畢業(yè)論文定稿-新型卷筒的設(shè)計

原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要本次畢業(yè)設(shè)計的目標是設(shè)計一款結(jié)構(gòu)新穎的卷筒，減速器安裝在卷筒內(nèi)側(cè)，使結(jié)構(gòu)非常緊湊。減速器采用一齒差行星傳動，內(nèi)齒圈與卷筒固定在一起，行星齒輪有兩個，采用對稱布置，以減少因慣性力引起的振動。輸出機構(gòu)采用柱銷式，用鍵與支座固定，不能轉(zhuǎn)動。主動軸轉(zhuǎn)動時，使行星輪與內(nèi)齒輪嚙合，由于輸出機構(gòu)不動，行星齒輪只能公轉(zhuǎn)，不能自傳，迫使內(nèi)齒圈轉(zhuǎn)動帶動卷筒轉(zhuǎn)動。由于內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少，因此在漸開線少齒差內(nèi)嚙合傳動中,常常會產(chǎn)生各種干涉。為了保證內(nèi)嚙合傳動的正常運轉(zhuǎn),設(shè)計時要滿足主要的兩個限制條件是，即要保證嚙合率不小于 1 同時不發(fā)生齒廓重迭干涉。設(shè)計的主要過程包括根據(jù)使用條件和載荷狀況，選擇合理的結(jié)構(gòu)形式；根據(jù)結(jié)構(gòu)和強度的要求，選用合適的材料，選定標準模數(shù) m，算出主要的結(jié)構(gòu)參數(shù)。在結(jié)構(gòu)設(shè)計的同時，對主要的受力零件進行強度計算。本次設(shè)計的難點在于齒廓重疊干涉的驗算，在設(shè)計的過程中通過多次變換變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)以達到要求。關(guān)鍵詞：卷筒 減速器 少齒差 齒廓重疊干涉 變位系數(shù) 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763AbstractMy goal is to design a kind of the drum with a novel structure,and the transmission will be installed in it. The transmission use the structure of one tooth number difference planetary ,Within the ring gear and the reel is fixed together.There are two planetary gear , the use of symmetrical arrangement,to reduce the vibration due to the inertia force.Output institutions take the type of pin and fixed with key and bearing, it can not turn. Axis rotation , planetary gear with the gear mesh, fixed output mechanism , the planetary gear can only revolution can not autobiographical , forcing the internal gear rotation to drive the reel rotation .Because the annular gear and external gear's number of tooth difference is very small.Therefore, involute internal gear drive with small tooth difference, often produces a variety of interference.In order to ensure the normal operation of the gear transmission, it is designed to satisfy two main conditions.The two main limiting condition is that it must guarantee does not have the tooth outline overlap interference and meshing rate smaller than 1.The main design process includs the structure under the conditions of use and load conditions and a reasonable choice.According to the structure and strength requirements , the appropriate choice of materials , selection criteria modulus m , calculate the major structural parameters.While do the structural design , strength calculation of the main parts .The design of the difficulty lies in overlapping tooth profile interference checking.In the design process ,we change several variable-bit coefficients and the addendum modification coefficient to meet the requirements.Key Words: transmission; small tooth number difference; outline overlap interference; variable-bit coefficient原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目錄摘 要 1Abstract 2第一章 緒論 51.1 卷筒 .51.2 漸開線行星齒輪傳動 .51.2.1 行星齒輪傳動 .51.2.2 漸開線少齒差行星傳動 .51.2.2 發(fā)展趨勢 61.3 設(shè)計任務(wù)及要求 .6第二章 方案選定 72.1 少齒差傳動原理 72.2 少齒差傳動的結(jié)構(gòu)類型 82.2.1 按輸出機構(gòu)型式分 .82.2.2 按減速器的級數(shù)分 .82.2.3 按安裝型式分 .92.3 2K-H 型傳動裝置 92.4 設(shè)計思路及方案論證 .9第三章 主要設(shè)計參數(shù)的確定 113.1 卷筒工作級別的確定 113.2 鋼絲繩直徑的選取 113.3 卷筒計算直徑的確定 123.4 電動機功率的選擇、總傳動比計算與校驗 123.4.1 選擇電動機 123.4.2 確定傳動比 12第四章 漸開線少齒差減速器設(shè)計 144.1 少齒差傳動原理 144.2 齒輪齒差的確定 144.3 選定齒輪的精度等級和材料 154.4 齒輪模數(shù)的確定 154.5 齒輪基本參數(shù)的確定 18原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算 184.5.2 齒輪公法線長度的確定 194.6 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計 194.6.