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。
三、课题设计方案
本论文研究的是关于自动洗衣机内部的减速器装置——行星齿轮减速器，这种减速器对于体积和重量方面要求较高，在设计过程中不仅要注意其体积和质量的控制，同时也要保证其精度，如果精度达不到一定的要求，洗衣机运行中产生的震动和噪音就很大，随着人们对家电的要求逐渐提高和科技的日益发展，洗衣机已经成为每个家庭的必备家电之一，人们对它的性能要求也就越来越高，对它的重量、体积、噪音等方面的要求也越来越高，本文设计的减速器就注重在这些方面下手，尽量减轻减速器的重量并缩小其体积，同时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噪音小，震动小。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，所述各行星轮的轴端支撑在端盖上，以太阳轮轴为主动轴，即输入轴，与太阳轮位于同一轴线上的端盖中心轴为从动轴，即输出轴。
四、计划进度安排
2010.01.10-2010.01.24 教师对设计的思路及资料收集等相关问题进行第一轮指导。2010.01.25-2010.01.30 查阅相关资料，理清论文设计的思路、内容、方法、步骤及
相关问题，完成开题报告书，并提交指导教师评阅。
2010.02.31-2010.03.19 构建论文整体框架，开始论文撰写，期间遇到问题及时与指导
教师进行交流。
2010.03.20-2010.04.10 据课题进展情况完成中期检查表，并口头汇报工作。
2010.04.11-2010.04.24 基本完成设计工作，交由老师审阅。
2010.04.25-2010.05.02 根据老师提出的意见，进行论文修改，并提交答辩小组审阅。2010.05.03-2010.05.09 进一步完善论文，准备论文答辩。
五、主要参考文献（只列出最重要的5—6种）
[1]王治平.机械基础[M].杭州:浙江大学出版社,2000.43-51.
[2]饶振刚.行星齿轮传动设计[M].北京:化学工业出版社,2005.55-58.
[3]陈启松.机械传动设计手册[M].北京:煤炭工业出版社,2005.32-37.
[4]葛志祺.机械零件设计手册[M].北京:冶金工业出版社,1991.21-27.
[5]陈立德.机械化设计基础[M].北京:高等教育出版社,1991.21-27.
[6]陈于涛.互换性与测量技术[M].北京:机械工业出版社,1984.66-71.
指导教师意见及建议：
教学单位领导小组审批意见：
组长签名：
年月日
山东大学毕业论文（设计）中期检查表
院(系)：专业： 2010年 3月20日毕业论文（设计）题目：自动洗衣机行星齿轮减速器的设计
学生姓名学号
指导教师职称
计划完成时间： 2010年 5月 3日
毕业论文（设计）的进度计划：
2010.01.10-2010.01.24 教师对设计的思路及资料收集等相关问题进行第一轮指导。2010.01.25-2010.01.30 查阅相关资料，理清论文设计的思路、内容、方法、步骤及
相关问题，完成开题报告书，并提交指导教师评阅。2010.02.31-2010.03.19 构建论文整体框架，开始论文撰写，期间遇到问题及时与指
导教师进行交流。
2010.03.20-2010.04.10 据课题进展情况完成中期检查表，并口头汇报工作。2010.04.11-2010.04.24 基本完成设计工作，交由老师审阅。
2010.04.25-2010.05.02 根据老师提出的意见，进行论文修改，并提交答辩小组审阅。2010.05.03-2010.05.09 进一步完善论文，准备论文答辩。
完成情况：
经查阅大量书籍和报刊，获取了很多信息与知识，基本完成了论文的设计工作，准备交与老师以备审阅。
指导教师评议
评议人：
年月日
备注：
目录
摘要 (1)
1 绪论 (1)
1.1 概述 (1)
1.2行星齿轮传动原理 (1)
2原始数据及系统组成框图 (2)
2.1有关原始数据 (2)
2.2系统组成框图 (2)
3 减速器简介 (3)
4 传动系统的方案设计 (4)
4.1对传动方案的要求 (4)
4.2拟定传动方案 (4)
5 行星齿轮传动设计 (5)
5.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算 (5)
5.2 行星轮传动的配齿 (6)
5.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (7)
5.4 行星齿轮传动强度计算及校核 (9)
5.5 行星齿轮传动的受力分析 (12)
5.6行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (14)
6 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 (14)
6.1 轮材料及精度等级 (15)
6.2 按齿面接触疲劳强度设计 (15)
6.3 按齿根弯曲疲劳强度计算 (15)
6.4 主要尺寸计算 (16)
6.5验算齿轮的圆周速度 (16)
7 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 (17)
7.1减速器输入轴的设计 (17)
7.2减速器输出轴的设计 (19)
8 结束语 (21)
参考文献： (22)
谢辞 (24)
自动洗衣机行星齿轮减速器的设计
苏会
