行星齿轮计算iso9085
行星齿轮传动比的计算公式
行星齿轮传动比计算在《机械原理》上，行星齿轮求解是通过列一系列方程式求解，其求解过程繁琐容易出错，其实用不着如此，只要理解了传动比eab i 的含义，就可以很快地直接写出行星齿轮的传动比，其关键是掌握几个根据e ab i 的含义推导出来公式，随便多复杂的行星齿轮传动机构，根据这几个公式都能从头写到尾直接把其传动比写出来，而不要象《机械原理》里面所讲的方法列出一大堆方程式来求解。
一式求解行星齿轮传动比有三个基本的公式1=+c ba a bc i i ――――――――――――――――――――――――1 a cx a bx abci i i = ―――――――――――――――――――――――――2 a cb abc i i 1= ――――――――――――――――――――――――――3熟练掌握了这三个公式后，不管什么形式的行星齿轮传动机构用这些公式代进去后就能直接将传动比写出来了。
关键是要善于选择中间的一些部件作为参照，使其最后形成都是定轴传动，所以这些参照基本都是一些行星架等例如：在此例中，要求出e ab i ＝？，如果行星架固定不动的话，这道题目就简单多了，就是一定轴传动。
所以我们要想办法把e ab i 变成一定轴传动，所以可以根据公式a cx a bx a bci i i =将x 加进去， 所以可以得出：e bx e ax eab i i i =要想变成定轴传动，就要把x 放到上面去，所以这里就要运用第一个公式1=+c ba abc i i 了，所以)1()1(xbe x ae ebx e ax eab i i i i i --==所以现在eab i 就变成了两个定轴传动之间的关系式了。
定轴传动的传动比就好办了，直接写出来就可以了。
即)1()1())1(1())1(1()1()1(01c e bd ae c e b d c e a c x be x ae e bx e ax e ab Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z i i i i i ⨯-+=⨯--⨯--=--== 再例如下面的传动机构：已知其各轮的齿数为z 1=100，z 2=101，z 2’ =100 ，z 3=99。
行星齿轮与定轮机构的计算(QDY1213,QDY1254J)
行星齿轮与定轮机构的计算行星起动机（行星结构起动机）里面的主要参数之一第一部分：太阳齿轮与行星齿轮机构的计算一，已知条件：1，传动中心距——A=16.202，模数——1.1545（DP22）3，小齿轮齿数——Z1=114，大齿轮齿数——Z2=165，内齿轮齿数——Z3=436，压力角——20°根据齿形和原图标注的Z1、Z2均为正变位,ξ1＋ξ2≠0，因此可以断定本齿轮机构属于角度变位传动。
二，求角度变位的Z1、Z2齿轮参数未变位中心距：A0=m（Z2＋Z1）/2=1.1545×27÷2=15.58575中心距变动模数：λ0=（A-A0）/A0=（16.20-15.58575）÷15.58575=0.039411齿顶高降低模数：σ0=0.0051050（查表得到）变位模数：ξ0=0.0445782（查表得到）变位系数和：ξΣ=（Z2＋Z1）ξ0/2=27×0.0445782÷2=0.6018齿顶高降低系数：σ=（Z2＋Z1）σ0/2=27×0.005105÷2=0.068917根据齿轮磨损状态，以小齿轮为基准，求出变位系数分配：de1=df＋2m（f＋ξ1－σ）（de1－df）－2m（f－σ）=2mξ2∵2mξ1=（15.82－12.7）－｛2×1.1545×（1－0.069）｝=3.12－｛2×1.1545×0. 