K-H-V行星齒輪減速器 瞿鴻鵬

1、四川大學錦江學院畢業(yè)論文（設計）畢業(yè)論文（設計）題 目 k-h-v行星齒輪減速器（結(jié)構(gòu)設計） 系 部 機械工程系 專 業(yè) 機械設計與制造及其自動化 年級2008級 學生姓名 瞿鴻鵬 學 號 080683008 指導教師 牟柳晨 1K-H-V行星齒輪變速箱的結(jié)構(gòu)設計機械設計與制造及其自動化學生：瞿鴻鵬指導老師：牟柳晨【摘要】 本文是關于K-H-V行星齒輪變速箱的結(jié)構(gòu)設計。這種結(jié)構(gòu)只有一個太陽輪K、一個行星架H、和一個輸出軸V組成。與普通的齒輪相比較其具有承載能力大、體積小、效率高、重量輕、傳動比大、噪聲小、可靠性高、壽命長、便于維修等優(yōu)點。 論文首先通過對行星齒輪及K-H-V行星齒輪的基本特點、

2、工作原理進行了介紹。然后根據(jù)國內(nèi)外發(fā)展狀況分析分析了該齒輪的結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點。在設計過程中對內(nèi)嚙合傳動所產(chǎn)生的各種干涉進行了詳細的分析和驗算以提高傳動效率、精度以及提高其使用壽命為出發(fā)點，來選擇減速器齒輪的模數(shù)等參數(shù)選擇，進行齒輪設計計算，從而設計最終設計出合理的減速器結(jié)構(gòu)?！娟P鍵詞】： 行星齒輪 設計 K-H-V 減速器ABSTRACT【Abstract】This thesis is about the structural design of the K-H-V planetary gearbox. The structure is made of a sun gear k, a planet

3、 carrier H, and an output shaft V. Compared with the ordinary gear, it has a larger carrying capacity, a smaller size, higher efficiency, lighter weight, larger transmission ratio, lower noise, higher reliability, longer life, easier maintenance, etcFirstly, this paper introduces the basic character

4、istics and working principle of the planetary gear and the K-H-V planetary gear. Then it analyzes the advantages and disadvantages of the structure of the gear according to the domestic and international development. During the design process, all kinds of the generated interference in the internal

5、meshing are detailed analysis and checking to improve the transmission efficiency, accuracy and enhance its service life as a starting point to select the modulus parameter selection of the gear, to conduct the gear design calculation, thus finally work out a reasonable reducer structure.【Key Words】

6、: planetary gear; design; K-H-V; reducer 目錄第一章緒論4第二章 K-H-V行星齒輪521 K-H-V行星齒輪的傳動原理及組成52.2 K-H-V行星齒輪的特點62.3 K-H-V行星齒輪的現(xiàn)狀及發(fā)展方向7第三章 原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖83.1 原始數(shù)據(jù)8第四章 齒輪的計算104.1 齒數(shù)及齒輪材料的確定104.2 嚙合角、變位系數(shù)的確定114.3 計算四個偏導數(shù)134.4 xc1,xb1及相對應'的計算134.5 幾何尺寸的計算和限制條件檢查144.6 切削內(nèi)齒輪插齒刀的選擇144.7 徑向切齒干涉144.8 插齒嚙合角（0）b164.9 切削

7、內(nèi)齒輪其他限制條件檢查164.9.1 展成頂切干涉164.92 齒頂必須是漸開線164.93 切削外齒輪的限制條件164.10 內(nèi)嚙合的其他限制條件174.10.1 漸開線干涉174.10.2 外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒根的過渡曲線干涉174.10.4 頂隙檢查18第五章 強度計算195.1 轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算195.2 銷軸受力205.3 銷軸的彎曲應力215.4 銷套與浮動盤平面的接觸應力21第六章 效率計算216.1 嚙合效率216.1.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率216.1.2 行星機構(gòu)的嚙合效率226.2 輸出機構(gòu)的效率226.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率226.4 總效率23第七章 軸的設計237.1 軸

8、材料的選擇237.2軸的結(jié)構(gòu)設計247.4輸出軸的機構(gòu)設計267.5軸的強度計算267.6輸入軸上受力分析277.7輸入軸支反力分析277.8軸的強度校核28第八章 浮動盤式輸出機構(gòu)設計及強度計算29第九章 箱體及附件設計299.1 箱體知識簡介299.2箱體的剛度309.2.2 箱體應具有良好的結(jié)構(gòu)工藝性。309.3 箱體尺寸31第十章 減速器附件的設計3210.1 配重設計3210.2 減速器附件設計32總結(jié)34參考文獻35致謝3644第一章 緒論 機械設計制造及其自動化專業(yè)是為了培養(yǎng)從事機械設計、制造行業(yè)的人才而開設的專業(yè)。而畢業(yè)設計是培養(yǎng)應屆畢業(yè)生對機械的認識、運用能力,而且也增進對機

9、械工業(yè)發(fā)展的了解和認知。1·1 行星齒輪減速器 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。我國早在南北朝時代，祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車。因此我國對行星齒輪傳動的應用是非常早的。然而，到20世紀60年代，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術(shù)水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術(shù)，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使

