行星齿轮传动设计方法

行星齿轮传动设计方法

国家标准 GB/T33923一2017 行星齿轮传动设计方法 Designmethodsforplanetarygeardrives 2017-07-12发布 2018-02-01实施 国家质量监督检验检疫总局 发布 国家标准化管理委员会国家标准
GB/T33923一2017 9. 56 键连接 9.5行星架 56 9.6箱体 57 9.7" 轴 57 9.8行星轮销轴 57 58 9.9行星齿轮传动的转动惯量计算 58 9.10平衡 59 9.11安装 60 10热功率计算 60 0.1许用热功率 60 0.2许用热功率确定的标准条件 60 0,.3方法A-测试法 62 0.4方法B计算法 73 0.5非标准条件时的修正法则 10.6效率 75 润滑 1 75 75 1l.1概述 1.2润滑剂的选择 76 1.3润滑方法 76 1.4润滑维护 78 附录A(规范性附录)两类行星齿轮传动装置的设计 80 附录B(资料性附录)专用行星齿轮传动装置设计示例 86 附录c(资料性附录复合行星齿轮传动装置设计计算示例和特殊配齿示例 93 附录D(规范性附录)轴承配置设计和尺寸规格选择 99 附录E(资料性附录)轴承径向工作游隙计算 115 附录F资料性附录轴、轴承座和轴承之间的配合 121 附录G(资料性附录)许用热功率计算示例 124
GB/33923一2017 前 言 本标准按照GB/T1.1一2009给出的规则起草 本标准由机械工业联合会提出 本标准由全国减速机标准化技术委员会(SAC/TC357),全国冶金设备标准化技术委员会(SAC TC409)归口 本标准起草单位;天津华建天恒传动有限责任公司、江苏泰隆减速机股份有限公司、重型机械 研究院股份公司、江苏上齿集团有限公司、郑州机械研究所、太原理工大学、斯凯孚()有限公司、北 京起重运输机械设计研究院 本标准主要起草人:李钊刚、张绍明、孔霞、徐为民、张国瑞、朱孝禄、张展、刘世军、王铁、王希汇、 HIakan Lindgetn、李鹏,武志斐,赵额,曾建峰,苏静,股平,猴云龙.张玉圣
GB/33923一2017 行星齿轮传动设计方法 范围 本标准给出了行星齿轮传动设计的符号,行星齿轮传动的类型和传动比计算,装配要求和配齿方 法、系统特性及特殊要求、齿轮设计、均载、零部件设计、热功率计算和润滑等设计指南和规范 本标准适用于工业、车辆和机床用单级或多级渐开线行星齿轮减速器和增速器的设计,齿轮可以是 直齿轮,也可以是斜齿轮,行星架转速低于1800r/min,齿轮的最高转速不超过4500r/min,齿轮的节 线速度不大于35m/s 如果存在下述超出常规设计的情况,则应进行更详细的分析研究 轻的重量; 大功率; 大转矩; 低的速度; 空间受限制; 采用本标准外的润滑方法; 采用双斜齿齿轮; 极端环境温度; 磁场或真空环境 附录A给出本标准在两类行星齿轮传动装置设计中的具体应用 规范性引用文件 下列文件对于本文件的应用是必不可少的 凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文 件 凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件 GB/T3141工业液体润滑剂IsO粘度分类 GB/T3480渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法(GB/T34801997,eqvISO6336-16336-3 1996 GB/T9239.1机械振动恒态(刚性)转子平衡品质要求第1部分;规范与平衡允差的检验 ISO1940-l:2003,IDT GB/T10095.1圆柱齿轮精度制第1部分:轮齿同侧齿面偏差的定义和允许值 GB/T10095.2圆柱齿轮精度制第2部分:径向综合偏差与径向跳动的定义和允许值 GB/T19073风力发电机组齿轮箱 GB/Z19414工业用闭式齿轮传动装置(GB/Z19414一2003,IsO/TR13593;1999,IDT) sO76滚动轴承额定静负荷(Rolingbearin -Staticloadratings) ings so281;2007滚动轴承额定动载荷和额定寿命(Rollingbearings一Dynamieloadratingsand life rating sO4406液压传动流体固体微粒污染分级编码法Hydraulieluidpower-Fluids-Method or coding levelofcontamination yolidpmriele) 1SO6336-1直齿轮和斜齿轮承载能力的计算第1部分:基本原理、简介和通用影响系数(Cal
