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一齿差行星齿轮减速器实体建模与装配设计【三维UG】【全套CAD图纸+毕业论文】

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20140518 MAR47 一齿差行星齿轮减速器实体建模与装配 CAD图纸(1).dwg

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关键词：: 一齿差行星齿轮减速器实体建模装配三维 ug 全套 cad 图纸毕业论文

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摘要

对一齿差行星齿轮减速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中，对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算；从如何提高转臂轴承的寿命为出发点，来计算选择减速器齿轮的模数，进行一齿差内齿轮副的设计计算，最终合理设计减速器的整体结构。

关键词：一齿差行星传动；行星齿轮减速器；内齿轮副

Abstract

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 gear

摘要 II

Abstract III

第1章绪论 1

1.1 概述 1

1.2 一齿差行星减速器的结构型式 1

1.2.1 N型一齿差行星减速器 1

1.2.2 NN型一齿差行星减速器 3

第2章一齿差行星齿轮减速器总体参数的设计 5

2.1 课题参数拟定 5

2.2 确定电动机的型号 5

2.3 传动比分配 5

2.4 动力运动参数计算 6

第3章一齿差行星减速器的内齿和外齿轮参数的确定 7

3.1一齿差传动原理 7

3.2 齿轮齿差的确定 7

3.3 选定齿轮的精度等级和材料 8

第4章轴的设计 12

4.1 轴的材料选择 12

4.2 轴的机构设计 12

4.2.1 输入偏心轴的结构设计 13

4.2.2 输出轴的机构设计 13

4.3 强度计算 14

4.3.1 输入轴上受力分析 14

4.3.2 输入轴支反力分析 15

4.3.3 轴的强度校核 16

第5章浮动盘式输出机构设计及强度计算 18

5.1 机构形式 18

5.2几何尺寸的确定 18

5.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 18

5.4 啮合效率 18

5.4.1 一对内啮合齿轮的效率 18

5.4.2 行星结构的啮合效率 19

5.5 输出机构的效率 19

5.5.1 用浮动盘输出机构 19

5.5.2 行星机构 19

5.3 转臂轴承效率 19

5.4 总效率 20

第6章部分零件的校核 21

6.1 一齿差行星齿轮传动受力分析 21

6.1.1 齿轮受力 21

6.1.2 输出机构受力 22

6.1.3 转臂轴承受力 22

6.2 销轴的强度校核计算 23

6.3 输入轴的强度校核 23

6.4 键的校核计算 25

6.4.1 联轴器处键的校核 26

6.4.2 偏心套处键的校核 26

6.4.3 支座处键的校核 26

6.5 轴承的校核计算 26

总结 32

致谢 33

参考文献 34

第1章绪论

1.1 概述

随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而渐开线一齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。