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 194.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 204.6.3 銷軸套、銷軸的確定 214.6.4 偏心套基本尺寸的確定 224.7 軸的設(shè)計 224.7.1 輸入軸的設(shè)計 234.7.1 輸出軸（固定軸）的設(shè)計 25第五章 零件的校核 285.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 285.1.1 齒輪受力 285.1.2 輸出機構(gòu)受力 295.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 295.2 銷軸的強度校核計算 305.3 輸入軸的強度校核 315.4 鍵的校核計算 335.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 345.4.2 偏心套處鍵的校核 345.4.3 支座處鍵的校核 345.5 軸承的校核計算 34第六章 卷筒主要尺寸的確定 376.1 卷筒節(jié)徑、邊緣直徑和容繩寬度的確定 376.2 卷筒厚度與繩槽尺寸的確定 37參考文獻 39致謝 40原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒論1.1卷筒卷筒又叫絞車，是由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。它是一種垂直提升、水平或傾斜拽引的簡單起重裝置。在國外，卷筒的品種繁多，應(yīng)用也很廣泛。在西方技術(shù)先進的國家中，即使是在工業(yè)水平先進，機械化程度不斷提高，起重設(shè)備也在不斷更新的前提下，仍不能完全淘汰卷筒這樣的行之有效的簡單機械設(shè)備。而與此同時，國內(nèi)卷筒也在向大型化、采用先進電子技術(shù)、發(fā)展手提式卷筒和大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷筒的方向發(fā)展。1.2漸開線行星齒輪傳動1.2.1行星齒輪傳動在我國約在 60 年代以后，對行星傳動才進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小和重量輕，傳動比很大，傳動效率較高和運動平穩(wěn)、抗沖擊和抗振動的能力較強等一系列的優(yōu)點。從而使行星齒輪傳動在冶金、礦山、起重運輸、化工和汽車等諸多工業(yè)部門中得到廣泛的應(yīng)用。1.2.2漸開線少齒差行星傳動“少齒差”傳動，就是指由一對齒數(shù)差很少（通常 1、2、3 或 4）的漸開線內(nèi)嚙合齒輪副組成的 K-H-V（N）型行星齒輪傳動。一對內(nèi)嚙合齒輪能獲得很大的傳動比，當兩齒數(shù)的齒數(shù)差愈少,傳動比愈大，但同時發(fā)生干涉的可能性也就愈大。少差齒傳動的特點是速比大，體積小，結(jié)構(gòu)簡單。它由少齒差輪副和一個具有等角速度轉(zhuǎn)換功能的傳動機構(gòu)組成。工程中目前使用的傳動機構(gòu)主要有銷軸式、浮動盤式、十字滑塊式、零齒差式、曲柄式等幾種。應(yīng)用最廣泛的銷軸式其優(yōu)點就是結(jié)構(gòu)簡單。缺點包括行星齒輪軸承的徑向載荷較大、軸孔的位置精度要求較高及軸銷安裝也有一定困難。漸開線少齒數(shù)差行星齒輪傳動可做成減速器型式或卷筒型式。因此廣泛應(yīng)用于輕工、石油化工、食品、紡織、冶金、建筑、起重運輸?shù)仍O(shè)備上，最近幾年在軍事裝備，例如通信、導彈與火箭發(fā)射裝置中也得到了廣泛的應(yīng)用。利用少差齒傳動機構(gòu)的優(yōu)越性可以改進和提高機械設(shè)備的傳動機構(gòu)技術(shù)性能，將漸開線少齒差行星齒輪傳動應(yīng)用于卷筒的動力傳輸系統(tǒng)，是一種可以使傳統(tǒng)卷筒減小體積、優(yōu)化結(jié)構(gòu)、降低成本及提高性能的有效途徑，是目前傳統(tǒng)卷筒更新?lián)Q代原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763的理想產(chǎn)品，因此具有非常廣泛的前景。少齒差行星齒輪傳動是行星齒輪傳動中的一種, 由一個外齒輪與一個內(nèi)齒輪組成一對內(nèi)嚙合齒輪副, 它采用的是漸開線齒形, 內(nèi)外齒輪的齒數(shù)相差很小, 故簡稱為少齒差傳動。一般所講的少齒差行星齒輪傳動是專指漸開線少齒差行星齒輪傳動而言的。漸開線少齒差行星齒輪傳動以其適用于一切功率、速度范圍和一切工作條件,受到了世界各國的廣泛關(guān)注, 成為世界各國在機械傳動方面的重點研究方向之一。1.2.2 發(fā)展趨勢齒輪傳動技術(shù)是機械工程技術(shù)的重要組成部分, 在一定程度上標志著機械工程技術(shù)的水平, 因此, 齒輪被公認為工業(yè)和工業(yè)化的象征。為了提高機械的承載能力和傳動效率, 減少外形尺寸質(zhì)量及增大減速機傳動比等 , 國內(nèi)外的少齒差行星齒輪傳動正沿著高承載能力、高精度、高速度、高可靠性、高傳動效率、小型化、低振動、低噪音、低成本、標準化和多樣化的方向發(fā)展的總趨勢。少齒差行星齒輪傳動具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點, 廣泛應(yīng)用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、農(nóng)業(yè)等許多領(lǐng)域, 少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。1.3設(shè)計任務(wù)及要求（1）設(shè)計題目：新型卷筒的設(shè)計（2）原始數(shù)據(jù)： 卷筒直徑（mm） 卷筒工作速度(m/s) 鋼絲繩拉力(N)450 1.8 4000工作條件：單班制，雙向運轉(zhuǎn)，室內(nèi)工作，使用時間 10 年。