I摘 要 對一齒差行星齒輪減速器國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點(diǎn)、結(jié)構(gòu)型式和其傳動原理進(jìn)行了一定的闡述。在設(shè)計過程當(dāng)中，對內(nèi)嚙合傳動產(chǎn)生的各種干涉進(jìn)行了詳細(xì)驗(yàn)算；從如何提高轉(zhuǎn)臂軸承的壽命為出發(fā)點(diǎn)，來計算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進(jìn)行一齒差內(nèi)齒輪副的設(shè)計計算，最終合理設(shè)計減速器的整體結(jié)構(gòu)。 關(guān)鍵詞：一齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副 IIAbstract 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 gearIII目 錄摘 要 IIAbstract .III第 1 章 緒論 .11.1 概述 .11.2 一齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式 .11.2.1 N 型一齒差行星減速器 11.2.2 NN 型一齒差行星減速器 .3第 2 章 一齒差行星齒輪減速器總體參數(shù)的設(shè)計 52.1 課題參數(shù)擬定 .52.2 確定電動機(jī)的型號 .52.3 傳動比分配 .52.4 動力運(yùn)動參數(shù)計算 .6第 3 章 一齒差行星減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 73.1 一齒差傳動原理 73.2 齒輪齒差的確定 .73.3 選定齒輪的精度等級和材料 .8第 4 章 軸的設(shè)計 124.1 軸的材料選擇 .124.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計 .124.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .124.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計 .134.3 強(qiáng)度計算 .144.3.1 輸入軸上受力分析 .144.3.2 輸入軸支反力分析 .154.3.3 軸的強(qiáng)度校核 .16第 5 章 浮動盤式輸出機(jī)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度計算 185.1 機(jī)構(gòu)形式 .185.2 幾何尺寸的確定 185.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應(yīng)力 .185.4 嚙合效率 .185.4.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率 .185.4.2 行星結(jié)構(gòu)的嚙合效率 .195.5 輸出機(jī)構(gòu)的效率 .195.5.1 用浮動盤輸出機(jī)構(gòu) .195.5.2 行星機(jī)構(gòu) .19IV5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 .195.4 總效率 .20第 6 章 部分零件的校核 216.1 一齒差行星齒輪傳動受力分析 .216.1.1 齒輪受力 .216.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 .226.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 .226.2 銷軸的強(qiáng)度校核計算 .236.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 .236.4 鍵的校核計算 .256.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 .266.4.2 偏心套處鍵的校核 .266.4.3 支座處鍵的校核 .266.5 軸承的校核計算 .26總結(jié) 32致 謝 .33參考文獻(xiàn) 341第 1 章 緒論1.1 概述隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機(jī)械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動比范圍大，效率高，承載能力大，運(yùn)轉(zhuǎn)可靠以及壽命長等。減速器的種類雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結(jié)構(gòu)笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動比時，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設(shè)備制造；而漸開線一齒差行星減速器不但基本上能滿足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機(jī)上加工，因而成本較低。能適應(yīng)特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運(yùn)輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應(yīng)用。1.2 一齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式一齒差行星齒輪減速器常用的結(jié)構(gòu)型式有 N 型和 NN 型兩種。 1.2.1 N 型一齒差行星減速器N 型一齒差行星減速器按其輸出機(jī)構(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動式和孔銷式三種?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。2圖 1-1圖 1-2圖 1-1 是典型的孔銷式 N 型減速器。它主要由偏心軸 1，行星齒輪 2，內(nèi)齒輪 3，銷套 4，銷軸 5，轉(zhuǎn)臂軸承 6，輸出軸 7 和殼體等組成。圖 1-2 為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當(dāng)電動機(jī)帶動偏心軸 1 轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪 3 與機(jī)殼固定不動，迫使行星齒輪 2 繞內(nèi)齒輪 3 作行星運(yùn)動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)） 。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運(yùn)動為反向低速運(yùn)動。利用輸出機(jī)構(gòu) V 將行星輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動按3傳動比 而傳遞給輸出軸 7，從而達(dá)到減速的目的。1?i圖 1-2 的 V 結(jié)構(gòu)為減速器的輸出結(jié)構(gòu)，其特點(diǎn)是從結(jié)構(gòu)上保證行星齒輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大兩倍偏心距。