K-H-V行星齿轮减速器毕业论文.doc

K-H-V行星齿轮减速器毕业论文目录第一章绪论4第二章 K-H-V行星齿轮521 K-H-V行星齿轮的传动原理及组成52.2 K-H-V行星齿轮的特点62.3 K-H-V行星齿轮的现状及发展方向7第三章 原始数据及系统组成框图83.1 原始数据8第四章 齿轮的计算104.1 齿数及齿轮材料的确定104.2 啮合角、变位系数的确定114.3 计算四个偏导数134.4 xc1,xb1及相对应的计算134.5 几何尺寸的计算和限制条件检查144.6 切削内齿轮插齿刀的选择144.7 径向切齿干涉144.8 插齿啮合角（0）b164.9 切削内齿轮其他限制条件检查164.9.1 展成顶切干涉164.92 齿顶必须是渐开线164.93 切削外齿轮的限制条件164.10 内啮合的其他限制条件174.10.1 渐开线干涉174.10.2 外齿轮齿顶与内齿轮齿根的过渡曲线干涉174.10.4 顶隙检查18第五章 强度计算195.1 转臂轴承寿命计算195.2 销轴受力205.3 销轴的弯曲应力215.4 销套与浮动盘平面的接触应力21第六章 效率计算216.1 啮合效率216.1.1 一对内啮合齿轮的效率216.1.2 行星机构的啮合效率226.2 输出机构的效率226.3 转臂轴承效率226.4 总效率23第七章 轴的设计237.1 轴材料的选择237.2轴的结构设计247.4输出轴的机构设计267.5轴的强度计算267.6输入轴上受力分析277.7输入轴支反力分析277.8轴的强度校核28第八章 浮动盘式输出机构设计及强度计算29第九章 箱体及附件设计299.1 箱体知识简介299.2箱体的刚度309.2.2 箱体应具有良好的结构工艺性。309.3 箱体尺寸31第十章 减速器附件的设计3210.1 配重设计3210.2 减速器附件设计32总结34参考文献35致谢3643第一章 绪论 机械设计制造及其自动化专业是为了培养从事机械设计、制造行业的人才而开设的专业。而毕业设计是培养应届毕业生对机械的认识、运用能力,而且也增进对机械工业发展的了解和认知。11 行星齿轮减速器 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。我国早在南北朝时代，祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南车。因此我国对行星齿轮传动的应用是非常早的。然而，到20世纪60年代，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点，逐渐获得广泛应用。渐开线行星齿轮传动是一种具有动轴线的齿轮传动。渐开线行星齿轮传动根据基本够件的组成情况可分为：2KH、3K、及KHV三种。若按各对齿轮的啮合方式，又可分为：NGW型、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型和N型等。12 K-H-V行星齿轮 K-H-V传动装置与其它的结构比较更为简单,体积小,承载能力大,耐疲劳,使用可靠.这种行星轮传动中,只有一个太阳轮(用K表示)、一个行星架（用H表示）和一根带输出机构的输出轴(用V表示)，故称这种轮系为KHV行星轮系。图1.1 渐开线少齿差行星齿轮传动由主动行星架H、中心轮K和行星轮以及输出机构和输出轴V组成，因此属K-H-V传动。组成啮合齿轮副的（中心）轮和外（行星）齿轮的齿数差很少（一般为1-4）。故称为少齿差行星齿轮传动。若齿差为1则称为渐开线一齿差行星齿轮传动。该传动的传动比大（单机传动比约为7100以上）；体积小，质量小，效率高（=0.80.9）；主动轴与从动轴的同轴性好便与装配。该传动已制定国家标准，并由专业厂家批量生产，以供选用。