(完整word版)行星齿轮减速器设计
行星齿轮减速器-课程设计计算说明书
⾏星齿轮减速器-课程设计计算说明书⽬录设计任务书： (2)设计内容： (3)⼀、评述传动⽅案 (3)⼆、电动机的选择及动⼒参数计算 (4)三、传动零件的校核计算 (6)⼀）外啮合齿轮传动 (6)⼆）内啮合齿轮传动 (9)四、轴的设计 (11)⼀）减速器输⼊轴Ⅰ (11)⼆）⾏星轮轴Ⅱ (17)三）内齿轮轴Ⅲ (20)五、键连接的选择和计算 (23)六、滚动轴承的选择和计算 (25)七、联轴器的选择 (28)⼋、齿侧间隙 (28)九、轴Ⅱ加⼯⼯艺图 (29)⼗、参考资料 (30)设计任务书：设计内容：⼀、评述传动⽅案牵引速度为 1.5/v m s =，滚筒直径400D mm =，可求出滚筒转速(601000)/w n v =??()(60100 1.5)/(400)71.62/min D r ππ==，由于⼯作情况为：室外，环境有灰尘，最⾼温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期⼯作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列电动机为原动机，它的转速约为750~1000r/min ，传动装置速⽐应为/(750~1000)/71.6210.47~13.96m w i n n ===可选如下图1-1、1-2两种⽅案：图1-1⽅案a 采⽤NW 分流式⾏星齿轮传动，卷扬机⼯作时制动器10制动，此时电动机1通过联轴器2驱动⾏星齿轮减速器，⾏星架上的滚筒5使钢丝绳7运动，从⽽牵引重物移动。
不需重物移动时，制动器6制动，制动器10松开，这时⾏星传动变成定轴传动，电动机和⼆级同轴式减速器空转，不⽤频繁地起动和制动电动机。
滚筒⽤滑动轴承⽀撑在机架上。
传动⽐：5~25i =，可满⾜传动要求。
优点：外形尺⼨⼩（减速器内置），电动机不⽤频繁启动适合狭窄⼯况下⼯作。
缺点：结构复杂，加⼯安装精度⾼，成本⼤，不易维修。
图1-2⽅案b 采⽤⼀级带传动和⼀级闭式齿轮传动，电动机带动带传动，齿轮传动，从⽽带动滚筒运动。
行星齿轮减速器设计
1
齿轮传动是机械传动中应用最为广泛和特别重要的—种机械传动形式，可以传递空间任意轴之间的动力和运动。齿轮传动与其他机械传动相比，具有传动平稳可靠、传动效率高、传递功率范围大、速度范围大、结构紧凑、维护简便和使用寿命长等优点。因此，它在机械行业中被广泛使用。但随着科技的日益进步，对齿轮传动的技术指标有了更高的要求。而行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，具有许多独特的优点，在各种机械和高科技领域中已经广泛用来代替普通的定轴齿轮传动和蜗杆传动。
2.2.3
40MnB具有较高的强度、硬度、耐磨性及良好的韧性，是一种取代40Cr钢较成功的新钢种。中碳调制钢，冷镦模具钢。该钢价格适中，加工容易，在油中临界淬透直径达18～33mm；正火后可切削性良好，冷拔、滚丝、攻丝和锻造、热处理工艺性能也都较好。所以齿轮的材料选用40MnB.
太阳轮、行星轮材料为40MnB,表面淬火处理，表面硬度45~55HRC。
In this paper, to master the working principle ofPlanetary gear reducer, planetary transmission of its design and calculation. And ofPlanetarygear reducer, shaft, bearing the structure design and strength check, the speed reducer of institutions, the box body parts and lubrication are also made a corresponding analysis.
