1引言
行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20 世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就, 并获得了许多的研究成果。近20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。
2设计背景
试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p1740KW ，输入转速n1 1000rpm , 传动比为i p 35.5, 允许传动比偏差iP0.1, 每天要求工作16小时，要求寿命为2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。
3设计计算
3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图
根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i p1 7.1, i p2 5进行传动。传动简图如图1所示：
图1
3.2 配齿计算
根据 2X-A 型行星齿轮传动比 i p 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮 b1, 行星齿轮 c1 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中 心齿轮 a1数为 17 和行星齿轮数为 np 3 。根据内齿轮 z b1 i p1 1 z a1
zb1
7.1 1 17 103.7 103
对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控 制在其传动比误差范围内。实际传动比为
i ＝ 1＋ za 1 ＝7．0588
zb 1
其传动比误差 i ＝ ip i
＝ 7.1 7.0588 ＝5℅
ip 7.1
根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为
所求得的 ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为：
第二级传动比 i p2为 5，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内齿轮 zb1
z
c1
z b1 z a1 2 43
za1 zb1 2
C ＝ 40
整数
ip1 1 za1, zb1＝ 5 1 23＝92 再考虑到其安装条件，选择 zb1
的齿数为 91
根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为
zc1＝﹙ zb1－ za1﹚／ 2
34 实际传动比为 za 1
i ＝ 1＋ za 1 ＝4.957 zb 1
其传动比误差
ip i i ＝ ＝ 8﹪
ip
3.3 初步计算齿轮的主要参数
齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 A1 和中心齿轮 A2，以及行星齿轮 C1 和 C2 均采用 20CrMnTi, 这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿 轮 , 故 且 满 足 需 要 。 齿 面 硬 度 为 58-62HRC ， 根 据 图 二 可 知 ， 取
H lim =1400N mm 2
, Flim =340N mm 2
,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速 级的
内齿轮均采用 42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度 等 力 学 性 能 。 调 质 硬 度 为 217-259HRC ， 根 据 图 三 可 知 ， 取
H lim =780N mm 2
, F lim =420N mm 2
轮 B1和 B2的加工精度为 7级。
3.3.1 计算高速级齿轮的模数 m
T 1K A K FP K F Y Fa1
按弯曲强度的初算公式，为 m 3 2
d z 1
F lim
现已 知 Z ＝ 17, Flim =340 N 2 。中心齿轮 a1 的名 义转矩 为
Z mm
P1 740
T1 9549 9549
2355.4 Nmm 取算式系数 K
m 12.1，按表 6-6取使用
3 X1000
m 系数K A 1.6; 按表 6-4 取综合系数 kf =1.8; 取接触强度计算的行星齿轮间载荷分 布不均匀系数 khp 1.2，由公式可得 k fp 1 1.6 khp 1 1 1.6 1.2 1 1.32 ；由表 查得齿形系数 Y fa1 2.67；由表查的齿宽系数 d 0.8；则所得的模数 m 为
12.1
3
2355.4 1.6 1.8 1.32 2.67
8.55 mm
取齿轮模数为 m 9mm
3.3.2 计算低速级的齿轮模数 m
按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数 m 为
m 3 T 1K A K F 2P K F Y Fa1 现已知 za2 ＝23， F lim =410N
2
。中心齿轮 a2 的名义转
d
z 1
F lim mm
矩 T a2
= Tx
1
P1 T a1
7.0588 2355.4 16626.29 n ? mm
取算式系数 k m 12.1，按表 6-6 取使用系数 k a 1.6; 按表 6-4 取综合系数 k f =1.8; 取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 khp 1.2，由公式可得 k fp 1 1.6 k hp 1 1
1.6 1.2 1 1.32 ；由表查得齿形系数 Y fa1
2.42；由表查的 齿宽系数 0.6 ；则所得的模数 m
为
d
取齿轮模数为 m2 12mm
3.4 啮合参数计算
3．4．1 高速级
在两个啮合齿轮副中 a1 c1， b1 c1中，其标准中心距 a1 为
a a1c1
1 m
2 z a1 1 c1 12 17 4
3 z 270 a b1c1 1 m z b1 1 z c1 12 9 103 43 270
3．4．2 低速级
在两个啮合齿轮副中 a2 c2，b2 c2中，其标准中心距 a2 为
11
a b2c2 2m z b2 z c2 2 12 91 34 342
11
a
b2c2 2 m
z b2
z
c2 2
12 91 34 342
由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变 位的同心条件 , 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺 寸和质量[2] ；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。
12.1
3
16626.29 1.6 1.8 1.32 2.42
12.4mm
0.6 23
23 420
由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位x1 0 ，大齿轮采用负变位x2 0 。内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即x2 x1，zx A型的传动中，当传动比i a b x4 时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为
x c x b x a 0 。