第二章 K-H-V行星齿轮21 K-H-V行星齿轮的传动原理及组成（一）组成 K-H-V行星齿轮主要由一个太阳轮K、一个行星架H、一个带输出机构的输出轴V组成。结构紧凑，体积与质量小（二）传动原理 k-h-v型少齿差行星传动如图2-1所示，它主要由一个装在转臂H上的行星轮和一个固定不动的内齿轮而组成的内齿合行星传动，行星轮的齿数比内齿轮的齿数少1、2或者3、4齿，由于两齿轮差的齿数很少，故叫少齿差，这种少齿差行星齿轮传动用于减速时，是以系杆H为主动件。由于行星轮相对中心轮有偏心，故在传动时，行星轮1不仅要作公转而且要做自传。因此，就需要一个能够传递两平行轴之间旋转运动的联轴器，即称偏心输出机构V，以便把行星轮的自传输图2-1送出来。由于这种行星轮系，是由一个中心齿轮K，一个系杆H和一个偏心输出机构V所构成的，故简称K-H-V型行星机构。它采用削轴式输出结构，当转臂H转动时迫使行星轮转动，当齿数差为1时，当转动轴转一周时，行星轮相对于内齿反向转动1个齿，因此达到了减速的目的，并通过传动比等于1的销轴式输出机构使轴V将运动输出。行星轮既绕输入轴轴心公转又绕自身轴心自转，但两转动方向相反。 在设计少齿差行星齿轮减速器时，如果内齿轮齿数不变，行星齿轮齿数越大，两者之间的齿数差越小，则传动比越大。但是，当内齿轮副的齿数差小到一定程度时，将会发生不在啮合位置的齿廓相互重叠现象。 为了使内齿轮副在少齿差时仍然能够正确啮合顺利运转，可以从两条途径消除齿廓重迭干涉：一是降低齿顶高的选用短齿，从齿高方向消除齿廓重迭，一是选择适当的正变位系数，减少外齿轮的 齿顶厚度，增大内齿轮的齿槽宽度，从齿厚方向消除齿廓重迭干涉。2.2 K-H-V行星齿轮的特点 K-H-V行星齿轮的传动比： 图2-2n2-nHn1-nH=z1z2因n1=0，解得：i2H=1-z1z2=z2-z1z2=-z1-z2z2故：iHV=iH2=1i2H=-z2z1-z2由上式可以看出，两齿轮的齿轮差越小而传动比就会越大。当齿数差=1时，这时的传动比为：iHV=-z2由此可以总结出K-H-V行星齿轮的优点：（1）传动比大 单级传动比约为7到100（2）体积小、质量轻、结构紧凑（3）效率高 传动效率为0.8到0.9此外，K-H-V行星齿轮还具有：承载能力大，传动平稳、噪音小，使用寿命长，便与维修等特点。同时由于主动轴与从动轴的同轴性好，便与装配等优点。K-H-V行星齿轮的缺点：1.由于齿数差很小，容易造成干涉现象。2.对于齿轮的加工精度要求很高，且必须采用变位齿轮。3.由于其结构紧凑，造成其零部件的几何形状较为复杂，加工误差较大。2.3 K-H-V行星齿轮的现状及发展方向 虽然从1960年代以后,渐开线少齿差传动才得到迅速的发展，但是早在1949年,苏联学者就从理论上解决了实现一齿差传动的几何计算问题。目前有柱销式零齿差十字滑块、浮动盘等多种形式。从60年代初开始,国外就开始探讨圆弧少齿差传动,到70年代中期,日本就已经开始进行圆弧少齿差行星减速器的系列化生产。这种传动装置的特点在于:（1）在行星轮的齿廓曲线中用凹圆弧代替了摆线；（2）轮齿与针齿在啮合点的曲率方向相同；（3）同时形成了两凹凸圆弧的内啮合,从而提高了轮齿的接触强度和啮合效率；（4）由于其针齿不带齿套,并采用半埋齿结构,因此既提高了弯曲强度又简化了针齿结构。此外,圆弧形轮齿的加工无需专用机床,精度也易保证,而且修配方便。1956年我国著名的机械学家朱景梓教授根据双曲柄机构的原理提出了一种新型少齿差传动机构,该机构的特点是当输人轴旋转时,行星轮不作摆线运动(高速公转与低速自转的合成运动),而是通过双曲柄机构导引作圆周平动。这种独特的“双曲柄输入少齿差传动机构”得到国内外同行的高度评价。我国从1958年开始研制摆线针轮减速器,1960年正式投入工业化生产,目前已形成系列,并且制定了相应的标准,广泛用于各类机械中。