行星齿轮设计【模板】
第二章 原始数据及系统组成框图
（一）有关原始数据
课题: 一种行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：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=150w 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =63
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b
aH i 为 b aH i =1-H
ab i =1+b z /a z
可得 H
ab 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
ψ
H ψ=*H H H
a 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，H
B
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 b
aH 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=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H ?=2π/w n
中心轮a 相应转过1?角，1?角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即
1?=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 =1?/H ?=1+b z /a z 将1?和H ?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
可得 l=2w a *sin(180/)o
w n ＞()a g d
l=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*m
A 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=55.116mm
3) 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=58.95mm
4）齿宽b
《参考三》表8—19选取d ?=1
()a b =d ?*()a d =1×13.5=13.5mm
()a b =d ?*+5=13.5+5=18.5mm ()b b =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
ag a =m/2(a z +g z )=0.9/2×(15+24)=17.55mm
2、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1T
1T =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 MPa
1F 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 MPa
2F 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。 2、齿轮齿面强度的计算及校核 （1）、齿面接触应力H σ
1H σ=0H σ
2H σ=0
H σ
0H σ=H E Z Z Z Z β∑
（2）、许用接触应力为Hp σ 许用接触应力可按下式计算，即
Hp σ=lim lim /H H S σ*NT L V R w x Z Z Z Z Z Z
（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H σ值均应不大于其相应的许用接触应力为Hp σ，即 H σ≤Hp σ
或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮接触安全系数H S 值应分别大于其对应的最小安全系数lim H S ，即 H S >lim H S
查《参考文献二》表6—11可得 lim H S =1.3 所以 H S >1.3 3、有关系数和接触疲劳极限 （1）使用系数A K
查《参考文献二》表6—7 选取A K =1 （2）动载荷系数V K
查《参考文献二》图6—6可得V K =1.02 （3）齿向载荷分布系数H K β
对于接触情况良好的齿轮副可取H K β=1 （4）齿间载荷分配系数Ha K 、Fa K
由《参考文献二》表6—9查得 1Ha K =1Fa K =1.1 2Ha K =2Fa K =1.2 （5）行星轮间载荷分配不均匀系数Hp K
由《参考文献二》式7—13 得Hp K =1+0.5（'
Hp K -1） 由《参考文献二》图7—19 得'Hp K =1.5
所以 1Hp K =1+0.5（'Hp K -1）=1+0.5×（1.5-1）=1.25
仿上 2Hp K =1.75 （6）节点区域系数H Z
由《参考文献二》图6—9查得H Z =2.06 （7）弹性系数E Z
由《参考文献二》表6—10查得E Z =1.605 （8）重合度系数Z ∑
由《参考文献二》图6—10查得Z ∑=0.82 （9）螺旋角系数Z β
Z β=1
（10）试验齿的接触疲劳极限lim H σ
由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 lim H σ=520Mpa （11）最小安全系数lim H S 、lim H F
由《参考文献二》表6-11可得lim H S =1.5、lim H F =2
（12）接触强度计算的寿命系数NT Z
由《参考文献二》图6—11查得 NT Z =1.38 （13）润滑油膜影响系数L Z 、V Z 、R Z
由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得L Z =0.9、V Z =0.952、R Z =0.82 （14）齿面工作硬化系数w Z
由《参考文献二》图6—20查得 w Z =1.2 （15）接触强度计算的尺寸系数x Z
由《参考文献二》图6—21查得 x Z =1 所以
0H σ=H E Z Z Z Z β∑=2.06× 1.605×0.82×1×
1H σ=0H σ=2.95=3.5
2H σ=0
H σ=4.32
Hp σ=lim lim /H H S σ*NT L V R w x Z Z Z Z Z Z =520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×
1.2×1=464.4
所以 H σ≤Hp σ 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w n >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r F ，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F 代表切向力r F 。
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，则中间的力与两边的力的方向应相反。
（3） 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。
在2H —K 型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F ，如图1—3所示。
由于在输入件中心轮a 上受有w n 个行星轮g 同时施加的作用力ga F 和输入转矩A T 的作用。当行星轮数目w n 2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数p k 进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a 在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为
1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m 可得 a T =1T *w n =0.8952 N*m 式中 a T —中心轮所传递的转矩，N*m ； 1P —输入件所传递的名义功率，kw ；
图5-2传动简图：
按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g 作用于中心轮a 的切向力为
ga F =20001T /'a d =2000a T /w n '
a d =2000×0.2984/13.5=44.2N
而行星轮g 上所受的三个切向力为 中心轮a 作用与行星轮g 的切向力为
ag F =-ga F =-2000a T /w n '
a d =-44.2N
内齿轮作用于行星轮g 的切向力为
bg F =ag F =-2000a T /w n 'a d =-44.2N
转臂H 作用于行星轮g 的切向力为
Hg F =-2ag F =-4000a T /w n 'a d =-88.4N
转臂H 上所的作用力为
gH F =-2Hg F =-4000a T /w n 'a d =--88.4N
转臂H 上所的力矩为
H T =w n gH F x r =-4000a T /'a d *x r =-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655.0 N*m
在内齿轮b 上所受的切向力为
gb F =-bg F =2000a T /w n '
a d =44.2N
在内齿轮b 上所受的力矩为
b T =w n gb F 'b d /2000=a T 'b d /'a d =0.8952×21.6/13.5=1.43 N*m
式中 '
a d —中心轮a 的节圆直径，㎜ '
b d —内齿轮b 的节圆直径，㎜ x r —转臂H 的回转半径，㎜ 根据《参考文献二》式（6—37）得
-a T /H T =1/b
aH i =1/1-H
ab i =1/1+P
转臂H 的转矩为
H T =-a T *（1+P ）= -0.8952×（1+4.2）=-4.655 N*m 仿上
-b T /H T =1/b aH i =1/1-H
ab i =p/1+P
内齿轮b 所传递的转矩，
b T =-p/1+p*H T =-4.2/5.2×(-4.655)=3.76 N*m
第六章 行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计
已知：传递功率P=150w,齿轮轴转速n=1600r/min ，传动比i=5.2，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 （一）轮材料及精度等级
行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220～250HBS ，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170～210HBS ，选用8级精度，要求齿面粗糙度a R ≤3.2～6.3m μ。 （二）按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用《参考文献四》式10—22求出1d 值。确定有关参数与系数。
1） 转矩1T
1T = 1T =a T /w n =95491P /w n n=9549×0.15/3×1600=0.2984N*m
2） 荷系数K
查《参考文献四》表10—11 取K=1.1 3）齿数1z 和齿宽系数d ?
