I摘 要 對一齒差行星齒輪減速器國內外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結構型式和其傳動原理進行了一定的闡述。在設計過程當中，對內嚙合傳動產生的各種干涉進行了詳細驗算；從如何提高轉臂軸承的壽命為出發(fā)點，來計算選擇減速器齒輪的模數，進行一齒差內齒輪副的設計計算，最終合理設計減速器的整體結構。 關鍵詞：一齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內齒輪副 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構型式 .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的設計 52.1 課題參數擬定 .52.2 確定電動機的型號 .52.3 傳動比分配 .52.4 動力運動參數計算 .6第 3 章 一齒差行星減速器的內齒和外齒輪參數的確定 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 軸的設計 124.1 軸的材料選擇 .124.2 軸的機構設計 .124.2.1 輸入偏心軸的結構設計 .124.2.2 輸出軸的機構設計 .134.3 強度計算 .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 軸的強度校核 .16第 5 章 浮動盤式輸出機構設計及強度計算 185.1 機構形式 .185.2 幾何尺寸的確定 185.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 .185.4 嚙合效率 .185.4.1 一對內嚙合齒輪的效率 .185.4.2 行星結構的嚙合效率 .195.5 輸出機構的效率 .195.5.1 用浮動盤輸出機構 .195.5.2 行星機構 .19IV5.3 轉臂軸承效率 .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 輸出機構受力 .226.1.3 轉臂軸承受力 .226.2 銷軸的強度校核計算 .236.3 輸入軸的強度校核 .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 32致 謝 .33參考文獻 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，運轉可靠以及壽命長等。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，結構笨重；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上加工，因而成本較低。能適應特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應用。1.2 一齒差行星減速器的結構型式一齒差行星齒輪減速器常用的結構型式有 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構的型式不同可分為十字滑塊式、浮動式和孔銷式三種。現(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，內齒輪 3，銷套 4，銷軸 5，轉臂軸承 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：當電動機帶動偏心軸 1 轉動時，由于內齒輪 3 與機殼固定不動，迫使行星齒輪 2 繞內齒輪 3 作行星運動（既公轉又自轉） 。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構 V 將行星輪的自轉運動按3傳動比 而傳遞給輸出軸 7，從而達到減速的目的。1?i圖 1-2 的 V 結構為減速器的輸出結構，其特點是從結構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運動通過軸套傳給輸出軸，以實現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運動。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件的不同，又可分為外齒輪輸出和內輪輸出二種型式。以下以內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.轉臂 輸入軸 1 上做一個偏心軸頸，以構成轉臂。為了達到平衡，在偏4心軸頸的兩側裝有平衡塊 2。2.行星輪 行星齒輪 4 和 7 相聯(lián)結在一起，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臂軸承 3。3.固定的內齒輪 內齒輪 5 與機座 6 聯(lián)接在一起，固定不動。4.內齒輪輸出 內齒輪 8 與輸出軸制成一整體，把運動輸出。傳動原理簡圖如圖 1-4 所示，原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸 1 轉動時，由于內齒輪 5 與機殼 6 固定不動，迫使行星齒輪 4 繞內齒輪 5 做行星運動（既公轉又自轉） 。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數差很少，所以行星齒輪繞偏心軸 1 中心所作的運動為反向低速運動。行星輪 7 與輸出軸上的內齒輪 8 作行星運動，把運動傳出去，達到減速的目的。5第 2 章 一齒差行星齒輪減速器總體參數的設計2.1 課題參數擬定擬定本課題為設計專用的一齒差行星齒輪減速器設計，主要設計參數：輸入功率 5.5KW,輸出的轉速為 16r/min,工作環(huán)境溫度 0℃-45℃，兩班制工作，設計年限為 10 年，每年按照 300 天來計算。要求運用計算機繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。2.2 確定電動機的型號選上述不同轉速的電動機進行比較，查《機械基礎》P 499 附錄 50 及相關資料得電動機數據和計算出總的傳動比，列于下表：電機轉速 r/min方案 電機型號 額定功率 kW 同步轉速滿載轉速電機質量 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表二為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉速為 1500r/min 的 Y 系列電動機，型號為 Y132S-4。查《機械基礎》P 500 附錄 51，得到電動機的主要參數以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表：電動機的技術數據電動機型號 額定功率 （ kw） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） 堵 轉 轉 矩額 定 轉 矩 最 大 轉 矩額 定 轉 矩Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.22.3 傳動比分配工作機的轉速 /140/69(/min)inr??總 滿取 662.4 動力運動參數計算（1） 轉速 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)轉矩 T0095/5./14=6.7N.m)Pn?