少齿差行星齿轮减速器的设计毕业设计(共44页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上*本科毕业设计（论文）少齿差行星齿轮减速器的设计学生姓名： 学生学号： 院（系）： 机电工程学院 年级专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 助理指导教师： 二一 年 月摘 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；内齿轮副专心-专注-专业AbstractHaving expounded the pla

2、netary gear reducer of a few-tooth differenceabout 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 m

3、esh 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

4、transmission; Planetary gear reducer; Annular gear目 录1 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

5、，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。渐开线少齿差行星减速器具有以下优点：1.结构紧凑、体积小、重量轻 由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑；当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比，体积和重量均可减少三分之一至三分之二；2.传动比范围大 N型一级减速器的传动比为10100以上；二级串联的减速器，传动比可达一万以上；三级串联的减速器，传动比可达百万以上。NN型一级减速器的传动比为1001000以上；3.效率高 N型一级减速器的传动比为10100时，效率为8094；NN型当传动比为10200时，效率为7093.效率随着传动比的增加

6、而降低。4.运转平稳、噪音小、承载能力大 由于式内啮合传动，两啮合齿轮一位凹齿，一为凸齿，两齿的曲率中心在同一方向。曲率半径接近相等，因此接触面积大，使轮齿的接触强度大为提高，又采用短齿制，轮齿的弯曲强度也提高了。此外，少齿差传动时，不是一对轮齿啮合，而是39对轮齿同时接触受力，所以运转平稳，噪音小，并且在相同模数的情况下，其传递力矩臂普通圆周齿轮减速器大。5.结构简单、加工方便、成本低；6.输入轴和输出轴在同一轴线上，安装和使用较为方便；7.运转可靠、使用寿命长。但是，这种减速器还存在以下缺点：1.计算较复杂 当内齿轮与行星轮的齿数差小于5时，容易产生各种干涉，为了避免这些干涉，需采用变位齿

7、轮，所以计算较复杂。2.转臂轴承受力较大，寿命较短 由于齿轮变位后啮合角较大，所以转臂轴承上径向载荷较大；并且轴承转速还稍高于输入轴转速，所以转臂轴承是减速器的薄弱环节，因而使高速轴传递的功率受到限制。3.有的结构需加平衡块 型及某些型减速器，需要仔细地进行动平衡，否则会引起较大的振动。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

8、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

9、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

10、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。1.3 国内外研究状况 当内啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时，极易产生各种干涉，因此在设计过程中选择齿轮几何参数的计算十分复杂。早在1949年，苏联学者就从理论上解决了现实一齿差传动的几何计算问题。直到1960年以后，渐开线少齿差传动才得到迅速的发展。目前有销轴式、零齿差、十字滑块、浮动滑块等多种形式。上个世纪60年代，国外就开始探讨

11、圆弧少齿差传动，到70年代中期，日本已开始进行圆弧少齿差行星减速器的系列化生产。这种传动的特点在于：行星轮的论过曲线用凹圆弧代替了摆线。轮齿与针齿在啮合点的曲率方向相同，形成两凸圆弧的内啮合，从而提高了轮齿的接触强度和啮合效率，其针齿不带吃套，并采用半埋齿机构，既提高了弯曲强度又简化了针齿结构。此外，圆弧形轮齿的加工无需专用机床，精度也易保证，而且修配方便。1956年我国著名的机械学家朱景梓教授根据双曲柄机构的原理提出了一种新型少齿差传动。该机构的特点式出入轴旋转时=时，行星轮不是坐摆线运动高速公转与低速自转的合成，而是通过双曲柄机构导引作圆周平动。这种独特的“双曲柄输入少齿差传动机构”的到了

12、国内外同行的高度评价。1958年开始研制摆线针轮减速器。60年代投入工厂化生产，目前已形成系列，制定了相应的标准，并广泛用于各类机械中。1960年制成第一台二齿差渐开线行星齿轮减速器，其传动比37.5，功率为16kw，用于桥式起重机的提升机构中。1963年朱景梓教授在太原学院学报上发表了少齿差渐开线K-H-V型行星齿轮减速器及其设计一文，详细阐述了渐开线少齿差传动的原理和设计方法。这些创造性的工作，为少齿差行星齿轮传动在我国的推广应用起了重要的指导作用。双曲柄输入少齿差行星齿轮传动的优点是：能使行星轴承的载荷下降，而且当内齿板作为行星轮时，行星轴承的径向尺寸可不受限制，从而提高了行星轴承的寿命