行星轮架内齿圈齿数1z 取11，则齿轮轴外齿面齿数2z =11。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由《参考文献四》表10—20选取d ?=1。 4）许用接触应力[]H σ
由《参考文献四》图10—24查得 lim1H σ=560Mpa, lim 2H σ=530 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 H S =1
1N =60nj h L =60×1600×1×(10×52×40)=1.997×9
10 2N =1N /i=1.997×9
10 由《参考文献四》图10—27可得1NT Z =2NT Z =1.05。 由《参考文献四》式10—13可得
[]1H σ=1
NT Z
lim1H σ/H S =1.05×560/1=588 Mpa
[]2H σ=2NT Z lim 2H σ/H S =1.05×530/1=556.5 Mpa
（三）按齿根弯曲疲劳强度计算
由《参考文献四》式10—24得出F σ，如1211111a a d d m z ==+=?=则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数F Y
由《参考文献四》表10—13查得 1F Y =2F Y =3.63 2）应力修正系数S Y
由《参考文献四》表10—14查得 1S Y =2S Y =1.41 3）许用弯曲应力[]F σ
由《参考文献四》图10—25查得 lim1F σ=210Mpa, lim 2F σ=190 Mpa 由《参考文献四》表10—10查得 F S =1.3 由《参考文献四》图10—26查得 1NT Y =2NT Y =1
由《参考文献四》式10—14可得 []1F σ=1NT Y lim1F σ/F S =210/1.3=162 Mpa []2F σ=2NT Y lim 2F σ/F S =190/1.3=146 Mpa
故
m
≥
1.26
=1.26×
=0.58
1F σ=2K 1T /b 2m 1z F Y S Y =
2
2 1.1298.4
111 11
????×3.63×1.41=27.77MPa<[]1F σ=162 Mpa 2F σ=1F σ2F Y 2S Y /1F Y 1S Y =27.77MPa<[]2F σ=146 Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
由《参考文献四》表10—3取标准模数m=1 （四）主要尺寸计算
1d =2d =mz=1×11mm=11mm
1b =2b =d ?1d =1×11mm=11mm
a=1/2m(1z +2z )=1/2×1×(11+11)mm=11mm （五）验算齿轮的圆周速度v
v=π1d 1n /60×1000=π×11×1600/60×1000=0.921m/s
由《参考文献四》表10—22,可知选用8级精度是合适的。
第七章 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计
（一）减速器输入轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件 选用45号钢,并经调质处理,由《参考文献四》表14—4查得强度极限
B σ=650MPa,再由表14—2得许用弯曲应力[]1b σ-=60MPa
2、按扭转强度估算轴径
根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得
d ≥～～4.861≥
取直径1d =8.5mm 3、确定各轴段的直径
轴段1(外端)直径最少1d =8.5mm 7d ，
考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：2d =9.7mm, 3d =10mm,
4d =11mm, 5d =11.5mm, 6d =12mm, 7d =15.42mm ， 8d =18mm 。
4、确定各轴段的长度
齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离
合器中所必须满足的安装条件，初定：L=107mm, 1L =3.3mm, 2L =2mm, 3L =44.2mm,
4L =4mm, 5L =18.5mm, 6L =1.5mm, 7L =16.3mm 。
按设计结果画出轴的结构草图：
(a) 水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图
圆周力：t F =112/T d =2×298.4/13.5=44.2N
径向力：r F ='tan t F a =44.2×tan 0
20=16.1N
法向力：n F =t F /cos 'a =44.2/ cos 0
20=47.04N
b 、作水平面内弯矩图（7-2a ）。支点反力为： H F =t F /2=22.1N 弯矩为：1H M =22.1×77.95/2=861.35N mm 2H M =22.1×29.05/2=321 N mm
c 、作垂直面内的弯矩图（7-2b ），支点反力为：v F =r F /2=8.04N 弯矩为：1v M =8.04×77.95/2=313.5N mm 2v M =8.04×29.05/2=116.78 N mm
d 、作合成弯矩图（7-2c ）：1M =994.45 N mm
2M =370.6 N mm
e 、作转矩图(7-2d)：
T=95491P /n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mm
f 、求当量弯矩
1e M =1130.23 N mm
2e M =mm
g 、校核强度
1e σ=1e M /W=1130.23/0.13
6d =1130.23/0.1×3
12=6.54Mpa 2e σ=2e M /W=652.566/0.13
4d =652.566/0.1×311=4.9 Mpa
所以 满足e σ≤
[]1b σ-=60Mpa 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。
（二）行星轮系减速器齿轮输出轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件： 齿轮轴选用45钢正火,由《参考文献四》表14—4查得强度极限B σ=600MPa,再由表14—2得许用弯曲应力[]1b σ-=55MPa
