大师们帮我看看设计的参数合理么星星减速器

jhkd1984

两级行星减速器 每一级数比是一样的
内齿圈  z=48 x=0 k=5 wk=8.37
行星架2  z=12x=0.4 k=2 wk=2.92
行星轮  z=17 x=0.3 k=2 wk=2.92
a=18.1/2          mn=0.6

jhkd1984

我设计的内齿圈与行星轮啮合侧隙 为0.05
加上自己对公差的要求 啮合侧隙为0.15
行星轮与太阳轮啮合侧隙0.09
侧隙控制多少合适啊  这种设计 声音会不会很大 电机转数为2900

niuershiye

48824305

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2011-1-10 18:45 上传

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输入参数:
法面模数Mn=0.60000000
端面模数Mt=0.60000000
太阳轮齿数z1=12
行星轮齿数z2=17
内圈(大)齿数z3=48
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=0.20000000
齿宽B=20.00000000
行星轮个数cs=3
计算结果:
实际中心距a'=9.05000000
外啮合齿轮副z1,z2标准中心距a=8.70000000
外啮合齿轮副z1,z2中心距变动因素У=0.58333333
外啮合齿轮副z1,z2啮合角α'=25.39791287°
外啮合齿轮副z1,z2齿高变位因数ΔУ=0.07833047
外啮合齿轮副z1,z2法面总变位因素Σχn12=0.66166380
外啮合齿轮副z1,z2齿数比u12=1.41666667
外啮合齿轮副z1,z2端面总变位因数Σχt12=0.66166380
内啮合齿轮副z2,z3标准中心距a=9.30000000
内啮合齿轮副z2,z3中心距变动因素У=-0.41666667
内啮合齿轮副z2,z3啮合角α'=25.39791287°
内啮合齿轮副z2,z3齿高变位因数ΔУ=0.04709924
内啮合齿轮副z2,z3法面总变位因素Σχn23=-0.36956742
内啮合齿轮副z2,z3齿数比u23=2.82352941
内啮合齿轮副z2,z3端面总变位因数Σχt23=-0.36956742
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.50000000
    齿轮z2的法面变位因数χn2=0.16166380
    齿轮z3的法面变位因数χn3=-0.20790362
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.50000000
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.16166380
齿轮z3的端面变位因数χt3=-0.20790362
齿轮z1齿顶圆直径da=8.90600344
齿轮z1齿根圆直径df=6.30000000
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=1.02506512
齿轮z1的固定弦齿高hf1=0.66645512
齿轮z1的当量分度圆弦齿厚sv1=1.15583699
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=0.89969197
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=2
齿轮z1的公法线长度w1=2.96297026
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=0.25030560
对于硬齿面,必须sa1>0.25*mn=0.15000000;
对于软齿面,必须sa1>0.40*mn=0.24000000
当按z1与z2啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=11.50000000
     齿轮z2齿根圆直径df=8.89399656
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=0.89457813
齿轮z2的固定弦齿高hf2=0.48720009
齿轮z2的当量分度圆弦齿厚sv2=1.01142192
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=0.67513484
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=2
齿轮z2的公法线长度w2=2.86612553
齿轮z1的法面齿顶厚sa2=0.42197138
对于硬齿面,必须sa2>0.25*mn=0.15000000;
对于软齿面,必须sa2>0.40*mn=0.24000000
  z1,z2端面重合度εα=1.23720948 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z1的滑动率η12_1=2.18447146
  z2的滑动率η12_2=3.16123131
当按z2与z3啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=11.53747747
    齿轮z2齿根圆直径df=8.89399656
      内圈(大)齿轮z3齿顶圆直径da=27.62518210
内圈(大)齿轮z3齿根圆直径df=30.05051565
内齿轮z3的固定弦齿厚sf3=0.91241156
内齿轮z3的固定弦齿高hf3=0.42526530
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿厚sv3=1.03306101
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿高hv3=0.58204362
内齿轮z3的公法线跨测齿数k3=5
内齿轮z3的公法线长度w3=8.28878574
内齿轮z3的法面齿顶厚sa3=0.65662632
  z2,z3端面重合度εα=1.57547449 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=1.33497099
  z3的滑动率η23_3=0.62989793
当齿轮z2齿顶圆按z1与z2啮合计算值,da=11.50000000时,
  z2,z3端面重合度εα=1.55639925 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=1.33497099
  z3的滑动率η23_3=0.62260349
  轴向重合度εβ=0.00000000
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.50000000
    齿轮z2的法面变位因数χn2=0.16166380
    齿轮z3的法面变位因数χn3=-0.20790362
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.50000000
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.16166380
齿轮z3的端面变位因数χt3=-0.20790362
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=2.18447146
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=3.16123131
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=1.33497099
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.62260349
已知中心距a'=9.05000000,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:
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=0.41641808
  齿轮z2的法面变位系数χn2=0.24524572
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.12432170
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=2.75358544
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=2.75358653
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=0.67315869
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.64181423
已知中心距a'=9.05000000,按齿轮z1,z2滑动率(齿廓磨损率)相等η12_1*cs=η12_2计算变位系数:
按齿轮z1,z2的啮合滑动率η12_1*cs=η12_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)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=0.66420097
  齿轮z2的法面变位系数χn2=-0.00253717
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.37210460
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=1.38565625
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=4.15696959
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=-18.29298203
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.58173035
已知中心距a'=9.05000000,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:
(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)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=0.41037939
  齿轮z2的法面变位系数χn2=0.25128441
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.11828302
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=2.80073368
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=2.72619689
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=0.64316636
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.64316459
已知中心距a'=9.05000000,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=0.53240240
  齿轮z2的法面变位系数χn2=0.12926140
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.24030603
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=1.99868486
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=3.33514809
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=1.84465071
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.61488217
已知中心距a'=9.05000000,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:
按齿轮z2的两面滑动率(齿廓磨损率)相等η12_2=η23_2:
(行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2)
  齿轮z1的法面变位系数χn1=-0.49236259
  齿轮z2的法面变位系数χn2=1.15402639
  齿轮z3的法面变位系数χn3=0.78445897
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=-11.58337914
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=0.29527764
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=-0.29527766
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.80368291
  太阳轮z1不根切的最小变位系数为:0.29813333  (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

