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行星齿轮计算iso9085

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行星齿轮传动比的计算公式

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(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

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

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

行星齿轮厚油膜均载系统参数分析计算方法
.$".*" * " " % / # . ".$#.*" + " " % / # 式中： — —行星轮内孔半径（! 。 !） " /—
’ 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

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

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。

(中文)KISSsoft软件基础培训----齿轮

(中文)KISSsoft软件基础培训----齿轮
齿轮的优化对于齿轮箱整体设计起到非常重要的作用，使 用KISSsoft软件能够以极低的代价、极短的时间取得理想的齿轮 设计结果。
齿轮影响整个传动系统承载能力和体积有以下参数：
1）材料参数：如材料硬度、极限应力； 2）齿轮参数：基本几何参数，如侧隙、顶隙和压力角等； 3）刀具参数：如齿顶高系数、刀尖圆角半径系数； 4）啮合参数：如中心距、滑动比等； 5）制造参数：齿轮精度、表面粗糙度等； 6）使用参数：如输入转速、计算寿命等； 7）结构参数：如齿轮的偏移位置等；
三. KISSsoft 03-2011 数据库介绍
如下图，为经典的齿轮材料（金属材料的属性一般差 异性不是很大，而塑料各材料之间则比较大）S—N曲线。
KISSsoft给出的S—N曲线
三. KISSsoft 03-2011 数据库介绍
有了齿轮材料S—N曲线，就可以根据齿轮在载荷谱条 件下的应力—循环次数曲线和S—N曲线计算出齿轮的安全 系数、损伤率和寿命。还可以根据齿轮应力—循环次数曲 线相对的S—N曲线的位置，来直观判断齿轮工作寿命是否 达到设计要求和齿轮材料选取的好坏。
齿轮轮齿的修形量就是遵循齿轮工作时振动噪声较小、 最大接触应力较小的原则，参照GB/T 3480-1997（ISO 6336或者DIN 3990）渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法确 定的。
五. KISSsoft软件直齿和斜齿轮及行星轮基本模块介绍
一、直齿和斜齿轮模块介绍
在齿轮基本数据界面，有 大基础版块，齿轮参数设置必不可少的。
1.1 直齿和斜齿轮的几何定义
1.
有两种方法定义齿轮几何参数：一种在 基本界面中设置；另一种则使用Geometry manager（老版齿轮模块界面的继承）。
三
2.

行星齿轮机构的设计与计算课件

行星齿轮机构的设计与计算课件
优化结果验证
通过仿真验证优化方案的可行性和有效性，为实际应用提供指导和 参考。
05
行星齿轮机构的实例分析
实例一：汽车变速器中的行星齿轮机构
总结词
汽车变速器中的行星齿轮机构是实现动力传递的关键部分，具有高效率、紧凑和可靠的 特点。
详细描述
行星齿轮机构在汽车变速器中起着至关重要的作用，它能够实现动力的变速和传递，具 有高效率、紧凑和可靠的特点。行星齿轮机构通过行星轮、太阳轮和齿圈等主要元件的 相互配合，实现了变速和传递动力的功能。在汽车变速器中，行星齿轮机构的设计和计
大小。
效率计算公式
行星齿轮机构的效率等于输出功率 与输入功率之比，通常以百分数表 示。
计算注意事项
在计算效率时，需要考虑齿轮的摩 擦损失、轴承的摩擦损失以及液力 损失等因素的影响。
行星齿轮机构的强度计算
强度定义
行星齿轮机构的强度是指机构在 传递功率过程中，各部件所承受 的应力、应变和扭矩等参数的大
传动比计算公式
行星齿轮机构的传动比等 于机构中所有齿轮的齿数 乘积与太阳轮齿数的比值 。
计算注意事项
在计算传动比时，需要考 虑齿轮的变位情况，以及 行星轮的数量和分布对传 动比的影响。
行星齿轮机构的效率计算
效率定义
行星齿轮机构的效率是指在传递 功率过程中，有效功率与输入功 率之比，反映了机构能量损失的
模型简化与假设
为了简化计算和提高仿真 效率，可以对模型进行适 当的假设和简化，如忽略 摩擦力、弹性变形等。
模型建立方法
采用数学建模的方法，建 立行星齿轮机构的运动方 程和动力学方程，为仿真 分析提供基础。
仿真分析的方法
运动学分析
对行星齿轮机构进行运动学分析，研究其运动规 律和特性，如转速、传动比等。