1.2 一齿差行星减速器的结构型式

一齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有N型和NN型两种。

1.2.1 N型一齿差行星减速器

N型一齿差行星减速器按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动

式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。

装配图.JPG

齿轮1.JPG

齿轮2.JPG

输出轴.JPG

输入轴.JPG

轴承盖.JPG

左端盖.JPG

内容简介：: 毕业设计（论文）题目一齿差行星齿轮减速器实体建模与装配应用技术学院机械设计制造及其自动化专业计辅班学生姓名学号指导教师系主任二级学院院长要对一齿差行星齿轮减速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中，对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算；从如何提高转臂轴承的寿命为出发点，来计算选择减速器齿轮的模数，进行一齿差内齿轮副的设计计算，最终合理设计减速器的整体结构。关键词：一齿差行星传动；行星齿轮减速器；内齿轮副 of a of at of by to of to of of a of 录摘要 . . 1 章绪论 . 1 述 . 1 齿差行星减速器的结构型式 . 1 型一齿差行星减速器 . 1 N 型一齿差行星减速器 . 3 第 2 章一齿差行星齿轮减速器总体参数的设计 . 5 题参数拟定 . 5 定电动机的型号 . 5 动比分配 . 5 力运动参数计算 . 6 第 3 章一齿差行星减速器的内齿和外齿轮参数的确定 . 7 齿差传动原理 . 7 轮齿差的确定 . 7 定齿轮的精度等级和材料 . 8 第 4 章轴的设计 . 12 的材料选择 . 12 的机构设计 . 12 入偏心轴的结构设计 . 12 出轴的机构设计 . 13 度计算 . 14 入轴上受力分析 . 14 入轴支反力分析 . 15 的强度校核 . 16 第 5 章浮动盘式输出机构设计及强度计算 . 18 构形式 . 18 何尺寸的确定 . 18 轴与浮动盘平面的接触应力 . 18 合效率 . 18 对内啮合齿轮的效率 . 18 星结构的啮合效率 . 19 出机构的效率 . 19 浮动盘输出机构 . 19 星机构 . 19 V 臂轴承效率 . 19 效率 . 20 第 6 章部分零件的校核 . 21 一齿差行星齿轮传动受力分析 . 21 齿轮受力 . 21 输出机构受力 . 22 转臂轴承受力 . 22 轴的强度校核计算 . 23 输入轴的强度校核 . 23 键的校核计算 . 25 联轴器处键的校核 . 26 偏心套处键的校核 . 26 支座处键的校核 . 26 轴承的校核计算 . 26 总结 . 32 致谢 . 33 参考文献 . 34 1 第 1 章绪论述随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而渐开线一齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。齿差行星减速器的结构型式一齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有 N 型和两种。型一齿差行星减速器齿差行星减速器按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。 2 图 1 1 1典型的孔销式主要由偏心轴 1，行星齿轮 2，内齿轮 3，销套 4，销轴 5，转臂轴承 6，输出轴 7 和壳体等组成。图 1其传动原理简图，传动原理简述如下：当电动机带动偏心轴 1转动时，由于内齿轮 3与机壳固定不动，迫使行星齿轮 2绕内齿轮 3作行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构 V 将行星轮的自转运动按传动比 3 1i 而传递给输出轴 7，从而达到减速的目的。图 1 V 结构为减速器的输出结构，其特点是从结构上保证行星齿轮上的销孔直径比销轴套的外径大两倍偏心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入轴方向相反的减速运动。 N 型一齿差行星减速器一齿差行星减速器按其输出构件的不同，又可分为外齿轮输出和内轮输出二种型式。以下以内齿轮输出为例来简述其组成和原理。图 1 1图 1主要由以下四个部分组成；输入轴 1 上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心 4 轴颈的两侧装有平衡块 2。行星齿轮 4 和 7相联结在一起，安装在偏心轴颈上；为了减少摩擦，在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承 3。内齿轮 5与机座 6 联接在一起，固定不动。内齿轮 8与输出轴制成一整体，把运动输出。传动原理简图如图 1示，原理简述如下：当电动机带动偏心轴 1 转动时，由于内齿轮 5与机壳 6 固定不动，迫使行星齿轮 4 绕内齿轮 5 做行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴 1中心所作的运动为反向低速运动。行星轮 7与输出轴上的内齿轮 8作行星运动，把运动传出去，达到减速的目的。 5 第 2 章一齿差行星齿轮减速器总体参数的设计题参数拟定拟定本课题为设计专用的一齿差行星齿轮减速器设计，主要设计参数：输入功率出的转速为 16r/作环境温度 0 两班制工作，设计年限为 10年，每年按照 300 天来计算。要求运用计算机绘制其主要工作零部件平面视图和减速器总装配图。