hyfjy

这个行星轮系的原设计参数略有问题，在设计时各轮的啮合是按无侧隙啮合方程进行计算的，当取中心距为9.05时，外啮合总变位系数为0.6617，故楼主设定的太阳轮变位系数为0.4，行星轮为0.3就不成立，如果取这样的变位系数时，中心距为9.068，且内啮合总变位系数为-0.3461，当行星轮取0.3时，内齿轮的变位系数应为-0.0461。但此时外啮合的齿面最大滑移率太阳轮与行星轮分别为2.85比2.51，可以看出太阳轮的变位系数与行星轮相比仍略小，而再看内齿轮与行星轮的变位系数，我觉得最好是内齿轮的变位系数略大于行星齿轮。故我重新按齿数定下的值进行了计算。计算的界面如下：



计算记录如下：

    NGW型渐开线齿轮行星传动系统设计计算数据一览表
    软件编制: hyfjy  计算日期:2010-12-10 18:38:00
法向模数          Mn =           .6
齿数              太阳轮Z1 = 12    行星齿轮Z2 = 17    内齿轮Z3 = 48
法向齿形角    αn = 20            分度圆螺旋角 β = 0
齿高系数         Ha′= 1         齿顶间隙系数     C′ = .25

     行星传动系统计算结果
模数:               M =     .6              分度圆螺旋角: β =  0
齿数:               Z =     12               17            48
端面模数:         Mt = .6       端面齿形角:αt = 20
端面压力角:        αt=     20
端面外啮合角:αt'= 20.82556        端面内啮合角:αt'= 20.82554
计算中心距:         L =     9.35
分度圆直径:         d =     7.2   10.2          28.8
外啮合节圆直径:        d'=     7.738              10.962
内啮合节圆直径:        d'=     10.255             28.955
基圆直径:         太阳轮Do= 6.76579 行星齿轮Do= 9.58486 内齿轮Do= 27.06315
径向变位系数:X =     .7035         .6279         .7129
齿轮副计算齿宽:      太阳轮宽20        行星齿轮宽20       内齿轮宽20
齿顶高:             ha=     .873              .828          .173
齿根高:             hf=     .3279             .37326        1.178
全齿高:             h =     1.201             1.201         1.351
齿轮大径:太阳轮De= 8.946 行星齿轮De= 11.856 内齿轮大径 31.155
齿轮小径:太阳轮Df= 6.544 行星齿轮Df= 9.453 内齿轮小径 28.454
外啮合齿轮端面重合度:     Ea=  1.0604
端面重合度值太小,请进行再调整
内啮合齿轮端面重合度:     Ea=  1.366
外啮合齿轮轴向重合度:     Eb=     0
内啮合齿轮轴向重合度:     Eb=     0
外啮合齿轮总重合度:        E =     1.0604
内啮合齿轮总重合度:        E =     1.366
外啮合最大滑动率:     太阳轮F = 1.3497               行星齿轮F = 1.5736
公法线跨齿数:太阳轮K = 2      行星齿轮K = 3      内齿轮K = 6
公法线公称值:太阳轮W = 3.046 行星齿轮W = 4.829 内齿轮W = 10.438
内齿轮测量棒直径: 1.15              内齿轮棒间距M = 27.732

行星轮系装配的记录如下：

行星轮系结构分度配合计算表
软件作者：hyfjy  计算日期：2010-12-10  计算时间：18:37:27  已知参数：
      模数：.6
太阳轮齿数： 12
行星轮齿数： 17
内齿轮齿数： 48
轮系传动比： 5 （太阳轮输入，行星架输出时）
要求等分数： 3 输出数据:
3 等份可以进行轮系装配作图选定分度角及行星齿轮转角如下：
第 1 次分度
    行星架分度角为： 120
行星齿轮附加转角为： 14.11765 第 2 次分度
    行星架分度角为： 240
行星齿轮附加转角为： 7.05882 行星齿轮齿顶经计算不干涉。行星轮系分度角计算完毕。

轮系的二维图如下：

从数据中可以看出，相应的齿面滑移率为1.35比1.57，这样的配合应该更利于降噪。 再把所做的二维图的压缩文件传上来。
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2011-1-10 19:04 上传

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48824305

太阳轮变位系数0.7035时, 齿顶厚太薄.   
对于硬齿面,必须sa>0.25*mn=0.15000000;
对于软齿面,必须sa>0.40*mn=0.24000000

jhkd1984

谢谢大家的指教 主要是这套减速机构承受的力只有20KG左右
分贝控制在41分贝以内   设计的时候 是不是应该无侧隙啊
还有一个问题就是 我是按照样品 自己从新计算的  内齿圈边位的话 我觉得中心距还要大
材料 都是尼龙的 寿命10000次

jhkd1984

内齿圈 外径为33mm