GB/T33923一2017 eulationofload of spurandhelicealgears Part Bhasicprinciples capacity l: introductionandgeneral influencefactors sO6336-2直齿轮和斜齿轮承载能力的计算第2部分:;齿面持久强度(抗点蚀)的计算[Caleu- lationofloadcapacityofspurandheliealgearsPart2;Caleulationofsurfacedurability(piting) sO6336-3直齿轮和斜齿轮承载能力的计算第3部分轮齿抗弯强度计算(Caleulationofload andhelical th -Part3;Caleulationoftoothbendingstrengt capacityotspur gearS sO6336-5直齿轮和斜齿轮承载能力的计算第5部分材料的强度和质量(Caleulationofload andhelicalgears Part Strengt gthandgualityofmaterials capacityotspur SsO6336-6直齿轮和斜齿轮承载能力的计算 6部分:变载荷下使用寿命的计算(Caleulation oloadeapacityofspurandhelicalgears Part6:Calculationofservicelifeundervariableload ISO9084 直齿轮和斜齿轮承载能力高速和有类似要求齿轮的应用Caleulationofloadcapac ityofspurandhelicalgears Applieation toighspeedgearsandgearsofsimilarrequiremments) 工业齿轮应用(Caleulationofloadcapacityofspur SsO9085直齿轮和斜齿轮的承载能力计算 andhelicalgears- -Applieationforindustrial gearS 计算和系数(Roling" ISO15312滚动轴承许用热功率 bearings一ThermalspeedratingCal eulationandcoefficients) 滚动轴承通用承重轴承修正参考额定寿命的计算方法(Rollingbearings ISO/TS16281 Methodsforcaleulatingthemodifiedreferenceratinglifeforuniversallyloadedbearings) 符号 3 表1所示的符号适用于本文件 表1符号 符号 术语 单位 首次使用 A 最大公因子 表10 Ae 行星架布置常数 式(72 暴露在强制对流下的外表面积 A m 式60 紧固件的拉伸截面积 As mm 式(49 箱体与空气的接触总面积 式(58) m AT 中心距 式(18) mm B 海拔高度系数 式(987 B 环境温度系数 式(98) Bp 运转周期系数 式98) 最高允许油池温度系数 BsT 式98 空气流速系数 式(98) By 6” 轮齿的有效啃合齿宽 式(37) mm 太阳轮和行星轮啃合的齿宽 mmm 式(86) 行星轮和内齿圈的嘈合齿宽 式(93) b mmm 行星轮全齿宽 式(74 bwp mm
GB/33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 太阳轮全齿宽 bws mm 式(72 行星架 图1 c N 轴承基本额定静载荷 表16 C 式(66) 接触式油封材料常数 轴承的径向间隙 式80) mm 内齿圈的最大外径 式61 mm D 行星架外径 mm 式(75 紧固件的公称直径 D mm 式(50 D 和油封接触的轴直径 式(667 mm 花键工作齿高一半处的直径 mm 式(37) d 滑动轴承的内径 式80) mm dl 轴承的内径 式(69) mmm 1 空心轴的内径 式39 mm 内花键的小径 式(37) dP" mmm d 轴承的平均直径 mm 式68 紧固件的最大公称直径 mm 表 13 轴的最小直径 式(397 mm d 式(69) 轴承的外径 mm d 行星轮外径 式(18) mmm 太阳轮外径 式(72) dlos mm des" 外花键的大径 mm 式(37 d 内花键的齿根圆直径 mm 式(43 内花键筒壁的外径 式 mm 43 dso0 太阳轮的节圆直径 式(23) mm 指数 式(77) N F 施加的拉伸力 式(53) 轴承动载荷的轴向分量 表16 一 FM 预紧拉力 式(49 F" 太阳轮径向综合总偏差 mm 式33 行星轮径向综合总偏差 F" 式(337 mm F 轴承动载荷的径向分量 表16 N 式(75 行星架浸油系数 f 式(84) 外啃合摩擦因数 内呐合摩擦因数 式(91)
GB/T33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 轴承浸油系数 f 式(68 行星轮浸油系数 式(74) f 最大单个齿距允差 式(25) mm fT 太阳轮浸油系数 式(72) 轴承摩擦因数 式(77 轴承轴向摩擦因数 式(78) 联轴器的角度偏差 rad 图18 单较式齿式联轴器角度偏差的合理极限值 rad 9.2.2 H 轴承浸油深度 式(70) mm H HRC 芯部硬度 式(37) H 内、外花健齿面硬度较低的一个的齿面硬度 HRC 式(38) H 哒人时太阳轮和行星轮啮合的滑动率 式(87 H 啮人时行星轮和内齿圈啮合的滑动率 式94 H 啮出时太阳轮和行星轮合的滑动率 式(87 呐出时行星轮和内齿圈呐合的滑动率 H 式94 强制对流传热系数 式 kW/m3 60 h后 C 自然对流传热系数 式(60 kW/(m C 式(60) 热辐射传热系数 kw/m 装置的总传热系数 w/nm 心 式(58) hT 机构传动比 式(20) 轴承功率损失系数 式80 行星架和各行星轮轴总成相对于行星架中心轴线回转的转动惯量 Jc+" kg/mm" 式(54 每个行星轮轴总成相对于行星架绕自身轴线回转的转动惯量 式(54) JS kg/mm" 内齿圈及其总成绕自身轴线回转时的转动惯量 式(54) kg/mm” JR 太阳轮及太阳轮轴总成的转动惯量 kg/mm 式(54) 行星传动轴系折算的高速轴上的总转动惯量 式(54 kg/mm K 使用系数 7.2.3.1 N K 轴承所受轴向载荷 表19 齿向载荷分布系数 K 7.2.3.3 K 外啃合载荷强度 N/mm 式(85) 内啃合载荷强度 N/mm” 式(92) K 式(37 载荷分布系数 K 连接刚度系数 式(52) Kc 材料许用应力系数 式(38)
