I摘 要 發(fā)展少齒差行星齒輪減速機在國內(nèi)外的優(yōu)勢和劣勢，結(jié)構(gòu)類型及其驅(qū)動原理的地位，必須加以說明。在設(shè)計過程中，各種內(nèi)部網(wǎng)傳輸干擾產(chǎn)生的詳細(xì)檢查;從如何提高軸承的繁榮為出發(fā)點來計算模選擇齒輪減速機壽命，是設(shè)計計算的內(nèi)齒副之間的差別不大，最終設(shè)計的整體結(jié)構(gòu)是合理減速。 關(guān)鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副 IIAbstract Having expounded the planetary gear reducer of a few-tooth difference about its development of the status quo at home and abroad, the advantages and disadvantages, structural type and principle of its transmission. Among the process of designing, having checked detailedly about the interference which generated by internal mesh transmission. From how to improve the life of bearing arms to the starting point, choosing and calculating the modulus of the gear reducer for designing the internal gear pair of a few-tooth difference and the final overall structure of the reducer. Key words：Small tooth number difference planet transmission; Planetary gear reducer; Annular gearIII目 錄摘 要 .IIIAbstract IV第 1 章 緒論 .11.1 概述 11.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式 11.2.1 N 型少齒差行星減速器 11.2.2 NN 型少齒差行星減速器 31.2.3 設(shè)計任務(wù) 4第 2 章 減速器的內(nèi) 齒和外齒輪參數(shù)的確定 .52.1 少齒差傳動原理 .52.2 齒輪齒差的確定 52.3 選定齒輪的精度等級和材料 62.4 齒輪模數(shù)確定 .6第 3 章 軸的設(shè)計 .93.1 軸的材料選擇 93.2 軸的機構(gòu)設(shè)計 93.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .103.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)計 .113.3 強度計算 113.3.1 輸入軸上受力分析 .123.3.2 輸入軸支反力分析 .123.3.3 軸的強度校核 .133.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計 153.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 .153.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 .163.4.3 銷軸套、銷軸的確定 .163.4.4 偏心套基本尺寸的確定 .173.5 軸的設(shè)計 173.5.1 輸入軸的設(shè)計 .183.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計 .21第 4 章 部分零件的校核 234.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 234.1.1 齒輪受力 .234.1.2 輸出機構(gòu)受力 .24IV4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 .244.2 銷軸的強度校核計算 254.3 輸入軸的強度校核 264.4 鍵的校核計算 284.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 .284.4.2 偏心套處鍵的校核 .284.4.3 支座處鍵的校核 .284.5 軸承的校核計算 28總結(jié) 35致 謝 .36參考文獻 370第 1 章 緒論1.1 概述隨著現(xiàn)代工業(yè)機械化，不斷提高自動化水平的飛速發(fā)展，工業(yè)部門需要大量減速器，并要求減速器，體積小，重量輕，傳動比范圍大，效率高，承載能力大，運行可靠，長生活。雖然許多類型的減速機，但普通圓柱齒輪減速大，笨重結(jié)構(gòu)的體積;大傳動比普通蝸輪蝸桿減速機，效率較低 ;擺線針輪減速機，已經(jīng)能夠滿足上面提出的要求，但成本較高，需要專用設(shè)備制造;與漸開線少齒差行星齒輪裝置不僅能基本滿足上述的要求，以及通用的工具開槽機，從而降低成本。能適應(yīng)特殊的條件，范圍廣泛的國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，材料處理和建筑等工業(yè)領(lǐng)域的應(yīng)用下工作。1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式少齒差行星齒輪減速器常用的結(jié)構(gòu)型式有 N 型和 NN 型兩種。 1.2.1 N 型少齒差行星減速器N 型少齒差行星減速器按其輸出機構(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動式和孔銷式三種?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。1圖 1-1圖 1-2圖 1-1 是經(jīng)典的孔銷式 N 型減速器。它是由偏心軸 1，行星齒輪 2，內(nèi)齒輪 3，銷套 4，銷軸 5，轉(zhuǎn)臂軸承 6，輸出軸 7 和殼體等組成。圖 1-2 用于傳輸?shù)脑韴D，傳輸原理總結(jié)如下：當(dāng)電機帶動偏心軸 1 轉(zhuǎn)動時，內(nèi)齒輪 3，因為與殼體是固定的，迫使行星齒輪 2 的內(nèi)齒 3 行星運動圍繞（包括公轉(zhuǎn)和自轉(zhuǎn)）。然而，由于行星齒輪差速器的內(nèi)齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸反向慢動作制成的中心小，所以行星運動。 