行星齿轮计算iso9085.xls

行星齿轮计算iso9085.xls
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
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
175 1
0.363970234 0.34906585
0.888898425
齿顶压力角αat1 齿顶压力角αat2
5 总变位系数Xn
awt=arccosawt α at=arccos(db/d a)
invawt=tgawtawt
0.475861433
0.62048792 0.634360586 0.039500425
0.8889
27.2649
35.55133908 36.34618427
0.0395
0.0149
6 变位系数分配Xn1 Xn2
Xn=(Z1+Z2)*( invawtinvat)/(2*tgan)
Xn1 取值
Xn2=Xn-Xn1
1.18259866 0.5
0.683
1.1826 0.5000 0.6826
3 3
1.1707
330 纵向重合度εβ
总速比U(AX-B)
3500 输入扭矩T1（Nm） 145.686 输出转速n2(转/分）

行星齿轮系数计算公式

行星齿轮系数计算公式

行星齿轮系数计算公式行星齿轮系统是一种常用的传动装置，它由行星轮、太阳轮和内齿圈组成，通过它们的相互啮合，实现了不同转速和转矩的传递。

在实际应用中，我们需要计算行星齿轮系统的传动比和效率，以便正确设计和选择传动装置。

其中，行星齿轮系数是一个重要的参数，它可以帮助我们评估行星齿轮系统的性能和稳定性。

行星齿轮系数的计算公式如下：K = (Zs + Zp) / (Zs Zp)。

其中，K为行星齿轮系数，Zs为太阳轮的齿数，Zp为行星轮的齿数。

这个公式可以帮助我们快速计算行星齿轮系统的系数，从而评估其性能和稳定性。

行星齿轮系数的大小对行星齿轮系统的性能有着重要的影响。

通常情况下，行星齿轮系数的取值范围在0.25到0.5之间，较大的系数意味着更好的传动效果和稳定性。

而较小的系数则可能导致传动系统的不稳定和易损坏。

因此，在实际应用中，我们需要根据具体的传动要求和条件，选择合适的行星齿轮系数。

除了行星齿轮系数，我们还需要考虑行星齿轮系统的传动比和效率。

传动比可以通过齿轮的齿数比来计算，而效率则可以通过传动系统的摩擦损失和机械损耗来评估。

这些参数的计算和评估可以帮助我们选择合适的行星齿轮系统，从而实现更好的传动效果和稳定性。

在实际应用中，行星齿轮系统被广泛应用于各种机械传动装置中，如汽车变速箱、风力发电机、船舶传动装置等。

通过合理设计和选择行星齿轮系统，我们可以实现不同转速和转矩的传递，从而满足不同的传动要求。

同时，行星齿轮系统具有结构紧凑、传动比大、承载能力强等优点，使其在工程领域中得到了广泛的应用。

总的来说，行星齿轮系数是评估行星齿轮系统性能和稳定性的重要参数。

通过合适的计算和评估，我们可以选择合适的行星齿轮系统，实现更好的传动效果和稳定性。

在未来的工程设计和应用中，我们需要进一步研究和优化行星齿轮系统，以满足不同的传动需求和条件。

相信随着技术的不断进步，行星齿轮系统将会在更多的领域发挥重要作用。

自动变速器行星齿轮机构的速比计算

自动变速器行星齿轮机构的速比计算

４５ 汽车维修 ２００８．６
系列讲座 ＡＵＴＯＭＯＢＩＬＥ ＭＡＩＮＴＥＮＡＮＣＥ
Ｎ１１＋α１Ｎ１２ －（ １＋α１） Ｎ１３＝０ Ｎ３１＋０－（ １＋α３） Ｎ３３＝０ 因 为 Ｎ１１＝－ Ｎ３１， 可 将 两 方 程 合 并 为单列方程： α１Ｎ１２－（ １＋α１） Ｎ１３＝（ １＋α３） Ｎ３３ α１Ｎ１２ ＝（ １ ＋α１） Ｎ１３ －（ １ ＋α３） Ｎ３３ ＝ （ α１＋α３＋２） Ｎ３３ Ｎ１２＝（ α１＋α３ ＋２） ／α１Ｎ３３ 以 此 类 推 ， 如 果 Ｎ１１＝－ ３Ｎ３１， 则 此 时 的 速 比 为（ α１＋３α３＋４） ／α１Ｎ３３； 如 果 Ｎ１１＝－ ４Ｎ３１， 则 此 时 的 速 比 为（ α１＋４α３＋ ５） ／α１Ｎ３３。 