931｝=0.970∴ξ1=0.97÷2=0.485∵ξΣ=0.6018∴ξ2=ξΣ－ξ1=0.6018－0.485=0.117三，求出其它相关参数：啮合角α：invα=｛2（ξ1＋ξ2）tgαf /（Z1＋Z2）｝＋inv=｛2×0.6018×0.36397÷27｝＋0.014902=0.031127=25°18′Z2节圆直径d2：d2=df2（cos f /cosα）=18.47×0.93969÷0.90408=19.20Z1节圆直径d1：d1=df1（cos f /cosα）=12.7×0.93969÷0.90408=13.20Z2齿顶圆直径de2：de2=df2＋2m（f＋ξ2－σ）=18.47＋2×1.1545（1＋0.117－0.069）=18.47＋2.309×1.048=20.89而图样上de2为20.37与图样尺寸不符合，因此可以认为Z2是采用短齿结构，进一步用短齿计算之。
行星齿轮太阳轮齿数
行星齿轮太阳轮齿数摘要：1.行星齿轮太阳轮的定义和作用2.行星齿轮太阳轮的计算方法3.行星齿轮太阳轮的应用领域4.行星齿轮太阳轮的优缺点5.提高行星齿轮太阳轮性能的方法正文：行星齿轮太阳轮是一种重要的齿轮传动装置，广泛应用于各类机械设备中。
它主要由太阳轮、行星轮和齿圈组成，通过齿轮的啮合实现动力传递和速度变换。
太阳轮是行星齿轮太阳轮系统的主动轮，负责驱动整个系统。
行星轮则固定在齿圈上，与太阳轮啮合，实现动力传递。
齿圈与行星轮之间为摩擦配合，使行星轮能够沿着齿圈滚动。
在行星齿轮太阳轮系统中，太阳轮与行星轮的齿数比决定了输出轴的速度和扭矩。
计算行星齿轮太阳轮的齿数比，可以采用以下公式：齿数比= 太阳轮齿数/ 行星轮齿数在实际应用中，根据不同的传动要求和负载条件，可以选择合适的齿数比。
一般来说，增大齿数比可以提高传动效率，但会导致制造和安装难度增大；减小齿数比可以降低制造和安装难度，但传动效率较低。
行星齿轮太阳轮广泛应用于汽车、船舶、风力发电等领域。
在汽车传动系统中，行星齿轮太阳轮用于实现变速器、差速器等部件的动力传递；在风力发电中，行星齿轮太阳轮用于将风轮的旋转速度转换为发电机的恒定转速。
尽管行星齿轮太阳轮具有较高的传动效率和紧凑结构，但它的性能受到材料、制造和安装精度的影响。
为了提高行星齿轮太阳轮的性能，可以采取以下措施：1.选用高性能的材料，提高齿轮的硬度和耐磨性；2.提高制造精度，减小齿轮的齿面粗糙度和齿轮间隙；3.优化齿轮设计，减小齿轮系的振动和噪音；4.采用先进的润滑技术，降低齿轮间的摩擦损耗。
总之，行星齿轮太阳轮作为一种重要的齿轮传动装置，在各类机械设备中发挥着关键作用。
通过合理设计、选用高性能材料和先进制造技术，可以提高行星齿轮太阳轮的性能，延长其使用寿命。
2k-h型(ap≥3)行星齿轮传动主参数的简便计算ppt
由于Ψd≠0.62，ap=3，按公式（7）求出：
4 1 . 85 T 1 . 85 2 10 1.1 ' h k F 334cm3 d a p k0 0.58 3 70
按F’与p值查图2曲线得db1=280mm。 与实际尺寸基本接近。
• 第2级内齿圈径向尺寸db2的校核：
2Th k d ( p 1)k0 a p
（3）
• • • • •
式中，db —内齿圈分度圆直径，cm； Ψd = b/da — 齿宽系数； p=Zb/Za ； ap — 行星轮数； Ωk — 行星轮间载荷分配不均匀系数；
令：
3 db d p 1a p
2p
3
F
，
当Ψd=0.62 ,ap=3时的F为：
图2 内齿轮直径 db,cm
• 二、 计算实例
1．直径4m顶管掘进机（用于上海市大口径污水管 道的铺设）用2k-h型行星齿轮减速器（见图3 ）， 参数如下：
图3 3级行星传动简图
• 第1级内齿圈径向尺寸db1的校核：