2、按扭转强度估算轴径
'P =P η=0.15×97.98%=0.147kw
根据《参考文献四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得
d ≥～=5.34～4.83≥
取直径2d d ==8.9mm 3、确定各轴段的直径 轴段1(外端)直径最少6d =8.9m
考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：1d =12mm,
2d =4d =11.3mm, 3d =5d = 7d =12mm 。
4、确定各轴段的长度
齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离
合器中所必须满足的安装条件，初定：L=136.5mm, 1L =19.2mm, 2L =1.1mm, 3L =74.5mm,
4L =1.5mm, 5L =15.8mm, 6L =1.2mm, 7L =23.2mm 。
按设计结果画出轴的结构草图：见图7-3
5、校核轴：
a 、受力分析图 见图
(a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图 圆周力：t F =112/T d =2×465.5/11=84.64N
径向力：r F ='tan t F a =846.4×tan 0
20=308.1N
法向力：n F =t F /cos 'a =846.4/ cos 0
20=90.72N
b 、作水平面内弯矩图（7-4a ）。支点反力为： H F =t F /2=42.32N 弯矩为：1H M =42.32×68.25/2=1444.17N mm 2H M =423.2×33.05/2=699.338N mm
c 、作垂直面内的弯矩图（7-4b ），支点反力为：v F =r F /2=15.405N
弯矩为：1v M =154.05×68.25/2=525.7 N mm 2v M =154.05×33.05/2=254.57 N mm
d 、作合成弯矩图（7-4c ）：1M =1536.87 N mm
2M mm
e 、作转矩图(7-4d)：
T= -H T =a T *（1+P ）= 0.8952×（1+4.2）=465.5 N*mm f 、求当量弯矩
1e M =1562.04 N mm
2e M =mm
g 、校核强度
1e σ=1e M /W=1562.04/0.136d =1562.04/0.1×3
12=9.1Mpa 2e σ=2e M /W=794.9/0.13
4d =794.9/0.1×312= 4.6Mpa
所以 满足e σ≤[]1b σ-=55Mpa 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。
NGW型行星齿轮减速器——行星轮的设计
目录 一．绪论 (3) 1．引言 (3) 2．本文的主要内容 (3) 二．拟定传动方案及相关参数 (4) 1．机构简图的确定 (4) ２．齿形与精度 (4) ３．齿轮材料及其性能 (5) 三．设计计算 (5) 1．配齿数 (5) 2．初步计算齿轮主要参数 (6) （1）按齿面接触强度计算太阳轮分度圆直径 (6) （2）按弯曲强度初算模数 (7) 3．几何尺寸计算 (8) 4．重合度计算 (9) 5．啮合效率计算 (10) 四．行星轮的的强度计算及强度校核 (11) １．强度计算 (11) ２．疲劳强度校核 (15) 1．外啮合 (15) 2．内啮合 (19) ３．安全系数校核 (20)
五．零件图及装配图 (24) 六．参考文献 (25)
一．绪论 1．引言 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置。 渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。 NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有: 重量轻、体积小。在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3; 传动效率高; 传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高; 装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小; 外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。 因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。 2．本文的主要内容 NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:当高速轴由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动，由于内齿圈固定不动，便驱动行星架作输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成，
行星齿轮传动设计详解
1 绪论 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用[1-2]。 1．1 发展概况 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1-8]。 1．2 3K型行星齿轮传动 在图4所示的3K型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮a、b和e，故其传动类型代号为3K[10]。在3K型行星传动中，由于其转臂H不承受外力矩的作用，所以，它不是基本构件，而只是用于支承行星轮心轴所必需的结构元件，
行星齿轮的注塑模具设计
