机械毕业设计66少齿差行星减速器的设计

前言 第 1 页 共 42 页 少齿差行星减速器的设计 前言 少齿差行星传动技术是一种新型的机械传动技术，由于它具有一系列特点：体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，能适应特种条件下的工作，已引起国内外工程界的重视，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，但是我国在这种新型的传动机构的技术水平与国际上一些工业科技水平发达的国家相比，还有很大的差距，主要由于我国从事该项技术研究设计及应用的单位和个人比较少，同时相关的书籍和资料也相当的欠缺。 目前，国内外的减速机构种类繁多，但普通 的圆柱齿轮减速器大多体积和结构比较笨重，普通的涡轮减速器在大的传动比时效率低。国内外的动力齿轮传动正沿着 小型化，高速化，标准化，小振动，低噪音的方向发展，而行星齿轮传动和少齿差及零齿差内轮副的应用是当代齿轮传动的一大特征，是齿轮传动小型化的一个典型标志，行星传动把定轴传动改为动轴传动，采用功率分流，并合理的采用内啮合及均载装置，使行星传动具有显著的优点，主要体现在重量轻，体积小，结构紧凑，传动比范围大结构承载能力强，效率高等。 1选题背景 1.1 研究意义 随着现代工业的发展 ,机械化和自动化水平的 不断提高 ,各工业部门需要大量减速器 ,并要求减速器的体积小、重量轻、传动比大、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传动比时 ,效率较低 ;摆线针轮减速器虽能满足以上提出的要求 ,但其成本高 ,需要专用设备制造 ;而少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。 1.2 少齿差减速器的特点及应用前景 1. 结构紧凑、体积小、重量轻 少齿差行星减速器的设计 第 2 页 共 42 页 由于渐开线少齿差行星传动装置采用的是内啮合，以及结构紧凑的 W 型输出机构，因此使得整体传动装置体积小、重量轻。当传动比相同时，它与同功率的定轴圆柱齿轮减速器相比，体积和重量可以减少将近一半 2. 传动比范围大 对于单级的 K H V 传动形式的渐开线少齿差行星减速器，其传动比范围是10100；两级单联的减速器传动比可达 10010000。对于 2K H 双啮合正号机构的减速装置，其传动比可达 501000，或更大。 3. 效率高 国内生产的单级渐开线少齿差行星减速器的效率一般为 0.80.9；设计合理，制造精度较高的可以达到 0.94。 4. 加工方便、成本较底 这种采用渐 开线齿形的减速装置，由于齿轮副的加工不需要特殊的刀具与专用设备，普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以完成加工制造，材料也可以选用通用的齿轮材料，因此加工方便，制造成本低。 渐开线少齿差行星减速装置由于具有上述特点，因此被广泛的应用于化工、轻工、食品、冶金、纺织、建筑、起重运输等部门。并于上世纪 80 年代应用于国防工业军事装备中。例如通信设备、导弹与火箭发射装备等等。 1.3 国内外的研究进展 自 20 世纪 40 年代末，苏联的学者解决咯额渐开线少齿差避免齿廓重叠干涉的计算方法以后，少齿差行星传动才得到广泛的应用。我国 对少齿差行星传动的研制开始与 1956 年首先由太原工学院进行的。第一台用于工业的产品是在 1960 年制造的，是一台传动比为 37.5，功率为 16KW 的二齿差减速装置，安装在桥式起重机的卷扬机构中，至今情况良好。直到 70 年代少齿差传动装置才得到较多单位的研制，制造和使用。目前已应用于工业、农业记忆国防等许多部门，显示出体积小。效率高等优点。1989 年我国的产量已经达到 34 万台，大多用于力的传动。一产品划分，可分为通用系列减速器和专用配套型（或专用齿轮装置）两种。目前大部分的少齿差行星传动前言 第 3 页 共 42 页 都属于 K H V 型和 2H H 型。 