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车辆工程毕业设计说明书图纸论文 小型少齿差行星齿轮减速器的设计【三维图】【车辆工程毕业设计说明书图纸论文】.z

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本科学生毕业设计说明书设计题目：少齿差行星齿轮减速器的设计学 院：年 级：专 业：姓 名：学 号：指导教师： 2016 年 5 月 10 日摘要少齿差行星齿轮减速器的传动系统是通过具有齿数差很小的齿轮间相互啮合产生的，同时因为齿轮之间的齿数相差不大而且非常接近，通常来说，此类减速器的体积很小，质量较轻。在对现代机械的研究过程中，发现少此种类型的减速器优点很多，同时它更是一类新型的减速器，有传动比大的优点。此外，此类减速器传动效率很高。此次设计将利用行星齿轮的内啮合传动原理，计算出减速器的内外齿，以及对轴和其它减速器零部件设计，同时对所产生的各种干涉进行校验，部分零件进行校核。最终设计出一个可以适用于大型客车或卡车使用的便携式小型减速器。关键词减速器；行星齿轮；少齿差AbstractSmall teeth difference planetary gear reducer drive by having a number of teeth is the difference between the small gear meshing with each other to produce, since very little difference between the gear teeth, generally speaking, such a volume reducer small, lesser quality . In modern machinery in the research process, We found that many of the small teeth difference planetary gear reducer merit machine, which is a new type of reduction, has a higher gear ratio and transmission efficiency. In addition, such a high reduction gear transmission efficiency.The design principle of the use of the ring gear with small teeth difference planetary gear reducer gear design inside and outside, as well as axes and other gear unit components for structural design, and a variety of interference generated by the interference check, some parts checked. The final design can be applied to a small portable reducer large bus or truck use.Key wordsReducer; Planetary gear; Small teeth differenceII目录摘要IAbstractII前言1第一章 绪论2 1.1 概述2 1.2 少齿差行星减速器的结构型式2 1.2.1 N型少齿差行星减速器2 1.2.2 NN型少齿差行星减速器4 1.2.3 设计任务5 1.3 本章小结5第二章 减速器的内齿和外齿轮参数的确定6 2.1 少齿差传动形式6 2.2 齿轮齿差的确定7 2.3 选定齿轮的精度等级和材料7 2.4 齿轮模数确定7 2.5 本章小结11第三章 轴的设计11 3.1 轴的材料选择12 3.2 轴的机构设计12 3.2.1 