少齒差行星齒輪減速器的設計畢業(yè)設計

《少齒差行星齒輪減速器的設計畢業(yè)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《少齒差行星齒輪減速器的設計畢業(yè)設計（45頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 ****本科畢業(yè)設計（論文） 少齒差行星齒輪減速器的設計 學生姓名： 學生學號： 院（系）： 機電工程學院 年級專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 助理指導教師： 二〇一 年 月 摘 要 對少齒差行星齒輪減速器國內外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結構型式和其傳動原理進行了一定的闡述。在設計過程當中，對內嚙合傳動

2、產生的各種干涉進行了詳細驗算；從如何提高轉臂軸承的壽命為出發(fā)點，來計算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進行少齒差內齒輪副的設計計算，最終合理設計減速器的整體結構。 關鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內齒輪副 Abstract Having expounded the planetary gear reducer of a few-tooth difference about its development of the status quo at home and abroad, the advantages and disadvantages, structural ty

3、pe and principle of its transmission. Among the process of designing, having checked detailedly about the interference which generated 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 desig

4、ning the internal gear pair of a few-tooth difference and the final overall structure of the reducer. Key words：Small tooth number difference planet transmission; Planetary gear reducer; Annular gear 目 錄 摘要 Ⅰ ABSTRACT Ⅱ 1 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 少齒差行星減速器的結構型式 2 1.2.1 N型少齒差行星減速器 2 1.2.2

5、NN型少齒差行星減速器 3 1.3 國內外研究狀況 5 1.4 發(fā)展趨勢 6 1.5 本課題的意義與設計任務 7 1.5.1 本課題的設計意義 7 1.5.2 設計任務 7 2 減速器結構型式的確定 8 2.1 減速器結構型式的確定 8 3 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定 10 3.1齒輪齒數(shù)確定 10 3.2主要零件的材質和齒輪精度 10 3.3 嚙合角、變位系數(shù)確定 10 3.3.1 確定嚙合角和外齒輪變位系數(shù)及內齒輪變位系數(shù) 10 3.3.2 計算四個導數(shù) 11 3.3.3 計算及相應的 12 4 幾何尺寸計算及主要限制條件檢查 14 4.1 切削內

6、齒輪插齒刀的選用 14 4.1.1 徑向切齒干涉 14 4.1.2 插齒嚙合角 15 4.2 切削內齒輪的其他限制條件檢查 15 4.2.1 展成頂切干涉 15 4.2.2 齒頂必須式漸開線 15 4.3 切削外齒輪的限制條件檢查 16 4.4 內齒輪其他限制條件檢查 16 4.4.1 漸開線干涉 16 4.4.2 外齒輪齒頂與內齒輪嚙合線過渡曲線干涉 16 4.4.3 內齒輪齒頂與外齒輪齒根過渡曲線干涉 16 4.4.4 頂隙檢查 17 5 強度計算 19 5.1 轉臂軸承壽命計算 19 5.2 銷軸受力 19 5.3 銷軸的彎曲應力 19 6 軸的設計

7、20 6.1 軸的材料選擇 20 6.2 軸的機構設計 21 6.2.1 輸入偏心軸的結構設計 21 6.2.2 輸出軸的機構設計 22 6.3 強度計算 23 6.3.1 輸入軸上受力分析 23 6.3.2 輸入軸支反力分析 23 6.3.3 軸的強度校核 24 7 浮動盤式輸出機構設計及強度計算 26 7.1 機構形式 26 7.2幾何尺寸的確定 26 7.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 26 8 效率計算 27 8.1 嚙合效率 27 8.1.1 一對內嚙合齒輪的效率 27 8.1.2 行星結構的嚙合效率 27 8.2 輸出機構的效率 27 8.2.