NW行星齿轮减速机Word版
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1概述 (3)2 原始数据及传动系统的方案 (4)3 电动机的选择 (5)4 行星齿轮传动设计 (6)4.1 行星齿轮传动的传动比和效率计算 (6)4.2 行星齿轮传动的配齿计算 (6)4.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (7)4.4行星齿轮传动强度计算及校核 (9)4.5行星齿轮传动的受力分析 (13)4.6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (15)4.7 轮间载荷分布均匀的措施 (15)5 行星轮系减速器齿轮输入输出轴的设计 (17)6 设计小结 (22)7 主要参考文献 (23)8 致谢 (24)1 概述1.1 行星齿轮传动件简介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。
(完整版)行星齿轮减速器
3K型周转轮系：
轮系中有三个中心轮，行星架只是起支承 行星轮的作用。
K-H-V行星轮系：
轮系中只有一个中心轮，其运动是通过等 角速机构由V轴输出。
周转轮系分类图例(1)：
2K-H型周转轮系
周转轮系分类图例(2)：
3K型行星轮
K-H-V型行星轮
三、周转轮系传动比的计算
1．定轴轮系传动比的计算：
3．满足安装条件：
为了平衡轮系中的离心惯性力，减少行星架 的支承反力，减轻轮齿上的载荷，一般采用 多个行星轮均布在两个中心轮之间。因此行 星轮的数目与各轮齿数之间必须满足一定的
关系。即： z1 z3 N k
式中的k为行星轮的个数，N为整数。含义是 两个中心轮的齿数和应为行星轮个数的整数 倍。
当传动比较大，行星轮的直径较大时：轴 承可安装在行星轮孔内。这样可以减小传
动的轴向尺寸，并使装配结构简化。在行
星孔内装两个轴承时，应尽量使轴承之间 的距离增大。
当行星轮内装轴承的尺寸不够时：可将轴
承装在行星架上。 高速重载的行星传动：可采用滑动轴承。
行星轮图例（1）：
行星轮图例（2）：
行星轮图例（3）：
所有齿轮中心 线是固定的。
运动输入
i n1
15 n5
z2 z3 z4 z5 z1z2 z3 z4
运动输出
2．周转轮系传动比计算基本思想：
由于周转轮系中有行星轮，故其传动 比不能直接用定轴轮系传动比的公式 进行计算。但是如果把轮系中的行星 架相对固定，即将周转轮系转化为定 轴轮系，就可以借助该转化机构按定 轴轮系的传动比公式进行周转轮系传 动比的计算。这种方法称为反转法或 机构转化法。
行星齿轮传动及 行星齿轮减速器
行星齿轮减速器设计行星齿轮减速器设计毕业论文
行星齿轮减速器设计行星齿轮减速器设计毕业论文行星轮齿传动计设业毕文1论引言行星轮齿传动在国我已有许了年多的展史发很早就有了应，。
然用，自而20 纪世06 代年以来我，才开始国行对星齿传轮进行动了深较、系统入研究的试制工和。
无论作在是计设论理面方，是还试在制应用和实践面方，取得了较大的成就并均获了许多的得研究果。
成2近0多来年尤，其是我改国开革放以，随来着国科学我技水术平的步进发展和我国已从世界上，多许工业达发国家进了大量先引的进械机备设技和术，过经我机械国科人员技不积断极吸的收消和，化与时俱进，开拓新创地努力 1 进奋使，国的我星行动传技术有迅了的速展发。
2 设背景试为某计水泥械机装设计所置配需用行的星齿轮减器，已速知该行齿轮星速器的要求减输功入为率740pW K，入输转速n1 100r0mp传动为比p 3i5.5 许传动允比1差偏iP 0.1 天要每求作工1 6时小，求寿要为命2 年；要求且该行星齿减轮速器传结构动紧，外廓尺凑寸小较传动和率高效。
3设计计算 .31 选取行星轮齿速器减的动传型类和动简传图据上根述设计求可要知该，行星齿轮减速器传递率高功、动比传较大、作工境环恶等特劣。
故采点用级行星双齿传动轮。
2-AX型结简构单制造，方便适，用于任工况下的何大功率的小传动选用。
由个两2X- 型A行星轮传动串联齿成而双级的行齿星减速器较为轮合，理名义传动可分比为ip1 7. 1i p 25 进行传动传动。
简如图图1所示：1图.32配计齿算据根X-2 A行星型齿轮传比动i p 的值按和配其齿计算公，可得第一式级传的动内齿轮b1 行星齿轮c 1的数。
齿现考到该行虑星轮传齿的外廓动尺寸故选，第一取级中心齿轮a1 数为71和行星齿轮为数np3 。
据内齿根轮bz i p1 z11 a z1 b1 .7 117 103.7110 3 内齿对轮齿数进行整圆后，时实此际的P 值给与定P 的稍值变化，但有必是须控制其在传动比差范围内。
行星齿轮减速器的优化设计
图1.1 为2K-H 型行星轮系机构简图。
已知：作用于中心轮的转矩T1＝1140N ·m ，传动比u ＝4．64，齿轮材料均为38SiMnMo ，表面淬火45—55HRC ，行星轮个数c=3,要求以重量最轻为目标，对其进行优化设计。
1、目标函数和设计变量的确定行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和c 个行星轮重量之和来代替，因此目标函数可简化为：()()⎡⎤⎣⎦2221f x =0.19635m z b 4+u -2c式中：1z — 中心轮1的齿数；m — 模数，单位为(mm)； b — 齿宽，单位为(mm)； c — 行星轮2的个数； u — 轮系的传动比。