13、。另外，这种传动不需要输入机构，还可实现平行轴传动。效率高，使用性强。但是，由于历史原因，栓曲柄输入式少齿差传动一直没有得到应有的发展，直到近十几年来才逐渐为人们所重视。1985年重庆钢铁设计院提出了平行轴式少齿差内齿啮合齿轮传动i环减速器，但是这种减速器的一根曲轴上要安装三片内齿板，需要制成偏心套机构，。存在着机构复杂加工分度精度要求高、曲轴联接结构表面产生微动磨损、三套互为的双曲柄机构之间存在国约束等问题。1993年重庆大学博士崔建昆提出新型轴销式少齿差行星齿轮传动，并对其进行了理论分析。随着少齿差行星齿轮传动研究的深入，已成功地开发处不少新的渐开线少齿差行星齿轮传动形式。目前，我国研究出

14、一种连杆行星齿轮传动平行轴式少齿差内齿行星齿轮传动。该类传动是以连杆内齿轮（齿板）为行星轮。采用双曲柄输入，并且无输出机构，主要有一齿环（一片连杆行星齿板）、二齿环（两片连杆行星齿板）、三齿板及四环等机构形式的减速器。国内外学者在齿形分析、结构优化、接触分析、结构强度、动态性能、传动效率、运动精度方面进行了大量的研究。利用计算机技术进行减速器各主要不见的是他建模、仿真、干涉检查等，缩短了产品的研发这怄气，并应用到了产品的设计中，取得了许多有价值的成果。N型内齿行星齿轮传动的基本机构式环式减速器的传动机理进行了分析研究，建立了环视减速器系统受力分析模型，得处目前环式减速器存惯性力矩不平衡的结论。

15、对平行动轴少齿差传动多齿接触问题动平衡进行了研究，以有限单元弹性接触分析理论为基础，建立了平行动轴少齿差传动多齿接触问题时的有限单元分析模型，提出了一种对研究平行动轴少齿差内齿轮副内核过程中实际接触齿对数、齿间载荷的分配及齿面载荷分布的分析计算方法。为平行动轴少齿差内啮合齿轮传动的承载能力的计算、齿轮几何参数的确定及几何零部件的强度分析计算提供了理论依据。通过优化后的少齿差传动装置具有较小的体积和较好的传动性能。我国在这种新型的传动机构的技术水平与国际上一些工业科技水平发达的国家相比，还有很大的差距，主要由于我国从事该项技术研究设计及应用的单位和个人比较少，同时相关的书籍和资料也相当的欠缺。国

16、外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特殊在材料和缔造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，利用寿命长。但其传动格式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。日本研制的FA型高精度减速器和美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。但是我相信，在不久的将来我们做这种新型的减速器性能和构造等能赶上外国先进水平的。目前，少齿差减速器在设计和制造过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率减速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。1.4

17、发展趋势齿轮传动技术是机械工程技术的重要组成部分，在一定程度上标志着机械工程技术的水平。因此，齿轮被工人为工业和工业化的象征。为了提高机械的承载能力和传动效率，减少外形尺寸质量及增大减速器传动比等，国内外的少齿差行星齿轮传动正沿着高承载能力、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率、小型化、低震动、低噪音、低成本、标准化和多样化的方向发展的总趋势。少齿差行星齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点。广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、起重机、电工机械、仪表、化工业等许多领域少齿差行星齿轮传动有着广泛的发展前景。1.5 本课题的意义与设计任务1.5.1 本课题的设计意义少齿差

