【正文】 ……………………………… ……………6 ……………………………………………………………………6 ………………………………………………………………………6 ………………………………………………………………………7 ………………………………………………………………………7 (三 )行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算 ………………………………8 （四）行星齒輪傳動強(qiáng)度計(jì)算及校核 ……………………………………………10 行星齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核 ……………………………………… ……10 齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核 ………………………………………………11 有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限 …………………………………………………11 （五）行星齒輪傳動的受力分析 ………………………………………………13 （六）行星齒輪傳動的均載機(jī)構(gòu)及浮動量 ……………………………………15 （七）輪間載荷分布均勻的措施 …………………………………………………15 第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設(shè)計(jì) …………………………………17 （一）選擇齒輪材料及精度等級 ……………………………………… ………17 （二）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè) …………………………………………………17 （三）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 ………………………………………………18 （四）主要尺寸計(jì)算 ……………………………………………………………18 （五）驗(yàn)算齒輪的圓周速度 v …………………………………………………18 第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計(jì) ………………………………19 （一）減速器輸入軸的設(shè)計(jì) ………………………………………………………19 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 ……………………………… ……………19 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑 ………………………………………………………19 確定各軸段的直徑 …………………………………………………………19 確定各軸段的長度 …………………………………………………………19 校核軸 ………………………………………………………………………19 （二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計(jì) ………………………………………21 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 ……………………………………………21 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑 ………………………………………………… ……21 確定各軸段的直徑 …………………………………………………………21 確定各軸段的長度 …………………………………………………………21 校核軸 ………………………………………………………………………22 第八章 結(jié)論 ………………………………………………………………………24 第九章 參考文獻(xiàn) …………………………………………………………………25 第十章 設(shè)計(jì)小結(jié) …………………………………………………………………26 第十一章 致謝 …………………………………………………………… …………27 第一章 概述 行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點(diǎn)，逐漸獲得廣泛應(yīng)用。在 自動 洗衣機(jī)中使用行星輪系減速器 就 是利用了行星齒輪傳動 ，其主要 優(yōu)點(diǎn) 有： 1） 體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大； 2） 傳動效率高； 3） 傳動比較大； 4） 運(yùn)動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力較強(qiáng)、 噪聲低。 同時它的缺點(diǎn) 有 ：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計(jì)計(jì)算也較一般減速器復(fù)雜。同時它的缺點(diǎn)是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計(jì)計(jì)算也較一般減速器復(fù)雜。若按各對齒輪的嚙合方式，又可分為： NGW 型、 NN型、 WW型、 WGW 型、 NGWN型和 N型等。 減速器降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)輸出乘減 速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。 1） 蝸輪蝸桿減速器的主要特點(diǎn)是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。 圖 41 周轉(zhuǎn)輪系 a中心輪； g行星輪； b內(nèi)齒圈； H行星架 第五章 行星齒輪傳動設(shè)計(jì) （一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計(jì)算 行星齒輪傳動比符號及角標(biāo)含義為： 123i 1— 固定件、 2— 主動件、 3— 從動件 齒輪 b固定時（圖 1— 1）， 2K— H（ NGW）型傳動的傳動比 baHi 為 baHi =1Habi =1+bz /az 可得 Habi =1baHi =1pi == az =bz /baHi 1=63*5/21=15 輸出轉(zhuǎn)速： Hn =an /pi =n/pi =2600/=500r/min 行星齒輪傳動的效率計(jì)算： η =1|an Hn /(Habi 1)* Hn |* H? H? = *H H Ha b B? ? ?? Ha? 為 a— g嚙合的損失系數(shù)， Hb? 為 b— g嚙合的損失系數(shù)， HB? 為軸承的損失系數(shù)， H? 為總的損失系數(shù)，一般取 H? = 按 an =2600 r/min、 Hn =500r/min、 Habi =21/5可得 η =1| an Hn /( Habi 1)* Hn |* H? =1|2600500/()*500|*=% (二 ) 行星齒輪傳動的配齒計(jì) 算 傳動比的要求 —— 傳動比條件 即 baHi =1+bz /az 可得 1+bz /az =63/5=21/5= =baHi 所以中心輪 a和內(nèi)齒輪 b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰 —— 鄰接條件 在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1— 2 所示 圖 51 行星齒輪 可得 l=2 wa *sin(180 / )o wn ＞ ()agd l=2*2/m*(az +gz )*sin60o =39 3 /2m ()agd =d+2ah =17m 滿足鄰接條件。 齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核 （ 1）、齒面接觸應(yīng)力 H? 1H? = 0H? 12A V H H a H PK K K K K? 2H? = 0H? 22A V H H a H PK K K K K? 0H? = 1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u u?? ?? （ 2）、許用接觸應(yīng)力為 Hp? 許用接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算，即 Hp? = lim lim/HHS? * NT L V R w xZ Z Z Z Z Z （ 3）、強(qiáng)度條件 校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件：大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大 H? 值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為 Hp? ，即 H? ? Hp? 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù) HS 值應(yīng)分別大于其對應(yīng)的最小安全系數(shù) limHS ，即 HS limHS 查《參考文獻(xiàn)三 》表 6— 11可得 limHS = 所以 HS 有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限 （ 1）使用系數(shù) AK 查《參考文獻(xiàn)三 》表 6— 7 選取 AK =1 （ 2）動載荷系數(shù) VK 查《參考文獻(xiàn)三 》圖 6— 6可得 VK = （ 3）齒向載荷分布系數(shù) HK? 對于接觸情況良好的齒輪副可取 HK? =1 （ 4）齒間載荷分配系數(shù) HaK 、 FaK 由《 參考文獻(xiàn)三 》表 6— 9查得 1HaK = 1FaK = 2HaK = 2FaK = （ 5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) HpK 由《參考文獻(xiàn)三 》式 7— 13 得 HpK =1+（ 39。因此，為了簡便起見，本設(shè)計(jì)在行星齒輪傳動的 受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力 rF ，且用一條垂直線表示一個構(gòu)件，同時用符號 F代表切向力 rF 。 在 2H— K型行星齒輪傳動中，其受力分析 圖是由運(yùn)動的輸入件開始，然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。在此首先確定輸入件中心輪 a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 1T =aT /wn =95491P /wn n=9549 1600=*m 可得 aT =1T *wn = N*m 式中 aT — 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩， N*m； 1P — 輸入件所傳遞的名義功率， kw； 圖 52傳動簡圖 （ a）傳動簡圖 (b)構(gòu)件的受力分析 按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)算，則可得行星輪 g作用于中心輪 a的切向力為 gaF =20221T / 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H作用于行星輪 g的切向力為 HgF =2 agF =4000aT /wn 39。ad = 在內(nèi)齒輪 b上所受的 力矩為 bT = wn gbF 39。ad — 中心輪 a的節(jié)圓直徑，㎜ 39。后來通過實(shí)踐采取了對行星齒輪傳動的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進(jìn)行自動調(diào)位的方法，即采用各種機(jī) 械式的均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。為此，應(yīng)使均載構(gòu)件上所受力的較大，因?yàn)?，作?力大才能使其動作靈敏、準(zhǔn)確。 （５）均載機(jī)構(gòu)應(yīng)具有一定的緩沖和減振性能；至少不應(yīng)增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。 第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設(shè)計(jì) 已知：傳遞功率 P=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)速 n=1600r/min，傳動比 i=，載荷平穩(wěn)。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)。 由《參考文獻(xiàn)四》式 10— 13可得 ? ?1H? = 1NTZ lim1H? / HS = 560/1=588 Mpa ? ?2H? = 2NTZ lim2H? / HS = 530/1= Mpa （三）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 由《參考文獻(xiàn)四》式 10— 24 得出 F? ，如 12 1 11 11aad d m z? ? ? ? ? ?則校核合格。又由式 14— 2得 d 3 /C P n? =(118～ 107) 3 ～ 3 10. 15 /16 00Cd? 取直徑 1d = 確定各軸段的直徑 軸段 1(外端 )直徑最少 1d = 7d ， 考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定： 2d =, 3d =10mm, 4d =11mm, 5d =, 6d =12mm, 7d =， 8d =18mm。a =b、作水平面內(nèi)彎矩圖（ 72a）。又由式 14— 2得 d 3 39。tantFa= tan 020 = 法向力： nF = tF /cos39。 同時由于本人能力和經(jīng)驗(yàn)有限，在設(shè)計(jì)過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實(shí)際的地方，還望 老師 能指出當(dāng)中的不足，把減速器做的更完美。s Zhangye city during their journey to Kazakhstan, May 5, 2022. The caravan, consisting of more than 100 camels, three horsedrawn carriages and four support vehicles, started the trip from Jingyang county in Shaanxi on Sept 19, 2022. It will pass through Gansu province and Xinjiang Uygur autonomous region, and finally arrive in Almaty, formerly known as AlmaAta, the largest city in Kazakhstan, and Dungan in Zhambyl province. The trip will cover about 15,000 kilometers and take the caravan more than one year to plete. The caravan is expected to return to Jingyang in