摘要：本课题是有关一种自动洗衣机减速离合器内部减速装置行星轮系减速器的设计。在洗衣机中使用行星轮系减速器正是利用了星星齿轮传动：体积小、质量轻、结构紧凑、承载能力大、传动效率高、传动比较大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。行星轮减速器其实就是齿轮减速器的原理，它有一个轴线位置固定的齿轮叫太阳轮，在太阳轮边上有轴线变动的齿轮，既做自传又做公转的齿轮叫行星轮，行星轮有支持构件叫行星架，通过行星架将动力传到轴上，再传给其它齿轮。它们由一组若干个齿轮组成一个轮系，只有一个原动件，这种周转轮系称为行星轮系。
关键词：行星轮系减速器；行星轮；太阳轮；行星架。
1 绪论
1.1 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，逐渐获得广泛的应用。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低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、集合尺寸的设计计算，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。
1.2行星齿轮传动原理
行星齿轮传动装置由输入轴、行星轮及销轴式输出机构组成。行星轮中的输入轴1外围设有偏心套2、转臂轴承3、星齿4、针齿5和固定的内齿圈7；输出机构包括带销盘8即将输出轴9及销轴和销孔，销轴由针齿5的圆柱滚子代替，其圆柱滚子的一端插入销轴孔内，即将输出机构中的销轴与针齿合而为一，增大了容纳转臂轴承的空间，若销轴的另一端与均载环6相配合，则可增加其强度。当输入轴旋转时。其上的偏心套带动转臂轴承旋转，使转臂轴承外圈上空套的星齿和针齿做偏心运动和错齿运动，这时针齿既做高速公转，又做低速自转的行星运动。针齿的自转通过其圆柱滚子的另一端作为销轴，与输出轴销盘上的销孔始终相互接触而转动，将针齿的行星运动变成输出轴的低速、定轴转动，以
实现减速。行星齿轮传动是两个圆的啮合，且同时参与啮合的齿数较多，理论上为1/2，均衡各啮合齿对的受力，减小动载及承受冲击载荷；同时各受力接触点处，通过活齿的弹性变形还可以扩大接触面积，降低接触压力而提高承载能力。行星齿轮传动的结构简单、紧凑，零部件加工工艺性较好，与其它活齿传动相比有两个很重要的优点：一是这种传动采用的齿形最简单，采用标准的圆柱，基本实现了受载零件全部做纯滚动。此外，各主要受力处又多为凹凸接触，不仅具有较高的接触强度而且容易形成油膜，有利于润滑，因此传动效率高；二是针齿与输出机构合而为一，使得容纳转臂轴承的空间增大，可以选择较大的、具有较高承载能力的转臂轴承，使转臂轴承不再是传动中的的薄弱环节，同时，销轴的分布圆直径也增大，进而加大销轴的直径，使其强大增大。因此，行星齿轮传动可有效解决转臂轴承寿命较短、销轴强度不够的难题，具有巨大的优势和发展潜力。
2原始数据及系统组成框图
2.1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：i=5.2
输入转速:n=2600r/min
输入功率：P=150w
行星轮个数：=3
内齿圈齿数：=63
2.2系统组成框图
自动洗衣机的工作原理：见图1
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、波轮与行星架等速旋转。
图1 洗衣机工作原理图
图2 减速器系统组成框图
3 减速器简介
减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。
减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。
一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。
1）蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和
输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。
2）谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。
3）行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。
图示为一种行星齿轮传动的原理图：
图3 减速器齿轮传动结构图
4 传动系统的方案设计
传动方案的分析与拟定
4.1对传动方案的要求
合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。4.2拟定传动方案
任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图4所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。
图4 周转轮系
a-中心轮，b-内齿圈，g-行星轮，H-行星架
5 行星齿轮传动设计
5.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算
行星齿轮传动比符号及角标含义为：123i 1-固定件，2-主动件，3-从动件 1.齿轮b 固定时（图1-1），2K-H （NGW ）型传动的传动比b aH i 为
11b H
aH ab b a i i z z =-=+
可得 111 5.2 4.2b H
aH ab p i i i =-=-=-=-
16352115b
a b aH z z i =-=?=
传出速度： 26005.2500min H a p p n n i n i r ==== 2.行星齿轮传动的效率计算：
1(1)H H a H ab H n n i n ηψ=---??
