【正文】 機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪 脫水： A放開， B制動，運動經(jīng)電機、帶傳動、內(nèi)齒圈（脫水桶）、中心齒輪、行星架、波輪與脫水桶等速旋轉(zhuǎn)。 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。 一般的減速器有斜齒輪減速器 (包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等 )、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。 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。 2） 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。 3） 行星減速器其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。 2）擬定傳動方案 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。 圖 41 周轉(zhuǎn)輪系 a中心輪； g行星輪； b內(nèi)齒圈； H行星架 畢業(yè)設(shè)計說明書 6 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(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。 對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(az +gz)=m/2(bz gz) 得 gz =bz az /2=6315/2=24 保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間 —— 裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心角 H? =2π /wn 中心輪 a相應(yīng)轉(zhuǎn)過 1? 角， 1? 角必須等于中心輪 a 轉(zhuǎn)過 ? 個（整數(shù)）齒所對的中心角， 即 1? =? *2π /az 式中 2π /az 為中心輪 a轉(zhuǎn)過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 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 Re 圖 51 行星齒輪 畢業(yè)設(shè)計說明書 8 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。 （ 2）轉(zhuǎn)矩 1T 1T =aT / wn =95491P / wn n=9549 1600=*m=*mm； （ 3）按齒根彎曲疲勞強度校核 由《參考文獻三》式 8— 24得出 F? 如 F? ? 【 F? 】則校核合格。 齒輪齒面強度的計算及校核 （ 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)力可按下式計算，即 Hp? = lim lim/HHS? * NT L V R w xZ Z Z Z Z Z （ 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 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《參考文獻二》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《參考文獻二》表 6— 7 選取 AK =1 （ 2）動載荷系數(shù) VK 查《參考文獻二》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 畢業(yè)設(shè)計說明書 12 由《參考文獻二》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《參考文獻二》式 7— 13 得HpK=1+（ 39。HpK= 所以 1HpK =1+（ 39。因此，為了簡便起見，本設(shè)計在行星齒輪 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 。 （ 2） 如果在某一構(gòu)件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。 在 2H— K 型行星齒輪傳動中， 其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。 由于在輸入件中心輪 a上受有 wn 個行星輪 g同時施加的作用力 gaF 和輸入轉(zhuǎn)矩 AT 的作用。在此首先確定輸入件中心輪 a 在每一套中（即在畢業(yè)設(shè)計說明書 14 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 按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 g作用于中心輪 a 的切向力為 gaF =20211T / 39。ad =2021 而