(完整word版)行星齿轮减速器设计
行星齿轮减速器-课程设计计算说明书
⾏星齿轮减速器-课程设计计算说明书⽬录设计任务书： (2)设计内容： (3)⼀、评述传动⽅案 (3)⼆、电动机的选择及动⼒参数计算 (4)三、传动零件的校核计算 (6)⼀）外啮合齿轮传动 (6)⼆）内啮合齿轮传动 (9)四、轴的设计 (11)⼀）减速器输⼊轴Ⅰ (11)⼆）⾏星轮轴Ⅱ (17)三）内齿轮轴Ⅲ (20)五、键连接的选择和计算 (23)六、滚动轴承的选择和计算 (25)七、联轴器的选择 (28)⼋、齿侧间隙 (28)九、轴Ⅱ加⼯⼯艺图 (29)⼗、参考资料 (30)设计任务书：设计内容：⼀、评述传动⽅案牵引速度为 1.5/v m s =，滚筒直径400D mm =，可求出滚筒转速(601000)/w n v =??()(60100 1.5)/(400)71.62/min D r ππ==，由于⼯作情况为：室外，环境有灰尘，最⾼温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期⼯作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列电动机为原动机，它的转速约为750~1000r/min ，传动装置速⽐应为/(750~1000)/71.6210.47~13.96m w i n n ===可选如下图1-1、1-2两种⽅案：图1-1⽅案a 采⽤NW 分流式⾏星齿轮传动，卷扬机⼯作时制动器10制动，此时电动机1通过联轴器2驱动⾏星齿轮减速器，⾏星架上的滚筒5使钢丝绳7运动，从⽽牵引重物移动。
不需重物移动时，制动器6制动，制动器10松开，这时⾏星传动变成定轴传动，电动机和⼆级同轴式减速器空转，不⽤频繁地起动和制动电动机。
滚筒⽤滑动轴承⽀撑在机架上。
传动⽐：5~25i =，可满⾜传动要求。
优点：外形尺⼨⼩（减速器内置），电动机不⽤频繁启动适合狭窄⼯况下⼯作。
缺点：结构复杂，加⼯安装精度⾼，成本⼤，不易维修。
图1-2⽅案b 采⽤⼀级带传动和⼀级闭式齿轮传动，电动机带动带传动，齿轮传动，从⽽带动滚筒运动。
行星齿轮减速器设计
1
齿轮传动是机械传动中应用最为广泛和特别重要的—种机械传动形式，可以传递空间任意轴之间的动力和运动。齿轮传动与其他机械传动相比，具有传动平稳可靠、传动效率高、传递功率范围大、速度范围大、结构紧凑、维护简便和使用寿命长等优点。因此，它在机械行业中被广泛使用。但随着科技的日益进步，对齿轮传动的技术指标有了更高的要求。而行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，具有许多独特的优点，在各种机械和高科技领域中已经广泛用来代替普通的定轴齿轮传动和蜗杆传动。
2.2.3
40MnB具有较高的强度、硬度、耐磨性及良好的韧性，是一种取代40Cr钢较成功的新钢种。中碳调制钢，冷镦模具钢。该钢价格适中，加工容易，在油中临界淬透直径达18～33mm；正火后可切削性良好，冷拔、滚丝、攻丝和锻造、热处理工艺性能也都较好。所以齿轮的材料选用40MnB.
太阳轮、行星轮材料为40MnB,表面淬火处理，表面硬度45~55HRC。
In this paper, to master the working principle ofPlanetary gear reducer, planetary transmission of its design and calculation. And ofPlanetarygear reducer, shaft, bearing the structure design and strength check, the speed reducer of institutions, the box body parts and lubrication are also made a corresponding analysis.