2K V 型的曲柄式少齿差行星传动 ,在原苏联早已用于采煤机械。我国也有研制成功且已用于胶印机的小型双曲柄单偏心及双偏心两种减速器产品 ,年需量目前已达1200 台。这种传动的传动比范围大 ,制造成本低、机械性能好 ,有广阔的应用前景。 K H 型三环减速器 ,系重庆钢铁设计研究院的专利产品 ,由浙江平阳机械制造厂、重庆冶金机械制造厂等生产 ,是 1990 年获国家优秀专利的新型通用减速装置。多年的使用情况表明 ,其技术性能优越 ,制造成本低 ,过载能力强 ,大、中、小功率都适用 ,其输出转矩已达 71kN m ,已于 1985 年起陆续投入批量生产与应用。 综上所述 ,少齿差行星传动就国内水平来讲 ,其传动性能已达到摆线针轮减速器的水平 ,其精度已与谐波减速器相仿 ,而且加工方便 ,结构形式多 ,速比范围广 ,能适应各种机械的需要 ,是一种很有发展前途的传动装置。 国外目前主要有俄国、日本、美国、英国、德国、瑞士等国从事该方面的研制工作，产品主要用于小功率的传动。 1.4 装置传动原理和结构形式 1.4.1 传动原理 如图 1 所示 K H V 渐开线少齿差行星 减速器的传动原理图。 K 是指有一个中心齿轮 即内齿轮； H 指有个行星架（或称为转臂）， 在这里为 一个偏心轴； V 指一个带 W 机构的 输出装置。整个转动部分包括：输入，减速， 输出三个部分。 a输入 图 1 电动机联结输入轴，输入轴上装有偏心套，电动机带动输入轴上的偏心套转动做为输入。 少齿差行星减速器的设计 第 4 页 共 42 页 b减速 当偏心套转动是，由于内齿轮与机座固定不动，迫使行星外齿轮既绕内齿轮做公转又绕偏心套中心做低速自转，从而达到减速的目的。 c输出 从结构上保证行星外齿轮上的销孔与销轴套直径大两倍偏心距，在运动过程中，使销轴套始终与行星外齿轮对 应的销孔壁接触，从而使行星外齿轮绕内齿轮的平动不传递给销轴，仅将绕偏心套中心的低速转动通过销轴套传递给输出轴，实现与输入轴方向相反的减速运动。 1.4.2 结构形式 少齿差行星减速装置的结构形式较多，可分为两大类。一类为 K H V 型渐开线少齿差行星减速装置，只有一对内啮合齿副，又称为 N 型减速装置；另一类为 2K H 型双内啮合正号机构渐开线少齿差行星减速装置，他有两对内啮合齿轮副又称为NN 型减速装置。 A K H V 型渐开线少齿差行星减速装置 K H V 型渐开线少齿差行星减速装置通常按输出机构的形式、减 速器的级数以及使用安装的形式进行分类。 按输出机构 a内齿轮固定低速轴输出 常见的有下列几种形式 （ 1）销轴式，这种减速器使用历史较长，应用范围广，效率也较高，但他要求销孔的加工精度较高，销轴式的结构有以下三种形式。 销轴是悬臂量式，销轴的固定端与输出轴紧配合，悬臂梁端相应的插入行星外齿轮的端面的销孔内，这种结构形式简单，但销轴受力情况不好，并且磨损不均匀。 在销轴悬臂端加均载环式，经试验证明，销轴的受力情况大大改善，加均载环的销轴最大应力比不加的将近小一半。 前言 第 5 页 共 42 页 销轴是简支梁式的。销轴的受力情况更为改善，加工时要求销轴两端的支承孔同心度及分度精度较高，否则安装有难度。 （ 2）十字滑块式，这种结构形式较为简单，加工方便但承载和效率均较低，常用于小功率范围。 （ 3）浮动盘式，折中结构新颖，加工容易，使用效果好，为了减少摩擦损失，在插入浮动盘的销子上套着可转动的销套或者转动轴承。 （ 4）零齿差式，他的特点是一对零齿差的齿轮副将行星外齿轮的反向低转速传递给输出轴，零齿差是指齿轮副的内外齿轮的齿数相同，但内外齿轮的齿间间隙较大。通常，零齿差的齿轮副的内齿 轮与行星外齿轮作成一体，而外齿轮与输出轴连接，把行星外齿轮的低转速转动通过零齿差齿轮副的外齿轮传递出去，这种输出机构的结构形式简单，制造也比较简单，适用于一齿差减速装置。对于二、三齿差传动，由于偏心距增大要求零齿差齿轮副的齿间间隙，将增加振动噪声，降低传动效率。 b内齿轮输出 （ 1）内齿轮连同机壳输出， W 输出机构的销轴固定不动，行星外齿轮只能做平动而不能做转动，迫使内齿轮连同卷筒输出，这是常见的卷扬机结构形式。 （ 2）双曲柄式，高速轴通过定轴轮系减速后带动行星外齿轮，然后通过内齿轮输出，双曲柄机构不 是 W 输出机构，而是代替了转臂 H，并使 W 机构省略。这种减速装置由于放置了同步啮合的定轴轮系，经减速后再将运动传递给少齿差轮系，因而可以获得较大的传动比。如在相同的总传动比的情况下，它的传动平稳性有所提高，但结构的尺寸将稍有增大。 c波纹管 W 机构输出 由于波纹管较薄，行星外齿轮的平动将由波纹管补偿，但波纹管的扭转刚度较好，不能补偿行星外齿轮的低速转动，只能传递给内齿轮输出。这种机构以波纹管的形变能损失替代了摩擦损失，可以获得较高的机械效率。 按减速器级数分为： a 单级减速器 少齿差行星减速器的设计 第 6 页 共 42 页 传动比从 9100 左右，这种形式应用 最普遍； b双级减速器 将两个 K H V 型机构串联，传动比可以从几十到一万多，如果要传动的传动比比单级的大比双级的小，可采用单级 K H V 型机构传动与一级定轴圆柱齿轮串联或与 2K H 型机构串联。 c按安装类型分 安装类型有卧式和立式两种。 B 2K H 型减速装置 2K H 型减速装置由两对渐开线少齿差齿副组成，它们共同承担减速任务，它不需要其它的输出机构，由内齿轮或齿轮轴直接输出，由于这种减速装置有两个中心齿轮，因此它不属于 K H V 传动，而属于 2K H 型双啮合正号机构传动。 按其输出机构不同可分为两类： a外齿轮输出 b内齿轮输出 c锥齿少齿差减速装置 2渐开线少齿差行星减速装置的传动比计算 渐开线少齿差行星减速装置的一个重要特点是是传动比范围大，他的传动比可以用多种方法计算，例如直观推算法、作图法、以及相对速度等方法求得。我们这里采用比较简单明了的相对速度计算方法单内啮合的 K H V 型，双内啮合的 2K H型及锥齿少齿差减速装置的传动比。 2.1 K H V 型（ N 型）减速装置的传动比计算 图 2 表示 K H V 型（ N 型）减速装置的传动原理设行星外齿轮 1 的转动角速度为 1，内齿轮 2 的转动角速 度为 2，高速转臂（偏心轴）的转动角速度为 H 。对行星的上述构件都加上同一个角速度 - H， 则 1 变为 1H= 1- H； 2H= 2- H， 渐开线少齿差行星减速装置的传动比计算 第 7 页 共 42 页 而 H则变为 HH= H- H=0 从而将 行星轮系转化为一定轴轮系，可得 （ 1） 2.1.1 当内齿轮固定时的传动比计算 内齿轮固定即将 2=0，高速轴 （转臂） 图 2 输入，行星外齿轮低速自 转输出，计算传动比为 iH1 由 （ 2） 从公式 2 可以看出，为了获得大的传动比 Z1 越大越好，内外齿数差越少越好，当Z1 一定时，则 Z2- Z1=1 时，传动比最大少齿差减速器可以按实际需要做成一、二或三、四齿差形式。公式前的负号表示输入轴与输出轴的转速相反。 2.1.2 当内齿轮输出时的传动比计算 输出轴固定，高速轴（转臂）输入， 内齿输出（图 3）。这时行星外齿轮轮径只 做平动，不做转动即 1=0,计算传动比 iH2 。 121212211iH HHHZi Z 1 2 12H221i Z Z ZZZ 2H221i ZZZ （ 3） 图 3 由公式（ 3）可以看出 Z2 越大 Z2- Z1 越小，则获得的传动比越大。此时，输入轴与输出轴的转速同向。 11H112 12i ZZ ZZZ Z 2 1 21 1 21111ii HH Z Z ZZZ 1 1 11 2 12211HH HH HHH 1 1 212122i HH HHHZZ 少齿差行星减速器的设计 第 8 页 共 42 页 2.2 双内啮合 2K H 型（ NN 型）行星减速装置的传动比计算 双内啮合 2K H 型（ NN 型）行星减速装置的传动比计 算可以分为一下三种情况。 