行星齿轮减速机 设计

行星齿轮减速机 设计 所采用的减速机的原理图(即双输入对称2K-H)如上所示 双联齿轮2-2’经中心齿轮K1的增速至750rpm，中心齿轮K1的输入转速n1=500rpm，系杆输出转速nH=15rpm，而n电到双行星轮的转速减速比一定， 则i电1’?i12= i电3’?i32’，即i32’=0.99，所以i电1’=1500/742.5=2.02 ， i电3’=1500/500=3，i12=2/3 确定双联行星轮转速n2及另一中心齿轮K3的输入转速n3如下: i12 =n1/n2=-Z2/Z1 (1) iH13=nH1/nH3=(n1-nH)/(n3-nH)=Z2Z3/Z1Z2’ (2) 得:nH=(Z1Z2’n1-Z2Z3n3)/(Z1Z2’-Z2Z3) (3) 设定中心齿轮K1和系杆H的转向相同，即n1和nH符号相同，代入数值有: i12=500/n2=-2/3,得:n2=-750rpm 带入(3)式中得到 n3=742.5rpm? -n2 i13=n1/n3= 500/742.5=0.673 i1H=n1/nH=500/15=33.3 i3H=n3/nH=742.5/15=49.5 若设定中心齿轮K1和系杆H的转向相反，即n1和nH符号相反，代入数值有: i12=500/n2=-2/3,得:n2=-750rpm 带入(3)式中得到 n3=772.5rpm? -n2 i13=n1/n3= 500/772.5=0.664 i1H=n1/nH=500/(-15)=-33.3 i3H=n3/nH=772.5/(-15)=-51.5 由以上选取中心齿轮K1和系杆H的转向相同，即n1和nH符号相同的 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 计算可知n3’=742.5rpm，n1’=500rpm 而电机的转数n电=1500rpm 所以i电3’=1500/742.5=2.02 i电1’=1500/500=3 对于带传动的传动比，传动比大，会减小带轮的包角。当带轮的包角减小到一定程度，带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率。因此，带 7，推荐值为2-5 。所以i电3’与 i电1’的传动传动的传动比一般为i? 比合适。 1’带传动(下面带传动)的设计计算 一(确定计算功率Pca: Pca=P?KA， KA——工作情况系数 查《机械设计》课本表得，KA=1.2 Pca=1.2?45=54KW 二(选择带型: 根据计算功率Pca和小带轮转速n查课本图，选定带型为C型， dd1=200—315mm (以dd代dp) 三(确定带的基准直径dd1和dd2: ?1?. 初选小带轮的基准直径dd1，根据v带截型，参考《机械设计》课本选取基准直径dd1=224mm，外径da=224+7=231mm。 ?2?. 验算带的速度v 根据V=??n?dp 60?1000来计算带的速度 算的V=17.59m/s,对于窄V带Vmax=35—40m/s，易知V?Vmax, 且V?5m/s 。 ?3?. 计算从动轮的基准直径dd2 dd2=i带?dd2=3?224=672mm，取dd2=710mm,da2=710+7=717mm。 四(确定中心距a和带的基准长度Ld 取0.7?(dd1+dd2)? a0 ? 2?(dd1+dd2) 即 0.7?(224+710) ?a0 ? 2?(224+710)?653.8 ?a0?1868 取a0=1000 mm， (dd1?dd2)2?Ld=2a0+(dd1+dd2)+=3526.2mm 4a02, 查表选取和Ld相近的V 带的基准直径长度Ld=3550mm， 极限偏差?25。 由于V带的中心距一般是可以调整的，故可以采用下式作近似计算: a=a0+,Ld?Ld 2,=1012mm 取a=1050 mm。 amin=a — 0.015Ld=996.75 mm amax=a + 0.03Ld =850 + 75 =1156.5mm 。 五(验算主动轮上的包角?: 根据?1?180?? 得 ?1?153.380 六( 确定带的根数Z: ?1?. 查表8-8 ，取包角系数K?=0.93， ?2?. 查《机械设计 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 应用手册》表 ，取长度系数KL=0.99， ?3?. 查表8-5a，取单根V带的基本功率P0=7.42 KW ， ?4?. 查表， 取?P0=1.27 KW， Z=Pca=6.75 (P0??P0)K?KLdd2?dd1?57.5?(至少90?) a 取带的根数为7，即Z =7。 3’带传动(上面带传动)的设计计算 一(确定计算功率Pca: Pca=P?KA， KA——工作情况系数 查《机械设计》课本表得，KA=1.2 Pca=1.2?45=54KW 二(选择带型: 根据计算功率Pca和小带轮转速n查课本图，选定带型为C型， dd1=200—315mm (以dd代dp) 三(确定带的基准直径dd1和dd2: ?1?. 初选小带轮的基准直径dd1，根据v带截型，参考《机械设计》课本选取基准直径dd1=224mm，外径da=224+7=231mm。 ?2?. 验算带的速度v 根据V=??n?dp 60?1000来计算带的速度 算的V=17.59m/s,对于窄V带Vmax=35—40m/s，易知V?Vmax, 且V?5m/s 。 ?3?. 计算从动轮的基准直径dd2 dd2=i带?dd2=2.02?224=452.48mmdd2=500mm,da2=500+7=507mm 四(确定中心距a和带的基准长度Ld dd1+dd2)? a0 ? 2?(dd1+dd2) 取0.7?( 即 0.7?(224+500) ?a0 ? 2?(224+500)?506.8?a0?1448 取a0=1000 mm， L,?(dd1?dd2)2 d=2a0+2(dd1+dd2)+4a=3156.3mm 查表选取和L, d相近的V 带的基准直径长度Ld=3150mm， 极限偏差?25 。 