已知： 电机功率：P=37kW，转速：n1=1475r/min，ap=3， m=2.5，Za1=17，Zb1=121，b1=25，da1=43。 p1=Zb1/Za1=121/17≈7.12，Ψd=b1/da1=25/43=0.58， db1=2.5×121=302.5mm， 行星架输出转矩：Th1=2×104 kgf.cm， 外啮合齿轮副材料为20CrNi2MoA， 渗碳淬火，磨齿，精度6级， 齿面硬度HRC58～62，芯部硬度HRC34～38，据此推荐 取[k0]=56～76kgf/cm2(相当于 Hp =1100～1300MPa)， 行星轮间载荷分配不均系数Ωk=1.1。
行星齿轮厚油膜均载系统参数分析计算方法
’ 确定半径间隙$ 和偏心率%
’ 6 $ 不利载荷条件分析 行星齿轮传动中， 由于存在着各种加工误差和装 配误差， 所以存在着载荷在 7 个行星轮上分布不均匀 现象， 即所谓不均载问题。最不利的载荷条件是： 一个 行星轮在进入啮合状态的瞬间， 其余行星轮均未进入 啮合状态。由于系统在传递转矩， 所以， 首先进入啮合 状态的行星轮齿将发生接触变形和弯曲变形， 同时该 行星轮轴将发生弯曲变形， 厚油膜将发生压缩变形。 该系统相当于一个串联的弹簧系统， 上述各部位将协 调变形。当协调变形量达到一定值时 （受各种误差值
《机械设计》 专题论文 机械传动 $ " " $年(月< ( ! ( " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " "
行星齿轮承载扭矩计算公式
行星齿轮承载扭矩计算公式引言。
行星齿轮是一种常见的传动装置，它由太阳轮、行星轮和内齿轮组成，通过它们的相互啮合来实现传递扭矩和变速的功能。
在工程设计和计算中，了解行星齿轮的承载扭矩是非常重要的，因为它直接影响到行星齿轮的使用寿命和安全性。
本文将介绍行星齿轮承载扭矩的计算公式及其应用。
行星齿轮的基本结构。
行星齿轮由太阳轮、行星轮和内齿轮组成。
太阳轮位于中心，行星轮围绕太阳轮旋转，并与内齿轮啮合。
当太阳轮或内齿轮作为输入轴时，行星轮将旋转并传递扭矩。
行星齿轮的结构紧凑，传动比大，因此在工程中得到广泛应用。
行星齿轮的扭矩传递原理。
行星齿轮的扭矩传递原理可以通过以下公式表示：T = (Pd × Zd) / (2 ×π×η)。
其中，T为扭矩，Pd为啮合压力，Zd为齿轮齿数，π为圆周率，η为效率。
这个公式表明，扭矩的大小取决于啮合压力、齿轮齿数和效率。
行星齿轮扭矩计算公式。
行星齿轮的扭矩计算公式可以通过以下步骤得到：1. 计算太阳轮的扭矩，Ts = T × (Zd / Zs)。
其中，Ts为太阳轮的扭矩，T为总扭矩，Zd为内齿轮齿数，Zs为太阳轮齿数。
2. 计算行星轮的扭矩，Tp = T × (Zd / Zp)。
其中，Tp为行星轮的扭矩，T为总扭矩，Zd为内齿轮齿数，Zp为行星轮齿数。
3. 计算内齿轮的扭矩，Td = T。
内齿轮的扭矩等于总扭矩。
行星齿轮扭矩计算实例。
以一个具体的行星齿轮为例，假设太阳轮齿数Zs为20，行星轮齿数Zp为30，内齿轮齿数Zd为50，总扭矩T为100N·m。
根据上述计算公式，可以得到太阳轮、行星轮和内齿轮的扭矩分别为：Ts = 100 × (50 / 20) = 250N·m。
Tp = 100 × (50 / 30) = 166.67N·m。
Td = 100N·m。
行星齿轮扭矩计算公式的应用。
行星齿轮机构的均载系数计算方法
行星齿轮机构的均载系数计算方法
一、概述
行星齿轮机构是现代机械中的一种重要组件，广泛应用于汽车、航空、船舶、机器人等领域。
在行星齿轮机构中，均载系数是一个重要的参数，它反映了齿轮的受力状况和机构的传动效率。
准确计算均载系数对于优化行星齿轮机构的设计和性能至关重要。
二、计算方法
1. 确定行星齿轮组的类型和参数，包括行星齿轮的数量、大小、分布等。
2. 根据齿轮组的类型和参数，建立相应的数学模型。
3. 根据模型，确定各齿轮的载荷分布情况，以及齿轮之间的相互作用力。
4. 结合齿轮的材料特性、制造精度等因素，计算均载系数。
三、影响因素
1. 齿轮的材料特性：不同的材料对载荷的承载能力和疲劳强度有不同的影响，需要选择合适的材料。