NW行星齿轮减速机Word版
2K-H型双极（负号机构)行星齿轮减速器设计作者朱万胜指导教师左家圣摘要：本文完成了对一个2K-H型双级负号机构（NW型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。
此减速器的传动比是15，而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。
首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，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。
然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。
然后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。
最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。
关键字：减速器、行星齿轮、 NW型行星传动2K-H bipolar (negative body) design of planetary gear reducer Abstract:The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer design and transmission design. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, speed reducer is a dynamic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motor's rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph and select the motor effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and then design calculations and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing.Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmission目录1概述 (3)2 原始数据及传动系统的方案 (4)3 电动机的选择 (5)4 行星齿轮传动设计 (6)4.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算 (6)4.2 行星齿轮传动的配齿计算 (6)4.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (7)4.4行星齿轮传动强度计算及校核 (9)4.5行星齿轮传动的受力分析 (13)4.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (15)4.7 轮间载荷分布均匀的措施 (15)5 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 (17)6 设计小结 (22)7 主要参考文献 (23)8 致谢 (24)1 概述1.1 行星齿轮传动件简介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。
(完整版)行星齿轮减速器
3K型周转轮系：
轮系中有三个中心轮，行星架只是起支承 行星轮的作用。
K-H-V行星轮系：
轮系中只有一个中心轮，其运动是通过等 角速机构由V轴输出。
周转轮系分类图例(1)：
2K-H型周转轮系
周转轮系分类图例(2)：
3K型行星轮
K-H-V型行星轮
三、周转轮系传动比的计算
1．定轴轮系传动比的计算：
3．满足安装条件：
为了平衡轮系中的离心惯性力，减少行星架 的支承反力，减轻轮齿上的载荷，一般采用 多个行星轮均布在两个中心轮之间。因此行 星轮的数目与各轮齿数之间必须满足一定的
关系。即： z1 z3 N k
式中的k为行星轮的个数，N为整数。含义是 两个中心轮的齿数和应为行星轮个数的整数 倍。
当传动比较大，行星轮的直径较大时：轴 承可安装在行星轮孔内。这样可以减小传
动的轴向尺寸，并使装配结构简化。在行
星孔内装两个轴承时，应尽量使轴承之间 的距离增大。
当行星轮内装轴承的尺寸不够时：可将轴
承装在行星架上。 高速重载的行星传动：可采用滑动轴承。
行星轮图例（1）：
行星轮图例（2）：
行星轮图例（3）：
所有齿轮中心 线是固定的。
运动输入
i n1
15 n5
z2 z3 z4 z5 z1z2 z3 z4
运动输出
2．周转轮系传动比计算基本思想：
由于周转轮系中有行星轮，故其传动 比不能直接用定轴轮系传动比的公式 进行计算。但是如果把轮系中的行星 架相对固定，即将周转轮系转化为定 轴轮系，就可以借助该转化机构按定 轴轮系的传动比公式进行周转轮系传 动比的计算。这种方法称为反转法或 机构转化法。
行星齿轮传动及 行星齿轮减速器
行星齿轮减速器设计行星齿轮减速器设计毕业论文
行星齿轮减速器设计行星齿轮减速器设计毕业论文行星轮齿传动计设业毕文1论引言行星轮齿传动在国我已有许了年多的展史发很早就有了应，。
然用，自而20 纪世06 代年以来我，才开始国行对星齿传轮进行动了深较、系统入研究的试制工和。
无论作在是计设论理面方，是还试在制应用和实践面方，取得了较大的成就并均获了许多的得研究果。
成2近0多来年尤，其是我改国开革放以，随来着国科学我技水术平的步进发展和我国已从世界上，多许工业达发国家进了大量先引的进械机备设技和术，过经我机械国科人员技不积断极吸的收消和，化与时俱进，开拓新创地努力 1 进奋使，国的我星行动传技术有迅了的速展发。
2 设背景试为某计水泥械机装设计所置配需用行的星齿轮减器，已速知该行齿轮星速器的要求减输功入为率740pW K，入输转速n1 100r0mp传动为比p 3i5.5 许传动允比1差偏iP 0.1 天要每求作工1 6时小，求寿要为命2 年；要求且该行星齿减轮速器传结构动紧，外廓尺凑寸小较传动和率高效。
3设计计算 .31 选取行星轮齿速器减的动传型类和动简传图据上根述设计求可要知该，行星齿轮减速器传递率高功、动比传较大、作工境环恶等特劣。
故采点用级行星双齿传动轮。
2-AX型结简构单制造，方便适，用于任工况下的何大功率的小传动选用。