GB/33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 扭矩系数 K 式(51 7.2.3.2 K、 动载系数 式(32) K 均载系数 滑动轴承的接触宽度 式(8o) mm Le 联轴器长度 式(45) mm 联轴器的最小极限长度 式36 mm 紧固件夹紧长度 mm 图21 M 紧固扭矩 N m 式(51 M 外呐合机械效益 式(84) M 内呐合机械效益 式(91) M 轴承的空载转矩 Nm 式67 M 轴承载荷的摩擦力矩 Nm 式(76 M 轴承轴向载荷的摩擦力矩 Nm 式76 m 齿轮端面模数 rmm 式(73 心 表" 行星轮个数 Vcr" 每组行星轮的数目 表9 NGp 联铀器转速 式(437 r/min 轴承绕自身轴线的转速 式(67) 川 r/min 行星架转速 r/min 式(3 高速轴转速 r/min 式(54 输人转速 r/min 式(l 式(1 输出转速 r/min 内齿圈转速 式(5 r/min nR 太阳轮转速 式(4) r/min " n 太阳轮相对于行星架的转速 r/min 式(14) n8 内齿圈相对于行星架的转速 r/min 式(15 n 行星轮相对于行星架的转速 r/min 式(16 和油封接触的轴的转速 r/min 式66 行星轮 图1 kw P 输人功率 图 23 力 kw 滑动轴承液力功率损失 式(79) kw 式(65 P 滚动轴承的摩擦功率损失 式(64) Pw 滚动轴承的搅油功率损失 kw P8 滑动轴承摩擦功率损失 kW 式(65)
GB/T33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 止推环摩擦功率损失 kw P 式(79 kw 行星架搅油功率损失 式(71) Pe P中 kW 行星轮搅油功率损失 式(71) Pa 太阳轮搅油功率损失 kw 式(71 P 紧固件螺距 式(50) mmm P 负载功率损失 kW 式(57 PM1 每一支咽合传递的功率 kW 式(31 齿轮呐合摩擦功率总损失 kw 式(65) PML 力 每 -支太阳轮和行星轮呐合的功率损失 kw 式(833) P' P8 kw 每一支行星轮和内齿圈呐合的功率损失 式(83) Ps 齿轮的搅油功率损失 kW 式(64) P 空载功率损失 kw 式(57 N P0 轴承当量静载荷 表16 w Pa 散热量 式(56 、P 最简分数的分子和分母 表8 接触式油封的摩擦功率损失 kw 式(64) P kW 23 许用热功率 图 修正后的许用热功率 PT kw 式(98) Ps 根据标准条件确定的许用热功率 kw 式(98) P 发热量 kw 式(56) P N 轴承动载荷 式(77 O 最简分数的分子 表9 内齿圈 图1 R 联轴器半径 式(46) Re mm R 粗糙度系数 式(72) R 0,2%非比例延伸强度 N/mm 式(48) 止推环内半径 式81 mmn 内齿圈齿顶圆半径 mm 式95 riR 止推环外半径 mm 式(81 行星轮齿顶圆半径 m 式(88) roP" 太阳轮齿顶圆半径 mm 式(90) r0s 式(93) 行星轮和内齿圈啮合的节圆半径 rp-R mm 式(88) 行星轮和太阳轮啮合的节圆半径 rwp- mm 内齿圈的节圆半径 式(95) mm
GB/33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 太阳轮节圆半径 mm 式(86 rws 太阳轮 图1 考虑使用系数K,后的齿面挤压应力 N/mm 式(38) Se 许用挤压应力 N/mm 式(38) S. 滑动轴承承载能力的无量纲因数Sommerfield数 式82) s. 考虑使用系数KA后的勇切应力 N/mm 式37 SsN 材料许用剪切应力 N/mm 式37 轴的最大扭转剪切应力 N/mm 式(39 N/mm 总拉应力 式(40) N/mm 许用应力 式(40) SA s 轴承静载安全系数 9.l.6.1 啮合径向力产生的引起筒壁爆裂的应力 N/mm 式(41 花键齿弯曲拉应力 N/mm 式(42 离心力产生的圆周应力 N/mm 式(43 联轴器传递的额定转矩 Nm 式37 周围空气温度 23 T 图 Nm 载荷最大分支的转矩 式(32 Twae 行星架转矩 N Te 式(22) T 每一支啃合的太阳轮转矩 Nm 式(84) T 每一支啃合的行星轮转矩 Nm 式91 T 总额定转矩 Nm 式32 T 内齿圈转矩 Nm 式(21 T 太阳舵转矩 式(29) N m T 油池温度 图23 m" 油膜厚度 mm 式(81) 内花键筒壁的壁厚 式(41 mm 行星轮和太阳轮的齿数比 式88) 内齿圈和行星轮的齿数比 式95 冷却风扇产生的空气流速 m/s 式(62 周围空气速度 mm/s 2 表" UA 节线的绝对速度 m/s 式(23) 0 式85 太阳轮和行星轮啮合的节线速度 m/s V 式(92) 行星轮和内齿圈咽合的节线速度 m/s 节线的相对速度 式(24) m/s
