少齿差行星轮专用减速器设计.doc

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1、精品文档，仅供学习与交流，如有侵权请联系网站删除分 类 号 密 级 宁毕业设计(论文)少齿差行星齿轮专用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【精品文档】第 23 页摘要少齿差行星齿轮减速器是一种新型减速器，在我国飞速发展的现代工业中起着重要的作用。以其体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，寿命长等优点在冶金、矿山、轻工等各个部门中有着广泛的应用。本课题是设计专

2、用的少齿差行星齿轮减速器，对少齿差行星齿轮减速器主要发展状况、结构型式和其传动原理进行了一定的阐释。在设计过程当中，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，以画图与理论设计相结合来确定轴、齿轮、箱体的结构尺寸，以及对轴、齿轮、轴承、键等关键性零部件进行性对应的校核，并参考相关文献资料来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，零件校核AbstractSmall teeth difference planetary gear reducer is a new reducer, the rapid devel

3、opment of modern industry in our country plays an important role. Its small size, light weight, transmission ratio range, high efficiency, long life and other advantages has been widely used in various sectors metallurgy, mining, light industry, etc. This special issue is designed small teeth differ

4、ence planetary gear reducer, for small teeth difference planetary gear reducer major development, structure type and its driving principle for a certain amount of interpretation. In the design process, from how to raise the arm bearing life as a starting point to calculate the number of reducer gear

5、 selection mode, perform fewer side teeth difference internal gear design calculations to combine drawing and design theory to determine the shafts, gears, cabinet structure and size, as well as shafts, gears, bearings, keys and other critical components of sexual corresponding check and refer to th

6、e relevant literature to the rational design of the overall structure of final reducer.Keywords：Smalltoothnumberdifferenceplanettransmission,Planetarygearreducer,Annulargear, Parts checked目 录摘要IAbstractII目 录III第1章绪 论11.1概述11.2少齿差行星减速器的结构型式11.2.1N型少齿差行星减速器11.2.2NN型少齿差行星减速器31.2.3设计任务4第2章齿轮的设计52.1齿轮齿差的

7、确定52.2选定齿轮的精度等级和材料52.3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负重套筒基本尺寸的确定163.5轴的设计163.5.1输入轴的设计173.5.2输出轴的设计19第4章部分零件的校核214.1少齿差行星齿轮传动受力分析224.1.1齿轮受力224.1.2转臂轴承受力234.2键的校核计算234.2.1联轴器处键

8、的校核234.2.2套筒处键的校核244.2.3支座处键的校核244.3轴承的校核计算24第5章箱体尺寸及附件的设计275.1箱体的设计275.2附件的选择285.2.1通气器285.2.2放油螺塞285.2.3定位销285.3润滑与密封285.3.1齿轮的润滑285.3.2滚动轴承的润滑295.3.3润滑油的选择295.3.4密封方法的选取29总结30参考文献31致 谢32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

9、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、浮动式和销孔式三种。现以销孔式为例来简述其组

10、成和原理。图1.1销孔式N型减速器图1.2销孔式N型减速器传动原理图1.1是典型的销孔式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

11、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 NN型少齿差行星减速器图1.4NN型少齿差行星减速器传动原理如图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

12、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100m

13、m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。第2章 齿轮的设计2.1 齿轮齿差的确定少齿差传动一般齿差数为14，由于任务书所要求传动比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，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。2.2 选定齿轮的精度等级和材料齿轮精度主要是控制齿轮在运转时齿轮之间传递的精度，比如：传动的平稳性、瞬时速度的波动性、若有交变的反向运

14、行，其齿侧隙是否达到最小，假如有冲击载荷，应该稍微进步精度，从而减少冲击载荷带给齿轮的破坏。根据任务书上工作场所与环境，查阅机械设计手册可知，该条件下一般选用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。2.3 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

15、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

16、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（

17、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

18、；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

19、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. A到B段利用连轴器接电机，根据选择的连轴器，取其长度为10mm。2.B到C段，由选择的深沟球轴承619/7，其内径d=7mm，轴承宽度B=5mm,同时考虑到一个箱盖的厚度问题，故这段长度也取为15mm。3. C到D段，根据选用的深沟球轴承61800，其内径d=10mm,轴承宽度B=5mm，且还要安装套筒，所以取这段长度为10mm。4.D到E这段主要用安装套筒，取长度为6mm。5.E到F段根据选用的深沟球轴承618/6，其内径d=6mm,轴承宽度B=3.5mm，故取该段长度为4mm。6. 参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为R0.3。