由个两2X- 型A行星轮传动串联齿成而双级的行齿星减速器较为轮合，理名义传动可分比为ip1 7. 1i p 25 进行传动传动。
简如图图1所示：1图.32配计齿算据根X-2 A行星型齿轮传比动i p 的值按和配其齿计算公，可得第一式级传的动内齿轮b1 行星齿轮c 1的数。
齿现考到该行虑星轮传齿的外廓动尺寸故选，第一取级中心齿轮a1 数为71和行星齿轮为数np3 。
据内齿根轮bz i p1 z11 a z1 b1 .7 117 103.7110 3 内齿对轮齿数进行整圆后，时实此际的P 值给与定P 的稍值变化，但有必是须控制其在传动比差范围内。
行星齿轮减速器的优化设计
图1.1 为2K-H 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=3,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，因此目标函数可简化为：()()⎡⎤⎣⎦2221f x =0.19635m z b 4+u -2c式中：1z — 中心轮1的齿数；m — 模数，单位为(mm)； b — 齿宽，单位为(mm)； c — 行星轮2的个数； u — 轮系的传动比。
影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即[]1TT⎡⎤=⎣⎦x z b m c 1234=x x x x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：[]1TT⎡⎤=⎣⎦x z b m123=x x x目标函数为：()()⎡⎤⎣⎦x 222312f x =0.19635x x 4+u -2c 2．约束条件的建立1）小齿轮1z 不根切，得：()≤11gx =17-x 02）限制齿宽最小值，得：()≤22g x =10-x 03）限制模数最小值，得：()-≤33gx =2x 04）限制齿宽系数b/m 的范围：≤≤5b/m 17，得：()-≤432g x =5x x 0()17-≤523g x =x x 05）满足接触强度要求，得：()[]H σ-≤61g x =750937.3/(x x 0式中：[]Hσ — 许用接触应力。
6）满足弯曲强度要求，得：())[]F σ-≤27F S 123g x =1482000y y /(x x x 0式中：Fy 、Sy — 齿轮的齿形系数和应力校正系数；[]F σ — 许用弯曲应力。
，案。
1．目标函数和设计变量在大批量生产压力容器时，以螺栓总成本最小作为追求的设计目标很有意义，一台压力容器的螺栓总成本W n 取决于螺栓的个数n 和单价W ，即W n =n WW=0.0205d-0.1518 于是，可对这种螺栓组写出如下目标函数f(x)=n(0.0205d-0.1518)显然，可取设计变量为X=[x1，x2]T=[d，n]T则目标函数f(x)= x2 (0.0205 x1-0.1518)2．约束函数设计压力容器螺栓组时，螺栓数量的确定既要考虑密封性要求，又要兼顾装拆工具的工作空间。
行星齿轮减速器的设计
行星齿轮减速器的设计一、传动比计算行星齿轮减速器的传动比是根据其结构和工作原理来计算的。
首先，需要确定减速器的级数和各级齿轮的齿数、模数、螺旋角等参数。
然后，根据这些参数和相关公式计算出减速器的传动比。
二、齿轮设计齿轮设计是行星齿轮减速器设计的核心环节，包括齿轮类型选择、齿轮精度确定、齿轮材料和热处理选择、齿轮强度计算等。
此外，还需要根据减速器的工作环境和工况条件，对齿轮进行优化设计，以提高其承载能力和使用寿命。
三、轴承选择轴承是行星齿轮减速器中非常重要的部件，其选择应根据载荷的大小、方向和转速等因素来确定。
对于行星齿轮减速器，常用的轴承类型包括球轴承和滚子轴承。
在选择轴承时，应考虑其尺寸、载荷容量、极限转速和极限寿命等参数。
四、箱体结构设计箱体是行星齿轮减速器的支撑和固定部件，其结构设计应考虑减速器的安装方式和整体布局。
同时，箱体结构应具有良好的刚度和强度，能够承受较大的动载荷和静载荷。
此外，箱体结构还应具有良好的散热性能和密封性能。
五、润滑与散热设计润滑与散热是行星齿轮减速器正常运行的必要条件。
润滑设计主要是确定润滑油或润滑脂的类型、添加量和润滑方式。
散热设计主要是通过合理的散热结构和散热面积来降低减速器的温度。
六、热负荷与疲劳强度校核热负荷与疲劳强度校核是行星齿轮减速器设计的重要环节，主要目的是确保减速器在正常工作时不会因过热或疲劳而损坏。
通过热负荷与疲劳强度校核，可以确定减速器的安全系数和使用寿命。
七、强度与刚度计算强度与刚度计算是行星齿轮减速器设计的关键环节，主要目的是确保减速器在工作过程中具有良好的稳定性和可靠性。
通过强度与刚度计算，可以确定减速器的各部件尺寸和材料类型，以满足工作需求。
八、优化与改进在完成初步设计后，还需要对行星齿轮减速器进行优化和改进。
这包括对各部件的优化设计、对整体结构的改进等。
通过优化与改进，可以提高减速器的性能、降低制造成本和提高生产效率。
2K-H行星齿轮减速器传动系统设计
2K-H行星齿轮减速器（传动系统设计）【摘要】行星齿轮变速器，是用行星齿轮机构实现变速的装置。
它通常装在液力变扭器的后面，共同组成液力自动变速器。
行星齿轮机构，有点好像太阳系。
它的中央是太阳轮，太阳轮的周围有几个围绕它旋转的行星轮，行星轮之间，有一个共用的行星架。
行星轮的外面，有一个大齿圈。
行星齿轮变速器，属于一种齿轮箱，它是由行星齿圈、太阳轮、行星轮（又称卫星轮）和齿轮轮轴组成，根据齿圈、太阳轮和行星轮的运动关系，可以实现输入轴与输出轴脱离刚性传动关系、输入轴与输出轴同向或反向传动和输。
本文通过对2K-H型变速器的传动结构、传动原理及行星齿轮传动的设计来计算一个2K-H型变速器。
2K-H型具有构件数量少，传动功率和传动比变化范大，设计容易等优点，因此应用最广泛。
论文首先介绍了行星变速器的定义，用途及功能。
并对国内外行星变速器的发展现状和发展前景作了分析。
通过设计和计算，完成对变速器相关结构的零件设计，整体设计，初步确定了行星变速器结构的总体设计。
【关键词】行星齿轮传动行星齿轮传动结构行星齿轮变速器【Abstract】Planetary gear transmission，is the use of planetary gear mechanism of variable-speed device。