GB/T33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 单位面积上的载荷 w kPa 式(82 N w 附加轴向力 式 44 w 行星架宽度 式(75) mm w 联轴器在半径R处的切向摩擦力 N 式(47 w 联轴器另一端产生的附加径向力 N 式(45) 变位系数 表7 总变位系数 5,2 齿形系数 式(42 Y 、Y 轴向载荷系数 表16 表9 具有不同啃合状态的行星轮组的数目 花键齿数 式(38) 与内齿圈啮合的行星轮齿数 表8 与太阳轮啮合的行星轮齿数 表8 内齿圈齿数 表2 之R 表2 太阳轮齿数 齿轮齿数 表 10 配啮合齿轮的齿数 表10 花键压力角 式(41) 太阳轮和行星轮呐合的端面呐合角 式(87) 行星轮和内齿圈哒合的端面哒合角 式(94 分度圆螺旋角 式72 太阳轮和行星轮嘻合的节圆螺旋角 式(84 行星轮和内齿圈咕合的节圆螺旋角 式(91) 中心距极限偏差 式(34) Aa mm Aa 行星轴承最大径向工作游隙的二分之- mmm 式(34) A 受力后的径向变形量 式(34 mmm Aa 由齿轮精度决定的最大径向偏心量 式(33) mmn Ad. 太阳轮运转时的偏心量 图18 mmm 太阳轮运转时的最大偏心量 Aaama mm 式(34 联轴器的偏心量 m 9.2.2 > 相邻行星轮之间的间脉 mm 式(18) Ag "ec T 图23 油池温升 式(63) 箱体外表面的热辐射系数 相邻两行星轮之间的中心角 式(18)
GB/33923一2017 表1续 符号 术语 单位 首次使用 效率 式(99 MPas 出油口润滑油动力黏度 式(80 "l 式(44) 摩擦因数 式(68) 油池温度下油的运动黏度 mmm'/s 紧固件拉伸应力的计算值 N/mm 式(53) 紧固件的许用拉伸应力 N/mm 式(52 预紧拉应力 N/mm 式(48 oM 注，标准所有规范性附录和资料性附录新出现的符号不会被本标准正文引用,故表1未予列出 行星齿轮传动的类型和传动比计算 4.1概述 图1为简单行星齿轮传动机构简图 装在动轴线Op上的齿轮P既自转又绕固定几何轴线O 公转,如同行星一样运动,故称之为行星轮 装有行星轮并绕固定轴线O0转动的构件C称为行星 架 与行星轮啃合且几何轴线固定的太阳轮S和内齿圈R称为中心轮 中心轮轴线和行星架轴线共 同重合于机壳上的一条几何轴线,称之为主轴线 在行星传动中,凡轴线与主轴线重合且直接承受外转 矩的构件,称为基本构件 图1所示的中心轮s,R和行星架C,统称行星传动的三基本构件 不论行星架是否转动，一般把所有带有行星架和内齿圈的齿轮传动通称为行星齿轮传动 口 说明 行星架; C 行星轮; 内齿圈; S 太阳轮 图1简单行星齿轮传动机构简图
GB/T33923一2017 与定轴传动相比,行星齿轮传动的主要优点是;由于功率分流,多个行星轮分担载荷,合理地应用了 内啃合传动,使得结构体积小,单位质量的承载能力高、质量和转动惯量小,安装占用空间小;齿轮上的 滚动与滑动速度小;输人、输出同轴线;某些传动类型的一部分功率作为联轴器功率传递,效率更高;单 级能实现较大的传动比 行星齿轮传动的主要缺点是:结构较复杂,零件数较多,单件小批量生产时制造成本较高;检查、维 护和修理较困难;装置容纳润滑油空间较小;轮齿折断或内部轴承失效会引起较大的整体损伤;行星轮 轴承因承受离心载荷而有转速限制 4.2固定元件 行星齿轮传动中的太阳轮、行星架和内齿圈中的任一元件均可作为固定元件 4.3类型 4.3.1行星齿轮传动分类 行星齿轮传动通常可分为 -非差动行星齿轮传动,包括 -简单行星齿轮传动 复合行星齿轮传动 合行星齿轮传动 差动行星齿轮传动 4.3.2简单行星齿轮传动 简单行星齿轮传动由一个太阳轮、一个或多个行星轮、一个安装行星轮的行星架,以及一个内齿圈 组成 各元件可以采用多种不同方式进行连接,相应得到不同的传动比 图2所示是一种典型布局,该 图没有设定固定元件 行星轮 内齿圈 太阻轮 行星架 图2简单行星齿轮传动 4.3.3复合行星齿轮传动 在复合行星齿轮传动中,两个行星轮通过一根公共轴相连接 各元件可以采用多种不同方式进行 连接,相应得到不同的传动比 图3所示是一种典型布局,该图没有设定固定元件 10
