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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘要沙滩车行特点是低速大扭矩这就要求搭载的减速器的体积小、重量轻、传动比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，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。本文将以少齿差行星齿轮减速器为例，根据目前国内外发展现状，分析少齿差行星齿轮传动的优缺点，以及对其传动原理进行一定点阐述。在设计过程中对内啮合传动所产生的各种干涉进行详细的分析和验算，以提高传动效率、精度以及提高其使用寿命为出发点，来选择减速器齿轮的模数等参数，进少齿差内齿轮副的设计计算，从而最终合理的设计出少齿差行星齿轮减速器结构。关键词： 沙滩车 少齿差 行星齿轮原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763AbstractDealers beach is characterized by low speed high torque gearbox equipped requiring small size, light weight, gear ratio, high efficiency, carrying capacity, reliable operation and long life large. Although the planetary gear to meet the requirements set forth above, but its high cost, need special equipment manufacturing; while involute small teeth difference planetary gear not only can basically meet the requirements set forth above, and is available in a generic tool slotting machine processing and thus lower cost. This article will be small teeth difference planetary gear reducer, for example, based on current development at home and abroad, advantages and disadvantages of small teeth difference planetary transmission, as well as its driving principle set forth certain point. In the design process of various internal meshing interference generated by checking the detailed analysis and to improve the transmission efficiency, and to improve the accuracy of its life as a starting point, to select the gear reducer modulus parameters into 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763Vice-designed small teeth difference internal gear calculations, and ultimately rational design of small teeth difference planetary gear reducer structure. Keywords： ATV Small teeth difference Planetary gear目录摘要 1Abstract 2第一章 绪 论 51.1 课题背景 .51.2 发展现况 61.3 设计要求 61.3.1 设计任务 7原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第二章 少齿差行星减速器总体设计 82.1 少齿差行星减速器的结构型式 82.1.1 N 型少齿差行星减速器 .82.1.2 NN 型少齿差行星减速器 82.2 减速器结构型式的确定 .92.3 运动参数计算 .10第三章 齿轮传动设计 123.1 齿数差的确定 .123.2 齿轮齿数的确定 123.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数 123.4 外齿轮的变位系数 .133.5 啮合角与变位系数差 .143.6 齿轮几何尺寸与主要参数的选用 .143.6.1 模数的确定 .143.6.2 几何参数计算 .143.7 强度计算与校核 .19第四章 传动轴设计 224.1 选择轴的材料 .224.2 低速轴（输出轴）的设计 .234.2.1 初步确定轴端直径 .234.2.2 低速轴的结构设计 .23原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.2.3 求低速轴上的载荷 .244.2.4 按弯矩合成应力校核轴强度 .254.2.5 精确校核轴的疲劳强度 .254.3 高速轴（输入轴、偏心轴）的设计 .284.3.1 初步确定轴端直径 .284.3.2 高速轴的结构设计 .284.3.3 求高速轴上的载荷 .294.3.4 按弯矩合成应力校核轴强度 .304.3.5 精确校核轴的疲劳强度 .30第五章 减速器箱体及其附件设计 345.1 减速器箱体简介 345.2 减速器箱体材料和尺寸的确定 345.3 减速器附件的设计 355.3.1 配重的设计 355.3.2 减速器附件设计 .35结 论 37参 考 文 献 38致 谢 39原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第一章 绪 论1.1 课题背景据不完全统计，我国现有沙滩车企业 600 多家，主要分布在浙江、重庆、江苏、上海、山东和广东等地，产品主要在 50-250CC 之间，产量约占世界沙滩车总量的 40%。