10、我國的行星傳動技術(shù)有了迅速的發(fā)展。 行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點，逐漸獲得廣泛應用。漸開線行星齒輪傳動是一種具有動軸線的齒輪傳動。漸開線行星齒輪傳動根據(jù)基本夠件的組成情況可分為：2KH、3K、及KHV三種。若按各對齒輪的嚙合方式，又可分為：NGW型、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型和N型等。12 K-H-V行星齒輪 K-H-V傳動裝置與其它的結(jié)構(gòu)比較更為簡單,體積小,承載能力大,耐疲勞,使用可靠.這種行星輪傳動中,只有一個太陽輪(用K表示)、一個行星架（用H表示）和一根帶輸出機構(gòu)的輸出軸(用V表示)，故稱這種輪系為KHV行星輪系

11、。圖1.1 漸開線少齒差行星齒輪傳動由主動行星架H、中心輪K和行星輪以及輸出機構(gòu)和輸出軸V組成，因此屬K-H-V傳動。組成嚙合齒輪副的（中心）輪和外（行星）齒輪的齒數(shù)差很少（一般為1-4）。故稱為少齒差行星齒輪傳動。若齒差為1則稱為漸開線一齒差行星齒輪傳動。該傳動的傳動比大（單機傳動比約為7100以上）；體積小，質(zhì)量小，效率高（=0.80.9）；主動軸與從動軸的同軸性好便與裝配。該傳動已制定國家標準，并由專業(yè)廠家批量生產(chǎn)，以供選用。第二章 K-H-V行星齒輪21 K-H-V行星齒輪的傳動原理及組成（一）組成 K-H-V行星齒輪主要由一個太陽輪K、一個行星架H、一個帶輸出機構(gòu)的輸出軸V組成。結(jié)構(gòu)

12、緊湊，體積與質(zhì)量?。ǘ﹤鲃釉?k-h-v型少齒差行星傳動如圖2-1所示，它主要由一個裝在轉(zhuǎn)臂H上的行星輪和一個固定不動的內(nèi)齒輪而組成的內(nèi)齒合行星傳動，行星輪的齒數(shù)比內(nèi)齒輪的齒數(shù)少1、2或者3、4齒，由于兩齒輪差的齒數(shù)很少，故叫少齒差，這種少齒差行星齒輪傳動用于減速時，是以系桿H為主動件。由于行星輪相對中心輪有偏心，故在傳動時，行星輪1不僅要作公轉(zhuǎn)而且要做自傳。因此，就需要一個能夠傳遞兩平行軸之間旋轉(zhuǎn)運動的聯(lián)軸器，即稱偏心輸出機構(gòu)V，以便把行星輪的自傳輸圖2-1送出來。由于這種行星輪系，是由一個中心齒輪K，一個系桿H和一個偏心輸出機構(gòu)V所構(gòu)成的，故簡稱K-H-V型行星機構(gòu)。它采用削軸式輸出結(jié)

13、構(gòu)，當轉(zhuǎn)臂H轉(zhuǎn)動時迫使行星輪轉(zhuǎn)動，當齒數(shù)差為1時，當轉(zhuǎn)動軸轉(zhuǎn)一周時，行星輪相對于內(nèi)齒反向轉(zhuǎn)動1個齒，因此達到了減速的目的，并通過傳動比等于1的銷軸式輸出機構(gòu)使軸V將運動輸出。行星輪既繞輸入軸軸心公轉(zhuǎn)又繞自身軸心自轉(zhuǎn)，但兩轉(zhuǎn)動方向相反。 在設計少齒差行星齒輪減速器時，如果內(nèi)齒輪齒數(shù)不變，行星齒輪齒數(shù)越大，兩者之間的齒數(shù)差越小，則傳動比越大。但是，當內(nèi)齒輪副的齒數(shù)差小到一定程度時，將會發(fā)生不在嚙合位置的齒廓相互重疊現(xiàn)象。 為了使內(nèi)齒輪副在少齒差時仍然能夠正確嚙合順利運轉(zhuǎn)，可以從兩條途徑消除齒廓重迭干涉：一是降低齒頂高的選用短齒，從齒高方向消除齒廓重迭，一是選擇適當?shù)恼兾幌禂?shù)，減少外齒輪的 齒頂厚

14、度，增大內(nèi)齒輪的齒槽寬度，從齒厚方向消除齒廓重迭干涉。2.2 K-H-V行星齒輪的特點 K-H-V行星齒輪的傳動比： 圖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，兩齒輪的齒輪差越小而傳動比就會越大。當齒數(shù)差=1時，這時的傳動比為：iHV=-z2由此可以總結(jié)出K-H-V行星齒輪的優(yōu)點：（1）傳動比大 單級傳動比約為7到100（2）體積小、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊（3）效率高 傳動效率為0.8到0.9此外，K-H-V行星齒輪還具有：承載能力大，傳動平穩(wěn)、噪音小，使用壽命長，便與維