3．4．3 高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在
啮合角仍为a 270，z z1 z2 60根据表选择变位系数
0.314 x b 0.314 x c 0.314
x a
3．4．4 低速级变位系数
因其啮合角仍为a 342 z z1 z2 57 根据表选择变位系数
0.115 x b2 0.115 x c2 0.115
x a2
3.5几何尺寸的计算
对于双级的2x A 型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几
何尺寸的计算结果如下表：
3.5.2低速级：
3.5.3 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算
已知 模数 m 9mm ，盘形直齿插齿刀的齿 数为 18，变位 系数为 x0 0.1 中等磨损程度 ，试求被插齿的内齿轮 b1，
b2
的齿圆直径。 齿根圆直径
d f 2
按下式计算，即
d f2 d a0
2
a 02
插齿
d ao m z 0 2m hao x 0 9 18 2 9 1.25 186.3mm
高速级： d f2 d a0 2a 02 186.3 2 378.69 943.68mm 低速级：
选择模数 m 12mm ，盘形直齿插齿刀的齿数为 17 d ao m z0 2m h ao x0 12 17 2 12 1.25 0.1 236.4mm d f 2 d
a0
2a 02
236.4 2 416.455 1069.31mm ﹙填入表格﹚
3.6 装配条件的验算 对于所设计的双级 2X-A 型的行星齿轮传动应满足如下
装配条件 3．6．1 邻接条件 按公式验算其邻接条件，即
d ac
2a
ac sin
已知高速级的 d ac 399.35，a ac 270和
np
ac ac
n p
3 代入上式，则得
399.35 2 270 sin 467.64mm 满足邻接条件
3
将低速级的 d ac 429.25， a ac 342和 n p 3代入，则得
d
a0
插齿刀的齿顶圆直径
a
02
插齿刀与被加工内齿轮的中心距
2
3.7 传动效率的计算
x1
mb1
可按公式计算即
mb1
3．6．2 同心条件 按公式对于高度变位有 z
a
2z c z b
已知高速级 z a 17 ，
z c
43
z b
103 满足公式则满足同心条件。
已知低速级 z a 23 ， z c 34 z b 91 也满足公式则满足同心条件。
3．6．3 安装条件 按公式验算其安装条件，即得
z
a1 z
b1 n
p1
C 整数 z a2 z b2
C 整数
n
p2
z a1 z b1
n
p1
17 103
3 40 高速级满足装配条
件）
z a2 z b2
n
p2
23 91 3
38
低速级满足装配条件）
双级 2X-A 型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为 a1x2 b1 a1x1
b2 a2x2
由表可得 :
b 1
a1x1
3.7.1 高速级啮合损失系数
p
1 x1 ，
p
1 1
x1
的确定
b2 a2x2
p 2
p
2 1
x2
在转化机构中，其损失系数 x1
x1等于啮合损失系
x1
x m 1
和轴承损失系
之和。
x1 即 x1
x1 x1
其中
x1 x1 x1 m
ma1
mb1
x1 mb1 转化机构中中心轮 b 1与行星齿轮 c1 之间的啮合损失 x1 ma1
转化机构中中心轮 a 1与行星齿轮 c1之间的啮合损失
x1 mb 1
1
m m z1
z2
高速级的外啮合中重合度=1.584, 则得x1
ma1
11 2.486 f1 1
m
m z1
z2
2
式中
z
1
z2
——齿轮副中大齿轮的齿数
f
——啮合摩擦系数，取 0.2 m
2.486 0.2 1 1 =0.041
17 43
齿轮副中小齿轮的齿数 x1 ma1
内外啮合中重合度 =1.864, 则的
x1 mb 1
2.926
f
m
1 z 1
1
z
2
x1 mb 1
2.926 0.2 1 1 =0.0080
43 103
x1
即得 =0.041+0.008=0.049,
m
x2
3.7.2 低速级啮合损失系数 的确定 b a1x1
1
67..11
0.049 0.95
x2 1
f 1 =2.544
0.2 1 1 =0.037
ma2
m
z
1
z 2
23 34
内啮合中重合度 =1.858
x2 1
1
1
1
2.917
f
2.917 0.2
=0.019
ma2
m
z
1
z 2
23 91
即得
x2
b2
4
=0.037+0.019=0.056
1
4 0.056 0.95
5 m
a2x2 5
b1 b2
=0.9552 0.95=0.9074 ，传动效率高满足 a1x1 a2x2
短期间断工作方式的使用要求。
3.8 结构设计
3.8.1 输入端
根据 ZX-A 型的行星齿轮传动的工作特点，传递功率的大小和转速的高低情况，首 先确定中心齿轮 a1的结构，因为它的直径较小， d1 276所以 a1 采用齿
轮轴的结构 形式；即将中心齿轮 a1 与输入轴连成一体。
外啮合中重合度 =1.627
则该行星齿轮的传动效率为 a1x2
为 125mm 同, 时进行轴的结构设计 [3] ，为了便于轴上的零件的装拆，将轴做成阶梯形 如图 2 所示
带有单键槽的输入轴直径确定为 125mm 再, 过台阶 d1 为 130mm 满足密封元件的孔 径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。设 d2为 150mm 宽, 度为
10mm 。根据轴承的
选择确定 d 3为 140mm 。对称安装轴承，试确定其他各段等。如图
3.8.2 输出端
根据 d 0min c 3 n p =1123 P 1 300mm ，带有单键槽 ，与转臂 2 相连作为输出轴
101.3 mm 按照 3﹪-5 ﹪增大，试取
按公式
d
0min
112 740 1000
112 0.904
图2
图3
取d1为 300mm ，选择 63X32的键槽。再到台阶 d2为 320mm 。输出连接轴为
310mm ，选 择 70X36 的键槽。如图 4 、图 5 所示
3.8.3 内齿轮的设计
内齿轮 b1采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。如图 7、图 8所示
图4
图5
3.8.4 行星齿轮设计
行星齿轮采用带有内孔结构，它的齿宽应该加大 ，以保证该行星齿轮 c 与中心
齿轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和行星齿轮 c 相啮合。在每个行星齿 轮的内孔中，可安装四个滚动轴承来支撑着。如图 8、图 9 所示
而行星齿轮的轴在安装到转臂 X 的侧板上之后， 还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行 轴的固定。
3.8.4 转臂的设计
图6
图7
图 8 图 9
一个结构合理的转臂x 应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于2X-A 型的传动比i b ax4时，选择双侧板整体式转臂。因为行星齿轮的轴承一般安装在行星齿轮的轮缘内。转臂X作为行星齿轮传动的输出基本构件时，承受的外转矩最大如图10、图11 所示
图 10 图 11
转臂X1 上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差f可按公式计算，先已知
a
高速级的啮合中心距a=270mm ，则得
f83a f a1000 83270
0.