引言 伴随着全世界范围内机械加工技术的发展和计算机技术的进步,模具工业已是高新技术产业化的重要领域。例如，在电子产品生产中，制造集成电路的引线框架的精密级进冲模和精密的集成电路塑封模，计算机的机壳、插件和许多元件器件的制造中的精密塑料模具、精密冲压模具等，都是产品生产不可或缺的工具装备。精密模具已使模具行业成为一个与高新技术产品互为依托的产业。1996年至2002年间，我国模具制造业的产值年平均增长14%左右，2003年增长25%左右，沿海一带城市的增长在25%以上。而近几年来，我国模具技术有了很大发展，模具技术有了很大的提高。生产的模具有些已接近或达到国际水平。大型、精密、复杂、高效和长寿命模具又上了新台阶。 虽然在很多方面我国的模具有了很大的发展，但仍有很比较突的问题。目前模具设计及模具制造大都依靠设计的经验进行设计。模具的好坏完全由个人的平时累计的经验控制。这样使得模具设计的周期长，效率低且模具的质量也难以保证。模具工业除需要“高技艺”的从业人员外，还需要更多的“高技术”来保证。本文就是以提高模具设计效率，缩短设计周期，降低模具成本，保证模具质量为目的，试探性的研究三维技术在冲压模具中的应用与开发。 1
2 绪论 2.1模具概述 塑料，Plastic,是以高分子合成树脂为主要成分，在一定的温度和压力下，可塑成一定形状且在常温下保持形状不变的材料。 模具，mould，是利用其特定形状去成型具有一定形状和尺寸的制品的工具。 成型塑料制品的模具叫做塑料模具。对塑料模具的全面要求是：能生产出在尺寸精度、外观、物理性能等各方面均能满足使用要求的优质制品。从模具使用的角度，要求高效率、自动化、操作简便；从模具制造的角度，要求结构合理、制造容易、成本低廉。 注射成型生产中使用的模具称为注射成型模具，简称注射模，也称为注塑模。注射模主要适用于热塑性塑料的成型加工，近年来也逐渐用于加工部分热固性塑料塑料制件。注射模具有很多优点，如对塑料的适应性较广，塑料制件的外观质量较好，生产效率特别高，易于实现自动化生产等，广泛用于塑料制件的生产中。 注射模具的结构由塑件的复杂程度及注射机的结构形式等因素决定。注射模具可分为动模和定模两大部分，定模部分安装在注射机的固定模板上，动模部分安装在注射机的移动模板上，注射时动模与定模闭合构成浇注系统和型腔，开模时动模与定模分离，由推出机构推出塑品。 根据模具上各个零部件所起的作用注塑模具一般有以下几部分组成：定模机构、动模机构、浇注系统、导向装置、顶出机构、抽芯机构、冷却和加热装置、排气系统等。 注塑成型全过程分为：塑化过程、充模过程、冷却凝固过程、脱模过程，由这四个过程就形成了一个循环，完成了一次成型一个乃至数十个塑件的过程。 1.1.1我国模具业存在的问题 1、模具水平落后 在模具制造水平上，虽然我国有些设备已达到或接近世界先进水平，但总体上要比德、美、日、法、意等，发达国家落后许多。国内模具的使用寿命只有国外发达国家的1/2至1/10，甚至更短。模具生产周期却比国际先进水平长许多。此外，开发
行星齿轮减速器设计DOC
1 引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1] 。 2 设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 1 740KW p =，输入转速11000rpm n = ,传动比为35.5p i =,允许传动 比偏差0.1P i ?=,每天要求工作16小时，要求寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3 设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为17.1p i =,25p i =进行传动。传动简图如图1所示：
图1 3.2 配齿计算 根据2X-A 型行星齿轮传动比 p i 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮1b ,行星齿轮1c 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中心齿轮1a 数为17和行星齿轮数为3p n =。根据内齿轮()11 1 1 b a p i z z =- ()17.1117103.7103b z =-=≈ 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的P 值与给定的P 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝1＋＝7．0588 其传动比误差i ?＝ ip i ip -＝ 7.17.0588 7.1 -＝5℅ 根据同心条件可求得行星齿轮c1的齿数为 ()1 11243c b a z z z =-= 所求得的1ZC 适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 11 2 za zb +＝ C ＝40 ()整数
(完整word版)NGW型行星轮中太阳轮的设计和计算要点
目录 一．绪论 (1) 二．拟定传动方案及相关参数 (3) 1.机构简图的确定 (3) 2.齿形与精度 (3) 3.齿轮材料及其性能 (4) 三．设计计算 (4) 1．配齿数 (4) 2．初步计算齿轮主要参数 (5) 3．几何尺寸计算 (8) 4．重合度计算 (9) 四．太阳轮的强度计算及强度校核 (10) 1.强度计算 (10) （1）外载荷 (12) （2）危险截面的弯矩和轴向力 (12) 2.疲劳强度校核 (14) （1）齿面接触疲劳强度 (14) （2）齿根弯曲疲劳强度 (18) 3.安全系数校核 (21) 五．零件图和装配图 (25) 六．参考文献 (26)
一．绪论 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用内啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，以使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点:传动比范围大、结构紧凑、体积和质量小、效率普遍较高、噪音低以及运转平稳等，因此被广泛应用于起重、冶金、工程机械、运输、航空、机床、电工机械以及国防工业等部门作为减速、变速或增速齿轮传动装置。 渐开线行星齿轮减速器所用的行星齿轮传动类型很多，按传动机构中齿轮的啮合方式分为:NGW、NW、NN、NGWN、ZU飞VGW、W.W等，其中的字母表示:N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星齿轮，ZU—锥齿轮。 NGW型行星齿轮传动机构的主要特点有: 1、重量轻、体积小。在相同条件下比硬齿面渐开线圆柱齿轮减速机重量减速轻1/2以上，体积缩小1/2—1/3; 2、传动效率高; 3、传动功率范围大，可由小于1千瓦到上万千瓦，且功率越大优点越突出，经济效益越高; 4、装配型式多样，适用性广，运转平稳，噪音小; 5、外齿轮为6级精度，内齿轮为7级精度，使用寿命一般均在十年以上。因此NGW型渐开线行星齿轮传动已成为传动中应用最多、传递功率最大的一种行星齿轮传动。 NGW型行星齿轮传动机构的传动原理:当高速轴由电动机驱动时，带动太阳轮回转，再带动行星轮转动，由于内齿圈固定不动，便驱动行星架作输出运动，行星轮在行星架上既作自转又作公转，以此同样的结构组成二级、三级或多级传动。NGW型行星齿轮传动机构主要由太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架所组成，以基本构件命名，