It is usually mounted on the back of the torque converter, consisting of a hydraulic automatic transmission. Planetary gear mechanism, a bit like the solar system. It is the center of the sun wheel, a sun wheel around several of its planets wheel, planet wheel, there is a shared the planet carrier. Planet wheel on the outside, there is a large gear ring. Planetary gear transmission, which belongs to a gear box, which is composed of a planetary ring gear, a sun wheel, a planetary wheel ( also known as satellite wheel and gear wheel shaft ), according to the ring gear, the sun wheel and planetary wheel motor, can achieve the input shaft and the output shaft from the rigid transmission relations, the input shaft and the output shaft the same direction or in the reverse transmission and transmission.This article through to the 2K-H transmission, the transmission structure and transmission principle of planetary gear transmission design to calculate a2K-H type speed 2K-H行星. 2K-H has few members, transmission power and transmission ratio range, design is easy, therefore the most widely used. The paper firstly introduces the definition of planet transmission, use and function. To domestic and international planetary transmission development present situation and the prospect of development is analyzed. Through the design and calculation of transmission, associated structural parts design, overall design, preliminary and affirmatory planetary transmission structure overall design.【Key words】Planetary gear transmission，Planetary gear transmission structure ，Planetary gear transmission1 2k-h型变速器概述 (1)1.1 行星齿轮变速器的定义 (1)行星齿轮变速器的特点 (3)1.3 2K-H变速器的设计目的和工作原理 (9)1.4 行星齿轮变速器的设计目的 (12)1.5 2K-H减速器的工作原理 (14)2 2K-H行星齿轮减速器设计概要 (18)2.1 2K-H行星齿轮减速器概述 (18)2.2 2K-K行星齿轮减速器主要参数的确定 (18)2.3 2K-H行星齿轮减速器强度计算 (24)2.4 2K-H行星齿轮减速器结构设计 (26)3 2K-H行星齿轮减速器优化设计 (29)3.1 2K-H行星齿轮减速器优化设计原理 (29)3.2 优化数学模型 (31)3.3 配齿计算 (35)3.4 2K-H行星齿轮优化设计程序结构 (36)4行星齿轮的传动 (37)4.1 行星齿轮传动简介 (37)4.2 行星齿轮传动的特点 (39)行星齿轮传动的结构形式 (40)5 2K-H行星齿轮减速器传动设计 (42)5.1 设计要点 (42)5.2 行星齿轮减速器传动的传动比计算 (44)5.3 2K-H行星齿轮减速器的传动效率计算 (53)5.4 行星轮支架上的作用力 (55)5.5 减速器传动类型选择及折其原因 (57)6 2K-H行星齿轮减速器传动系统的设计 (57)6.1 传动系统的方案拟定 (57)6.2 传动比和效率的计算 (58)行星齿轮传动的配齿计算 (59)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (61)行星齿轮传动强度计算及校核 (63)行星齿轮传动的受力分析 (67)行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (69)轮间载荷分布均匀的措施 (69)轮材料及精度等级和齿面接触疲劳强度设计 (70)6.10 主要尺寸及圆周速度计算 (71)7 结论 (72)参考文献 (72)致谢 (73)1 绪论通常情况，应用最多的是内齿圈3固定、太阳轮1主动、行星架从动的传动装置。
行星齿轮减速器设计
图书分类号：密级：毕业设计(论文)行星齿轮减速器设计PLANETARY GEAR REDUCER DESIGN学生姓名学院名称学号班级专业名称指导教师学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。
除文中已经注明引用或参考的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品或成果。
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注。
本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。
论文作者签名：日期：年月日学位论文版权协议书本人完全了解关于收集、保存、使用学位论文的规定，即：本校学生在学习期间所完成的学位论文的知识产权归所拥有。
有权保留并向国家有关部门或机构送交学位论文的纸本复印件和电子文档拷贝，允许论文被查阅和借阅。