（3）內(nèi)容要求：1、設(shè)計計算部分：1）電機的選擇計算；2）行星減速器的設(shè)計計算；3）軸、滑動軸承及滾動軸承等的設(shè)計計算；4）其他零部件的設(shè)計計算。2、繪圖部分：1）AO 總裝配圖一張；2）A3 零件圖若干張(內(nèi)容自定)。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第二章 方案選定2.1 少齒差傳動原理漸開線少齒差行星齒輪傳動，簡稱少齒差傳動，如圖所示。行星齒輪 1 位外齒輪，中心齒輪為內(nèi)齒輪 2，他們之間的齒數(shù)差通常為 1-4 個。這種少齒差行星齒輪傳動用于減速時，是以系桿 H 為主動件。由于行星輪相對中心輪有偏心，故在傳動時，行星輪 1 不僅要作公轉(zhuǎn)而且要做自傳。因此，就需要一個能夠傳遞兩平行軸之間旋轉(zhuǎn)運動的聯(lián)軸器，即稱偏心輸出機構(gòu) V，以便把行星輪的自傳輸送出來。由于這種行星輪系，是由一個中心齒輪 K，一個系桿 H 和一個偏心輸出機構(gòu) V 所構(gòu)成的，故簡稱 K-H-V 型行星機構(gòu)。假如內(nèi)齒輪 K 與機殼固定不動，當電動機帶動系桿 H 轉(zhuǎn)動時，系桿將迫使裝于偏心軸上的行星齒輪繞內(nèi)齒輪中心作公轉(zhuǎn)運動。同時，行星齒輪繞偏心軸中心作反向低速自傳運動。利用偏心輸出機構(gòu)將行星輪的自傳運動傳遞給輸出軸，就可以達到減速的目的。在設(shè)計少齒差行星齒輪減速器時，如果內(nèi)齒輪齒數(shù) 不變，行星齒輪齒數(shù) 越2z1z大，兩者之間的齒數(shù)差 越小，則傳動比越大。但是，當內(nèi)齒輪副的齒數(shù)12zp差 小到一定程度時，將會發(fā)生不在嚙合位置的齒廓相互重迭現(xiàn)象。pz為了使內(nèi)齒輪副在少齒差時仍然能夠正確嚙合順利運轉(zhuǎn)，可以從兩條途徑消除齒廓重迭干涉：一是降低齒頂高的選用短齒，從齒高方向消除齒廓重迭，一是選擇適當?shù)恼兾幌禂?shù)，減少外齒輪的 齒頂厚度，增大內(nèi)齒輪的齒槽寬度，從齒厚方向消除齒廓重迭。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763在加工變位齒輪時齒輪滾刀的位置要在徑向移動一些距離，用模數(shù)的倍數(shù) xm來表示，x 稱為變位系數(shù)。變位系數(shù)取代數(shù)值，當齒條刀具相對于加工標準齒輪的位置遠離齒輪坯中心時，稱為正變位，反之，稱為負變位。變位齒輪與標準齒輪相比，它的齒厚，齒高和公法線長度等都有變化。變位內(nèi)齒輪副與標準內(nèi)齒輪副相比，它的中心距和嚙合角也都有變化。2.2 少齒差傳動的結(jié)構(gòu)類型漸開線少齒差行星齒輪傳動型式較多，主要有 K-H-V 型傳動裝置，雙內(nèi)嚙合2K-H 型正號機構(gòu)傳動裝置，以及三內(nèi)嚙合和錐齒型傳動裝置。K-H-V 型傳動裝置2.2.1按輸出機構(gòu)型式分（1） 內(nèi)齒圈固定，低速軸輸出1） 有三銷軸式輸出，應(yīng)用廣泛，效率較高，但銷孔加工精度要求較高。它種型式：懸臂銷軸式輸出，銷軸固定端與輸出軸緊配合，懸臂端相應(yīng)地插入行星輪的端面銷孔內(nèi)，結(jié)構(gòu)簡單，但，銷軸受力不均。2） 十字滑塊式輸出，結(jié)構(gòu)型式簡單，加工方便，但承載能力與效率均較銷軸式輸出低，常用于小功率場合。3） 浮動盤式輸出，結(jié)構(gòu)型式新穎，加工較方便，使用效果較好。4） 零齒差式輸出，其特點是通過一對零齒差齒輪副將行星輪的低速反向轉(zhuǎn)動傳遞給輸出軸，零齒差系指齒輪副的內(nèi)外齒輪齒數(shù)相同，像齒輪聯(lián)軸器那樣，但內(nèi)、外齒輪的齒間間隙較大，其結(jié)構(gòu)型式較簡單，制造不困難，較適用于中心距較小的一齒差傳動。（2） 輸出軸固定，內(nèi)齒圈輸出1） 內(nèi)齒圈與機殼一起輸出，W 機構(gòu)的銷軸固定不動，行星輪只作平動，不作轉(zhuǎn)動，迫使內(nèi)齒圈與卷筒一起輸出，這是常見的卷筒的結(jié)構(gòu)型式。2） 雙曲柄式，雙曲柄機構(gòu)不是 W 輸出機構(gòu)，它不僅替代了行星架 H，并使W 機構(gòu)省掉，可獲得較大的傳動比，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性有所提高，但軸向尺寸加大。（3） 波紋管機構(gòu)2.2.2按減速器的級數(shù)分（1） 單級減速器（2） 雙級減速器原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632.2.3按安裝型式分（1） 臥室安裝（2） 立式安裝2.3 2K-H型傳動裝置2K-H 型傳動裝置由兩對內(nèi)嚙合齒輪副組成，共同完成減速與輸出任務(wù)。無需其他型式輸出機構(gòu)，由齒輪軸或內(nèi)齒輪直接輸出。其基本構(gòu)件為兩個中心輪 K 和行星架 H 組成，故稱 2K-H 形少齒差行星傳動。若以嚙合方式命名，由兩對內(nèi)嚙合齒輪副組成的傳動裝置，亦稱為雙內(nèi)嚙合 NN 型少齒差行星傳動。（1） 外齒輪輸出（2）內(nèi)齒輪輸出，根據(jù)齒數(shù)選取的不同，可設(shè)計成輸出軸與輸入軸轉(zhuǎn)向相同或相反，并可得到大的傳動比。此外，還可設(shè)計成三內(nèi)嚙合行星傳動裝置，其傳動比范圍更大。2.4設(shè)計思路及方案論證設(shè)計卷筒首先要確定卷筒直徑，因為它直接影響卷筒的結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)速。如果卷筒直徑大，會使卷揚的漲、抱閘系統(tǒng)的直徑增大，其產(chǎn)生的力矩大大增加；還使卷筒的轉(zhuǎn)速下降，達不到設(shè)計要求。卷筒直徑確定后，可以進行卷筒的轉(zhuǎn)速計算。接下來就是減速裝置設(shè)計計算（漸開線少齒差行星齒輪減速裝置設(shè)計，齒輪傳動設(shè)計） 。而減速器的設(shè)計關(guān)鍵在于掌握漸開線少齒差行星傳動的原理：少齒差行星傳動原理如圖 3 所示，當帶曲柄的輸入軸旋轉(zhuǎn)時，空套在曲柄上的行星輪 Z1 反向旋轉(zhuǎn)（Z2-Z1 ）/Z1 轉(zhuǎn)，然后通過輸出軸輸出，去速比是 IZ1/(Z2-Z1), 負號代表旋轉(zhuǎn)反向相反。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633 少齒差傳動原理簡圖在漸開線少齒差傳動內(nèi)嚙合中，由于內(nèi)嚙合和外嚙合的齒數(shù)差少，在切削和裝配時常會產(chǎn)生干涉，以致造成廢品。