a1与输入轴连成一体。按公式 mm 按照 3-5增大，试取30minpcd3740121.9401.3为 125mm,同时进行轴的结构设计 3，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 为 130mm满足密封元件的孔1d径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设 为 150mm,宽度为 10mm。根据轴承2的选择确定 为 140mm。对称安装轴承，试确定其他各段等。如图 33d