15、修等特點。同時由于主動軸與從動軸的同軸性好，便與裝配等優(yōu)點。K-H-V行星齒輪的缺點：1.由于齒數(shù)差很小，容易造成干涉現(xiàn)象。2.對于齒輪的加工精度要求很高，且必須采用變位齒輪。3.由于其結(jié)構(gòu)緊湊，造成其零部件的幾何形狀較為復雜，加工誤差較大。2.3 K-H-V行星齒輪的現(xiàn)狀及發(fā)展方向 雖然從1960年代以后,漸開線少齒差傳動才得到迅速的發(fā)展，但是早在1949年,蘇聯(lián)學者就從理論上解決了實現(xiàn)一齒差傳動的幾何計算問題。目前有柱銷式零齒差十字滑塊、浮動盤等多種形式。從60年代初開始,國外就開始探討圓弧少齒差傳動,到70年代中期,日本就已經(jīng)開始進行圓弧少齒差行星減速器的系列化生產(chǎn)。這種傳動裝置的特點在

16、于:（1）在行星輪的齒廓曲線中用凹圓弧代替了擺線；（2）輪齒與針齒在嚙合點的曲率方向相同；（3）同時形成了兩凹凸圓弧的內(nèi)嚙合,從而提高了輪齒的接觸強度和嚙合效率；（4）由于其針齒不帶齒套,并采用半埋齒結(jié)構(gòu),因此既提高了彎曲強度又簡化了針齒結(jié)構(gòu)。此外,圓弧形輪齒的加工無需專用機床,精度也易保證,而且修配方便。1956年我國著名的機械學家朱景梓教授根據(jù)雙曲柄機構(gòu)的原理提出了一種新型少齒差傳動機構(gòu),該機構(gòu)的特點是當輸人軸旋轉(zhuǎn)時,行星輪不作擺線運動(高速公轉(zhuǎn)與低速自轉(zhuǎn)的合成運動),而是通過雙曲柄機構(gòu)導引作圓周平動。這種獨特的“雙曲柄輸入少齒差傳動機構(gòu)”得到國內(nèi)外同行的高度評價。我國從1958年開始研制

17、擺線針輪減速器,1960年正式投入工業(yè)化生產(chǎn),目前已形成系列,并且制定了相應的標準,廣泛用于各類機械中。1960年制成第一臺二齒差漸開線行星齒輪減速器,其傳動比為37.5,功率為16kW,用于橋式起重機的提升機構(gòu)中。1963年朱景梓教授在太原工學院學報上發(fā)表了齒數(shù)差Zd=1的漸開線K-H-V型行星齒輪減速器及其設計一文,詳細闡述了漸開線少齒差傳動的原理和設計方法。這些創(chuàng)造性的工作與成就,為少齒差行星齒輪傳動在我國的推廣應用起了重要的指導作用。雙曲柄輸入少齒差行星齒輪傳動的優(yōu)點是:（1）能使行星軸承所受載荷下降,而且當內(nèi)齒板作為行星輪時,行星軸承的徑向尺寸可不受限制,從而提高了行星軸承的壽命。（

18、2）另外,這種傳動不需要輸出機構(gòu),還可實現(xiàn)平行軸傳動,效率高,適用性強。但是,由于歷史原因,雙曲柄輸入式少齒差傳動一直沒有得到應有的發(fā)展,直到近十幾年才逐漸為人們所重視。1985年重慶鋼鐵設計院提出了平行軸式少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動三環(huán)減速器,但是這種減速器要在一根曲軸上要安裝三片內(nèi)齒板,需制成偏心套機構(gòu),存在著結(jié)構(gòu)復雜、加工分度精度要求高、曲軸聯(lián)接結(jié)構(gòu)表面產(chǎn)生微動磨損、三套互為120°的雙曲柄機構(gòu)之間存在過約束等問題。1993年重慶大學博士崔建昆提出新型軸銷式少齒差行星齒輪傳動,并對其進行了理論分析。隨著少齒差行星齒輪傳動研究的深入,已成功地開發(fā)出不少新的漸開線少齒差行星齒輪傳動形式。

19、目前,我國研究出一種連桿行星齒輪傳動平行軸式少齒差內(nèi)齒行星齒輪傳動。該類傳動是以連桿內(nèi)齒輪(齒板)為行星輪,采用雙曲柄輸入,且無輸出機構(gòu)。主要有一齒環(huán)(一片連桿行星齒板)、二齒環(huán)(兩片連桿行星齒板)、三齒環(huán)及四環(huán)等結(jié)構(gòu)形式的減速器。如圖2-3為三環(huán)減速器的基本結(jié)構(gòu)及其工作原理簡圖。兩根互相平行且各具有三個偏心軸徑(或偏心套)的高速軸2,動力通過其中任一或兩軸同時輸入,三片連桿行星齒板(內(nèi)齒輪)1通過軸承裝在高速軸上, 外齒輪的軸3為低速軸,其軸線與高速軸2軸線平行,高、低速軸均通過軸承支承在機體上。三片齒板1與外齒輪嚙合,嚙合的瞬時相位差呈120°。圖2-3國內(nèi)外學者在齒形分析、結(jié)構(gòu)

