毕业设计（论文）-少齿差行星齿轮专用减速器设计

全套图纸加153893706分 类 号 密 级 宁宁波大红鹰学院毕业设计(论文)少齿差行星齿轮减速器的设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）少齿差行星齿轮专用减速器设计均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 年 月 日VI摘要对少齿差行星齿轮减速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中，对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算；从如何提高转臂轴承的寿命为出发点，来计算选择减速器齿轮的模数，进行少齿差内齿轮副的设计计算，最终合理设计减速器的整体结构。关键词：少齿差行星传动；行星齿轮减速器；内齿轮副AbstractHavingexpoundedtheplanetarygearreducerofafew-toothdifferenceaboutitsdevelopmentofthestatusquoathomeandabroad,theadvantagesanddisadvantages,structuraltypeandprincipleofitstransmission.Amongtheprocessofdesigning,havingcheckeddetailedlyabouttheinterferencewhichgeneratedbyinternalmeshtransmission.Fromhowtoimprovethelifeofbearingarmstothestartingpoint,choosingandcalculatingthemodulusofthegearreducerfordesigningtheinternalgearpairofafew-toothdifferenceandthefinaloverallstructureofthereducer.Keywords：Smalltoothnumberdifferenceplanettransmission;Planetarygearreducer;Annulargear目 录摘要IIIAbstractIV第1章 绪论11.1 概述11.2 少齿差行星减速器的结构型式11.2.1 N型少齿差行星减速器11.2.2 NN型少齿差行星减速器31.2.3设计任务4第2章 减速器的内齿和外齿轮参数的确定52.1少齿差传动原理52.2 齿轮齿差的确定52.3 选定齿轮的精度等级和材料62.4齿轮模数确定6第3章 轴的设计93.1 轴的材料选择93.2 轴的机构设计93.2.1 输入偏心轴的结构设计103.2.2 输出轴的机构设计113.3 强度计算113.3.1 输入轴上受力分析123.3.2 输入轴支反力分析123.3.3 轴的强度校核133.4 传动内部结构的选定与设计153.4.1 转臂轴承的选定153.4.2 销孔数目、尺寸的确定163.4.3 销轴套、销轴的确定163.4.4 偏心套基本尺寸的确定173.5 轴的设计173.5.1 输入轴的设计183.5.2 输出轴（固定轴）的设计21第4章 部分零件的校核234.1 少齿差行星齿轮传动受力分析234.1.1 齿轮受力234.1.2 输出机构受力244.1.3 转臂轴承受力244.2 销轴的强度校核计算254.3 输入轴的强度校核264.4 键的校核计算284.4.1 联轴器处键的校核284.4.2 偏心套处键的校核284.4.3 支座处键的校核284.5 轴承的校核计算28总结35致 谢36参考文献37全套图纸加153893706第1章 绪论1.1 概述随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。1.2 少齿差行星减速器的结构型式少齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有N型和NN型两种。 1.2.1 N型少齿差行星减速器N型少齿差行星减速器按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。 图1-1图1-2图1-1是典型的孔销式N型减速器。它主要由偏心轴1，行星齿轮2，内齿轮3，销套4，销轴5，转臂轴承6，输出轴7和壳体等组成。 图1-2为其传动原理简图，传动原理简述如下：当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮3与机壳固定不动，迫使行星齿轮2绕内齿轮3作行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速运动。利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比而传递给输出轴7，从而达到减速的目的。 图1-2的V结构为减速器的输出结构，其特点是从结构上保证行星齿轮上的销孔直径比销轴套的外径大两倍偏心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入轴方向相反的减速运动。