在運(yùn)動過程中，銷軸套始終與行星齒輪上的銷孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動通過軸套傳給輸出軸，以實(shí)現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運(yùn)動。1.2.2 NN 型一齒差行星減速器NN 型一齒差行星減速器按其輸出構(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。圖 1-3圖 1-4如圖 1-3 所示，它主要由以下四個部分組成；1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸 1 上做一個偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達(dá)到平衡，在偏4心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊 2。2.行星輪 行星齒輪 4 和 7 相聯(lián)結(jié)在一起，安裝在偏心軸頸上；為了減少摩擦，在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉(zhuǎn)臂軸承 3。3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪 5 與機(jī)座 6 聯(lián)接在一起，固定不動。4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪 8 與輸出軸制成一整體，把運(yùn)動輸出。傳動原理簡圖如圖 1-4 所示，原理簡述如下：當(dāng)電動機(jī)帶動偏心軸 1 轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪 5 與機(jī)殼 6 固定不動，迫使行星齒輪 4 繞內(nèi)齒輪 5 做行星運(yùn)動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)） 。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸 1 中心所作的運(yùn)動為反向低速運(yùn)動。行星輪 7 與輸出軸上的內(nèi)齒輪 8 作行星運(yùn)動，把運(yùn)動傳出去，達(dá)到減速的目的。5第 2 章 一齒差行星齒輪減速器總體參數(shù)的設(shè)計2.1 課題參數(shù)擬定擬定本課題為設(shè)計專用的一齒差行星齒輪減速器設(shè)計，主要設(shè)計參數(shù)：輸入功率 5.5KW,輸出的轉(zhuǎn)速為 16r/min,工作環(huán)境溫度 0℃-45℃，兩班制工作，設(shè)計年限為 10 年，每年按照 300 天來計算。要求運(yùn)用計算機(jī)繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。2.2 確定電動機(jī)的型號選上述不同轉(zhuǎn)速的電動機(jī)進(jìn)行比較，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P 499 附錄 50 及相關(guān)資料得電動機(jī)數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表：電機(jī)轉(zhuǎn)速 r/min方案 電機(jī)型號 額定功率 kW 同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)質(zhì)量 kg參考價格（元） 傳動比1 Y132S-4 5.5 1500 1440 38 760 902 Y132M2 -6 5.5 1000 960 63 1022 603 Y160M2-8 5.5 750 720 79 800 45表二為降低電動機(jī)重量和價格，由表二選取同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min 的 Y 系列電動機(jī)，型號為 Y132S-4。查《機(jī)械基礎(chǔ)》P 500 附錄 51，得到電動機(jī)的主要參數(shù)以及安裝的有關(guān)尺寸(mm)，見以下兩表：電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)電動機(jī)型號 額定功率 （ kw） 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 最 大 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.22.3 傳動比分配工作機(jī)的轉(zhuǎn)速 /140/69(/min)inr??總 滿取 662.4 動力運(yùn)動參數(shù)計算（1） 轉(zhuǎn)速 n ??040/mir?滿I=/=16ni帶 滿 帶(2)功率 P05.()dkw?1.09.5.39()kw???聯(lián) 軸 器 軸 承(3)轉(zhuǎn)矩 T0095/5./14=6.7N.m)Pn?（13670951986()i?????聯(lián) 軸 器 軸 承把上述計算結(jié)果列于下表：參數(shù)軸名輸入功率 （kW） 轉(zhuǎn)速(r/min)輸入轉(zhuǎn)矩（ N.m） 傳動比 傳動效率軸 0（電動機(jī)軸） 5.5 1440 36.475軸 1（高速軸） 5.39 16 571.986 90 0.98017第 3 章 一齒差行星減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定3.1 一齒差傳動原理圖 3-1 所示是采用銷軸式輸出機(jī)構(gòu)的一齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個） 、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出） 、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫出）等組成。屬于 K-H-V 型行星傳動的一種類型。圖 3-1圖 3-1 是典型的減速器。它主要由偏心軸，行星齒輪，內(nèi)齒輪，銷套，銷軸，轉(zhuǎn)臂軸承，輸出軸和殼體等組成。圖 1-2 為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當(dāng)電動機(jī)帶動偏心軸 1 轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪與機(jī)殼固定不動，迫使行星齒輪繞內(nèi)齒輪作行星運(yùn)動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)） 。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運(yùn)動為反向低速運(yùn)動。利用輸出機(jī)構(gòu) V 將行星輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動按傳動比而傳遞給輸出軸，從而達(dá)到減速的目的。?i3.2 齒輪齒差的確定一齒差傳動一般齒差數(shù)為 1～4，由于傳動比 i＝90，可取齒差數(shù) ＝1。pz當(dāng)內(nèi)齒輪 2 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，構(gòu)件 V 從動時，可由上式得傳動比公式為： 12zi??上式中的“－”號表示從動件 V 與主動件 H 轉(zhuǎn)向相反。