行星齿轮毕业设计说明书

（9）螺旋角系数
==1
（10）试验齿的接触疲劳极限
由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 =520Mpa
（11）最小安全系数、
由《参考文献二》表6-11可得=1.5、=2
（12）接触强度计算的寿命系数
由《参考文献二》图6—11查得 =1.38
（13）润滑油膜影响系数、、
由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得=0.9、
模数m 齿数z 分度圆直径d 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽高b
中心轮a 0.9 15 13.5 15.3 11.25 18.5
行星轮g 0.9 24 21.6 23.4 19.35 18.5
内齿圈b 0.9 63 56.7 54.9 58.95 8.5
中心距a
=17.55mm
=17.55mm
（四）行星齿轮传动强度计算及校核
（电机输入转速）输入轴
行星轮 输出轴 图2-3 减速器系统组成框图
中心轮
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。
所以
齿面接触校核合格
（五）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>1,且均匀对
称地分布于中心轮之间；所以在2H—K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，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向 力。
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：=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
（二）系统组成框图
图2-1 自动洗衣机的组成简图
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
= 称为同轴条件。 对于非变位或高度变位传动，有
m/2(+)=m/2(-) 得 =-/2=63-15/2=24 3、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=2π/ 中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的 中心角， 即
=*2π/ 式中2π/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。
选取=120
所以
m==12.1×
=0.658
取m=0.9
1）分度圆直径d
=m*=0.9×15=13.5mm =m*=0.9×24=21.6mm =m*=0.9×63=56.7mm 2) 齿顶圆直径 齿顶高：外啮合=*m=m=0.9
内啮合=（-△）*m=(1-7.55/)*m=0.792 =+2=13.5+1.8=15.3mm =+2=21.6+1.8=23.4mm =-2=56.7-1.584=55.116mm 3) 齿根圆直径 齿根高=（+）*m=1.25m=1.125 =-2=13.5-2.25=11.25mm =-2=21.6-2.25=19.35mm =+2=56.7+2.25=58.95mm 4）齿宽b 《参考三》表8—19选取=1
=n/=/=1+/ 将和代入上式，有
2π*//2π/=1+/ 经整理后=+=（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
由《参考文献二》式7—13 得=1+0.5（-1）
由《参考文献二》图7—19 得=1.5
所以 =1+0.5（-1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25
仿上 =1.75
（6）节点区域系数
由《参考文献二》图6—9查得=2.06
（7）弹性系数
由《参考文献二》表6—10查得=1.605
（8）重合度系数
由《参考文献二》图6—10查得=0.82
(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
=1+/
可得 1+/=63/5=21/5=4.2 =
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
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： 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）型传动的传动比为
=1-=1+/
可得
=1-=1-=1-5.2=-4.2
=/-1=63*5/21=15
输出转速：
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。
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3.2。
=/=n/=2600/5.2=500r/min
2、行星齿轮传动的效率计算：
η=1-|-/(-1)* |*
=
为a—g啮合的损失系数，为b—g啮合的损失系数，为轴承的损失
系数， 为总的损失系数，一般取=0.025
按=2600 r/min、=500r/min、=-21/5可得
η=1-|-/(-1)* |*=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%
由表8—9得=1.3 由图8—25得==1； 由《参考文献三》式8—14可得
=*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa =2K/b*=(2×1.1×298.4/13.5××15)×3.15×1.49=18.78 Mpa< =138 MPa =*/=18.78×2.7×1.587/3.15×1.74=14.62<=123.077 MPa 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
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
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。
为了分析各构件所受力的切向力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，构件间的作用力应等于反作用力。 （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
（2）转矩 =/=9549/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 如【】则校核合格。
（4）齿形系数 由《参考文献三》表8—12得=3.15，=2.7，=2.29； （5）应力修正系数 由《参考文献三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74； （6）许用弯曲应力 由《参考文献三》图8—24得=180MPa，=160 MPa ；
=*=1×13.5=13.5mm =*+5=13.5+5=18.5mm =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm 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 =m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm 2、b—g为内啮合齿轮副 =m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm
=0.952、=0.82
（14）齿面工作硬化系数
由《参考文献二》图6—20查得 =1.2
（15）接触强度计算的尺寸系数
由《参考文献二》图6—21查得 =1
所以
==2.06×1.605×0.82×1×=2.95
==2.95×=3.5
==2.95×=4.32
=*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=464.4
上盖 控制面板
进水口 排水管 外箱体 盛水桶 支撑拉杆 脱水桶 电动机 带传动 减速器
波轮
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。
A B
带传动 脱水桶
波轮
自动洗衣机的工作原理：见图2-2 图2-2 洗衣机工作原理图
图5-1 行星齿轮
可得
l=2*＞
l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=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=
式中 —算数系数，对于直齿轮传动=12.1；
—啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ；
984N*m
（1）、齿面接触应力
= = =
（2）、许用接触应力为
许用接触应力可按下式计算，即
=*
（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
值均应不大于其相应的许用接触应力为，即
或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数值应分别大于
其对应的最小安全系数，即
>
查《参考文献二》表6—11可得 =1.3
第1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。
所以
>1.3
3、有关系数和接触疲劳极限
（1）使用系数
查《参考文献二》表6—7 选取=1
（2）动载荷系数
查《参考文献二》图6—6可得=1.02
（3）齿向载荷分布系数
对于接触情况良好的齿轮副可取=1
（4）齿间载荷分配系数、
由《参考文献二》表6—9查得 ==1.1 ==1.2
（5）行星轮间载荷分配不均匀系数
—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1；
—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得=2；
—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=1.85；
—小齿轮齿形系数，
图6—22可得=3.15；，
—齿轮副中小齿轮齿数，==15；
—试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6—26～6—30