由于V带的中心距一般是可以调整的，故可以采用下式作近似计算: 取 a=a0+Ld?Ld 2,=1003mm 取a=1050 mm。 amin=a — 0.015Ld=1002.75 mm amax=a + 0.03Ld =1050 + 94.5=1144.5mm 。 五(验算主动轮上的包角?: 根据?1?180?? 得 ?1?164.890 六( 确定带的根数Z: ?1?. 查表8-8 ，取包角系数K?=0.96， ?2?. 查《机械设计标准应用手册》表 ，取长度系数KL=0.97， ?3?. 查表8-5a，取单根V带的基本功率P0=7.42 KW ， ?4?. 查表， 取?P0=1.27 KW， Z=Pca=6.67 (P0??P0)K?KLdd2?dd1?57.5?(至少90?) a 取带的根数为7，即Z =7。 齿轮的计算 行星产品设计进行齿轮强度计算时，采用GB3480，其重要数据取值如下: φb(齿宽系数)取值在0.45-0.7之间 σHlim(齿面接触疲劳极限应力) 材料为20CrMnMo渗碳淬火时取1400MPa 材料为40Cr调质时取780MPa 材料为40Cr氮化时取1200MPa σFlim(齿根弯曲疲劳极限应力) 太阳轮材料为20CrMnMo渗碳淬火取350MPa 行星轮材料为20CrMnMo渗碳淬火取280MPa材料为40Cr调质时取260MPa 材料为40Cr氮化时取 330MPa 齿形修薄 、允许少量点蚀 要求接触强度计算安全系数?1.1 要求弯曲强度计算安全系数?1.3 因为i电2’=1500/742.5=2.02 i电3’=1500/500=3 i12=2/3 而n电到双行星轮的转速减速比一定，则i电2’?i12= i电3’?i32’， 即i32’=0.99， 1、设计1、2齿轮 1、选用直齿圆柱齿轮传动，因为搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度，材料选择，大齿轮(太阳轮)材料为20CrMnMo渗碳淬火取350MPa，小齿轮(行星轮)材料为为40Cr调质时取260MPa。初选小齿轮齿数为z1=60，z2=60?2/3=40 2、按齿面接触强度设计 按 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 进行计算，即 2KT1u?1ZEZH2d1??() mm (10-9) ?du[?H](1)确定公式里的各计算数值 1)试选载荷系数Kt=1.3。 2)计算大齿轮传递的转矩，带传动的效率为0.96 T1=95.5?105?P?0.96/500=8.2512?105N?mm 3)取齿宽系数φd=0.5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5。 4)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2=550MPa. 5)计算应力循环次数 N1=2.16 ?109 N2=3.24 ?109 6)接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90; KHN2=0.95。 7)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1.1， [σH]1=σHlim 1?KHN1/S=540MPa [σH]2=σHlim 2?KHN2/S=522.5MPa (2),计算 1)d1t?206.5mm 2)计算圆周速度V V=3.14?d1t?n1/60000=5.4m/s 3)计算齿宽b B小 =φd?d3t=68.8mm 4)计算齿宽与齿高之比 模数 m1=d1t/z1=3.44mm 齿高h=2.25m1=7.74mm b=8.89 h 5)计算载荷系数 根据V=5.4m/s，7级精度，查表得动载系数Kv=1.14， 直齿轮KHα=KFα=1; b h 使用系数KA=1; 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置， KHβ=1.423.KFβ=1.35 K=KAKvKHαKHβ=1.622 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， d1 = d 7)计算模数m m = d1=3.68mm z1 3.按齿根弯曲强度设计 由公式得 m?2KT1YFaYSa? mm 2?dz1[?]F (1)确定公式里的各计算数值 1)由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ FE1 =500MPa;大齿轮的 弯曲疲劳强度极限σ FE2=380MPa; 2)由表得 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85.KFN2=0.88 3)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σ F]1=KFN1σ FE1/S=303.57MPa, [σ F]2=KFN2σ FE2/S=238.86MPa 4)计算载荷系数K K=KAKvKFαKFβ=1.539 5)查取齿形系数 YFa1 =2.28 ; YFa2 =2.40 。 6)查取应力校正系数 YSa1 =1.73; YSa2 =1.67 。 7)计算大小齿轮的YFaYSa/[σ F]并加以比较 大齿轮的为0.0165，小齿轮的为0.0132 。 得大齿轮的YFaYSa/[σ F]大 8)设计计算 2KT1YFaYSam?? mm (10-5)2?dz1[?]F 得m?2.86mm 对比计算结果，由齿面疲劳接触强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度的模数2.86并就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度算得的分度圆直径d1=215.6mm，算出大齿轮齿数 Z1=d1/m=71.9?72 小齿轮齿数 Z2=Z1/1.5=48这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 d1 =Z1m=3?72=216mm d2=Z2m=3?48=144mm (2) 计算中心距 a =(d1+d2)/2=180mm (3) 计算齿轮宽度 b =144?0.5=72mm 取B1=72mm，B2=77mm 3、设计3、2’齿轮 1、选用直齿圆柱齿轮传动，因为搅拌机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度，材料选择，大齿轮(太阳轮)材料为20CrMnMo渗碳淬火取350MPa，小齿轮(行星轮)材料为为40Cr调质时取260MPa。