1000
0517 mm 取f=51.7 m
a
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差1按公式计
算，
即
a 270
1 3 4.5 3 4.5 0.0493 0.0739
1000 1000
取1 0.062=62 m
转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差1的12，即
e x 2131 m
先已知低速级的啮合中心距a=342mm，则得
83 a
83 342 0.0559 mm
取 f =55.9
1000 1000 a
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差 1 按公式计算，即
取 1 0.069=69 m
转臂 X1的偏心误差 ex 为孔距相对偏差 1的 12，即
3． 8．5 箱体及前后机盖的设计 按照行星传动的安装类型的不同，则该行星减速器
选用卧式不部分机体，为整体 铸造机体，其特点是结构简单，紧凑，能有效多用于专用的行星齿轮传动中，铸造机 体应尽量的避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏散等铸造缺陷。材料选为 灰铸铁[7] 。如图 12、13、 14所示 壁厚 0.56K t K d 4T d 6mm
K t
——机体表面的形状系数 取 1
K d
——与内齿轮直径有关的系数 K d 取 2.6
f
a
3 4.5
0.05547 0.0832
1000
e
x
1
34.5 m
2
1000
3 4.5 342
T
d _______ 作用在机体上的转
矩
图 12
图
13
图 14
3．8．6 齿轮联轴器的设计
浮动的齿轮联轴器是传动比i 1 的内外啮合传动，其齿轮的齿廓曲线通常采用渐开线。选取齿数为23 ，因为它们是模数和齿数相等的啮合齿轮副[8]。如图15
图 15 3．8．7 标准件及附件的选用
轴承的选择：根据轴的内径选择输入轴承为GB/T276-1994 中的内径为
140mm，外径为210mm。行星齿轮中的轴承为双列角接触球的轴承内径为90mm 外, 径为160mm。行星齿轮2中的轴承为GB/T283-1994的圆柱滚子轴承。输出轴承为GB/T276-1994的深沟球轴承。
螺钉的选择：大多紧固螺钉选择六角螺钉。吊环的设计参照标准。通气塞的设
参照设计手册自行设计。以及油标的设计根据GB1161-89的长形油标的参数来设计。
3.9 齿轮强度的验算
校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大H 值均小于
其相应的许用接触应力Hp ，即H Hp
3.9.1高速级外啮合齿轮副中接触强度的校核考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击[8]。故选K a为1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击[9]。故选Ka为1.8
1 动载荷系数K v 考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系
数，查表可得
=1.108
K v
2齿向载荷分布系数K H
考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数K H主要
与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，跑合情况等有关。K H 1 b1 H 查表可得b 1.12 ，H 3 则K H1 1.12 1 3 1.362 3齿间载荷分配系数
、k Fa
k Ha
齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得kHa=1 ，kFa=1
4 行星齿轮间载荷分配不均匀系数k Hp
考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X 和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取kHp=1.4 5 节点区域系数zH 考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆
的法向力的系数。根据
2cos a cos
a t ，取
zH
为 2.495
cosa t sin
a
t
6 弹性系数 Z
e 考虑材料弹性模量 E 和泊松比 对接触应力影响的系数，查表可得 Z e
为
189.80
7 重合度系数 Z
考虑重合度对单位齿宽载荷 Ftb
的影响，而使计算接触应力减小的 系
8 螺旋角系数 Z
考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。 Z
cos ，取 Z
为
1
9 最小安全系数 S H min ， S F min
考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程
度，使用场合
等。取
S Hmin =1
10接触强度计算的寿命系数 Z
Nt 考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数
时，它与一对相啮合齿轮的材 料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。 取Z N1t =1.039， Z N2t =1.085
11
润滑油膜影响系数
Z L ，
Z V ，
Z R
齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得 Z L =1， Z V =0.987, Z R
=0.991
12齿面工作硬化系数 Z
w ，接触强度尺寸系数 Z
x 考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮
在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作 硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。 故选 Z w =1，Z x =1
根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力
[10] HP
，即中心齿轮 a1 的
0.897
H1 H 0
K A
K U
K H
K Ha1
K
HP1
3.9.2 高速级外啮合齿轮副中弯曲强度的校核。 1 名义切向力 F
t
已知Ta 2355 N .m ， np =3 和 d a =153mm 则, 得
Ft
2000
T
a 2000 2355
31960N 使用系数K a ，和动载系数 K v 的确定方法与
3 153 a
接触强度相同。
2 齿向载荷分布系数 K
齿向载荷分布系数 K F 按公式计算，即 K F 1 b 1 F 由图可知 F =1， b 1.411，则 K F =1.311
齿间载荷分配系数 K Fa 可查表 K Fa =1.1
5 齿形系数 Y
fa
查表可得， Y fa1 =2.421, Y fa2 =2.656
d
Hp
H lim
Z Nt
Z L
Z V
Z R
Z W
Z X =1422
M
Pa S H min
行星齿轮 c1 的 Hp
H lim
Z Nt
Z L
Z V
Z R
Z W
Z
X =1486
M
Pa S H
外啮合齿轮副
中齿面接触应力的计
算中
Z H
Z E
Z Z
，经计算可得 H1
H2 987M Pa
1422M
Pa ， H 2 HP2 1486 M Pa
满足接触疲劳强度条件。
3 齿间载荷分配系数 K
Fa
Fa 4 行星齿轮间载荷分配系数 K
Fp