定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较，查机械基础 0 及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：方案电机型号额定功率机转速 r/机质量考价格（元）传动比同步转速满载转速 1 500 1440 38 760 90 2 6 000 960 63 1022 60 3 50 720 79 800 45 表二为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为 1500r/ Y 系列电动机，型号为查机械基础录 51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸 (见以下两表：电动机的技术数据电动机型号额定功率（同步转速（ r/ 满载转速（ r/ 堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩500 1440 动比分配工作机的转速 / 1 4 4 0 / 1 6 9 0 ( / m i n )i n n r 总满取 16i 6 力运动参数计算（ 1）转速 n 0 1 4 4 0 / m i nn n r满 (2)功率 P 0 5 ) 10 5 . 5 0 . 9 9 0 . 9 9 5 . 3 9 ( )P P k w 联轴器轴承(3)转矩 T 0 0 09 5 5 0 / 9 5 5 0 5 . 5 / 1 4 4 0 = 3 6 . 4 7 5 N . m )T P n （10 3 6 . 4 7 5 0 . 9 9 0 . 9 9 1 6 5 7 1 . 9 8 6 ( )T T i N m 联轴器轴承把上述计算结果列于下表：参数轴名输入功率（转速 (r/输入转矩（传动比传动效率轴 0（电动机轴） 440 0 1（高速轴） 6 7 第 3 章一齿差行星减速器的内齿和外齿轮参数的确定齿差传动原理图 3示是采用销轴式输出机构的一齿差行星传动简图，它主要由偏心轴、行星轮（两个）、内齿轮、销套（未画出）、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。属于图 3 3主要由偏心轴，行星齿轮，内齿轮，销套，销轴，转臂轴承，输出轴和壳体等组成。图 1动原理简述如下：当电动机带动偏心轴 1转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构 i 而传递给输出轴，从而达到减速的目的。轮齿差的确定一齿差传动一般齿差数为 1 4，由于传动比 i 90，可取齿差数1。当内齿轮 2 固定，转臂件 V 从动时，可由上式得传动比公式为： 121zi 上式中的“”号表示从动件转向相反。当构件 V 固定，转臂 H 主动，内齿轮从动（即相当于卷筒转动的情况），可得出传 8 动比公式为： 221zi 上式中的“ +”号，表示从动件 2 与主动件 H 的转向相同。已知齿数差1 1， i 90，可得： 2z 1 90 90 ， 1z 9089。定齿轮的精度等级和材料一般选用 7 级精度。内齿轮采用 40热处理要求：调质后表面淬火，调质硬度为 250面接触疲劳极限应力 00 ，齿轮齿根弯曲疲极限应力 50 ；外齿轮（行星轮）用 20碳淬火，低温回火，表面硬度 60心部 302面接触疲劳极限应力 350 ，齿轮齿根弯曲疲极限应力 00 。（ 2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为： 1231 12 . 3 2 ( ) u 确定载荷系数 K 因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础 5 8，得 K 的范围为取 K 接触疲劳许用应力 l i S ）接触疲劳极限应力由机械设计学基础 30 中的值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得 45钢的调质处理后的极限应力为 600 560 ）接触疲劳寿命系数 9 应力循环次数公式为 N=60 n 工作寿命每年按 300 天，每天工作 2 8小时，故 300 10 2 8)=48000h 0 1 48000=109 9 812N 1 . 3 4 4 1 0N = 3 . 2 0 7 6 1 0i 4 . 1 9 查机械设计学基础 31，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ) 接触疲劳强度的最小安全系数机械设计学基础 10，得 1 ）计算接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 l i m 1 11m i 0 1 . 0 2 6121Z M P a M P l i m 2 22m i 0 1 . 1 5 6441Z M P a M P ）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础4 12，得到齿宽系数的范围为 1d 。）计算小齿轮直径于21，故应将1p代入齿面接触疲劳设计公式，得 2 131 12 . 3 2 ( ) 5 6 . 8 5 m T ud u 圆周速度 v 111 1 . 4 3 5 /6 0 1 0 0 0m s 查机械设计学基础 7， 3 10 和 0 63 10 ，查机械设计学基础 34 得，， )弯曲疲劳强度的最小安全系数传动要求一般的可靠性，查机械设计学基础 10，取）弯曲疲劳许用应力将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得 F l i m 1F P 1 N 1F m i Y = 1 M P a = 1 5 0 M P . 2 F l i m 2F P 2 N 2F m i Y = 1 M P a = 1 4 1 . 6 7 M P . 2 ）齿根弯曲疲劳强度校核 311 1 112 2 1 . 5 8 2 . 5 1 1 0= 2 . 8 1 M P a = 6 3 . 4 3 M P 3 6 0F F F b m d 312 2 212 2 1 . 5 8 2 . 5 1 1 0 2 . 2 4 5 2 . 4 36 0 3 6 0F F F M P a M P ab m d 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。 12 第 4 章轴的设计的材料选择轴的毛坯多用轧制的圆钢或锻钢。