8、1 用浮動盤輸出機構 27 8.2.2 行星機構 28 8.3 轉臂軸承效率 28 8.4 總效率 28 9 箱體與附件的設計 29 9.1 減速器箱體的基本知識簡介 29 9.2 減速器箱體材料和尺寸的確定 31 9.3 減速器附件的設計 31 9.3.1 配重的設計 31 9.3.2減速器附件設計 32 10 工作條件 34 總結 35 參考文獻 36 致謝 37 1 緒論 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動比范圍大，效率高，承載能力大，運轉可靠以

9、及壽命長等。減速器的種類雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結構笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動比時，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設備制造；而漸開線少齒差行星減速器不但基本上能滿足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機上加工，因而成本較低。能適應特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應用。 漸開線少齒差行星減速器具有以下優(yōu)點： 1.結構緊湊、體積小、重量輕 由于采用內嚙合行星傳動，所以結構緊湊；當傳動比相等時，與同功率的普通圓柱齒輪減速器相比，體積和重量均可減少

10、三分之一至三分之二； 2.傳動比范圍大 N型一級減速器的傳動比為10～100以上；二級串聯(lián)的減速器，傳動比可達一萬以上；三級串聯(lián)的減速器，傳動比可達百萬以上。NN型一級減速器的傳動比為100～1000以上； 3.效率高 N型一級減速器的傳動比為10～100時，效率為80～94％；NN型當傳動比為10～200時，效率為70～93％.效率隨著傳動比的增加而降低。 4.運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大 由于式內嚙合傳動，兩嚙合齒輪一位凹齒，一為凸齒，兩齒的曲率中心在同一方向。曲率半徑接近相等，因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高，又采用短齒制，輪齒的彎曲強度也提高了。此外，少齒差傳

11、動時，不是一對輪齒嚙合，而是3～9對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩(wěn)，噪音小，并且在相同模數(shù)的情況下，其傳遞力矩臂普通圓周齒輪減速器大。 5.結構簡單、加工方便、成本低； 6.輸入軸和輸出軸在同一軸線上，安裝和使用較為方便； 7.運轉可靠、使用壽命長。 但是，這種減速器還存在以下缺點： 1.計算較復雜 當內齒輪與行星輪的齒數(shù)差小于5時，容易產生各種干涉，為了避免這些干涉，需采用變位齒輪，所以計算較復雜。 2.轉臂軸承受力較大，壽命較短 由于齒輪變位后嚙合角較大，所以轉臂軸承上徑向載荷較大；并且軸承轉速還稍高于輸入軸轉速，所以轉臂軸承是減速器的薄弱環(huán)節(jié)，因而使高速軸傳遞的功率受到限

12、制。 3.有的結構需加平衡塊 型及某些型減速器，需要仔細地進行動平衡，否則會引起較大的振動。 1.2 少齒差行星減速器的結構型式 少齒差行星齒輪減速器常用的結構型式有N型和NN型兩種。 1.2.1 N型少齒差行星減速器 N型少齒差行星減速器按其輸出機構的型式不同可分為十字滑塊式、浮動 式和孔銷式三種?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。 圖1-1 圖1-2 圖1-1是典型的孔銷式N型減速器。它主要由偏心軸1，行星齒輪2，內齒 輪3，銷套4，銷軸5，轉臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。

13、圖1-2為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉動時，由于內齒輪3與機殼固定不動，迫使行星齒輪2繞內齒輪3作行星運動（既公轉又自轉）。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構V將行星輪的自轉運動按傳動比而傳遞給輸出軸7，從而達到減速的目的。 圖1-2的V結構為減速器的輸出結構，其特點是從結構上保證行星齒輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大兩倍偏心距。在運動過程中，銷軸套始終與行星齒輪上的銷孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉運動通過軸套傳給輸出軸，以實現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運動。 1.2.2 NN型少齒差行星減速器

14、 NN型少齒差行星減速器按其輸出構件的不同，又可分為外齒輪輸出和內輪輸出二種型式。以下以內齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。 圖1-3 圖1-4 如圖1-3所示，它主要由以下四個部分組成； 1.轉臂 輸入軸1上做一個偏心軸頸，以構成轉臂。為了達到平衡，在偏心軸頸的兩側裝有平衡塊2。 2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結在一起，安裝在偏心軸頸上；為了減少摩擦，在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉臂軸承3。 3.固定的內齒輪 內齒輪5與機座6聯(lián)接在一起，固定不動。 4.內齒輪輸出 內齒輪8與輸出軸制成一整體