可以公布学位论文的全部或部分内容，可以将本学位论文的全部或部分内容提交至各类数据库进行发布和检索，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。
论文作者签名：导师签名：日期：年月日日期：年月日摘要机器传动中使用最多的就是齿轮传动，其使机械中的原动机的动力和运动向工作机传递其所需要的运动和动力。
经过对行星齿轮减速器现状的研究,确定了该论文的主要设计任务与步骤。
在确定了行星减速器初阶段设计计划后,决定采用传统理论方法对对3K型行星齿轮减速器开始详细的分析，减速器有很多零件，包括很多轴，很多齿轮，很多转臂，还有复杂的箱体等，要想详细的把这些复杂的零件表述清楚，就需要用图纸对其进行详细的描述、剖析，所以这里就应用到一些高级绘图软件，所以第一步就是要对绘图软件的使用方法相熟于心，十分熟练，特别是在画装配图的时候，要有耐心，细心，因为图非常复杂，画错一点，就有可能前功尽弃。
而后再对箱体的工艺规程进行编排;明确其设计的方案,并且绘制其装配图,给出了减速器与箱体的工艺规程的说明书,并对整个设计进行系统的分析,使整个设计得以实施。
(完整word版)行星齿轮减速器设计
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13.2 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 a1zb17.1 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 ＝7．0588zb 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。
行星齿轮减速器毕业设计
行星齿轮减速器毕业设计行星齿轮减速器毕业设计在机械设计领域，减速器是一种常见而重要的机械传动装置。
它能够将高速旋转的输入轴通过齿轮的传动作用，使输出轴的转速降低，同时增加输出轴的扭矩。
而行星齿轮减速器作为一种常见的减速器类型，具有结构紧凑、传动效率高、承载能力强等优点，因此被广泛应用于各个领域。
一、行星齿轮减速器的工作原理行星齿轮减速器由太阳轮、行星轮、内啮合齿轮和外啮合齿轮等组成。
其中，太阳轮为输入轴，行星轮和内啮合齿轮为输出轴。
当输入轴旋转时，太阳轮通过内啮合齿轮的传动作用，驱动行星轮绕太阳轮旋转。
而行星轮与外啮合齿轮之间的啮合作用，则使得输出轴的转速降低，同时增加输出轴的扭矩。
二、行星齿轮减速器的设计要点1. 齿轮的材料选择：在行星齿轮减速器的设计中，齿轮的材料选择非常关键。
一般情况下，齿轮需要具有足够的强度和硬度，以承受高速旋转和大扭矩的作用。
常见的齿轮材料有合金钢、硬质合金等。
2. 齿轮的模数和齿数选择：行星齿轮减速器的传动比由齿轮的模数和齿数决定。
模数越大，齿轮的齿数越少，传动比就越大。
在设计过程中，需要根据实际需求来选择合适的模数和齿数，以满足减速器的性能要求。
3. 轴承的选用：行星齿轮减速器中的轴承起到支撑和定位的作用。
在设计中，需要选择合适的轴承类型和尺寸，以确保减速器的稳定运行和寿命。
4. 传动效率的计算：传动效率是衡量减速器性能的重要指标之一。
在设计过程中，需要根据齿轮的啮合条件、齿轮材料的摩擦系数等因素，来计算减速器的传动效率，以提高减速器的工作效率。
三、行星齿轮减速器的应用领域行星齿轮减速器由于其结构紧凑、传动效率高、承载能力强等优点，被广泛应用于各个领域。
其中，常见的应用包括机床、船舶、风力发电、汽车等。
例如，在机床领域，行星齿轮减速器常用于数控机床的主轴传动系统，以实现高精度的转速控制和扭矩输出。
四、行星齿轮减速器的改进方向尽管行星齿轮减速器具有许多优点，但在实际应用中仍存在一些问题，例如噪音大、寿命短等。
行星齿轮减速器设计说明书
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-engineerThe design of one tooth difference involute planetary gear reducerAbstractMy 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1.前言 (4)1.1课题来源 (4)1.2产品的发展与研究 (4)1.3渐开线少齿差行星传动 (5)1.4 渐开线少齿差行星传动减速器工作原理 (6)1.4.1少齿差行星齿轮传动基本原理 (6)1.4.2实现少齿差行星传动的条件 (7)2.传动方案的总体设计 (7)2.1拟定传动方案 (7)2.2电机的选择 (8)2.3 选择W机构 (8)2.4零件材料和热处理的选择 (9)3.减速装置的设计 (9)3.1齿轮齿数的确定 (9)3.2模数的确定 (10)3.3齿轮几何尺寸的设计计算 (12)3.4偏心轴的设计 (20)3.5销轴及销轴套的选择 (21)3.6浮动盘的设计 (22)3.7输出轴的设计 (22)4.主要零件的校核 (23)4.1偏心轴的校核 (23)4.2销轴的弯曲强度校核 (25)4.3销轴套与滑槽平面的接触强度校核 (26)4.4轴承的校核 (27)5.一齿差行星传动效率计算 (27)5.1行星机构的啮合效率计算 (28)5.2输出机构效率计算 (29)5.3转臂轴承的效率计算 (30)5.4 总效率计算 (30)6.减速器的润滑与密封与固定 (30)7.三维建模 (30)7.1零件建模 (30)7.2虚拟装配及爆炸视图 (36)结束语 (37)参考文献 (38)致谢....................................................... 错误!未定义书签。
行星齿轮减速机 设计