1.2.2 NN型少齿差行星减速器NN型少齿差行星减速器按其输出构件的不同，又可分为外齿轮输出和内轮输出二种型式。以下以内齿轮输出为例来简述其组成和原理。 图1-3 图1-4 如图1-3所示，它主要由以下四个部分组成；1.转臂 输入轴1上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心轴颈的两侧装有平衡块2。2.行星轮 行星齿轮4和7相联结在一起，安装在偏心轴颈上；为了减少摩擦，在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承3。3.固定的内齿轮 内齿轮5与机座6联接在一起，固定不动。4.内齿轮输出 内齿轮8与输出轴制成一整体，把运动输出。传动原理简图如图1-4所示，原理简述如下：当电动机带动偏心轴1转动时，由于内齿轮5与机壳6固定不动，迫使行星齿轮4绕内齿轮5做行星运动（既公转又自转）。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴1中心所作的运动为反向低速运动。行星轮7与输出轴上的内齿轮8作行星运动，把运动传出去，达到减速的目的。1.2.3设计任务本课题为输送电动辊道专用的少齿差行星齿轮减速器设计，主要设计参数：功率120W,减速比80，工作环境温度0-45，两班制工作，要求可装入直径100mm的辊子内。要求运用计算机绘制其主要工作零部件平面视图和减速器总装配图。38 全套图纸加153893706 第2章 减速器的内齿和外齿轮参数的确定2.1少齿差传动原理图31所示是采用销轴式输出机构的少齿差行星传动简图，它主要由偏心轴、行星轮（两个）、内齿轮、销套（未画出）、销轴、转臂轴承（未画出）等组成。属于K-H-V型行星传动的一种类型。图4 少齿差行星传动简图1销孔 2销轴 3销轴盘行星轮 中心轮（内齿圈） -偏心距上图中当内齿轮固定，偏心轴作为主动件转动时，迫使行星轮绕内齿圈作行星运动，并通过传动比等于一的销轴输出。当1时，偏心轴每转一周，行星轮沿相反方向转过一个齿。当偏心轴转过时，行星轮转一转，输出轴同样转一转。这是一种传动方式，另外一种传动方式是构件V固定，转臂H主动，内齿轮b从动，此种情况就是要设计工作情形了。2.2 齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为14，由于传动比i80，可取齿差数1。当内齿轮2固定，转臂H主动，构件V从动时，可由上式得传动比公式为：上式中的“”号表示从动件V与主动件H转向相反。当构件V固定，转臂H主动，内齿轮从动（即相当于卷筒转动的情况），可得出传动比公式为：上式中的“+”号，表示从动件2与主动件H的转向相同。已知齿数差1，i80，可得：18080 ， 80-179。2.3 选定齿轮的精度等级和材料一般选用7级精度。内齿轮采用40Cr，其热处理要求：调质后表面淬火，调质硬度为250-280HB，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力；外齿轮（行星轮）用20CrMnTi,渗碳淬火，低温回火，表面硬度，心部HR为302-388，齿面接触疲劳极限应力，齿轮齿根弯曲疲极限应力。2.4齿轮模数确定由于少齿差行星传动的齿轮普通采用正角度变位，其齿而接触强度和齿根弯曲强度都较高，而且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动齿轮的模数通常按弯曲强度决定；或按结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度。在这里就按弯曲强度来确定模数，因为少齿差传动一般选用短齿，内外齿轮啮合的很好，齿面接触较好，只要行星轮的弯曲强度足够，内齿轮就不会有问题的，所以在确定模数的时候就只用按行星轮的弯曲条件来计算模数。 按行星轮齿根弯曲强度设计，弯曲强度设计公式：（1）根据行星轮的表面硬度查得其弯曲疲劳强度极限。（2）由机械设计书中的图1018查得弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4（4）计算载荷系数K 试选载荷系数 计算外齿轮传递的扭矩其中电动机选择，由于电动机与减速器直接相连，所以 取齿宽系数 查材料的弹性影响系数；内齿轮的接触疲劳强度为;外齿轮的接触疲劳强度为。 计算应力循环次数； 查图得接触疲劳寿命系数； 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 试计算小齿轮分度圆直径 ，带入数据得 计算圆周速度 ，带入数据得v=3.307m/s 计算齿宽由v=3.307m/s，7级精度，由图14-1-14查得动载荷系数1.09；再由表10-3查得齿间载荷分布系数 ；再由表14-1-81得 使用系数。由表查得7级精度、行星轮相对支承对称布置时，再由，=1.13查机械设计书中图10-13得=1.125所以载荷系数=11.091.11.1251.35（5）查取齿形系数由机械设计书中图105查得 2.24（6）查取应力校正系数由机械设计书中图105查得 1.75（7）设计计算带入数值得出： 0.36可取模数为m0.5。