锻钢内部组织均匀，强度较好，因此，重要的大尺寸的轴，常用锻造毛坯。轴的常用材料机械性能见机械设计表本减速器的偏心轴材料选 45 钢调质，齿轮输出轴跟输出内齿轮的材料相同为 40 的机构设计轴的结构和形状取决于下面几个因素：合性质及其联接固定的方法；寸和位置；配方法以及其他特殊要求。可见影响轴的结构与尺寸的因素很多，设计轴时必须针对不同的情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。总结一条原则是：便于装拆，定位准确，固定可靠，便于制造，受力合理。对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。一般在进行结构设计时的已知条件有：机器的装配简图，轴的转速，传递的功率，轴上零件的主要参数和尺寸等。以下为该传动的偏心轴的机构确定过程：入偏心轴的结构设计 13 根据轴向定位的要求确定各段直径和长度 1. 1 到 2段利用连轴器接电机，根据 5择连轴器，其长度为 50 3 段，由选择的深沟球轴承 6006，其内径 d=30承宽度 B=36时考虑到一个箱盖的厚度问题，故这段取也取为 50时在这段末尾开一个退刀槽方面定位和加工。 3. 3 到 4 这段主要式考虑到齿轮与箱体壁之间的间隙，同时开一退刀槽方便固定用，根据选用的深沟球轴承 6308，其内径 d=40承宽度 B=23以取这段为 33时为方便定位和加工开一退到槽。这段主要用于支撑滚子用，取为 205 到 6 这段设计和 3 到 4 一样，取其长度为 33 5. 6 到 7之间考虑到安装设计一个台阶，每个宽为 3 7 到 8段根据选用的深沟球轴承内径 d=20承宽度 B=14取该段为 12时为方便定位和加工开一退刀槽。以上所开的退刀槽的宽度都取为 2 6. 参考机械设计，取该轴的倒角为 452 ，所有倒圆为输入偏心轴上零件的轴向定位 :连轴器与该轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编写的机械设计第八版中表 6得该平键为 14 9 40 出轴的机构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度 : 1. 1 到 3段用于连接输入轴取其长度为 301到 2 为 10 到 3 为 20 段，根据选择的圆锥滚子轴承 33112，其内径 d=60承宽度为 B=30故取其长度为 36 3. 4 到 5这段主要为方便安装，取其长度为 90 4. 5到 6这段根据选择的圆锥滚子轴承 33111，其内径 d=55承宽度为 B=30故取其长度为 26 14 4. 第 6 到 8 段为方便轴承定位，设计一个阶梯，且其长度分别为 20 8 到 9段为输出轴与连轴器相连部分，故取其长度为 80. 参考机械设计，取该轴的倒角为 452 ，所有倒圆为输入偏心轴上零件的轴向定位 :参考机械设计，取该轴的倒角为 452 ，所有倒圆为连轴器与轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编的机械设计第八版表 6得该平键为 14 9 60。度计算轴的材料为 45钢，经调质处理，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表 s 数据为： 650 360 1 270 1 155 入轴上受力分析轴传递的转矩为 2 800 m齿轮的圆周力 22 2 8 0 0 9 0 3 9 . 5 50 . 1 7 7 齿轮的径向力 22 s i n 2 8 0 0 s i n 4 8 . 7 3 2 7 2 3 0 . 4 7c o s 0 . 1 7 7 c o s 2 0 齿轮的轴向上 22 2 8 0 0 9 6 1 9 . 6 7c o s 0 . 1 7 7 c o s 2 0 15 入轴支反力分析 1 在水平平面的支反力，由 0,得 02 cB z A B r A B x dR l F l F 0 . 1 7 77 2 3 0 . 4 7 0 . 0 5 7 9 6 1 9 . 6 922 7 7 0 5 . 3 60 . 0 5 7 B l 为负值说明方向与假设方向相反。由 0 ,得 7 2 3 0 . 4 7 ( 7 7 0 5 . 3 6 ) 1 4 9 3 5 . 8 3A z r B R N N 2 在垂直平面内的支反力，由图可得 1 7 2 3 0 . 4 7 3 6 1 5 . 2 3 522A y B y F N N 3 做弯矩和转矩图 1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图 1 4 9 3 5 . 8 3 0 . 0 5 7 8 5 1 . 3 4 .D z A z A l N N m 1 0 . 1 7 78 5 1 . 3 4 9 6 1 9 . 6 9 0 z D z x F N m 齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图 3 6 1 5 . 2 3 5 0 . 0 5 7 2 0 6 . 0 7 .D y A y A l N N m 由于齿轮作用力在 2 2 2 28 5 1 . 3 4 2 0 6 . 0 7 . 8 7 5 . 9 3 z D M N m N m 16 2) 做转矩图 2 800 m的强度校核 1）确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图，截面有轴承配合引起的引力集中；截面有齿轮配合引起的应力集中，故属于危险截面。现对 2）安全系数校核计算由于该减速器机轴转动，弯矩引起对称循环的应力，弯矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅为： 68 7 5 . 9 3 1 0 5 2 . 6 51 6 . 6 3 7 5 P a P 式中 W 抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表得由于式对称循环弯曲应力，故平均应力 0m 根据机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 6162 7 0 1 0 1 . 