2. 制造精度：齿轮的制造精度直接影响其啮合状态和载荷分布，精度越高，均载系数越高。
3. 齿轮的安装状态：行星齿轮的安装位置和固定方式也会影响其受力状态，需要保证安装正确和固定牢固。
4. 环境因素：包括温度、湿度、振动、冲击等环境条件，都会对行星齿轮机构的均载系数产生影响。
四、优化措施
1. 设计时，应合理选择行星齿轮组的结构参数和材料，以提高其承载能力和传动效率。
2. 制造过程中，应保证齿轮的制造精度和安装精度，避免不良因素导致的啮合问题。
3. 定期进行行星齿轮机构的性能检测和维护，及时发现并解决潜在问题。
总的来说，准确计算行星齿轮机构的均载系数需要对机构的结构和受力有深入的理解，并结合实际工况进行综合考虑和优化。
行星齿轮 介绍及原理
行星减速机构成及意义、特点行星减速机主要传动结构为:行星轮,太阳轮,外齿圈.行星减速机因为结构原因,单级减速最小为3,最大一般不超过10,常见减速比为:3.4.5.6.8.10,减速机级数一般不超过3,但有部分大减速比定制减速机有4级减速.相对其他减速机,行星减速机具有高刚性,高精度(单级可做到1分以内),高传动效率(单级在97% -98%),高的扭矩/体积比,终身免维护等特点.因为这些特点,行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上,用来降低转速,提升扭矩,匹配惯量.减速机额定输入转速最高可达到18000rpm(与减速机本身大小有关,减速机越大,额定输入转速越小)以上,工业级行星减速机输出扭矩一般不超过2000Nm,特制超大扭矩行星减速机可做到10000 Nm以上.工作温度一般在-25℃到100℃左右,通过改变润滑脂可改变其工作温度.行星减速机的几个概念:级数:行星齿轮的套数.由于一套星星齿轮无法满足较大的传动比,有时需要2套或者3套来满足拥护较大的传动比的要求.由于增加了星星齿轮的数量,所以2级或3级减速机的长度会有所增加,效率会有所下降.回程间隙:将输出端固定,输入端顺时针和逆时针方向旋转,使输入端产生额定扭矩+-2%扭矩时,减速机输入端有一个微小的角位移,此角位移就是回程间隙.单位是"分",就是一度的六十分之一.也有人称之为背隙.行星减速机是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其它军品级减速机产品相媲美，却有着工业级产品的价格，被应用于广泛的工业场合。
该减速器体积小、重量轻，承载能力高，使用寿命长、运转平稳，噪声低。
具有功率分流、多齿啮合独用的特性。
最大输入功率可达104kW。
适用于起重运输、工程机械、冶金、矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器和航空航天等工业部门行星系列新品种WGN定轴传动减速器、WN子母齿轮传动减速器、弹性均载少齿差减速器。
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-0.247 1.104 13.617 1.489 18.369 12.907
1.995 0.034 0.046
系数Bk 动载系数KV
Bk=|1c'*Ca/((Ft*Ka)/ b)| KV=N(Cv1*B p+Cv2*Bf+Cv 3*Bk)+1
单位载荷Fm/b(小于100时 Fm/b=Ft*KA*
mt=mn/cosβ sinβb=sinβ*cos αn gα =1/2*((da1^2db1^2)^0.5+(d a2^2db2^2)^0.5)a*sinαwt pbt=mt*π*cosα t
0.183 13.1740134
15
9
7.174013395
22.174
22.174 196.3480268
d1=Mn*Z1/CO SΒ
0 0.34906585
170
d2=Mn*Z2/CO
分度圆直径d2