行星齿轮设计【模板】
第二章 原始数据及系统组成框图 （一）有关原始数据 课题: 一种行星轮系减速器的设计 原始数据及工作条件： 使用地点：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=150w 行星轮个数：w n =3 内齿圈齿数b z =63 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b aH i 为 b aH i =1-H ab i =1+b z /a z 可得 H ab 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 ψ H ψ=*H H H a 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，H B 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 b aH 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=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H ?=2π/w n 中心轮a 相应转过1?角，1?角必须等于中心轮a 转过γ个（整数）齿所对的中心角， 即 1?=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 =1?/H ?=1+b z /a z 将1?和H ?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
(完整word版)行星齿轮减速器设计
1引言 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20 世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就, 并获得了许多的研究成果。近20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展[1]。 2设计背景 试为某水泥机械装置设计所需配用的行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为p1740KW ，输入转速n1 1000rpm , 传动比为i p 35.5, 允许传动比偏差iP0.1, 每天要求工作16小时，要求寿命为2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和传动效率高。 3设计计算 3.1选取行星齿轮减速器的传动类型和传动简图 根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为i p1 7.1, i p2 5进行传动。传动简图如图1所示：
图1 3.2 配齿计算 根据 2X-A 型行星齿轮传动比 i p 的值和按其配齿计算公式，可得第一级传动的内 齿轮 b1, 行星齿轮 c1 的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选取第一级中 心齿轮 a1数为 17 和行星齿轮数为 np 3 。根据内齿轮 z b1 i p1 1 z a1 zb1 7.1 1 17 103.7 103 对内齿轮齿数进行圆整后，此时实际的 P 值与给定的 P 值稍有变化，但是必须控 制在其传动比误差范围内。实际传动比为 i ＝ 1＋ za 1 ＝7．0588 zb 1 其传动比误差 i ＝ ip i ＝ 7.1 7.0588 ＝5℅ ip 7.1 根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 所求得的 ZC1适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条件为： 第二级传动比 i p2为 5，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内齿轮 zb1 z c1 z b1 z a1 2 43 za1 zb1 2 C ＝ 40 整数
行星齿轮减速机
行星齿轮减速机
2K-H型双极（负号机构)行星齿轮减速器设计 作者朱万胜 指导教师 左家圣 摘要： 本文完成了对一个2K-H型双级负号机构（NW型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。此减速器的传动比是15，而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，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。然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率 并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。然后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。
关键字：减速器、行星齿轮、 NW型行星传动2K-H bipolar (negative body) design of planetary gear reducer Abstract: The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer design and transmission design. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, speed reducer is a dynamic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motor's rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph and select the motor effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and then design calculations and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing. Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmission 目录