行星齿轮间载荷分配系数 K Fp 按公式计算 K 1 1.6 1.2 1 1.32 Fp Fp
6 应力修正系数 Y
sa
则
H1 Hp1
1 引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1] 。 2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 1 740KW p =，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动 比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：
图1 3.2 配齿计算 根据2X-A 型行星齿轮传动比 p i 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11 1 1 b a p i z z =- ()17.1117103.7103b z =-=≈ 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋＝7．0588 其传动比误差i ?＝ ip i ip -＝ 7.17.0588 7.1 -＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 ()1 11243c b a z z z =-= 所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 11 2 za zb +＝ C ＝40 ()整数
减速器是机械行业中十分重要的传动装置，传统的减速器设计通常3 ）限制模数最小值，得： 需要有经验的人员选取适当的参数，进行反复的试凑、校核确定设计方4）限制齿宽系数b/m 的范围： ，得：案，但也不一定是最佳设计方案，而优化设计的方法则通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定，建立数学模型，通过求解得到满足5）满足接触强度要求，得： 条件的最佳解，同时缩短设计周期。为了合理分配行星轮系的总传动比，并使系统体积小、质量轻，建立了具有3个设计变量、1个目标函数 和几个约束方程的优化设计数学模型，并用MATLAB 优化工具箱进行求6）满足弯曲强度要求，得：解。 2K-H （NGW ）型行星齿轮减速器的优化设计： 式中： 、 -齿轮的齿形系数和应力校正系数； -许用弯曲应力。 3 所选优化方法的介绍 惩罚函数法：根据惩罚函数项的不同构成形式，惩罚函数法又可分为外点惩罚函数法、内点惩罚函数法和混合惩罚函数法三种，分别简称为外点法、内点法和混合法。 3.1 外点法：外点法的计算步骤 1）给定初始点 、收敛精度ε、初始罚因子 和惩罚因子递增系数c ，置k=0； 1-中心轮 2-行星轮 3-壳体 图1 NGW 型行星轮系机构简图 图1为NGW 型行星轮系机构简图。已知：作用于中心轮的转矩T1＝1140N ·m ，传动比u ＝4.64，齿轮材料均为38SiMnMo ，表面淬火45-55HRC ，行星轮个数c=2，要求以重量最轻为目标，对其进行优化设计。 1 目标函数和设计变量的确定 行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和c 个行星轮重量之和来代替， 3.2 内点法：内点法是另一种惩罚函数法 因此目标函数可简化为： 其构成形式与上式相同，但要求迭代过程始终限制在可行域内进 行。 式中：z 1-中心轮1的齿数；m-模数，单位为（mm ）； b-齿宽，单位对于不等式约束 ，满足上述要求的复合函数有以下两种为（mm ）；c-行星轮的个数；u-轮系的传动比4.64。 影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即 在通常情况下，行星轮个数可以根据机构类型事先选定，这样，设计变量为： 其中，惩罚因子 是一递减的正数序列，即 2 约束条件的建立 由式（2）和式（3 ）可知，对于给定的某一惩罚因子 ，当点在可1）小齿轮z 1不根切，得： 行域内时，两种惩罚项的值均大于零，而且当点向约束边界靠近时，两 2）限制齿宽最小值，得： 行星齿轮减速器的优化设计 赵明侠 （宝鸡职业技术学院 机械工程系 陕西 宝鸡 721013） 摘 要： 根据可靠性设计理论和机械优化设计技术，以NGW 型行星齿轮减速器为例，初步探讨优化设计的原理和方法。关键词： 行星齿轮减速器；优化设计；优化设计方法 中图分类号：TH132 文献标识码：A 文章编号：1671－7597（2011）1010074－02 2）构造惩罚函数
1．绪论 1.1课题研究的背景和意义 “十一五”期间我国将按照国家储备与企业储备相结合，以国家储备为主的方针，统一规划，分批建设国家战略石油储备基地。为了快速建立起我国独立的石油储备基地，根据我国国情石油储备形式以大型工业油罐为主。 在使用大型油罐进行原油储备的过程中，遇到最关键的问题就是油泥的问题，储运重未经提炼制的原油重平均约含2.2%的油泥，即对一个10万立方的储罐来说，灌满原油后其中约有2200立方的油泥成点在油罐底部。如不及时清除，再次加入原油是油泥将继续累积在一起，形成硬块，为油罐的检查及清洗增加困难。而且数量如此巨大的油泥存在于油罐底部，不经减小油罐的有效储存空间，降低储存周期寿命，造成进出阀的阻塞，而且较厚的油泥层使浮顶灌的浮顶不能不下降到底而引起浮顶倾斜，对储油安全造成威胁。因此大型原油储罐在建立时就必须增设油泥防止和消除系统，以增加油罐的储油效率，提高储油安全性，减小清灌难度。 大型原油储罐灌底油泥的防止和消除方法主要是在灌内增加油泥的混合搅拌系统，使油泥破碎细化，便于通过管线输出，我们选用了旋转喷射搅拌器。但是，其喷嘴口径相对于大型储罐的直径而言是很小的，喷嘴固定是射流束的搅拌范围是有限的，于是，在旋转喷射器入口处设置轴流涡轮，考循环油泵加压后的原油流动带动轴流涡轮高速旋转，旋转的涡轮通过主轴带动结构上完全隔绝的传动箱内一系列的减速传动使喷嘴缓慢旋转，而且通过传动箱内有关参数的选择来调节喷嘴旋转的速度，是从喷嘴喷出的射流也随之缓慢旋转，射流可打击到油罐底周向任一位置的油泥，实现彻底清除油泥，不留死角的功能。 可见，旋转喷射器中减速箱是工业油罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部分。高速旋转的涡轮带动喷水嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连接。 1.2行星齿轮减速器研究现状及发展动态 行星齿轮传动与普通定州齿轮传动相比较，具有质量小，体积小，传动比大，承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已经被我过越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动种均有效地利用了功率分流性和输入，输出地同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速，大功率而且可用于低速，大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速，增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：
目录 一．绪论 (3) 1．引言 (3) 2．本文的主要内容 (3) 二．拟定传动方案及相关参数 (4) 1．机构简图的确定 (4) ２．齿形与精度 (4) ３．齿轮材料及其性能 (5) 三．设计计算 (5) 1．配齿数 (5) 2．初步计算齿轮主要参数 (6) （1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 (6) （2）按弯曲强度初算模数 (7) 3．几何尺寸计算 (8) 4．重合度计算 (9) 5．啮合效率计算 (10) 四．行星轮的的强度计算及强度校核 (11) １．强度计算 (11) ２．疲劳强度校核 (15) 1．外啮合 (15) 2．内啮合 (19) ３．安全系数校核 (20)