这些企业中既有传统的摩托车企业，也有全新的专业沙滩车生产厂家，还有从事休闲、体育器械制造的企业。摩托车企业凭借着多年的技术储备，可以轻松地实现从摩托车制造向沙滩车生产的转型，如广州华南、江苏林海动力、江苏健龙新田、重庆鑫源、重庆建设、重庆力帆等摩托生产企业都已将产品范围延伸到沙滩车类产品。近些年，随着沙滩车市场的升温，大批汽车零部件企业也开始兼营沙滩车整车或零部件制造业，专业对口的技术背景使这些企业能够迅速地适应行业的发展和市场的需求，由于越来越多的企业开始加入到沙滩车这一新兴行业中，使得这一行业竞争越发激烈。随着市场对沙滩车需求量的日益增大，沙滩车企业都在积极扩大生产能力，提升制造设备和技术水平，并引进质量控制体系，尤其在重庆、浙江二地，产业化的趋势已经非常明显，与之配套的零配件供应圈也在迅速建立，并且辐射全国和海外市场。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763沙滩车行特点是低速大扭矩这就要求搭载的减速器的体积小、重量轻、传动比大、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；行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，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。1.2 发展现况目前，世界沙滩车年销售量约为 150-170 万辆，2006 年世界沙滩车市场规模已达到 170 万辆，其中北美市场约占 80%。2006 年我国沙滩车出口超过 100 万辆，达 123.88 万辆，比 2005 年增长了 35.09%；出口金额为 5.34 亿美元，同比增长 21.09%，呈现大幅上升趋势。就整个市场发展趋势来看，美国市场增长逐步放缓，欧洲与中南美洲市场份额则逐年扩大，澳洲、西班牙、英国，甚至泰国等新兴市场正逐渐进入上升期。欧洲 2005 年市场规模达 12 万辆以上，2003-2005 年平均增长率高达 15%以上；泰国目前市场规模虽仅为 6000 辆，但随着当地旅游、娱乐事业的发展，2008 年市场需求量预计将达 2 万辆，年平均增长率高达 27%。在市场新势力带动下，未来 2 年世界沙滩车市场将维持5%以上的增长率。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20 世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。1.3 设计要求1.3.1 设计任务沙滩车少齿差行星齿轮耦合系统研制，设计少齿差偏曲轴行星齿轮传动动力耦合系统应用于混合动力低速车，比如沙滩车上。设计中考虑耦合系统的动力传动比，行星齿轮的齿数差、斜齿轮法面模数 Mn， 、小斜齿轮齿数 z1、高速级传动比 i1、小斜齿轮齿宽 b1、螺旋角 、少齿差行星齿轮传动齿数差 zd、模数m、行星轮齿数 z3、行星轮变位系数 y3、行星轮齿宽 b3、内齿轮变位系数 y4、齿顶高系数 h3、啮合角 、内齿轮壁厚 B4，传动机构尺寸体积等。研究少齿差行星齿轮耦合系统优化设计，优化设计一种少齿差行星齿轮动力耦合传动系统，提高混合动力低速车的动力传动效率；合理选择传动系统结构及控制方式；合理选择各项优化参数；解决当前混合动力低速车传动的问题，既节约能源又环保，提高我国混合动力低速车动力耦合水平。1.3.2 参数选定查阅现有沙滩车技术参数，参考 50CC 型沙滩车动力参数，本次设计行星减速器初步确定输入 ，输出转矩 传动比 。3.5Pkw1.6TkNm150i原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第二章 少齿差行星减速器总体设计2.1 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。 2.1.1 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。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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。1i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。2.1.2 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。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763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。2.2 减速器结构型式的确定根据参数要求 ，输出转矩 传动比 传确定选3.5Pkw1.6TkNm150i原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763用 NN 型少齿差行星减速器结构。 本次设计的传动方案如下图：图 2.1 NN 型行星减速器结构简图NN 型少齿差行星减速器由两对内啮合齿轮副组成。共同完成减速与输出的任务。无需其他型式的输出机构，直接由齿轮轴输出。其基本构件为两个中心轮 K 和行星架（即偏心轴）H 组成。