因此，為了保證內(nèi)嚙合傳動的正常運轉(zhuǎn)，設(shè)計時應(yīng)滿足一下限制條件：（1）內(nèi)嚙合的齒頂圓不小于基圓；（2）外嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度；（3）內(nèi)嚙合的齒丁頂不得變尖，要有足夠的厚度；（4）不發(fā)生過渡曲線干涉，漸開線干涉和齒廓重迭干涉；（5）插齒刀切入進給時，不發(fā)生跟切現(xiàn)象；（6）嚙合率不小于 1。此外，由于少齒差行星傳動的齒普遍采用正角度變位，其齒面接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常是按彎曲強度計算得出，或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第三章 主要設(shè)計參數(shù)的確定3.1 卷筒工作級別的確定由于卷筒設(shè)計要求為：每日兩班間歇工作，工作壽命為 10 年；因此根據(jù)相關(guān)文獻查得其利用等級為 級；又根據(jù)相關(guān)公式確定起載荷譜系數(shù)為 0.25，因此5U根據(jù)相關(guān)設(shè)計手冊確定起工作級別為 級5A3.2 鋼絲繩直徑的選取根據(jù)已知條件（額定拉力 4KN 和提升速度 1.8m/s）對鋼絲繩進行選取。目前在工業(yè)化國家，對鋼絲繩直徑的選擇普遍采用選擇系數(shù)法。國際標準ISO308（鋼絲繩的選擇）也推薦采用此方法。鋼絲繩的直徑不應(yīng)小于下式計算的最小直徑 mindcs式中 s鋼絲繩最大工作拉力c 鋼絲繩選擇系數(shù)，它與機構(gòu)的工作級別、鋼絲繩是否旋轉(zhuǎn)以及吊運物品的性質(zhì)等因素有關(guān)。目前，建筑卷筒還沒有此系數(shù)的氣體規(guī)定?？蓞⒖冀ㄖ硗苍O(shè)計一書中的表 396 進行選取。部分數(shù)據(jù)在下表已給出。據(jù)查表取得 c0.1060，由已知 s=4kN 故算得：0.1060× 7.68mind3410主要設(shè)計參數(shù)的確定詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763可取鋼絲繩直徑為 d=8mm，表 1 鋼絲繩選擇系數(shù)t 值（mm/ N吊運一般物資不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩 可自由旋轉(zhuǎn)鋼絲繩鋼絲繩的平均抗拉強度極限（ MPa）卷筒工作級別1570 1770 1960 2150 2450 1570 1770A1 0.0710 0.0670 0.060 0.0750A2 0.0750 0.0710 0.0670 0.0670 0.0800A3 0.0850 0.0800 0.0750 0.0900 0.0850A4A60.0970 0.095 0.0953 0.1063 0.1060A7A80.1187 0.1187 0.1187 0.1333 0.13333.3 卷筒計算直徑的確定根據(jù)設(shè)計要求卷筒直徑取 450mm可取 =450mm。0D3.4 電動機功率的選擇、總傳動比計算與校驗3.4.1 選擇電動機正確選擇電動機額定功率的原則是：在電動機能夠滿足機械負載要求的前提下，最經(jīng)濟、最合理地決定電動機的功率。建筑卷筒屬于非連續(xù)工作機械，而啟動、制動頻繁。因此選擇電動機應(yīng)與其工作特點相適應(yīng)。建筑卷筒主要采用三向交流異步電動機。該卷筒輸出功率 =Fv=4× ×1.8=7.2KW2p310F額定拉力（ F=4kN） ；V提升速度（V=1.8m/s） ； 卷筒整機傳動效率。可設(shè)定效率 0.85，則輸入功率 / 7.2/0.85 8.47kw。1p2根據(jù)該卷筒的工作特點可選 Y 系列異步電動機。主要設(shè)計參數(shù)的確定詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763據(jù)化學工業(yè)出版社機械設(shè)計手冊第四版可選電動機：Y160M4其技術(shù)參數(shù)如表 2：表 2 技術(shù)參數(shù)型號 功率/kw 轉(zhuǎn)速 r/min 重量（kg）Y1160M-4 11 1460 1233.4.2 確定傳動比按額定轉(zhuǎn)速初定總傳動比 總傳動比按下式計算 ejni式中 電動機額定轉(zhuǎn)速（r/min）en 卷筒轉(zhuǎn)速（r/min） j可按下式計算j 60ejvnD式中 鋼絲繩額定速度（m/min） ；ev卷筒基準層鋼絲繩中心直徑（mm） ，即卷筒計算直徑。D由已知得： 1.8m/s , 450mmeveD故 76.4 r/minjn1.86045由此可計算總傳動比 1460÷76.4 19.1i漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第四章 漸開線少齒差減速器設(shè)計4.1 少齒差傳動原理圖 31 所示是采用銷軸式輸出機構(gòu)的少齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個） 、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出） 、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫出）等組成。屬于 K-H-V 型行星傳動的一種類型。圖 4 少齒差行星傳動簡圖1銷孔 2銷軸 3銷軸盤行星輪 中心輪（內(nèi)齒圈） -偏心距1zzWa上圖中當內(nèi)齒輪固定，偏心軸作為主動件轉(zhuǎn)動時，迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763運動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當 2z 11 時，偏心軸每轉(zhuǎn)一周，行星輪 1z沿相反方向轉(zhuǎn)過一個齒。當偏心軸轉(zhuǎn)過 時，行星輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，輸出軸同樣轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構(gòu)件 V 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，內(nèi)齒輪 b從動，此種情況就是要設(shè)計的卷筒的工作情形了。4.2 齒輪齒差的確定少齒差傳動一般齒差數(shù)為 14，由于傳動比 i19.1 ，不是很大，故可取齒差數(shù) 3。pz對于圖 4 所示的 KHV 少齒差行星傳動，若轉(zhuǎn)臂 H 固定，則：221vHzi當內(nèi)齒輪 2 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，構(gòu)件 V 從動時，可由上式得傳動比公式為： 12zi上式中的“ ”號表示從動件 V 與主動件 H 轉(zhuǎn)向相反。