18、行星齿轮减速器与普通减速器相比具有体积小、重量轻、传动平稳、效率高、传动比范围大等优点。但其设计计算较过程复杂，转臂轴承的受力较大、寿命较短。所以对于我们在设计这类减速器时如何进行参数的选择，避免大量繁杂的计算，如何选择好转臂轴承使其使用寿命增加具有一定的设计意义。 1.5.2 设计任务在输入转速为1680转/分钟、输入转矩为800N、传动比这些技术参数的基础上设计一少齿差行星齿轮减速器。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。2 减速器结构型式的确定在少齿差内啮合传动中，由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，在切削和装配时会产生种种干涉，以致造成产品的报废。因此，在设计减速器内齿

19、轮副参数的时候，需要对一些参数进行合理的限制，以保证内啮合传动的强度和正确的啮合。同时要对一些主要零件进行强度校核计算。2.1 减速器结构型式的确定选用卧式电机直接驱动，因传动比，传动i59100时，少齿差行星齿轮减速器有几种类型设计方案可供选择。第一种是采用K-H-V型少齿差行星齿轮减速器；第二种是采用2K-H型正号机构少齿差行星齿轮减速器；第三种是3K型少齿差行星齿轮减速器。以下分别阐述其特点：你 K-H-V型这种传动机构轮齿强度高，传动效率可高达90%以上，且这种减速器体积销、重量轻、运转可靠、寿命长，但注意吃面干涉，工作中转臂轴承受力较大。2K-H(正号机构)这种传动机构传动比范围大，

20、但外型尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般部用于动力传动。当行星架从动时，传动比的绝对值从某一数值起会发生自锁。3K型这种传动机构机构紧凑，体积小，传动比范围大，但工艺性差。基于以上综合考虑，采用第一种方案作为本次课题的设计方案。K-H-V型少齿差行星齿轮减速器按输出机构型内齿圈固定，低速轴输出分有：销轴式输出、十字滑块式输出、浮动盘式输出、零齿差输出。其特点如下：销轴式输出，应用广泛，效率较高，但销孔加工精度要求较高。十字滑块式输出，机构简单，加工方便，但承载能力与效率均较为销轴式低常用于小功率场合。浮动盘式输出，机构形式新颖，加工方便，使用效果好。零齿差式输出，其特点式通过一对零齿差齿

21、轮副将行星轮的低速反向转动传递给输出轴。零齿差系值齿轮副的内齿轮齿数相同，象齿轮联轴器那样，但内齿轮的齿间间隙较大，其结构型式叫简单，制造困难，较设用于中心距较小的一齿差传动。综上考虑，采用浮动盘式输出机构的K-H-V型少齿差行星齿轮减速器方案作为本次课题的设计方案。 图2-1图2-1为典型一级K-H-V型少齿差齿轮减速器的传动原理简图，传动原理如下：当电动机带动偏心轴H转动时，由于内齿轮b与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮做行星运动；又由于行星轮与内齿轮的齿数差很少，当齿数差为1时，输入轴每转一周，行星轮沿相反方向转动一个齿，达到减速目的，并通过传动比等于1的带有一个W型输出机构的输出轴V

22、输出。3 减速器的内齿和外齿轮参数的确定3.1齿轮齿数确定因为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表17.1-2 常用行星齿轮传动的传动比和啮合效率计算公式查得：。因为，故和很容易得到齿轮的齿数为：。3.2主要零件的材质和齿轮精度行星轮：40淬火后磨齿，HRC，精度7JB GB/T10095-2001.内齿轮：45刚调质，HBS，精度7JB GB/T10095-2001.柱销：淬火，5864HRC。浮动盘：淬火，5560HRC。输入偏心轴：45钢调质，HBS。输出轴：45钢调质，HBS。3.3 啮合角、变位系数确定要求达到重合度的预期值为齿廓重迭干涉预期值为。3.3.1 确定啮合

23、角和外齿轮变位系数及内齿轮变位系数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17.2-35初选啮合角为齿顶高系数齿形角取外齿轮变为系数的初值，计算几何尺寸参数，按结构要求取模数m=3。所以： 外齿轮分度圆直径为： 外齿轮分度圆直径为： 外齿轮节圆直径为： 内齿轮节圆直径为： 外齿轮齿顶圆直径为：内齿轮变为系数为： 内齿轮齿顶圆直径为： 外齿轮齿顶圆啮合角为： 内齿轮齿顶圆啮合角为： 齿轮啮合中心距为： 齿轮副的重合度为： 因为：所以齿廓重迭干涉系数为：3.3.2 计算四个导数3.3.3 计算及相应的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（17.2-50）到（17.2-54