偏心轴的设计12 3.2.2 输出轴的机构设计13 3.3 输入轴的设计14 3.4 强度计算17 3.4.1 输入轴上受力分析17 3.4.2 输入轴支反力分析17 3.4.3 轴的强度校核19III 3.4.4 转臂轴承的选定20 3.5 本章小结21第四章 部分零件的校核22 4.1 齿轮传动分析22 4.1.1 齿轮受力22 4.1.2 转臂轴承受力24 4.2 轴承的校核计算24 4.3 本章小结26第五章 相关干涉校验27 5.1 内外齿轮顶圆啮合角27 5.2 重合度验算27 5.3 齿廓重迭干涉验算27 5.4 渐开线干涉检查29 5.5 本章小结29第六章 效率计算30 6.1 两对内啮合齿轮的效率30 6.2 行星结构的啮合效率31 6.3 转臂轴承效率31 6.4 减速装置的总效率31 6.5 本章小结32第七章 箱体与附件的设计33 7.1 减速器箱体材料及结构33 7.2 减速器附件平衡块的设计33 7.3 密封和润滑方式34 7.4 本章小结34结论35参考文献36附录37致谢38少齿差行星齿轮减速器的设计前言齿轮有着悠久的发展过程历史，同时也伴随着人类进化文明的发展，早在约公元前1950年的时候，在历史记载上就早已出现了如何使用齿轮的详细记录。此外，在早期的南北朝时期就有了祖冲之这位伟人利用行星齿轮的原理发明创造了差动驱动式指南车，由此可见，我们中华民族在如何合理利用行星齿轮传动中十分有先见之明。虽然在人类的历史上使用齿轮机构来做机械传动的时期非常早，但是对于齿轮齿形的深入研究是直到18世纪后才开始的，这个时候其方法采用的是利用铣刀铣削齿轮，此种加工方法效率十分低。然而通过人们在研究行星齿轮这一课题上，首先取得至关重要的进步是德国在1713年研究出首个行星齿轮传动装置的专利，在此之后，人们便将其用在大多数汽车的零件差速器上，第二次大战之后，它又被广泛应用在速度高且功率大的军舰以及飞机发动机上。我国在大约20世纪50年代左右便已经渐渐地将关于行星齿轮传动的系统研究以及齿轮的调制工作，自此以来便愈发在齿轮研究上取得更大的成就以及研究成果。自从改革开放发展以来，由于我国日益发展的科学方法与愈发完善的技术，并且积极从其他工业发达的国家逐渐地引进更多先进技术和优良的机械设备，正是由于我国拥有着大批机械科研人才，也是通过他们的艰苦不懈的奋斗、坚持科研、兢兢业业的工作才令我国的行星传动技术取得了巨大的飞跃，立足于世界先进水平。第一章 绪论1.1 概述由于科技化水平地日益进步，工业化的进程也愈发迅速，机械自动化正在世界的舞台上扮演着更加重要的角色。伴随这一现象随之而来的导致了对减速器的需求急剧增加，许多工业部门在对减速器大量使用的同时，也对减速器的特点及性能提出了更加严格的要求。现在普通的减速器体积庞大，结构复杂且不便于携带。虽然有些减速器可以满足一些优点。例如摆线针轮减速器能满足体积小，效率高，但是制造此类减速器必须用专用的设备，成本偏高。这是在这种情况下，此类减速器体现出了它的必要性，它不仅具有以上的优点，同时它的效率高且其传动比范围大，寿命长等同样不容忽视。同时还可以使用通用的工具加工，从而使成本大幅度降低。此减速器能适应多数特殊的条件，范围广泛；其中包括国防、化工、仪表制造，材料处理和建筑等一些工业领域。1.2 减速器的结构形式少齿差减速器传动形式较多，其中主要有三内啮合和锥齿，而最主要的传动形式是渐开线式和双内啮合式两种。 1.2.1 N型齿轮减速器N型少齿差减速器按照输出分为:内齿轮固定，低速轴输出；输出轴固定，内齿轮输出；波纹管机构；双曲柄机构四种。1-偏心轴 2-行星齿轮 3-内齿轮 4-销套 5-销套 6-转臂轴承 7-输出轴 8-壳体图1-1 少齿差N型销轴式减速器图1-2 N型销轴式减速器传输原理图图1-2为N型销轴式传输原理图，其工作运动过程如下所述：内齿轮是与减速器的壳体相连固定不动的，当输入轴1运转时，会迫使行星齿轮2的内齿3做行星运动（其中行星齿轮包括公转和自转）。然而，齿轮进行行星运动的原因是由于少齿差行星齿轮减速器相互啮合的齿轮齿数相差很少，故综上所述减速器可以实现减速的功能。