當(dāng)構(gòu)件 V 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，內(nèi)齒輪從動（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動的情況） ，可得出傳8動比公式為： 21zi???上式中的“+”號，表示從動件 2 與主動件 H 的轉(zhuǎn)向相同。已知齒數(shù)差 ＝ ＝1，i＝90，可得：Pz2?＝1×90＝90 ， ＝90-1＝89。2z3.3 選定齒輪的精度等級和材料一般選用 7 級精度。內(nèi)齒輪采用 40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為 250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力 ；外MPaH60lim?? MPaF50lim??齒輪（行星輪）用 20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度 ，心部 HR 為6?HRC302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力aH1350lim。MPaF80lim??（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪由于本設(shè)計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度決定，其設(shè)計公式為： ????1231.()EHdKTuZd?????① 確定載荷系數(shù) K因?yàn)樵擙X輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據(jù)電動機(jī)和載荷的性質(zhì)查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 147表 5－8，得 K 的范圍為 1.4~1.6， 取 K＝1.5。接觸疲勞許用應(yīng)力??limiHNPZS???。┙佑|疲勞極限應(yīng)力由《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 150圖 5－30 中的 MQ 取值線，根據(jù)兩齒輪的齒面硬度，查得 45 鋼的調(diào)質(zhì)處理后的極限應(yīng)力為=600MPa , =560MPa lim1H?lim2H?9ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù) ZN 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jt h 工作壽命每年按 300 天，每天工作 2×8 小時，故th=(300×10×2×8)=48000hN1=60×466.798×1×48000=1.344×109982.3410= .27610i???查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 151圖 5－31，且允許齒輪表面有一定的點(diǎn)蝕ZN1=1.02 ZN2=1.15ⅲ) 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù) SHmin查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 151表 5－10，得 SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 。HP?將以上各數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計算公式得lim11n60.261HNpZMaS????li22mn5.4pHPⅶ）齒寬系數(shù)由于本設(shè)計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P326表 14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為 0.8～1.1。取 。1d??ⅵ）計算小齒輪直徑 d1由于 ，故應(yīng)將 代入齒面接觸疲勞設(shè)計公式，得2p??p???131.()56.8mEHdZKTud?????④ 圓周速度 v11.435/60nvs???查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 145表 5－7，v 1 和 N2= ，查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 156圖8?638.?63105－34 得，YN1=1，Y N2=1 ⅲ)彎曲疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù) SFmin本傳動要求一般的可靠性，查《機(jī)械設(shè)計學(xué)基礎(chǔ)》P 151表 5－10，取 SFmin＝1.2。ⅳ）彎曲疲勞許用應(yīng)力 將以上各參數(shù)代入彎曲疲勞許用應(yīng)力公式得Flim1PNn80=YMPa=15S.2??Fli2Pmn74.67a.ⅴ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核311 12.58210=.8Pa=63.4M6FF FPKTYbd? ?????123122 2.58102.45.36FF FPKTYMPabmd? ??????因此，齒輪齒根的抗彎強(qiáng)度是安全的。第 4 章 軸的設(shè)計4.1 軸的材料選擇軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強(qiáng)度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機(jī)械性能見《機(jī)械設(shè)計》表 11.1。本減速器的偏心軸材料選 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為 40Cr調(diào)質(zhì)。4.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)和形狀取決于下面幾個因素：1.軸的毛坯種類；2.軸上作用力的大小及其分布情況；3.軸上零件的位置、配合性質(zhì)及其聯(lián)接固定的方法；4.軸承的類型、尺寸和位置；5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。可見影響軸的結(jié)構(gòu)與尺寸的因素很多，設(shè)計軸時必須針對不同的情況進(jìn)行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結(jié)構(gòu)都應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等?？偨Y(jié)一條原則是：便于裝拆，定位準(zhǔn)確，固定可靠，便于制造，受力合理。對軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計主要是確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。一般在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計時的已知條件有：機(jī)器的裝配簡圖，軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。以下為該傳動的偏心軸的機(jī)構(gòu)確定過程：134.