一款行星减速方案

sbeaosb

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hyfjy

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对行星轮系统的三个齿轮进行变位按排是保证轮系在运动中有较均匀的寿命，小轮有较强的抗弯强度，高速运转的齿轮副噪音较小传递运动或扭矩较平稳，所以采用变位是应当的，可以看到如果不变位的话，小轮齿根相当瘦，也就是强度会有一定的问题，在不考虑强度（传递扭矩很小时）的情况下还要考虑均匀的磨损吧，噪音吧，第二组只稍改变了中心距，稍调整了变位系统，就明显要好得多，何况内啮合时一般内齿圈的变位系数要比行星齿轮稍大点好，有助于避开齿根的干涉。总之变位的功能在齿轮设计中是相当强大的，不然为何有这一项呢。

48824305

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输入参数:
法面模数Mn=3.00000000
端面模数Mt=3.10582854
太阳轮齿数z1=11
行星轮齿数z2=19
内圈(大)齿数z3=49
法面分度圆压力角αn=20.00000000°
端面分度圆压力角αt=20.64689649°
齿顶高系数han=1.00000000
顶隙系数cn=0.25000000
螺旋角β=15.00000000°
外齿轮齿根曲线圆角系数kc=0.38000000
内齿轮齿根圆角系数kr=0.20000000
齿宽B=45.00000000
行星轮个数cs=3
计算结果:
实际中心距a'=47.00000000
外啮合齿轮副z1,z2标准中心距a=46.58742812
外啮合齿轮副z1,z2中心距变动因素У=0.13283795
外啮合齿轮副z1,z2啮合角α'=21.94286890°
外啮合齿轮副z1,z2齿高变位因数ΔУ=0.00402553
外啮合齿轮副z1,z2法面总变位因素Σχn12=0.14169150
外啮合齿轮副z1,z2齿数比u12=1.72727273
外啮合齿轮副z1,z2端面总变位因数Σχt12=0.13686348
内啮合齿轮副z2,z3标准中心距a=46.58742812
内啮合齿轮副z2,z3中心距变动因素У=0.13283795
内啮合齿轮副z2,z3啮合角α'=21.94286890°
内啮合齿轮副z2,z3齿高变位因数ΔУ=0.00402553
内啮合齿轮副z2,z3法面总变位因素Σχn23=0.14169150
内啮合齿轮副z2,z3齿数比u23=2.57894737
内啮合齿轮副z2,z3端面总变位因数Σχt23=0.13686348
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.34169150
    齿轮z2的法面变位因数χn2=-0.20000000
    齿轮z3的法面变位因数χn3=-0.05830850
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.33004864
齿轮z2的端面变位因数χt2=-0.19318517
齿轮z3的端面变位因数χt3=-0.05632169
齿轮z1齿顶圆直径da=42.18925772
齿轮z1齿根圆直径df=28.71426295
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=4.82004937
齿轮z1的固定弦齿高hf1=3.13539463
齿轮z1的当量分度圆弦齿厚sv1=5.43838734
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=4.21562642
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=2
齿轮z1的公法线长度w1=14.49600097
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=1.26832263
对于硬齿面,必须sa1>0.25*mn=0.75000000;
对于软齿面,必须sa1>0.40*mn=1.20000000
当按z1与z2啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=63.78573705
     齿轮z2齿根圆直径df=50.31074228
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=3.77547162
齿轮z2的固定弦齿高hf2=1.70041774
齿轮z2的当量分度圆弦齿厚sv2=4.27236887
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=2.45972948
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=2
齿轮z2的公法线长度w2=13.75545164
齿轮z1的法面齿顶厚sa2=2.29807462
对于硬齿面,必须sa2>0.25*mn=0.75000000;
对于软齿面,必须sa2>0.40*mn=1.20000000
  z1,z2端面重合度εα=1.33233480 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z1的滑动率η12_1=4.77718564
  z2的滑动率η12_2=5.25935958
当按z2与z3啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=63.78573705
    齿轮z2齿根圆直径df=50.31074228
      内圈(大)齿轮z3齿顶圆直径da=147.35447366
内圈(大)齿轮z3齿根圆直径df=159.33574751
  z2,z3端面重合度εα=1.59928405 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=4.39164038
  z3的滑动率η23_3=0.22794580
当齿轮z2齿顶圆按z1与z2啮合计算值,da=63.78573705时,
  z2,z3端面重合度εα=1.59928405 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=4.39164038
  z3的滑动率η23_3=0.22794580
  轴向重合度εβ=1.23576991 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.34169150
    齿轮z2的法面变位因数χn2=-0.20000000
    齿轮z3的法面变位因数χn3=-0.05830850
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.33004864
齿轮z2的端面变位因数χt2=-0.19318517
齿轮z3的端面变位因数χt3=-0.05632169
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=4.77718564
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=5.25935958
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=4.39164038
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.22794580
已知中心距a'=47.00000000,按齿轮z1,z2滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数:
按齿轮z1,z2的啮合滑动率相等η12_1=η12_2:
(太阳轮z1与行星轮z2的滑动率=行星轮z2与太阳轮z1的滑动率)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=0.32775307
  齿轮z2的法面变位系数χn2=-0.18606157
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.04437007
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=5.12668903
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=5.12667675
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=3.91901803
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.23129737
已知中心距a'=47.00000000,按齿轮z1,z2,z3滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数:
按齿轮z1,z2,z3的啮合滑动率η12_1*cs=η12_2+η23_2 :
(太阳轮z1的滑动率*行星轮z2的个数=行星轮z2与太阳轮z1的滑动率+行星轮z2与内齿圈z3的滑动率)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=0.37886620
  齿轮z2的法面变位系数χn2=-0.23717470
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.09548320
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=3.99650908
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=5.63427384
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=6.35527513
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.21885887
  太阳轮z1不根切的最小变位系数为:0.28610437  (所选变位系数不得小于此根切的变位系数.)
  行星轮z2不根切的最小变位系数为:-0.23309245  (所选变位系数不得小于此根切的变位系数.)
如果按等滑动率计算变位系数,应该使太阳轮z1与一个行星轮z2的滑动率*行星轮的个数=一个行星轮z2与太阳轮z1的滑动率+一个行星轮z2与内齿轮z3的滑动率,这样才能使行星轮的磨损率与太阳轮的磨损率大致相等.
滑动率=齿廓磨损率,齿廓磨损率越大,噪音越大,寿命越短.  太阳轮同时和几个行星轮啮合,磨损率最大,要设法降低太阳轮的滑动率,延长太阳轮的寿命.按齿轮z1,z2,z3的啮合滑动率η12_1*cs=η12_2+η23_2 是个好办法
内齿轮的磨损率相对于外齿轮小很多,主要考虑外齿轮的磨损率.

why77s

是电机用的？

glnjz123

光行星轮用塑料，0.6模,直齿轮,行星轮用POM材料,厚度在5mm约能承受4N.M,你的速比在5.4,齿轮箱外径62左右,用电机常常无刷或有刷电机,以现在市场看电机功率最多90W,以电机3000RPM算,那么电机输出功率为0.28N.M，和你速比相乘再乘齿轮箱效率后，齿轮箱就1.3N.M的额定.厚度3都没问题,你以电机参数算一下好了.

sbeaosb

谢谢啦，我齿轮箱的参数好啊，给大家发上来哈

jhkd1984

管状电机用的