當構(gòu)件 V 固定，轉(zhuǎn)臂 H 主動，內(nèi)齒輪從動（即相當于卷筒轉(zhuǎn)動的情況） ，可得出傳動比公式為： 21zi上式中的“+”號，表示從動件 2 與主動件 H 的轉(zhuǎn)向相同。已知齒數(shù)差 3，i19.1，可得：Pz213×19.1 57.3,取 57 ， 57-354。2z1z4.3 選定齒輪的精度等級和材料一般選用 7 級精度。內(nèi)齒輪采用 40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為 250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力 ；MPaH60lim MPaF50lim外齒輪（行星輪）用 20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度 ，心部6HRCHR 為 302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力 ，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)PaH1350lim力 。MPaF80lim漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.4 齒輪模數(shù)的確定由于少齒差行星傳動的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強度決定；或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。在這里就按彎曲強度來確定模數(shù)，因為少齒差傳動一般選用短齒，內(nèi)外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強度足夠，內(nèi)齒輪就不會有問題的，所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。按行星輪齒根彎曲強度設(shè)計，彎曲強度設(shè)計公式： 231()FaSYkTmdZ（1）根據(jù)行星輪的表面硬度 查得其彎曲疲勞強度極限 。60HRC90FEMPa（2）由機械設(shè)計書中的圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。.82NK（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.40.829546.31FNEkMPa（4）計算載荷系數(shù) K FVAK 試選載荷系數(shù) 3.1tk 計算外齒輪傳遞的扭矩 5 52 7.29.090910.64jPT Nmn 取齒寬系數(shù) 1.d 查材料的彈性影響系數(shù) ；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為218.9MPaZE;外齒輪的接觸疲勞強度為 。lim260HMPalim1350Ha 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 911460(830)2.hNnjL漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763；921.0N 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù) ；92.01HNK 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)是 s=1.25 MPasKHNH 9.1082.35*901lim11 2li16 4 試計算小齒輪分度圓直徑，帶入數(shù)據(jù)得3211 )(*2.HEdtt ZuTkd 126.87tdm 計算圓周速度，帶入數(shù)據(jù)得 v=6.49m/s106gtnv 計算齒寬1*2.87*132.0dtbm模數(shù) mm164.95ttmZ初取齒高 *(2)1.2athc所以 b/h=2.88由 v=6.49m/s，7 級精度，由圖 14-1-14 查得動載荷系數(shù) 1.09；vK再由表 10-3 查得齒間載荷分布系數(shù) ；1.hFK再由表 14-1-81 得 使用系數(shù) 。1A由表查得 7 級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 23231.08.0.280.1.06.2513HdKb 漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763再由 ， =1.13 查機械設(shè)計書中圖 10-13 得 =1.1254.9bhHK FK所以載荷系數(shù) =1×1.09×1.1×1.1251.35FVA（5）查取齒形系數(shù)由機械設(shè)計書中圖 105 查得 2.24FaY（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由機械設(shè)計書中圖 105 查得 1.75Sa（7）設(shè)計計算帶入數(shù)值得出： 3.63321)(FSaYdZkTm為同時滿足齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度可取模數(shù)為 m5。4.5 齒輪基本參數(shù)的確定4.5.1 尺寸基本參數(shù)的選定即幾何尺寸的計算少齒差傳動齒輪尺寸設(shè)計中，在齒數(shù)模數(shù)已知的條件下，應(yīng)先選擇合適的嚙合角，通過變換變?yōu)橄禂?shù)來滿足設(shè)計要求。齒輪齒數(shù) ， ；541Z72齒輪模數(shù) m=5；取齒頂高系數(shù) ；8.0*ah取頂隙系數(shù) ；25.c齒形壓力角 ；0齒輪分度圓直徑 =270mm， =285mm；1mZd2mZd未變位時的中心距 ；2*()7.5a初選嚙合角 40°；計算中心距 =9.20011mm；0cosda實際中心距 =INT( *10+0.5)/10=9.2mm；'漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763實際嚙合角 =39.9992°=40°；)cos*('0' aA分度圓分離系數(shù) =0.34；'dYm初取小齒輪變位系數(shù) ；01x大小齒輪變位系數(shù)之差 = 0.51954'2121()2taniviZ齒輪頂高 =4， =2.3；*11xhmaa)(*1Yxhm分度圓直徑 ；Zdd85,7022齒頂圓直徑 ，aa811；mh6.9*22齒根圓直徑 ，xcdaf 5.29*)(11；f 74*2基圓直徑 ,.53cos1mb；d816*2齒頂圓壓力角 ， ； 124.arcos1abd 37.arcos22abd重合度系數(shù) 05.16.)tan(t)tn(ta2 '2'1 ZZ齒廓干涉系數(shù)驗算 （GS 應(yīng)大于 0）11221()()().270GSzinvzinvzinv其中 ； 1211arcosar2122arcosar漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763以上結(jié)果表明系數(shù)滿足了重合度大于 1.05 和齒廓重疊干涉大于 0 的條件要求。