V 將利用輸出機構(gòu)的行星旋轉(zhuǎn)運動由齒輪比給輸出軸 7 傳遞，從而達到減速的目的。2圖 1-2 V 輸出結(jié)構(gòu)減速器的結(jié)構(gòu)，其特點是一個行星齒輪，以確保在孔直徑的銷比銷的外徑從所述結(jié)構(gòu)中設(shè)置兩倍偏心。在運動過程中，在與在行星齒輪的壁的銷孔恒定接觸，銷型套管，使行星齒輪的輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動通過所述套筒來實現(xiàn)輸入軸減速度的方向相反。1.2.2 NN 型少齒差行星減速器NN 型少齒差行星減速器按其輸出構(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。圖 1-3圖 1-43如圖 1-3 所示，它主要由以下四個部分組成；1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸 1 上做一個偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊 2。2.行星輪 行星齒輪 4 和 7 相聯(lián)結(jié)在一起，安裝在偏心軸頸上；為了減少摩擦，在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉(zhuǎn)臂軸承 3。3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪 5 與機座 6 聯(lián)接在一起，固定不動。4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪 8 與輸出軸制成一整體，把運動輸出。驅(qū)動在圖 1-4 所示原理圖，其原理總結(jié)如下：當(dāng)電機帶動偏心軸 1 轉(zhuǎn)動時，內(nèi)齒輪 5 和外殼 6 因為是固定的，迫使行星齒輪 4 的內(nèi)齒輪 5 的行星運動圍繞（包括公轉(zhuǎn)和自轉(zhuǎn)）。然而，由于行星齒輪差速器的內(nèi)齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸 1 為反向慢動作制成的中心小，所以行星運動。內(nèi)齒輪行星輪 7 和 8 作為行星運動的輸出軸，運動傳播以實現(xiàn)減少目標(biāo)1.2.3 設(shè)計任務(wù)本課題為輸送電動輥道專用的少齒差行星齒輪減速器設(shè)計，主要設(shè)計參數(shù)：功率 120W,減速比 80，工作環(huán)境溫度 0℃-45℃，兩班制工作，要求可裝入直徑100mm 的輥子內(nèi)。要運用計算機繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。4第 2 章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定2.1 少齒差傳動原理圖 3－1 所示是采用銷軸式輸出機構(gòu)的少齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個）、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出）、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫出）等組成。屬于 K-H-V 型行星傳動的一種類型。圖 4 少齒差行星傳動簡圖1－銷孔 2－銷軸 3－銷軸盤－行星輪 －中心輪（內(nèi)齒圈） -偏心距1zzWa當(dāng)內(nèi)齒輪是固定上圖中，作為偏心軸轉(zhuǎn)動的主動件，迫使行星運動內(nèi)環(huán)圍繞行星齒輪，并且通過比等于銷的輸出。當(dāng) - = 1 時，偏心軸的每一轉(zhuǎn)，行星輪轉(zhuǎn)動一個齒的相反方向。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)動，一轉(zhuǎn)的行星旋轉(zhuǎn)，輸出軸也是一轉(zhuǎn)。這是一種傳輸模式，另一種 V 傳輸?shù)哪Ｊ绞枪潭ǖ模D(zhuǎn)臂 H 主動，內(nèi)部齒輪 B驅(qū)動，這樣的情況是設(shè)計工作的情況。2.2 齒輪齒差的確定少齒差傳動一般齒差數(shù)為 1～4，由于傳動比 i＝80，可取齒差數(shù) ＝1。pz當(dāng)內(nèi)齒輪 2 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，構(gòu)件 V 從動時，可由上式得傳動比公式為：12zi??5上式中的“－”號表示從動件 V 與主動件 H 轉(zhuǎn)向相反。當(dāng)構(gòu)件 V 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，內(nèi)齒輪從動（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動的情況），可得出傳動比公式為： 21zi???上式中的“+”號，表示從動件 2 與主動件 H 的轉(zhuǎn)向相同。已知齒數(shù)差 ＝ ＝1，i＝80，可得：Pz2?＝1×80＝80 ， ＝80-1＝79。2z2.3 選定齒輪的精度等級和材料一般選用 7 級精度。內(nèi)齒輪采用 40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為 250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力MPaH60lim??；外齒輪（行星輪）用 20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面MPaF50lim??硬度 ，心部 HR 為 302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，6?HRC MPaH1350lim??齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力 。aF80lim2.4 齒輪模數(shù)確定因為少齒差與常見的正角度變位齒輪行星傳動，高齒面接觸強度和彎曲強度和齒面接觸強度，遠(yuǎn)高于抗彎強度。所以，少齒差齒輪的模數(shù)通常由彎曲強度的測定；根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸和功率要求的初選，然后檢查彎曲強度。在這里，根據(jù)彎曲強度確定模量，因為少齒差傳動一般用短齒內(nèi)齒輪嚙合時，齒面接觸是非常好的，好的，只要行星齒輪的彎曲強度是足夠的，不會有問題的，所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。根據(jù)對齒根彎曲強度彎曲強度上的設(shè)計，設(shè)計公式： 231()[]FaSYkTmdZ???