影响目标函数的独立参数应列为设计变量，即[]1TT⎡⎤=⎣⎦x z b m c 1234=x x x x在通常情况下，行星轮个数可以根据机构类型事先选定，这样，设计变量为：[]1TT⎡⎤=⎣⎦x z b m123=x x x目标函数为：()()⎡⎤⎣⎦x 222312f x =0.19635x x 4+u -2c 2．约束条件的建立1）小齿轮1z 不根切，得：()≤11gx =17-x 02）限制齿宽最小值，得：()≤22g x =10-x 03）限制模数最小值，得：()-≤33gx =2x 04）限制齿宽系数b/m 的范围：≤≤5b/m 17，得：()-≤432g x =5x x 0()17-≤523g x =x x 05）满足接触强度要求，得：()[]H σ-≤61g x =750937.3/(x x 0式中：[]Hσ — 许用接触应力。
6）满足弯曲强度要求，得：())[]F σ-≤27F S 123g x =1482000y y /(x x x 0式中：Fy 、Sy — 齿轮的齿形系数和应力校正系数；[]F σ — 许用弯曲应力。
，案。
1．目标函数和设计变量在大批量生产压力容器时，以螺栓总成本最小作为追求的设计目标很有意义，一台压力容器的螺栓总成本W n 取决于螺栓的个数n 和单价W ，即W n =n WW=0.0205d-0.1518 于是，可对这种螺栓组写出如下目标函数f(x)=n(0.0205d-0.1518)显然，可取设计变量为X=[x1，x2]T=[d，n]T则目标函数f(x)= x2 (0.0205 x1-0.1518)2．约束函数设计压力容器螺栓组时，螺栓数量的确定既要考虑密封性要求，又要兼顾装拆工具的工作空间。
行星齿轮减速器的设计
行星齿轮减速器的设计一、传动比计算行星齿轮减速器的传动比是根据其结构和工作原理来计算的。
首先，需要确定减速器的级数和各级齿轮的齿数、模数、螺旋角等参数。
然后，根据这些参数和相关公式计算出减速器的传动比。
二、齿轮设计齿轮设计是行星齿轮减速器设计的核心环节，包括齿轮类型选择、齿轮精度确定、齿轮材料和热处理选择、齿轮强度计算等。
此外，还需要根据减速器的工作环境和工况条件，对齿轮进行优化设计，以提高其承载能力和使用寿命。
三、轴承选择轴承是行星齿轮减速器中非常重要的部件，其选择应根据载荷的大小、方向和转速等因素来确定。
对于行星齿轮减速器，常用的轴承类型包括球轴承和滚子轴承。
在选择轴承时，应考虑其尺寸、载荷容量、极限转速和极限寿命等参数。
四、箱体结构设计箱体是行星齿轮减速器的支撑和固定部件，其结构设计应考虑减速器的安装方式和整体布局。
同时，箱体结构应具有良好的刚度和强度，能够承受较大的动载荷和静载荷。
此外，箱体结构还应具有良好的散热性能和密封性能。
五、润滑与散热设计润滑与散热是行星齿轮减速器正常运行的必要条件。
润滑设计主要是确定润滑油或润滑脂的类型、添加量和润滑方式。
散热设计主要是通过合理的散热结构和散热面积来降低减速器的温度。
六、热负荷与疲劳强度校核热负荷与疲劳强度校核是行星齿轮减速器设计的重要环节，主要目的是确保减速器在正常工作时不会因过热或疲劳而损坏。
通过热负荷与疲劳强度校核，可以确定减速器的安全系数和使用寿命。
七、强度与刚度计算强度与刚度计算是行星齿轮减速器设计的关键环节，主要目的是确保减速器在工作过程中具有良好的稳定性和可靠性。
通过强度与刚度计算，可以确定减速器的各部件尺寸和材料类型，以满足工作需求。
八、优化与改进在完成初步设计后，还需要对行星齿轮减速器进行优化和改进。
这包括对各部件的优化设计、对整体结构的改进等。
通过优化与改进，可以提高减速器的性能、降低制造成本和提高生产效率。
2K-H行星齿轮减速器传动系统设计
2K-H行星齿轮减速器（传动系统设计）【摘要】行星齿轮变速器，是用行星齿轮机构实现变速的装置。
它通常装在液力变扭器的后面，共同组成液力自动变速器。
行星齿轮机构，有点好像太阳系。
它的中央是太阳轮，太阳轮的周围有几个围绕它旋转的行星轮，行星轮之间，有一个共用的行星架。
行星轮的外面，有一个大齿圈。
行星齿轮变速器，属于一种齿轮箱，它是由行星齿圈、太阳轮、行星轮（又称卫星轮）和齿轮轮轴组成，根据齿圈、太阳轮和行星轮的运动关系，可以实现输入轴与输出轴脱离刚性传动关系、输入轴与输出轴同向或反向传动和输。
本文通过对2K-H型变速器的传动结构、传动原理及行星齿轮传动的设计来计算一个2K-H型变速器。
2K-H型具有构件数量少，传动功率和传动比变化范大，设计容易等优点，因此应用最广泛。
论文首先介绍了行星变速器的定义，用途及功能。
并对国内外行星变速器的发展现状和发展前景作了分析。
通过设计和计算，完成对变速器相关结构的零件设计，整体设计，初步确定了行星变速器结构的总体设计。
【关键词】行星齿轮传动行星齿轮传动结构行星齿轮变速器【Abstract】Planetary gear transmission，is the use of planetary gear mechanism of variable-speed device。