20、優(yōu)化、接觸分析、結(jié)構(gòu)強度、動態(tài)性能、傳動效率、運動精度方面進行了大量的研究,利用計算機技術(shù)進行減速器各主要部件的實體建模、仿真、干涉檢查等,縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期,并應用到產(chǎn)品的設計中,取得了許多有價值的成果。（1）通過對對N型內(nèi)齒行星齒輪傳動的基本結(jié)構(gòu)型式環(huán)式減速器的傳動機理進行分析研究,建立了環(huán)式減速器系統(tǒng)受力分析模型,得出目前環(huán)式減速器存在慣性力或慣性力矩不平衡的結(jié)論。（2）通過對對平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題動平衡進行研究,以有限元彈性接觸分析理論為基礎,建立了平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題時的有限元分析模型,提出了一種對研究平行動軸少齒差傳動內(nèi)齒輪副嚙合過程中實際接觸齒對數(shù)、齒間載荷

21、的分配及齒面載荷分布的分析計算方法。為平行動軸少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動的承載能力的計算、齒輪幾何參數(shù)的確定及零部件的強度分析計算提供了理論依據(jù)。（3）采用遺傳算法模擬生物自然進化過程來搜索少齒差傳動參數(shù)的最優(yōu)解。通過優(yōu)化后的少齒差傳動裝置具有較小的體積和較好的傳動性能。發(fā)展趨勢：世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日益完善，制造技術(shù)不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術(shù)引進，在消化吸收國外先進技術(shù)方面取得長足的進步。齒輪傳動技術(shù)是機械工程技術(shù)的重要組成部分,在一定程度上標志著機械工程

22、技術(shù)的水平,因此,齒輪被公認為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機械的承載能力和傳動效率,減少外形尺寸質(zhì)量及增大減速機傳動比等,國內(nèi)外的少齒差行星齒輪傳動正沿著高承載能力、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率、小型化、低振動、低噪音、低成本、標準化和多樣化的方向發(fā)展的總趨勢。少齒差行星齒輪傳動具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點,廣泛應用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、農(nóng)業(yè)等許多領域,少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。第三章 原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖3.1 原始數(shù)據(jù)基本參數(shù)傳動比：25電動機型號：Y132S-4輸出功率：5.5KW滿載電流：11

23、.6A滿載轉(zhuǎn)速：1440r/min同步轉(zhuǎn)速：1500滿載效率：85.5%功率因數(shù)：cos=0.84最大轉(zhuǎn)矩：2.2行星齒輪個數(shù)：23.2 系統(tǒng)及構(gòu)件圖及傳動圖2-3 上圖為我本次設計的結(jié)構(gòu)簡圖。此結(jié)構(gòu)為典型的一齒輪減速器，具有結(jié)構(gòu)小、體積小、傳動效率高、可靠性高壽命長等特點。傳動過程：首先電動機轉(zhuǎn)動，帶動偏心軸H一起轉(zhuǎn)動，內(nèi)齒輪b是固定不動的，因為它是跟機殼連在一起的。這樣當H轉(zhuǎn)動帶動行星齒輪c轉(zhuǎn)動時，b不會轉(zhuǎn)動，齒輪c就做行星運動。當然當行星齒輪c和內(nèi)齒輪b的齒數(shù)差很少時，輸入軸h每轉(zhuǎn)一周，行星齒輪相對于齒輪b就反向轉(zhuǎn)動b-c個齒輪的距離，這樣就達到了減速的目的。行星齒輪c帶有一個輸出軸v，

24、v將減速后的轉(zhuǎn)速輸出去。電動機帶傳動軸H 行星輪C內(nèi)齒輪B不動，C相對于B轉(zhuǎn)動行星輪C相對于B，反轉(zhuǎn)b-c個齒，達到減速的目的輸出軸V圖2-4 系統(tǒng)傳動簡圖 第四章 齒輪的計算4.1 齒數(shù)及齒輪材料的確定 本次設計的齒輪的齒數(shù)差為1(ZD=1)ip=ZcZb-Zc=25又ZD=1因此Zc=25 Zb=26主要零件的材質(zhì)和齒輪的精度根據(jù)機械工業(yè)出版社最新出版的機械設計手冊第三卷里記載的，得出以下結(jié)論：行星輪：40G，淬火后磨齒，47HRC，精度7JB GB/T100952001.內(nèi)齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，235_250HBS，精度7JB GB/T100952001.柱銷：GCr15淬火，58_64HR

25、C。浮動盤：GCr15淬火，55_60HRC。輸入偏心軸：45鋼調(diào)質(zhì)，260_300HBS.輸出軸：45鋼調(diào)質(zhì)，250_280HBS。4.2 嚙合角、變位系數(shù)的確定 按照機械設計手冊第三卷中，表17.235齒數(shù)差齒頂高系數(shù)重合度齒廓重疊干涉驗算值0.60.70.8嚙合角11.050由上表預假設重合度為a=1.05 Gs=0.050 嚙合角= ha=0.6齒形角=20° 并且外齒輪變位系數(shù)xc的初值xc(0)=0按要求模數(shù)m=31 外齒輪分度圓直徑為:（d）c=mzc =3*25=75(4-1)2 內(nèi)齒輪分度圓直徑為：（d）b=mzb=3*26=78（4-2）3 外齒輪節(jié)圓直徑為（db