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度1. 1 到 2 段利用連軸器接電機(jī)，根據(jù) GB/T5O14-2003 選擇連軸器，其長度為50mm。2.2 到 3 段，由選擇的深溝球軸承 6006，其內(nèi)徑 d=30mm，軸承寬度 B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為 50mm,同時在這段末尾開一個退刀槽方面定位和加工。3. 3 到 4 這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時開一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承 6308，其內(nèi)徑 d=40mm,軸承寬度 B=23mm，所以取這段為33mm，同時為方便定位和加工開一退到槽。4.4 到 5 這段主要用于支撐滾子用，取為 20mm。5 到 6 這段設(shè)計和 3 到 4 一樣，取其長度為 33mm。5. 6 到 7 之間考慮到安裝設(shè)計一個臺階，每個寬為 3mm，第 7 到 8 段根據(jù)選用的深溝球軸承 NJ204E，其內(nèi)徑 d=20mm,軸承寬度 B=14mm，故取該段為 12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為 2mm。6. 參考《機(jī)械設(shè)計》 ，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。?452?輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編寫的《機(jī)械設(shè)計》第八版中表 6-1 查得該平鍵為14×9×40144.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計根據(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其長度為 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，其內(nèi)徑 d=60mm，軸承寬度為B=30mm,,故取其長度為 36mm。3. 4 到 5 這段主要為方便安裝，取其長度為 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，軸承寬度為B=30mm,,故取其長度為 26mm。4. 第 6 到 8 段為方便軸承定位，設(shè)計一個階梯，且其長度分別為 20mm。第 8 到 9段為輸出軸與連軸器相連部分，故取其長度為 80mm6. 參考《機(jī)械設(shè)計》 ，取該軸的倒角為 ，所有倒圓為 r1。?452?輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機(jī)械設(shè)計》 ，取該軸的倒角為 ，所有?452?倒圓為 r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編的《機(jī)械設(shè)計》第八版表 6-1 查得該平鍵為 14×9×60。4.3 強(qiáng)度計算軸的材料為 45 鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得材料力學(xué)性能 s 數(shù)據(jù)為：650baMP??3s127a??154.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為280.TNm?齒輪的圓周力903.5.17tcFNd??齒輪的徑向力 2sin'8sin4.7230.47o0.corcT N?????:齒輪的軸向上 2 961.s.17s2xcFNd?4.3.2 輸入軸支反力分析1 在水平平面的支反力，由 ,得0AM??2cBzArBxdRlFl????0.1773.4579625.360.crxzAB Nl ??? ??為負(fù)值說明方向與假設(shè)方向相反。由 ,得0M167230.4(75.36)1495.83AzrBzRFN????2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得 1.61.AyBtN3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 14935.807851.34DzABMRl Nm????' 0769.22zxdF???齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 3615.DyABl????由于齒輪作用力在 D 截面做出的最大合成彎矩'2228.406.785.93zyMNm???2) 做轉(zhuǎn)矩圖280.TNm?4.3.3 軸的強(qiáng)度校核1）確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖，截面 B 處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面 D 處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應(yīng)力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對 D 截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機(jī)軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅為： 6875.931052.DaMPaW????式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 0m??根據(jù)機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（19.3-2） 612711.46.5.098amSK???????????式中 ——45 鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版1?《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得 =270MPa;1??——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計?手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62；K17——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械?設(shè)計手冊第三卷》中的表 19-3-8 查得 =0.92；?——尺寸系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的?表 19.3-11 查得 =0.81.切應(yīng)力幅為： 18012.023.75maaaPTMPW????式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 0m??61 6154.70.89221.0amSK??????? ??? ?????式中 ——45 鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊1?第三卷》中的表 19.1-1 查得 =155MPa;1??——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)?計手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89；K?