（1）根據(jù)行星輪的表面硬度 查得其彎曲疲勞強度極限 。60HRC90FEMPa??（2）由《機械設(shè)計》書中的圖 10－18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。.82NK（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力6取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝1.4??0.829546.31FNEkMPa????（4）計算載荷系數(shù) K ??FVAK① 試選載荷系數(shù) 3.1?tk② 計算外齒輪傳遞的扭矩 5 32 0.129.09.90.6jPT Nmn???其中電動機選擇，由于電動機與減速器直接相連，所以 =6r/inj③ 取齒寬系數(shù) 12.0?d?④ 查材料的彈性影響系數(shù) ；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為218.9MPaZE;外齒輪的接觸疲勞強度為 。lim26HMPa? lim1350HMPa??⑤ 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 910960(2830)2.76hNnjL???；2.71?⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù) ；9.21?HNK⑦ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)是 s=1.25 MPasKHNH 9.1082.35*90][1lim11 ???2li16[] 4⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑，帶入數(shù)據(jù)得3211 )][(*2.HEdtt ZuTkd???? 16.7tdm?⑨ 計算圓周速度7，帶入數(shù)據(jù)得 v=3.307m/s106??gtndv?⑩ 計算齒寬由 v=3.307m/s，7 級精度，由圖 14-1-14 查得動載荷系數(shù) 1.09；vK?再由表 10-3 查得齒間載荷分布系數(shù) ；1.hFK??再由表 14-1-81 得 使用系數(shù) 。1A由表查得 7 級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 23231.08.0.280.1.06.2513HdKb??? ?????????再由 ， =1.13 查《機械設(shè)計》書中圖 10-13 得 =1.12549bhH? FK?所以載荷系數(shù) =1×1.09×1.1×1.125＝1.35??FVAK（5）查取齒形系數(shù)由《機械設(shè)計》書中圖 10－5 查得 ＝2.24FaY（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由《機械設(shè)計》書中圖 10－5 查得 ＝1.75Sa（7）設(shè)計計算帶入數(shù)值得出： ＝0.36321)][(FSaYdZkTm???可取模數(shù)為 m＝0.5㎜。名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm模數(shù) m 0.5壓力角 n齒數(shù) Z1 80齒數(shù) Z2 79d1 40分度圓直徑d2 39.5齒頂圓直徑` 1240.5ad?8齒根圓直徑 1238.75fd?第 3 章 軸的設(shè)計3.1 軸的材料選擇軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見《機械設(shè)計》表 11.1。本減速器的偏心軸材料選 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為 40Cr 調(diào)質(zhì)。3.2 軸的機構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)和形狀取決于下面幾個因素：1.軸的毛坯種類；2.軸上作用力的大小及其分布情況；3.軸上零件的位置、配合性質(zhì)及其聯(lián)接固定的方法；4.軸承的類型、尺寸和位置；5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。可見沖擊軸結(jié)構(gòu)和多種因素在設(shè)計軸時必須針對不同的情況具體分析的大小。然而，不管具體情況中，軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足：在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應(yīng)便于裝拆，調(diào)整;軸應(yīng)具有良好的制造工藝等。原則總結(jié)為：裝拆方便，準(zhǔn)確，穩(wěn)定，可靠，易于制造，受力合理。軸的結(jié)構(gòu)主要是旨在確定所述軸結(jié)構(gòu)的形狀和大小。在結(jié)構(gòu)設(shè)計通常已知的條件是：在機器的組裝圖中，軸速度，發(fā)送功率，所述軸部件的主要參數(shù)和尺寸等。以下為該傳動的偏心軸的機構(gòu)確定過程：93.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度1. 1 到 2 段利用連軸器接電機，根據(jù) GB/T5O14-2003 選擇連軸器，其長度為 50mm。2.2 到 3 段，由選擇的深溝球軸承 6006，其內(nèi)徑 d=30mm，軸承寬度 B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為 50mm,同時在這段末尾開一個退刀槽方面定位和加工。3. 3 到 4 這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時開一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承 6308，其內(nèi)徑 d=40mm,軸承寬度 B=23mm，所以取這段為 33mm，同時為方便定位和加工開一退到槽。4.4 到 5 這段主要用于支撐滾子用，取為 20mm。5 到 6 這段設(shè)計和 3 到 4 一樣，取其長度為 33mm。5. 6 到 7 之間考慮到安裝設(shè)計一個臺階，每個寬為 3mm，第 7 到 8 段根據(jù)選用的深溝球軸承 NJ204E，其內(nèi)徑 d=20mm,軸承寬度 B=14mm，故取該段為12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為2mm。6. 