26、）C =dc × cos =75*cos20°=70.48（4-3）4內(nèi)齒輪節(jié)圓直徑為（db）b= db × cos=78* cos20°=73.30（4-4）5內(nèi)齒輪齒頂圓直徑為（da）c = m( zc + 2ha + 2xc(0)=3*（25+2*0.6+2*0）=81.6 （4-5）6 內(nèi)齒輪變位系數(shù)為xb0=zb-zclnv'-lnv2tan+xc0 =（26-25）ln49-ln202tan20+0 =0.4061 （4-6）7外齒輪齒頂圓直徑為（da）b=m(zb+2ha+ 2xb(0)=3*(26+2*0.6+2*0.4061)=

27、84.03（4-7）8外齒輪齒頂圓嚙合角為（a）c=arccos(db)c/(da)c= arccos70.48/81.6=30.2625°(4-8)9 內(nèi)齒輪齒頂圓嚙合角為（a） b=arccos(db)b/(da)b=arcos73.3/84.03=29.5978°(4-9)10 齒輪嚙合中心距為a=m(zb-zc)/2=3*(26-25)/2=1.5mm(4-10)a=2.138511 齒輪副的重合度為a=zctanac-tan'-zbtanab-tan'/(2)(4-11) =25*tan30.2625°-tan49°-26tan

28、29.5978°-tan49° /2因為(4-12)=56.605°(4-13)=57.6906°齒廓重迭干涉系數(shù)為：Gs=zclnvac+1+zb-zclnv'-zblnv（a）b+2(4-14)=0.134256>0.054.3 計算四個偏導數(shù)axb=1cos200sin(a)b-tansin2=0.50584 （4-15）axc=-1cos200sin(a)c+tansin2=-0.49216 （4-16）Gsxc=2sinaccos+ma'racrabsin1sin2zcrab2sin2cos1-2-zbrac2sin1co

29、s1-2tan = （4-17Gsxb=2sinabcos+ma'racrabsin1sin2zcrab2sin2cos1-2-zbrab2sin1cos1-2tan =(4-18)4.4 xc1,xb1及相對應'的計算根據(jù)機械設計手冊中介紹的牛頓法迭代有：xc1=-0.88805xb1=-0.49764所以：'=arcinv(inv+2tan×xb-xbzb-zc=490（4-19）代入機械設計手冊公式（17.2-36）和公式（17.2-41）得出：c=0.8828,Gs=0.199重復上述計算,得出：xc=-0.5945,xb=-0.218,=-1.050

30、,Gs=0.051（4-20）4.5 幾何尺寸的計算和限制條件檢查由以上的計算結(jié)果可以計算出外齒輪的齒頂圓的直徑：(da)c=m(zc+2ha*+2xc)=3×25+2×0.6+2×-0.5945=75.033內(nèi)齒輪齒頂圓直徑：(da)b=mzb+2ha*+2xb=3×26-2×0.6+2×-0.218=73.092由于本次設計的齒輪為少齒差內(nèi)嚙合齒輪副，起內(nèi)外齒輪僅相差一齒，因此標準齒輪不能正常嚙合，會產(chǎn)生干涉。根據(jù)機械設計手冊第三卷可以知道，為平穩(wěn)傳動避免干涉，應保證>1，因此必須對設計的齒輪必須進行干涉條件校核。干涉條件包

31、括：（1） 齒輪輪廓的重迭干涉（2） 內(nèi)外齒輪的徑向干涉（3） 節(jié)點的吃定干涉（4） 用插齒刀插制齒輪產(chǎn)生的頂切（5） 用滾刀加工產(chǎn)生的根切（6） 內(nèi)齒圈的齒頂與插制/滾切外齒輪根部的過渡曲線干涉（7） 內(nèi)齒輪頂部為漸開線4.6 切削內(nèi)齒輪插齒刀的選擇 根據(jù)齒輪傳動設計手冊表7-36可知：齒數(shù)Z0=10（GB/T 6081-2001）變位系數(shù)X0=0.14齒頂高系數(shù)（ha*）0=1.25齒頂圓直徑為（da）0=34.484.7 徑向切齒干涉 因為本設計中的Xb為負則需要進行計算驗證 齒輪的參數(shù)為：齒數(shù)Zb=26 變位系數(shù)Xb=-0.218齒頂系數(shù)ha*=0.6內(nèi)齒輪齒頂圓直徑為（da）b=81

32、.6mmcos（a）b=mzbcos/(da)b=3×26×cos20081.6=0.89823所以 （a）b=26.07° inv(a)b=tan26.07°-26.07°3.14180°=0.03447rad所以cosa0=mz。cos(da)0=3×10×cos20°34.48=0.8176所以 a0=35.15°所以 inva0=0.0909radinv0b=inv+2tan(Xb-X0)zb-Z0 inv0b=inv20°+2×tan20°×(-

33、0.218-0.14)26-10=0.011532635rad0b=16.3625°0=arcsin21-cosa0cosab21-Z0Zb2=arcsin21-cos35.15cos26.0721-10262=16.88735°inv0=0.08916b=arcsin2cosabcosa02-1ZbZ02-1 b=arcsin2cos26.07cos35,152-126102-1=10.925°invb=0.0244176rad所以0+inva0-inv0b-ZbZ0b+invab-inv0b=16.88735°+0.0909-261010.925+0