20、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226。3.2.2 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.A到B段用于连接辊子取其长度为17mm。2.B到C段，根据选择的深沟球轴承617/00，其内径d=10mm，轴承宽度为B=3mm,考虑到箱体端盖厚度,故取其长度为9mm。3.C到D这段主要为方便安装，取其长度为12mm。4.D到E这段根据选择的深沟球轴承61903，其内径d=17mm，轴承宽度为B=7mm,故取其长度为6mm。4.E到F段为方便轴承定位，设计一个阶梯，且其长度分别为1mm、4mm。5. 参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为

21、R0.5。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3312。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）

22、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

23、; 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

24、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。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开式深沟球轴承。此种轴承能承受很大的径向载荷，同时也可以承受少量

25、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（深沟球轴承）。其参数如下表3.1所示：图3.1 开式深沟球轴承表3.1 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61800101950.31.830.9243600043000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 负重套筒基本尺寸的确定负重的尺寸要根据结构要求来确定。其视图如图3.3所示图3.2 负重套筒零件图3.5 轴

26、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,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优质结构钢。最常用的是45钢。其性能如下：表3.2 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25241610360

27、26015055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

28、，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=120。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，选用联轴器，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6。3）轴的结构设计及周向定位拟定轴上零件的装配方案：图3.3

29、输入轴工作简图（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9，轴深公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.021、+0.002）。其间选用A型平键（GB/T1096-1979)，尺寸为bhL=226。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，-0.043）。半联轴器与轴的配合为H7/k6，A-B段直径极限偏差为（+0.021、+0.002）；（2）B-C段还要穿过端盖、套筒、轴承，还要考虑其中的间隙，可初定其长度为15，该段直径为7。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

30、号 （GB/T276-1994）619/7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（+0.021、+0.002）；（3）C-D段从左往右依次为深沟球轴承、套筒、深沟球轴承，初步确定轴承型号为（GB/T276-1944）61800型，配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.021、+0.002），该段直径为10，初定长度为10mm；（4）D-E段要安装套筒其间有键的联结，所选用键的尺寸为bhL=226。采用一般键联接，键槽宽b的上下偏差为（0，-0.043）。套筒的长度为6，故可设计该段的长度为6。该段的配合公差选用k6,其上下偏差分别为（+0.021、+0.002）；（

31、5）E-F段装有轴承，其长度初定为4，直径为6，故与之相联轴承可选深沟球轴承（GB/T276-1994）618/6型。该段的配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.021、+0.002）。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0.3其余各处倒角和圆角参看附图。3.5.2 输出轴的设计在本设计中的输出轴是固定不动的，从而使得行星轮作平动带动内齿轮转动，最终带动辊子一起跟随内齿轮转动。其工作图如图3.4所示。图3.4 输出轴工作简图选用材料：40cr，调质处理，抗拉强度,屈服点

32、，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=42有：输出功率（=115.27w）辊子转速（）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9。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=3312。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段即轴长为17，即为A-B段的长度，轴配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.021、+0.002）；B-C段上要装上轴承和端盖等，经画图可初定

33、这一段的长度为9。为了与相应的轴承配合固初定此段的直径为10。选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）617/00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（+0.021、+0.002）；C-D段不安装任何零件，故为了减少材料的用量可将此段的直径适当缩小，初定为12； D-E段通过安装轴承来固定输入轴，此段的长度为6，直径为17，选用的轴承为深沟球轴承（GB/T276-1994）61903型。该段的配合公差选用k6，其上下偏差分别为（+0.021、+0.002）。E-F段安装轴承，选用轴承为深沟球轴承（GB/T267-1994）618/7型，直径为7mm，长度为4

34、mm，其中中间台阶宽度为1mm，其他尺寸见附图。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4.1，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4.1 行星轮受力分析图 图4.2 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