1.2.2 NN型少齿差减速器两对少齿差齿轮副构成NN型少齿差减速器，他们来一起实现减速任务；与其他减速器输出构件不同的是，此种类型减速器直接由内齿轮输出，但有时也根据实际工作情况，由外齿轮或者齿轮轴输出。下图1-3为以内齿轮输出，概括此类减速器的工作过程。图1-3 NN型传输原理图图1-4 NN型减速器结构原理简图如图1-3所示，各个组成部分如下所示；1. 转臂 左边为输入轴，为了让这个减速器构成转臂，做一个偏心轴颈形成偏心轴。为了能使齿轮安装在偏心轴上保持平衡，决定在偏心轴的两侧装上两个平衡块。2. 固定的内齿轮 左边的内齿轮和减速器的机座外壳相连，使其固定。3. 行星轮 行星齿轮的位置是在减速器的偏心轴上；同时，为了减少齿轮和偏心轴之间相互摩擦，决定在他们之间装上两个转臂轴承。4. 输出部分 右边的内和输出轴构成一个轴，传递运动。驱动在图1-4所示原理图，其原理总结如下：内齿轮和外壳因为是固定不动的，当连接的电动机带动输入轴转动时，减速器中的行星轮绕着内齿轮做既公转又自转的行星运动。然而，由于渐开线行星齿轮差速器的内齿齿数与行星齿轮齿数非常接近，故行星齿轮会绕着输入偏心轴的中心做与其运动方向相反的减速运动。同样外齿轮也与内齿轮做行星运动，内齿轮以低速将运动送出，从而实现减速的过程。1.2.3 设计任务本课题主要为中重型卡车及大型客车用的少齿差行星齿轮减速器设计，为了在很小的空间吊装较重的变速器，要求设计体积小、操纵方便、便于携带、起重省力的小型减速器。最终画出设计所需的总装配图，零件图，完成相关设计的标注及编写说明。1.3 本章小结本章主要介绍了本次设计的少齿差行星齿轮减速器的历史背景及研究的意义。对于此种类型的减速器按照其结构形式的不同进行了分类，并且分别对各个类型的减速器进行了结构和原理的说明，同时明确了此次设计的设计任务和要求。4第二章 计算减速器的相关齿轮参数2.1 少齿差传动形式双内啮合少齿差减速器的传动比分为三类：如下图2-1所示是NN型减速器少齿差原理简图。一种为一个内齿轮固定，另一内齿轮与行星外齿轮连为一体，另一外齿轮连同低速轴输出；第二种为一个外齿轮固定，一内齿轮与另一个外齿轮连为一体，另一个内齿轮输出；第三种为一个内齿轮固定，两个行星外齿轮连为一体，另一个内齿轮作低速输出。此次设计选用第三种形式。1、3-行星轮 2-固定内齿轮 4-输出内齿轮图2-1 NN型少齿差行星传动原理简图这种传动形式的传动比为: (2-1) 其中；由于内外齿轮齿数数值不同，可使减速器的输入输出转向同向或反向。要想获得较大甚至比K-H-V型减速器传动比更大，可以通过搭配（Z2Z3-Z1Z4）使其值很小来实现。为了得到相同的中心距，通常取两对齿轮的模数相同，齿数差相同，当固定内齿轮齿数大于输出内齿轮齿数时，传动比大于0，即n方向与输出内齿轮转向相同，否则，反之。02.2 齿轮齿差的确定此种类型的减速装置中常见的齿差数为，本设计中，因为传动比，则齿差数为2。内齿轮固定，转臂，行星轮为、，内齿轮连接输出轴输出。由传动比确定四个齿轮的齿数。取 （2-2）则式（2-1）可写成 （2-3）已知齿数差2，42，由式（2-3）得出：41、。2.3 选定齿轮的精度等级和材料一般选用7级精度。行星轮选用,热处理方式为：渗碳淬火，精度,，心部。，表面硬度为。内齿轮材料选，内齿轮：先进行调质后，然后再表面淬火,精度为，调质硬度为；。2.4 齿轮模数确定一般按照测定强度来确定行星齿轮的模数。原因是少齿差与常见的正角度变位齿轮行星传动，减速器中齿轮的弯曲强度和减速器齿轮齿面接触强度，远高于减速器齿轮的抗弯强度。根据结构尺寸和功率要求进行齿轮模数初选，然后检查齿轮弯曲强度。在本设计中，根据弯曲强度去选择齿轮模数，因为此类减速器通常选短齿内齿轮啮合，齿面接触是非常好的，所以只要行星齿轮的弯曲强度是足够的，便不会出现问题，所以在确定齿轮的模数时，便只需根据行星齿轮的弯曲强度限制选用齿轮模数。齿轮齿根弯曲强度，公式为： （2-4） 1) 行星齿轮表面硬度，可知。2) 根据机械设计书中图，可知其。