GB/33923一2017 双联行星轮 内齿圈 行星架 太阳轮 图3复合行星齿轮传动 4.3.4耦合行星齿轮传动 耦合行星齿轮传动由两组或多组简单行星齿轮传动组合在一起,使一组简单行星元件和邻近一组 简单行星元件公用两个元件 图4所示的传动由两组简单行星组合而成,公用一个行星架和一个内齿 圈 内齿圈是由两个内齿轮做成一体的整体件,两个内齿轮的齿数和模数等参数可以相同也可以不 同 各组元件可以采用多种不同方式进行连接,相应得到不同的传动比 内齿圈 行星轮1 行星轮2 输出太阳轮 输入太阳轮 行星架 图4耦合行星齿轮传动 4.3.5差动行星齿轮传动 差动动行星齿轮传动具有多个输人或输出,可将多个输人合成单个输出,也可将单个输人分解成多 个输出,根据转矩平衡关系而旋转 4.4行星齿轮传动的传动比 4.4.1传动比及概述 传动比是指机构中两运动构件间输人构件转速与输出构件转速的比值,以字母i并附以上、下标表 上标是固定件,下标第一个字母是输人构件,第二个字母是输出构件 如.漫表示内齿圈R固定 示 时,太阳轮s是输人构件,行星架C是输出构件时的传动比 除计算传动比外,还应确定两构件间的回 转方向,对于平面机构当两构件回转方向相同时规定为“十”值,相反时为“一”值 当行星架固定时,输人构件与输出构件的回转方向相同的机构称为正号机构,相反时称为负号 11
GB/T33923一2017 机构 当li|>1时,为减速传动;当lil<1时,为增速传动 除了传动比外,本标准分别用字母怎、n、尸、T并附以不同的齿轮或构件符号来表示相应件的齿 数、转速、功率和转矩,如R、nR、PR、TR分别表示内齿圈R的齿数、转速、功率和转矩 表2列出多种行星齿轮传动的旋转方向传动比以及轮齿基本啃合频率 行星齿轮传动有许多确定传动比和旋转方向的方法,本标准推荐其中常用的2种 表2部分类型的行星齿轮传动的旋转方向、传动比以及轮齿基本啮合频率 传动类型简图 固定输人 输出转向 传动比 轮齿基本啮合频率/Hz ER "RER R 相反 i乐 6O A型 二s "RER R 相反 is= 6O 之R neR 三 相同 i服=1+ 三 60 R lcER 相同 长 6O 之s十之R c "eEs 三 相同 ikc=1十 60 文 S e这s 3R 相同 R i 60 之s十之R 高速 低速 sR R 相反 / B型 您pR您s ss RR 60 60 米pR您s s3s RER R 相反 i一 60 60 s之R ns 一ne)E Ps之R nc之R 相同 i漫=1十 60 PR2s R 之R2s 1s一Hcs nc之R 相同 之R义s十义您R 60 60 空R之s ne义s nR nc)文R 相同 iRc=l+ 60 60 交内之R S n一ne)您R ne3s 3s3R 相同 R 60 60 ZR定s十之s芯 C型 川R二R ER R 相同 乐 3s 60 R neR 相反 R 漫= 60 nc2s 相同 i 60 12
GB/33923一2017 表2(续 输出转向 传动类型简图 固定输人 传动比 轮齿基本啃合频率/Hz D型 s 1s之s1 s2 S 相反 s1= 6O nczs 三s S2 ic=1十 相同 60 文s S1 e义 S2 相同 fN 60 2s1十2 nc之s Es S 相同 e=1-" 60 文s1 S2 王 nc之s S1 相同 60 E型 R H2之 R2 R 相反 ikeR 60 安R 9 neE Rl R2 相反 ikiR- 60 安R i2 "is R R2 相同 R e 60 之R1十之R2 吉 neEe 之Rm 喜 R2 R 相同 i品 S 之R1十之阳 F型 高迷 低浊 E巴R R2 R 相同 ieR c2之P p2 -R ia e3e MR 60 60 之p2之R nc义R 1R -1c)之R2 R R2 相同 c=1 60 60 光P之R2 13
GB/T33923一2017 表2(续 轮齿基本合频率/Hz 传动类型简图 固定输人输出转向 传动比 低速 高速 G型 文PR 1R12R nR2之R2 i聪= RI1 R2 相反 60 60 文R1文P HR2一e)总R2 z e R2 相同 慧 =1+ 60 60 阳S 干！ 二o)E 起这n "e义 相同 R2 RI1 ie=1十 60 60 ER1文 七 H型 2之 71s12s1 n2文 S Sl 相同 iS8 s1您2 60 60 之2之s1 Hs1s1 川s92之9 i S2 1 相同 做您p 60 60 s1之p nc您s1 ns一nc)Zs s S2 相同 i=1 60 60 sS=P 光义一您s义 ns1一nc)文s0 nc之 s2 s1 相反 i说c一 60 60 您s22 1型 Hs1您s1 60 之s之P之P 川s92之9 S S2 相反 iS、= 之s1文P文p 60 n之P 60 s e义s 60 P您义 nc之 S1 S2 相同i景 =1+ 60 2s1之之 之p ns一nc 60 14
GB/33923一2017 4.4.2确定旋转方向和传动比方法1一图表法 4.4.2.1 求解方法步骤 此方法应严格按照以下三个步骤求解,为了简便,用数值1表示除行星轮之外的所有元件绕自己的 轴线旋转一圈 完成每一步后把太阳轮、行星轮、行星架和内齿圈的绝对位置依次存放在表3,表4,表 5和表6的第一,第二,第三行的各栏中 第一步,假设行星轮固定(O),任何元件之间不存在任何相对运动,让输人元件旋转一圈(十1),带动 其他所有元件同样方向旋转一圈(+1),把结果存放在第一行中 第二步,固定行星架(0),使行星传动真正的固定件反向旋转一圈(-1)，按定轴传动求传动比的方 法根据齿数比求出其余元件的相对旋转量,把结果存放在第二行中 第三步把前两行对应栏相加,得每个元件的绝对旋转量和方向这时行星传动真正的固定件的旋转 量为+1一1=0. 4.4.2.2内齿圈固定太阳轮输入 表3所示是内齿圈固定,太阳轮输人和行星架输出的基本形式 表的第一行所示数值为除行星轮()外 第二行所示数值为固定行星架(o),内齿圈反向旋转 的所有元件同样方向旋转 一圈(1) 一圈(一1)时,太阳 轮、行星架的相对旋转量 第三行是前两行对应栏相加得结果,为太阳轮、行星架和内齿圈的绝对旋转量和方 向,行星轮是相对于自身轴线的旋转量和方向 第三行显示内齿圈的旋转为+1一1=0. 表3内齿圈固定,太阳轮输入、行星架输出 各轴的旋转方向和旋转量 固定元件 太阳轮 行星轮 行星架 内齿圈 输入n 输出n 行星轮固定 十1 十1 十1 R 行星架固定 之s E 三 内齿圈固定 1十 十1 Zp" 义s 15
