人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 少齿差行星齿轮专用减速器设计【4张CAD图纸+答辩论文】

！！订单66-少齿差行星齿轮专用减速器设计.doc

少齿差行星齿轮专用减速器设计【4张CAD图纸+答辩论文】

资源目录

少齿差行星齿轮专用减速器设计【全套CAD图纸+答辩论文】.rar

！！订单66-少齿差行星齿轮专用减速器设计.doc---(点击预览)

!!订单66-少齿差行星齿轮专用减速器设计CAD 图.dwg

压缩包内文档预览：(预览前20页/共43页)

编号：664577 类型：共享资源大小：3.08MB 格式：RAR 上传时间：2016-06-14 上传人：好资料QQ****51605 IP属地：江苏

45
积分

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 少齿差行星齿轮专用减速器设计全套 cad 图纸答辩论文

资源描述：

【温馨提示】购买原稿文件请充值后自助下载。

以下预览截图到的都有源文件,图纸是CAD，文档是WORD，下载后即可获得。

预览截图请勿抄袭，原稿文件完整清晰，无水印，可编辑。

有疑问可以咨询QQ：414951605或1304139763

摘要

对少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，进行少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：少齿差行星传动；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 III

Abstract IV

第1章绪论 1

1.1 概述 1

1.2 少齿差行星减速器的结构型式 1

1.2.1 N型少齿差行星减速器 1

1.2.2 NN型少齿差行星减速器 3

1.2.3设计任务 4

第2章减速器的内齿和外齿轮参数的确定 5

2.1少齿差传动原理 5

2.2 齿轮齿差的确定 5

2.3 选定齿轮的精度等级和材料 6

2.4齿轮模数确定 6

第3章轴的设计 9

3.1 轴的材料选择 9

3.2 轴的机构设计 9

3.2.1 输入偏心轴的结构设计 10

3.2.2 输出轴的机构设计 11

3.3 强度计算 11

3.3.1 输入轴上受力分析 12

3.3.2 输入轴支反力分析 12

3.3.3 轴的强度校核 13

3.4 传动内部结构的选定与设计 15

3.4.1 转臂轴承的选定 15

3.4.2 销孔数目、尺寸的确定 16

3.4.3 销轴套、销轴的确定 16

3.4.4 偏心套基本尺寸的确定 17

3.5 轴的设计 17

3.5.1 输入轴的设计 18

3.5.2 输出轴（固定轴）的设计 21

第4章部分零件的校核 23

4.1 少齿差行星齿轮传动受力分析 23

4.1.1 齿轮受力 23

4.1.2 输出机构受力 24

4.1.3 转臂轴承受力 24

4.2 销轴的强度校核计算 25

4.3 输入轴的强度校核 26

4.4 键的校核计算 28

4.4.1 联轴器处键的校核 28

4.4.2 偏心套处键的校核 28

4.4.3 支座处键的校核 28

4.5 轴承的校核计算 28

总结 35

致谢 36

参考文献 37

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。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 少齿差行星减速器的结构型式

少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型少齿差行星减速器

N型少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。

图1-1

图1-2

图1-1是典型的孔销式N型减速器。它主要由偏心轴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1-2为其传动原理简图，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而传递给输出轴7，从而达到减速的目的。