由 式(2.1）4324124/()/()1/Xxxxiznn因为 ，得到20n43241/xz其传动传动比计算公式为： 式44/xin(2.2）于是得到传动比的计算公式 41423()xizz 式(2.3）2.3 运动参数计算前述已选定行星减速器参数为：输入 输出转矩 传动比3.5Pkw1.6TkNm150i少齿差传动效率主要由三部分组成即：行星机构的啮合效率 、传输机构的e原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763效率 、转臂轴承的效率 则少齿差传动效率：pbepb查手册得到各计算式： 41/()1XeXei其中 1212(/)XeezE查表 13-6-11 得到0.94 0.930.92epb所以 0.81epb传动比： 4150Xi输出功率： 3.50812.4Pkw输出转速： 2295016.95/minnpTr输入转速： 1425.Xni:/inr求出输出转矩：13.2N.m1950/TPn原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763计算出各轴上具体数据汇总如下：1）高速轴（输入轴）13.5PKW1254.minnr13.2TNm2）低速轴（输出轴）2216.95/innr21.6TK第三章 齿轮传动设计3.1 齿数差的确定内啮合齿轮副内齿轮数与外齿轮齿数之差 称为齿数差。一般21dZ称为少齿差， =0 称为零齿差。18dZdZ传动比 i 的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763愈小，则传动比 i 的绝对值愈大。因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为 ，动力传动 。由于需要的传动比大，于是选择齿1dZ2dZ数差 。d3.2 齿轮齿数的确定根据内齿轮 2Z-X(2K-H)（I）型传动特点，齿数差 ；1dZ传动比的计算公式 41423()xizz和齿轮差计算公式 2143dzz得出齿轮 的计算式222 4(1) 1dcdcdcxzzzi（错齿数 24130c）计算出 2z，并取整得出各齿轮齿数如表 3.1 所示。表 3.1 齿轮传动的传动比与齿数组合各齿轮齿数 传动比 错齿数 齿数差1z23z44xiczd41 42 32 33 150.333 9 13.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数一般采用标准齿形角，当齿数差 时，取齿形角 ，结合标1dZ1425原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763准采用 。20为保证转动的平稳性选用斜齿轮传动，且选用螺旋角 。15当齿形角 时，齿顶高系数 。当 减小时，啮合角 也20 0.68ahah减小，有利于提高效率。但 太小时，变位系数太小会发生外齿轮切齿干涉a（根切）或插齿加工时的负啮合，本次设计选用 。.7a3.4 外齿轮的变位系数变位系数需满足方程式：式(3.1） 2112tan()invixz变位系数还需要满足如下条件：（1）重合度 应符合a 12(2)(tnt)(tant)1aazz（2）齿廓重叠干涉验算值 应符合aG1122()()0daaaGzinvzinvzinv式中： ，1211rcos4aad22212()aad按照表 2.2 选取外齿轮的变位系数 可保证啮合齿轮副的重合度1x 1a且其顶隙 。表中列出对应于 和 时 的上限值。120.5cm.0512.cm1x表中不带 的数值表示 取值受到 的限制，其值与插齿刀无关。1x1.原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763带 的数值表示 上限受到顶隙 的限制，其值与插齿刀有关。若实1x120.5cm际选用的插齿刀与表 2.2 的注解不通，表示数值可供估算。估算方法：插齿刀齿数 或齿顶高 或变位系数 时， 上限值会略大于表 3.2025z0.ah0x1的数值，反之则小于表中之值。选用 时，距离其上限值留有余量。1表 3.2 外齿轮变位系数 的上限值1xah21z1z1 0.8 0.640 0.70.15 -0.5160 1.50.30 -0.7（插齿刀参数 ， 可插值求 的上限值）025z0.ah0x1x3.5 啮合角与变位系数差在齿数差与齿顶高系数确定的情况下，要满足主要限制条件，关键在于决定变位系数差和啮合角。表 3.3 啮合角 与变位系数差 的选用推荐值21x1ah0.8ah0.6ah21z21x()21x()21x()1 0.80 58.1877 0.58 54.0920 0.39 49.15633.6 齿轮几何尺寸与主要参数的选用3.6.1 模数的确定原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763根据 NN 型传动结构特点在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩输入滚动轴承效率，外齿轮选用 45 号钢调质，硬度 。齿轮HBS=205的由文献3查得弯曲极限应力 lim1=650Mp内齿轮选用 45 号调质后表面淬火，硬度 ,查得齿轮的弯曲极RC405限应力 。 lim2=850MPa使用系数 KA， 因原动机是电动机，工作机有振动，查表得使用系数KA=2.0， 动 载荷 KV=1.4（取齿轮的传动平稳精度为 8 级）因 YF1/FP1YF2/FP2 按外齿轮校核，根据文献11 表 18-12 取齿宽系数 。