（13670951986()i?????聯(lián) 軸 器 軸 承把上述計算結果列于下表：參數軸名輸入功率 （kW） 轉速(r/min)輸入轉矩（ N.m） 傳動比 傳動效率軸 0（電動機軸） 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齒和外齒輪參數的確定3.1 一齒差傳動原理圖 3-1 所示是采用銷軸式輸出機構的一齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個） 、內齒輪、銷套（未畫出） 、銷軸、轉臂軸承（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，內齒輪，銷套，銷軸，轉臂軸承，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：當電動機帶動偏心軸 1 轉動時，由于內齒輪與機殼固定不動，迫使行星齒輪繞內齒輪作行星運動（既公轉又自轉） 。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構 V 將行星輪的自轉運動按傳動比而傳遞給輸出軸，從而達到減速的目的。?i3.2 齒輪齒差的確定一齒差傳動一般齒差數為 1～4，由于傳動比 i＝90，可取齒差數 ＝1。pz當內齒輪 2 固定，轉臂 H 主動，構件 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 轉向相反。當構件 V 固定，轉臂 H 主動，內齒輪從動（即相當于卷筒轉動的情況） ，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 的轉向相同。已知齒數差 ＝ ＝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。內齒輪采用 40Cr，其熱處理要求：調質后表面淬火，調質硬度為 250-280HB，齒面接觸疲勞極限應力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應力 ；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力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應力aH1350lim。MPaF80lim??（2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪由于本設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度決定，其設計公式為： ????1231.()EHdKTuZd?????① 確定載荷系數 K因為該齒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，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P 147表 5－8，得 K 的范圍為 1.4~1.6， 取 K＝1.5。接觸疲勞許用應力??limiHNPZS??ⅰ）接觸疲勞極限應力由《機械設計學基礎》P 150圖 5－30 中的 MQ 取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得 45 鋼的調質處理后的極限應力為=600MPa , =560MPa lim1H?lim2H?9ⅱ）接觸疲勞壽命系數 ZN 應力循環(huán)次數公式為 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《機械設計學基礎》P 151圖 5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕ZN1=1.02 ZN2=1.15ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數 SHmin查《機械設計學基礎》P 151表 5－10，得 SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力 。HP?將以上各數值代入許用接觸應力計算公式得lim11n60.261HNpZMaS????li22mn5.4pHPⅶ）齒寬系數由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326表 14－12，得到齒寬系數的范圍為 0.8～1.1。取 。1d??ⅵ）計算小齒輪直徑 d1由于 ，故應將 代入齒面接觸疲勞設計公式，得2p??p???131.()56.8mEHdZKTud?????④ 圓周速度 v11.435/60nvs???查《機械設計學基礎》P 145表 5－7，v 1 和 N2= ，查《機械設計學基礎》P 156圖8?638.?63105－34 得，YN1=1，Y N2=1 ⅲ)彎曲疲勞強度的最小安全系數 SFmin本傳動要求一般的可靠性，查《機械設計學基礎》P 151表 5－10，取 SFmin＝1.2。ⅳ）彎曲疲勞許用應力 將以上各參數代入彎曲疲勞許用應力公式得Flim1PNn80=YMPa=15S.2??Fli2Pmn74.67a.ⅴ）齒根彎曲疲勞強度校核311 12.58210=.8Pa=63.4M6FF FPKTYbd? ?????123122 2.58102.45.36FF FPKTYMPabmd? ??????因此，齒輪齒根的抗彎強度是安全的。第 4 章 軸的設計4.1 軸的材料選擇軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見《機械設計》表 11.1。本減速器的偏心軸材料選 45 鋼調質，齒輪輸出軸跟輸出內齒輪的材料相同為 40Cr調質。4.2 軸的機構設計軸的結構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?？梢娪绊戄S的結構與尺寸的因素很多，設計軸時必須針對不同的情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性等?？偨Y一條原則是：便于裝拆，定位準確，固定可靠，便于制造，受力合理。對軸的結構進行設計主要是確定軸的結構形狀和尺寸。一般在進行結構設計時的已知條件有：機器的裝配簡圖，軸的轉速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數和尺寸等。以下為該傳動的偏心軸的機構確定過程：134.2.1 輸入偏心軸的結構設計根據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，根據 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，根據選用的深溝球軸承 6308，其內徑 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 之間考慮到安裝設計一個臺階，每個寬為 3mm，第 7 到 8 段根據選用的深溝球軸承 NJ204E，其內徑 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《機械設計》 ，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)大學機械原理及機械零件教研室編寫的《機械設計》第八版中表 6-1 查得該平鍵為14×9×40144.2.2 輸出軸的機構設計根據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，根據選擇的圓錐滾子軸承 33112，其內徑 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 這段根據選擇的圓錐滾子軸承 33111，其內徑 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《機械設計》 ，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《機械設計》 ，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)大學機械原理及機械零件教研室編的《機械設計》第八版表 6-1 查得該平鍵為 14×9×60。