H H H H
a b B
ψψψψ=+? H a ψ为a-g 啮合的损失系数，H b ψ为b-g 啮合的损失系数，H
B
ψ为轴承的损失系数，H ψ为总的损失系数，一般取0.025H ψ=。 按
2600min
a n r =，
500min
H n r =，
可得：
()()1112600500 4.215000.02597.98%H
H a H
ab
H n n i
n ηψ=---=----??=
5.2 行星轮传动的配齿
1.传动比的要求—传动比条件
即 1b
aH b a i z z =+
可得 1215 4.2b b a aH z z i +===
所以中心轮a 和内齿轮b 的齿数满足给定传动比的要求。 2.保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同轴条件
为保证行星轮与两个中心轮同时正确啮合，要求外啮合齿轮a-g 的中心距等于内啮合齿轮b-g 的中心距，即 ()()a g b g a a ωω--= 称为同轴条件。
对于非变位或高度位传动，有
()()22a b b g m z z m z z +=-
得 215224g b a z z z =-==
3.保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 相邻两个行星轮所夹的中心角2n ωφπ=
中心轮a 相应转过角，角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角，即
12a r z φπ=?
式中2a z π为中心轮a 转过一个齿所对的中心角。
121p H b a i n n z z ??===+
将1?和H ?代入上式，有
221a w b a r z n z z ππ?=+
经整理后()5463224a b r z z =+=+=
满足两中心轮的齿数和应为行星齿轮数目的整数倍的装配条件。 4.保证两行星齿轮的齿顶不相碰——邻接条件
在行星齿轮传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。
可得 ()()12sin 180o a g a n d ωω=?>
()217a a g d d h m =+=
满足邻接条件。
5.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算
按齿根弯曲强度初算齿轮模数m 齿轮模数m 的初算公式为
23111lim
m A F FP Fa d F m K T K K K Y z φσ∑=
式中 m K —算术系数，对于直齿轮传动12.1m K =； 1T —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N m ?； A K —使用系数，由《参考文献二》表6-7查得1A K =； F K ∑—综合系数，由《参考文献二》表6-5查得2F K ∑=；
FP K —计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献二》公式6-5得 1.85FP K =；
1Fa Y —小齿轮齿形系数，由图6-22可得1 3.15Fa Y =；
1
z —齿轮副中小齿轮齿数，1
15a
z z
==；
l i m
F σ
—试验齿轮弯曲疲劳极限，2
N mm ?按由《参考文献二》图6-26至6-30选取
2lim 120F N mm σ=?，所以
23111lim 0.658m A F FP Fa d F m K T K K K Y z φσ∑==
取m=0.9
1）分度圆直径d
()0.91513.5a a d m z m =?=?= ()0.92421.6g g d m z m =?=?= ()0.96356.7b b d m z m =?=?=
2）齿顶圆直径a d
齿顶高a h ：外啮合*
10.9a a h h m m =?==
内啮合**22()(17.55)0.792a a h h h m z m =-??=-?=
()()213.5 1.815.3a a a a d d h mm =+=+= ()()221.6 1.823.4a g g a d d h mm =+=+= ()()256.7 1.58455.116a b b a d d h mm =-=-=
3）齿根圆直径f d
齿根高**() 1.25 1.125f h h c m m =+?==
()()213.5 2.2511.25f a a f d d h mm =-=-= ()()221.6 2.2519.35f g g f d d h mm =-=-= ()()256.7 2.2558.95f b b f d d h mm =+=+=
4）齿宽b
由《参考文献三》表8-19选取1d ?=
()()113.513.5a d a b d mm ?=?=?= ()513.5518.5a d b mm ?=+=+= ()13.5(510)13.558.5b b mm =+-=-=
5）中心距a
对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距
为：
1.a-g 为外啮合齿轮副
2()0.92(1524)17.55ag a g a m z z mm =+=?+= 2.b-g 为内啮合齿轮副
2()0.92(6324)17.55bg a b a m z z mm =+=?-=
