各位大侠帮我看看这套齿轮能否正确配合

锐进公司

如图，大家帮我看看，我是准备做粉末冶金的齿轮。

48824305

错误。
齿数z=12,不根切的最小变位系数为: 0.298133  (所选变位系数不得小于此根切的变位系数.)

x=-0.02或-0.01都是错误的。

阿懵

做粉末冶金齿轮最好采用正变位，大压力角，保证齿轮设计参数不根切，还有小与1模数的齿顶间隙系数都设定为0.35

锐进公司

谢谢大家的修正，那能不能帮我修改一下呢？
小弟在这跪谢了！

niuershiye

给你一个关键尺寸就差不多都可以了 。


==============
假如 太阳----行星---内齿
改 12-12-36 ==〉12-11-36  还要好一些  ！

锐进公司

牛爷，谢谢您帮我修改。
那您看这样行不行呢！
那这样修改的话，中心距是多少合适呢？
还有就是齿轮需要变位吗？

48824305

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=11
内圈(大)齿数z3=36
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
齿轮z1齿宽B1=20.00000000
齿轮z2齿宽B2=25.00000000
行星轮个数cs=4
齿轮第二公差组精度等级IT=7
计算结果:
实际中心距a'=7.30000000
中心距极限偏差: ±11 μm
最小法向侧隙Jbnmin= 54.00000000 μm(参考值)  
(由Jbnmin=2/3*(0.06+0.0005*ai+0.03*mn)计算而来)
最小侧隙Jnmin= 120 μm(参考值)
(按GB10095-88参考值)
外啮合齿轮副z1,z2标准中心距a=6.90000000
外啮合齿轮副z1,z2中心距变动因素У=0.66666667
外啮合齿轮副z1,z2啮合角α'=27.35175002°
外啮合齿轮副z1,z2齿高变位因数ΔУ=0.12324464
外啮合齿轮副z1,z2法面总变位因素Σχn12=0.78991130
外啮合齿轮副z1,z2齿数比u12=0.91666667
外啮合齿轮副z1,z2端面总变位因数Σχt12=0.78991130
内啮合齿轮副z2,z3标准中心距a=7.50000000
内啮合齿轮副z2,z3中心距变动因素У=-0.33333333
内啮合齿轮副z2,z3啮合角α'=27.35175002°
内啮合齿轮副z2,z3齿高变位因数ΔУ=0.03734048
内啮合齿轮副z2,z3法面总变位因素Σχn23=-0.29599285
内啮合齿轮副z2,z3齿数比u23=3.27272727
内啮合齿轮副z2,z3端面总变位因数Σχt23=-0.29599285
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.38991130
    齿轮z2的法面变位因数χn2=0.40000000
    齿轮z3的法面变位因数χn3=0.10400715
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.38991130
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.40000000
齿轮z3的端面变位因数χt3=0.10400715
齿轮z1齿顶圆直径da=8.72000000
齿轮z1齿根圆直径df=6.16789356
齿轮z1的固定弦齿厚sf1=0.98260693
齿轮z1的固定弦齿高hf1=0.58118016
齿轮z1的当量分度圆弦齿厚sv1=1.10835237
齿轮z1的当量齿分度圆弦齿高hv1=0.80291007
齿轮z1的公法线跨测齿数k1=2
齿轮z1的公法线长度w1=2.91778720
齿轮z1的法面齿顶厚sa1=0.34044475
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=8.13210644
     齿轮z2齿根圆直径df=5.58000000
齿轮z2的固定弦齿厚sf2=0.98649786
齿轮z2的固定弦齿高hf2=0.58652529
齿轮z2的当量分度圆弦齿厚sv2=1.11185615
齿轮z2的当量齿分度圆弦齿高hv2=0.81321692
齿轮z2的公法线跨测齿数k2=2
齿轮z2的公法线长度w2=2.91352452
齿轮z1的法面齿顶厚sa2=0.32091752
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=1.14410418 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z1的滑动率η12_1=2.96253977
  z2的滑动率η12_2=3.17837236
当按z2与z3啮合计算时,齿轮z2齿顶圆直径da=8.23519142
    齿轮z2齿根圆直径df=5.58000000
      内圈(大)齿轮z3齿顶圆直径da=20.76439893
内圈(大)齿轮z3齿根圆直径df=23.22480858
内齿轮z3的固定弦齿厚sf3=0.79211613
内齿轮z3的固定弦齿高hf3=0.27828245
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿厚sv3=0.89679334
内齿轮z3的当量齿分度圆弦齿高hv3=0.41312347
内齿轮z3的公法线跨测齿数k3=4
内齿轮z3的公法线长度w3=6.54468271
内齿轮z3的法面齿顶厚sa3=0.62050158
  z2,z3端面重合度εα=1.36736902 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=1.33139807
  z3的滑动率η23_3=0.92248059
当齿轮z2齿顶圆按z1与z2啮合计算值,da=8.13210644时,
  z2,z3端面重合度εα=1.32276521 (应大于或等于1.0,一般≥1.2)
  z2的滑动率η23_2=1.33139807
  z3的滑动率η23_3=0.89894495
  轴向重合度εβ=0.00000000
    行星轮的分度角K1=90.00000000°
    行星轮的自转角S1=98.18181818°
    行星轮的分度角K2=180.00000000°
    行星轮的自转角S2=196.36363636°
    行星轮的分度角K3=270.00000000°
    行星轮的自转角S3=294.54545455°
    齿轮z1的法面变位因数χn1=0.38991130
    齿轮z2的法面变位因数χn2=0.40000000
    齿轮z3的法面变位因数χn3=0.10400715
齿轮z1的端面变位因数χt1=0.38991130
齿轮z2的端面变位因数χt2=0.40000000
齿轮z3的端面变位因数χt3=0.10400715
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=2.96253977
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=3.17837236
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=1.33139807
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.89894495
已知中心距a'=7.30000000,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=0.37497284
  齿轮z2的法面变位系数χn2=0.41493846
  齿轮z3的法面变位系数χn3=0.11391845
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=3.06099138
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=3.06099145
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=1.10064017
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.90312583
已知中心距a'=7.30000000,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=0.65316887
  齿轮z2的法面变位系数χn2=0.13674243
  齿轮z3的法面变位系数χn3=-0.15925042
  太阳轮z1与一个行星轮z2的啮合滑动率η12_1=1.65978399
  一个行星轮z2与太阳轮z1的啮合滑动率η12_2=6.63913753
  一个行星轮z2与内齿轮z3的啮合滑动率η23_2=-1.83773156
  内齿轮z3与一个行星轮z2的啮合滑动率η23_3=0.81824419
  已知中心距a'=7.30000000,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'=7.30000000,按齿轮z2,z3滑动率(齿廓磨损率)相等计算变位系数无解
  太阳轮z1不根切的最小变位系数为:0.29813333  (所选变位系数必须大于此根切的变位系数.)
  行星轮z2不根切的最小变位系数为:0.35662222  (所选变位系数必须大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