GB/T33923一2017 表3中机构的传动比由式(1)计算 =漫=1+部 lio= 1 4.4.2.3太阳轮固定、内齿圈输入 表4所示是太阳轮固定,内齿圈输人和行星架输出的基本布局 表的第一行所示数值为除行星轮 0)外的所有元件同样方向旋转一圈(+1) 第二行所示数值为固定行星架(o),太阳齿轮反向旋转一圈 -1)时行星轮和内齿圈的相对旋转量 第三行是前两行对应栏相加得结果,为太阳轮、行星架和内齿 圈的绝对旋转量和方向,行星轮是相对于自身轴线的旋转量和方向 第三行显示太阳轮的旋转为+1 1=0 表4太阳轮固定、内齿圈输入、行星架输出 各轴的旋转方向和旋转量 固定元件 太阳轮行星轮行星架内齿圈 输入" 输入n 行星轮固定 十l 十I 十l 上s 行星架固定 R " 太阳轮固定 十1 十 您R 表4中机构的传动比由式(2)计算 ？ iic=1十 景 io= 4.4.2.4差动行星、联合输入 图5所示的差动行星是以内齿圈和太阳轮为输人,以行星架为输出的基本布局,式(3)为其行星架 16
GB/33923一2017 转速的计算公式 此方式布置的行星齿轮传动机构的输出转速,可以通过组合表3和表4来确定 在 使用图5所示机构的转速公式时,用户应设定一个旋转方向为正,反向为负 式(4)和式(5)由式(3)导 出,用来说明太阳轮或内齿圈为输出时的情况 内齿圈n 太阳轮n 行星架g 图5差动行星,联合输入 图5中机构的转速由式(3)式(4)和式(5)计算 1s R ne= +" 1十 定s 之R 二R n=ne(十 nR s Es n只一ne1十 1s 之R 文R 式中: 行星架转速,单位为转每分(r/min) 1c 太阳轮转速,单位为转每分(r/min) ns 内齿圈转速,单位为转每分(r/nmin). 1R 4.4.2.5耦合行星齿轮传动 表5所示是两级稠合行星齿轮传动装置的布局 第一级与表3所示相同,可以按照相同的方法进 行分析 第二级与第一级相同但是输人和输出元件相反 对于此布局,内齿圈和行星架为两级共用 稠合行星齿轮可以通过将第一级的输出传动比作为第二级的输人来进行分析 17
GB/T33923一2017 表5稠合行星齿轮传动 印 书 输入n 、 输出n 3 第一级各轴的旋转方向和旋转量 固定元件 行星轮" 太阳轮" 太阳轮1 行星轮1 行星架(公用 内齿圈(公用 行星轮固定 十 十1 十1 ER 二" 二" " 行星架固定 元 m 刚 z想 二" 1+ 1+ 内齿圈固定 +l Z 您s 之p 之 第二级各轴的旋转方向和旋转量 表5中机构的传动比由式(6)计算 R w-“-虎后-(+)(+ 茫e 4.4.2.6复合-耦合行星齿轮传动 表6所示是两级复合-耦合行星齿轮传动的布局 第一级与表3所示相同,可以按照相同的方法进 行分析 第二级可以按照表6进行分析,以表3所示的输出转速比作为第二级的输人 其他所有装置的行星齿轮传动布局都可以根据这些基本布局进行分析求解 18
GB/33923一2017 表6复合-稠合行星齿轮传动 -R -P Zn 输出n 输入n 各轴的旋转方向和旋转量 固定元件 太阳轮1 行星轮1 行星架1l 内齿圈1 行星轮2 行星架2 内齿圈2 行星轮固定 十1 R1 汇R1之a R 行星架固定 文s1 义 me" Em 二R EN E " 十1 内齿圈之固定 十l 1十 二s 二 光P 之则实RR 表6中机构的传动比由式(7)计算 R1之 小="=温出=(+) n 2s1 >义 4.4.3确定旋转方向和传动比方法2一相对运动法 相对运动法又称转化机构法,是给整个行星齿轮传动机构上加上一个相反的转速(一nc),使整个 机构转化成行星架不动的定轴线齿轮传动机构 就可以利用定轴轮系传动比式(8)计算转化机构的传 动比,进而计算出行星齿轮传动机构的传动比 所有从动轮齿数之乘积 1一 i= =(一1)" 8 所有主动轮齿数之乘积 式中: 固定元件; 主动输人元件; 从动输出元件; n -外啮合齿轮副的对数 若将行星架C固定,则可列出式(9,式(10). 19
