内蒙古民族大学学士学位论文
即 Lg>2(ra)g或
2asin?np>(da)g （2-6）
上式中： np表示行星轮数目；
A表示a、g啮合时两齿轮间中心距；
(ra)g、(da)g分别表示行星轮c的齿顶圆半径和直径
Lg表示两相邻行星轮间的中心距。 2.配齿的计算
根据装配条件可得：
biaH?za5.0Za为整数。 ?np3 因传动为闭式齿轮传动，为了使系统的冲击振动小及传动的平稳，一般选取小齿轮的齿数可取为za=20～30。由上式可知，za只要取3的倍数即可使上式成立，故取za=24。
根据传动比公式可得：
bHiaH?1?iab?1?Zb?5 Zab即： zb?(iaH?1)Za?(5?1)?24?96
若不变位，根据同心条件即， za+zg=zb-zg
96-24?可得zg?(zb?za)=?=36 22由邻接条件可知：即：2asin2asin?np>(da)g
?np?m(za?zg)sin?3?m(24?36)sin??3?m303?51.96m
?根据GB1356-88可知齿顶高系数ha标准值为ha?1。
?(da)g?m(zg?2ha)?m(36?2?1)?38m
所以
2asin?np>(da)g，所以各齿轮齿数满足连接条件。故齿轮齿数分别
为：za?24，zg?36，zb?96。
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2传动系统方案的设计及计算
2.2.3 齿轮强度校核及几何尺寸计算
本设计中选用的是渐开线直齿圆柱齿轮作传动构件。 （一） 齿轮传动的主要参数
轮廓基本参数：齿形角??20?，齿顶高ha?m，工作齿高h'?2m，顶隙c=0.25m,齿根圆角半径?f?0.38m，模数m，中心距a，中心轮和行星轮间的中
b心距aag，行星轮和内齿轮间的中心距abg，传动比i,iaH?5，齿数比u。
行星轮与内齿轮间的齿数比u中心轮与行星轮间的齿数比u（二）精度等级的选择
gb?zb?2.67 （2-7） zgag?zgza?1.5 （2-8） 由于全自动洗衣机传动装置的速度不是很高，故可以选择齿轮精度为7级。行星轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS，中心轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。两种材料硬度相差20HBS。内齿轮所选材料也是45钢（调质），硬度为240HBS，与行星轮材料的硬度相差20HBS。
（三）齿轮强度计算及校核
在行星齿轮传动中，均可将传动系统分解为相互啮合的几对齿轮副，但要考虑行星传动的结构特点（可能有多个行星轮）和运动特点（有自转和公转）。在一般条件下，NGW型行星传动，主要是外啮合决定其承载能力。因此主要对中心轮与行星轮间的传动进行强度计算即可。
1.接触疲劳强度计算及校核
由参考文献[3]中10-21式可得按齿面接触疲劳强度设计的计算公式 即：
2KT1u?1?ZEZHZ?3da????du????H?（1）确定上述公式中各数值 1）初选载荷系数K=1.8 2）计算中心轮传递的转矩
??? （2-9） ?2 T1?9549Pt?9549?300?954.9N?mm （2-10） n30008
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3）由于中心轮相对于轴承的位置为悬臂布置，由参考文献[3]中表10-7选
?d?0.4。
4）由于大小齿轮均为钢制，由表10-6可得到弹性影响系数ZE为：
ZE?189.8MPa； 5）当齿轮传动未变位时，可由图10-30得到节点区域系数
ZH为：ZH?2.5；
6）由式10-18可得：
?a??1.88?3.2?????11?????cos? （2-11） ??zazb??式中??0?，经计算得?a?1.69
再由式12-10可得：
Z??4??a?0.88 37) 由图10-21d可查得：
中心轮的接触疲劳强度为: ?Hmin1?700MP 行星轮的接触疲劳强度为: ?Hmin2?600MP
8) 由式10-13计算应力循环次数：
总工作时间th为: th?20?300?2?12000h 应力循环次数NL:
NL1?60?nth?60?1?3000?12000?2.16?109 （2-12） NL2NL12.16?109???4.32?108 ip59）由图10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1?1.1，KHN2?1.22.
10）由于中心轮与行星轮是外齿轮啮合，所以其齿数比u?zgza?36=1.5 2411）由参考文献[2]表13-5-7查得接触最小安全系数SHmin为SHmin=1.05；12）由式10-12得到初步计算许用接触应力??H?： 中心轮的许用接触应力为：
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2传动系统方案的设计及计算
??H1?=?Hmin1KHN1SHmin?600?1.1?628.57MP （2-13） 1.05太阳轮的许用接触应力为：
??H2?=?Hmin2KHN2SHmin?650?1.22?580.95MP 1.05齿轮校核时取上述较小值，即??H?=??H2?。 （2）计算
1）计算中心轮的分度圆直径da，带入上式中较小的值：
2?1.8?954.91.5?1?189.8?2.5?0.88?da?3????29.97mm 0.41.5?580.95?2取da?30mm 2）计算圆周速度va:
va??dana60?1000=??29.97?300060?1000?4.71m/s （2-14） 初步计算齿宽ba:
ba??dda?0.4?30?12mm （2-15）
3）计算齿宽与齿高之比b h 模数：
mt=dat30=mm=1.25 （2-16） Za24 根据参考文献[4]可取m=1.5。
4)计算载荷系数
根据va?4.71m/s，取7级精度。由参考文献[3]中表10-2查得使用系数
KA?1.5；由图10-8查得动载系数KV?0.85；由表10-14查得小齿轮相对支承
非对称布置时KH??1.169；由表10-3查得齿间载荷系数KH??1.26。 故载荷系数K为：
K?KAKVKH?KH??1.5?0.85?1.26?1.169?1.92 （2-17）
进行齿轮接触强度的校核
?H?ZEZHZ?2KT1u?1 （2-18） ?2bd1u10
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=189.8?2.5?0.88?2?1.92?954.9?1.5?1 12.6?31.521.5 =293.13MP?[?H]
由计算结果可知，所选齿轮接触疲劳强度合格。 2.按齿根弯曲疲劳强度计算及校核 由参考文献[3]式10-15，即:
m?32KT1YFaYSaY?2?dz1??F? （2-19） 进行齿根弯曲疲劳强度验算 （1）确定上述公式内的各数值 重合度系数Y?为：
Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.69 （2-20） 1.69齿间载荷分配系数KF?为：齿向载荷分布系数KF?：
KF??11??1.45 Y?0.69（2-21）
系数K为：K?KAKVKF?KF??1.5?0.85?1.41?1.12?2.01 （2-22） 由图12-14查得: KF??1.12 （2-23） 载荷修正系数YSa由图12-22可取：
YSa1?1.55，YSa2?1.66；
齿形系数YFa可由图12-21取得 ：
YFa1?2.75，YFa2?2.45；
弯曲疲劳极限?Flim由图12-23 c可取：
?Flim1?550MP，?Flim2?430MP
弯曲最小安全系数SFmin根据表12-14可取：SFmin?1.25 应力循环次数NL为：
NL1?60?nth?60?1?3000?12000?2.16?109 （2-24）
NL2NL12.16?109???4.32?108 ip5根据上式所计算值及查参考文献[3]可知弯曲寿命系数YN为：
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