图1-2的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。

1.2.2 NN型少齿差行星减速器

NN型少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1-3

图1-4

如图1-3所示，它主要由以下四个部分组成；

1.转臂输入轴1上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心轴颈的两侧装有平衡块2。

2.行星轮行星齿轮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。

3.固定的内齿轮内齿轮5与机座6联接在一起，固定不动。

4.内齿轮输出内齿轮8与输出轴制成一整体，把运动输出。

传动原理简图如图1-4所示，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。

内容简介：: 分类号密级宁宁波大红鹰学院毕业设计 (论文 ) 少齿差行星齿轮减速器的设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日信承诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）少齿差行星齿轮专用减速器设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。承诺人（签名）：年月日要对少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，进行少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：少齿差行星传动；行星齿轮减速器；内齿轮副 of a of at of by to of to of of a of V 目录摘要 . . 1 章绪论 . 1 述 . 1 齿差行星减速器的结构型式 . 1 型少齿差行星减速器 . 1 N 型少齿差行星减速器 . 3 计任务 . 4 第 2 章减速器的内齿和外齿轮参数的确定 . 5 齿差传动原理 . 5 轮齿差的确定 . 5 定齿轮的精度等级和材料 . 6 轮模数确定 . 6 第 3 章轴的设计 . 9 的材料选择 . 9 的机构设计 . 9 入偏心轴的结构设计 . 10 出轴的机构设计 . 11 度计算 . 11 入轴上受力分析 . 12 入轴支反力分析 . 12 的强度校核 . 13 传动内部结构的选定与设计 . 15 转臂轴承的选定 . 15 销孔数目、尺寸的确定 . 16 销轴套、销轴的确定 . 16 偏心套基本尺寸的确定 . 17 的设计 . 17 输入轴的设计 . 18 出轴（固定轴）的设计 . 21 第 4 章部分零件的校核 . 23 少齿差行星齿轮传动受力分析 . 23 齿轮受力 . 23 输出机构受力 . 24 转臂轴承受力 . 24 轴的强度校核计算 . 25 输入轴的强度校核 . 26 键的校核计算 . 28 联轴器处键的校核 . 28 偏心套处键的校核 . 28 支座处键的校核 . 28 轴承的校核计算 . 28 总结 . 35 致谢 . 36 参考文献 . 37 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。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少齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有 N 型和两种。型少齿差行星减速器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型减速器。它主要由偏心轴 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 i 而传递给输出轴 7，从而达到减速的目的。 3 图 1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 型少齿差行星减速器少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 4 如图 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。计任务本课题为输送电动辊道专用的少齿差行星齿轮减速器设计，主要设计参数：功率 120W,减速比 80，工作环境温度 0 两班制工作，要求可装入直径100 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。 5 第 2 章减速器的内齿和外齿轮参数的确定齿差传动原理图 3 1所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图，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 4 少齿差行星传动简图 1销孔 2销轴 3销轴盘 1z行星轮 2z中心轮（内齿圈）上图中当内齿轮固定，偏心轴作为主动件转动时，迫使行星轮绕内齿圈作行星运动，并通过传动比等于一的销轴输出。当 2z 1z 1时，偏心轴每转一周，行星轮 1z 沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过 1z 时，行星轮转一转，输出轴同样转一转。这是一种传动方式，另外一种传动方式是构件臂齿轮种情况就是要设计工作情形了。轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为 1 4，由于传动比 i 80，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。 6 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），可得出传动比公式为： 221zi 上式中的“ +”号，表示从动件 2与主动件已知齿数差1 1， i 80，可得： 2z 1 80 80 ， 1z 8079。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 。轮模数确定由于少齿差行星传动的齿轮普通采用正角度变位，其齿而接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常按弯曲强度决定；或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。在这里就按弯曲强度来确定模数，因为少齿差传动一般选用短齿，内外齿轮啮合的很好，齿面接触较好，只要行星轮的弯曲强度足够，内齿轮就不会有问题的，所以在确定模数的时候就只用按行星轮的弯曲条件来计算模数。按行星轮齿根弯曲强度设计，弯曲强度设计公式： 23 212 ()F a S （ 1）根据行星轮的表面硬度 60得其弯曲疲劳强度极限 900 P a 。（ 2）由机械设计书中的图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数。（ 3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 7 0 . 8 2 9 0 0 5 4 6 . 4 31 . 4F N F EF k M P （ 4）计算载荷系数 K 试选载荷系数 3.1 计算外齿轮传递的扭矩 532 0 . 1 29 5 . 5 1 0 9 5 5 0 0 0 0 1 . 1 9 3 1 0 m 其中电动机选择，由于电动机与减速器直接相连，所以 = 9 6 0 r / m 取齿宽系数 12.0d 查材料的弹性影响系数；内齿轮的接触疲劳强度为l i m 2 600H M P a ;外齿轮的接触疲劳强度为li m 1 1350H M P a 。计算应力循环次数 9116 0 6 0 9 6 0 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 2 . 7 6 1 0hN n j L 921 2 . 7 6 1 0 ；查图得接触疲劳寿命系数 K；计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数是 s= P 0 3 5 0* 1l i 2 l i m 12 0 . 9 2 * 6 0 0 4 9 2 . 8 61 . 