15、，把運動輸出。 傳動原理簡圖如圖1-4所示，原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉動時，由于內齒輪5與機殼6固定不動，迫使行星齒輪4繞內齒輪5做行星運動（既公轉又自轉）。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運動為反向低速運動。行星輪7與輸出軸上的內齒輪8作行星運動，把運動傳出去，達到減速的目的。 1.3 國內外研究狀況 當內嚙合的兩漸開線齒輪齒數(shù)差很小時，極易產生各種干涉，因此在設計過程中選擇齒輪幾何參數(shù)的計算十分復雜。早在1949年，蘇聯(lián)學者就從理論上解決了現(xiàn)實一齒差傳動的幾何計算問題。直到1960年以后，漸開線少齒差傳動才得到迅速的發(fā)展。目前有

16、銷軸式、零齒差、十字滑塊、浮動滑塊等多種形式。 上個世紀60年代，國外就開始探討圓弧少齒差傳動，到70年代中期，日本已開始進行圓弧少齒差行星減速器的系列化生產。這種傳動的特點在于：行星輪的論過曲線用凹圓弧代替了擺線。輪齒與針齒在嚙合點的曲率方向相同，形成兩凸圓弧的內嚙合，從而提高了輪齒的接觸強度和嚙合效率，其針齒不帶吃套，并采用半埋齒機構，既提高了彎曲強度又簡化了針齒結構。此外，圓弧形輪齒的加工無需專用機床，精度也易保證，而且修配方便。 1956年我國著名的機械學家朱景梓教授根據(jù)雙曲柄機構的原理提出了一種新型少齒差傳動。該機構的特點式出入軸旋轉時=時，行星輪不是坐擺線運動高速公轉與低速自轉

17、的合成，而是通過雙曲柄機構導引作圓周平動。這種獨特的“雙曲柄輸入少齒差傳動機構”的到了國內外同行的高度評價。1958年開始研制擺線針輪減速器。60年代投入工廠化生產，目前已形成系列，制定了相應的標準，并廣泛用于各類機械中。1960年制成第一臺二齒差漸開線行星齒輪減速器，其傳動比37.5，功率為16kw，用于橋式起重機的提升機構中。 1963年朱景梓教授在太原學院學報上發(fā)表了《少齒差漸開線K-H-V型行星齒輪減速器及其設計》一文，詳細闡述了漸開線少齒差傳動的原理和設計方法。這些創(chuàng)造性的工作，為少齒差行星齒輪傳動在我國的推廣應用起了重要的指導作用。 雙曲柄輸入少齒差行星齒輪傳動的優(yōu)點是：能使行

18、星軸承的載荷下降，而且當內齒板作為行星輪時，行星軸承的徑向尺寸可不受限制，從而提高了行星軸承的壽命。另外，這種傳動不需要輸入機構，還可實現(xiàn)平行軸傳動。效率高，使用性強。但是，由于歷史原因，栓曲柄輸入式少齒差傳動一直沒有得到應有的發(fā)展，直到近十幾年來才逐漸為人們所重視。1985年重慶鋼鐵設計院提出了平行軸式少齒差內齒嚙合齒輪傳動——i環(huán)減速器，但是這種減速器的一根曲軸上要安裝三片內齒板，需要制成偏心套機構，。存在著機構復雜加工分度精度要求高、曲軸聯(lián)接結構表面產生微動磨損、三套互為的雙曲柄機構之間存在國約束等問題。1993年重慶大學博士崔建昆提出新型軸銷式少齒差行星齒輪傳動，并對其進行了理論分析。

