少齿差行星齿轮减速器的设计毕业设计送6张CAD图

1、*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 月本设计附6张CAD图纸，凡下载了需要图纸的请给我发信息，免费赠送图纸摘 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AbstractHaving expo

2、unded the planetary 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

3、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 diffe

4、rence planet transmission; Planetary gear reducer; Annular gear目 录摘要ABSTRACT1 绪论11.1 概述11.2 少齿差行星减速器的结构型式21.2.1 N型少齿差行星减速器21.2.2 NN型少齿差行星减速器31.3 国内外研究状况51.4 发展趋势61.5 本课题的意义与设计任务71.5.1 本课题的设计意义71.5.2 设计任务72 减速器结构型式的确定82.1 减速器结构型式的确定83 减速器的内齿和外齿轮参数的确定103.1齿轮齿数确定103.2主要零件的材质和齿轮精度103.3 啮合角、变位系数确定103.3.1

5、 确定啮合角和外齿轮变位系数及内齿轮变位系数103.3.2 计算四个导数113.3.3 计算及相应的124 几何尺寸计算及主要限制条件检查144.1 切削内齿轮插齿刀的选用144.1.1 径向切齿干涉144.1.2 插齿啮合角154.2 切削内齿轮的其他限制条件检查154.2.1 展成顶切干涉154.2.2 齿顶必须式渐开线154.3 切削外齿轮的限制条件检查164.4 内齿轮其他限制条件检查164.4.1 渐开线干涉164.4.2 外齿轮齿顶与内齿轮啮合线过渡曲线干涉164.4.3 内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉164.4.4 顶隙检查175 强度计算195.1 转臂轴承寿命计算195.

6、2 销轴受力195.3 销轴的弯曲应力196 轴的设计206.1 轴的材料选择206.2 轴的机构设计216.2.1 输入偏心轴的结构设计216.2.2 输出轴的机构设计226.3 强度计算236.3.1 输入轴上受力分析236.3.2 输入轴支反力分析236.3.3 轴的强度校核247 浮动盘式输出机构设计及强度计算267.1 机构形式267.2几何尺寸的确定267.3 销轴与浮动盘平面的接触应力268 效率计算278.1 啮合效率278.1.1 一对内啮合齿轮的效率278.1.2 行星结构的啮合效率278.2 输出机构的效率278.2.1 用浮动盘输出机构278.2.2 行星机构288.3

7、 转臂轴承效率288.4 总效率289 箱体与附件的设计299.1 减速器箱体的基本知识简介299.2 减速器箱体材料和尺寸的确定319.3 减速器附件的设计319.3.1 配重的设计31减速器附件设计3210 工作条件34总结35参考文献36致谢371 绪论1.2.1 N型少齿差行星减速器1.2.2 NN型少齿差行星减速器 1.5.1 本课题的设计意义体积小、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

8、设计任务2 减速器结构型式的确定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。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，235250HBS，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，260300HBS。输出轴：45钢调质，250280HBS。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。 确定啮合角和外齿轮变

9、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： 计算四个导数 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）牛顿法迭代有： J() = =

10、 =-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）用滚刀加工外齿轮时产生的根切。 （2）过

11、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。 径向切齿干涉因为为负值，故用计算式验算被加工内齿轮的参数为：齿数：变位系数：齿顶系数：

12、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。 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 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。 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 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

13、中公式检查 即 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。 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。 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4-11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

14、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2.1485±0.0010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±0.01812齿向误差0.01813跨测齿数714配啮

15、齿轮齿数5915中心距离2.1485±0.00105 强度计算5.1 转臂轴承寿命计算轴承额定寿命： 式中寿命系数，动负荷（N），=2×800×1000166.326N=9619.6NC额定动载荷（N），选用单列圆锥滚子轴承33112，C=118000N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=165

16、2r/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；   

17、0;  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。  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

18、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

19、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。

20、    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： 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

21、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.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

22、机械设计第八版中表6-1查得该平键为14×9×40 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

23、取其长度为80mm6.输入偏心轴上零件的轴向定位: 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14×9×60。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： 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 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

24、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 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

25、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

26、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。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7.7-2

27、6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，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 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（1

28、7.279）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 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 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册第三卷中的式（17.284）得 取摩擦系数=0.002，中心距=2.137mm。销轴中心半径=147、2mm=73.5mm。则 行星机构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（17.281）得 8.3 转

29、臂轴承效率 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（17.286）得 滚动轴承摩擦系数=0.002，为轴承内径，33112轴承=60，模数m=3，=1，则 8.4 总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（17.275）得 9 箱体.1 减速器箱体的基本知识简介外形的简洁和整齐会增加统一的美感，例如尽量减少外凸形体，箱体剖分面的凸缘、轴承座凸台伸到箱体内壁，并设置内肋代替外肋（或去掉剖分面），这种构型不仅提高了刚性，而且有的还克服了造型形象支离破碎，使形象更加整齐、协调和美观。9.2 减速器箱体材料和尺寸的确定9.3.1 配重的设计因偏心轴质量的分布不能再近似地认为

30、是位于同一回转面内，这就要添加配重以使轴达到运转平稳而不振动。配重块材料选HT200。因配重块对称放置于偏心轴偏心部分的两侧，离偏心轴质心的距离为，设配重块质量为，矢径为r，偏心轴质量为。由机械原理公式10-3得又 解得 设矢径 ，得 减速器附件设计考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器。联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下LX2联轴器 (GB/T 5014-2003)公称转矩 1000 额定转速 6300 质量 5 外径 120联轴器2为弹性柱销联轴器：型号如下LX3联轴器 (GB/T 5014-2003)公称转矩 1250 许用转速 4700 质量 8 外径 160(2).

31、通气器减速器工作时，箱体内温度升高，空气膨胀，压力增大，为使箱内的空气能自由排出，保持内外压力相等，不至于使润滑油沿分箱面或端盖处密封件等其它缝隙溢出，通常在上箱体顶部设置通气罩。考虑到减速器工作环境,其尺寸要与减速器大小相合适，这里选用提手式通气器。(3) 油面指示器为检查减速器内油池油面的高度，保持油池内有适量的润滑油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油面指示器。油面指示器可以是带透明玻璃的油孔或油标尺， 由减速器机体机构用长形油标。(4). 放油孔螺塞减速器工作一定时间后需要更换润滑油和清洗，为排放污油和清洗剂，在下箱体底部油池最低的位置开设排油孔，平时用螺塞将排油孔堵住。(5)

32、 吊环螺钉可按起重重量选择,箱盖安装吊环螺钉处设置凸台,以使吊环螺钉有足够的深度。(6).轴承端盖为固定轴承在轴上的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承端盖密封。(7). 油杯为了给传动机体内部注入润滑油，箱体上壁应设计一注油油杯。(8). 密封与润滑1) 减数器的润滑方式：浸油润滑方式2) 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-1995）中的一种。3) 密封类型的选择：密封件： 毡圈 1 25 JB9877.1-1988 毡圈 2 40 JB9877.1-1988 10 工作条件 该减速器的工作环境温度为-40+，最高油温不超过。其次，连接电动机的供电电源的额定电压为380V，额定

33、频率50Hz.当海拔部超过1000m时,允许工作环境温度不超过。再次，该减速器适合正、反两个方向运转。总结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。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