1 2H N M P 试计算小齿轮分度圆直径 3 211 )(1* ，带入数据得 1 1 6 td m m 计算圆周速度 100060 1 ，带入数据得 v=s 8 计算齿宽由 v=s， 7 级精度，由图 14得动载荷系数再由表 10得齿间载荷分布系数 1 ；再由表 14 使用系数 1。由表查得 7 级精度、行星轮相对支承对称布置时， 2 3 2 31 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0 1 . 1 2 0 . 1 8 0 . 1 2 0 . 2 3 1 0 3 6 . 2 5 1 . 1 3 再由，机械设计书中图 10以载荷系数 =1 5）查取齿形系数由机械设计书中图 10 5 查得 6）查取应力校正系数由机械设计书中图 10 5 查得 7）设计计算带入数值得出： 3 212 )(2 取模数为 m 。名称计算公式结果 /数力角 n 20 齿数 0 齿数 9 分度圆直径 0 顶圆直径 2 *22211 齿根圆直径 *22211 9 第 3 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： 10 入偏心轴的结构设计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 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。 5 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 64 9 40 11 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 4 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 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 208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 64 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 650 360 1 270 1 155 12 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 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 13 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 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 B 处弯矩较大，且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= 14 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 = 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 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 =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，该轴同理可验证输出轴也符合强度要求。渐开线少齿差减速装置的设计 15 传动内部结构的选定与设计转臂轴承的选定在行星轮确定的情况下，根据安装条件结构尺寸来选定转臂轴承。根据各种轴承的用途和特点在本设计中可选用双列向心球面滚子轴承。此种轴承能承受很大的径向载荷，同时也可以承受少量的轴向载荷。也能自动调心适用于刚度较差的轴承座及多支点轴中。在上节的表格中得出行星轮的分度圆直径1d 40 ，故齿宽1* 0 . 1 2 4 0 4 . 8db d m m 。而转臂轴承的宽度应与行星轮的齿宽接近根据以上两个限制条件可选定转臂轴承（双列向心球面滚子轴承）。其参数如下图 5 所示：图 5 双列向心球面滚子轴承表 4 选用轴承的基本尺寸及性能轴承型号尺寸（）额定动载荷（额定静载荷（极限转速 d D B r 脂润滑油润滑 3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000 实际齿宽系数与先前假设的齿宽系数相差不大，故可不必再校核。渐开线少齿差减速装置的设计 16 销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为 280，根据机械设计手册里轮系42销孔数目参考值查得应选销孔数目为 10（0）。销孔的尺寸公差不应低于 7 级精度。销孔的公称尺寸理论上是销套外径加上两个中心距。但考虑别销孔、销轴以及销套的加工和装配误羌。对销孔的公称直径再加适量的补偿尺寸。太小时，将要求提高零件的加工精度。并给装配造成一定困难，太大时，则承受载荷的销轴数日将减小影响承载能力。一般取，行星轮尺寸小时，取较小值、反之取较大值。在这里可取。而销孔的尺寸就要通过画图来初定了。下图 6是已经多次画图比较得出的：图 6 行星轮简易工作图销孔直径44，销孔公差配合选用上下偏差为（ +50， +25）。销孔分布圆直径销轴套、销轴的确定销轴式 W 机构是由固连在销轴盘上的若干个销轴与行星齿轮端面上的对应的等分孔所组成。在机构上行星轮上的销轴孔要比销轴套外经大两倍的偏心距，但考渐开线少齿差减速装置的设计 17 虑到一些加工装配误差还应加上一个补偿尺寸，上面也已经提到。在这里可取值故销套外经 2d a 44 2 34。销套长度可根据画图确定，初定为 72。偏心距 (即实际中心距 ) a 可初定销轴套内径为 28，即销轴直径8。根据少齿差传动零件的装配配合要求可对销轴、销轴套的配合公差进行选择。销轴套外径选用尺寸的上下偏差为（ 0，销轴套内径与销轴配合选用 F8/轴套内径尺寸的上下偏差为（ +销轴直径的上下偏差为（ 0，以上偏差值是通过查机械零件设计手册一书中的表在结构设计中采用悬臂梁式销轴。偏心套基本尺寸的确定偏心套的尺寸要根据结构要求来确定。其视图如图 3示图 7 偏心套工作简图偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距 e=。其内径初定为 45 。可据此推测出输入轴的结构尺寸。的设计轴设计的特点是：在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和图 3开线少齿差减速装置的设计 18 支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。轴的材料种类很多，设计时主要根据对铀的强度、刚度、耐磨性等要求 U 及为实现这些要求而采用的热处理方式同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是 35、 45、 50优质破累结构钢。最常用的是 45钢。在此所用的到的轴都选用 45钢。其性能如下：表 5 45 钢的性能材料牌号热处理毛坯直径(硬度 (拉伸强度极限B 拉伸屈服极限(s) 弯曲疲劳极限( 1 ) 剪切疲劳极限( 1 ) 许用弯曲应力 1 45 正火 25 241 610 360 260 150 55 正火 100 170217 600 300 275 140 回火 100300 162217 580 290 270 135 调质 200 217255 650 360 300 155 60 输入轴的设计轴的合理外型应满足：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的受力性质 ,大小，方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等。 1）求出输入轴上的转矩 6 1110 . 1 29 . 5 5 1 0 9 5 5 0 0 0 0 1 1 9 3960 m 其中： 1P 120W； 1n 960 r/ 2）初步确定轴得最小直径由于轴的材料选用的为 45 钢，调质处理，抗拉强度 50,屈服渐开线少齿差减速装置的设计 19 50 ，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表 6取0A=126 。则有：1 33m i n 0141 2 6 2 0 . 3960 m 。输入轴的最小直径安装在联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩的

温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。