24、）牛顿法迭代有： J() = = =-0.56741 , , , () = = =-0.50389, , , () = = =-0.51279所以代入式机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的（17.2-36），式（17.2-41）分别计算出。重复上述计算，便可得到4 几何尺寸计算及主要限制条件检查由前面计算可得该设计的外齿轮齿顶圆为： 内齿轮齿顶圆为：由于该设计的渐开线少齿差内啮合齿轮副的内、外齿轮仅相差一齿，若采用标准齿轮就不能进行正常的啮合，将会产生各种干涉现象。 (1) 切齿加工时的顶切与根切 1）用插齿刀插制内齿圈时长生的顶切； 2）用插齿刀插制外齿轮产生的顶切； 3）用滚刀加

25、工外齿轮时产生的根切。 （2）过渡曲线干涉 1) 内齿圈齿顶与插制外齿轮根部的过渡曲线干涉； 2）内齿圈齿顶与滚切外齿轮根部的过渡曲线干涉。（3）内齿圈齿顶部分为渐开线。（4）节点对面的齿顶干涉。（5）齿廓重迭干涉。（6）内外齿轮沿径向移动发生的径向干涉。此外，为了保证传动的平稳性，应要求重合度1。所以对该设计的齿轮必须校核其干涉条件。4.1 切削内齿轮插齿刀的选用利用模数选择，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17.2-34选用（GB/TB081-2001），插齿刀的参数选择为：齿数为变位系数为齿顶高系数为齿顶圆直径为。4.1.1 径向切齿干涉因为为负值，故用计算式验算被加工

26、内齿轮的参数为：齿数：变位系数：齿顶系数：内齿轮齿顶圆直径：因为 所以 所以 rad因为 所以 所以 rad故 所以 按下式校核径向切齿干涉 所以不会发生径向切齿干涉。4.1.2 插齿啮合角插齿刀加工内齿轮不应出现插齿啮合角成为负值的情况，因为，在选择插齿刀时已经考虑此因素，选择，因为满足要求。4.2 切削内齿轮的其他限制条件检查4.2.1 展成顶切干涉当太小或太小时可能出现展成顶切干涉，所以应满足下式即 所以不会发生干涉。4.2.2 齿顶必须式渐开线因内齿轮全齿廓为渐开线。4.3 切削外齿轮的限制条件检查外齿轮用滚切法加工，中需检查有无根切。所以不会产生根切。4.4 内齿轮其他限制条件检查4

27、.4.1 渐开线干涉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17.232中公式检查 即 4.4.2 外齿轮齿顶与内齿轮啮合线过渡曲线干涉 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17.2-32中的公式检查式中外齿轮的齿顶压力角为： 即 所以无此种干涉。4.4.3 内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉 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17.2-32中的公式检查即 所以无此种干涉。4.4.4 顶隙检查外齿轮齿根与内齿轮齿顶之间式中 所以 内齿轮齿根与外齿轮齿顶之间 因为 所以 又 所以 所以前面设计的齿轮合符设计的各项要求。综上所述，外齿轮的相应参数为：表4-1

28、1齿数592模数33齿形角4齿顶高系数0.605变位系数-0.59456精度等级（GB 1009588）8-GK7齿距累积误差0.0908齿圈径向跳动公差0.0459公法线长度变动公差0.04010齿距极限偏差0.02011基节极限偏差0.01812齿向误差0.01813跨测齿数714配啮齿轮齿数6015中心距离2.14850.0010内齿轮的相应参数为：表4-21齿数602模数33齿形角4齿顶高系数0.605变位系数-0.21806精度等级（GB 1009588）8GK7齿距累积误差0.0908齿圈径向跳动公差0.0459公法线长度变动公差0.04010齿距极限偏差0.02011基节极限偏差