2.2.1 如图 4 所示的传动形式 内齿轮 4 固定，即 4=0，内齿轮 2 与行星外齿轮 3 连为一个整体 ， 即 2= 3，外齿轮连同低速轴输出， 计算 iH1 33 411ii 334 34 ZHH H ZHH 41i3 3ZH Z 1i1 1 1 2i12 1i 3123 ZH H HH ZHHH 图 4 *2 2 41 1 1ii13 *1 1 3Z Z ZHHZ Z Z *13i 1 *2 4 1 3ZZH Z Z Z Z （ 4） 式中（ Z4-Z3） 0, (Z2-Z1)0 从公式（ 4）中可以看出，当齿数差确定后可以调整齿轮 1 与 3 或齿轮 2 与 4 的齿数来获得所需要的传动比，输入轴与输出轴转向相反。 2.2.2 如图 5 所示的传动形式 外齿轮 1 固定即 1=0，内齿轮 2 与行星外齿轮 3 连为一个整体，即 2= 3，内齿轮 4 输出，计算 iH4 112i 12 1 i212 ZHH ZHH 11i22ZH Z 1i3 2 2 4i 34 1i4344 ZH HHH ZHHH *134 1 1 1ii42 *3 2 4ZZZHHZ Z Z 图 5 *24i 4 *2 4 1 3ZZH Z Z Z Z （ 5） 渐开线少齿差行星减速装置的传动比计算 第 9 页 共 42 页 式中（ Z4-Z3） 0, (Z2-Z1)0 从公式 5 中可以看出，内齿轮 4 连同机壳输出，并且与输入轴转向相同。 2.2.3 如图 6 所示的传动形式 图 6 图 7 内齿轮 2 与 3 连为一体，即 2= 3。内齿轮 1 做低速输出其传动比的计算式与公式 4 相似即 *13i1 *2 4 1 3ZZH Z Z Z Z （ 6） 式中（ Z4-Z3） 0, (Z2-Z1)0 这种传动形式，根据齿轮 1 与齿轮 4 选用的齿数不同可以预设输入与输出的转向相同或不同，并且可以将齿轮搭配的使（ Z2*Z4-Z1*Z3）的值很小，从而获得比 K H V减速装置大的多的传动比。 2.3 锥齿少齿差行星减速装置的传动比的计算 图 7 所示为锥齿少齿差减速装置的传动简图。齿轮 1 与 3 做成一个整体，齿轮 2固定，齿轮 4 输出，其传动比计算式为 *14i 4 *1 4 2 3ZZH Z Z Z Z （ 7） 3渐开线少齿差的内齿轮副的干涉和重 合度计算 3.1 渐开线少齿差内齿轮副的干涉 少齿差行星减速器的设计 第 10 页 共 42 页 由于渐开线少齿差的内齿副的内外齿仅相差一、二或三、四齿，因此正常切制的标准齿轮就不能进行正常的啮合传动，将会发生干涉现象，例如，啮合过渡曲线干涉，切齿时顶切和根切，节点对面齿顶干涉，齿廓重叠干涉，径向干涉以及齿顶和非渐开线部分的干涉。 3.1.1 过渡曲线干涉 用滚刀加工或插齿刀切制齿轮时，刀顶 和啮合线 PN有一个交点 K，此点称为渐开 线的极限啮合点，切制出来的齿形在 K点 以上 的齿廓为渐开线，在 K点以下的齿根 部分为非渐开线称为过渡曲线， K点为过 渡点， KN对应的角 g为过渡角，当一齿 o1 轮与被加工的齿轮相啮合时，如齿顶的啮合 图 8 线的交点在过渡点 K 以下，则齿顶的渐开线将与相啮合的过渡曲线干涉，导致不能正常啮合传动。过渡曲线干涉有一下三种。 a内齿轮与插齿外齿轮根部过渡曲线干涉 用插齿刀插制外齿轮如图 8 所示 K1 为过渡点被切齿轮齿廓上的最小渐 开线半径为 N1K1= r01tang1=N1N0-K1N0 t a n t a n1 2 00 1 0r r rb b b a (8) 式中 g1 为过渡角0a为插齿刀齿顶圆压力角 0 1 0t a n t a n t a n1 0 1 011z z zgazz （ 9） 插制的外齿轮和内齿轮的啮合情况如图 9 所示内齿轮齿顶与啮合线 N1N2的交点为 K2， K2 为极限啮合点，外齿轮参与啮合的渐开线的最小曲率半径为 t a n2 1 21 2 1 2N N N NK r Kb k 渐开线少齿差的内齿轮副的干涉和重合度计算 第 11 页 共 42 页 图 9 图 10 t a n ( ) t a n 2 2 12r r rb b ba （ 10） 其中 K为 外齿轮在极限啮合点的压力角 2 2 1t a n t a n t a n 211z z zk zz （ 11） 当 N1K2N1K1 或 K g时，则内齿轮齿顶不会进入外齿轮根部的过渡曲线区，也就是不会产生过渡曲线干涉，其不干涉条件为： t a n t a n t a n t a n212 01zz t a n t a n 00 0 01z a （ 12） b内齿轮齿顶与滚刀外齿轮根部外过渡曲线干涉 用滚刀滚切外齿轮，如图 10 所示， K1 为 过渡点，被切齿轮齿廓的最小渐开线曲率半径为 ： t a n1 1 1111 PPgNNK r Kb 因为滚刀刀顶离分度线为： *1 mhxa又 22 11c o s1 rr bm Zz 所以， 111*241111t a n t a n1c o s s i n s i n 2b h x h xrrbbaar bzzN Kr *4 111t a n t a n1s i n 211hxaN Kgrzb （ 13） 当21NK11NK时或 K g1 时，则内齿轮齿顶不会进入外齿轮的根部过渡曲线区，少齿差行星减速器的设计 第 12 页 共 42 页 因此不发生过渡曲线干涉的条件式为 *4 1t a n t a n t a n t a n 0212 s i n 21hxazza z （ 14） C外齿轮齿顶与内齿轮根部过渡曲线干涉 由于目前内齿轮的加工以插齿为主， 所以这里所指的内齿轮根部过渡曲线仅对插齿而言。用插齿刀插制内齿轮如图 11 所示，插齿刀刀顶与啮合线的交点 K2 为过渡点； g2 为内齿轮的过渡角；22NK为插制的齿廓上的最大渐开线曲率半径 t a n t a n t a n 2 2 2 0 2 12 g 2 1 2 1 0 0 2N N N NK r K r r rb b b ba （ 15） 图 11 图 12 0 2 0t a n t a n t a n g 2 0 0 222z z zazz （ 16） 插制的内齿轮与外齿轮啮合的情况如图 12 所示 ，外齿轮齿顶圆与啮合线的交点B2 为极限啮合点；内齿轮在该点的的压力角为 b2；22NB为内齿轮齿廓参加啮合的最大渐开线曲率半径 t a n t a n t a n 2 2 2 1 2 12 b 2 1 2 1 1N N N NB r B r r rb b b ba （ 17） 1 2 1t a n t a n t a n b 2 122z z zazz （ 18） 当22NK22NB时或 g2 b2 时，外齿轮的齿顶不进入内齿轮根部的过渡曲线区。因此不能发生过渡曲线干涉的条件为： t a n t a n t a n t a n t a n t a n 0 0 2 10 0 2 0 2 a1z z za （ 19） 渐开线少齿差的内齿轮副的干涉和重合度计算 第 13 页 共 42 页 3.1.2 切齿时的顶切和根切 插齿刀可以视为一个变位齿轮，因此它的齿根部分也有过渡曲线，插齿时，当轮坯的齿顶进入插齿刀的过渡曲线时，就会发生顶切干涉。如果在切制齿轮时参数选择不当，当过渡点进入公切点之内，则刀顶与被加工齿轮将会发生根切。 图 13 图 14 用齿条刀具滚切插齿刀的情况如图 13 所示，齿条刀具刀顶与公法线交点 K0 为过渡点；00NK为插齿刀渐开线齿廓的最小曲率半径， t a n0 0 00 0 0NNK r P K Pb g ta n00N Prb *m 00 s i nhxaKP 2 r 2 r0 b 0m c o szz00 所以 *4 0 0t a n000 s i n 20 hxr b aN Kr b z （ 19） 式中 x0 为插齿刀的变位系数； *4 0t a n t a n0s i n 20hxagz （ 20） g0 为过渡点的压力角 a用插齿刀插制内齿轮时的顶切 用插齿刀插制内齿轮，内齿轮齿顶与啮合线的交点 B2（见图 14）为极限啮合点，20NB为插齿刀参加切齿的最小曲率半径 少齿差行星减速器的设计 第 14 页 共 42 页 t a n t a n t a n 2 b 0 2 2 2 00 b 0 2 2 0 2 0 2N N N NB r B r r rb b ba （ 21） 式中 b0 为对应的过渡角 202t a n t a n t a n b 0 2 0 200zzz azz （ 22） 当20NB00NK时或b0tan0tan g时，则内齿轮齿顶没有进入插齿刀的齿根过渡曲线区。