4.3 強度計算軸的材料為 45 鋼，經調質處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得材料力學性能 s 數據為：650baMP??3s127a??154.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉矩為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 ??? ??為負值說明方向與假設方向相反。由 ,得0M167230.4(75.36)1495.83AzrBzRFN????2 在垂直平面內的支反力，由圖可得 1.61.AyBtN3 做彎矩和轉矩圖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) 做轉矩圖280.TNm?4.3.3 軸的強度校核1）確定危險截面 根據軸的結構尺寸及彎矩圖，轉矩圖，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力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對 D 截面進行強度校核。2）安全系數校核計算 由于該減速器機軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的應力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅為： 6875.931052.DaMPaW????式中 W——抗斷面系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 0m??根據機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（19.3-2） 612711.46.5.098amSK???????????式中 ——45 鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版1?《機械設計手冊第三卷》中的表 19.1-1 查得 =270MPa;1??——正應力有效應力集中系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計?手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據配合查得 =2.62；K17——表面質量系數，軸經車削加工，按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械?設計手冊第三卷》中的表 19-3-8 查得 =0.92；?——尺寸系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的?表 19.3-11 查得 =0.81.切應力幅為： 18012.023.75maaaPTMPW????式中 W——抗斷面系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 0m??61 6154.70.89221.0amSK??????? ??? ?????式中 ——45 鋼扭轉疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊1?第三卷》中的表 19.1-1 查得 =155MPa;1??——切應力有效應力集中系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設?計手冊第三卷》中的表 19.3-6，并根據配合查得 =1.89；K?， ——同正應力情況；??——平均應力折算系數，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三??卷》中的表 19.3-13 查得 =0.21.??軸 D 截面的安全系數由式（19.3-1）確定221.46701.39.S???????由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》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。同理可驗證輸出軸也符合強度要求。18第 5 章 浮動盤式輸出機構設計及強度計算5.1 機構形式 浮動盤滾動軸式和浮動盤滾套式，機械工業(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，結構簡單，外形尺寸??；后者用于中小功率，這種結構形式可降低盤體重量圖 7.7-28 用于較大功率減速器，是一種裝配式結構，變于加工，降低盤體重量。次處設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力1542.189096.10~12cH HPFMPMPbr? ?????? ＜5.4 嚙合效率5.4.1 一對內嚙合齒輪的效率由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——79）得'59(tant)(tan20.tan48.732).82ccz????????????所以 0.5.7.8cE?又由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——80）得' 6(tant)(tan4.32tan14.97)8.32baabz??????????19所以 0.583.78baE????按內齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦系數 ，取 ，由機械0.7~.8E??0.8E??工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——78）得 11()).()(.3).9596HNcbcbEz????????5.4.2 行星結構的嚙合效率因為 ，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式1bcz??（17.2——76）得 ()(6059).80.93HbcNHVz????5.5 輸出機構的效率5.5.1 用浮動盤輸出機構由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——84）得 '12HwwaR??????