3) 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S1.4 （2-5）4) 计算载荷系数K （2-6）1 试选载荷系数2 计算外齿轮传递的扭矩 （2-7）其中电动机选择，由于电动机与减速器是相连在一起的，所以3 取齿宽系数4 查材料的弹性影响系数；内齿轮;外齿 轮。5 计算应力循环次数 （2-8） （2-9）6 查图得接触疲劳寿命系数；7 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是s=1.25 （2-10） （2-11）8 小齿轮分度圆直径 （2-12）带入数据得9 计算圆周速度 （2-13）带入数据得10 计算齿宽由，级精度，由图查得；再由表可知齿间载荷分布系数 ；再由表确定使用系数。当采用7级精度、行星布置时，再由，=1.13查机械设计书中图10-13得=1.125所以载荷系数=11.091.11.1251.355) 查取齿形系数由机械设计书中图105查得 2.246) 查取应力校正系数4由机械设计书中图105查得 1.757) 设计计算带入数值得出： 0.36 （2-14）可取模数为m1mm。表2-1 相关参数名 称符号计 算 公 式结 果 /mm模数m1压力角齿顶高系数数0.8外齿轮齿数39/40外齿轮变位系数0.46/1.25啮合角内齿轮齿数41/42插齿刀齿数25分度圆齿厚增量系数插齿刀插制内齿轮啮合角内齿轮变位系数标准中心距a0安装中心距中心距变动系数y齿顶高变位系数齿顶高外齿轮1.86内齿轮-0.68分度圆半径外齿轮19.5/20内齿轮20.5/21齿顶圆半径外齿轮21.36/21.86内齿轮21.18/21.68基圆半径外齿轮18.324/18.794内齿轮19.264/19.7342.5 本章小结本章的内容主要是计算减速器的内外齿轮的相关参数，确定此设计中减速器的传动形式，根据要求明确齿轮相差的齿数和齿轮的模数，计算出齿轮的基本参数，并且确定此设计中减速器选用的齿轮的材料和精度等级。第三章 轴的设计3.1 轴的材料选择在减速器的设计过程中轴的设计至关重要不容忽视，通常工件工作平稳可靠的保障来自于轴类零件的结构设计。轴类零件的设计要考虑多个方面，例如工件如何定位安装等，一切回转零件的运动和动力的传递都是由轴来实现，故轴的设计合理可靠尤为重要。轴的材料可供选择的种类众多，但设计中选择轴的材料时最常见的是碳钢、合金钢。此次设计中轴的材料选择。3.2 轴的机构设计轴的设计过程中需要尤其注意轴的结构形状，原因是设计时，轴的结构与尺寸受到许多情况的影响，例如零件的大小及安装位置，零件的作用力，以及零件相互的性质。设计轴时还必须考虑到轴上零件的准确运行方位以便于零件的更换与拆装。其设计可总结为：准确，稳定，可靠。 3.2.1 偏心轴的设计下图3-1为本减速器设计中输入轴的设计：1. 第1段，利用连轴器接电机，根据，高速轴第一段长度为8mm。2. 第2段，考虑到减速器左盖厚度，这段轴长度取为15mm。3. 第3段，综合设计已知条件，根据选用的深沟球轴承，其,，以及平衡块的位置，所以取长度为12mm。4. 第4段，主要用于安装行星齿轮，轴承选用深沟球轴承，其内径,，所以取这段为14mm。5. 第5段，考虑到安装平衡块，取6mm。6. 第6段,根据选用的深沟球轴承，其,宽度，所以取这段为5mm。由机械设计可知，选取此类减速器的倒角是，倒圆是r0.2。图3-1 偏心轴输入偏心轴上第1段轴采用平键连接，由新版机械设计手册第3卷（机械工业出版社出版）查得该平键为普通型平键-型 。 3.2.2 输出轴的机构设计图3-2 输出齿轮轴输出轴的各段直径和长度:1. 第1段，内齿轮与行星啮合位置，取长度为6mm。2. 第2段，平衡块的放置位置，取长度为6mm。3. 第3段，根据选用深沟球轴承629，其,，所以取此长度为5mm。4. 输出轴第4段，根据选择的深沟球轴承61803，它的，,所以选择此长度是。5. 第5段，为了实现轴承的，故此段设计成一个阶梯，其长度为。6. 第6段，根据选择的深沟球轴承61901，其，为,故取其长度为6mm。