1960年制成第一台二齿差渐开线行星齿轮减速器,其传动比为37.5,功率为16kW,用于桥式起重机的提升机构中。1963年朱景梓教授在太原工学院学报上发表了齿数差Zd=1的渐开线K-H-V型行星齿轮减速器及其设计一文,详细阐述了渐开线少齿差传动的原理和设计方法。这些创造性的工作与成就,为少齿差行星齿轮传动在我国的推广应用起了重要的指导作用。双曲柄输入少齿差行星齿轮传动的优点是:（1）能使行星轴承所受载荷下降,而且当内齿板作为行星轮时,行星轴承的径向尺寸可不受限制,从而提高了行星轴承的寿命。（2）另外,这种传动不需要输出机构,还可实现平行轴传动,效率高,适用性强。但是,由于历史原因,双曲柄输入式少齿差传动一直没有得到应有的发展,直到近十几年才逐渐为人们所重视。1985年重庆钢铁设计院提出了平行轴式少齿差内啮合齿轮传动三环减速器,但是这种减速器要在一根曲轴上要安装三片内齿板,需制成偏心套机构,存在着结构复杂、加工分度精度要求高、曲轴联接结构表面产生微动磨损、三套互为120的双曲柄机构之间存在过约束等问题。1993年重庆大学博士崔建昆提出新型轴销式少齿差行星齿轮传动,并对其进行了理论分析。随着少齿差行星齿轮传动研究的深入,已成功地开发出不少新的渐开线少齿差行星齿轮传动形式。目前,我国研究出一种连杆行星齿轮传动平行轴式少齿差内齿行星齿轮传动。该类传动是以连杆内齿轮(齿板)为行星轮,采用双曲柄输入,且无输出机构。主要有一齿环(一片连杆行星齿板)、二齿环(两片连杆行星齿板)、三齿环及四环等结构形式的减速器。如图2-3为三环减速器的基本结构及其工作原理简图。两根互相平行且各具有三个偏心轴径(或偏心套)的高速轴2,动力通过其中任一或两轴同时输入,三片连杆行星齿板(内齿轮)1通过轴承装在高速轴上, 外齿轮的轴3为低速轴,其轴线与高速轴2轴线平行,高、低速轴均通过轴承支承在机体上。三片齿板1与外齿轮啮合,啮合的瞬时相位差呈120。图2-3国内外学者在齿形分析、结构优化、接触分析、结构强度、动态性能、传动效率、运动精度方面进行了大量的研究,利用计算机技术进行减速器各主要部件的实体建模、仿真、干涉检查等,缩短了产品的开发周期,并应用到产品的设计中,取得了许多有价值的成果。（1）通过对对N型内齿行星齿轮传动的基本结构型式环式减速器的传动机理进行分析研究,建立了环式减速器系统受力分析模型,得出目前环式减速器存在惯性力或惯性力矩不平衡的结论。（2）通过对对平行动轴少齿差传动多齿接触问题动平衡进行研究,以有限元弹性接触分析理论为基础,建立了平行动轴少齿差传动多齿接触问题时的有限元分析模型,提出了一种对研究平行动轴少齿差传动内齿轮副啮合过程中实际接触齿对数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的分析计算方法。为平行动轴少齿差内啮合齿轮传动的承载能力的计算、齿轮几何参数的确定及零部件的强度分析计算提供了理论依据。（3）采用遗传算法模拟生物自然进化过程来搜索少齿差传动参数的最优解。通过优化后的少齿差传动装置具有较小的体积和较好的传动性能。发展趋势：世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日益完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。齿轮传动技术是机械工程技术的重要组成部分,在一定程度上标志着机械工程技术的水平,因此,齿轮被公认为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载能力和传动效率,减少外形尺寸质量及增大减速机传动比等,国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低振动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点,广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、机床、起重运输、电工机械、仪表、化工、农业等许多领域,少齿差行星齿轮传动有着广泛的发展前景。