4.5.2 齒輪公法線長度的確定公法線長度的確定對于加工齒輪極為重要，它是對齒輪輪齒加工是否達到所要求的尺寸的一個重要量度。而且用公法線測量法有它的優(yōu)點：測量時不與齒頂圓為基準，因此不受齒頂圓誤差的影響，測量精度較高并可放寬對齒頂圓的精度要求。在此只計算行星輪的公法線長度。行星輪的變位系數(shù) x0，z=54,齒形角為 20°，故由機械設(shè)計手冊第二版中冊表 8-99 查得跨測齒數(shù) 8， 23.1214。則公k*W法線長度 92.49。*Wm4.6 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計4.6.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結(jié)構(gòu)尺寸來選定轉(zhuǎn)臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點在本設(shè)計中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷，同時也可以承受少量的軸向載荷。也能自動調(diào)心適用于剛度較差的軸承座及多支點軸中。在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑 270，故齒寬1d。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近，且其外1*0.273.4dbm經(jīng)尺寸大約應(yīng)是行星輪齒根圓的一半（即大約為 135） ，根據(jù)以上兩個限制條件可選定轉(zhuǎn)臂軸承（雙列向心球面滾子軸承） 。其參數(shù)如下圖 5 所示：圖 5 雙列向心球面滾子軸承表 4 選用軸承的基本尺寸及性能漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763尺寸（） 極限轉(zhuǎn)速軸承型號d D B r額定動載荷（kN）額定靜載荷（kN） 脂潤滑 油潤滑3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000由以上數(shù)據(jù)可知：行星輪的齒寬 b33，而實際齒寬系數(shù)：1'/270.1d實際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。4.6.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定由于行星輪分度圓直徑為 270，根據(jù)機械設(shè)計手冊里輪系一章中表36.242 銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為 10（ =10） 。Wz銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于 7 級精度。銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對銷孔的公稱直徑再加適量的補償尺寸 。 太小時，將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難， 太大時，則承受載荷的銷軸數(shù)日將減小影響承載能力。一般取 0.150.25，行星輪尺寸小時， 取較小值、反之取較大值。 在這里可取 0.2。而銷孔的尺寸就要通過畫圖來初定了。下圖 6 是已經(jīng)多次畫圖比較得出的：圖 6 行星輪簡易工作圖銷孔直徑 45，銷孔公差配合選用 F7，其上下偏差為（+50 ，+25） 。Kd漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763銷孔分布圓直徑 =200。WD4.6.3 銷軸套、銷軸的確定銷軸式 W 機構(gòu)是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應(yīng)的等分孔所組成。在機構(gòu)上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個補償尺寸 ，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值 0.2。故銷套外經(jīng) 452×9.20.226.4。'2TKda銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為 72。偏心距(即實際中心距) 9.2。'可初定銷軸套內(nèi)徑為 20，即銷軸直徑 =20mm。gWd根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進行選擇。銷軸套外徑選用 h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016） ，銷軸套內(nèi)徑與銷軸配合選用 F8/h6，銷軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02） ，銷軸直徑的上下偏差為（0，-0.016 ） 。以上偏差值是通過查機械零件設(shè)計手冊一書中的表 1.1-5 和 1.1-6所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計中采用懸臂梁式銷軸。4.6.4 偏心套基本尺寸的確定偏心套的尺寸要根據(jù)結(jié)構(gòu)要求來確定。其視圖如圖 3-4 所示圖 3-4 偏心套工作簡圖偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距 e=9.2。其內(nèi)徑初定為 45?？蓾u開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763據(jù)此推測出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。4.7 軸的設(shè)計軸設(shè)計的特點是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設(shè)計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。