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，
以基本构件命名，又称为ZK-H型行星齿轮传动机构。
本设计的主要内容是单级NGW型行星减速器的设计。
二．拟定传动方案及相关参数
1．机构简图的确定
减速器传动比i=6,故属于1级NGW型行星传动系统。
n=2或3。从提高传动装置查《渐开线行星齿轮传动设计》书表4-1确定p
n=3。
承载力，减小尺寸和重量出发，取p
计算系统自由度W=3*3-2*3-2=1
２．齿形与精度
因属于低速传动，以及方便加工，故采用齿形角为20o，直齿传动，精度定位6级。
３．齿轮材料及其性能
太阳轮和行星轮采用硬齿面，内齿轮采用软齿面，以提高承载能力，减小尺寸。
三．设计计算
1．配齿数
采用比例法：
::::(2)2:(1):()a c b a a a a p Z Z Z M Z Z i i Z Z i n =--
:2:5:2a a a a Z Z Z Z =
按齿面硬度HRC=60，()c a u
Z /Z 62/22==-=，查《渐
开线行星齿轮传动设计》书图4-7a 的max
20a Z =，1320a Z <<。取
17a Z =。
由传动比条件知：Y i 17*6102a Z ===
M Y /3102/334===
计算内齿轮和行星齿轮齿数： Y 10217
85
b a Z Z =-=-=
234c a Z Z =*=
2．初步计算齿轮主要参数
（1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径
用式
()3
2
A p d a H a td
T K K K
u
d K ?σ=进行计算，式中系数：
u=34172c a Z Z ==，
太阳轮传递的扭矩
()a p a T 9549P /n
n 954930/3100954.9 N m ==**=?
则太阳轮分度圆直径为：
()3
2
768103.76 mm
A p d a H a td
T K K u
d K ?σ==?=
（2）按弯曲强度初算模数
用式13
2A Fp tm d T K K
m
K
Z ?σ=进行计算。
由2
lim 212lim 1245 3.182.54306.73350 F Fa Fa F Y Y N mm σσ=?=<=，
所以应按行星轮计算模数
3
2
12.15.64
a A Fp tm
d T K K m K Z ?σ==?=
若取模数6m =，则太阳轮直径()176102 mm a a
d Z m ==?=，与
接触强度初算结果
()103.76 mm a d =接近，故初定按
()108.5 mm a d =，6m =进行接触和弯曲疲劳强度校核计算。
3．几何尺寸计算
将分度圆直径、节圆直径、齿顶圆直径的计算值列于表４。
4．重合度计算外啮合：
()()a a a c m Z 2617251 ()26342102
()2114257 ()2162108()(r)cos ())51cos 2057()(r)cos ())102cos 20108(r)=arccos(arccos()32.78arccos(arccos()27.441c c a a a a a c a c a a a a a c a c r m Z r d r d r r ααααε????
=?===?=============[](tan()tan )(tan()tan )
=17(tan 32.78tan 20)34(tan 27.441tan 20(2)
=1.598>1.2
a a a c a c Z Z αααααππ????
=-+-??-+-??
内啮合：
()()b b b c m Z 26852255 ()26342102
()24952247.5 ()2162108()(r)cos ())255cos 20()(r)cos ())102cos 20108(r)=arccos(arccos()14.50arccos(arccos()27.c c a b a b a c a c a b a b a c a c r m Z r d r d r r αααα???=?===?=============[](tan()tan )(tan()tan )
=34(tan 27.441tan 20)85(tan14.50tan 20)(2)
=2.266>1.2441c a c b a b Z Z αεααααππ?
????
=---??---??
5．啮合效率计算
11X X
b
ab aX
X
ab
i i ηηη-==-
式中X
η
为转化机构的效率，可用Kyдpявпев计算法确定。
查图3-3a 、b （取μ=0.06，因齿轮精度高）得：
各啮合副的效率为0.978X ac η=，0.997X cb η=，
转化机构效率为0.9870.9970.984X X ac cb X ηηη==?=
转化机构传动比85517
b a X
ab
Z Z i
=-=-=-
则
1150.984
0.987
115
X X
b ab
aX X
ab
i
i
η
ηη
-+?
====
-+.