表1 齿轮数据表
中心轮a 行星轮g 内齿圈b 模数 0.9 0.9 0.9 齿数z 15 24 63 分度圆直径d 13.5 21.6 56.7 齿顶圆直径a d 15.3 23.4 54.9 齿根圆直径f d 11.25 19.35 58.95 齿宽高b 18.5
18.5
8.5 中心距a 17.55ag a mm = 17.55bg a mm =
5.4 行星齿轮传动强度计算及校核
1.行星齿轮弯曲强度计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级
中心轮a 选用45钢正火，硬度为162-217HBS,选8级精度，要求齿面粗糙度 1.6a R ≤。 行星轮a 、内齿圈b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、刚度、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作齿轮、凸轮、轴承材料）选8级精度，要求齿面粗糙度 3.2a R ≤。
（2）转矩1T
11954995490.1531600298.4a T T n p n n N m ωω===??=?
（3）按齿根弯曲强度校核
由《参考文献三》式8-24得出F σ 如[]F F σσ≤则校核合格。
（4）齿形系数F Y
由《参考文献三》表8-12得 3.15Fa Y =， 2.7Fg Y =， 2.29Fb Y =； （5）应力修正系数s Y
由《参考文献三》表8-13得 1.49sa Y =， 1.58sg Y =， 1.74sb Y =； （6）许用弯曲应力[]F σ
由《参考文献三》图8-24得lim1180F MPa σ=，lim2160F MPa σ=；由表8-9得 1.3F s =；由图8-25得121N N Y Y ==；
由《参考文献三》式8-14可得
[]1lim111801.3138F N F F Y s MPa σσ=?== []2lim2
21601.3123.077F N F F Y s MPa σσ=?==
[]221112(2 1.1298.413.50.915) 3.15 1.49
18.78138F a Fa sa Fa sa F KT bm z Y Y Y Y MPa MPa
σσ=?=??????=<=
齿根弯曲疲劳强度校核合格。 2.齿轮齿面强度的计算及校核 （1）齿面接触应力H σ
1012H H A V H Ha Hp K K K K K βσσ= 2012H H A V H Ha Hp K K K K K βσσ=
011H H E t Z Z Z Z F d b u u βσ∑=?±
（2）许用接触应力为Hp σ 许用接触应力可按下式计算，即
lim lim Hp H H NT L V R W X S Z Z Z Z Z Z σσ=?
（3）强度条件
校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大H σ值均应不大于其相应的许用接触应力Hp σ，即H Hp σσ≤，或者校核齿轮的安全系数：大小齿轮接触安全系
数H S 值应分别大于其对应的最小安全系数lim H S ，即lim H H S S >
查《参考文献二》表6-11得 lim 1.3H S =，所以 1.3H S >。 3.有关系数和接触疲劳强度 （1）使用系数A K
查《参考文献二》表6-7选取1A K = （2）动载荷系数V K
对于接触情况良好的齿轮副可选取 1.02V K = （3）齿向载荷分布系数H K β
对于接触情况良好的齿轮副可取1H K β= （4）齿间载荷分布系数Ha K 、Fa K
由《参考文献二》表6-9查得11 1.1Ha Fa K K ==,22 1.2Ha Fa K K == （5）行星轮间载荷分布不均匀系数Hp K
由《参考文献二》式7-13得'
10.5(1)Hp HP K K =+- 由《参考文献二》图7-19得'HP K =1.5
所以'110.5(1)10.5(1.51) 1.25Hp HP K K =+-=+?-=
同上2 1.75Hp K = （6）节点区域系数H Z
由《参考文献二》图6-9查得 2.06H Z = （7）弹性系数E Z
由《参考文献二》图6-10查得 1.605E Z = （8）重合度系数Z ∑
由《参考文献二》图6-10查得0.82Z ∑= （9）螺旋角系数z β
cos 1z ββ==
（10）试验齿的解除疲劳极限lim H σ
由《参考文献二》图6-11~6-15查得lim 520H MPa σ= (11)最小安全系数lim H S ，lim H F
由《参考文献二》表6-11可得lim 1.5H S =，lim 2H F = （12）接触强度计算的寿命系数NT Z 由《参考文献二》图6-11可得 1.38NT Z = （13）润滑油膜影响系数L Z ，V Z ，R Z
由《参考文献二》图6-17，图6-18，图6-19查得0.9L Z =，0.952V Z =，0.82R Z = （14）齿面工作硬化系数Z ω
由《参考文献二》图6-20查得 1.2Z ω= （15）接触强度计算的齿数系数x Z 由《参考文献二》图6-21查得1x Z = 所以
011132.625 2.6
1 2.06 1.6050.821 2.9513.513.51.6
H H E Z Z Z Z F d b u u βσ∑=?±=????