軸的材料種類很多，設(shè)計時主要根據(jù)對鈾的強度、剛度、耐磨性等要求U 及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟合理。軸的常用材料是 35、45、50 優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是 45 鋼。在此所用的到的軸都選用 45 鋼。其性能如下：表 5 45 鋼的性能材料牌號熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HB)拉伸強度極限 B拉伸屈服極限()s彎曲疲勞極限()1剪切疲勞極限( )1許用彎曲應(yīng)力 1正火 25 241610 360 260 150正火 100 170217 600 300 275 140回火 100300162217 580 290 270 135 5545調(diào)質(zhì) 200 217255 650 360 300 155 604.7.1 輸入軸的設(shè)計軸的合理外型應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有：軸的受力性質(zhì),大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 611 8.479.50950503.816PT Nmn其中： -輸入功率，取 8.47kW；1P漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763-輸入轉(zhuǎn)速，取 1460 r/min；1n2）初步確定軸得最小直徑由于軸的材料選用的為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度 ,屈服MPab750，彎曲疲勞極限 ，扭轉(zhuǎn)疲勞極限 。通MPas50MPa350121過機械設(shè)計手冊第四版第二卷表 6-1-19 選取 =126。則有：0A。133min08.47262.60PdAm輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計算：（N.m）ntzwc TKnpT950式中 驅(qū)動功率，KW；工作轉(zhuǎn)速，r/min；動力機系數(shù)，由于為電動機，故取 1；wK工作系數(shù)，故取 1.75；啟動系數(shù)，取 1；z溫度系數(shù)，取 1.1；t公稱轉(zhuǎn)矩，N.mnT所以， 。8.479509501.5.106.56cwztpKNmn按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又考慮到要與電動機的軸相聯(lián)查機械設(shè)計手冊第二卷，選用 GL5 型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 。由于要考慮到235dm 160L軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為 35。其余各段直徑均按5放大。漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763F E D C B A圖 8 輸入軸工作簡圖3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及周向定位擬定軸上零件的裝配方案：（1）A-B 段接聯(lián)軸器，軸伸長度通過查簡明機械設(shè)計手冊 中表 2-13 可確定 A-B 段即軸深長為 58，軸深公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002） 。其間選用 A 型平鍵（GB/T1096-1979) ，尺寸為b×h×L=10×8×53。查簡明機械設(shè)計手冊中表 7-2 得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.036） 。半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6，A-B 段直徑極限偏差為（+0.018 、+0.002 ） ；（2）B-C 段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長度為 57，該段直徑為 40。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （ GB/T276-1994）6208 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002） ；（3）C-D 段的精度不必要求太高，因為在此段不須安裝其他零件，該段直徑為45；漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（4）D-E 段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結(jié)，所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬 b 的上下偏差為（0，-0.043） 。偏心套的長度為 75，故可設(shè)計該段的長度為 77。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是 3516，此段直徑設(shè)定為 45。該段的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002 ） ；（5）E-F 段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為 22，直徑為 40，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208 型。該段的配合公差選用 k6，其上下偏差分別為（+0.018 、+0.002） 。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱機械零件設(shè)計手冊中表 1.1-6 得出。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本機械設(shè)計表 15-2，取軸端倒角為 1.6×45°，軸右端軸肩處圓角半徑為 1.6其余各處倒角和圓角參看附圖。4.7.1 輸出軸（固定軸）的設(shè)計在本設(shè)計中的輸出軸是固定不動的，它與銷軸盤固聯(lián)在一起，這使得銷軸固定不動，從而使得行星輪作平動帶動內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動，最終帶動卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動。