四．行星轮的的强度计算及强度校核
１．强度计算
图1 断面几何参数
行星轮可归结为受内外载荷的封闭圆环，其弯曲半径与断面厚度之比5
/
h
ρ，属于大曲率圆环，弯曲中性层不通过重心，相距为e。
当轴承装在行星轮内时，其轮缘减薄，若3
/
m
h时，在载荷作用下有较大变形。此变形对齿轮弯曲强度和轴承的承载能力有显著影响，应准确且计算。但在设计时由于轴承上载荷大小和分布规律不清楚，而难以计算。这里设想轴承中反力按余弦规律分布，并且不考虑离心力对轴承载荷的影响，作一简化计算。
图2 计算简图及弯矩分布 表6
行星轮轮缘强度计算公式
在与内、外齿中心轮啮合处分别有一组相等且对称的载荷：圆周力t F 、径向力r F 和t F 对弯曲中心的力矩t M 。在圆周力t F 相背的一半轴承上作用有按余弦规律分布的径向分布力i q 。载荷计算式如表6。
内力素弯矩?M 在两个啮合节点，即断面1处达最小值，在与断面1成?90断面２处达最大值。这两个断面的弯矩1M 、2M 和轴向力1N 、2N 的计算式列于表
6。
最大、最小应力都发生在轮缘的外侧，为弯曲应力、轴向应力和离心应力之和。
内力素及应力计算公式列于。其中离心力产生的应力
202ρωγ
σωg
=
式中 γ——齿轮材料的比重；
322ππγ==
p n
g ——重力加速度；
ω——齿轮的绝对角速度；()s rad n /33.5260
50*260
2===ππω
0ρ——轮缘断面重心位置的曲率半径。
使用表6中的公式时，要从实际断面尺寸换算出一个相当矩形断面，才能较准确的求出应力的大小和位置。相当断面的惯性矩为
2min min a S I I +=
式中
min min S I 、——实际断面对OX 轴的惯性矩和断面面积；
a ——系数，按经验公式确定：
167.4)6*3.05.44(*6*25.0)3.0(25.0min =+=+=m h m a
m in h ——不计轮齿时的断面厚度；5.44min =h
m ——齿轮模数。
相当断面的宽度取为轮缘的实际宽度b ，其高度h 、面积S 、断面系数W 分别为：
实际断面尺寸()100d 72==孔，b
363006
55*726;396055*72;557212122
233=========bh W bh S b h
396055*72,99825012
55*7212min 33min
======bh S bh I 1067011167.4*396099825022min min =+=+=a S I I
断面的弯曲半径为e -=0ρρ；25.720=ρ，而
73.33960
*25.721067011
0==
=
S
I e ρ
52.6873.325.720=-=-=e ρρ
)/(29925.72*33.52*10
*32222202mm N g
==
=
π
ρωγ
σω 断面上承受最大、最小应力处到断面重心的距离为'h 和''h 。先决定内侧
98.25''=h ，则02.29'''=-=h h h ，48.40=H 。
数据计算： 圆周力)(80.73
*10225
.1*9.954*22'
t kN n d K T F p a A a ===
径向力)(02.5)78.32(*80.7't t kN tg tg F F r =?==α 力矩)(744.31548.40*8.7t t m N H F M ?=== 径向分布力
()()mm kN i F q t t /cos 145.0])12cos[(52
.68*14.38
.7*4])1cos[(4t t
t ???πρ
=-=
-=
危险断面的弯矩
)
(17.106)52
.6848
.40*
138.078.32182.011.0(*52.68*02.5138.0182.011.0()
(33.204)52
.6848
.40*
5.078.32318.0094.0(*52.68*02.5)5.0318.0094.0('t t 2't t 1m N tg H tg F M m N tg H
tg F M ?=+?+=-+=?=+?+-=++-=ρ
αρρ
αρ危险断面的轴向力
kN tg H
tg F N N i 27.4)52
.6848
.40*
637.078.325.0796.0(*02.5)637
.05.0796.0(0
't 21=+?-=+-==ρ
α
轮缘外侧弯曲应力
)/(9.512)()/(7.620)(2
1'
'
1min 2
2'
'2max mm N S
N h Se h M mm N S
N h Se h M =+++=
=+++=ωωσρσσρσ
２．疲劳强度校核
1．外啮合
（1）齿面接触疲劳强度
用式
H H σσ=，0H H E Z Z Z Z b u
εσ=
计算接触应力H σ，用式lim min H N
HP L v R W X H Z Z Z Z Z Z S σσ
=计算其许用应
力
HP σ。三式中的参数和系数取值如表７。
接触应力基本值
0H σ：
02
=2.5189.80.891
=825.85 N/mm H H E
Z Z Z Z εβ
σ=????
接触应力H σ：
2
=825.85 =1001.98 N/mm
H H σσ=?
许用接触应力
HP σ：
lim min
2
1400 1.03 1.050.88 1.0311
1.25 =1097.9 N/mm
H N
HP L v R W X
H Z Z Z Z Z Z S σσ=
?=?????
故
H HP σσ<，接触强度通过。
（2）齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力F σ及其许用应力FP σ，用下式计算。并对行星轮进行
校核。
00,t
F F A v F F Fp F F S n
F K K K K K Y Y Y Y bm βαααεβσσσ==
lim R min
F ST NT
FP relT relT X F Y Y Y Y Y S δσσ=
行星轮：
0 2
18723.53= 2.45 1.680.7191
726
=128.3 N/mm t
F c F c S c n
F Y Y Y Y bm ααεβ
σ=????? 02
=128.3 1.25 1.005 1.0761 1.075=186.43 N/mm F c F c A v F F Fp
K K K K K βασσ=?????
lim R min
2 24521=0.96 1.0451=307.21 N/mm
1.6
F c ST NT
FP c relT c relT c X
F Y Y Y Y Y S δσσ=
?????