五．零件图及装配图 (24) 六．参考文献 (25)
一．绪论 1．引言 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置。 渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。 NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有: 重量轻、体积小。在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3; 传动效率高; 传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高; 装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小; 外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。 因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。 2．本文的主要内容 NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:当高速轴由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动，由于内齿圈固定不动，便驱动行星架作输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成，
目录 第一章绪论 (2) 1.1 行星齿轮传动的特点 (2) 1.2 本文的主要内容 (3) 第二章NGW行星齿轮减速器结构设计 (3) 2.1 设计技术参数 (3) 2.2 机构简图确定 (3) 2.3 齿形与精度 (4) 2.4 齿轮材料及其性能 (4) 第三章齿轮的优化设计 (4) 3.1 齿轮的设计 (4) 3.11配齿数 (4) 3.12初步计算齿轮主要参数 (5) 3.13几何尺寸计算 (6) 3.2 重合度计算 (7) 3.2 齿轮啮合效率计算 (7) 3.4 疲劳强度校核 (8) 3.41外啮合 (8) 3.42内啮合 (13) 第四章其他零件的设计 (14) 4.1 轴承的设计 (14) 4.2 行星架的设计 (15) 第五章输入轴的优化设计 (15) 5.1 装配方案的选择 (15) 5.2 尺寸设计 (16) 5.21初步确定轴的最小直径 (16) 5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 (17) 5.23轴上零件轴向定位 (17) 5.24确定轴上圆角和倒角尺寸 (18) 5.3 输入轴的受力分析 (18) 5.31求输入轴上的功率P、转速n和转矩T (18) 5.32求作用在太阳轮上的力 (18) 5.33求轴上的载荷 (19) 5.4按弯扭合成应力校核轴的强度 (21) 5.5精确校核轴的疲劳强度 (22) 5.6 按静强度条件进行校核 (28) 第六章Solidworks出图 (30) 参考文献 (34)
第一章绪论 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置。 渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。 1.1 行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动与其他形式的齿轮传动相比有如下几个特点: （1）体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高，这个特点是由行星齿轮传动的结构等内在因素决定的。 （2）传动比大只要适当的选择行星传动的类型及配齿方案，就可以利用很少的几个齿轮而得到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行星机构中，其传动比可达到几千。此外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都可以传动，故可以实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。 （3）传动效率高由于行星齿轮传动采用了对称的分流传动结构，即它具有数个均匀分布的行星齿轮，使作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，有利于提高传动效率。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率可达0.97~0.99。 （4）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用数个相同的行星轮，均匀分布于中心轮周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。 在具有上述特点和优越性的同时，行星齿轮传动也存在一些缺点，如结构形
目录 第一章概述 (1) 第二章要求分析 (2) （一）原始数据 (2) （二）系统组成框图 (2) 第三章方案拟定 (4) 第四章传动系统的方案设计 (5) 传动方案的分析与拟定 (5) 1.对传动方案的要求 (5) 2.拟定传动方案 (5) 第五章行星齿轮传动设计 (6) (一)行星齿轮传动比和效率计算 (6) (二)行星齿轮传动的配齿计算 (6) 1.传动比条件 (6) 2.同轴条件 (6) 3.装配条件 (7) 4.邻接条件 (7) (三)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (8) （四）行星齿轮传动强度计算及校核 (10) 1、行星齿轮弯曲强度计算及校核 (10) 2、齿轮齿面强度的计算及校核 (11) 3、有关系数和接触疲劳极限 (11) （五）行星齿轮传动的受力分析 (13) （六）行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (15) （七）轮间载荷分布均匀的措施 (15) 第六章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 (17) （一）选择齿轮材料及精度等级 (17) （二）按齿面接触疲劳强度设 (17) （三）按齿根弯曲疲劳强度计算 (18) （四）主要尺寸计算 (18)
（五）验算齿轮的圆周速度v (18) 第七章行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 (19) （一）减速器输入轴的设计 (19) 1、选择轴的材料，确定许用应力 (19) 2、按扭转强度估算轴径 (19) 3、确定各轴段的直径 (19) 4、确定各轴段的长度 (19) 5、校核轴 (19) （二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计 (21) 1、选择轴的材料，确定许用应力 (21) 2、按扭转强度估算轴径 (21) 3、确定各轴段的直径 (21) 4、确定各轴段的长度 (21) 5、校核轴 (22)