GB/T33923一2017 (9 =(ns一ne/(nR一ne 漫 =(ns一nR)/(ne一nR) 10 式(9)和式(10)移项相加得式(11): i十减=1 则 i漫=1一点 11 式(11)是计算行星轮系传动比的很容易记忆的“普遍方程式” 其等式左边i的上标和下标可根据 计算需要标注,将上标与第二个下标位置互换,则得到等号右边的i的上标、下标号 因为输人和输出件调换后.传动比为倒数,该表示法更直观的显示“互换下标.互为倒数”的特 点,如 i限= 亮 以图1为例,将行星架C固定时,其转化机构的传动比为式(12) 7se 之R i保一 (12 nR 由式(1)和式(12)可得内齿圈R固定,太阳轮s主动,行星架C从动时的传动比式(13). (13) 漫 =1一点=1-(6 当 )-1+受 4.5相对转速 行星齿轮传动中的啮合转速用的是相对于某一个旋转元件的相对转速 以下情况需要用到相对转 速;确定动载系数时要按相对转速计算相对节线速度,计算齿轮寿命系数时按相对转速计算轮齿循环 数,和要按相对转速计算行星轴承的承载能力和寿命 相对转速的计算如下: 太阳轮相对于行星架的转速nS由式(14)计算: a 14 n=ns、一ne 内齿圈相对于行星架的转速n最由式(15)计算 b n=nR一ne 15 行星轮相对于行星架的转速n由式(16)或式(17)计算 s 之s n;= (ne一ns)=一n ns一nc)= 16 之p 之p 之 Z8 E" n" (nR ne)=nR 17 文 二 5 装配要求和配齿方法 5.1装配和配齿要求 具有等分度布置的多行星轮的行星轮系的齿数和行星轮的个数应遵守一定的规则,满足一定条件 才能正确啮合,顺利装配 这些条件是;邻接条件,同心条件,装配条件 为了方便叙述,以下均省略“等分度布置的多行星轮”的定语,除5.8外,本章所说的“行星齿轮装 置”都是“行星轮等分度布置的行星齿轮装置” 5.2邻接条件 设计中应保证相邻两个行星轮齿顶不得干涉碰撞,该约束条件称之为邻接条件 20
GB/33923一2017 -般来说,随着行星轮直径与太阳轮直径之比的增加,(在同一平面内)能够绕太阳轮布置而不发生 相邻行星轮之间干涉的行星轮的个数将减少 对于标准齿轮,在行星轮个数与太阳轮和行星轮几何形 状已知的情况下,相邻行星轮外径之间的间隙A的计算方法如图6所示 此间隙的允许值取决于转 速、直径、轮齿尺寸等使用参数 典型工业行星齿轮传动装置中的间隙A发至少应为齿顶高的2倍,除 非由经验得出其他结论 高速传动装置可能需要更大的间隙,以尽量降低功率损失和便于润滑油脱离 啃合区 反之,对于低精度齿轮的低速传动装置,间隙可以小于2倍的齿顶高 此准则对于每个齿轮啮合平面(复合行星和耦合行星齿轮传动可能会有多级和多个平面)都适用 表7列出了大多数常用的简单行星齿轮传动形式在同一平面内,具有不同行星轮个数的最大传动比 最终设计应按图6所示算法进行校核 采用高度变位齿轮总变位系数r;=0)和非标准中心距的角度变位齿轮传动(rs大0)可能获得更 大的传动比 除了要校核行星轮间的间隙之外,还应校核行星架两侧板间的连接柱与行星轮之间是否具有足够 的间隙、足够的强度和刚度,特别是当行星轮个数较多或者行星轮具有较大齿宽的场合 0/2 图6相邻行星轮之间的间隙 图中A由式(18)计算 (18 Ag=2asin -dlop 式中: -相邻行星轮之间的间隙,单位为毫米(mm):; Ag 中心距,单位为毫米(mm); -两行星轮之间的中心角,单位为度('); 行星轮外径,单位为毫米(m do" m 21
GB/T33923一2017 表7不同行星轮个数时简单行星齿轮传动的最大传动比 简单行星齿轮传动最大的传动比 ka," 行星轮个数Ncp" /S(行星架固定 i馒(内齿圈固定 11.5 12.5 4.7 5.7 3.1 4.1 2.4 3.4 2,0 3,0 1.7 2.7 按太阳轮的变位系数r i顶高系数等于1,齿数25的标准直齿轮,行星轮之间的间隙为2倍的齿顶高计 =0,齿 算 如果用较小模数,可能传动比会超过表列数值 如果采用较大模数,传动比可能将减小 采用高度变位 和非标准中心距还可能会对允许的传动比产生较大影响 临界情况可按式(18)进行验算 行星轮个数较多时的传动比在几何学上可以实现,但是由于行星轮节圆直径远远小于太阳轮,所以应检查装 配可行性以及行星轮轴承的寿命和载荷 当行星轮个数较多时,无法实现最大传动比;最大传动比往往取决于设计行星架时行星架连接柱及侧板的强 度和刚度 5.3同心条件 行星齿轮传动的内啮合(行星轮一内齿轮)齿轮副和外啮合(太阳轮一行星轮)齿轮副的实际中心距 应相等,称为同心条件 设计时,当一个齿轮副的参数和实际中心距确定后,另一个齿轮副的参数因为 应按照同样中心距进行设计而受到制约 5.4装配条件 5.4.1配齿要求 欲使各行星轮等分度地配置在中心轮周围,且都能嵌人两中心轮之间,行星轮个数和各齿轮齿数应 满足一定关系才能装配 表8给出简单行星和复合行星齿轮传动装置的配齿要求 5.4.2因子分解式配齿和非因子分解式配齿 太阳轮或内齿圈的齿数能被行星轮个数整除的配齿方法称为因子分解式配齿,太阳轮或内齿圈的 齿数不能被行星轮个数整除的配齿方法称为非因子分解式配齿 非因子分解式配齿有助于改善暗合质 量 在齿轮存在变形或者其他较小的运动误差时,非因子分解式配齿在理论上可以补偿系统的扭振,使 系统运转更平稳、噪声更低 而对于因子分解式配齿,因各行星轮的轮齿运动方式同步,就容易产生周 期性冲击 见表8和表9 5.4.3无公约数啮合 无公约数啃合的两个呐合齿轮在跑合期间,通过增加与所认定的接触轮齿外的其他不同轮齿的接 触而产生磨合作用 完全无公约数啮合要求任意两个啮合齿轮的齿数都没有大于1的公因子 参见 表10和5.6.6. 目前,虽然无公约数啮合和非因子分解式配齿是理论性的分析,暂时还没有用实验方法给予验证， 但其益处是明显的 22