It is usually mounted on the back of the torque converter, consisting of a hydraulic automatic transmission. Planetary gear mechanism, a bit like the solar system. It is the center of the sun wheel, a sun wheel around several of its planets wheel, planet wheel, there is a shared the planet carrier. Planet wheel on the outside, there is a large gear ring. Planetary gear transmission, which belongs to a gear box, which is composed of a planetary ring gear, a sun wheel, a planetary wheel ( also known as satellite wheel and gear wheel shaft ), according to the ring gear, the sun wheel and planetary wheel motor, can achieve the input shaft and the output shaft from the rigid transmission relations, the input shaft and the output shaft the same direction or in the reverse transmission and transmission.This article through to the 2K-H transmission, the transmission structure and transmission principle of planetary gear transmission design to calculate a2K-H type speed 2K-H行星. 2K-H has few members, transmission power and transmission ratio range, design is easy, therefore the most widely used. The paper firstly introduces the definition of planet transmission, use and function. To domestic and international planetary transmission development present situation and the prospect of development is analyzed. Through the design and calculation of transmission, associated structural parts design, overall design, preliminary and affirmatory planetary transmission structure overall design.【Key words】Planetary gear transmission，Planetary gear transmission structure ，Planetary gear transmission1 2k-h型变速器概述 (1)1.1 行星齿轮变速器的定义 (1)行星齿轮变速器的特点 (3)1.3 2K-H变速器的设计目的和工作原理 (9)1.4 行星齿轮变速器的设计目的 (12)1.5 2K-H减速器的工作原理 (14)2 2K-H行星齿轮减速器设计概要 (18)2.1 2K-H行星齿轮减速器概述 (18)2.2 2K-K行星齿轮减速器主要参数的确定 (18)2.3 2K-H行星齿轮减速器强度计算 (24)2.4 2K-H行星齿轮减速器结构设计 (26)3 2K-H行星齿轮减速器优化设计 (29)3.1 2K-H行星齿轮减速器优化设计原理 (29)3.2 优化数学模型 (31)3.3 配齿计算 (35)3.4 2K-H行星齿轮优化设计程序结构 (36)4行星齿轮的传动 (37)4.1 行星齿轮传动简介 (37)4.2 行星齿轮传动的特点 (39)行星齿轮传动的结构形式 (40)5 2K-H行星齿轮减速器传动设计 (42)5.1 设计要点 (42)5.2 行星齿轮减速器传动的传动比计算 (44)5.3 2K-H行星齿轮减速器的传动效率计算 (53)5.4 行星轮支架上的作用力 (55)5.5 减速器传动类型选择及折其原因 (57)6 2K-H行星齿轮减速器传动系统的设计 (57)6.1 传动系统的方案拟定 (57)6.2 传动比和效率的计算 (58)行星齿轮传动的配齿计算 (59)行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (61)行星齿轮传动强度计算及校核 (63)行星齿轮传动的受力分析 (67)行星齿轮传动的均载机构及浮动量 (69)轮间载荷分布均匀的措施 (69)轮材料及精度等级和齿面接触疲劳强度设计 (70)6.10 主要尺寸及圆周速度计算 (71)7 结论 (72)参考文献 (72)致谢 (73)1 绪论通常情况，应用最多的是内齿圈3固定、太阳轮1主动、行星架从动的传动装置。