1引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自 20 世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。 无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就 , 并获得 了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水 平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和 技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力 奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。 2设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p1740KW，输入转速n11000rpm ,传动比为i p35.5, 允许传动比偏差i P0.1,每天要求工作16 小时，要求寿命为 2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3设计计算 3.1 选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境 恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i p17.1, i p 2 5 进行传动。传动简图如图 1 所示：
图1 3.2配齿计算 根据 2X-A 型行星齿轮传动比i p的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内齿轮b1 , 行星齿轮c1的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮a1数为 17 和行星齿轮数为n p 3 。根据内齿轮z b1i p11z a1 z b17.1 1 17103.7103 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋za 1 ＝7．0588 zb 1 其传动比误差 ip i 7.17.0588 ＝5℅ i ＝＝ ip7.1 根据同心条件可求得行星齿轮c1 的齿数为 z c1z b1z a1 2 43 所求得的 ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： za1zb1 2＝ C ＝40整数 第二级传动比i p2为 5，选择中心齿轮数为23 和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1
3Z型行星齿轮减速器设计 摘要：这次毕业设计的内容是根据课题做一个行星齿轮减速器。通过比较，选用3Z(II)型行星齿轮减速器。 本次设计要完成的主要内容： 1.确定传动方案传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。 2.设计计算每级传动结构的设计计算，大致包括：传动比的分配、传动系统 运动学和动力学计算、传动零件的设计、轴的设计计算与校核、轴的选择与 计算、键连接的选择与计算、箱体的设计、润滑与密封的选择和传动装置的 附件说明等。 3.装配图以及各零件图的设计。 通过本次设计，可知行星齿轮减速器有着体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高等特点，但由于行星齿轮减速器传动比大，力矩就比其它减速器结构小，行星齿轮减速器自锁角大止退性差而不适合启动用。 关键词：行星齿轮减速器设计计算传动方案 指导老师签名：
The design of 3Z planetary gear reducer Abstract: The content is based on graduate design to be a subject of planetary gear reducer.By comparing,3(II)Planetary gear reducer is selected . The design of the main elements to be completed: 1. Determine the transmission scheme Transmission scheme for the transmission ratio, including the identification and determination of transmission type. 2. Design calculations Transmission structure of each level of design and calculation, generally include: transmission ratio of the distribution, kinematics and dynamics calculation of transmission, transmission parts of the design, calculation and check of the design axis, the axis of the selection and calculation, and calculation of key connectivity options , cabinet design, lubrication and sealing selection and transmission of attachment descriptions. 3. Assembly drawing and the design of the part drawing. Through this design, known planetary gear reducer has a compact, small, compact and feature transmission efficiency, but because of planetary gear reducer transmission ratio, torque to gear structure than other small, self-locking planetary gear reducer Great angle and poor only retreat is not suitable for starting. Keywords:Planetary Gear Reducer Design calculations Transmission scheme Signature of Supervisor:
一齿差渐开线行星齿轮减速器设计 摘要 本毕业设计的目标是设计一齿差渐开线行星齿轮减速器。本减速器属于K-H-V型。K 表示行星轮，H表示转臂，V表示输出轴。由于行星轮与内齿轮齿数差为1，所以叫“一齿差”，可以实现很大传动比。行星轮少齿差行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动平稳、效率高、传动比范围大等优点，在许多情况下可以代替多级的普通齿轮传动。但齿轮必须修正，即选定一对变位系数。设计时首先在一齿差齿轮传动的基础上进行机构的运动设计，包括几何尺寸的计算、强度校核计算等。设计时要满足几个条件，即要保证啮合率不小于1、齿顶不相碰、不发生齿廓重迭干涉，然后对主要零件进行详细的受力分析和设计计算，从而进行装配结构的设计，并最终在AutoCAD环境下绘出减速器的装配图和零件图。另外，还在pro-engineer环境下实现三维建模，并对减速器传动进行相关的分析。 关键词：减速器一齿差变位 pro-engineer The design of one tooth difference involute planetary gear reducer
