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本帖最后由 48824305 于 2011-2-18 21:24 编辑
zbzxfnw 发表于 2011-2-17 11:07
NGW形式的单级行星齿轮(输入功率200W,输出转速是2200转)太阳轮齿数是7行星轮齿数是17(数量是2个)内齿圈 ...
变位因数计算不正确,而且太阳轮齿轮有根切,齿顶变尖.
输入参数:
法面模数Mn=0.80000000
端面模数Mt=0.80000000
太阳轮齿数z1=7
行星轮齿数z2=17
内圈(大)齿数z3=41
法面分度圆压力角αn=20.00000000°
端面分度圆压力角αt=20.00000000°
齿顶高系数han=1.00000000
顶隙系数cn=0.25000000
螺旋角β=0.00000000°
外齿轮齿根曲线圆角系数kc=0.38000000
内齿轮齿根圆角系数kr=0.10000000
齿宽B=20.00000000
行星轮个数cs=3
计算结果:
实际中心距a'=10.10000000
外啮合齿轮副z1,z2标准中心距a=9.60000000
外啮合齿轮副z1,z2中心距变动因素У=0.62500000
外啮合齿轮副z1,z2啮合角α'=26.72526332°
外啮合齿轮副z1,z2齿高变位因数ΔУ=0.10534436
外啮合齿轮副z1,z2法面总变位因素Σχn12=0.73034436
外啮合齿轮副z1,z2齿数比u12=2.42857143
外啮合齿轮副z1,z2端面总变位因数Σχt12=0.73034436
内啮合齿轮副z2,z3标准中心距a=9.60000000
内啮合齿轮副z2,z3中心距变动因素У=0.62500000
内啮合齿轮副z2,z3啮合角α'=26.72526332°
内啮合齿轮副z2,z3齿高变位因数ΔУ=0.10534436
内啮合齿轮副z2,z3法面总变位因素Σχn23=0.73034436
内啮合齿轮副z2,z3齿数比u23=2.41176471
内啮合齿轮副z2,z3端面总变位因数Σχt23=0.73034436
齿轮z1的法面变位因数χn1=0.57000000
齿轮z2的法面变位因数χn2=0.16034436
齿轮z3的法面变位因数χn3=0.89068872
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.57000000
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.16034436
齿轮z3的端面变位因数χt3=0.89068872
齿轮z1齿顶圆直径da=7.94344903
齿轮z1齿根圆直径df=4.51200000
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=1.40274960
齿轮z1的固定弦齿高hf1=0.91644496
齿轮z1的当量分度圆弦齿厚sv1=1.56735766
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=1.28363086
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=2
齿轮z1的公法线长度w1=3.93291111
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=0.11525478
对于硬齿面,必须sa1>0.25*mn=0.20000000;
对于软齿面,必须sa1>0.40*mn=0.32000000
当按z1与z2啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=15.28800000
齿轮z2齿根圆直径df=11.85655097
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=1.19209234
齿轮z2的固定弦齿高hf2=0.62705694
齿轮z2的当量分度圆弦齿厚sv2=1.34779797
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=0.87747503
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=2
齿轮z2的公法线长度w2=3.82077866
齿轮z1的法面齿顶厚sa2=0.58996617
对于硬齿面,必须sa2>0.25*mn=0.20000000;
对于软齿面,必须sa2>0.40*mn=0.32000000
z1,z2端面重合度εα=1.11287860 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
z1的滑动率η12_1=3.97979356
z2的滑动率η12_2=3.61123967
当按z2与z3啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=15.28800000
齿轮z2齿根圆直径df=11.85655097
内圈(大)齿轮z3齿顶圆直径da=32.67841323
内圈(大)齿轮z3齿根圆直径df=36.22510195
内齿轮z3的固定弦齿厚sf3=0.65161951
内齿轮z3的固定弦齿高hf3=-0.05413108
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿厚sv3=0.73788012
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿高hv3=0.06030355
内齿轮z3的公法线跨测齿数k3=6
内齿轮z3的公法线长度w3=13.93617358
内齿轮z3的法面齿顶厚sa3=0.69174205
z2,z3端面重合度εα=1.40089318 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
z2的滑动率η23_2=1.53855539
z3的滑动率η23_3=0.15800626
当齿轮z2齿顶圆按z1与z2啮合计算值,da=15.28800000时,
z2,z3端面重合度εα=1.40089318 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
z2的滑动率η23_2=1.53855539
z3的滑动率η23_3=0.15800626
轴向重合度εβ=0.00000000
行星轮的分度角K1=120.00000000°
行星轮的自转角S1=49.41176471°
行星轮的分度角K2=240.00000000°
行星轮的自转角S2=98.82352941°
齿轮z1的法面变位因数χn1=0.57000000
齿轮z2的法面变位因数χn2=0.16034436
齿轮z3的法面变位因数χn3=0.89068872
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.57000000
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.16034436
齿轮z3的端面变位因数χt3=0.89068872
太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=3.97979356
一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=3.61123967
一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=1.53855539
内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.15800626
已知中心距a'=10.10000000,按齿轮z1,z2滑动率(齿廓磨损率)相等η12_1=η12_2计算变位系数无解
已知中心距a'=10.10000000,按太阳轮z1与一个行星轮z2的滑动率*行星轮个数cs=行星轮z2与太阳轮z1的滑动率(齿廓磨损率)相等(η12_1*cs=η12_2)计算变位系数无解
已知中心距a'=10.10000000,按齿轮z2,z3滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数无解
已知中心距a'=10.10000000,按齿轮z2,z3滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数:
按齿轮z2,z3的啮合滑动率η23_2=η23_3*cs:
(行星轮z2与内齿圈z3的滑动率=内齿圈z3与行星轮z2的滑动率*行星轮z2的个数cs)
齿轮z1的法面变位系数χn1=0.25521504
齿轮z2的法面变位系数χn2=0.47512932
齿轮z3的法面变位系数χn3=1.20547368
太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=-20.86801911
一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=2.33914022
一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=0.65552697
内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.21850915
已知中心距a'=10.10000000,按齿轮z2的两面滑动率(齿廓磨损率)相等(η12_2=η23_2)计算变位系数无解
太阳轮z1不根切的最小变位系数为:0.59057778 (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:0.00568888 (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η12_1*cs=η12_2,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的啮合滑动率η12_1*cs=η12_2 是个好办法
一般来说,在大部分情况下,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
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