封闭式行星齿轮减速器的设计毕业论文
封闭式行星齿轮减速器的设计毕业论文 目录 毕业论文设计任务书......................................................... I 开题报告 (Ⅱ) 指导教师审查意见 (Ⅲ) 评阅教师评语 (Ⅳ) 答辩会议记录 (Ⅴ) 中文摘要 (Ⅵ) 英文摘要 (Ⅶ) 1 前言 (1) 1.1设计的目的 (1) 1.2研究本课题的意义 (1) 1.3本课题研究的围 (1) 2 选题背景 (2) 2.1题目来源 (2) 2.2研究目的和意义 (2) 2.3国外现状和发展趋势 (2) 2.4应解决的主要问题 (5) 3 方案论证 (6) 3.1设计要求 (6) 3.2方案得拟定 (6) 3.3行星排级数得选择 (6) 3.4最终方案 (7) 4 设计论述 (9) 4.1总体传动比设计 (9) 4.2封闭式行星齿轮减速器各行星排配齿计算配齿计算 (10) 4.3扭矩的计算 (11) 4.4初步计算齿轮的主要参数 (12) 4.5几何尺寸的计算 (15) 4.6装配条件的验算 (15)
4.7齿轮强度验算 (16) 4.8效率的计算 (30) 4.9输入轴的强度校核 (31) 5 结果分析 (32) 5.1计算结果 (32) 5.2结果分析 (33) 6 有限元分析 (34) 6.1有限元简介 (34) 6.2二级行星架的有限元分析过程 (34) 6.3二级行星架有限元分析结果总结 (34) 7 总结 (37) 参考文献 (37) 致谢 (39)
1 前言 1.1 设计的目的 机械毕业设计是学生学习机械专业进行的一项综合训练，其主要目的是通过毕业设计使学生巩固、加深在四年机械课程学习中学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置和简单机械的设计方法与步骤。 本课题研究的主要问题是电动葫芦中行星齿轮该减速器的设计，针对行星齿轮的结构设计，从而达到优化电动葫芦的结构。研究本课题的目的是使电动葫芦达到体积小，自重轻，结构紧凑，承载能力强，传动效率高，减速器得传动比较大和使用寿命长的目的。 1.2 研究本课题的意义 电动葫芦是工厂、矿山、港口、仓库、货场、商店等常用的起重设备之一，是提高劳动效率，改善劳动条件，实现工业自动化，提高效率，减轻劳动强度的重要工具。因而研究电动葫芦对减轻工人劳动强度、提高劳动效率、提高企业自动化程度、降低生产成本等具有重要的意义。 1.3 本课题研究的围 本次设计主要研究的围是钢丝绳电动葫芦。本次设计的封闭式行星齿轮减速器主要应用于钢丝绳电动葫芦。
3Z型行星齿轮减速器设计
1．绪论 1.1课题研究的背景和意义 “十一五”期间我国将按照国家储备与企业储备相结合，以国家储备为主的方针，统一规划，分批建设国家战略石油储备基地。为了快速建立起我国独立的石油储备基地，根据我国国情石油储备形式以大型工业油罐为主。 在使用大型油罐进行原油储备的过程中，遇到最关键的问题就是油泥的问题，储运重未经提炼制的原油重平均约含2.2%的油泥，即对一个10万立方的储罐来说，灌满原油后其中约有2200立方的油泥成点在油罐底部。如不及时清除，再次加入原油是油泥将继续累积在一起，形成硬块，为油罐的检查及清洗增加困难。而且数量如此巨大的油泥存在于油罐底部，不经减小油罐的有效储存空间，降低储存周期寿命，造成进出阀的阻塞，而且较厚的油泥层使浮顶灌的浮顶不能不下降到底而引起浮顶倾斜，对储油安全造成威胁。因此大型原油储罐在建立时就必须增设油泥防止和消除系统，以增加油罐的储油效率，提高储油安全性，减小清灌难度。 大型原油储罐灌底油泥的防止和消除方法主要是在灌内增加油泥的混合搅拌系统，使油泥破碎细化，便于通过管线输出，我们选用了旋转喷射搅拌器。但是，其喷嘴口径相对于大型储罐的直径而言是很小的，喷嘴固定是射流束的搅拌范围是有限的，于是，在旋转喷射器入口处设置轴流涡轮，考循环油泵加压后的原油流动带动轴流涡轮高速旋转，旋转的涡轮通过主轴带动结构上完全隔绝的传动箱内一系列的减速传动使喷嘴缓慢旋转，而且通过传动箱内有关参数的选择来调节喷嘴旋转的速度，是从喷嘴喷出的射流也随之缓慢旋转，射流可打击到油罐底周向任一位置的油泥，实现彻底清除油泥，不留死角的功能。 可见，旋转喷射器中减速箱是工业油罐底油泥旋转喷射混合系统中重要的一部分。高速旋转的涡轮带动喷水嘴低速的转动，中间需要一个传动比很大的减速器连接。 1.2行星齿轮减速器研究现状及发展动态 行星齿轮传动与普通定州齿轮传动相比较，具有质量小，体积小，传动比大，承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已经被我过越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动种均有效地利用了功率分流性和输入，输出地同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速，大功率而且可用于低速，大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速，增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中：
行星齿轮传动原理