7. 第7段，考虑到减速器右盖厚度，这段轴长度取为14mm。8. 第8段，输出轴和联轴器联接，这段轴长度选为9mm。轴的轴向定位采用平键连接，由机械设计手册查得该平键为普通型平键-C型 GB/T 1096-2003 ,规格为336。由机械设计可知，此减速器输出轴是，全部是。3.3 输入轴的设计轴的设计可供选择的材料多种多样，具体如何选择要结合自己所用的工作场合来决定，但无论具体情况如何都必须保证所使用的材料满足轴的强度及刚度的要求，同时还要考虑到耐磨损及韧性等相关要求。 U和热处理，以达到上述要求和用途。考虑到做工来选择，力求经济。本设计所用的轴是40Cr。其性能如下：表3-1 40Cr的性能()()()100300229269700500320185177213300500650450295170163196500800217255600350255145170196合理形状轴线需按照以下条件：在轴和安装在轴部件具有精确的位置;便于安装。影响轴结构的主要因素是：力，大小，方向和分布轴的性质。1. 求出输入轴上的转矩 （3-1）其中：-输入功率，取120W； 输入转速，取960 r/min；2. 初步确定轴得最小直径因为轴的材料是40Cr，采用的是调质处理，,，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第卷表可知。则有： （3-2）连接联轴器的输入轴是最小直径，取联轴器转矩的计算： （N.m） （3-3）式中驱动功率，KW； 工作转速，r/min； 动力机系数； 工作系数，故取1.75； 启动系数，取1； 温度系数，取1.1； 公称转矩，N.m所以， （3-4）因为需满足在轴端安装键槽，以及轴在结构上的需求，故先将轴的直径设定10mm。3. 轴的结构设计及周向定位轴上零件的装配： A B C D E F图3-3 偏心轴的设计图1 A段接联轴器，轴伸长度为8，轴径为10mm。其间选用型普通平键，尺寸为。2 B段要考虑端盖，此外满足间隙，故初定段长度是15mm，此段直径是11mm。3 C段选深沟球轴承，选择轴承型号（）61901型，在此段安装半圆键。可初定C段长度为12mm，该段直径为12mm。4 D段偏心套上连有轴承，在此可选用深沟球轴承，轴承型号是（GB/T276-1994）61802，可初定D段长度为，直径设定为。5 E段长度为6mm,直径为12mm；6 F段相联的轴承选深沟球轴承型。该段长度为5mm，直径为9mm，轴承的定位通过轴肩和挡圈来定位实现。4 选择轴上所有的圆角和倒角轴端倒角为，轴肩处半径为0.2mm。3.4 强度计算在计算轴的强度时，查询新版机械设计手册第3卷（机械工业出版社出版）中的表，可知材料力学性能数据为： （3-5） （3-6） （3-7） （3-8） 3.4.1 输入轴上受力分析轴传递的转矩为: (3-9)齿轮的圆周力: (3-10)齿轮的径向力: (3-11)齿轮的轴向上: 3.4.2 输入轴支反力分析1. 在水平平面的支反力，由,得 （3-12） （3-13）为负值说明方向与假设方向相反。由,得 （3-14）2. 垂直面内的力，故根据上图 （3-15）3. 做弯矩和转矩图1）齿轮在水平面 （3-16）齿轮在垂直面 （3-17）最大合成弯矩 （3-18）2) 做转矩图如下图3-4所示： （3-19）图3-4 扭矩图 3.4.3 轴的强度校核弯曲应力幅为： （3-20）式中 抗断面系数，由于应力，所以平均力根据机械设计手册第卷内 （3-21）弯曲时疲劳极限，它的数值由新版机械设计手册第卷内表，查得。代表正应力有效，它的数值通过表，并根据配合查得 。表面质量系数，数值根据表，查得。 尺寸系数，数值根据表，查得。切应力幅为： （3-22）其中 抗断面系数，数值根据新版机械设计手册第3卷中的表，查得由于应力，所以平均力 （3-23）式中 扭转疲劳极限，数值根据，新版机械设计手册第3卷中的表，可知。 代表切应力集中，数值根据表，查得 。 ，同正应力情况； 平均应力，数值根据表,查得。