名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m0.5压力角n齿数Z180齿数Z279分度圆直径d140d239.5齿顶圆直径齿根圆直径第3章 轴的设计3.1 轴的材料选择 轴的毛坯多用轧制的圆钢或锻钢。锻钢内部组织均匀，强度较好，因此，重要的大尺寸的轴，常用锻造毛坯。轴的常用材料机械性能见机械设计表11.1。本减速器的偏心轴材料选45钢调质，齿轮输出轴跟输出内齿轮的材料相同为40Cr调质。3.2 轴的机构设计 轴的结构和形状取决于下面几个因素：1.轴的毛坯种类；2.轴上作用力的大小及其分布情况；3.轴上零件的位置、配合性质及其联接固定的方法；4.轴承的类型、尺寸和位置；5.轴的加工方法、装配方法以及其他特殊要求。可见影响轴的结构与尺寸的因素很多，设计轴时必须针对不同的情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。总结一条原则是：便于装拆，定位准确，固定可靠，便于制造，受力合理。 对轴的结构进行设计主要是确定轴的结构形状和尺寸。一般在进行结构设计时的已知条件有：机器的装配简图，轴的转速，传递的功率，轴上零件的主要参数和尺寸等。 以下为该传动的偏心轴的机构确定过程：3.2.1 输入偏心轴的结构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度 1. 1到2段利用连轴器接电机，根据GB/T5O14-2003选择连轴器，其长度为50mm。 2.2到3段，由选择的深沟球轴承6006，其内径d=30mm，轴承宽度B=36mm,同时考虑到一个箱盖的厚度问题，故这段取也取为50mm,同时在这段末尾开一个退刀槽方面定位和加工。3. 3到4这段主要式考虑到齿轮与箱体壁之间的间隙，同时开一退刀槽方便固定用，根据选用的深沟球轴承6308，其内径d=40mm,轴承宽度B=23mm，所以取这段为33mm，同时为方便定位和加工开一退到槽。4.4到5这段主要用于支撑滚子用，取为20mm。5到6这段设计和3到4一样，取其长度为33mm。5. 6到7之间考虑到安装设计一个台阶，每个宽为3mm，第7到8段根据选用的深沟球轴承NJ204E，其内径d=20mm,轴承宽度B=14mm，故取该段为12mm。同时为方便定位和加工开一退刀槽。以上所开的退刀槽的宽度都取为2mm。6. 参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。输入偏心轴上零件的轴向定位:连轴器与该轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编写的机械设计第八版中表6-1查得该平键为149403.2.2 输出轴的机构设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度:1. 1到3段用于连接输入轴取其长度为30mm。1到2为10mm,2到3为20mm。2.3到4段，根据选择的圆锥滚子轴承33112，其内径d=60mm，轴承宽度为B=30mm,故取其长度为36mm。3. 4到5这段主要为方便安装，取其长度为90mm。4. 5到6这段根据选择的圆锥滚子轴承33111，其内径d=55mm，轴承宽度为B=30mm,故取其长度为26mm。4. 第6到8段为方便轴承定位，设计一个阶梯，且其长度分别为20mm。第8到9段为输出轴与连轴器相连部分，故取其长度为80mm6. 参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。输入偏心轴上零件的轴向定位:参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。 连轴器与轴的轴向定位采用平键连接，由西北工业大学机械原理及机械零件教研室编的机械设计第八版表6-1查得该平键为14960。3.3 强度计算轴的材料为45钢，经调质处理，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得材料力学性能s数据为：3.3.1 输入轴上受力分析轴传递的转矩为 齿轮的圆周力 齿轮的径向力齿轮的轴向上3.3.2 输入轴支反力分析1 在水平平面的支反力，由,得为负值说明方向与假设方向相反。由,得2 在垂直平面内的支反力，由图可得3 做弯矩和转矩图1）齿轮的作用力在水平平面的弯矩图齿轮的作用力在垂直平面的弯矩图由于齿轮作用力在D截面做出的最大合成弯矩2) 做转矩图3.3.3 轴的强度校核1）确定危险截面 根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图，截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的引力集中；截面D处弯矩最大，且有齿轮配合引起的应力集中，故属于危险截面。现对D截面进行强度校核。