所采用的减速机的原理图（即双输入对称2K-H ）如上所示双联齿轮2-2’经中心齿轮K1的增速至750rpm ，中心齿轮K 1的输入转速n 1=500rpm ，系杆输出转速n H =15rpm ，而n 电到双行星轮的转速减速比一定，则i 电1’⨯i 12= i 电3’⨯i 32’，即i 32’=0.99，所以i 电1’=1500/742.5=2.02 ， i 电3’=1500/500=3，i 12=2/3确定双联行星轮转速n 2及另一中心齿轮K 3的输入转速n 3如下：i 12 =n 1/n 2=-Z 2/Z 1 （1）i H 13=n H 1/n H 3=(n 1-n H )/(n 3-n H )=Z 2Z 3/Z 1Z 2’ （2）得：n H =（Z 1Z 2’n 1-Z 2Z 3n 3）/（Z 1Z 2’-Z 2Z 3） （3）设定中心齿轮K 1和系杆H 的转向相同，即n 1和n H 符号相同，代入数值有：i 12=500/n 2=-2/3,得：n 2=-750rpm带入（3）式中得到 n 3=742.5rpm≈ -n 2i 13=n 1/n 3= 500/742.5=0.673i 1H =n 1/n H =500/15=33.3i 3H =n 3/n H =742.5/15=49.5若设定中心齿轮K 1和系杆H 的转向相反，即n 1和n H 符号相反，代入数值有：i 12=500/n 2=-2/3,得：n 2=-750rpm带入（3）式中得到 n 3=772.5rpm≈ -n 2i 13=n 1/n 3= 500/772.5=0.664i 1H =n 1/n H =500/（-15）=-33.3i 3H =n 3/n H =772.5/（-15)=-51.5由以上选取中心齿轮K 1和系杆H 的转向相同，即n 1和n H 符号相同的方案计算可知n 3’=742.5rpm ，n 1’=500rpm而电机的转数n 电=1500rpm所以i 电3’=1500/742.5=2.02i 电1’=1500/500=3对于带传动的传动比，传动比大，会减小带轮的包角。
行星齿轮减速器毕业设计
行星齿轮减速器毕业设计行星齿轮减速器毕业设计随着科技的不断进步和社会的不断发展，机械工程领域的研究也越来越受到人们的关注。
作为机械工程师的学生，我也深深地被这个领域所吸引。
在我的毕业设计中，我选择了研究和设计一种行星齿轮减速器。
一、行星齿轮减速器的原理和应用行星齿轮减速器是一种常见的机械传动装置，它由太阳轮、行星轮和内齿圈组成。
太阳轮位于行星轮的中心，行星轮则围绕太阳轮旋转，同时与内齿圈啮合。
通过这种结构，行星齿轮减速器可以实现不同速比的传动。
行星齿轮减速器具有结构紧凑、传动效率高、承载能力强等优点，因此被广泛应用于机械设备中。
例如，汽车的变速器中常常采用行星齿轮减速器来实现不同档位的切换。
此外，行星齿轮减速器还广泛应用于工业机械、航天器、机器人等领域。
二、行星齿轮减速器的设计过程在我的毕业设计中，我首先进行了行星齿轮减速器的设计。
根据实际需求，我确定了需要实现的速比和扭矩传递要求。
然后，我通过计算和仿真分析，确定了行星齿轮减速器的齿轮参数，包括模数、齿数、齿宽等。
接下来，我使用计算机辅助设计软件进行了行星齿轮减速器的三维建模。
通过建模，我可以清晰地观察到各个齿轮之间的啮合情况，并进行必要的调整和优化。
同时，我还进行了有限元分析，以确保行星齿轮减速器在工作过程中的强度和刚度满足要求。
最后，我制造了一台实物样机，并进行了试验验证。
通过试验，我可以验证设计的准确性和可行性，并对行星齿轮减速器的性能进行评估和优化。
三、行星齿轮减速器的挑战和未来发展在行星齿轮减速器的设计和研究过程中，我也面临了一些挑战。
例如，行星齿轮减速器的制造精度要求高，对工艺技术和设备要求较高。
此外，行星齿轮减速器在运行过程中会产生一定的噪声和振动，需要进行有效的减振和降噪处理。
然而，随着材料科学、制造技术和仿真分析等方面的不断进步，行星齿轮减速器的性能和可靠性将得到进一步提升。
未来，我们可以通过使用新材料、改进制造工艺和优化设计等手段，进一步提高行星齿轮减速器的承载能力、传动效率和使用寿命。
行星齿轮减速器优化设计方案
11.3行星齿轮减速器地优化设计行星齿轮减速器（简称为行星减速器）具有体积小、重量轻、传动比大等突出优点，是一种应用十分广泛地机械传动装置，亦多用于包装机械地传动系统.但是，这种减速器地设计计算比较复杂•行星减速器地体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数地选择•设计问题一般是在给定传动比和输入转矩地情况下，确定行星轮地个数、各轮齿数、模数和齿轮宽度等参数.由于行星减速器在结构上地特殊性，各齿轮地齿数不能任意选取，必须严格地按照一定地配齿条件进行计算.常规地设计方法是，先选择行星轮地个数，再按配齿条件进行配齿.这种配齿计算地结构不是唯一地，能获得多种配齿方案，设计者可根据其经验和结构布置，从中选择一组齿数方案，再按强度要求计算模数、齿宽等参数.在选择参数方案时，往往无明确地评价指标，如果要选择一个既能满足要求有比较好地设计方案，则必须从多种方案地大量计算中通过比较来选择.即使如此，亦不能保证得到最优地方案.因此，探讨行星减速器地优化设计，是一个具有实际意义地课题.b5E2RGbCAP图11-2时应用最为广泛地单排2K -H行星减速器（N G W型）地简图.其中，1、3为中心轮，2是行星轮，H为系杆.齿轮1为输入件，H为输出件.p1EanqFDPw已知：传动比j = o 64，输入转矩1117N *m，齿轮材料均用38SiMnMo钢，表面淬火硬度HRC =45 - 55，选取行星轮个数C =3，Z - 22，Z2二29，Z3= 8 ,齿宽b =52 mm，模数m =5 mm •先按最小体积准则为该减速器地优化设计目标，已确定其主要参数，要求传动比相对误差兰0 01图11—2行星减速器地结构简图11.3.1配齿计算地基本公式行星减速器各轮齿数地关系必须同时满足下面四个条件： 传动比条件、装配 条件、同轴条件和邻接条件，此即所谓地配齿条件 •这里，先按前三个条件列出配齿计算公式，以便建立目标函数，最后一个条件在涉及约束中考虑 .DXDiTa9E3d（1）传动比条件由轮系运动学公式可知，单排2K -H 机构地传动比是由此得齿数关系式之一 Z^（i 一1）Z 1（ 11—23） （2）装配条件装配条件指C 个行星轮应在同一圆周上均匀分布，而且同时与两个中心论 1、3地轮齿正确啮合所必须满足地条件.按机械原理知识可写出RTCrpUDGiTZ 1Z3 -C T式中，T 为任意正整数.由此得齿数关系是之二Z 1Z^CT （11—24）（3）同轴条件所谓同轴条件，是指齿轮1与齿轮3地轴心线必须在同一条直线上，即d 12d^d3由于相互啮合地齿轮必须具有相同地模数， 本节只讨论标准齿轮，因此有齿数关 系式之三 乙 2Z 2Z （11—25）式（11 — 23）、式（11— 24）、式（11 — 25）是配齿计算地基本公式.11.3.2 优化设计数学模型（1）设计变量当行星轮个数C 确定后，减速器地体积取决于齿轮地齿数、z 3，齿宽b 和模数m .但各齿轮地齿数并不都是独立变量，而是受式（11—23）—i =1Z Z1式（11—25）地制约，对应于某一齿数，Z i 只可能有一组齿数方案，故只能把Z i 取作独立变量，于是该问题地设计变量是5PCzVD7HxAf 、XiX 2（ 11— 26）g（2）目标函数 若要求按减速器体积最小为设计准则, 作为目标函数，即兀 /22LV = / d 1C d 2b （11—27）4式中 d-d 2——分别为齿轮1，2地分度圆直径.