故F c FP c σσ<，弯曲强度通过。
c
系数c
行修正系数重合度系数c
圆角数
以上均为在书《渐开线行星齿轮传动设计》上查得
2．内啮合
齿面接触疲劳强度同外啮合齿面接触疲劳强度所用公式相同，其中与外啮合取值不同的参数为：
H N L u=2.5,Z =2.5,Z =0.7,Z =1.11,Z =1.03,Z =0.88,
v ε
R W Z =1.04,Z =1.11
02
2
lim min
=2.5189.80.71 =254.045 N/mm =254.045 =311.60 N/mm H H E H H H N
HP L v R W X
H Z Z Z Z b u
Z Z Z Z Z Z S εσσσσσ=????=?=
2
650 1.11 1.030.88 1.04 1.111
1.25
=603.95 N/mm ?=?????
故
H HP σσ<，接触强度通过。
以上计算说明齿轮的承载能力足够。
３．安全系数校核
行星传动中的齿轮轮缘内外侧任一点上的应力都在min max σσ和之间变动，且为交变应力，故其强度计算以进行疲劳安全系数校核为宜。当齿轮传递的转矩在轮缘内产生很大切应力时，同样应进行扭转疲劳强度校核。其安全系数τσS S 、分别按下式计算：
][1
]
[1
11τττσσσττττλσσσσλS Y S S Y S b
m
N a b
m
N a ≥+=
≥+=
--
式中
b b τσ、——齿轮材料的抗拉强度和抗扭强度，对于近似计算可
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
开题报告 机械设计制造及其自动化 行星齿轮减速器设计 一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义 [国内外研究动态] 1．国内行星齿轮传动技术的发展概况： 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的领域。如西重所开发的运用于铝铸压机的行星齿轮箱最大输出力矩已达到 600KN·m，运用于水泥滚压机的大型行星齿轮箱的输出力矩已达到400KN·m，均成功替代了进口产品。国内生产的运用于磨机的行星齿轮箱的最大功率已达到3600KW，运用于中小功率的行星齿轮箱更是数不胜数。二十余年的实践与运用证明目前我国的行星传动齿轮箱的设计制造已达到与先进工业国家相当的水品，完全可满足为国内格行业传动配套的的需求。
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 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)
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
引言 本课题研究的是一种精密行星齿轮减速器，通过对精密行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各齿轮的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数分析，为精密行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该行星减速器的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。 1 减速器国内外现状、水平和发展趋势： 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。20世纪70－80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新。减速器与电动机的一体结构也是大力发展的方向，并已成功生产多种结构和多种功率型号的产品。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率和重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器多从国外进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点，但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质没有突破，因此，没能从根本上解决传动功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结果简单，效率也高。由于该减速器的三轴平行结果，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。 减速器技术已经接受了时间的考验，成为当今世界成熟技术之一。其设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业技术水平。因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。随着我国改革开放的不断进行，世界级的跨国大公司已开始大举进军中国市场，在我国生产汽车、工程机械、大型成套设备的齿轮及齿轮装置，齿轮产品在我国将会有大量国际品牌加入，这必将促使我国零部件结构的大调整，齿轮生产的专业化集中度也将继续提升。总之，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。在常用的齿轮传动中，普通的圆柱齿轮传动一级传动比小，体积大，结构笨重，普通的涡轮蜗杆传
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:
本科毕业设计（论文） 少齿差行星齿轮减速器的设计
毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明 原创性声明 本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作者签名：日期： 指导教师签名：日期： 使用授权说明 本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。
作者签名：日期：
学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名：日期：年月日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 涉密论文按学校规定处理。 作者签名：日期：年月日 导师签名：日期：年月日
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
自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 目录 第一章绪论............................................ 错误！未定义书签。 1.1课题的来源及研究的目的和意义..................... 错误！未定义书签。 1.2本课题研究的主要内容 (2) 第二章齿轮传动的特点 (4) 2.1齿轮传动的两大类型 (6) 2.2行星机构的类型及特点............................. 错误！未定义书签。第三章齿轮的设计计算 (8) 3.1 配齿计算 (9) 3.1.1 确定各齿轮的齿数...................................................... 错误！未定义书签。 3.1.2 初算中心距和模数...................................................... 错误！未定义书签。 3.2 几何尺寸计算.......................................................................... 错误！未定义书签。第四章轴的设计计算 ..................................................................... 错误！未定义书签。 4.1 行星轴设计.............................................................................. 错误！未定义书签。 4.2 转轴的设计.............................................................................. 错误！未定义书签。 4.2.1 输入轴设计.................................................................. 错误！未定义书签。 4.2.2 输出轴设计.................................................................. 错误！未定义书签。第五章行星架的设计 ..................................................................... 错误！未定义书签。 5.1 行星架结构方案...................................................................... 错误！未定义书签。 5.2 行星架制造精度...................................................................... 错误！未定义书签。第六章减速器内部主要传动零件的强度校核....................... 错误！未定义书签。 6.1 传动轴的强度校核.................................................................. 错误！未定义书签。 6.2 传动齿轮的强度校核.............................................................. 错误！未定义书签。结论......................................................................................................... 错误！未定义书签。参考文献 ............................................................................................... 错误！未定义书签。致谢......................................................................................................... 错误！未定义书签。