參考《機械設(shè)計》，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。?452?輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編寫的《機械設(shè)計》第八版中表 6-1查得該平鍵為 14×9×40103.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度:1. 1 到 3 段用于連接輸入軸取其長度為 30mm。1 到 2 為 10mm,2 到 3 為20mm。2.3 到 4 段，根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33112，其內(nèi)徑 d=60mm，軸承寬度為B=30mm,,故取其長度為 36mm。3. 4 到 5 這段主要為方便安裝，取其長度為 90mm。4. 5 到 6 這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33111，其內(nèi)徑 d=55mm，軸承寬度為 B=30mm,,故取其長度為 26mm。4. 第 6 到 8 段為方便軸承定位，設(shè)計一個階梯，且其長度分別為 20mm。第8 到 9 段為輸出軸與連軸器相連部分，故取其長度為 80mm6. 參考《機械設(shè)計》，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。?452?輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機械設(shè)計》，取該軸的倒角為 ，?452?所有倒圓為 r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編的《機械設(shè)計》第八版表 6-1 查得該平鍵為14×9×60。3.3 強度計算軸的材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得材料力學(xué)性能 s 數(shù)據(jù)為：650baMP??3s127a??113.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為280.TNm?齒輪的圓周力903.5.17tcFNd??齒輪的徑向力 2sin'8sin4.7230.47o0.corcT N?????A齒輪的軸向上 2 961.s.17s2xcFNd?3.3.2 輸入軸支反力分析1 在水平平面的支反力，由 ,得0AM??2cBzArBxdRlFl????0.1773.4579625.360.crxzAB Nl ??? ??為負(fù)值說明方向與假設(shè)方向相反。由 ,得0M127230.4(75.36)1495.83AzrBzRFN????2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得 1.61.AyBtN3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 14935.807851.34DzABMRl Nm????' 0769.22zxdF???齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 3615.DyABl????由于齒輪作用力在 D 截面做出的最大合成彎矩'2228.406.785.93zyMNm???2) 做轉(zhuǎn)矩圖280.TNm?3.3.3 軸的強度校核1）危險斷面根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖，扭矩圖，截面 B 和彎矩較大，軸承配合重選引起；D 部分在最大彎矩，和齒輪造成的應(yīng)力集中，因此它屬于危險截面。D 部分的強度校核。2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅為： 6875.931052.DaMPaW????式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .37由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 0m??根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的式（19.3-2） 61211.46.5.098amSK???????????式中 ——45 鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版1?的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得 =270MPa;1??——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機?械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62；K13——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按機械工業(yè)出版社出版的新版?《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19-3-8 查得 =0.92；?——尺寸系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》?中的表 19.3-11 查得 =0.81.?切應(yīng)力幅為： 18012.023.75maaaPTMPW????式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 0m??61 6154.70.89221.0amSK??????? ??? ?????式中 ——45 鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)1?計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得 =155MPa;1??——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版?《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89；K?， ——同正應(yīng)力情況；??——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計??手冊第三卷》中的表 19.3-13 查得 =0.21.??軸 D 截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定221.46701.39.S???????由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-5 可知，[S]=1.3～1.4，故 S＞[S]，該軸 D 截面是安全的。