将d^ m Z 1心2二m Z 2代入上式，并引入配齿关系式（11— 24）和式（11 —25），经整理得V = 16m 2Z 2b 4 卄- 2 2C （11— 28）考虑到式（11—26），并将j = 4.64 C = 3代入式（11—28）中，建立起目 标函数f X 二 4.891x 2X 2X 2 （11—29）（3）约束条件吃面接触强度该轮系中有一对外啮合齿轮和一对内啮合齿轮 •由于后者地接 触强度高于前者，放在齿面接触疲劳强度计算时只考虑外啮合副地接触强度条件 作为设计约束，按齿面接触强度公式jLBHrnAlLg, > oo 3KJ Z u Z E ］=［式中 -p 1d^ 2.32”札1玩］J式中T 1齿牝1地输入转矩，N • md——齿宽系数，ibV ；!■? H 1——齿轮地接触疲劳许用应力，MPa ；载荷系数.fZ iX = b m则可取中心轮1和行星轮2地体积和2 2乙 mb- A HT1于是得约束条件2 2g/X 心 X 1X 2X 3-A H「- 0（ 11—30）弯曲强度 若各齿轮地材料好及热处理均相同，则应考虑小齿轮 度强弱，因此取其弯曲强度来建立约束条件XHAQX74J0X3 2KT 1 Y F Y S"<F 1^F 】——齿轮地弯曲疲劳许用应力，MPa ；齿形系数，近似取为4.69 — 0.63 I门乙“；Y s ――应力校正系数.2、Z ibm - A F「(4.69- 0.63 InZ 1)于是得约束条件2g 2（X 心 xxx 3-A F「（4.69-0.63 Inx/- 0 行星轮地邻接条件行星轮地邻接条件是指行星之间不应因互相碰撞而无法安装.由图11— 3知，邻接条件应满足LDAYtRyKfE若令 A“ 2.323KZZ E 、 l &H I 」2:，则强度公式可简化为齿根 1根部弯曲强 .齿根弯曲疲劳强度计算公式为 式中Y F类似地，令 A^ 2K，则上式改为(11—31)个人收集整理 仅供参考学习图11— 3行星齿轮地邻接条件da2岂 2asin。
行星齿轮减速器的设计
蚌埠学院本科毕业设计（论文）开题报告
机械与车辆工程学院201
8
届
机械设计制造及其自动化专业2014级
普招
班
注:⑴开题报告由学生在毕业设计（论文)工作前期内完成，外语专业的开题报告必须用相应的语种写作。
⑵开题报告须经指导教师审阅并签字后才能生效。
⑶本表作为毕业设计（论文）的附件材料，装入学生毕业设计（论文)袋。
⑷各学院可根据专业特点，自行拟定本表中开题报告的写作提纲,修订后报教务处备案并上传本教学单位网站以供学生下载。
⑸开题报告的写作字数、参考文献篇数以及写作格式等要求，各学院可参照兄弟院校同类专业的要求自行确定,并在本教学单位制定本科毕业设计(论文）开题报告格式模板中予以明示.。
机械课程设计说明书行星齿轮减速器传动装置设计(单级)
汇报人：
目录
添加目录标题
行星齿轮减速器 概述
行星齿轮减速器 设计参数
行星齿轮减速器 结构设计
行星齿轮减速器 强度分析
行星齿轮减速器 优化设计
添加章节标题
行星齿轮减速器概 述
行星齿轮减速器：由太阳轮、行星轮和内齿圈组成，具有体积小、重量轻、传动效率高 等特点。
蜗轮蜗杆减速器：由蜗轮和蜗杆组成，具有自锁功能，但传动效率较低。
齿轮比：决定减速比，影响输出扭矩和 转速
润滑系统：保证齿轮啮合顺畅，减少磨 损
密封系统：防止润滑油泄漏，保证齿轮 啮合环境清洁
太阳轮是行星齿轮减速器的核心部件之一 太阳轮的设计需要考虑到其尺寸、材料、加工工艺等因素 太阳轮的设计还需要考虑到其与行星轮、内齿圈的配合关系 太阳轮的设计还需要考虑到其与减速器的整体性能和寿命的关系
安全性：测试结果符合安 全标准
性能测试：包括扭矩、转速、效率、噪音等指标 评估方法：采用对比测试、数据分析等方法进行评估 改进建议：针对测试结果，提出改进措施，如优化齿轮设计、调整润滑油等 评估周期：定期进行性能评估，确保设备稳定运行
感谢您的观看
汇报人：
减速器强度分析的目的：确保减速 器在运行过程中能够承受各种载荷 和冲击
减速器强度分析的内容：包括齿轮、 轴承、壳体等部件的强度校核
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减速器强度分析的方法：采用有限 元分析、疲劳寿命分析等方法进行 计算和校核
减速器强度分析的结果：根据校核 结果，对减速器进行优化设计，提 高其可靠性和寿命
尺寸：减速器的尺寸和重量
润滑方式：减速器的润滑方 式
工作环境：减速器的工作环 境温度、湿度等
卷扬机行星齿轮减速器的设计
卷扬机行星齿轮减速器设计绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。
本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法――三维实体设计来完成产品的设计。
三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。
长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：三维构思-------平面图形---------三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。
因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。
而三维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。
本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。
其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。
另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。
第一章方案评述绞车有手动、内燃机和电动机驱动几类。
①手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。
装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。
手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。
②内燃机驱动的绞车，在卷筒与内燃机之间装有离合器。