Abstract My design goal is a kind of one tooth difference involute planetary gear reducer. The reducer belonging to the K-H-V type. K stands for planetary gear, H stands for tumbler, and V stands for output axle. The tooth difference between the planetary gear and the internal gear is one, therefore it can achieve a large transmission ratio. Planetary gear with few teeth difference planetary gear reducer has the advantages of compact structure, small volume, light weight, stable transmission, high efficiency, wide range of transmission ratio etc, in many cases can replace the multistage ordinary gear drive. But the gear must be trimmed, that is to selecte a pair of displacements coefficient. When I design it, first of all, I do the motion design of mechanisms at the base of one gear tooth difference movement, which includes geometry size calculation and strength checking calculation. The design must meet several conditions, we must ensure that the coincidence should not be less than one, no collision between top gear teeth, and no profile overlapping interference, then make detailed stress analysis and design calculation of the main parts, thus design the assembly structure, and ultimately drawn in AutoCAD environment the reducer assembly and main parts. In addition, achieve three-dimensional modeling in pro-engineer environment to conduct relevant analysis. Key words:reducer one tooth difference displace pro-engineer 目录
编号: 山东大学 毕业论文(设计) 题目自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 指导教师 学生姓名 学号 专业 教学单位（盖章） 二O一O年五月三日
山东大学毕业论文（设计）开题报告书 2010年 1月 23日院（系）专业 姓名学号 论文（设计）题目自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 一、选题目的和意义 本课题研究的是一种自动洗衣机的行星齿轮减速器，其特征在于采用由太阳轮、均匀排布在太阳轮外周并与太阳轮外啮合的各行星轮、以及与所述各行星轮内啮合的内齿轮构成的行星轮系。各行星轮的轴端都是支承在端盖上的，以太阳轮的轴为主动轴，即减速器的输入轴，与该轴位于同一轴线上的端盖中心轴为输出轴。本课题由于采用输入输出轴线重合的结构方式，而且提高减速器中各齿轮间的传动精度，能使洗衣机在运行中做到震动小从根本上削弱了噪音、延长设备使用寿命。 二、本选题在国内外的研究现状和发展趋势 随着科学技术的发展，人们对机械设备的性能要求越来越高，在齿轮传动装置方面具体表现为提高齿轮的承载能力、传动效率、减小外形尺寸、减轻质量以及增大传动比等，行星齿轮传动便是在这种背景下产生，并随着齿轮传动的设计与制造技术不断发展而逐渐完善。行星齿轮传动以其使用功率、速度范围和工作条件宽而受到了世界各国的广泛关注，成为世界各国在机械同行的重点研究课题之一。随着机械工业日益向高速、重载、高精度、高效率、低噪声等方面发展，很多新概念、新理论、新方法、新工艺不断出现，因而行星齿轮传动也就随之应运而生了。 我国对行星齿轮传动的研究起步较晚，而且在行星齿轮产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理、产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家，由于行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、质量小、承载能力大和同轴性好等许多优点，它可以广泛地应用于航空航天、兵器、石油化工、纺织、轻工食品、精密机械、医疗器械、仪器仪表、机器人和工业机械手以及高级电动玩具等各个领域和部门中。行星齿轮减速器在现代的军用和民用工业中具有极广阔的应用前景。
行星齿轮减速器的设计和应用 刘李梅 (太原重型机械集团有限公司技术中心起重所 山西 太原 030024) 摘要:该文通过实例摘要介绍了六十年代以来在轧钢和起重机械中,根据不同的工作性能和要求, 设计和生产的典型行星齿轮减速器,以及不同的传动方式所满足的不同的机械性能的要求。 关键词:低速重载;差动机构;游动;系杆 中图分类号:TH 132.46 文献标识码:A 文章编号:1671-7880(2005)-05-14-04 The D esi gn and Application of Planetary R educer L i u L i m e i Abst ract :This paper introduces t h e desi g n and production of typ ica l p lanetar y reducer wh ich applied i n t h e r o lli n g m ill and hoisti n g m ach i n ery w ith different trans m ission v ia the practica l applicati o n si n ce 1960s .The desi g n and application w illm eet for various de m ands fo r the m echan ica l properti e s . K ey W ords :H eavy Load w ith Lo w Speed ;D ifferentialM echan is m ;W anderi n g ;T ie Rod 收稿日期: 2005-03-09 作者简介:刘李梅(1969- ),女,山西太原人,太原重型机械集团有限公司技术中心起重所工程师。 大功率高速行星齿轮传动在五十年代初开始应用以来,到目前已有很大的发展。 六十年代中期开始,我公司陆续在轧钢和起重机械上,根据不同的工作性能和要求,设计生产了一些低速重载行星齿轮减速器。 好的传动型式应以满足工作机械性能的要求为目的,因此在传动型式设计时,必须满足主机对传动型式的要求。现将几个典型设计分述如下: 1.轧钢机械翻卷机行星齿轮减速器 在翻卷机工作中,要求速度慢,因此速比较大。而且是同轴线的,所以设计了如图1所示的3K 行星传动。3K 传动的效率低,但由于其工作制小于40%,所以损失功率产生的热量影响不大,仍旧采用了油池润滑来简化设计。如果设计成图1B 所示2K -H 型,虽然效率提高了,但要获得较大的传动比,必须增加轴向尺寸和零件,从而增加 了生产和制造费用。 V o.l 4N o .3Sep .2005 第4卷第3期无锡职业技术学院学报 2005年9月 Journal o fW ux i Institute o f T echno l ogy