34、.03447-0.011532=0.011486.>0所以不會發(fā)生干涉4.8 插齒嚙合角（0）b 在用插齒刀加工內(nèi)齒輪時不能出現(xiàn)插齒嚙合角（0）b為負的情況，本設計在選擇插齒刀時已經(jīng)考慮過該因素。選擇Z0=10，inv0b=0.011532635rad>0因此滿足要求。4.9 切削內(nèi)齒輪其他限制條件檢查4.9.1 展成頂切干涉 當Z0,X0太小時有可能會產(chǎn)生展成頂切干涉，因此應滿足下式：Z0-Zb1-tan（a）btan（0）b010-261-tan26.07°tan16.3625°=7.4299945>0所以不會發(fā)生干涉。4.92 齒頂必須是漸開線因(d

35、b)b=73.3<(da)b=84.03所以是漸開線。4.93 切削外齒輪的限制條件外齒輪用滾切法加工，需要檢查是否出現(xiàn)根切：ha*Zmin-ZCZmin=0.6×10-2510=-0.9<XC=-0.5945因此不會產(chǎn)生根切。4.10 內(nèi)嚙合的其他限制條件4.10.1 漸開線干涉按齒輪傳動設計手機表7-35中的公式檢查ZC-Zb1-tanabtan025-261-tan26.07°tan40°=10.057668>04.10.2 外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒根的過渡曲線干涉按齒輪傳動設計手機表7-35中的公式檢查ZCtanac-tan+Zbtan-ta

36、n0b+z0tan0b-tana00式中外齒輪的齒頂壓力角為：ac=arccosmZCcosdac=arccos3×25×cos20°75.033=20.069所以：25×tan20.069°-tan49°+26×tan49°-tan16.3625°+10×tan16.3625°-tan35.150-1.45510因此無外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒根的過渡曲線干涉。4.10.3 內(nèi)齒輪齒頂與外齒輪齒根的過渡曲線干涉根據(jù)齒輪傳動手冊表7-35中的公式檢查ZCtan-tan+Zbtan-tanab

37、-4(ha*-Xc)sin2025×tan20°-tan49°+26tan20°-tan26.07°-4×(0.6-0.5945)sin40°0-0.3035<0因此無內(nèi)齒輪齒頂與外齒輪齒根的過渡曲線干涉。4.10.4 頂隙檢查4.10.4.1 外齒輪齒根與內(nèi)齒輪齒底之間的間隙C1=ab-fc式中=coscos=1.5×cos20°cos49°=2.1fc=dc2-mha0*-Xc=752-3×0.6+0.5945=33.91故：C1=36.546-2.1-33.91=0.534

38、.10.4.2 內(nèi)齒輪齒根與外齒輪齒底之間的間隙C2=rfb-rac-a0b=a0bcoscos0b=m(Zb-Z0)cos2cos0b=3×(26-10)cos20°2×cos16.3625°=23.50459°故：rfb=a0b+ra0=23.50459+17.29=40.79459因此：C2=40.79459-375665-2.1=1.1經(jīng)過上述的計算和描述并且經(jīng)過必要的驗算與查表核對可以得出以下的數(shù)據(jù)外齒輪的相應參數(shù)齒數(shù)z=25模數(shù)m=3齒形角=20°齒頂高系數(shù)ha*=0.6變位系數(shù)x1=-0.5945精度等級（GB10095

39、-88）8-GK齒距累積誤差Fp=0.09齒圈徑向跳動公差Fr=0.045公法線長度變動公差Fw=0.04齒距極限偏差±fpt=±0.02基節(jié)極限偏差±fpb=±0.018齒向誤差F=0.018配嚙齒輪齒數(shù)z=26中心距離a=1.9690.0010內(nèi)齒輪的相應參數(shù)齒數(shù)z=26模數(shù)m=3齒形角=20°齒頂高系數(shù)ha*=0.6變位系數(shù)x1=-0.2180精度等級（GB10095-88）8-GK齒距累積誤差Fp=0.09齒圈徑向跳動公差Fr=0.045公法線長度變動公差Fw=0.04齒距極限偏差±fpt=±0.02基節(jié)極限偏差&#

40、177;fpb=±0.018齒向誤差F=0.018配嚙齒輪齒數(shù)z=25中心距離a=1.9690.0010第五章 強度計算5.1 轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算轉(zhuǎn)臂軸承是少齒差行星齒輪減速器的一個薄弱環(huán)節(jié)，其原因可大致總結(jié)為以下幾點：1. 作用在行星輪上的所有力都被轉(zhuǎn)臂軸承承受，而轉(zhuǎn)臂軸承又裝在輸入軸上，因此軸承的轉(zhuǎn)速很高，所以轉(zhuǎn)臂軸承處于高速重載荷下工作，減速器所能傳遞的功率往往受到轉(zhuǎn)臂軸承受極限限制。2. 由于受到少齒差減速器結(jié)構(gòu)緊湊的限制，軸承的尺寸大小也受到限制。以下為軸承的壽命計算：軸承額定壽命：Lh=500fn式中：fn壽命系數(shù)fh=cfnpfp=72600×0.2777284