第三章 原始数据及系统组成框图3.1 原始数据基本参数传动比：25电动机型号：Y132S-4输出功率：5.5KW满载电流：11.6A满载转速：1440r/min同步转速：1500满载效率：85.5%功率因数：cos=0.84最大转矩：2.2行星齿轮个数：23.2 系统及构件图及传动图2-3 上图为我本次设计的结构简图。此结构为典型的一齿轮减速器，具有结构小、体积小、传动效率高、可靠性高寿命长等特点。传动过程：首先电动机转动，带动偏心轴H一起转动，内齿轮b是固定不动的，因为它是跟机壳连在一起的。这样当H转动带动行星齿轮c转动时，b不会转动，齿轮c就做行星运动。当然当行星齿轮c和内齿轮b的齿数差很少时，输入轴h每转一周，行星齿轮相对于齿轮b就反向转动b-c个齿轮的距离，这样就达到了减速的目的。行星齿轮c带有一个输出轴v，v将减速后的转速输出去。电动机带传动轴H 行星轮C内齿轮B不动，C相对于B转动行星轮C相对于B，反转b-c个齿，达到减速的目的输出轴V图2-4 系统传动简图 第四章 齿轮的计算4.1 齿数及齿轮材料的确定 本次设计的齿轮的齿数差为1(ZD=1)ip=ZcZb-Zc=25又ZD=1因此Zc=25 Zb=26主要零件的材质和齿轮的精度根据机械工业出版社最新出版的机械设计手册第三卷里记载的，得出以下结论：行星轮：40G，淬火后磨齿，47HRC，精度7JB GB/T100952001.内齿轮：45钢调质，235_250HBS，精度7JB GB/T100952001.柱销：GCr15淬火，58_64HRC。浮动盘：GCr15淬火，55_60HRC。输入偏心轴：45钢调质，260_300HBS.输出轴：45钢调质，250_280HBS。4.2 啮合角、变位系数的确定 按照机械设计手册第三卷中，表17.235齿数差齿顶高系数重合度齿廓重叠干涉验算值0.60.70.8啮合角11.050由上表预假设重合度为a=1.05 Gs=0.050 啮合角= ha=0.6齿形角=20 并且外齿轮变位系数xc的初值xc(0)=0按要求模数m=31 外齿轮分度圆直径为:（d）c=mzc =3*25=75(4-1)2 内齿轮分度圆直径为：（d）b=mzb=3*26=78（4-2）3 外齿轮节圆直径为（db）C =dc cos =75*cos20=70.48（4-3）4内齿轮节圆直径为（db）b= db cos=78* cos20=73.30（4-4）5内齿轮齿顶圆直径为（da）c = m( zc + 2ha + 2xc(0)=3*（25+2*0.6+2*0）=81.6 （4-5）6 内齿轮变位系数为xb0=zb-zclnv-lnv2tan+xc0 =（26-25）ln49-ln202tan20+0 =0.4061 （4-6）7外齿轮齿顶圆直径为（da）b=m(zb+2ha+ 2xb(0)=3*(26+2*0.6+2*0.4061)=84.03（4-7）8外齿轮齿顶圆啮合角为（a）c=arccos(db)c/(da)c= arccos70.48/81.6=30.2625(4-8)9 内齿轮齿顶圆啮合角为（a） b=arccos(db)b/(da)b=arcos73.3/84.03=29.5978(4-9)10 齿轮啮合中心距为a=m(zb-zc)/2=3*(26-25)/2=1.5mm(4-10)a=2.138511 齿轮副的重合度为a=zctanac-tan-zbtanab-tan/(2)(4-11) =25*tan30.2625-tan49-26tan29.5978-tan49 /2因为(4-12)=56.605(4-13)=57.6906齿廓重迭干涉系数为：Gs=zclnvac+1+zb-zclnv-zblnv（a）b+2(4-14)=0.1342560.054.3 计算四个偏导数axb=1cos200sin(a)b-tansin2=0.50584 （4-15）axc=-1cos200sin(a)c+tansin2=-0.49216 （4-16）Gsxc=2sinaccos+maracrabsin1sin2zcrab2sin2cos1-2-zbrac2sin1cos1-2tan = （4-17Gsxb=2sinabcos+maracrabsin1sin2zcrab2sin2cos1-2-zbrab2sin1cos1-2tan =(4-18)4.4 xc1,xb1及相对应的计算根据机械设计手册中介绍的牛顿法迭代有：xc1=-0.88805xb1=-0.49764所以：=arcinv(inv+2tanxb-xbzb-zc=490（4-19）代入机械设计手册公式（17.2-36）和公式（17.2-41）得出：c=0.8828,Gs=0.199重复上述计算,得出：xc=-0.5945,xb=-0.218,=-1.050,Gs=0.051（4-20）4.5 几何尺寸的计算和限制条件检查由以上的计算结果可以计算出外齿轮的齿顶圆的直径：(da)c=m(zc+2ha*+2xc)=325+20.6+2-0.5945=75.033内齿轮齿顶圆直径：(da)b=mzb+2ha*+2xb=326-20.6+2-0.218=73.092由于本次设计的齿轮为少齿差内啮合齿轮副，起内外齿轮仅相差一齿，因此标准齿轮不能正常啮合，会产生干涉。根据机械设计手册第三卷可以知道，为平稳传动避免干涉，应保证1，因此必须对设计的齿轮必须进行干涉条件校核。干涉条件包括：（1） 齿轮轮廓的重迭干涉（2） 内外齿轮的径向干涉（3） 节点的吃定干涉（4） 用插齿刀插制齿轮产生的顶切（5） 用滚刀加工产生的根切（6） 内齿圈的齿顶与插制/滚切外齿轮根部的过渡曲线干涉（7） 内齿轮顶部为渐开线4.6 切削内齿轮插齿刀的选择 根据齿轮传动设计手册表7-36可知：齿数Z0=10（GB/T 6081-2001）变位系数X0=0.14齿顶高系数（ha*）0=1.25齿顶圆直径为（da）0=34.484.7 径向切齿干涉 因为本设计中的Xb为负则需要进行计算验证 齿轮的参数为：齿数Zb=26 变位系数Xb=-0.218齿顶系数ha*=0.6内齿轮齿顶圆直径为（da）b=81.6mmcos（a）b=mzbcos/(da)b=326cos20081.6=0.89823所以 （a）b=26.07 inv(a)b=tan26.07-26.073.14180=0.03447rad所以cosa0=mz。cos(da)0=310cos2034.48=0.8176所以 a0=35.15所以 inva0=0.0909radinv0b=inv+2tan(Xb-X0)zb-Z0 inv0b=inv20+2tan20(-0.218-0.14)26-10=0.011532635rad0b=16.36250=arcsin21-cosa0cosab21-Z0Zb2=arcsin21-cos35.15cos26.0721-10262=16.88735inv0=0.08916b=arcsin2cosabcosa02-1ZbZ02-1 b=arcsin2cos26.07cos35,152-126102-1=10.925invb=0.0244176rad所以0+inva0-inv0b-ZbZ0b+invab-inv0b=16.88735+0.0909-261010.925+0.03447-0.011532=0.011486.0所以不会发生干涉4.8 插齿啮合角（0）b 在用插齿刀加工内齿轮时不能出现插齿啮合角（0）b为负的情况，本设计在选择插齿刀时已经考虑过该因素。