2）安全系数校核计算 由于该减速器机轴转动，弯矩引起对称循环的应力，弯矩引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅为：式中 W抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-15查得由于式对称循环弯曲应力，故平均应力根据机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（19.3-2）式中45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得=270MPa; 正应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-6，并根据配合查得 =2.62； 表面质量系数，轴经车削加工，按机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19-3-8查得=0.92； 尺寸系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-11查得=0.81.切应力幅为：式中 W抗断面系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-15查得由于式对称循环弯曲应力，故平均应力式中 45钢扭转疲劳极限，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.1-1查得=155MPa; 切应力有效应力集中系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-6，并根据配合查得 =1.89； ，同正应力情况； 平均应力折算系数，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-13查得=0.21.轴D截面的安全系数由式（19.3-1）确定由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的表19.3-5可知，S=1.31.4，故SS，该轴D截面是安全的。同理可验证输出轴也符合强度要求。渐开线少齿差减速装置的设计3.4 传动内部结构的选定与设计3.4.1 转臂轴承的选定在行星轮确定的情况下，根据安装条件结构尺寸来选定转臂轴承。根据各种轴承的用途和特点在本设计中可选用双列向心球面滚子轴承。此种轴承能承受很大的径向载荷，同时也可以承受少量的轴向载荷。也能自动调心适用于刚度较差的轴承座及多支点轴中。 在上节的表格中得出行星轮的分度圆直径40，故齿宽。而转臂轴承的宽度应与行星轮的齿宽接近根据以上两个限制条件可选定转臂轴承（双列向心球面滚子轴承）。其参数如下图5所示：图5 双列向心球面滚子轴承表4 选用轴承的基本尺寸及性能轴承型号尺寸（）额定动载荷（kN）额定静载荷（kN）极限转速dDBr脂润滑油润滑35168014033310410322003000实际齿宽系数与先前假设的齿宽系数相差不大，故可不必再校核。3.4.2 销孔数目、尺寸的确定由于行星轮分度圆直径为280，根据机械设计手册里轮系一章中表36.242销孔数目参考值查得应选销孔数目为10（=10）。 销孔的尺寸公差不应低于7级精度。销孔的公称尺寸理论上是销套外径加上两个中心距。但考虑别销孔、销轴以及销套的加工和装配误羌。对销孔的公称直径再加适量的补偿尺寸。太小时，将要求提高零件的加工精度。并给装配造成一定困难，太大时，则承受载荷的销轴数日将减小影响承载能力。一般取0.150.25，行星轮尺寸小时，取较小值、反之取较大值。 在这里可取0.2。而销孔的尺寸就要通过画图来初定了。下图6是已经多次画图比较得出的：图6 行星轮简易工作图销孔直径44，销孔公差配合选用F7，其上下偏差为（+50，+25）。销孔分布圆直径=206.4。3.4.3 销轴套、销轴的确定 销轴式W机构是由固连在销轴盘上的若干个销轴与行星齿轮端面上的对应的等分孔所组成。在机构上行星轮上的销轴孔要比销轴套外经大两倍的偏心距，但考虑到一些加工装配误差还应加上一个补偿尺寸，上面也已经提到。在这里可取值0.2。故销套外经4424.90.234。销套长度可根据画图确定，初定为72。偏心距(即实际中心距)4.9。 可初定销轴套内径为28，即销轴直径=28。根据少齿差传动零件的装配配合要求可对销轴、销轴套的配合公差进行选择。销轴套外径选用h6，其尺寸的上下偏差为（0，-0.016），销轴套内径与销轴配合选用F8/h6，销轴套内径尺寸的上下偏差为（+0.053，+0.02），销轴直径的上下偏差为（0，-0.016）。以上偏差值是通过查机械零件设计手册一书中的表1.1-5和1.1-6所得。在结构设计中采用悬臂梁式销轴。3.4.4 偏心套基本尺寸的确定 偏心套的尺寸要根据结构要求来确定。其视图如图3-4所示图3-4 图7 偏心套工作简图 偏心套的偏心距即为内外齿轮的偏心距e=4.9。其内径初定为45。可据此推测出输入轴的结构尺寸。3.5 轴的设计 轴设计的特点是：在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距无法精确确定，故弯矩大小和分布情况不能求出，因此在轴的设计中，必须把轴的强度计算和轴系零、部件结构设计交错进行，边画图、边计算、边修改。轴的材料种类很多，设计时主要根据对铀的强度、刚度、耐磨性等要求U及为实现这些要求而采用的热处理方式同时考虑制造工艺问题加以选用，力求经济合理。轴的常用材料是35、45、50优质破累结构钢。最常用的是45钢。在此所用的到的轴都选用45钢。