GB/33923一2017 表8行星齿轮传动的配齿要求 总要求;计算齿数/行星轮个数=整数 齿轮传动类型 计算齿数 简单行星齿轮传动(见表2,A》 计算齿数==十怎 整数 带换向齿轮的行星齿轮传动见表2,C 行星架固定时,两个中心轮同方向旋转 计算齿数=芒从一北 整数 复合行星齿轮传动(见表2,B 二 一为两个复合行星轮的齿数比 如果怎和怎倾有最大公因子Fc 则令P'= 严,P，-严 计算齿数=之RP'土=sPR 如果二叭和=没有公因子,则F=1. -就化简为最简分数 士=sP')/N四一整数(可能需要旋转一定角度才能使其啮合或装配). 当行星架固定,太阳轮和内齿圈沿着相同方向旋转时,采用“一”号 实用复合行星齿轮装置配齿 1内齿圈和太阳轮都为因子分解式配齿;当R/N和s/Nc都等于整数时,行星轮可以为任意齿数 (2)两个双联行星轮的齿数比为整数;当二两/E限一整数,或=限/怎鸭一整数时,如果先装配较小的小齿轮,则可优 先选用轮齿作标记法装配 如果(1)或(2)都不成立,若P、'或P'的较小者比Ne大得越多,轮齿标记法的不可操作性就越大 可参考附 (3 录C中的方法进行详细分析,并在轮齿装配和配齿校验时提供对齿图 注 与太阳轮啃合的行星轮的齿数" 您ps 与内齿圈啮合的行星轮的齿数; 文pR 最简分数的分子相分母 表9因子分解与非因子分解式配齿的啮合特点 啮合状况 配齿要求 因子分解式配齿: 三R/Ne=整数 或 沿着啃合线,所有行星轮在任何时刻都是相同的啃合状态,即 任何时刻均在齿面上的对应点接触 s/N N口=整数 Q/y=怎R/N的余数,化简为最简分数 非因子分解式配齿 或 沿着啮合线,部分或全部行星轮在任何时刻均为不同的啮合状 Q/y=裳s/N的余数,化简为最简分数 态,即任何时刻均在齿面上的不同点接触 如果有部分行星齿轮是 为具有不同啃合状态的行星轮组的数目 分组运转(仍有一部分达不到分组),有两个或更多个组是等距的 -为每组行星轮的个数 Nce=Nr/y 这些组在任何时刻均为相同的啮合状态;那么,该传动就具有部分 非因子分解百分比=100y/Ncp)%参见图 因子分解特征,如本表右栏百分比非因子分解计算所示 7示例 23
GB/T33923一2017 表9(续 啮合状况 配齿要求 注: 内齿圈的齿数; 义R 太阳轮的齿数; 2s 最简分数的分子; 具有不同呐合状态的行星轮组的数目; Nce 每组行星轮的数目 ;=26 =70 =12 1/4齿距距离轮齿作用中心 1/2齿距 3/4齿距 齿顶部和底部 确定非因子分解百分比 一0得=8一,Qy=3 -x/Nw=122/8=15Q/y=1/A或./N." = 》=4,为具有不同啃合状况的行星轮组数; N=N/y=8/4=2,为每组的行星轮个数 非因子分解百分比=y/Np×100%=4/8)×100%=50% 图7具有部分因子分解齿数的行星齿轮传动 24
GB/33923一2017 表10轮齿啮合的追逐特性 齿轮齿数 1应>怎 配啮合齿轮的齿数 ABC 完全追逐 式中A、B,C和X、Y、Z分别为齿数c1、您 XY 每个齿轮上的每个轮齿均与另一个齿轮的每一个轮 的因子 齿啮合 公因子不得大于1 部分追逐 生，= -最大公因子 s上的所有轮齿均与另一个齿轮上的s'个轮齿呐 茫和感有大于1的公因子A 吧，= 合，'为齿数e除以最大公因子A后的值 不追逐 当R为整数时,大齿轮上的各个轮齿均与小齿轮上 =R R为整数 的一个对应轮齿啃合 小齿轮上的所有轮齿均与大齿轮 上的R个轮齿呐合,无限循环重复 5.5复合行星齿轮传动的配齿和装配 5.5.1概述 复合行星齿轮传动采用一种双联或多联型行星轮,两个双联行星轮的齿数不同 复合行星齿轮传动应按表8的配齿公式配齿 为了避免轮齿标记的麻烦,可以用一些简单实用的 配齿法则;如内齿圈和行星轮按因子分解式配齿,或者使复合行星轮两个齿轮的齿数比为整数 对不符 合以上两个条件的,虽然也有可能实现成功配齿,但轮齿分数比行星轮个数小得越多,无法装配的可能 性就越大 5.5.2可调式双联行星齿轮 如果双联行星轮的两个行星轮之间的相位角可以通过摩擦连接进行调整,则就可以采用任何数目 的齿数组合 5.5.3整体式双联行星轮 如果双联行星轮为整体式,则应精确地保证一个行星轮的驱动齿面与另一个行星轮的驱动齿面之 间的相位角关系,并且应对这些轮齿进行标记,参见图8(A) 要保持所要求的对齿精度是一个比较困 难的制造问题 如果一个行星轮的齿数是另一个行星齿轮齿数的倍数,轮系装配时,齿数较少的行星轮可以先放人 啮合位置,则轮齿不需要作标记,参见图8(B) 如果太阳轮和内齿圈的齿数能够被行星轮的个数除尽(即因子分解式配齿),则两个行星轮可以采用 任何齿数 在装配时,使行星轮齿上作标记的轮齿与太阳轮和内齿轮上的标记轮齿相啃合,参见图8(C). 如果两个行星轮的齿数比为分数,并且太阳轮和内齿圈的齿数不能被行星轮的个数除尽,则在一般 情况下,装配时的啃合问题将成为一个复杂甚至无法做到的轮齿标记问题,可参考附录C中的特殊配 齿方法进行详细的配齿校验 如果尸'或P'是2或3等较小的数字,那么相关轮齿分数将为二分之 或者三分之儿.,胖且只有两种或三种不同的分数情况 对需要作位置标记的轮齿,在图纸上一定要标识 清楚 当分数的分母大于双联行星轮的个数时,装配会变得更为困难 25
GB/T33923一2017 0.xxx0.00x 驱动齿面 驱动齿面 B -整数 i 因子分解式配齿轮系-带标记齿 行星轮可为任意齿数 R/Ne和zs/Nee=整数 图8轮齿标记示例 26