35、出转矩（1.193N），分别是行星轮和内齿轮的齿数（80，79）行星轮分度圆直径（40）实际啮合角（48.732）初选压力角（20）将上述数值代入表格中的式中得出：=60.41N，=5897.78N，=42.40N，F=64.28N。4.1.2 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。转臂轴承仅承受径向载荷，不受轴向载荷。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。4.2 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传递转矩（N）；k键与轮毂

36、的接触高度（）；h键高（）；，b键宽（）；d轴径（）。查得 ，则校核过程如下：4.2.1 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=226，l=L-b=4 ，d=6,故有： 故安全4.2.2 套筒处键的校核此处键（A型）传递的转矩为输入转矩，即：T，bhL=226，l=L-b=4 ，d=10,故有： 故安全4.2.3 支座处键的校核此处键（C型）传递的转矩为输出转矩，即：T6599.88N，bhL=3312，l=L-b=9 ，d=9，故有： 故安全4.3 轴承的校核计算根据传动的结构要求选用的轴承如下表4.1所示：表4.1 轴承代号及基本参数型号数目基本参数dD

37、B基本额定动载荷/kNGB/T276-1994619/7171751.48GB/T276-1994618002101951.83GB/T276-1994618/616133.50.956GB/T276-1994617/001101530.715GB/T276-1994619031173074.62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，工作温度0-45，故取。（查表7-2-11）（据

38、机械设计手册第四版第二卷） 额定寿命为：1）轴承619/7（球轴承），其转速与输入轴转速相同，n960r/min；查得4.58，=0.326，=1.5，=1.2，则： 故安全2）轴承61800（球轴承）,其转速n为输入轴与行星轮的相对速度，故；查得4.58，=0.328，=1.5，=1.2，则： 故安全3）轴承618/6（球轴承），其转速与输入轴转速相同，故n960r/min；查得4.58，=0.326，=1.5，=1.2， 故安全4）轴承617/00（球轴承），转速n与输出轴转速相同，故n=12r/min；查得4.58，=1.406，=2，=1.2，则： 故安全5）轴承61903（球轴承），

39、转速n与输出轴转速相同，故n=12r/min；查得，则： 故安全以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。第5章 箱体尺寸及附件的设计5.1 箱体的设计采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=24.73mm，取整25mm 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：箱盖凸缘厚度: 箱座底凸缘厚度：箱座肋厚：箱盖肋厚：轴承座端面外径：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： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=25mm250mm，所以n=4 轴承盖

40、螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：, n4 低速轴上的轴承：，n4定位销直径（数量）： （2个）齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，取大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离： ，取 箱体内壁至箱底距离： 减速器中心高H：，取H85mm。箱盖外壁圆弧半径R： 5.2 附件的选择5.2.1 通气器选用结构简单的通气螺塞，由机械基础P441表205，取尺寸为（单位：mm）： dDD1SLlad1M5 1.56.5610107.50.51.55.2.2 放油螺塞螺塞的材料使用45钢，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

41、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）：dLDSM6 11210105.2.3 定位销定位销直径 ，两个，分别装在箱体的外圆直径上,取L6.5mm。5.3 润滑与密封5.3.1 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。5.3.2 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。5.3.3 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。5.3.4 密封方法的选取箱内密封采用O型密封圈。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在轴伸端采用透盖，选用垫片和内包骨架旋转轴唇形密封圈加以密封。总结少齿差行星减速

42、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。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。转臂轴承是少齿差行星齿轮减

43、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。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M.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M.第二版.北京：机械工业出版社，20003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M.北京:机械工业出版社,2002.5.4濮良贵 纪名刚.机械设计M.第八版.北京：高等教育出版社，20065饶振刚.行星齿轮传动设计M.北京:化学工业出版社，2005.6葛志祺.机械零件设计手册M.北京:冶金工业出版社，1985.7葛中风.机械设计基础M.北京:中央广播电视大学出版社，1991.8郁明山.渐开线齿轮行星传动的设计与制造M 北京：机械工业出版社，2002.9杨铁牛.互换性与检测技术M.北京：电子工业出版社，201010卜炎. 螺纹连接连接设计与计算M.北京:高等教育出版社,1993.11朱冬梅 胥北澜 何建英.画法几何及机械制图M.第六版.北京：高等教育出版社，200812中国大百科全书总编辑委员会机械工程编辑委员会 中国大百科全书出版社编辑部. 中国大百科全书 机械工