其性能如下：表5 45钢的性能材料牌号热处理毛坯直径(mm)硬度(HB)拉伸强度极限拉伸屈服极限()弯曲疲劳极限()剪切疲劳极限()许用弯曲应力45正火2524161036026015055正火100170217600300275140回火100300162217580290270135调质200217255650360300155603.5.1 输入轴的设计轴的合理外型应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整。轴应具有良好的制造工艺性.影响轴结构的主要因素有：轴的受力性质,大小，方向及分布情况；轴上零件的布置和固定形式；所采用轴承类型和尺寸；轴的加工工艺等。1）求出输入轴上的转矩其中：-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由于轴的材料选用的为45钢，调质处理，抗拉强度,屈服，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取=126。则有：。输入轴的最小直径安装在联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器转矩的计算：（N.m）式中驱动功率，KW；工作转速，r/min；动力机系数，由于为电动机，故取1；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，。按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，又考虑到要与电动机的轴相联查机械设计手册第二卷，选用GL5型滚子链联轴器，其公称转矩为250N.m。半联轴器的孔径，半联轴器与轴配合的毂孔的长度。由于要考虑到轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为35。其余各段直径均按5放大。F E D C B A图8 输入轴工作简图3）轴的结构设计及周向定位拟定轴上零件的装配方案：（1）A-B段接联轴器，轴伸长度通过查简明机械设计手册中表2-13可确定A-B段即轴深长为58，轴深公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。其间选用A型平键（GB/T1096-1979)，尺寸为bhL=10853。查简明机械设计手册中表7-2得出：采用一般键联接，则键槽宽b的上下偏差为（0，-0.036）。半联轴器与轴的配合为H7/k6，A-B段直径极限偏差为（+0.018、+0.002）；（2）B-C段还要穿过支座、端盖、大小轴承，还要考虑其中的间隙，可初定其长度为57，该段直径为40。轴只受扭转应力，受轴向力很小，所以在轴与支架的连接处选用深沟球轴承，初步确定轴承型号 （GB/T276-1994）6208型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（3）C-D段的精度不必要求太高，因为在此段不须安装其他零件，该段直径为45；（4）D-E段要安装偏心套其间有键的联结，所选用键的尺寸为bhL=14970。采用一般键联接，键槽宽b的上下偏差为（0，-0.043）。偏心套的长度为75，故可设计该段的长度为77。在该段偏心套上还联接有轴承，在此可选用双列向心滚子轴承轴承型号是3516，此段直径设定为45。该段的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）；（5）E-F段就与轴承联接，其长度初定为22，直径为40，故与之相联的轴承可选深沟球轴承（GB/T276-1994）6208型。该段的配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.018、+0.002）。在此其间轴承的定位没有轴肩的都是采用挡圈定位，挡圈尺寸要根据具体装配情况而定。以上的公差配合通过查阅机械零件设计手册中表1.1-6得出。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本机械设计表15-2，取轴端倒角为1.645，轴右端轴肩处圆角半径为1.6其余各处倒角和圆角参看附图。3.5.2 输出轴（固定轴）的设计在本设计中的输出轴是固定不动的，它与销轴盘固联在一起，这使得销轴固定不动，从而使得行星轮作平动带动内齿轮转动，最终带动卷筒一起跟随内齿轮转动。其工作图如图9所示。选用材料：20cr，调质处理，抗拉强度,屈服点，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。通过机械设计手册第四版第二卷表6-1-19选取=102有：输出功率（=3.33w）卷筒转速（26.53r/min）由于要考虑到轴端有键槽和在结构上的要求，在此先将最小直径取为53。联接支座的部分直径初定为55。其他部分尺寸如下图3-6所示。在轴的最左端，使用平键使其和支架固联在一起从而使其不能转动。为了安全在次选用双键联接，所选用键（平键GB/1095-1979）的尺寸为bhL=161060。在此采用一般键联接，键槽宽b上下偏差为（0，-0.043）。