小型少齿差行星齿轮减速器的设计【CAD图纸+说明书】
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小型少齿差行星齿轮减速器的设计 摘 要小齿差行星齿轮传动装置的传动系统是通过齿轮互锁而产生的齿数差异很小。这种还原剂非常少。体积小，重量轻。现代机器的研究表明，这种还原剂具有许多优点，是一种新型的还原剂，具有齿轮比大的优点。而且，这种还原剂非常有效。该设计将使用行星齿轮的内齿轮传动原理来计算齿轮箱的内齿和外齿，以及轴和齿轮箱其他部件的设计，以及检查各种产生的干涉，以及检查一些细节。最后可以开发出一种小型渐开线便携式小渐开线行星齿轮。关键词：减速器；行星齿轮；少齿差；校核；传动效率； AbstractThe transmission system of planetary gear reducer with small teeth difference is generated by the meshing of gears with small teeth difference. At the same time, because the number of teeth between gears is not very different and very close, generally speaking, this kind of reducer is small in size and light in weight. In the process of studying modern machinery, it is found that there are many advantages of less this type of reducer, and it is a new type of reducer, which has the advantage of large transmission ratio. In addition, the transmission efficiency of this kind of reducer is very high. This design will use the internal meshing transmission principle of planetary gears to calculate the internal and external teeth of the reducer, as well as the design of the shaft and other reducer parts, at the same time, to check the various interference generated, and check some parts. Finally, a portable planetary reducer with small involute tooth difference is designed.Key words: reducer; planetary gear; few teeth difference; check; transmission efficiency;II目录摘 要IAbstractII第一章 绪 论61.1 行星减速器的简介61.2 减速器的发展61.2.1齿轮减速器的研究现状71.2.2齿轮减速器的发展趋势91.3 减速器的分类101.3.1 N型齿轮减速器101.3.2 NN型少齿差减速器121.4 研究的方法及思路131.5设计的主要内容13第二章 渐开线少齿行星齿轮传动的总体设计142.1 少齿差传动分析142.2 齿轮齿差的确定162.3 齿轮的结构确定162.4 齿轮模数确定与计算16第三章 轴的结构设计与计算113.1 轴的材料选择113.2 轴的结构设计113.2.1 偏心轴的设计123.2.2 输出轴的结构设计143.3 输入轴的结构设计153.4 轴的强度计算173.4.1 输入轴上受力分析173.4.2 输入轴支反力分析183.4.3 轴的强度校核193.4.4 转臂轴承的选定20第四章 主要零件的强度校核214.1 齿轮传动分析224.1.1 齿轮受力224.1.2 转臂轴承受力234.2 轴承的校核计算24第五章 渐开线少齿差行星齿轮传动的运动分析265.1 内外齿轮顶圆啮合角265.2 重合度验算265.3 齿廓重迭干涉验算275.4 渐开线干涉检查28第六章 渐开线少齿差行星齿轮传动效率计算286.1 两对内啮合齿轮的效率286.2 行星结构的啮合效率296.3 转臂轴承效率296.4 减速装置的总效率30第七章 传动的附件的结构设计307.1 减速器箱体结构设计307.2 平衡块的设计317.3 密封和润滑方式31总 结31参考文献32致 谢33V第一章 绪 论1.1 行星减速器的简介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 减速器的发展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。1.2.1齿轮减速器的研究现状齿轮是使用量大面广的传动元件。目前世器上齿轮最大传递功率已达6500kW，最大线速度达210ms(在实验室中达300m/s)；齿轮最大重量达200t，最大直径达 (组合式)，最大模数m达50mm。我国自行设计的高速齿轮(增)减速器的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达150ms以上。 由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。20世纪末的20多年，世界齿轮技术有了很大的发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪声、高可靠度。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世纪80年代时在国外日趋成熟。采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度不低于IS01328一1975的6级，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍，为软齿而齿轮的5一6倍。一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的1/3左右。功率分支技术主要指行星及大功率齿轮箱的功率双分及多分支装置，如中心传动的水泥磨主减速器，其核心技术是均载。模块化设计技术对通用和标准减速器旨在追求高性能和满足用户多样化大覆盖面需求的同时，尽可能减少零部件及毛坯的品种规格，以便于组织生产，使零部件生产形成批量，降低成本，取得规模效益。其他技术的发展还表现在理论研究(如强度计算、修形技术、现代设计方法的应用，新齿形、新结构的应用等)更完善、更接近实际；普遍采用各种优质合金钢锻件；材料和热处理质量控制水平的提高；结构设计更合理；加工精度普遍提高到ISO的4一6级；轴承质量和寿命的提高；润滑油质量的提高；加工装备和检测手段的提高等方面。这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提.高，产品越来越完美。如非常粗略地估计一下，输出IOONm转矩的齿轮装置，如果在1950年时重10kg，到80年代就可做到仅约lkg。20世纪70年代至90年代初，我国的高速齿轮技术经历了测绘仿制、技术引进(技术攻关)到独立设计制造3个阶段。现在我国的设计制造能力基本上可满足国内生产需要，设计制造的最高参数:最大功率44MW,最高线速度168m/s，最高转速67000r/min。我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在20世纪80年代末至90年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴”、“选用”等一系列有意义的工作。