同理可驗證輸出軸也符合強度要求。漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計143.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定在行星齒輪箱，根據(jù)安裝條件選擇軸承的結(jié)構(gòu)尺寸。根據(jù)本設(shè)計的目的和各類軸承的特性可用于雙列球面滾柱軸承。此種軸承能經(jīng)受很大的徑向載荷，同時也能夠承受小量的軸向載荷。能自動調(diào)心的軸承座和多支點軸剛度差。在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑 ＝40㎜，故齒寬1d。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近根據(jù)以上兩1*0.24.8dbm????個限制條件可選定轉(zhuǎn)臂軸承（雙列向心球面滾子軸承）。其參數(shù)如下圖 5 所示：圖 5 雙列向心球面滾子軸承表 4 選用軸承的基本尺寸及性能尺寸（㎜） 極限轉(zhuǎn)速軸承型號d D B r額定動載荷（kN）額定靜載荷（kN） 脂潤滑 油潤滑3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000實際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定由于行星輪分度圓直徑為 280㎜，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》里《輪系》一章中表36.2－42 銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為 10（ =10）。Wz漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計15銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于 7 級精度。一個銷孔的公稱尺寸在理論上設(shè)定銷的外直徑具有兩個中心的距離。但是，不考慮銷孔，銷和銷套機加工和裝配誤差強。對銷孔公稱直徑大小加上賠償金額。太小，它會被要求提高零件的精度。并造成了一些困難大會，當(dāng)過大，日內(nèi)承受銷負(fù)荷的數(shù)量將減少。影響承載能力。而且一般 0.15 至 0.25 毫米，行星輪尺寸小，以較低者為準(zhǔn)，反之亦然，以較高者為準(zhǔn)。這里可取= 0.2 毫米。要初步針孔大小制定。圖 6 是比較圖紙一再得出：圖 6 行星輪簡易工作圖銷孔直徑 ＝44㎜，銷孔公差配合選用 F7，其上下偏差為（+50 ，+25）。Kd銷孔分布圓直徑 =206.4㎜。WD3.4.3 銷軸套、銷軸的確定銷軸式 W 機構(gòu)是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應(yīng)的等分孔所組成。在機構(gòu)上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個補償尺寸 ，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值?＝0.2㎜。?故銷套外經(jīng) ＝44－2×4.9－0.2＝34㎜。'2TKda??銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為 72㎜。漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計16偏心距(即實際中心距) ＝4.9。'a可初定銷軸套內(nèi)徑為 28㎜，即銷軸直徑 =28。gWd根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進行選擇。銷軸套外徑選用 h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016），銷軸套內(nèi)徑與銷軸配合選用 F8/h6，銷軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02），銷軸直徑的上下偏差為（0，-0.016）。以上偏差值是通過查《機械零件設(shè)計手冊》一書中的表 1.1-5和 1.1-6 所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計中采用懸臂梁式銷軸。3.4.4 偏心套基本尺寸的確定偏心套的尺寸要根據(jù)結(jié)構(gòu)要求來確定。其視圖如圖 3-4 所示圖 7 偏心套工作簡圖偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距 e=4.9㎜。其內(nèi)徑初定為 45㎜?？蓳?jù)此推測出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。3.5 軸的設(shè)計軸的設(shè)計特點：在所述軸部件和組件的具體結(jié)構(gòu)，以確定最后的跨度軸和力的支點不能之間精確地確定，因此，此刻的尺寸和分布無法確定，所以軸的設(shè)計，強度計算和軸必須是零，部件的設(shè)計軸交錯，邊畫圖，邊計算邊修改。許多類型的軸材料，這主要是基于鈾的強度，剛度，耐磨損性和設(shè)計的其他要求。 U 和熱處理，以達到上述要求和用途?？紤]到做工來選擇，力求經(jīng)濟圖 3-4漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計17合理的。通用軸材料 35,45,50 優(yōu)質(zhì)結(jié)構(gòu)鋼。最常見的是 45 號鋼。本文所用的軸是 45 號鋼的選擇。其性能如下：表 5 45 鋼的性能材料牌號熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HB) 拉伸強度極限 B?拉伸屈服極限( )s彎曲疲勞極限()1??剪切疲勞極限( )1??許用彎曲應(yīng)力 ??1??正火 25 241?610 360 260 150正火 100 170~217 600 300 275 140回火 100~300 162~217 580 290 270 1355545調(diào)質(zhì) 200 217~255 650 360 300 155 603.5.1 輸入軸的設(shè)計合理形狀軸線應(yīng)滿足：在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應(yīng)便于裝拆，調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造性影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素是：力，大小，方向和分布軸的性質(zhì);軸部分被布置并固定的形式;用軸承的類型和大小;加工軸等。