轴伸长度经查简明机械设计手册中表2-13可确定A-B段即轴深长为82，即为A-B段的长度，轴深公差选用h7，其上下偏差分别为（0、-0.025）；B-C段上要装上轴承、卷筒盖和小端盖等，经画图可初定这一段的长度为72。为了与相应的轴承配合固初定此段的直径为55。选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6211型。该段与轴承、支座、端盖的配合公差选用h7,其上下偏差分别为（0、-0.025）；C-D段要通过卷筒但不安装任何零件，故为了减少材料的用量可将此段的直径适当缩小，初定为52，长度要根据卷筒的长度及装配尺寸确定，初定为262；D-E段通过安装轴承与卷筒联接，此段的长度为38，直径为55，选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）6211型。在该轴上的轴承的轴向固定都用挡圈固定。该段的配合公差选用k6，其上下偏图9 输入轴工作简图差分别为（+0.021、+0.002）。轴右端与销轴相联的销轴盘的直径初定为270。盘的宽度为30，销孔直径与销轴相同，为28，销轴与输出轴（销孔）的配合选用h6/P7。销孔尺寸上下偏差为（-0.022、-0.074）。销孔分布圆直径为206.4，在该圆上有十个销孔均匀分布。其他尺寸间附图。第4章 部分零件的校核少齿差行星齿轮传动主要受力构件有内齿轮、行星轮、输出机构和转臂轴承等。行星轮承受内齿轮、输出机构和转臂轴承的作用力(不计摩擦力)，其反作用力是行星轮对对上述构件的作用力。参看图9，当行星轮逆时针以转速回转时，它作用给内齿轮的总发向力为F，而作用给输出机构的合力为：图9 行星轮受力分析图 图10 行星轮受力简图4.1 少齿差行星齿轮传动受力分析4.1.1 齿轮受力 输出机构固定，内齿轮输出：齿轮分度圆受力表6 轮齿受力计算公式 项目代号计算公式齿轮N型传动，输出结构固定，内齿轮输出圆周力分度圆上节圆上径向力法相力 F 输出转矩（1.4134N） ，分别是行星轮和内齿轮的齿数（70，72） 行星轮分度圆直径（280） 实际啮合角（39.9） 初选啮合角（40）将上述数值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F=7687.76N。4.1.2 输出机构受力行星轮多销轴的作用力随着销轴的位置不同而变化，当/2时，Q为最大即为。行星轮对销轴的最大作用力为： 销孔分布圆半径（103.2） 销轴数目（10）代入数据得出：3195.67N4.1.3 转臂轴承受力 少齿差内啮合的转臂轴承装入行星轮与转臂之间。在行星轮上还要考虑输出机构的安排，所以转臂轴承的尺寸受到一定的限制。实践证明，转臂轴承的寿命往往是影响这种传动承载能力的关键。上图10为行星轮受力简图。图示，只有左边的销轴与行星轮轴肩有作用力。根据分析，左边各销轴对于行星轮作用力之和的最大值为：=N图10中F可分解为和（行星轮基圆半径131.56）Ntan=4134.8N由力多边形可知，转臂轴承作用于行星轮的力为： 代入数值得出：15577.46N4.2 销轴的强度校核计算 由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近，齿轮接触面积较大，接触应力小，因此常不计算齿面接触应力。而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的，固齿轮的齿面弯曲应力是满足的，在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。 悬臂式销轴的弯曲应力校核公式：式中：制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。1.351.5，精度低时取大值，反之取小值，在次取1.35 行星轮对销轴的作用力（上节算得3195.67N）销轴直径（28）许用弯曲应力（销轴的材料为20CrMnMo，根据销轴材料查取150200）L的值从下图11中取得，约为50，则：图11 销轴工作简图因此销轴的强度是足够的，其尺寸符合要求。4.3 输入轴的强度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为：式中： 轴的计算应力，MPa； 轴所受的弯矩，N； 轴所受的扭矩，N； 轴的抗弯截面系数，； 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1)做出轴的计算简图（即力学模型）在计算轴所受载荷时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图12。2）做出弯矩图轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的，而偏心套所受的力又是行星轮传递的。行星轮所受的力在4.1.1已算出，圆周力为（节圆上）为=5897.78N，径向力为=4931.31N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力和垂直反力列出以下四个个方程：+=5897.78N50100+=4931.31N50100联立以上四个方程可得出：3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。