=?
1011 2.951 1.021 1.1 1.25 3.5H H A V H Ha Hp K K K K K βσσ==?????= 2022 2.951 1.021 1.2 1.75 4.32H H A V H Ha Hp K K K K K βσσ==?????=
lim lim 5201.3 1.380.90.950.82 1.21464.4Hp H H NT L V R w x S Z Z Z Z Z Z σσ=?=??????=
所以有 H Hp σσ≤ 故齿面接触强度校核合格。
5.5 行星齿轮传动的受力分析
在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即1n ω>，且均匀对称的分布于中心轮之间；所以在2K-H 型行星传动中，各基本构件（中心轮a ，b 和转臂H ）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力
分析图中均未绘出各构件的径向力r F ，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F 代表切向力t F 。
为了分析各构件所受的切向力t F ，提出如下三点：
(1)在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力等于反作用力。
(2)如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向用哪个反向。 (3)为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。 在2K-H 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后以此确定各构件上所受的作用力和转矩。对于支持圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力t F 。
由于在输入件中心轮a 上受有n ω个行星轮g 同时施加的作用力ga F 和输入转矩a T 的作用。当行星轮数目2n ω≥时，各行星轮上的载荷均匀，因此只需要计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a 在每一套中所受的输入转矩为
1195490.15316000.2984a T T n P N m ω==??=? 可得10.8952a T T n N m ω=?=? 式中a T —中心轮所传递的转矩，N m ? 1P —输入所传递的名义功率，KW
按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g 作用于中心轮a 的切向力
'
'12000200020000.298413.544.2ga a a F T d T n d N ω===?=
而行星轮g 上所受的三个切向力为 中心轮a 作用于行星轮g 的切向力为
'200044.2ag ga a F F T n d N ω=-=-=- 内齿轮作用于行星轮g 的切向力为
44.2bg ag F F N ==-
转臂H 作用于行星轮g 的切向力为
'2400088.4Hg ag a a F F T n d N ω=-=-=- 转臂H 上所受的力为
'2400088.4gH Hg a a F F T n d N ω=-=-=- 转臂H 上的力矩为
'400040000.8952/13.517.554655.0H w gH x a a x T n F r T d r N m ==-=??=-? 在内齿轮b 上所受的切向力为
'
200044.2gb bg a w a F F T n d N =-==
在内齿轮b 上所受的力矩为
'''20000.895221.6/13.5 1.43b w gb a a b a T n F d T d d N m ===?=? 式中 'a d —中心轮a 的节圆直径，mm
'b d —内齿轮b 的节圆直径，mm x r —转臂H 的回转半径，mm 根据《参考文献三》式6-37得
11111b H
a H aH a
b T T i i p -==-=+
转臂H 的转矩为
()()10.89521 4.2 4.655H a T T p N m =-+=-?+=-?
仿上
11111b H
b H aH ab T T i i p -==-=+
内齿轮b 所传递的转矩
()1 4.2/5.2 4.655 3.76b H T p pT N m =-+=-?-=?
5.6行星齿轮传动的均载机构及浮动量
行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率分流，并合理的采用了内啮合传动；从而才使其具备了上述的许多优点。
6 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计
已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min ，传动比i=5.2，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。
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/2a6056074.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