行星齿轮传动原理 每一部汽车上都有行星齿轮，少了它们，汽车就不能自由行走。汽车上的行星齿轮主要用在两个地方，一是驱动桥减速器、二是自动变速器。很多网友都想知道，行星齿轮有什么功能，为什么汽车少不了它。 我们熟知的齿轮绝大部分都是转动轴线固定的齿轮。例如机械式钟表，上面所有的齿轮尽管都在做转动，但是它们的转动中心（与圆心位置重合）往往通过轴承安装在机壳上，因此，它们的转动轴都是相对机壳固定的，因而也被称为"定轴齿轮"。有定必有动，对应地，有一类不那么为人熟知的称为"行星齿轮"的齿轮，它们的转动轴线是不固定的，而是安装在一个可以转动的支架（蓝色）上（图1中黑色部分是壳体，黄色表示轴承）。行星齿轮（绿色）除了能象定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴（B-B）转动之外，它们的转动轴还随着蓝色的支架（称为行星架）绕其它齿轮的轴线（A-A）转动。绕自己轴线的转动称为"自转"，绕其它齿轮轴线的转动称为"公转"，就象太阳系中的行星那样，因此得名。 也如太阳系一样，成为行星齿轮公转中心的那些轴线固定的齿轮被称为"太阳轮"，如图2中红色的齿轮。在一个行星齿轮上、或者在两个互相固连的行星齿轮上通常有两个啮合点，分别与两个太阳轮发生关系。如右图中，灰色的内齿轮轴线与红色的外齿轮轴线重合，也是太阳轮。 轴线固定的齿轮传动原理很简单，在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里传入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它往外输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过。 在包含行星齿轮的齿轮系统中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是说，可以有三条转动轴允许动力输入/输出，还可以用离合器或制动器之类的手段，在需要的时候限制其中一条轴的转动，剩下两条轴进行传动，这样一来，互相啮合的齿轮之间的关系就可以有多种组合： 动力从其中一个太阳轮输入，从另外一个太阳轮输出，行星架通过刹车机构刹死；动力从其中一个太阳轮输入，从行星架输出，另外一个太阳轮刹死； 动力从行星架输入，从其中一个太阳轮输出，另外一个太阳轮刹死； 两股动力分别从两个太阳轮输入，合成后从行星架输出； 两股动力分别从行星架和其中一个太阳轮输入，合成后从另外一个太阳轮输出；动力从其中一个太阳轮输入，从另外一个太阳轮和行星架分两路输出； 动力从行星架输入，分两路从两个太阳轮输出； 我们知道，汽车发动机只有一个，而车轮有四个。发动机的转速扭矩等特性与路面行驶需求大相径庭。要把发动机的功率适当地分配到驱动轮，可以利用行星齿轮的上述特性。如自动变速器，也是利用行星齿轮的这些特性，通过离合器和制动器改变各个构件的相对运动关系而获得不同的传动比
行星齿轮减速器项目可行性分析报告(模板参考范文)
行星齿轮减速器项目 可行性分析报告 规划设计 / 投资分析
行星齿轮减速器项目可行性分析报告说明 该行星齿轮减速器项目计划总投资5230.46万元，其中：固定资产投 资4124.95万元，占项目总投资的78.86%；流动资金1105.51万元，占项 目总投资的21.14%。 达产年营业收入7414.00万元，总成本费用5851.33万元，税金及附 加88.80万元，利润总额1562.67万元，利税总额1867.01万元，税后净 利润1172.00万元，达产年纳税总额695.01万元；达产年投资利润率 29.88%，投资利税率35.69%，投资回报率22.41%，全部投资回收期5.96年，提供就业职位138个。 本报告所描述的投资预算及财务收益预评估均以《建设项目经济评价 方法与参数（第三版）》为标准进行测算形成，是基于一个动态的环境和 对未来预测的不确定性，因此，可能会因时间或其他因素的变化而导致与 未来发生的事实不完全一致，所以，相关的预测将会随之而有所调整，敬 请接受本报告的各方关注以项目承办单位名义就同一主题所出具的相关后 续研究报告及发布的评论文章，故此，本报告中所发表的观点和结论仅供 报告持有者参考使用；报告编制人员对本报告披露的信息不作承诺性保证，也不对各级政府部门（客户或潜在投资者）因参考报告内容而产生的相关
后果承担法律责任；因此，报告的持有者和审阅者应当完全拥有自主采纳权和取舍权，敬请本报告的所有读者给予谅解。 ...... 主要内容：项目基本信息、建设背景分析、市场分析、调研、项目建设方案、选址评价、项目工程方案分析、项目工艺说明、环境保护、项目生产安全、项目风险评估、节能分析、实施进度、投资方案说明、经济收益分析、项目结论等。
行星减速器设计
目录 第一章概述 (1) 第二章要求分析 (2) （一） ............................................................... 原始数据2（二） ........................................................... 系统组成框图2 第三章方案拟定 (4) 第四章传动系统的方案设计 (5) 传动方案的分析与拟定 (5) 1. 对传动方案的要求 (5) 2. 拟定传动方案 (5) 第五章行星齿轮传动设计 (6) （一）行星齿轮传动比和效率计算 (6) （二）行星齿轮传动的配齿计算 (6) 1. 传动比条件 (6) 2. 同轴条件 (6) 3. 装配条件 (7) 4. 邻接条件 (7) （三）行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (8) （四） ............................................... 行星齿轮传动强度计算及校核10 1 、行星齿轮弯曲强度计算及校核 (10) 2、................................................... 齿轮齿面强度的计算及校核11 3、..................................................... 有关系数和接触疲劳极限11 （五） .................................................. 行星齿轮传动的受力分析13（六） .......................................... 行星齿轮传动的均载机构及浮动量15（七） ................................................... 轮间载荷分布均匀的措施15第六章行星轮架与输出轴间齿轮传动的设计 (17) （一）................................................... 选择齿轮材料及精度等级17（二）..................................................... 按齿面接触疲劳强度设17（三）................................................... 按齿根弯曲疲劳强度计算18