其工作圖如圖 9 所示。選用材料：20cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度 ,屈服點 ，彎MPab750MPas50曲疲勞極限 ，扭轉(zhuǎn)疲勞極限 。通過機械設(shè)計手冊第MPa350121四版第二卷表 6-1-19 選取 =102 有：0A23307.*146.jpdmn輸出功率（ =8.47× w）2p2p卷筒轉(zhuǎn)速（ 76.4r/min）jnjn由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為 47。聯(lián)接支座的部分直徑初定為 50。其他部分尺寸如下圖 3-6 所示。在軸的最左端，使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉(zhuǎn)動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接，所選用鍵（平鍵 GB/1095-1979）的尺寸為 b×h×L=16×10×60。在此采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬 b 上下偏差為（0，-0.043） 。軸伸長度經(jīng)查簡明機械漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763設(shè)計手冊中表 2-13 可確定 A-B 段即軸深長為 82，即為 A-B 段的長度，軸深公差選用 h7，其上下偏差分別為（0、-0.025） ；B-C 段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等，經(jīng)畫圖可初定這一段的長度為 72。為了與相應(yīng)的軸承配合固初定此段的直徑為 50。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994 ）6210 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 h7,其上下偏差分別為（0、-0.025） ；C-D 段要通過卷筒但不安裝任何零件，故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當縮小，初定為 47，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為 270；D-E 段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接，此段的長度為 38，直徑為 50，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994 ）6211型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用 k6，其上下偏圖 9 輸出軸工作簡圖差分別為（+0.021 、+0.002） 。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為 270。盤的寬度為 30，銷孔直徑與銷軸相同，為 20，銷軸與輸出軸（銷孔）的配合選用 h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074） 。銷孔分布圓直徑為 200，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。部分零件的校核詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第五章 零件的校核少齒差行星齒輪傳動主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構(gòu)件的作用力。參看圖 9，當行星輪逆時針以 轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用sn給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為 F，而作用給輸出機構(gòu)的合力為： 123Q部分零件的校核詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763圖 9 行星輪受力分析圖 圖 10 行星輪受力簡圖5.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析5.1.1 齒輪受力輸出機構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd表 6 輪齒受力計算公式計算公式項目 代號N 型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出分度圓上 1F21.*cbzTFd圓周力節(jié)圓上 t'2.oscct bz徑向力 F'21.in*osccbTFd齒輪法相力 F 2.ccbz輸出轉(zhuǎn)矩（ 106.65N·m）2T2T， 分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（ 54， 57）czb czb行星輪分度圓直徑（ 270）dcd實際嚙合角（ 40°）''部分零件的校核詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763初選嚙合角（ 40°）將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：=449N， =449N， =376.76N，F(xiàn)=7687.76N。1FtF5.1.2 輸出機構(gòu)受力行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當 /2 時，Q 為最大即為 。行星輪對銷軸的最大作用力為：maxQ2max.4*cWbzTQRZ銷孔分布圓半徑（ 103.2）WR銷軸數(shù)目（ 10）ZWZ代入數(shù)據(jù)得出： 3195.67NmaxQ5.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關(guān)鍵。上圖 10 為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為：= N2max.4()siniWTQRZ6.143013.80sin圖 10 中 F 可分解為 和 （行星輪基圓半徑 131.56）xyFbcr Nx' 620.6cos0.61430os9.45.17.5bTr tan =4134.8Nyx'由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力 為：RF22()maxRxiyFQ