弯矩，。总弯矩为3）做出扭矩图传递扭矩T=。扭矩图如图4）校核轴的强度在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面B）如图所示。对轴的抗弯截面系数的计算公式查课本机械设计中表15-4得出。由附图可知d=45，b14，t=5.5，代入数据得出7611.3。在此处的扭转应力为静应力，故取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查课本机械设计中表15-1得出。因此，故安全。图12 输入轴受力分析简图4.4 键的校核计算所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核：式中：T为传递转矩（N），k键与轮毂的接触高度（），h为键高（）；，b为键宽（）；d为轴径（）。查得 ，则校核过程如下：4.4.1 联轴器处键的校核 此处键（C型）传递的转矩为联轴器的转矩，即T=，bhL=10853，l=L-b=43 ，d=35,故有： 故安全4.4.2 偏心套处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输入转矩，即T，bhL=14970，l=L-b=56 ，d=45,故有： 故安全4.4.3 支座处键的校核 此处键（A型）传递的转矩为输出转矩，即TF/21200000N，bhL=161060，l=L-b=44 ，d=53，且采用双键联接，故有： 故安全4.5 轴承的校核计算 根据传动的结构要求选用的轴承如下表7所示：滚动轴承的寿命校核计算公式：式中n 轴承转速，r/min； 轴承寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承10/3； 寿命因数，按表7-2-8选取；速度因数，按表7-2-9选取；力矩载荷因数，力矩载荷较小时，较大时，；冲击载荷因数，按表7-2-10选取；温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于120，故取。（查表7-2-11）（据机械设计手册第四版第二卷） 。表7 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/T276-199462112551002143.2GB/T276-19946208240801829.5GB/T276-19946220110018034122GB286-813516280140331041）轴承6211（球轴承），与卷筒转速相同，n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，则：2）轴承6208（球轴承），与端盖联接的轴承的转速n为输入轴与卷筒的相对速度，故；且查得4.58，=0.324，=1.5，=1.2，则：而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同，n960，则：3）轴承6220（球轴承），n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，4）轴承3516（滚子轴承），转速n为输入轴与行星轮的相对速度，故；且查得3.93，=0.363，=1.5，=1.2，则： 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。（6）润滑与密封 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1m/s 2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。十、箱体尺寸及附件的设计采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=154.5mm，取整160mm 总长度L：总宽度B： 总高度H： 箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁凸台半径R1： 箱体外壁至轴承座端面距离： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=160mm250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： 凸缘联接螺栓直径： ,取10mm凸缘联接螺栓间距L：， 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n4 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径：,取d46mm检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm3050 ，取 40mm 箱体内壁至箱底距离： 20mm减速器中心高H： ，取H185mm。