由此可见， １ 档速比是随着泵轮 和涡轮的转速差变化的， 它们的差别 越大， １ 档速比的分子值越大， １ 档速 比 也 就 越 大 。当 泵 轮 与 涡 轮 转 速 相 等 时 ， １ 档 速 比 为（ α１＋α３＋２） ／α１， 用 α１＝ α３＝２ 代入， １ 档速比为（２＋２＋２）÷２＝３。 ２） ２ 档 该变速器从 ２ 档开始只使用前 半部分， 变矩器及后半部分不参与工 作。２ 档时是离合器 Ｃ１ 工作， 使第一 排齿圈主动； 制动器 Ｂ０ 工作， 使第一 排太阳轮制动， 第一排行星架输出。 代入方程： Ｎ１１＋α１Ｎ１２－（ １＋α１） Ｎ１３＝０ 式 中 Ｎ１１＝０、Ｎ１２ 主 动 、Ｎ１３ 输 出 ， 解得： Ｎ１２＝（ １＋α１） ／α１Ｎ１３ 用 α１＝２ 代 入 ， ２ 档 速 比 为（ １＋２） ÷２＝１．５。 ３） ３ 档 离合器 Ｃ２ 工作， 使 第 二 排 齿 圈 和第一排行星架直接为主动， 第一排 行星架直接带动输出轴输出动力， 其 传动比等于 １。 ４） ４ 档 离合器 Ｃ３ 工作， 使 第 二 排 行 星 架为主动， 制动器 Ｂ０ 工作， 使第 一 排 、第 二 排 太 阳 轮 制 动 ， 第 二 排 齿 圈 和 第 一 排 行 星 架 直 接 为 输 出 。代 入 方 程： Ｎ２１＋α２Ｎ２２－（ １＋α２） Ｎ２３＝０ 式 中 Ｎ２１＝０、Ｎ２３ 主 动 、Ｎ２２ 输 出 ， 解得： Ｎ２３＝α２（／ １＋α２） Ｎ２２

行星排配齿及各齿轮设计计算

行星排配齿及各齿轮设计计算

第三章 行星排配齿及各齿轮设计计算§3．1 行星排配齿要求行星变速箱齿轮传动基本参数为齿轮模数m 和齿圈节元直径Dr ，设计时一般用统计和类比的方法确定。

为提高制造工艺性，变速箱行星齿轮传动部分所有齿轮采用同一模数，对于各行星排承受载荷的差异，则通过改变齿轮宽度来调整，以满足强度的要求。

行星动力换挡变速箱的配齿条件:（1）、同心条件为使太阳轮和齿圈旋转轴线重合，行星轮与太阳轮的中心距必须和行星轮和齿圈的中心距相等。

即保证：2s pZ Z -=r Z（2）、装配条件为使行星排各构件所受径向力平衡，各行星轮应均匀分布。

为此，各齿轮与行星轮个数q 必须满足装配条件，否则，当第一个行星轮装入啮合位置后，其它几个齿轮装不进去，为此建立装配条件：r s Z Z qN +=其中，q 和N 都是整数，q 为行星轮的个数。

所以可以将r Z 和s Z 之和分解因数，取其一个适当的因数为q 。

（3）、相邻条件适当增加行星轮个数可以减小行星排传动时的齿间负荷，但如果行星轮个数太多，将会使得相邻行星齿轮的轮齿相互干涉。

因此，设计行星排时必须保证相邻行星轮齿顶间有一定间隙 T tm =，现有结构中t 至少为1到2。

当行星轮数3q =时，一般间隙都足够；4q =且 4.5k <时，一般1t >。

此外都应用下式检验t 值：2sin2cep A D tmθ⨯=+式中A 为行星轮与太阳轮的中心距，ep D为行星轮齿顶圆直径，360/c q θ=。

§3．2 行星排配齿结果对于本变速箱设计方案，其行星排的特征参数及配齿如下：（模数均为6）该配齿方案满足传动比条件、同心条件和装配条件。

§3．3 各齿轮几何尺寸计算所用均为标准圆柱齿轮，模数6m =，啮合角20α︒=相关计算公式： 顶隙系数：0.25c *= 齿顶高系数： 1ah *=分度圆直径：d mz =； 基圆直径：cos b d d α=；齿顶圆直径：外啮合 ：2a a d d h =+内啮合 ：1112(2)a a a d d h z h m *=+=+222a a a d d h m d *=-+215.1a m d z = ；齿根圆直径：外啮合 ：2(22)ff ad d h z h c m **=-=--内啮合 ：222()f a d d h c m **=++ ；全齿高： a fh h h =+； 齿根高：1.25f h m=；齿顶高：外啮合12a a h h m ==内啮合：1a h m = ； 22(17.6/)a h z m =-中心距：()2112a m z z =±齿顶圆压力角：1cosba ad d α-= 重合度：()()11221tan tan tan tan 2a a z a z a εααπ=-±-⎡⎤⎣⎦。