不发生根切现象，其条件为 （ 23） b用插齿刀插制外齿轮时的顶切 用插齿刀插制外齿轮时，外齿轮齿顶圆与公法线01NN的交点 B1 为啮合极限点（如图 15），10N B为插齿刀具参加啮合的最小渐开线半径 t a n t a n t a n1 b 0 1 0 1 10 b 0 0 1 1 0 1 1N N N NB r B r r rb b b a （ 24） 10 1t a n t a n t a nb 0 0 1 100zz z a （ 25） 当10NB00NK时或者b0tan0tan g时，外齿轮的齿顶不会与插齿刀的过渡曲线接触，不能发生顶切现象，其条件为： *4 0t a n t a n t a n t a n 0010 1 0 1 a 1 s i n 2hxazz （ 26） c用插齿刀插制外齿轮是的根切 只要保证插齿刀齿顶圆与公法线的交点 K1 为啮合极限点，不进入公切线（见图 8）就不会发生根切现象。 t a n t a n t a n1 b 1 1 0 1 11 g 1 1 0 0 0 1 0N N N NK r K r r rb b b a （ 27） 1 0 0t a n t a n t a ng 1 0 1 011z z z azz （ 28） 当11NK0 或g1tan0 时不发生根切，其条件为： t a n t a n t a n 0100 1 a 0 0 1zz （ 29） 用插齿刀插制内齿轮时，由于内齿轮的齿根圆大于齿顶圆，渐开线曲率半径由齿顶到齿根越来越大，所以只要不发生顶切就不会发生根切。 *4 0t a n t a n t a n t a n 0202 0 2 0 2 s i n 2hxazza 渐开线少齿差的内齿轮副的干涉和重合度计算 第 15 页 共 42 页 d用滚刀滚切外齿轮时的根切 只要保证滚刀的齿顶线与公法线的交点 K1 不进入 N1（见图 10），就不会发生根切现象。 *m 1t a n t a n1 b 1 1 11 g 1 1s i nhxaNNK r P K P r b （ 3 0） *4 1t a n t a ng1s i n 21hxaz （ 31） 当11NK0 或g1tan0 时不发生根切，其条件为： *4 1t a n1 s i n 21hxaz z 0 （ 32） 图 15 3.1.3 内齿轮齿顶为非渐开线 如果内齿轮的齿顶为非渐开线，也不能啮合传动，当内齿轮的齿顶圆小于自身基圆的时候，其小于基圆的部分的齿廓为非渐开线，为了保证避免非渐开线齿廓的出现，必须满足： ra2 rb2 （ 33） 式中 mz 2 * ymyr r h ha 2 2 a a 022 Vmz2 co s2 2rb 将 ra2 与 rb2 的表达式代入 式（ 33）可得 *1 c o s 2 y 0yzh2a 02 V （ 34） 3.1.4 节点对齿顶的干涉 节点对齿顶的干涉的情况如图 16 所示， 当 a1 ,满足设计要求。 b验算齿廓是否干涉 2 2 2a 2 111d4a r c c o s 9 5 . 2 8 7 3 1 . 6 6 34 aada r a dad o 2 2 2a 1 22 2d4a r c c o s 8 4 . 6 9 4 5 1 . 4 7 8 24 aada r a dad o 1 1 1 2 2 2s a aG z i n v z i n v z i n v V 经验算制 Gs0，满足设计要求。 7.1.2 校核齿轮强度 初选外齿轮齿宽为 b1=21mm，内齿轮齿宽为 b2=44mm。由于在该机构中采用内齿轮固定外齿轮输出，故在此仅对外齿轮进行校核。 