29、0.01812齿向误差0.01813跨测齿数714配啮齿轮齿数5915中心距离2.14850.00105 强度计算5.1 转臂轴承寿命计算转臂轴承是少齿差行星齿轮减速器中的一个薄弱环节，其原因是：1.作用在行星轮上的力完全由它承受，而转臂轴承又装在输入轴上，转速很高，因此转臂轴承处于高速重载下工作，减速器所能传递的功率往往受到转臂轴承上工作能力的限制；2.因少齿差行星齿轮减速器的结构紧凑，转臂轴承的尺寸受到一定的限制。下面进行转臂轴承的选取和其寿命的计算：轴承额定寿命： 式中寿命系数，动负荷（N），=28001000166.326N=9619.6NC额定动载荷（N），选用单列圆锥滚子轴承331

30、12，C=N寿命系数，此处取。工作情况系数，负荷性质系数，见第28篇，选取=1齿轮系数，当齿轮周节极限偏差小于0.02时取=1.051.10；当齿轮周节极限偏差为0.021，取=1.101.13，此处取=1.10安装部位系数，非调心轴承安装于行星轮体内，=1.11.2，故取=1.1速度系数，=轴承转速（r/min）,n=1652r/min 则寿命 5.2 销轴受力参看机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的图17.233 5.3 销轴的弯曲应力 销轴材料为，硬度为5864HRC6 轴的设计 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

31、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。6.1 轴的材料选择轴的材料种类很多，选择时应主要考虑如下因素： 1.轴的强度、刚度及耐磨性要求； 2.轴的热处理方法及机加工工艺性的要求； 3.轴的材料来源和经济性等。 轴的常用材料是碳钢和合金钢

32、。 碳钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性低，可通过热处理改善其综合性能，加工工艺性好，故应用最广，一般用途的轴，多用含碳量为0.250.5%的中碳钢。尤其是45号钢，对于不重要或受力较小的轴也可用Q235A等普通碳素钢。 合金钢具有比碳钢更好的机械性能和淬火性能，但对应力集中比较敏感，且价格较贵，多用于对强度和耐磨性有特殊要求的轴。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金钢，经渗碳处理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金钢，有良好的高温机械性能，常用于在高温、高速和重载条件下工作的轴。 值得注意的是：由于常温下合金钢与碳素钢的弹性模量相差不多，因此当其他条件相同时，如想通过

33、选用合金钢来提高轴的刚度是难以实现的。 低碳钢和低碳合金钢经渗碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韧性要求较高或转速较高的轴。 球墨铸铁和高强度铸铁因其具有良好的工艺性，不需要锻压设备，吸振性好，对应力集中的敏感性低，近年来被广泛应用于制造结构形状复杂的曲轴等。只是铸件质量难于控制。 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。6.2 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

34、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：6.2

35、.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

36、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149406.2.2 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10

37、mm,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

38、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。6.3 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：6.3.1 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6.3.2 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6.3.3 轴的强度校核1）确定危险截

39、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

40、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

41、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。7 浮动盘式输出机构设计及强度计算7.1 机构形式 浮动盘滚动轴式和浮动盘滚套式，机械工业出版社出版的第2版齿轮试论手册上册图7.7-26即为浮动盘滚动轴式，图7.7-27即为浮动盘滚套式，前者用于小功率减速器，结构简单，

42、外形尺寸小；后者用于中小功率，这种结构形式可降低盘体重量图7.7-28用于较大功率减速器，是一种装配式结构，变于加工，降低盘体重量。次处设计的少齿差行星齿轮减速器属于小功率，故选浮动盘滚动轴式。7.2几何尺寸的确定 因前面所设计的式双偏心传动，故两行星轮中间的浮动盘尺寸为： mm式中 销轴中心分布圆直径(mm)； 滚子外径（mm）； 偏心距（即齿轮副的中心距）（mm）。7.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 8 效率计算8.1 啮合效率8.1.1 一对内啮合齿轮的效率 由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（17.279）得 所以 又由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（17.280）得 所以 按内齿轮插齿，外齿轮磨齿时齿廓摩擦系数，取，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（17.278）得 8.1.2 行星结构的啮合效率因为，由机械工业出版社出版的新版机械设计手册第三卷中的式（17.276）得8.2 输出机构的效率8.2.1 用浮动盘输出机构由机械工业出版社出版的新版机械设计手