选择Z0=10，inv0b=0.011532635rad0因此满足要求。4.9 切削内齿轮其他限制条件检查4.9.1 展成顶切干涉 当Z0,X0太小时有可能会产生展成顶切干涉，因此应满足下式：Z0-Zb1-tan（a）btan（0）b010-261-tan26.07tan16.3625=7.42999450所以不会发生干涉。4.92 齿顶必须是渐开线因(db)b=73.3(da)b=84.03所以是渐开线。4.93 切削外齿轮的限制条件外齿轮用滚切法加工，需要检查是否出现根切：ha*Zmin-ZCZmin=0.610-2510=-0.904.10.2 外齿轮齿顶与内齿轮齿根的过渡曲线干涉按齿轮传动设计手机表7-35中的公式检查ZCtanac-tan+Zbtan-tan0b+z0tan0b-tana00式中外齿轮的齿顶压力角为：ac=arccosmZCcosdac=arccos325cos2075.033=20.069所以：25tan20.069-tan49+26tan49-tan16.3625+10tan16.3625-tan35.150-1.45510因此无外齿轮齿顶与内齿轮齿根的过渡曲线干涉。4.10.3 内齿轮齿顶与外齿轮齿根的过渡曲线干涉根据齿轮传动手册表7-35中的公式检查ZCtan-tan+Zbtan-tanab-4(ha*-Xc)sin2025tan20-tan49+26tan20-tan26.07-4(0.6-0.5945)sin400-0.30350因此无内齿轮齿顶与外齿轮齿根的过渡曲线干涉。4.10.4 顶隙检查4.10.4.1 外齿轮齿根与内齿轮齿底之间的间隙C1=ab-fc式中=coscos=1.5cos20cos49=2.1fc=dc2-mha0*-Xc=752-30.6+0.5945=33.91故：C1=36.546-2.1-33.91=0.534.10.4.2 内齿轮齿根与外齿轮齿底之间的间隙C2=rfb-rac-a0b=a0bcoscos0b=m(Zb-Z0)cos2cos0b=3(26-10)cos202cos16.3625=23.50459故：rfb=a0b+ra0=23.50459+17.29=40.79459因此：C2=40.79459-375665-2.1=1.1经过上述的计算和描述并且经过必要的验算与查表核对可以得出以下的数据外齿轮的相应参数齿数z=25模数m=3齿形角=20齿顶高系数ha*=0.6变位系数x1=-0.5945精度等级（GB10095-88）8-GK齿距累积误差Fp=0.09齿圈径向跳动公差Fr=0.045公法线长度变动公差Fw=0.04齿距极限偏差fpt=0.02基节极限偏差fpb=0.018齿向误差F=0.018配啮齿轮齿数z=26中心距离a=1.9690.0010内齿轮的相应参数齿数z=26模数m=3齿形角=20齿顶高系数ha*=0.6变位系数x1=-0.2180精度等级（GB10095-88）8-GK齿距累积误差Fp=0.09齿圈径向跳动公差Fr=0.045公法线长度变动公差Fw=0.04齿距极限偏差fpt=0.02基节极限偏差fpb=0.018齿向误差F=0.018配啮齿轮齿数z=25中心距离a=1.9690.0010第五章 强度计算5.1 转臂轴承寿命计算转臂轴承是少齿差行星齿轮减速器的一个薄弱环节，其原因可大致总结为以下几点：1. 作用在行星轮上的所有力都被转臂轴承承受，而转臂轴承又装在输入轴上，因此轴承的转速很高，所以转臂轴承处于高速重载荷下工作，减速器所能传递的功率往往受到转臂轴承受极限限制。2. 由于受到少齿差减速器结构紧凑的限制，轴承的尺寸大小也受到限制。