轴截面的安全系数由式（19.3-1）确定 （3-24）S数值根据新版机械设计手册第3卷中的表可知，故，故可知此轴截面安全。同理输出轴也合格。 3.4.4 转臂轴承的选定在行星齿轮箱，根据安装条件来选择轴承的型号和尺寸。根据本设计的目的和各类轴承的特性可选用深沟球轴承。行星齿轮的，齿宽。可选用转臂轴承（深沟球轴承）。其参数如下图3-5所示：图3-5 深沟球轴承表3-2 选用轴承的基本尺寸及性能dDBr脂润滑油润滑61802152450.32.11.322000300003.5 本章小结本章的内容为此类减速器中轴的设计与强度计算，首先要选择合适的材料，根据轴上零件的条件合理设计出轴的机构，查取材料选择轴的参数，计算出转矩，然后根据已知条件计算出轴的最小直径和轴上所有的倒角倒圆。接下来进行轴的强度计算，做出受力分析转矩图，校核减速器中输入轴和输出轴的强度校核，并选用符合条件符合轴上零件的特性的转臂轴承。第四章 部分零件的校核在行星齿轮减速器中，行星齿轮所受的作用力来自于内齿轮的作用力、输出机构的作用力和转臂轴承。参看图4-1，当按照逆时针并以的转速回转运动，此时它作用给内齿轮的总法向力的大小是，而作用给的合力是： （4-1） 4.1 齿轮传动分析 4.1.1 齿轮受力内齿轮固定，齿轮分度圆受力： （4-2）表4-1 轮齿受力计算公式齿轮项目代号计算公式NN型传动，b固定，a输出圆周力分度圆上节圆上径向力法相力F 输出转矩（0.6=8.4804Nmm） 行星轮分度圆直径（40mm） 实际啮合角（39.9） 初选啮合角（40）对于本次设计的行星齿轮减速器，由于实际工作是多对齿啮合接触受力，所以在校核强度时，可以只校核齿根强度。由上表可求得=1045N弯曲应力的计算式为: (4-3) (4-4)式中：使用系数；动载系数（）； m模数（m=1)齿形系数（); 重合度系数（）；弯曲强度的寿命（）； 应力修正系数（）；尺寸系数（); 弯曲应力最小（）。 （4-5） 4.1.2 转臂轴承受力转臂轴承在少齿差传动中起着至关重要的作用，它的位置在于减速器的和转臂之间。轴承在高速重载的环境下工作，故还需满足输出机构的条件，因此往往轴承的尺寸被现有的条件所约束。实践证明，设计时应该尽可能的选用高效能的轴承，原因是传动承载能力决定着转臂轴承的寿命。根据上图4-2。如图所示，行星轮所受销轴： =N （4-6）图4-2中F可分解为和 N （4-7）tan=4135N （4-8） （4-9）代入数值得出：1557.46N4.2 轴承的校核计算根据传动要求选用的轴承如下表4-2所示：滚动轴承的寿命校核计算公式： （4-10） 轴承转速，； 轴承寿命指数，对； 寿命因数；速度因数；力矩载荷因数，；冲击载荷因数；温度系数，。 （4-11）表4-2 轴承代号及基本参数型号数目基本参数dDB基本额定动载荷/kNGB/T276-1994619012122462.9GB/T276-1994618022152452.1GB/T276-1994618031172652.2GB286-81629192684.451） 轴承61901，；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，则： （4-12）2）轴承61802，与端盖相连的是相对速度,故；且查得4.58，=0.324，=1.5，=1.2，则： （4-13）而联接轴承的转速与输入轴相同，n960，则： （4-14）3）轴承61803（球轴承），n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2， （4-15）4） 轴承629，其中转速是代表着相对速度，故 （4-16） 且查得3.93，=0.363，=1.5，=1.2，则： （4-17）故全部轴承满足要求。4.3 本章小结本章的内容是齿轮和转臂轴承的受力情况以及相关轴承的校核计算。第五章 相关干涉校验根据对内齿轮副的主要约束条件要求为：重合度=1.050，齿廓重叠干涉=0.050，外齿轮齿顶顶隙。