1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 611 0.129.5095936PTNmn??????其中： ---輸入功率，取 120W；1P---輸入轉(zhuǎn)速，取 960 r/min；n2）初步確定軸得最小直徑由于軸的材料選用的為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度 ,屈服MPab750??，彎曲疲勞極限 ，扭轉(zhuǎn)疲勞極限 。通過MPas50??MPa3501???21??《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷表 6-1-19 選取 =126。則有：0A。133min04260.9dAm???漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計18安裝在連接軸直徑的輸入軸的最小直徑，軸的直徑和耦合孔以使所選擇的適應(yīng)，因此需要同時耦合模型的選擇。聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計算：（N.m）ntzwc TKnpT??950式中 ——驅(qū)動功率，KW；——工作轉(zhuǎn)速， r/min；——動力機系數(shù)，由于為電動機，故取 1；wK——工作系數(shù)，故取 1.75；——啟動系數(shù)，取 1；z——溫度系數(shù)，取 1.1；tK——公稱轉(zhuǎn)矩，N.mnT所以， 。49509501.75.16.6cwztpKNm?????按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又考慮到要與電動機的軸相聯(lián)查機械設(shè)計手冊第二卷，選用 GL5 型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 。由于要考慮到軸端有235dm? 160L?鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為 35㎜。其余各段直徑均按 5㎜放大。漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計19F E D C B A圖 8 輸入軸工作簡圖3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及周向定位擬定軸上零件的裝配方案：（1）A-B 段接聯(lián)軸器，軸伸長度通過查《簡明機械設(shè)計手冊 》中表 2-13 可確定A-B 段即軸深長為 58㎜，軸深公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。其間選用 A 型平鍵（GB/T1096-1979)，尺寸為 b×h×L=10×8×53。查《簡明機械設(shè)計手冊》中表 7-2 得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.036）。半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6，A-B 段直徑極限偏差為（ +0.018、+0.002）；（2）B-C 段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長度為 57㎜，該段直徑為 40㎜。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （GB/T276-1994）6208 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；（3）C-D 段的精度不必要求太高，因為在此段不須安裝其他零件，該段直徑為45㎜；（4）D-E 段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結(jié)，所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.043）。偏心套的長度為 75㎜，故可設(shè)計該段的長度為 77㎜。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是 3516，此段直徑設(shè)定為 45㎜。該段的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；（5）E-F 段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為 22㎜，直徑為 40㎜，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208 型。該段的配合公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計20圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱《機械零件設(shè)計手冊》中表 1.1-6 得出。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本《機械設(shè)計》表 15-2，取軸端倒角為 1.6×45°，軸右端軸肩處圓角半徑為1.6㎜其余各處倒角和圓角參看附圖。3.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計在本設(shè)計中的輸出軸是固定不動的，它與銷軸盤固聯(lián)在一起，這使得銷軸固定不動，從而使得行星輪作平動帶動內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動，最終帶動卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動。其工作圖如圖 9 所示。選用材料：20cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度 ,屈服點 ，彎曲MPab750??MPas50??疲勞極限 ，扭轉(zhuǎn)疲勞極限 。通過《機械設(shè)計手冊》第四版MPa3501???21??第二卷表 6-1-19 選取 =102 有：A2330.*5.076jpdmn???——輸出功率（ =3.33× w）2p2p1——卷筒轉(zhuǎn)速（ ＝26.53r/min）jnjn由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為 53㎜。聯(lián)接支座的部分直徑初定為 55㎜。其他部分尺寸如下圖 3-6 所示。