行星轮系减速器设计说明书

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=150wn=3行星轮个数：wz=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。

第三章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。

第四章传动系统的方案设计传动方案的分析与拟定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。

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1-1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4-1 周转轮系a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架第五章 行星齿轮传动设计（一）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baH i 为b aH i =1-Hab i =1+b z /a z可得 Hab i =1-b aH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15输出转速：H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齿轮传动的效率计算：η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψH ψ=*H H Ha b B ψψψ+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，HB ψ为轴承的损失系数，H ψ为总的损失系数，一般取H ψ=0.025按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、H ab i =-21/5可得η=1-|a n -H n /(H ab i -1)* H n |*H ψ=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%(二) 行星齿轮传动的配齿计算1、传动比的要求——传动比条件即 baH i =1+b z /a z可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH 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g z 与两个中心轮a z 、b z 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w (a )a g - =()w b g a - 称为同轴条件。

对于非变位或高度变位传动，有m/2(a z +g z )=m/2(b z -g z )得 g z =b z -a z /2=63-15/2=243、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 想邻两个行星轮所夹的中心角H ϕ=2π/w n中心轮a 相应转过1ϕ角，1ϕ角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即1ϕ=γ*2π/a z式中2π/a z 为中心轮a 转过一个齿（周节）所对的中心角。

p i =n/H n =1ϕ/H ϕ=1+b z /a z 将1ϕ和H ϕ代入上式，有2π*γ/a z /2π/w n =1+b z /a z 经整理后γ=a z +b z =（15+63）/2=24满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。

4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件在行星传动中，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，如图1—2所示图5-1 行星齿轮可得 l=2w a *sin(180/)o w n ＞()a g dl=2*2/m*(a z +g z )*sin 60o /2m ()a g d =d+2a h =17m满足邻接条件。

(三)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m=K 式中 m K —算数系数，对于直齿轮传动m K =12.1； 1T —啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ；1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*mA K —使用系数，由《参考文献二》表6—7查得A K =1； F K ∑—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得F K ∑=2；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FP K =1.85；1Fa Y —小齿轮齿形系数， 图6—22可得1Fa Y =3.15；，1z —齿轮副中小齿轮齿数，1z =a z =15；lim F σ—试验齿轮弯曲疲劳极限，2*N mm 按由《参考文献二》图6—26～6—30选取lim F σ=1202*N mm所以m=K =12.1 =0.658 取m=0.9 1）分度圆直径d()a d =m*a z =0.9×15=13.5mm()g d =m*()g z =0.9×24=21.6mm ()b d =m*()b z =0.9×63=56.7mm 2) 齿顶圆直径a d齿顶高a h ：外啮合1a h =*a h *m=m=0.9内啮合2a h =（*a h -△*h ）*m=(1-7.55/2z )*m=0.792()a a d =()a d +2a h =13.5+1.8=15.3mm()a g d =()g d +2a h =21.6+1.8=23.4mm ()a b d =()b d -2a h =56.7-1.584=55.116mm3) 齿根圆直径f d齿根高f h =（*a h +*c ）*m=1.25m=1.125()f a d =()a d -2f h =13.5-2.25=11.25mm()f g d =()g d -2f h =21.6-2.25=19.35mm ()f b d =()b d +2f h =56.7+2.25=58.95mm4）齿宽b《参考三》表8—19选取d ϕ=1()a b =d ϕ*()a d =1×13.5=13.5mm ()a b =d ϕ*+5=13.5+5=18.5mm ()b b =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5) 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ag a =m/2(a z +g z )=0.9/2×(15+24)=17.55mm2、b —g 为内啮合齿轮副bg a =m/2(a z +b z )=0.9/2×(63-24)=17.55mm（四）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 选选用45钢正火，硬度为162～217HBS ，选8级精度，要求齿面粗糙度a R ≤1.6 行星轮g 、内齿圈b 选用聚甲醛（一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、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a R ≤3.2。

（2）转矩1T1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m=298.4N*mm ；（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由《参考文献三》式8—24得出F σ 如F σ≤【F σ】则校核合格。

（4）齿形系数F Y由《参考文献三》表8—12得Fa Y =3.15，Fg Y =2.7，Fb Y =2.29； （5）应力修正系数s Y由《参考文献三》表8—13得sa Y =1.49，sg Y =1.58，sb Y =1.74； （6）许用弯曲应力[]F σ由《参考文献三》图8—24得lim1F σ=180MPa ，lim 2F σ=160 MPa ； 由表8—9得F s =1.3 由图8—25得1N Y =2N Y =1； 由《参考文献三》式8—14可得[]1F σ=1N Y *lim1F σ/F s =180/1.3=138 MPa []2F σ=2N Y *lim 2F σ/F s =160/1.3=123.077 MPa1F σ=2K 1T /b 2m a z *Fa Y sa Y =(2×1.1×298.4/13.5×20.9×15)×3.15×1.49=18.78 Mpa<[]1F σ=138 MPa2F σ=1F σ*Fg Y sg Y /Fa Y sa Y =18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<[]2F σ=123.077 MPa 齿根弯曲疲劳强度校核合格。