SΒ
180
2 未变位时中心距Ad 3 中心距变动系数Yn 4 啮合角awt
Ad=Mn*(Z1+Z 2)/2COSΒ Yn=(AAd)/Mn tgat=tgan/COS β
at=arctgat COSα wt=Ad/A*COS at
临界转速比N（共振区 0.2~0.5） 总重合的εγ
N=n1/nE1 εγ=εα+εβ
系数Cv1/Cv2/Cv3
齿廓偏差跑合量yp1/yp2 有效基节偏差fpbeH 齿距偏差跑合量yf
0.32 yp=ya=0.075*f pb fpbeH=fpb-yp yf=0.075*fta
有效齿廓形状偏差ffeH ffeH=fta-yf
1.170740691 0
17 18
1.1707 0.0000
17.0000 18.0000
跨测齿数 K1 K2
z'=z*invαt/invα n
k=z'/π*(1/cosα n*((1+2*xn/z') ^2-(cosα n)^2)^0.52*xn*tanαn/z'invαn)+0.5
17
17.0000
674799.387 2.5
1500
174.1740134 0 0
713.7734916
1500 500 350
187.8259866 0 0
0.0000079
965.2719659
0.061169609 14.55977655
8666.264994
0.016810702 1.170740691
0.654615095 1.014898378 12.51707999 1.354915734 16.71062738
齿廓跑合量ya 计算切向力FtH
齿间载荷系数KHα 齿间载荷系数KFα
ya=0.075*fpb
FtH=Ft*Ka*K v*KHβ KHα=0.9+0.4* （2*（εγ-1)/ εγ)^0.5*cγ *(fpb-
34.56180391 29.52131431
34.5618 29.5213
端面重合度εα
纵向重合度εβ 13 公法线计算Wn1 Wn2
当量齿数 Zn1 Zn2
εα=gα/pbt εβ=bH*sinβ/π /mn
Zn1=Z1/(cosβ b)^2/cosβ Zn2=Z2/(cosβ b)^3/cosβ
=100)
Kv)/b
弯曲强度计算名义轴颈 dsh=109*(p/n)
dsh
^(1/4)
d1/dsh(大于1.15为刚 性） 系数K'(右表)
当量啮合齿向误差fsh 系数B1(修形取0.5) 系数B2(修形取0.5)
fsh=Fm/b*0.02 3*(|1+K'*l*s/d 1^2*(d1/dsh)^4 0.3|+0.3)*(b/d1
210 152 165.6519732 159.7477455 169.1446717
10 0
0.1826 13.1740 15.0000
9.0000
7.1740
22.1740
22.1740 196.3480 210.0000 152.0000 165.6520 159.7477 169.1447
10.0000 0.0000
18
18.0000
3.113318222 3.450503392
3.1133 3.4505
K1 K2 W*1 W*2
Wn1 Wn2
W*=COS(PI(K 0.5)+Z**INVa
Wn1=(W*1+2 *Xn1*SINan)* Mn Wn1=(W*2+2 *Xn2*SINan)* Mn
1 支点距离l
齿宽中点位置s 齿距极限偏差fpt1/fpt2(μ 基节极限偏差fpb1/fpb2(μ m) 螺旋线倾斜极限偏差fHβ 1/fHβ2
196.348
齿顶圆直径 da2
210.000
齿根圆直径 df1
152.000
齿根圆直径 df2
165.652
公法线长度 Wn1
79.604
公法线长度 Wn2
80.994
全 齿 高 h1
22.1740134
全 齿 高 h2
22.1740134
0.4 1.1826 0.5000
