【正文】 的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。同時它的缺點有：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計計算也較一般減速器復雜。同時它的缺點是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計計算也較一般減速器復雜。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（一）行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標含義為： 1—固定件、2—主動件、3—從動件　　　　　　　　　 齒輪b固定時（圖1—1），2K—H（NGW）型傳動的傳動比為 =1=1+/可得 =1=1== =/1=63*5/21=15輸出轉(zhuǎn)速： =/=n/=2600/=500r/min行星齒輪傳動的效率計算： η=1|/(1)* |*=為a—g嚙合的損失系數(shù)，為b—g嚙合的損失系數(shù)，為軸承的損失系數(shù)， 為總的損失系數(shù)，一般取=按=2600 r/min、=500r/min、=21/5可得η=1|/(1)* |*=1|2600500/()*500|*=%(二) 行星齒輪傳動的配齒計算傳動比的要求——傳動比條件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5= =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*＞ l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m滿足鄰接條件。齒輪齒面強度的計算及校核（1）、齒面接觸應(yīng)力===（2）、許用接觸應(yīng)力為許用接觸應(yīng)力可按下式計算，即 =*（3）、強度條件校核齒面接觸應(yīng)力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為，即 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應(yīng)分別大于其對應(yīng)的最小安全系數(shù)，即 查《參考文獻三》表6—11可得 =所以 有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限（1）使用系數(shù)查《參考文獻三》表6—7 選取=1（2）動載荷系數(shù)查《參考文獻三》圖6—6可得=（3）齒向載荷分布系數(shù)對于接觸情況良好的齒輪副可取=1（4）齒間載荷分配系數(shù)、由《參考文獻三》表6—9查得 == ==（5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)由《參考文獻三》式7—13 得=1+（1）由《參考文獻三》圖7—19 得= 所以 =1+（1）=1+（）=仿上 =（6）節(jié)點區(qū)域系數(shù)由《參考文獻三》圖6—9查得=（7）彈性系數(shù)由《參考文獻三》表6—10查得=（8）重合度系數(shù)由《參考文獻三》圖6—10查得=（9）螺旋角系數(shù) ==1（10）試驗齒的接觸疲勞極限由《參考文獻三》圖6—11～圖6—15查得 =520Mpa（11）最小安全系數(shù)、由《參考文獻三》表611可得=、=2（12）接觸強度計算的壽命系數(shù)由《參考文獻三》圖6—11查得 =（13）潤滑油膜影響系數(shù)、由《參考文獻三》圖6—1圖6—1圖6—19查得=、=、=（14）齒面工作硬化系數(shù)由《參考文獻三》圖6—20查得 =（15）接觸強度計算的尺寸系數(shù)由《參考文獻三》圖6—21查得 =1所以 ==1= === === =*=520/1=所以 齒面接觸校核合格（五）行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1，即1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在2H—K型行星傳動中，各基本構(gòu)件（中心輪a、b和轉(zhuǎn)臂H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。（3） 為了求得構(gòu)件上兩個平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。當行星輪數(shù)目2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。后來通過實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行自動調(diào)位的方法，即采用各種機械式的均載機構(gòu)，以達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，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。（５）均載機構(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《參考文獻四》式10—13可得=/=560/1=588 Mpa=/=530/1= Mpa（三）按齒根彎曲疲勞強度計算由《參考文獻四》式10—24得出，如則校核合格。又由式14—2得 d=(118～107)=～取直徑=確定各軸段的直徑軸段1(外端)直徑最少=，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：=, =10mm,=11mm, =, =12mm, =， =18mm。（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件： 齒輪軸選用45鋼正火,由《參考文獻四》表14—4查得強度極限=600MPa,再由表14—2得許用彎曲應(yīng)力=55MPa按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑=Pη=%=根據(jù)《參考文獻四》表14—1 得C=118～107。支點反力為： =/2= 彎矩為：= =c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（74b），支點反力為：=/2=彎矩為：= =d、作合成彎矩圖（74c）：=== Nmm=== Nmme、作轉(zhuǎn)矩圖(74d)：T= =*（1+P）= （1+）= N*mmf、求當量彎矩 === Nmm==g、校核強度 =/W===/W== 所以 滿足=55Mpa的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。盡我所知，除文中已經(jīng)特別注明引用的內(nèi)容和致謝的地方外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的研究成果。論文密級：□公開 □保密（___年__月至__年__月）(保密的學位論文在解密后應(yīng)遵守此協(xié)議)作者簽名：_______ 導師簽名：______________年_____月_____日 _______年_____月_____日獨 創(chuàng) 聲 明本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設(shè)計(論文)，是本人在指導老師的指導下，獨立進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。 （保密論文在解密后遵守此規(guī)定）本次畢業(yè)設(shè)計是對我大學四年學習下來最好的檢驗。首先，我要特別感謝我的知道郭謙功老師對我的悉心指導，在我的論文書寫及設(shè)計過程中給了我大量的幫助和指導，為我理清了設(shè)計思路和操作方法，并對我所做的課題提出了有效的改進方案。其次，我要感謝大學四年中所有的任課老師和輔導員在學習期間對我的嚴格要求，感謝他們對我學習上和生活上的幫助，使我了解了許多專業(yè)知識和為人的道理，能夠在今后的生活道路上有繼續(xù)奮斗的力量。從這里走出，對我的人生來說，將是踏上一個新的征程，要把所學的知識應(yīng)用到實際工作中去。四年的風風雨雨，我們一同走過，充滿著關(guān)愛，給我留下了值得珍藏的最美好的記憶。老師們認真負責的工作態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神和深厚的理論水平都使我收益