41、.2×1.21=2.2817P動負荷，P=FR=T2rbc=2×800×100035.24=45402.95 C額定動負荷，選用單列向心球軸承33113，C=72600N； fp工作情況系數(shù)，fp=fp1fp2fp3=1×1.1×1.1=1.21； fp1負荷性質(zhì)系數(shù)，選??； fp2齒輪系數(shù)，當齒輪周節(jié)極限偏差小于0.02取fp2=1.051.10；當齒輪周節(jié)極限偏差為0.021取fp2=1.101.30；此處取fp2=1.10； fp3安裝部位系數(shù)，非調(diào)心軸承裝于行星輪體內(nèi)，fp3=1.11.2，故取fp3=1.1； f3速度系數(shù)f3=331

42、3n13=3313161213=0.18967； n軸承轉(zhuǎn)速，n=nH-nc1-zc-zbzc=1550×1-25-2625=1612； 壽命指數(shù)，對球軸承=3。則壽命為 Lh=500fhz=500×2.28173=5939h 5.2 銷軸受力 參看圖5-1 F2=T2Dw=800×1000175=4571N ×5.3 銷軸的彎曲應力 銷軸材料為GCr15，硬度5864HRC F=FCL0.1dsw3=4517×80.1×153=108MPa<FP=150200MPa5.4 銷套與浮動盤平面的接觸應力 H=190FCbr1=19

43、0×45179×21=934MPa<HP=10001200MPa第六章 效率計算6.1 嚙合效率6.1.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率 由齒輪傳動手冊中式（7-87）得 ac=zc2tanac-tan=252×tan20.069°-tan49°=-3.125所以 EC=0.5-ac=0.5-3.125=3.625又由齒輪傳動手冊中式（7-88）得 ab=Zb2tan-tanab=262×tan49°-tan20.67°=3.2所以 Eb=ab-0.5=3.2-0.5=2.7按內(nèi)齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦因數(shù)，取

44、。由齒輪傳動手冊中式（7-86）得 NH=1-E1ZC-1Zb(EC+Eb)=1-0.08×125-1263.652+2.7=0.99926.1.2 行星機構(gòu)的嚙合效率 本設計中，由齒輪傳動手冊中式（7-84）得 HVb=（Zb-Zc）NHZb-ZcNH=26-250.999226-25×0.992=0.97966.2 輸出機構(gòu)的效率 因采用浮動盤輸出機構(gòu)，由齒輪傳動手冊中式（7-92）得 WH=11+2waRw 取摩擦因數(shù)，中心距，銷軸中心圓半徑，則 WH=11+2×0.002×1.96×87.5=0.99997故輸出機構(gòu)效率，由式（7-89

45、）得 WHVb=(Zb-Zc)WHZb-ZcWH=26-25×0.999726-25×0.9997=0.99746.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 由齒輪傳動手冊中式（7-94）得 B=1-Bdnmzdcos 滾動軸承摩擦因數(shù)B=0.002，dn為軸承內(nèi)徑，313軸承dn=65mm，模數(shù)m=3，Zd=1，=20°。 B=1-0.002×653×1×COS20°=0.94976.4 總效率 由齒輪傳動手冊中式（7-83）得 =HVbWHVbB=0.9796×0.9974×0.9497=0.9279第七章 軸的設計軸是軸承

46、或者車輪中間、齒輪之間的圓柱形物件，起著支撐零件并傳遞運動彎矩、轉(zhuǎn)矩的作用。是組成機器的主要零件之一，凡是作為回轉(zhuǎn)運動的零件，都安裝在軸上以便實現(xiàn)運動和動力傳遞。根據(jù)軸的形狀分類，可分為曲軸和直軸；根據(jù)軸的承載情況分類，可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸。軸的工作能力取決于軸的強度與剛度，有時還要考慮震動穩(wěn)定性。軸的設計主要是軸的外形和結(jié)構(gòu)尺寸以及強度符合要求。設計與軸上安裝零件的類型、位置、尺寸、零件的固定方式，載荷性質(zhì)、大小與分布，軸承的類別、尺寸、軸的加工、裝配工藝、安裝和運輸，以及軸的變形等等因素有關系。如果軸的結(jié)構(gòu)設計不合理，會直接影響軸的工作能力以及軸上零件工作的穩(wěn)定性與可靠性，同時會增加軸

47、的制造成本和軸上零件的安裝難度。軸的設計計算主要涉及軸的剛度、強度、和振動穩(wěn)定性等方面的計算。設計的過程考慮幾個設計原則：1.降低成本，減輕重量，在等強度的條件下盡量采用外形尺寸或截面系數(shù)大的材料；2.方便在軸上進行零件的定位、裝拆、穩(wěn)固和調(diào)整；3.應用能夠減少應力集中和提高機構(gòu)的強度；4.加工方便。大多數(shù)情況下，軸的強度決定了軸的工作能力，因此對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑像變形。7.1 軸材料的選擇軸的材料選取原則是：足夠的強度、耐磨度和耐腐度；對應力集中敏感性低；良好的加工性、經(jīng)濟性。軸的材料有很多種，其中碳鋼、合金鋼、球墨鑄鐵和高強度球墨鑄鐵是比較常見的幾種。選擇時應考慮幾個因素：1