在20世纪70-80年代一直认为是国内重载齿轮两大难题的“水泥磨减速器”和“轧钢机械减速器”，可以说已完全解决。20世纪80年代至90年代初，我国相继制订了一批减速器标准，如ZBJ19004一88圆柱齿轮减速器、ZBJ19026一90运输机械用减速器和YB/T050一93冶金设备用YNK齿轮减速器等几个硬齿面减速器标准，我国有自己知识产权的标准，如YB/T079 - 95三环减速器。按这些标准生产的许多产品的主要技术指标均可达到或接近国外同类产品的水平，其中YNK减速器较完整地吸取了德国FLENDER公司同类产品的特点，并结合国情作了许多改进与创新。（1） 渐开线行星齿轮效率的研究行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有3种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的2K2H和3K型行星齿轮的效率十分方便。（2） 渐开线行星齿轮均载分析的研究现状行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。但是，这只是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在传动过程中各个行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷有集中在一个行星轮上的现象，这样，行星齿轮的优越性就得不到发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法，即采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间的载荷分布均匀的目的。典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。1.2.2齿轮减速器的发展趋势随着我国市场经济的推进，“九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制，改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术在机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和生产组织方式。一些先进的齿轮生产企业已经采用精益生产、敏捷制造、智能制造等先进技术。形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计算机网络化管理。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是2l世纪企业竞争的焦点。在2l世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度、加工效率太为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面(5060HRC)、高精度(45级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。 随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。总之，当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。1.3 减速器的分类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。 1.3.1 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。1.3.2 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。1.4 研究的方法及思路（1）通过查阅相关资料，掌握渐开线少齿行星齿轮减速器的主要参数。（2）充分考虑已有渐开线少齿行星齿轮减速器的优缺点来确定渐开线少齿行星齿轮减速器的总体设计方案，对现有装置的不足进行分析。（3）对设计的渐开线少齿行星齿轮减速器进行修改和优化，最终设计出能满足要求的渐开线少齿行星齿轮减速器。（4）根据题目和原始数据查看相关资料，了解当今国内外渐开线少齿行星齿轮减速器的发展现状及发展前景，撰写文献综述和开题报告。（5）根据产品功能和技术要求提出多种设计方案，对各种方案进行综合评价，从中选择较好的方案，再对所选择的方案做进一步的修改或优化，最终确定总体设计方案。（6）具体设计渐开线少齿行星齿轮减速器的驱动装置。 （7）对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算，如齿轮、轴、轴承等，保证设计的合理性和可行性。；（8）绘制零件图、装配图，完成要求的图纸量；（9）整理各项设计资料，撰写论文。1.5设计的主要内容 本次设计渐开线少齿行星齿轮减速器，本论文主要对减速器齿轮，轴，轴承，行星机构等进行设计。具体内容包括以下四部分:（1）减速器的总体设计。（2）渐开线少齿行星齿轮减速器的机构运动学分析。（3）齿轮和轴的基本尺寸的计算和验证。（4）其他主要部件的结构设计。第二章 渐开线少齿行星齿轮传动的总体设计2.1 少齿差传动分析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。152.2 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 齿轮的结构确定一般选用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 齿轮模数确定与计算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19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a10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19.264/19.734第三章 轴的结构设计与计算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 轴的结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 输出轴的结构设计图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 输入轴的结构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 轴的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61802152450.32.11.32200030000第四章 主要零件的强度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。第五章 渐开线少齿差行星齿轮传动的运动分析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。第六章 渐开线少齿差行星齿轮传动效率计算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）第七章 传动的附件的结构设计7.1 减速器箱体结构设计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 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。总 结本文探索性的设计出了渐开线少齿差行星齿轮传动减速器，通过查找现有的资料对零部件进行了设计，其中包括具体的计算、校核及绘制图形等等。方案设计后得出了如下结论：1. 本文设计出的减速器是一种携带方便、体积很小，适用于大型客车和中重型货车。2. 转臂轴承在本次的减速器设计中起着很重要的作用，要使转臂轴承的寿命提高
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