， ——同正應(yīng)力情況；??——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三??卷》中的表 19.3-13 查得 =0.21.??軸 D 截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定221.46701.39.S???????由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的表 19.3-5 可知，[S]=1.3～1.4，故 S＞[S]，該軸 D 截面是安全的。同理可驗(yàn)證輸出軸也符合強(qiáng)度要求。18第 5 章 浮動盤式輸出機(jī)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度計算5.1 機(jī)構(gòu)形式 浮動盤滾動軸式和浮動盤滾套式，機(jī)械工業(yè)出版社出版的第 2 版《齒輪試論手冊上冊》圖 7.7-26 即為浮動盤滾動軸式，圖 7.7-27 即為浮動盤滾套式，前者用于小功率減速器，結(jié)構(gòu)簡單，外形尺寸小；后者用于中小功率，這種結(jié)構(gòu)形式可降低盤體重量圖 7.7-28 用于較大功率減速器，是一種裝配式結(jié)構(gòu)，變于加工，降低盤體重量。次處設(shè)計的少齒差行星齒輪減速器屬于小功率，故選浮動盤滾動軸式。5.2 幾何尺寸的確定因前面所設(shè)計的式雙偏心傳動，故兩行星輪中間的浮動盤尺寸為：14'(3~6)1472.85+(sLDam?????:36)m=15mm22.4~290d????式中 ——銷軸中心分布圓直徑(mm)；s——滾子外徑（mm） ；'——偏心距（即齒輪副的中心距） （mm） 。a5.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應(yīng)力1542.189096.10~12cH HPFMPMPbr? ?????? ＜5.4 嚙合效率5.4.1 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——79）得'59(tant)(tan20.tan48.732).82ccz????????????所以 0.5.7.8cE?又由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——80）得' 6(tant)(tan4.32tan14.97)8.32baabz??????????19所以 0.583.78baE????按內(nèi)齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦系數(shù) ，取 ，由機(jī)械0.7~.8E??0.8E??工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——78）得 11()).()(.3).9596HNcbcbEz????????5.4.2 行星結(jié)構(gòu)的嚙合效率因?yàn)?，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式1bcz??（17.2——76）得 ()(6059).80.93HbcNHVz????5.5 輸出機(jī)構(gòu)的效率5.5.1 用浮動盤輸出機(jī)構(gòu)由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——84）得 '12HwwaR??????取摩擦系數(shù) =0.002，中心距 =2.137mm。銷軸中心半徑 =147、2mm=73.5mm。w?' wR則 '110.96203725HwaR????????5.5.2 行星機(jī)構(gòu)由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——81）得()(6059).60.97HbbcWWHVz?????5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——86）得1cosBnBdmz??????滾動軸承摩擦系數(shù) =0.002， 為軸承內(nèi)徑，33112 軸承 =60，模數(shù) m=3， =1，n nddz20???則 200.2610.95743cosB??????5.4 總效率由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計手冊第三卷》中的式（17.2——75）得0.938.760.954.8bHVWB??????21第 6 章 部分零件的校核一齒差行星齒輪傳動主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構(gòu)件的作用力。參看圖 9，當(dāng)行星輪逆時針以 轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總sn發(fā)向力為 F，而作用給輸出機(jī)構(gòu)的合力為： 123Q???圖 9 行星輪受力分析圖 圖 10 行星輪受力簡圖6.1 一齒差行星齒輪傳動受力分析6.1.1 齒輪受力輸出機(jī)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd?表 6 輪齒受力計算公式計算公式項(xiàng)目 代號N 型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出分度圓上1F21.*cbzTFd?齒輪 圓周力節(jié)圓上t '2.oscct bz?22徑向力 F? '21.sin*cocbzTFd???法相力 F 2.sccbz——輸出轉(zhuǎn)矩（ ＝1.4134× N·㎜）2T2T610， ——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（ ＝70， ＝72）czb czb——行星輪分度圓直徑（ ＝280㎜）dcd——實(shí)際嚙合角（ ＝39.9°）'?'?——初選嚙合角（ ＝40°）將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：=5889.17N， =5897.78N， =4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。1FtFF?6.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當(dāng) ＝ /2 時，Q 為最大即為??。行星輪對銷軸的最大作用力為：maxQ2max.4*cWbzTQRZ?——銷孔分布圓半徑（ ＝103.2㎜）WR——銷軸數(shù)目（ ＝10）ZWZ代入數(shù)據(jù)得出： ＝3195.67NmaxQ6.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力一齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機(jī)構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實(shí)踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關(guān)鍵。上圖 10 為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為：= N2max.4()siniWTQRZ???6.143013.80sin???圖 10 中 F 可分解為 和 （行星輪基圓半徑 ＝131.56㎜）xyFbcr23＝ NxF' 620.6cos0.61430cos9.45.17.5bTr????