初选小齿轮齿数为z3=40，z2’=40?0.99?40 。 1、按齿面接触强度设计 按公式进行计算，即 2KT1u?1ZEZH2d1??() mm (10-9) ?du[?H](1)确定公式里的各计算数值 1)试选载荷系数Kt=1.3。 2)计算大齿轮传递的转矩，带传动的效率为0.96 T1=95.5?105?P?0.96/742.5=5.5564?105N?mm 3)取齿宽系数φd=0.5 4)查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5。 5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2=550MPa. 6)计算应力循环次数 N1=3.208 ?109 N2=3.240 ?109 1)接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94; KHN2=0.94。 2)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1.1， [σH]1=σHlim 1?KHN1/S=512.7MPa [σH]2=σHlim 2?KHN2/S=470MPa (2)计算 1)d1t?168.2mm 2)计算圆周速度V V=3.14?d1t?n1/60000=6.53m/s 3)计算齿宽b b =90.4mm 4)计算齿宽与齿高之比 模数 m1=d1t/z1=4.2mm 齿高h=2.25m1=9.46mm b=8.89 h 5)计算载荷系数 根据V=6.53m/s，7级精度，查表得动载系数Kv=1.16， 使用系数KA=1; 直齿轮KHα=KFα=1; 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置， KHβ=1.423.KFβ=1.34 K=KAKvKHαKHβ=1.651 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， d1 = d b h7)计算模数m m = d1=4.5mm z1 3.按齿根弯曲强度设计 由公式得 (1)确定公式里的各计算数值 m?2KT1YFaYSa? mm (10-5)2?dz1[?]F 1)由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ FE1 =500MPa;大齿轮的 弯曲疲劳强度极限σ FE2=500MPa; 2)由表得 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87.KFN2=0.87 3)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σ F]1=KFN1σ FE1/S=310.7MPa, 4)[σ F]2=KFN2σ FE2/S=310.7MPa 5)计算载荷系数K K=KAKvKFαKFβ=1.555 6)查取齿形系数 YFa1 =2.40 ; YFa2 =2.40 。 7)查取应力校正系数 8) YSa1 =1.67; YSa2 =1.67 9)计算大小齿轮的YFaYSa/[σ F]并加以比较 小齿轮的为0.0129，大齿轮的为0.0129 。 得大齿轮的YFaYSa/[σ F]大 10)设计计算 得m?3.03mm 对比计算结果，由齿面疲劳接触强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度的模数3.03并就近圆整为标准值m=4mm。按接触强度算得的分度圆直径d1=179.78mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=44.95?45 大齿轮齿数 Z2=Z1/0.99=45 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 d3 =Z1m=4?45=180mm d2‘=Z2m=4?45=180mm (2) 计算中心距 a =(d3+d2’)/2=180mm (3) 计算齿轮宽度 b =90mm m?2KT1YFaYSa? mm (10-5)2?dz1[?]F 取B3=95mm，B2‘=90mm 。 轴的设计 一、3’--3 的轴设计 1、轴上的功率P、转速n和转矩T 带传动的效率为η=0.96，则 P=P电?η=45?0.96=43.2KW 该轴的转速为n=742.5r/min 于是 T=9550000P/n?555636.4 N?mm 2、求作用在齿轮上的力 因已知齿轮3的分度圆直径为d3=180mm 而 Ft =2T/d3=6173.7N Fr= Ft tanαn= 2247.1N 在该轴带轮上受的力，因为带轮的直径远大于齿轮的分度圆直径。而在该轴 其他部分都不受大的集中力，所以该轴在齿轮3位置的直径最大，而该轴的直径 取大于该位置的最小的直径时就可以保证安全。 3、初步确定轴的最小直径 按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。据表可查 的A0=112，于是得 dmin = A0 ?，取该轴的直径为50mm，根据在此位置安装的齿轮3，齿宽B3=95mm，则在此位置轴的长度90mm，在此位置下设置一个长为20mm 的直径为58mm的突台用以齿轮定位。在突台以下又有一段长为 有根据实际尺寸可以设计该轴的长度