取摩擦系數 =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 行星機構由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——81）得()(6059).60.97HbbcWWHVz?????5.3 轉臂軸承效率由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——86）得1cosBnBdmz??????滾動軸承摩擦系數 =0.002， 為軸承內徑，33112 軸承 =60，模數 m=3， =1，n nddz20???則 200.2610.95743cosB??????5.4 總效率由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》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件有內齒輪、行星輪、輸出機構和轉臂軸承等。行星輪承受內齒輪、輸出機構和轉臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構件的作用力。參看圖 9，當行星輪逆時針以 轉速回轉時，它作用給內齒輪的總sn發(fā)向力為 F，而作用給輸出機構的合力為： 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 齒輪受力輸出機構固定，內齒輪輸出：齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd?表 6 輪齒受力計算公式計算公式項目 代號N 型傳動，輸出結構固定，內齒輪輸出分度圓上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——輸出轉矩（ ＝1.4134× N·㎜）2T2T610， ——分別是行星輪和內齒輪的齒數（ ＝70， ＝72）czb czb——行星輪分度圓直徑（ ＝280㎜）dcd——實際嚙合角（ ＝39.9°）'?'?——初選嚙合角（ ＝40°）將上述數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 輸出機構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 ＝ /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——銷軸數目（ ＝10）ZWZ代入數據得出： ＝3195.67NmaxQ6.1.3 轉臂軸承受力一齒差內嚙合的轉臂軸承裝入行星輪與轉臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構的安排，所以轉臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關鍵。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，轉臂軸承作用于行星輪的力 為：RF22[()max]RxiyFQ???代入數值得出： ＝15577.46NR6.2 銷軸的強度校核計算由于行星輪與內齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應力小，因此常不計算齒面接觸應力。而且在設計齒輪計算齒輪模數時就是應用彎曲應力計算的，固齒輪的齒面彎曲應力是滿足的，在此不必在對齒輪進行校核。現(xiàn)對銷軸進行校核。懸臂式銷軸的彎曲應力校核公式： max30.1FFPgWKQLd????式中： ——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數 。 ＝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——許用彎曲應力（銷軸的材料為 20CrMnMo，根據銷軸材料查取FP?＝150～200）L 的值從下圖 11 中取得，約為 50㎜，則：《max331.59.6708.260.2FgWKQLMPad???F?因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。6.3 輸入軸的強度校核軸在載荷作用下，將產生彎曲或扭轉變形。在進行州的強度校核時，應根據軸的具體受載及應力情況采用相應的計算方法，并恰當的選取許用應力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為： ????2211caMTW???????式中： ——軸的計算應力，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， ；W3m——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。??1??1)做出軸的計算簡圖（即力學模型）在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應力集中點的反力、轉矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應力集中點之間的距離算得結果在圖中也已表明。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的計算公式查課本《機械設計 》中表 15-4 得出 ＝ 。由附圖可知WW32()dbt??d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數據得出 ＝7611.3 。Nm:在此處的扭轉應力為靜應力，故取 ，軸的計算應力：0.3??25??22221569(0.3791.6)3.7caMTMPaW????????前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，查課本《機械設計》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。設計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結，但有沖擊，故用以下公式校核： 2ppTdkl???????式中：T 為傳遞轉矩（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）傳遞的轉矩為聯(lián)軸器的轉矩，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）傳遞的轉矩為輸入轉矩，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）傳遞的轉矩為輸出轉矩，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傳動的結構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 ——軸承轉速，r/min；——軸承壽命指數，對球軸承 ＝3，對滾子軸承 ＝10/3； ? ??——壽命因數，按表 7-2-8 選??；hf——速度因數，按表 7-2-9 選??；n——力矩載荷因數，力矩載荷較小時， ，較大時， ；mf 5.1?mf 2?mf——沖擊載荷因數，按表 7-2-10 選??；d——溫度系數，由于卷揚機長期在室外工作，工作溫度小于 120°，故取Tf。 （查表 7-2-11） （據 《機械設計手冊》第四版第二卷） 1.0?。10231084hLh???表 7 軸承代號及基本參數