＝ tan =4134.8Nyx'由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力 為：RF22[()max]RxiyFQ???代入數(shù)值得出： ＝15577.46NR6.2 銷軸的強(qiáng)度校核計算由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對齒輪進(jìn)行校核?，F(xiàn)對銷軸進(jìn)行校核。懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式： max30.1FFPgWKQLd????式中： ——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。 ＝1.35～1.5，精度低時取大值，mK反之取小值，在次取 ＝1.35m——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得 ＝3195.67N ）axQmaxQ——銷軸直徑（ ＝28㎜）gWdgWd——許用彎曲應(yīng)力（銷軸的材料為 20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查取FP?＝150～200）L 的值從下圖 11 中取得，約為 50㎜，則：《max331.59.6708.260.2FgWKQLMPad???F?因此銷軸的強(qiáng)度是足夠的，其尺寸符合要求。6.3 輸入軸的強(qiáng)度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強(qiáng)度校核時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計算，其核算公式為： ????2211caMTW???????式中： ——軸的計算應(yīng)力，MPa；ca?24——軸所受的彎矩，N·㎜；M——軸所受的扭矩，N·㎜；T——軸的抗彎截面系數(shù)， ；W3m——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力。??1??1)做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點(diǎn)的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應(yīng)力集中點(diǎn)之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖 12。2）做出彎矩圖軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在 4.1.1 已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為 =5897.78N，徑向力為tF=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力 和垂直反力 列出rF NHNVF以下四個個方程：+ =5897.78N1NHF2×50＝ ×100NH+ =4931.31N1V2×50＝ ×100NV聯(lián)立以上四個方程可得出： ＝3931.85N， =1965.93N， =3287.54，1HF2NHF1NVF=1643.77N。2NVF彎矩 ， 。19653HMm?:6437VMm?:總彎矩為 222959?3）做出扭矩圖傳遞扭矩 T= 。611.500371.6PT Nmn???:扭矩圖如圖4）校核軸的強(qiáng)度在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面 B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機(jī)械設(shè)計 》中表 15-4 得出 ＝ 。由附圖可知WW32()dbt??d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出 ＝7611.3 。Nm:在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取 ，軸的計算應(yīng)力：0.3??25??22221569(0.3791.6)3.7caMTMPaW????????前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機(jī)械設(shè)計》中表 15-1 得出。因此 ，故安全。??160P??ca??1?圖 12 輸入軸受力分析簡圖6.4 鍵的校核計算所用到的三個鍵都是平鍵。設(shè)計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核： 2ppTdkl???????式中：T 為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜） ，k——鍵與輪轂的接觸高度（ hk5.0?） ，h——為鍵高（㎜） ； bLl??，b——為鍵寬（㎜） ；d——為軸徑（㎜） 。查得 MPap120][?，則校核過程如下：266.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核此處鍵（C 型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T= ，b×h×L=10×8×53 ，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有：76.cTNm??故安全3276.1025.41205pTMPadkl?????6.4.2 偏心套處鍵的校核此處鍵（A 型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝ ，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有：1397.6Nm??故安全23971.6.02145pTMPadkl?????6.4.3 支座處鍵的校核此處鍵（A 型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即 T＝F· /2＝1200000N·㎜，jDb×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53 ㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有：故安全2102.910534pTMPadkl?????6.5 軸承的校核計算根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表 7 所示：滾動軸承的壽命校核計算公式： hTndmhh LfPCnL106601????????????????式中 n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min；——軸承壽命指數(shù)，對球軸承 ＝3，對滾子軸承 ＝10/3； ? ??——壽命因數(shù)，按表 7-2-8 選?。籬f——速度因數(shù)，按表 7-2-9 選取；n——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時， ，較大時， ；mf 5.1?mf 2?mf——沖擊載荷因數(shù)，按表 7-2-10 選?。籨——溫度系數(shù)，由于卷揚(yáng)機(jī)長期在室外工作，工作溫度小于 120°，故取Tf。 （查表 7-2-11） （據(jù) 《機(jī)械設(shè)計手冊》第四版第二卷） 1.0?。10231084hLh???表 7 軸承代號及基本參數(shù)