a接触强度校核 接触强度校核公式为： 2 1121KT u ZZH H E Hubd 少齿差行星减速器的设计 第 34 页 共 42 页 式中： K 载荷系数，查表得 K=1.3 ZH 区域系数，查表得 ZH=2.5 T1 外齿轮传递的 扭矩 51119 5 5 0 0 0 0 5 . 5 1 99 5 5 0 0 0 0 6 . 6 5 3 2 1 01500pT N m m N m mn gg ZE 材料的弹性影响系数，大小齿轮均采用 45 钢查表可得 12189.8EaZ Mpu 两啮合齿轮的传动比，由于内齿轮固定故 u 取无穷大 Hlim 齿轮的接触强度极限，查表得 Hlim=650MPa 计算应力循环次数（按寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制）： 911 15006 0 6 0 1 2 8 3 0 0 1 5 0 . 3 4 1 1 019nN n j L 并据次确定接触疲劳寿命系数 KN=0.95。 取失效概率为 1%，安全系数 s=1 则： l i m 0 . 9 5 6 5 0 6 1 7 . 5NHH K M P as 进行校核： 522 1 . 3 6 . 6 5 3 2 1 0 2 . 5 1 8 9 . 8 4 9 9 . 7 3 8 6 1 7 . 52 1 2 2 8H M P a M P a 故满足接触强度要求。 b 弯曲强度校核 弯曲强度校核公式为： t F a s aFFk F Y Ybm式中 ： YFa 齿形系数，查表得 YFa=2.29 Ysa 应力校正系数，查表得 Ysa=1.72 则： 5112 2 1 . 3 6 . 6 5 3 1 0 2 . 2 9 1 . 7 2 2 4 9 . 0 22 1 4 2 2 8t F a s a F a s aFk F Y Y k T Y Y M P ab m b m d 许用弯曲强度极限为： F N F EF K S KFN 弯曲疲劳系数，取 KFN=0.85； FE 弯曲疲劳极限。查表取 FE=400MPa； S 安全系数，取 S=1.2 根据所选参数确定并校核减速器尺寸 第 35 页 共 42 页 则： 可知 FF，故满足弯曲强度要求。 7.2 确定轴的尺寸及校核 7.2.1 输入轴（高速） 经分析输入轴选用 45 钢，查表知 T=2545MPa； 由 nd PWT TT 32.09550000可以得到： 39550000 1 9 . 1 3 2 3 50 . 2 Tpd取 d 20mm，轴上有键槽，轴径上浮 7%，取 d 21.4。 如下图布置轴上零件。 图 27 选取 d1=25mm，定位轴肩高度为 h=3mm（ h 0.1d），则 d2=31mm。 偏心轴径 mmdde 62 2282402 12 ，无定位轴肩高度取 h=1mm。则偏心轴径为：d=2（ 6+15.5+1） =45mm。 查表知，轴承的宽度 B=19mm。外径 D=85mm， da=52mm。取定位轴肩高度 h=2mm。整轴 采用一对面对面的圆锥滚子轴承定位，有上面计算可知： d=25mm， 0 . 8 5 4 0 0 2 8 3 . 31 . 2F N F EF K M P aS 少齿差行星减速器的设计 第 36 页 共 42 页 B=15mm， T=16.25mm， D=52mm， Db=48mm。 轴承盖采用凸缘式轴承盖，查表知，轴承盖的宽度 b=23mm。定位螺栓选用 M8 4， d3=8mm， d0=9mm， d1=25mm， D4=48mm， d5=52mm， e=8mm， b1=10mm，D=55mm， D0=D+2.5d3=75mm， D2=95mm， m=15mm。 联轴器联结的输入轴轴端的长度 l=62mm， Tn=35N mm。 7.2.2 轴的受力分析及校核 轴的受力简图如下 12 2 9 . 5 7n TF K Nd11 c o s 2 0 2 7 . 7 8 6 7xnFFo22 c o s 2 0 2 7 . 7 8 6 7xnFFo11 s i n 2 0 1 0 . 1 1 3 5ynFFo22 s i n 2 0 1 0 . 