NGW行星齿轮减速器--轴的设计
. 目录 第一章绪论 (2) 1.1 行星齿轮传动的特点 (3) 1.2 本文的主要容 (4) 第二章NGW行星齿轮减速器结构设计 (4) 2.1 设计技术参数 (4) 2.2 机构简图确定 (4) 2.3 齿形与精度 (5) 2.4 齿轮材料及其性能 (5) 第三章齿轮的优化设计 (5) 3.1 齿轮的设计 (5) 3.11配齿数 (5) 3.12初步计算齿轮主要参数 (6) 3.13几何尺寸计算 (8) 3.2 重合度计算 (8) 3.2 齿轮啮合效率计算 (9) 3.4 疲劳强度校核 (10) 3.41外啮合 (10) 3.42啮合 (16) 第四章其他零件的设计 (17) 4.1 轴承的设计 (17) 4.2 行星架的设计 (19)
第五章输入轴的优化设计 (19) 5.1 装配方案的选择 (19) 5.2 尺寸设计 (20) 5.21初步确定轴的最小直径 (20) 5.22根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 (21) 5.23轴上零件轴向定位 (22) 5.24确定轴上圆角和倒角尺寸 (22) 5.3 输入轴的受力分析 (22) 5.31求输入轴上的功率P、转速n和转矩T (22) 5.32求作用在太阳轮上的力 (22) 5.33求轴上的载荷 (24) 5.4按弯扭合成应力校核轴的强度 (26) 5.5精确校核轴的疲劳强度 (27) 5.6 按静强度条件进行校核 (35) 第六章Solidworks出图 (36) 参考文献 (42) 第一章绪论 渐开线行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮绕着位置固定的几何轴线作圆周运动的齿轮传动，这种传动通常用啮合且多采用几个行星轮同时传递载荷，
行星轮系基本关系
一、简单行星轮系转矩关系 简单行星轮系(Planetary Gear Set)由太阳轮(Sun Gear)、行星架(Planet Carrier)、齿圈(Ring Gear)和行星轮(Planet Gear)构成，太阳轮S、齿圈R和行星架C有共同的回转中心，为行星轮系3个基本传动构件，如下图： 设发动机转矩由行星架C输入，FC为输入转矩在行星架上行星轮P的回转中心点的作用力，FS、FR分别为太阳轮S和齿圈R受到的外部阻力矩作用于行星轮P节圆上的反力， rS、rR分别为太阳轮S、齿圈R的节圆半径（到共同回转中心），rC为行星架上行星轮P 的回转中心点到共同回转中心的半径，rP为行星轮P的节圆半径，TS、TC、TR分别为太阳轮S、行星架C、齿圈R对行星轮P的作用力点对共同回转中心的转矩。ZS、ZR分别为太阳轮S和齿圈R的齿数，
因两齿轮齿数比等于其节圆半径比，故有：ZR∕ZS＝rR∕rS，设α= ZR ∕ZS＝rR∕rS，（α>1，称为行星轮系结构参数） 忽略轮系各转轴内摩擦力及各齿轮啮合摩擦力，根据作用力与反作用力定理及行星轮P平面力系平衡条件有： FC=－（FR+FS）（1） TC=－（TR+TS）（2） FR=FS （3） FC=－2FR=－2FS （4） （事实上，由于行星轮P与太阳轮S及齿圈R是通过轮齿接触传力，而与行星架C是通过转轴连接，因此当太阳轮S或齿圈R作为主动构件，行星架C作为从动构件时，（3）、（4）式的受力关系仍然成立。（1）、（2）式当然更是成立。） 即FS∕FR∕FC =1∕1∕－2 （5） 由rS、rR、rC的几何关系可知： rS∕rR∕rC =1∕α∕（1+α）÷2 （6）
行星齿轮设计1
一、设计题目: 适应于山区条件的拖拉机挖坑植树机械 二、设计参数: 方案2 拖拉机型号：丰收FS550 功率：40.4 Kw 额定转速：2200r/min 前后轮胎：6.0-16/12.4-28 双速动力输出：540/720rpm II类三点悬挂：下悬挂点最低高度：200mm，提升最小高度：650mm。 三、设计要求 设计要求应 尽可能详细、明 确、合理且具有一 定先进性。主要有 10个方面的内 容。 1功能性的要 求：包括产品的用 途、生产能力和工 作特性及性能要 求等。 功能性要求包括以下几个方面； 一是传动的基本功能；传动部分设计的基本功能实现扭矩的可靠传递，同时平衡由各种原因造成的轴向、径向（冲击）力。因此；要求传动零件不但要有较高的强度，同时还要具有较高刚度、稳定性。 二是减速部分设计过程中，减速箱的体积要适当，否则可能会挖坑深度及有效行程。 2适应性的要求： 适应要求是指是指，从地表下挖出的土至少应有75%能够回填，否则后期的树苗栽植就无法实现。因此，在排土过程中，土壤所受到的离心力就不能过大，以免土壤被甩出过远后无法回收。 3可靠性的要求： 可靠性要求指的是以在正常工作条件下，所设计的齿轮、轴承无损坏、且各零件的寿命基本相等。 为保证齿轮传动工作的可靠性，要对传动件表面，如齿面、轴承，等的润滑可靠性进行充分的论证是指产品在规定的工作条件下，在预定使用寿命期内能完
成规定功能的概率。 4寿命的要求：是产品正常使用时因磨损而使性能下降在允许范围内而且无需大修的连续工作期限。因各零部件难以设计成相等寿命，所以易磨损件的寿命应尽量设计成倍数关系。 寿命要求所设计的零件寿命基本相等，各关键支承表面工作可靠。 5效率的要求：即产品工作时输出的量与输入的量之比。 6经济的要求：包括制造成本和使用的经济性。机械产品的制造成本构成中材料费占有很大的比重，设计时必须给予充分注意。使用的经济性是指产品在单位时间内生产的价值与耗费价值之间的差。 7人-机工程学的要求：人-机工程学也称为技术美学，包括操作方便宜人，调节省力有效，照明适度，显示清晰，造型美观，色彩和谐，维护保养容易等。 对于转向机构来说，设计过程中要体现机构和谐、拆装方便、易损件处于或接近于开口部位。技术要求中，整体喷漆一项中，要体现与整车的色彩一致。 8安全保护和自动报警的要求 9环境保护的要求 10包括运输的要求 以上要求并非每项都不可缺少，尤其是开发型的设计，一开始很难全部都要求得十分明确，应在设计过程中不断完善。为保证上述主要设计要求而须要特别强调时，应当明确提出，例如： （1）强度与刚度的要求。 （2）制造工艺性的要求。 （3）工作循环图的要求。（即自动线、自动机设计中特有的要求） （4）质量检测的要求。
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=150w n=3 行星轮个数： w z=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。