行星齿轮传动计算

行星齿轮传动计算

行星齿轮传动计算
行星齿轮传动是一种常用的传动方式，其结构紧凑、传动效率高，广泛应用于工业和汽车领域。

在进行行星齿轮传动的计算时，需要考
虑多种因素，例如传动比、扭矩的传递、齿轮的参数等。

下面将详细
介绍行星齿轮传动计算的方法和注意事项。

首先，行星齿轮传动的传动比等于太阳轮的齿数与行星轮的齿数
之和，除以行星轮的齿数。

即：i=(Zs+Zp)/Zp
其中，Zs为太阳轮齿数，Zp为行星轮齿数。

根据传动比，可以计
算出输出端和输入端的转速比例关系。

其次，行星齿轮传动的扭矩传递需要考虑输入端和输出端的扭矩、太阳轮的参考直径、行星轮与内部齿轮的参考直径等因素。

其中，参
考直径是指行星齿轮传动中的一个特殊直径，不同齿轮的参考直径有
不同的计算方法。

最后，行星齿轮传动中的齿轮参数包括齿轮的模数、压力角、齿
廓等。

这些参数对于行星齿轮传动的运行效果和寿命有着重要的影响。

在进行齿轮参数的选择和设计时，需要注意各参数之间的相互关系和
适用范围。

需要注意的是，在进行行星齿轮传动计算时，还需要考虑传动效率、齿轮的制造和安装精度等因素。

这些因素对于行星齿轮传动的实
际应用有着重要的影响。

因此，做好传动计算的前期工作和对传动的
实际运行情况的监测，对于保证行星齿轮传动的稳定性和可靠性都是至关重要的。

总的来说，行星齿轮传动计算涉及多方面的因素，需要综合考虑各因素之间的相互影响。

只有做好各方面的准备工作和对传动的实际运行情况的监测，才能够保证行星齿轮传动的稳定性和可靠性，进而为工业和汽车领域的发展提供有力的支持。

行星齿轮 计算公式

行星齿轮 计算公式

行星齿轮计算公式行星齿轮计算公式。

行星齿轮是一种常用于传动系统中的齿轮装置，其结构紧凑、传动比大、负载分布均匀等特点使其在工业生产中得到广泛应用。

在设计和选择行星齿轮传动系统时，需要根据具体的工程要求来计算传动比、载荷分布等参数，而行星齿轮的计算公式则是其中的关键。

一、行星齿轮的基本结构。

行星齿轮由太阳轮、行星轮、行星架和内齿圈组成。

太阳轮和内齿圈为固定不动，行星轮则围绕太阳轮旋转，行星架连接行星轮和内齿圈。

通过这种结构，行星齿轮可以实现较大的传动比，同时也可以实现负载的均匀分布。

二、行星齿轮的计算公式。

1. 传动比的计算公式。

行星齿轮的传动比可以通过以下公式来计算：i = (1 + Zs/Zp) (1 + Zs/Zr)。

其中，i为传动比，Zs为太阳轮的齿数，Zp为行星轮的齿数，Zr为内齿圈的齿数。

通过这个公式，可以很容易地计算出行星齿轮的传动比，从而为工程设计提供参考依据。

2. 载荷分布的计算公式。

行星齿轮的载荷分布是设计中需要重点考虑的问题之一。

通常情况下，可以通过以下公式来计算行星齿轮的载荷分布：Fp = Fr (Zs/Zp)。

其中，Fp为行星轮的载荷，Fr为内齿圈的载荷，Zs为太阳轮的齿数，Zp为行星轮的齿数。

通过这个公式，可以清晰地了解到行星齿轮在工作过程中的载荷分布情况，从而为传动系统的设计提供指导。

3. 功率传递的计算公式。

行星齿轮的功率传递可以通过以下公式来计算：P = (2 π n T) / 60。

其中，P为功率，π为圆周率，n为转速，T为扭矩。

通过这个公式，可以计算出行星齿轮在工作时所需的功率，为传动系统的选型提供依据。

4. 效率的计算公式。

行星齿轮的效率可以通过以下公式来计算：η = (1 ε) 100%。

其中，η为效率，ε为传动损失。

通过这个公式，可以清晰地了解到行星齿轮在工作时的能量损失情况，从而为传动系统的优化提供参考。

三、行星齿轮计算公式的应用。

行星齿轮的计算公式在工程设计中具有重要的应用价值。

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0.031602869 0.042190653
-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