根据文献1校核公式，0.25d取标准模数 m=2.5.3.6.2 几何参数计算由表 2.4 确定：压力角 20 啮合角 51.20 模数 2m 算第一内齿轮副几何参数计算1z=41， 2=42 中心距：=1.499mm121()cos/2(41)cos20/51.0Amz取中心距 1.50分度圆直径： 12418dzm2428dzm齿顶高： 0.7.ah齿轮宽度： 11.286.4db原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763取 120Bm25 第二内齿轮副几何参数计算3z=32， 4=33中心距：=1.499mm243()cos/2(32)cos0/51.20Amz取中心距 21.50分度圆直径： 3264dzm4236dzm齿顶高： 0.71.ah1.264.8db取 35Bm40齿轮详细尺寸计算与验算结果如下:计算第一内齿轮副外齿轮齿数 Z1: 41内齿轮齿数 Z2: 42法向模数 Mn:2.5mm分圆法向压力角 n:20分圆螺旋角 :15齿顶高系数 ha*:0.7顶隙系数 c*:0.25原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763中心距 a:2mm齿宽 b:20mm量棒直径 dp:1.7mm内插齿刀齿数 Z02:25内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm端面模数 mt = 2.5882mm啮合角 w = 52.7360插内齿轮时的啮合角 02 = 29.6081插内齿轮时的中心距 a02 = 23.6784mm总变位系数 X = 0.5186mm外齿轮变位系数：X1 =0.3000mm内齿轮变位系数：X2 =0.8186mm分度圆直径：d1 = 106.1158mm分度圆直径：d2 =108.7040mm齿根圆直径：df1 =102.8658mm齿根圆直径：df2 =116.1068mm 齿顶圆直径：da1 = 110.8568mm齿顶圆直径：da2 = 108.1158mm 外齿轮齿顶压力角 a1 = 26.3949内齿轮齿顶压力角 a2 = 19.8031原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763插齿刀齿顶压力角 a02 = 28.2718端面重合度 = 1.0407轴向重合度 = 0.6591校验内齿轮加工范成顶切:判断 z02/z2=0.59521-tanaa0/tana02 =0.3663校验过渡曲线干涉: 外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =13.8091z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =12.4336校验重叠干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.0258 大于等于 0校验外齿轮齿顶厚度: 判断 sa1 =0.71340.25m =0.6250外齿轮固定弦齿厚：sc1=3.9497mm内齿轮固定弦齿厚：sc2=2.1521mm外齿轮固定弦齿高：hc1=1.6517mm内齿轮固定弦齿高：hc2= -0.0854mm跨齿数：k = 6外齿轮公法线长度：w=42.6896mm外齿轮跨棒距 M1=102.0423内齿轮跨棒距 M2=115.1559 第二内齿轮副几何参数计算原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763外齿轮齿数 Z3: 32内齿轮齿数 Z4: 33法向模数 Mn:2.5mm分圆法向压力角 n:20分圆螺旋角 :15齿顶高系数 ha*:0.7顶隙系数 c*:0.25中心距 a:2mm齿宽 b:20mm量棒直径 dp:1.7mm内插齿刀齿数 Z02:25内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm端面模数 mt =2.5882mm啮合角 w =52.7360插内齿轮时的啮合角 02 =35.1857插内齿轮时的中心距 a02 =11.8536mm总变位系数 X =0.5186mm外齿轮变位系数：X1 = 0.3000mm内齿轮变位系数： X2 =0.8186mm分度圆直径：d1 =82.8221mm原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763分度圆直径： d2 =85.4103mm齿根圆直径：df1 =79.5721mm齿根圆直径：df2 =92.4572mm 齿顶圆直径：da1 =87.2072mm齿顶圆直径：da2 =84.8221mm 外齿轮齿顶压力角 a1 =7.2875内齿轮齿顶压力角 a2 =19.5653插齿刀齿顶压力角 a02 =28.2718端面重合度 =0.9698轴向重合度 =0.6591校验内齿轮加工范成顶切：判断 z02/z2 =0.75761-tanaa0/tana02 =0.4959校验过渡曲线干涉：外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw=10.4139z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =9.1579校验重叠干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.20590校验外齿轮齿顶厚度: 判断 sa1 =2.85690.25m =0.6250外齿轮固定弦齿厚：sc1 =3.9497mm内齿轮固定弦齿厚：sc2=2.1521mm外齿轮固定弦齿高：hc1 =1.4738mm内齿轮固定弦齿高：hc2=-0.0821mm原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763跨齿数：k = 5外齿轮公法线长度：w=34.9614mm外齿轮跨棒距 M1 =80.9632内齿轮跨棒距 M2 =91.4949由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表 3.5 所示。表 3.5 行星齿轮几何参数见 (长度单位： mm)第一内齿轮副 第二内齿轮副名称 符号外齿轮 内齿轮 外齿轮 内齿轮齿数 z41 42 32 33模数 m25齿形角 a2015齿顶高系数 ah 0.7啮合角 52.7360变位系数 1x0.3 0.81860.1 0.6186啮合中心距 A2.0分度圆直径 d106.116 108.704 82.822 85.41齿顶圆直径 a110.857 108.116 87.207 84.822齿根圆直径 df 102.8658 116.107 79.572 92.457齿轮宽度 B20 25 15 20原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763验算重合度 1.05齿廓重干涉验算值 sG.