48、.軸的強度、剛度、耐磨性要求和載荷的大小性質(zhì)等等；2.軸的材料來源和經(jīng)濟程度；3.軸的熱處理方法以及加工工藝要求。通常選用的材料是碳鋼和合金鋼。碳鋼有足夠的強度并且對于集中應力敏感性比較低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝廣泛，同時價格較低，供應量較大。一般要求的軸，可選用30、40、45、50等牌號的中碳鋼制造，其中以45號鋼最為常見，對于要求不高的或是受力較小的場合可選用38CrMoAl等普通碳素鋼。合金鋼的機械性能和淬火性能比較高，常用于制造高速、承載大的軸，或是那些受力大但是要求質(zhì)量輕，尺寸小的軸。但合金鋼對應力集中比較敏感，并且價格較貴，常用于對耐磨性有特殊要求的軸。例如，20C

49、rMoV、38CrMoAl等合金鋼具有良好的高溫機械性能，20Cr、38CrMnTi等低碳合金鋼經(jīng)過滲碳處理后其耐磨性能得到很大的提高。球墨鑄鐵和高強度鑄鐵的機械性能和強度比碳鋼低，但由于其鑄造工藝性好，便于得到較為復雜的外形，并且具有良好的吸振性，耐磨性好，價格低廉，對應力集中敏感性低等優(yōu)勢，以前應用比較廣泛。另外，由于常溫下合金鋼和碳素鋼的彈性模量相差不大，所以當其他的條件一致時，選用合金鋼來提高軸的剛度是不明智的，通常通過增加軸徑等方式來提高軸的剛度。軸的毛坯可以用軋制圓鋼材、鍛造、焊接、鑄造等方法得到。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強度比較好，用以生產(chǎn)大批次、外形復雜且重要的大尺寸軸，直徑特大但是

50、批量比較少的軸一般選用焊件毛坯，而要求不高或者較長的軸，選用軋制圓鋼材。本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸和輸出內(nèi)齒輪的材料都為40Cr調(diào)制鋼。7.2軸的結(jié)構(gòu)設計軸的結(jié)構(gòu)設計包括設計出軸的合理外形和結(jié)構(gòu)尺寸。結(jié)構(gòu)和形狀主要取決于以下幾個方面：1.軸的毛坯種類2. 作用在軸上應力的大小及分配情況3.軸承在軸上安裝的位置、尺寸和類型4.軸上零件的位置、配合情況 和連接方式以及固定方式5.軸的加工工藝、裝配方法以及其他的要求。影響軸結(jié)構(gòu)的因素很多，因此軸的具體結(jié)構(gòu)并沒有標準的，因此軸的設計需要根據(jù)具體的需求來進行設計。在設計軸的結(jié)構(gòu)時，應滿足幾個要求：1.軸上零件都有準確的的安裝位置；2.

51、便于對軸上的零件進行裝卸和調(diào)整；3.有良好的制造工藝性等等。在對軸進行設計的時候，應該知道的條件有：機械裝配圖、軸的轉(zhuǎn)速和傳遞功率，軸上零件的常見參數(shù)和尺寸等。本文對軸的設計過程如下：7.3 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設計圖7-1根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度（1.） 1到2這段利用聯(lián)軸器與電動機鏈接，根據(jù)GB/T5014-2003選擇聯(lián)軸器，軸的長度為35mm。（2.） 2到3這段，由于選擇的是深溝球軸承6006，其內(nèi)徑d=30mm，寬度B=36mm，同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故取這段長度為50mm，同時在這段末尾開一退刀槽，目的是方便定位和加工。（3.） 3到4這段主要是考慮到齒輪與箱體壁

52、之間的間隙，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內(nèi)徑d=40mm，寬度B=23mm，所以取這段長度為33mm，同時為方便定位、加工與固定開2個退刀槽。（4.） 4到5這段主要用于支撐滾子，取長度為20mm。（5.） 5到6這段設計和3到4一樣，同樣取其長度為33mm。（6.） 6到7這段考慮到安裝設計一個臺階，寬度為3mm。（7.） 7到8這段根據(jù)選用的深溝球軸承6204，內(nèi)徑d=20mm，軸承寬度B=14mm，故取這段長度為12mm。同時開1個退刀槽。參考機械設計，取本軸的所有倒角為r=2×450，以上的退刀槽都為1mm。輸入偏心軸上零件的軸向定位，聯(lián)軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，

53、參考機械設計表6-1，選取該平鍵為14×9×407.4輸出軸的機構(gòu)設計圖7-2根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度：(1.)1到3段用于連接輸入軸取這段長度為30mm，1到2為10mm，2到3為20mm。(2.)3到4段，根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33112，內(nèi)徑d=60mm,軸承寬度B=30mm,故取這段長度為36mm。(3.)4到5這段主要為了方便安裝，取這段長度為90mm。(4.)5到6這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33111，其內(nèi)徑d=55mm,軸承寬度B=30mm，故取這段長度為26mm。(5.)6到8段為了方便軸承定位，所以在此處設計一個階梯，且其長度為20mm。(6.)8到9段為輸出軸與聯(lián)軸器相連部分，故取這段長度為80mm。(7.)參考機械設計，取本軸的所有倒角r=2×450輸入偏心軸上零件的軸向定位，聯(lián)軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，參考機械設計表6-1，選取該平鍵為14×9×60.7.5軸的強度計算由上面所述，軸的材料為45號鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械工業(yè)出版社出版的機械設計手