5.1 内外齿轮顶圆啮合角外齿轮顶圆啮合角： （5-1） （5-2）内齿轮顶圆啮合角： （5-3） （5-4）求得： 5.2 重合度验算 =39*tan30.922-tan39.606-41tan24.559-tan39.606/2 =1.162=1.050 （5-5） =40*tan30.712-tan40.222-42tan24.461-tan40.222/2 =1.320=1.050 （5-6）综上所述可知，重合度符合要求。5.3 齿廓重迭干涉验算和配对啮合时： = =1.2715rad （5-7） = =1.1921rad （5-8） =39(+1.2715)+(41-39)(-41(+1.1921) =1.7842=0.050 （5-9）综上所述，齿轮和配对，齿廓重叠条件通过。和配对啮合时： = =1.3224rad （5-10） = =1.2192rad （5-11） =40(+1.3224)+(42-40)(-42(+1.2192) =0.8425=0.050 （5-12)综上所述，齿轮和配对，齿廓重叠条件通过。5.4 渐开线干涉检查 (5-13)即 39-41 （5-14）即 42-40综上所述渐开线干涉限制条件通过。5.5 本章小结减速器设计时，齿轮的选用一定不可以产生干涉，故本章的内容为验证相关零件的干涉条件，包括重合度、齿廓重叠干涉和渐开线干涉的检查。第六章 效率计算6.1 两对内啮合齿轮的效率要求得此类减速器中两对内啮合齿轮的效率，首先查询新版机械设计手册第3卷（机械工业出版社出版）中的式得： = （6-1） 所以 = （6-2） 所以 又由查询新版机械设计手册第3卷（机械工业出版社出版）中的式得： = （6-3）所以 = （6-4）所以 齿廓摩擦系数，则，根据新版机械设计手册第3卷中的式得 = （6-5） = （6-6）6.2 行星结构的啮合效率在双内啮合少齿差传动中，内齿轮作为输出，啮合效率可由啮合功率法推导出为： （6-7）式中 转化机构的啮合效率，。所以可知： 6.3 转臂轴承效率根据新版机械设计手册第3卷中的式可知： （6-8）转臂轴承摩擦系数=0.002，为轴承内径，61901轴承=12，模数m=1，=1，则 （6-9）6.4 减速装置的总效率要想求得此类减速器装置的总效率，则由新版机械设计手册第三卷中的式（）得 （6-10）6.5 本章小结此章的内容为减速器的效率计算，计算的内容主要是两对内啮合的齿轮产生的效率、行星结构的啮合效率、转臂轴承的效率和此减速器的总效率。第七章 箱体与附件的设计7.1 减速器箱体材料及结构减速器的箱体是保障内部零部件能够正常运转工作的前提，合理设计箱体的结构以及正确选择箱体的材料是设计箱体的首要任务。同时在设计时要考虑加工工艺及加工成本的要求。归纳总结应该按以下几个部分来合理设计减速器的箱体：箱体的刚度需保证足够、应合理设计肋板；箱体应具有良好的结构工艺性其中包括铸造工艺性、机械加工工艺性等，同时箱体设计过程中形状应需保证均匀、美观。在本次设计当中箱体材料选用灰铸铁。此次设计中减速器的箱体设为分体式，考虑到减速器的安装和拆卸方便将减速器的外壳分为左、中、右三部分，减速器壳体如下图7-1所示：图7-1 减速器壳体图7.2 减速器附件平衡块的设计由于此类减速器的设计中，因齿数相差很小，采用偏心轴的设计，这就导致了行星齿轮在运转中不能达到平衡运转，所以在偏心轴的两侧装有平衡块，目的是为了让工件可以平稳工作，不产生相对振动。平衡块材料选Q235。因平衡块对称放置于偏心轴偏心部分的两侧，离偏心轴质心的距离为，设平衡块质量为，矢径为r，偏心轴质量为。查得机械原理公式10-3得： （7-1）又 （7-2）解得 （7-3）设矢径 ，得 7.3 密封和润滑方式本减速器中，所有润滑方式均采用脂润滑，密封方式采用凸缘式轴承盖，用FA型橡胶防尘密封圈，代号: GB/T 10708.3-2000加以密封。7.4 本章小结减速器设计到此章节时已经基本完成，本章的内容是设计并选用减速器的箱体和附件，包括箱体的材料及结构，减速器的附件即平衡块的质量和设计的减速器所采用的润滑方式。结论本文探索性的设计出了双内啮合式少齿差行星齿轮减速器，通过查找现有的资料对