4 62 . 6 2 5 2 . 6 5 1 0 00 . 9 2 0 . 8 1 式中1 45 钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表 =270K 正应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表根据配合查得 K= 表面质量系数，轴经车削加工，按机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表 19得 = 尺寸系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表 =切应力幅为： 1 800 1 2 . 0 22 2 3 3 . 2 7 5m a a M 式中 W 抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表得由于式对称循环弯曲应力，故平均应力 0m 61661 5 5 1 0 4 . 7 01 . 8 9 1 2 . 0 2 1 0 0 . 2 1 1 2 . 0 2 1 00 . 9 2 0 . 8 1 17 式中 1 45 钢扭转疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表 =155K 切应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表根据配合查得 K= ，同正应力情况；平均应力折算系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表得=轴定 2 2 2 21 . 4 6 4 . 7 0 1 . 3 91 . 4 6 4 . 7 0 由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表知，S=故 S S，该轴 D 截面是安全的。同理可验证输出轴也符合强度要求。 18 第 5 章浮动盘式输出机构设计及强度计算构形式浮动盘滚动轴式和浮动盘滚套式，机械工业出版社出版的第 2 版齿轮试论手册上册图为浮动盘滚动轴式，图为浮动盘滚套式，前者用于小功率减速器，结构简单，外形尺寸小；后者用于中小功率，一种装配式结构，变于加工，降低盘体重量。次处设计的少齿差行星齿轮减速器属于小功率，故选浮动盘滚动轴式。何尺寸的确定因前面所设计的式双偏心传动，故两行星轮中间的浮动盘尺寸为： 1 4 ( 3 6 ) 1 4 7 4 2 . 1 4 8 5 + ( a m m 3 6 ) m m = 1 5 5 m 4 ( 1 2 ) 1 4 7 4 8 4 2 . 1 4 8 5 ( 1 2 ) 9 0 d a m m m m 中销轴中心分布圆直径 ( d 滚子外径（； a 偏心距（即齿轮副的中心距）（。轴与浮动盘平面的接触应力 15 4 4 2 . 1 81 9 0 1 9 0 9 9 6 . 1 1 1 0 0 0 1 2 0 09 2 2 P M P M 合效率对内啮合齿轮的效率由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 79）得 59( t a n t a n ) ( t a n 2 0 . 0 2 9 t a n 4 8 . 7 3 2 ) 7 . 2 822cc a 所以 0 . 5 0 . 5 ( 7 . 2 8 ) 7 . 7 8c a 又由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 80）得 60( t a n t a n ) ( t a n 4 8 . 7 3 2 t a n 1 4 . 9 7 7 ) 8 . 3 322ba b a 19 所以 0 . 5 8 . 3 3 0 . 5 7 . 8 3b a 按内齿轮插齿，外齿轮磨齿时齿廓摩擦系数 0 0 E ，取，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 78）得 1 1 1 11 ( ) ( ) 1 0 . 0 8 ( ) ( 7 . 7 8 7 . 8 3 ) 0 . 9 9 8 95 9 6 0HN c 星结构的啮合效率因为 1，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 76）得 () ( 6 0 5 9 ) 0 . 9 9 8 9 0 . 9 3 8 06 0 5 9 0 . 9 9 8 9Hb b c b c 出机构的效率浮动盘输出机构由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 84）得 121 取摩擦系数w=心距 a =轴中心半径47、 2 则 11 0 . 9 9 9 9 62 0 . 0 0 2 2 . 1 3 72 117 3 . 5 星机构由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 81）得 () ( 6 0 5 9 ) 0 . 9 9 9 6 0 . 9 9 7 66 0 5 9 0 . 9 9 9 6Hb b c V Hb c 臂轴承效率由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 86）得 1c o d 滚动轴承摩擦系数B=33112 轴承0，模数 m=3，20 则 20 0 . 0 0 2 6 01 0 . 9 5 7 43 1 c o s 2 0B 效率由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（ 75）得 0 . 9 3 8 0 0 . 9 9 7 6 0 . 9 5 7 4 0 . 8 9 5 9 W H V B 21 第 6 章部分零件的校核一齿差行星齿轮传动主要受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。

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