19、 隨著少齒差行星齒輪傳動研究的深入，已成功地開發(fā)處不少新的漸開線少齒差行星齒輪傳動形式。目前，我國研究出一種連桿行星齒輪傳動——平行軸式少齒差內齒行星齒輪傳動。該類傳動是以連桿內齒輪（齒板）為行星輪。采用雙曲柄輸入，并且無輸出機構，主要有一齒環(huán)（一片連桿行星齒板）、二齒環(huán)（兩片連桿行星齒板）、三齒板及四環(huán)等機構形式的減速器。 國內外學者在齒形分析、結構優(yōu)化、接觸分析、結構強度、動態(tài)性能、傳動效率、運動精度方面進行了大量的研究。利用計算機技術進行減速器各主要不見的是他建模、仿真、干涉檢查等，縮短了產品的研發(fā)這慪氣，并應用到了產品的設計中，取得了許多有價值的成果。N型內齒行星齒輪傳動的基本機構

20、式——環(huán)式減速器的傳動機理進行了分析研究，建立了環(huán)視減速器系統(tǒng)受力分析模型，得處目前環(huán)式減速器存慣性力矩不平衡的結論。對平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題動平衡進行了研究，以有限單元彈性接觸分析理論為基礎，建立了平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題時的有限單元分析模型，提出了一種對研究平行動軸少齒差內齒輪副內核過程中實際接觸齒對數(shù)、齒間載荷的分配及齒面載荷分布的分析計算方法。為平行動軸少齒差內嚙合齒輪傳動的承載能力的計算、齒輪幾何參數(shù)的確定及幾何零部件的強度分析計算提供了理論依據(jù)。通過優(yōu)化后的少齒差傳動裝置具有較小的體積和較好的傳動性能。 我國在這種新型的傳動機構的技術水平與國際上一些工業(yè)科技水平發(fā)達

21、的國家相比，還有很大的差距，主要由于我國從事該項技術研究設計及應用的單位和個人比較少，同時相關的書籍和資料也相當?shù)那啡?。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特殊在材料和締造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，利用壽命長。但其傳動格式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。日本研制的FA型高精度減速器和美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。但是我相信，在不久的將來我們做這種新型的減速器性能和構造等能趕上外國先進水平的。 目前，少齒差減速器在設計和制造過程中，還存在一些問題，如輸出機構精度要求較高

22、，對大功率減速器無實踐經(jīng)驗，一些計算方法和圖表還很不完善等等。有待今后將對以上問題進一步進行實驗研究，以求改進和提高。 1.4 發(fā)展趨勢 齒輪傳動技術是機械工程技術的重要組成部分，在一定程度上標志著機械工程技術的水平。因此，齒輪被工人為工業(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，減少外形尺寸質量及增大減速器傳動比等，國內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、低震動、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、結構緊湊、傳動比大、效率高等優(yōu)點。廣泛應用于礦山、冶金、飛機、輪船、汽車、

23、起重機、電工機械、儀表、化工業(yè)等許多領域‘少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。 1.5 本課題的意義與設計任務 1.5.1 本課題的設計意義 少齒差行星齒輪減速器與普通減速器相比具有體積小、重量輕、傳動平穩(wěn)、效率高、傳動比范圍大等優(yōu)點。但其設計計算較過程復雜，轉臂軸承的受力較大、壽命較短。所以對于我們在設計這類減速器時如何進行參數(shù)的選擇，避免大量繁雜的計算，如何選擇好轉臂軸承使其使用壽命增加具有一定的設計意義。 1.5.2 設計任務 在輸入轉速為1680轉/分鐘、輸入轉矩為800N、傳動比這些技術參數(shù)的基礎上設計一少齒差行星齒輪減速器。要求運用計算機繪制其主要工作零部件平面視