跨齿数 k4 5 5 6测量柱直径 pd1.73.7 强度计算与校核渐开线少齿差行星传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度远远大于齿根弯曲强度，同时又是多齿对啮合，所以内外齿轮的接触强度可不进行验算及满足要求(参见文献2第九章少齿差行星齿轮传动第 6 节齿轮强度计算)。只计算齿根弯曲强度，其弯曲强度条件为： FP, 式(3.4）(/)FtAVFYbmKlimin(/)FPSTXRNY根据 型传动计算方式得到式中： 2()ZXHtF-齿轮分度圆上的圆周力（N） 2340/0841/29047.62tTzd N-齿形系数：参见文献1表 10-5 齿形系数表得到 FY .3FY齿轮宽度： 式0.7825.4db(3.5）-使用系数：参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算表 5-6 得到AK2.0原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763-动载系数：参见参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算图 5-1 得到VK1.4-弯曲强度计算的齿间载荷分配系数：参见参见文献2表 5-9 得F1.2K-弯曲强度计算的齿向载荷分配系数：查文献1图 10-13 F 1.08FK-试验齿轮的齿根弯曲极限应力。lim查参见文献1图 10-21 2lim490/FN-齿根弯曲强度的最小安全系数:表 5-5 得 =1.60 minFS minFS-应力修正系数：一般试验齿轮修正系数取 STY 2.0STY-尺寸系数：查文献2图 6-37 得 =0.9X XY-齿根表面状况系数；查文献2图 6-36 得 =1.28RY R-弯曲强度的寿命系数: 查文献2图 6-34 得 =2.4N NY于是计算出 (/)FtAVFYbmK190472.3/5.4)1.2.081426.95limin(/)(90/.6.9.3.FPFSTXRNY满足 ，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。P原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第四章 传动轴设计轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变形。4.1 选择轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，最常用的是 45 钢。必须指出在一般工作温度下（低于 200 摄氏度）各种碳钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度和耐磨性，而不是轴的弯曲或者扭转刚度，在既定的条件下，有时也可选择较低的钢材，而用适当增大轴的截面积的方法来提高轴的刚度。各种热处理如高频淬火、渗碳、氧化、氰化以及表面强化处理如喷丸、滚宁波大红鹰学院毕业设计（论文）详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763压等对提高轴的抗疲劳都有着显著的效果。应用于轴的材料种类很多，主要根据轴的使用条件。对轴的强度、刚度和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺，并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料。根据参考文献5表 5-1-1 轴的材料及其主要力学性能选择轴的材料为 45 钢，调质热处理。具体参数见表 4.1表 4.1 轴的常用材料及其主要力学性能材料 热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度 b屈服点 s弯曲疲极限 1扭转疲劳极限许用静应力 p许用疲劳应力 p45钢 调质 200 217255 650 360 270 155 260 1802074.2 低速轴（输出轴）的设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。4.2.1 初步确定轴端直径由前得输出轴上 , ,Z2PW216.95/minnr21.6TKN求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参见文献413-453 受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 364dZ分度圆切向力 12340/01632/8741.8tFTz N宁波大红鹰学院毕业设计（论文）详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763径向力 31387.123340sin/cosrFTzdz法向力 =40274.4N234/n表 4.2 轴常用几种材料的 及 值T0A轴的材料 /TMPa0A2350QA1525 1491267、2035 13511245 2545 1261034035CrSiMn、3555 11297按表 4.2 选取 ，轴的输入端直径及轴的最小直径：012A33min02/.84/6.951.8dPm又因为此段开有键槽，对于直径 的轴，有一个键槽时，轴径增大0d取5%7初选 mm。min61.80.6d1654.2.2 低速轴的结构设计1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。最小直径 右端用轴端挡圈定位，安装轴承盖。所以 mm1265dm 165d根据轴肩的高度 (0.7.1)hd2-3 处安装轴承，3 处为安装轴肩 23650.724.1m预选轴承型号为 6215 尺寸为 7510018，选 23L 275d
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