1 1 3 5ynFFo由 0AxM 得： 122 9 ( 2 9 2 4 2 9 ) 2 9 2 4x B x xF F F （）2 7 . 7 8 6 7 2 9 ( 2 9 2 4 2 9 ) 2 7 . 7 8 6 7 5 3BxF 8 . 1 3 2 7B x A xF K N F 图 28 根据所选参数确定并校核减速器尺寸 第 37 页 共 42 页 图 29 同理 0AyM 得： 122 9 ( 2 9 2 4 2 9 ) 2 9 2 4y B y yF F F （）2 . 9 6B y A yF K N F 作轴上受力及弯扭图 则由图可以得出： 22m a x 2 3 5 . 8 4 8 3 8 5 . 8 4 2 5 0 . 9 8 3 9M M P a 少齿差行星减速器的设计 第 38 页 共 42 页 32 5 0 . 9 8 3 9 2 7 . 5 40 . 1M M P ad 1 6 .4 4 3M P a 则由第四强度理论知： 224 4 2 . 9 8 6 3ca 轴的材料为 45 钢： 1 6 0 4 2 . 9 8 6 3M P a M P a 故安全。 7.2.3 输出轴 图 30 输出轴上尺寸的选取和输入轴的选取方法相似在此不在赘述，尺寸选取参见 上 图。 7.2.4 轴承寿命验算 查表得 =10/3,C=51.5KN。 则 7.3 销轴的校核 销轴及附带零件尺寸如下： RW=84mm， dW=14mm， dW=19mm，销轴材料为 GCr15，查表知 F=60MPa， HP=9801176MPa。 7.3.1 销轴弯曲应力校核 参见公式（ 60），见图 24，可知： 1 0 3 1 0 3661 0 1 0 5 1 . 51 9 2 2 6 . 7 5 3 3 7 5 0 0 06 0 6 0 1 5 0 0 5 . 5n cL h hnp 根据所选参数确定并校核减速器尺寸 第 39 页 共 42 页 3m a x 3 32 7 1 . 5 2 7 3 5 1 0 1 . 5 2 1 5 2 5 . 6 2 48 8 4 1 4HFFw w wTb M P an R d 故满足弯曲强度，安全。 7.3.2 销轴与销轴套之间的接触强度校核 参见公式（ 62）可知： 3m a x m a x4 1 . 3 5 4 3 5 1 01 . 3 5 2 8 1 . 2 58 8 4HP wwTQ Q NnR g522 . 1 1 0 /dE N m m 9 . 52wd d mm 故 5m a x 2 8 1 . 2 5 2 . 1 1 00 . 4 1 8 0 . 4 1 8 1 9 0 . 2 8 72 1 9 . 5PdH H PdQE M P ab =故满足接触强度要求，安全。 7.4 各零件之间的精度 及公差配合 选择 参见机械设计手册和以往设计实例。详见零件图和装配图。 7.5 润滑方式 减速器 内齿轮及轴承 润滑采用油浴润滑， 外端 轴承采用定期人工润滑。 7.6 减速器的效率 参见公式（ 85），各 参数选取参照机械设计手册，经计算得： 0.9538 。 m a x0 . 4 1 8 PdHdQEb 少齿差行星减速器的设计 第 40 页 共 42 页 结束语 本次毕业设计 虽然仅仅经历了短暂的三个月，但是它浓缩了大学四年学习的全过程，体现了我们对所学知识的掌握和领悟程度。由于我们是第一次进行整体性地设计，不可避免地碰到了许多困难，有时甚至会感到无法下手。无论碰到什么样的困难，我都没有退缩，凭借着一股求知的热情，再加上指导老师的帮助，然后再回到书本攻克一个又一个的难题，最终圆满地完成了本次设计。通过本次毕业设计，使我在各个方面都有了很大的提高，具体地表现在以下几个方面： 1.对大学四年所学到的东西进行了归纳总结，找到了各种学科之间的交叉点，同时构成了一个知识网络，形成了一个整体 的知识体系，进一步完善了自己的知识结构。 2.对所学习知识点进行查漏补缺，并了解学习了新的知识，开阔了视野，拓宽了自己的知识面。养成了勤学好问的习惯，同时具有了一定的创新思维。 3.利用理论知识解决