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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13.2 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 a1zb17.1 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 ＝7．0588zb 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 zb1zc1z b1 z a1 2 43za1 zb1 2C ＝ 40整数ip1 1 za1, zb1＝ 5 1 23＝92 再考虑到其安装条件，选择 zb1的齿数为 91根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为zc1＝﹙ zb1－ za1﹚／ 234 实际传动比为 za 1i ＝ 1＋ za 1 ＝4.957 zb 1其传动比误差ip i i ＝ ＝ 8﹪ip3.3 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 A1 和中心齿轮 A2，以及行星齿轮 C1 和 C2 均采用 20CrMnTi, 这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿 轮 , 故 且 满 足 需 要 。
齿 面 硬 度 为 58-62HRC ， 根 据 图 二 可 知 ， 取H lim =1400N mm 2, Flim =340N mm 2,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低速 级的内齿轮均采用 42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度 等 力 学 性 能 。
调 质 硬 度 为 217-259HRC ， 根 据 图 三 可 知 ， 取H lim =780N mm 2, F lim =420N mm 2轮 B1和 B2的加工精度为 7级。
3.3.1 计算高速级齿轮的模数 mT 1K A K FP K F Y Fa1按弯曲强度的初算公式，为 m 3 2d z 1F lim现已 知 Z ＝ 17, Flim =340 N 2 。
中心齿轮 a1 的名 义转矩 为Z mmP1 740T1 9549 95492355.4 Nmm 取算式系数 Km 12.1，按表 6-6取使用3 X1000m 系数K A 1.6; 按表 6-4 取综合系数 kf =1.8; 取接触强度计算的行星齿轮间载荷分 布不均匀系数 khp 1.2，由公式可得 k fp 1 1.6 khp 1 1 1.6 1.2 1 1.32 ；由表 查得齿形系数 Y fa1 2.67；由表查的齿宽系数 d 0.8；则所得的模数 m 为12.132355.4 1.6 1.8 1.32 2.670.8 17 17 390 8.55 mm取齿轮模数为 m 9mm3.3.2 计算低速级的齿轮模数 m按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数 m 为m 3 T 1K A K F 2P K F Y Fa1 现已知 za2 ＝23， F lim =410N2。
中心齿轮 a2 的名义转dz 1F lim mm矩 T a2= Tx1P1 T a17.0588 2355.4 16626.29 n ? mm取算式系数 k m 12.1，按表 6-6 取使用系数 k a 1.6; 按表 6-4 取综合系数 k f =1.8; 取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数 khp 1.2，由公式可得 k fp 1 1.6 k hp 1 11.6 1.2 1 1.32 ；由表查得齿形系数 Y fa12.42；由表查的 齿宽系数 0.6 ；则所得的模数 m为d取齿轮模数为 m2 12mm3.4 啮合参数计算3．4．1 高速级在两个啮合齿轮副中 a1 c1， b1 c1中，其标准中心距 a1 为a a1c11 m2 z a1 1 c1 12 17 43 z 270 a b1c1 1 m z b1 1 z c1 12 9 103 43 2703．4．2 低速级在两个啮合齿轮副中 a2 c2，b2 c2中，其标准中心距 a2 为11a b2c2 2m z b2 z c2 2 12 91 34 34211ab2c2 2 mz b2zc2 212 91 34 342由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。
因此该行星齿轮传动满足非变 位的同心条件 , 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺 寸和质量[2] ；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。