凑个热闹：



从计算结果看，12-11-36要比12-12-36好得多
牛爷提出的中心距是最小合适中心距，相当不错，赞一个。
从计算结果看，重合度较低是唯一的问题，好在有四个轮，使用时一般不会受影响。
计算的记录如下：

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:2011-3-12 19:56:26
法向模数          Mn =           .6
齿数              太阳轮Z1 = 12    行星齿轮Z2 = 11    内齿轮Z3 = 36
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′ = .35
     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               11            36
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              端面内啮合角:αt'= 19.99983
计算中心距:         L =     7.5
分度圆直径:         d =     7.2   6.6           21.6
外啮合节圆直径:        d'=     7.826              7.174
内啮合节圆直径:        d'=     6.6                21.6
基圆直径:         太阳轮Do= 6.76579 行星齿轮Do= 6.20197 内齿轮Do= 20.29736
径向变位系数:X =     .6233         .636          .636
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=     .818              .826          .209
齿根高:             hf=     .43602            .4284         1.192
全齿高:             h =     1.254             1.254         1.4
齿轮大径:太阳轮De= 8.836 行星齿轮De= 8.252 内齿轮大径 23.983
齿轮小径:太阳轮Df= 6.328 行星齿轮Df= 5.743 内齿轮小径 21.183
外啮合齿轮端面重合度:     Ea=  1.0127
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=  1.274
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 =     1.0127
内啮合齿轮总重合度:        E =     1.274
外啮合最大滑动率:     太阳轮F = 1.8337               行星齿轮F = 1.8072
公法线跨齿数:太阳轮K = 2      行星齿轮K = 2      内齿轮K = 5
公法线公称值:太阳轮W = 3.014 行星齿轮W = 3.01 内齿轮W = 8.534
内齿轮测量棒直径: 1.2               内齿轮棒间距M = 20.239

行星轮系分度计算如下：

行星轮系结构分度配合计算表
软件作者：hyfjy  计算日期：2011-03-12  计算时间：19:55:06
  已知参数：
      模数：.6
太阳轮齿数： 12
行星轮齿数： 11
内齿轮齿数： 36
轮系传动比： 4 （太阳轮输入，行星架输出时）
要求等分数： 4
输出数据:
4 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： 90
行星齿轮附加转角为： 24.54545
第 2 次分度
    行星架分度角为： 180
行星齿轮附加转角为： 16.36364
第 3 次分度
    行星架分度角为： 270
行星齿轮附加转角为： 8.18182
行星齿轮齿顶经计算不干涉。
行星轮系分度角计算完毕。
行星齿轮齿顶经计算不干涉。
行星轮系分度角计算完毕。

能用CAXA打开的文件压缩后发上来：

CAXA.rar (149.13 KB, 下载次数: 25)

2011-3-12 20:44 上传

点击文件名下载附件

作的图如下：



小模数行星轮系是目前手持工具组合的热门产品，使用范围广，变化灵活，在设计中与中等模数的行星轮系有一定的特殊性，但基本原理是相通的。本篇作为抛砖引玉吧。

niuershiye

楼上的，还是有进步 ：
    行星轮的分度角K1=90.00000000°
    行星轮的自转角S1=98.18181818°
    行星轮的分度角K2=180.00000000°
    行星轮的自转角S2=196.36363636°
    行星轮的分度角K3=270.00000000°
    行星轮的自转角S3=294.54545455°
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增加了这个 ！

hyfjy

本话题的关键是对齿轮进行变位参数的分配，从楼主一开始发的图看，齿根过瘦，强度肯定是不够的，故在使用中早期损坏的可能性很大，为改变这一情况，需要调整齿数与中心距，合理分配变位系数，在结构基本不变的情况下提高设计的可靠性。故作一些调整的效果是明显的。