以下为轴承的寿命计算：轴承额定寿命：Lh=500fn式中：fn寿命系数fh=cfnpfp=726000.2777284.21.21=2.2817P动负荷，P=FR=T2rbc=2800100035.24=45402.95 C额定动负荷，选用单列向心球轴承33113，C=72600N； fp工作情况系数，fp=fp1fp2fp3=11.11.1=1.21； fp1负荷性质系数，选取； fp2齿轮系数，当齿轮周节极限偏差小于0.02取fp2=1.051.10；当齿轮周节极限偏差为0.021取fp2=1.101.30；此处取fp2=1.10； fp3安装部位系数，非调心轴承装于行星轮体内，fp3=1.11.2，故取fp3=1.1； f3速度系数f3=3313n13=3313161213=0.18967； n轴承转速，n=nH-nc1-zc-zbzc=15501-25-2625=1612； 寿命指数，对球轴承=3。则寿命为 Lh=500fhz=5002.28173=5939h 5.2 销轴受力 参看图5-1 F2=T2Dw=8001000175=4571N 5.3 销轴的弯曲应力 销轴材料为GCr15，硬度5864HRC F=FCL0.1dsw3=451780.1153=108MPaFP=150200MPa5.4 销套与浮动盘平面的接触应力 H=190FCbr1=1904517921=934MPaS,得出截面D是安全的。同理，可以推断出输出轴也是安全的，此处不再书面验证。第八章 浮动盘式输出机构设计及强度计算浮动盘式输出机构可以分为浮动盘滚轴式和浮动盘滚套式，浮动盘滚轴式常用于小功率减速器，外形小结构简单，浮动盘滚套式主要用于中小功率的减速器，其结构形式可以降低盘体重量，加工方便，是一种装配式结构。本文设计的k-h-v行星齿轮减速器是小功率减速器，因此选择浮动盘滚动轴式输出机构。根据最先的设计结构，减速器为双偏心传动，两行星轮中间的浮动盘尺寸为：L1=Ds+4a+36=155mm (8-1)L2=Ds-d-4a-12=90mm (8-2)浮动盘平面和销轴的接触应力为:H=190Fcbr1=996.1110001200=HP (8-3)第九章 箱体及附件设计9.1 箱体知识简介 减速器箱体的作用是（1）支撑与固定减速器内部零件使之能够稳定传动；（2）保证内部传动件的啮合精度和良好的润滑以及轴系的密封良好;(3)并对内部零件起着一定的保护作用防止外力的破坏。其重量约占整个减速器的30%-50%，因此对减速器的成本、尺寸、性能有着很大的影响。减速器结构形式可以分为：1.铸造箱体和焊接箱体；2.剖分式箱体和整体式箱体；3.干壁式箱体和凸壁式箱体。对制造方式有焊接的和铸造两种。由于铸铁具有较好的吸振性、加之容易切削和承压性能好，故铸造箱体一般选择铸铁(HT150或HT200)制造。为提高箱体的承受振动和冲击能力，也可选用球墨铸铁QTS007或ZG270、ZG500、ZG310-570制造。通过铸造方式易于获得合理且复杂的箱体，其刚性好，易于切割，缺点是比较重。焊接箱体一般选用A4钢板焊接，有时候为了缩短周期，减轻重量，箱体也可以用Q215、Q235钢板焊接，轴承座部分可以是圆钢、铸钢或者锻钢。焊接的箱体壁厚一般比铸造箱体薄20%-30%，但是焊接时由于高温很容易使得箱体产生热变形，对焊接的技术要求较高，并且需要做退火处理。9.2箱体的刚度9.2.1 箱体要具有一定的刚度由于受到复杂的边载荷影响,箱体在使用过程中容易产生相应的变形，因此如果箱体的刚度不够在加工和运行过程中极易导致轴承孔中心线的偏斜，从而影响零件的传动精度，还可能由于载荷集中造成运动副的损坏加速。因此设计时应该考虑以下几个方面：1）确定箱体的尺寸和形状 因为箱体的刚度直接受尺寸大小的影响，所以首先要确定合理的箱体壁厚。壁厚与所受载荷大小有关，可用下面的公式确定：=0.56KtKd4TD6式中，Kt-为箱体表面形状系数，当无散热筋时取值为1，有散热筋时取值为0.80.9； Kd-与内齿圈直径有关的系数，当内齿圈分度圆直径d