12.1316626.29 1.6 1.8 1.32 2.4212.4mm0.6 2323 420由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位x1 0 ，大齿轮采用负变位x2 0 。
内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即x2 x1，zx A型的传动中，当传动比i a b x4 时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系数关系为x c x b x a 0 。
3．4．3 高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为a 270，z z1 z2 60根据表选择变位系数0.314 x b 0.314 x c 0.314x a3．4．4 低速级变位系数因其啮合角仍为a 342 z z1 z2 57 根据表选择变位系数0.115 x b2 0.115 x c2 0.115x a23.5几何尺寸的计算对于双级的2x A 型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮副的几何尺寸的计算结果如下表：3.5.2低速级：3.5.3 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算已知 模数 m 9mm ，盘形直齿插齿刀的齿 数为 18，变位 系数为 x0 0.1 中等磨损程度 ，试求被插齿的内齿轮 b1，b2的齿圆直径。
齿根圆直径d f 2按下式计算，即d f2 d a02a 02插齿d ao m z 0 2m hao x 0 9 18 2 9 1.25 186.3mm高速级： d f2 d a0 2a 02 186.3 2 378.69 943.68mm 低速级：选择模数 m 12mm ，盘形直齿插齿刀的齿数为 17 d ao m z0 2m h ao x0 12 17 2 12 1.25 0.1 236.4mm d f 2 da02a 02236.4 2 416.455 1069.31mm ﹙填入表格﹚3.6 装配条件的验算 对于所设计的双级 2X-A 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件 3．6．1 邻接条件 按公式验算其邻接条件，即d ac2aac sin已知高速级的 d ac 399.35，a ac 270和npac acn p3 代入上式，则得399.35 2 270 sin 467.64mm 满足邻接条件3将低速级的 d ac 429.25， a ac 342和 n p 3代入，则得da0插齿刀的齿顶圆直径a02插齿刀与被加工内齿轮的中心距23.7 传动效率的计算x1mb1可按公式计算即mb13．6．2 同心条件 按公式对于高度变位有 za2z c z b已知高速级 z a 17 ，z c43z b103 满足公式则满足同心条件。
已知低速级 z a 23 ， z c 34 z b 91 也满足公式则满足同心条件。
3．6．3 安装条件 按公式验算其安装条件，即得za1 zb1 np1C 整数 z a2 z b2C 整数np2z a1 z b1np117 1033 40 高速级满足装配条件）z a2 z b2np223 91 338低速级满足装配条件）双级 2X-A 型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为 a1x2 b1 a1x1b2 a2x2由表可得 :b 1a1x13.7.1 高速级啮合损失系数p1 x1 ，p1 1x1的确定b2 a2x2p 2p2 1x2在转化机构中，其损失系数 x1x1等于啮合损失系x1x m 1和轴承损失系之和。
x1 即 x1x1 x1其中x1 x1 x1 mma1mb1x1 mb1 转化机构中中心轮 b 1与行星齿轮 c1 之间的啮合损失 x1 ma1转化机构中中心轮 a 1与行星齿轮 c1之间的啮合损失x1 mb 11m m z1z2高速级的外啮合中重合度=1.584, 则得x1ma111 2.486 f1 1mm z1z22式中z1z2——齿轮副中大齿轮的齿数f——啮合摩擦系数，取 0.2 m2.486 0.2 1 1 =0.04117 43齿轮副中小齿轮的齿数 x1 ma1内外啮合中重合度 =1.864, 则的x1 mb 12.926fm1 z 11z2x1 mb 12.926 0.2 1 1 =0.008043 103x1即得 =0.041+0.008=0.049,mx23.7.2 低速级啮合损失系数 的确定 b a1x1167..110.049 0.95x2 1f 1 =2.5440.2 1 1 =0.037ma2mz1z 223 34内啮合中重合度 =1.858x2 11112.917f2.917 0.2=0.019ma2mz1z 223 91即得x2b24=0.037+0.019=0.05614 0.056 0.955 ma2x2 5b1 b2=0.9552 0.95=0.9074 ，传动效率高满足 a1x1 a2x2短期间断工作方式的使用要求。