行星齿轮减速器设计

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1、设计背景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p=0.75KW，输入转速3000rpm,传动比为32,每天要求工作16小时，要求寿命为10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。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ip1=8,ip2=4进行传动。传动简

2、图如图1所示：图13.2配齿计算根据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，故选取第一级中心齿轮数为18和行星齿轮数为np=2。根据内齿轮Zb1=(8-1)18=126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＝＋＝8其传动比误差＝＝0℅根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为Zc1=(Zb1-Za1)/2=54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：＝C＝54第二级传动比为8，选择中心齿轮数为18和行星齿轮

3、数目为3，根据内齿轮zb1＝,＝18(4-1)＝54再考虑到其安装条件，选择的齿数仍然为54。根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为＝﹙-﹚／2＝18实际传动比为＝＋＝4其传动比误差＝＝0﹪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=1400,=340,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

4、等力学性能。调质硬度为217-259HRC，根据图三可知，取=780,=420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按弯曲强度的初算公式，为现已知＝18,=340。中心齿轮a1的名义转矩为T1=9550*0.75/3000=2.3875Nmm取算式系数，按机械设计（东北大学2008版）表5-3取使用系数;按表6-4取综合系数=1.8;取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；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数m为8.55取齿轮模数为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为现已知＝

5、23，=410。中心齿轮a2的名义转矩=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；由表查得齿形系数；由表查的齿宽系数；则所得的模数为12.4mm取齿轮模数为3.4啮合参数计算3．4．1高速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a1为0.5(54-18)*0.6=270.5(18+18)*0.6=273．4．2低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距a2为0.5(18+18)*1.5=270.5(54-18)*1.5=27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

6、变位的同心条件.3.5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，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：3.5.1高速级项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径10.832.432.475.6基圆直径10.130.430.471.0齿顶圆直径外啮合da1=d1+2mha*da2=d2+2mha*12.033.6内啮合da2=d2+2mha*da3=d3-2mha*33.674.4齿根圆直径外啮合Df1=d1-2m(ha*+c)df2=d2-2m(ha*+c)9.330.9内啮合Df2=d2-2m(ha*+c)df3=d3+2m(ha*+c)30.977

7、.13.5.2低速级：项目计算公式齿轮副齿轮副分度圆直径27.027.027.081.0基圆直径25.425.425.476.1齿顶圆直径外啮合da1=d1+2mha*da2=d2+2mha*30.030.0内啮合da2=d2+2mha*da3=d3-2mha*30.078.0齿根圆直径外啮合Df1=d1-2m(ha*+c)df2=d2-2m(ha*+c)23.2523.25内啮合Df2=d2-2m(ha*+c)df3=d3+2m(ha*+c)23.2584.753.6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