自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 1 毕业设计
第一章概述 行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。同时它的缺点是：材料优质、结构复杂、制造精度要求较高、安装较困难些、设计计算也较一般减速器复杂。但随着人们对行星传动技术进一步的深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高，完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。 根据负载情况进行一般的齿轮强度、几何尺寸的设计计算，然后要进行传动比条件、同心条件、装配条件、相邻条件的设计计算，由于采用的是多个行星轮传动，还必须进行均载机构及浮动量的设计计算。 行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2K—H、3K、及K—H—V三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。我所设计的行星齿轮是2K—H行星传动NGW型。
第二章原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据 课题: 一种自动洗衣机行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：自动洗衣机减速离合器内部减速装置； 传动比：p i=5.2 输入转速:n=2600r/min 输入功率：P=150w n=3 行星轮个数： w z=63 内齿圈齿数 b （二）系统组成框图
洗涤：A 制动，B 放开，运动经电机、带传动、中心齿轮、行星轮、行星架、波轮 脱水：A 放开，B 制动，运动经电机、带传动、内齿圈（脱水桶）、中心齿轮、行星架、波轮与脱水桶等速旋转。 自动洗衣机的工作原理：见图
https://www.doczj.com/doc/1c16774905.html,/view/5768e220bcd126fff7050bec.html 1 引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1] 。 2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 1 740KW p =，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动 比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：
图1 3.2 配齿计算 根据2X-A 型行星齿轮传动比 p i 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11 1 1 b a p i z z =- ()17.1117103.7103b z =-=≈ 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋ 1 1 za zb ＝7．0588 其传动比误差i ?＝ip i ip -＝7.17.0588 7.1 -＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 ()1 11243c b a z z z =-= 所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 11 2 za zb +＝ C ＝40 ()整数 第二级传动比 2p i 为 5，选择中心齿轮数为23和行星齿轮数目为3，根据内齿轮zb1
毕业设计(论文)开题报告 题目：NGW行星减速器的设计 1．毕业设计（论文）综述。 1.1题目背景及研究意义 目前，行星传动技术已成为世界各国机械传动技术的重要发展方向，主要表现在广泛采用硬齿面、高精度、高转速、大功率、大转矩、大规格，而且向多品种、标准化的方向发展。概括地讲，在矿山、工程、冶金、起重、运输、轻工、石油化工、机床、汽车、机器人、坦克、火炮、飞机、船舶、仪器仪表等机械行业和高科技领域中，已普遍采用行星传动作为减速、增速、差速、变速或控制装置。 (1)行星齿轮传动的优点 ①结构紧凑、体积小、重量轻 行星传动具有行星运动和功率分流的传动特性，采用内齿轮副,可以充分利用内啮合承载能力大和内齿圈内部的可容空间，使其具有结构紧凑、外廓尺寸小、重量轻等优点。通常情况下，传递功率和传动比相同时，行星传动的体积和重量约为普通齿轮传动的1/2～1/6。 ②传动比大，可实现运动的合成与分解 行星传动的类型很多，如渐开线行星传动、摆线针轮行星传动、谐波行星传动及活齿行星传动等，一般都具有大传动比的特点。用于传递运动时，其最大传动比可达几万或数十万以上；作为动力传动，其最大传动比可达几十或数百。采用差动行星传
动，可实现两个运动的合成和一个运动的分解。在某些情况下，适当选择行星传动的类型，可实现各种变速的复杂运动。 ③效率高、功率损失小 行星传动采用数个行星轮均匀分布在内、外中心轮之间，可平衡作用于中心轮与行星架轴承上的惯性力。采用这种对称结构，有利于提高传动系统的效率。适当选择传动类型，设计合理的结构，可使行星传动的效率达到0.97～0.99。 ④传动平稳，抗冲击振动能力强 采用数个行星轮均匀分布在两个中心轮之间，同时用均载装置保持各行星轮间载荷均匀分布和功率均匀分流，不仅可平衡各行星轮和转臂的惯性力，而且显著提高了行星传动的平稳性以及抗冲击、振动的能力。 (2)行星齿轮传动的缺点 行星齿轮传动的主要缺点是材料优质、结构复杂、制造和安装较困难等。但随着人们对行星传动技术进一步深人地了解以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再成为一件困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。 1.2减速器的研究现状及发展前景 国内减速器发展概况：对行星齿轮传动技术的开发及运用在我国自上世纪五十年代就开始了，但直到改革开放前的相当长的一段时间里，由于受设计理念与水平、加工手段与材料及热处理质量等方面的限制，我国各类行星齿轮减速箱的承载能力及可靠性都还处于一个比较低的水平，以至于我国许多行业配套的高性能行星齿轮箱，如磨机齿轮箱等都采用进口产品。改革开放以来，随着国内多家单位相继引进了国外先进的行星传动生产和设计技术并在此基础上进行了消化吸收和创新开发，使得国内的行星传动技术有了长足的进步。在基础研究方面，通过国内相关高校、研究院所及企业的合作，在行星传动的均载技术、优化设计技术、结构强度分析、系统运动学与动力学分析及制造装配技术等方面都取得了一系列的突破，使得我国已全面掌握了行星传动的设计、制造技术并形成了一批具有较强实力的研发制造机构。继西安重型机械研究所联合多家单位推出国内第一代通用行星齿轮减速器产品系列并完成其标准化工作后，目前正在推出性能更为先进、结构更为合理的新一代行星齿轮减速器产品。与此同时，国内其他单位也开发出了一系列专用行星齿轮产品。在制造手段方面，近二十年来通过引进及自主开发的磨齿机、插齿机、加工中心及热处理装置的广泛运用，大大提升了制造水平，在硬件上也切实保证了产品的加工质量。 目前，国内开发的重载行星传动装置已成功运用于许多多年来一直采用国外产品