跨齿数K1 跨齿数K2 端面重合度εα
318014.5476
5 工作制h（小时）
24 分圆圆周力Ft(N)
2699197.549
6 工作制t（天）
360 径向力Fr
982427.563
7 啮合刚度cγ
14.55977655 轴向力Fa
0
Hale Waihona Puke 8 支点距离l1 刀具齿顶高hao
14
9 齿宽重点位置s
0 刀具齿顶圆角半径ρao
4
10 小轮材料疲劳极限σHlim
invat=tgat-at
0.014904384
1602.796 1538.809 1.297443615 1.271910234
0.407 0.424 0.516 0.386
17 18 10 185 330
0 1 1 20 0.4
170.0000
180.0000
175.0000
1.0000
0.3640 20.0000
螺旋线倾斜极限偏差fHβ5
螺旋线公差Fβ1、Fβ2 齿廓公差Fa1/Fa2 齿距累积公差Fp1、Fp2
3.113318222 3.450503392 7.618422744 7.632428282
79.60442887 80.99353266
14.4004306 13.53197837 17.52946592 12.39520422 24.59753584 23.27628826 50.44327894
0.0000 0.0000 0.0000
3 3
7.6184 7.6324
79.6044
80.9935
1.0000
0.0000 15.666 14.721 18.268 12.917 25.652 25.596 63.624
齿面粗糙度Ra101/Ra102 齿根表面粗糙度
Rz101/Rz102 齿廓形状偏差fta1/fta2
20 寿命系数ZNT1 21 寿命系数ZNT2 22 润滑系数ZLZVZR 23 齿面工作硬化系数ZW1 24 齿面工作硬化系数ZW2 25 材料滑移层厚度ρ’ 26 相对齿根表面YRrelT 27 弯曲强度尺寸系数Yx 28 寿命系数YNT1 29 寿命系数YNT2
齿数Z1 齿数Z2 法向模数mn 中心距a 齿面宽b 分度圆柱上的螺旋角β 齿高系数ha1* 齿高系数ha2* 法面压力角αn 齿顶系数cn*
单对齿刚度C'
跑合齿顶磨合量Cay（μ m）
系数Bp
系数Bf
Cay=1/18(σ Hlim/9718.45)^2+1.5 Bp=C'*fpbeH/( Ft*KA/b) Bf=C'*ffeH/(Ft *KA/b)
0.8
6.3 18.06554311
0.800
6.300 19.858
674799.3872
材料密度ρ（kg/mm^3） 单位齿宽转动惯量J* 齿轮副诱导质量 mred(kg/mm) 啮合刚度cγ(N/(mm.μm)
临界转速nE1
J*=π/32*ρ*(1q^4)*dm^4 mred=J1**J2*/ (J1**rb2^2+J2 **rba^2) cγ= nE1=30*10^3/ π/z1*(cγ /mred)^0.5
11 齿顶圆直径da1 da2 12 齿根圆直径df1 df2
基圆直径db1 db2 端面模数mt 基圆螺旋角βb
啮合线长度gα 端面基节pbt
h2=ha2+hf2
da1=d1+2*ha1
da2=d2+2*ha2
df1=d1-2*hf1
df2=d2-2*hf2
db1=d1*cosαt
db2=d2*cosαt
渐开 线园 柱齿 轮传 动 iso9 085
1 精度等级
2模
数 Mn
3齿
数 Za
4
Zc
5 齿 形 角 an
6 齿 顶 高 系 数 ha1*
7 齿 顶 高 系 数 ha2*
8螺 旋 角 β
9中 心 距 A
10 变 位 系 数 X1
11
X2
12 顶 隙 系 数 系 数C* 13 总 变 位 系 数 Xn 14 取 变 位 系 数 Xn1
11 大轮材料疲劳极限σHlim