当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。
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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13.2 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 a1zb17.1 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 ＝7．0588zb 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 zb1zc1z b1 z a1 2 43za1 zb1 2C ＝ 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﹚／ 234 实际传动比为 za 1i ＝ 1＋ za 1 ＝4.957 zb 1其传动比误差ip i i ＝ ＝ 8﹪ip3.3 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 mT 1K A K FP K F Y Fa1按弯曲强度的初算公式，为 m 3 2d z 1F lim现已 知 Z ＝ 17, Flim =340 N 2 。
中心齿轮 a1 的名 义转矩 为Z mmP1 740T1 9549 95492355.4 Nmm 取算式系数 Km 12.1，按表 6-6取使用3 X1000m 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12.132355.4 1.6 1.8 1.32 2.670.8 17 17 390 8.55 mm取齿轮模数为 m 9mm3.3.2 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 =410N2。
中心齿轮 a2 的名义转dz 1F lim mm矩 T a2= Tx1P1 T a17.0588 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 11.6 1.2 1 1.32 ；由表查得齿形系数 Y fa12.42；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 12mm3.4 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 a1c11 m2 z a1 1 c1 12 17 43 z 270 a b1c1 1 m z b1 1 z c1 12 9 103 43 2703．4．2 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11a b2c2 2m z b2 z c2 2 12 91 34 34211ab2c2 2 mz b2zc2 212 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。
12.1316626.29 1.6 1.8 1.32 2.4212.4mm0.6 2323 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 0.314x a3．4．4 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 0.115x a23.5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 a02a 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 da02a 02236.4 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 ac2aac sin已知高速级的 d ac 399.35，a ac 270和npac acn p3 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da0插齿刀的齿顶圆直径a02插齿刀与被加工内齿轮的中心距23.7 传动效率的计算x1mb1可按公式计算即mb13．6．2 同心条件 按公式对于高度变位有 za2z c z b已知高速级 z a 17 ，z c43z b103 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za1 zb1 np1C 整数 z a2 z b2C 整数np2z a1 z b1np117 1033 40 高速级满足装配条件）z a2 z b2np223 91 338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 a1x1b2 a2x2由表可得 :b 1a1x13.7.1 高速级啮合损失系数p1 x1 ，p1 1x1的确定b2 a2x2p 2p2 1x2在转化机构中，其损失系数 x1x1等于啮合损失系x1x m 1和轴承损失系之和。
x1 即 x1x1 x1其中x1 x1 x1 mma1mb1x1 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 11m m z1z2高速级的外啮合中重合度=1.584, 则得x1ma111 2.486 f1 1mm z1z22式中z1z2——齿轮副中大齿轮的齿数f——啮合摩擦系数，取 0.2 m2.486 0.2 1 1 =0.04117 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 12.926fm1 z 11z2x1 mb 12.926 0.2 1 1 =0.008043 103x1即得 =0.041+0.008=0.049,mx23.7.2 低速级啮合损失系数 的确定 b a1x1167..110.049 0.95x2 1f 1 =2.5440.2 1 1 =0.037ma2mz1z 223 34内啮合中重合度 =1.858x2 11112.917f2.917 0.2=0.019ma2mz1z 223 91即得x2b24=0.037+0.019=0.05614 0.056 0.955 ma2x2 5b1 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。