箱盖外壁圆弧直径R： 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1： 箱体内壁轴向距离L2： 两侧轴承座孔外端面间距离L3： 2、附件的设计（1）检查孔和盖板查机械基础P440表204，取检查孔及其盖板的尺寸为：A115，160，210，260，360,460，取A115mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4为M6，数目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通气器选用结构简单的通气螺塞，由机械基础P441表205，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3）油面指示器 由机械基础P482附录31，取油标的尺寸为：视孔 A形密封圈规格（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由机械基础P442表206，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5）定位销 定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。12+1224，取L25mm。（6）起盖螺钉起盖螺钉10mm，两个，长度L箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。（7）起吊装置箱盖上方安装两个吊环螺钉，查机械基础P468附录13，取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：d（D）d1(max)D1（公称）d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l(公称)a(max)b（max）D2（公称min）h2(公称min)41162.510132.5箱座凸缘的下方铸出吊钩，查机械基础P444表207得，B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2 =0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm 总结1.少齿差行星减速器与普通相比具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动比范围大、效率高、 运转平稳、噪音小、承载能力大结构简单、加工方便、成本低、安装和使用较为方便、运转可靠、使用寿命长等优点。因此，对于研究和开发设计此类减速器有一定的价值。2.在设计少齿差减速器过程当中，因内齿轮和外齿轮的齿数差很少，内外齿轮应制成变位齿轮。在选择变位系数时候要充分考虑啮合传动当中的各种干涉问题。我们可以通过试凑法来选取变位系数，但此方法比较繁琐。也可以通过查表法来选择，这种方法简单，在具体的计算验证过程中发现通过查表所得数据，虽满足各种限制条件，却并非最优。所以如何设计出高效的少齿差减速器，还有待进一步研究。3.转臂轴承是少齿差行星齿轮减速器中的一个薄弱环节，增大齿轮的模数，可以使行星轮的直径增大，可选择较大尺寸的轴承；另外增加两轴承之间的安装距离，使转臂轴承上的载荷减小，因此能使转臂轴承的寿命提高。 致 谢我要感谢我的指导教师XX老师。老师虽身负教学、科研重任，仍抽出时间，不时召集我和同门以督责课业，从初稿到定稿，不厌其烦，一审再审，大到篇章布局的偏颇，小到语句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他传授给我方方面面的知识，拓宽了我的知识面，培养了我的功底，对论文的完成不无裨益。我还要感谢学院所有教过我的老师，是你们让我成熟成长；感谢学院的各位工作人员，他细致的工作使我和同学们的学习和生活井然有序。谨向我的父母和家人表示诚挚的谢意。他们是我生命中永远的依靠和支持，他们无微不至的关怀，是我前进的动力；他们的殷殷希望，激发我不断前行。没有他们就没有我，我的点滴成就都来自他们。让我依依不舍的还有各位学友、同门和室友。在我需要帮助的时候他们伸出温暖的双手，鼎立襄助。能和他们相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 参考文献1 机械设计手册编委会.机械设计手册新版第三卷.北京:机械工业出版社,2004.9.2 齿轮手册编委会.齿轮手册(上册)第2版.北京:机械工业出版社,2002.5.3 渐开线齿轮行星传动的设计与制造编委会. 渐开线齿轮行星传动的设计与制造.北京:机械工业出版社,2002.5.4 陈坐模，葛文杰等. 机械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12.5 濮良贵，纪名刚. 机械设计第八版.北京:高等教育出版社,2008.4.6 卜炎. 螺纹连接连接设计与计算.北京:高等教育出版社,1993.7 张春林，曲继芳.机械创新设计M.北京:高等教育出版社,2008.4.8 Orlov P.Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987.9 Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985.