在軸的最左端，使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉(zhuǎn)動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接，所選用鍵（平鍵 GB/1095-1979）的尺寸為 b×h×L=16×10×60。在此采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬 b 上下偏差為（0，-0.043）。軸伸長度經(jīng)查《簡明機械設(shè)計手冊》中表 2-13 可確定 A-B 段即軸深長為 82㎜，即為 A-B 段的長度，軸深公差選用 h7，其上下偏差分別為（0、-0.025）；B-C 段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等，經(jīng)畫圖可初定這一段的長度為 72㎜。為了與相應(yīng)的軸承配合固初定此段的直徑為 55㎜。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 h7,其上下偏差分別為（0、-0.025）；C-D 段要通過卷筒但不安裝任何零件，故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當(dāng)縮小，初定為 52㎜，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為 262㎜；D-E 段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接，漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計21此段的長度為 38㎜，直徑為 55㎜，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）621122型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用 k6，其上下偏圖 9 輸入軸工作簡圖差分別為（+0.021、+0.002）。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為 270㎜。盤的寬度為 30㎜，銷孔直徑與銷軸相同，為 28㎜，銷軸與輸出軸（銷孔）的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074）。銷孔分布圓直徑為 206.4㎜，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。23第 4 章 部分零件的校核少齒差行星齒輪傳動主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構(gòu)件的作用力。參看圖 9，當(dāng)行星輪逆時針以 轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總sn發(fā)向力為 F，而作用給輸出機構(gòu)的合力為： 123Q???圖 9 行星輪受力分析圖 圖 10 行星輪受力簡圖4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析4.1.1 齒輪受力輸出機構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd?表 6 輪齒受力計算公式計算公式項目 代號N 型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出齒輪 圓周力分度圓上1F21.*cbzTFd?24節(jié)圓上tF'21.cos*ct bzTFd??徑向力 ?'2.incscbz?法相力 F 21.*occbTFd??——輸出轉(zhuǎn)矩（ ＝1.4134× N·㎜）2T2T610， ——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（ ＝70， ＝72）czb czb——行星輪分度圓直徑（ ＝280㎜）dcd——實際嚙合角（ ＝39.9°）'?'?——初選嚙合角（ ＝40°）將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：=5889.17N， =5897.78N， =4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。1FtFF?4.1.2 輸出機構(gòu)受力行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當(dāng) ＝ /2 時，Q 為最大即為??。行星輪對銷軸的最大作用力為：maxQ2max.4*cWbzTQRZ?——銷孔分布圓半徑（ ＝103.2㎜）WR——銷軸數(shù)目（ ＝10）ZWZ代入數(shù)據(jù)得出： ＝3195.67NmaxQ4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關(guān)鍵。上圖 10 為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為：= N2max.4()siniWTQRZ???6.143013.80sin???25圖 10 中 F 可分解為 和 （行星輪基圓半徑 ＝131.56㎜）xyFbcr＝ N' 620.6cos0.61430os9.45.17.5bTr????＝ tan =4134.8Nyx'由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力 為：RF22[()max]RxiyFQ???代入數(shù)值得出： ＝15577.46NR4.2 銷軸的強度校核計算由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對齒輪進行校核?，F(xiàn)對銷軸進行校核。懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式： max30.1FFPgWKQLd????式中： ——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。 ＝1.35～1.5，精度低時取大值，mK反之取小值，在次取 ＝1.35m——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得 ＝3195.67N ）axQmaxQ——銷軸直徑（ ＝ 28㎜）gWdgWd——許用彎曲應(yīng)力（銷軸的材料為 20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查取FP?＝150～200）L 的值從下圖 11 中取得，約為 50㎜，則：《max331.59.6708.260.2FgWKQLMPad???F?