24、圖和減速器總裝配圖。 2 減速器結構型式的確定 在少齒差內嚙合傳動中，由于內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差少，在切削和裝配時會產生種種干涉，以致造成產品的報廢。因此，在設計減速器內齒輪副參數(shù)的時候，需要對一些參數(shù)進行合理的限制，以保證內嚙合傳動的強度和正確的嚙合。同時要對一些主要零件進行強度校核計算。 2.1 減速器結構型式的確定 選用臥式電機直接驅動，因傳動比，傳動i＝59＜100時，少齒差行星齒輪減速器有幾種類型設計方案可供選擇。第一種是采用K-H-V型少齒差行星齒輪減速器；第二種是采用2K-H型正號機構少齒差行星齒輪減速器；第三種是3K型少齒差行星齒輪減速器。 以下分別闡述

25、其特點： 你 K-H-V型這種傳動機構輪齒強度高，傳動效率可高達90%以上，且這種減速器體積銷、重量輕、運轉可靠、壽命長，但注意吃面干涉，工作中轉臂軸承受力較大。 2K-H(正號機構)這種傳動機構傳動比范圍大，但外型尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般部用于動力傳動。當行星架從動時，傳動比的絕對值從某一數(shù)值起會發(fā)生自鎖。 3K型這種傳動機構機構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但工藝性差。 基于以上綜合考慮，采用第一種方案作為本次課題的設計方案。 K-H-V型少齒差行星齒輪減速器按輸出機構型內齒圈固定，低速軸輸出分有：銷軸式輸出、十字滑塊式輸出、浮動盤式輸出、零齒差輸出。 其特點如下

26、： 銷軸式輸出，應用廣泛，效率較高，但銷孔加工精度要求較高。 十字滑塊式輸出，機構簡單，加工方便，但承載能力與效率均較為銷軸式低常用于小功率場合。 浮動盤式輸出，機構形式新穎，加工方便，使用效果好。 零齒差式輸出，其特點式通過一對零齒差齒輪副將行星輪的低速反向轉動傳遞給輸出軸。零齒差系值齒輪副的內齒輪齒數(shù)相同，象齒輪聯(lián)軸器那樣，但內齒輪的齒間間隙較大，其結構型式叫簡單，制造困難，較設用于中心距較小的一齒差傳動。 綜上考慮，采用浮動盤式輸出機構的K-H-V型少齒差行星齒輪減速器方案作為本次課題的設計方案。 圖2-1 圖2-1

27、為典型一級K-H-V型少齒差齒輪減速器的傳動原理簡圖，傳動原理如下： 當電動機帶動偏心軸H轉動時，由于內齒輪b與機殼固定不動，迫使行星齒輪繞內齒輪做行星運動；又由于行星輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，當齒數(shù)差為1時，輸入軸每轉一周，行星輪沿相反方向轉動一個齒，達到減速目的，并通過傳動比等于1的帶有一個W型輸出機構的輸出軸V輸出。 3 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定 3.1齒輪齒數(shù)確定 因為根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.1-2 常用行星齒輪傳動的傳動比和嚙合效率計算公式查得：。因為，故和很容易得到齒

28、輪的齒數(shù)為：。 3.2主要零件的材質和齒輪精度 行星輪：40淬火后磨齒，HRC，精度7—JB GB/T10095-2001. 內齒輪：45剛調質，235250HBS，精度7—JB GB/T10095-2001. 柱銷：淬火，5864HRC。 浮動盤：淬火，5560HRC。 輸入偏心軸：45鋼調質，260300HBS。 輸出軸：45鋼調質，250280HBS。 3.3 嚙合角、變位系數(shù)確定 要求達到重合度的預期值為齒廓重迭干涉預期值為。 3.3.1 確定嚙合角和外齒輪變位系數(shù)及內齒輪變位系數(shù) 按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.2-35初選嚙

29、合角為齒頂高系數(shù)齒形角取外齒輪變?yōu)橄禂?shù)的初值，計算幾何尺寸參數(shù)，按結構要求取模數(shù)m=3。 所以： 外齒輪分度圓直徑為： 外齒輪分度圓直徑為： 外齒輪節(jié)圓直徑為： 內齒輪節(jié)圓直徑為： 外齒輪齒頂圓直徑為： 內齒輪變?yōu)橄禂?shù)為： 內齒輪齒頂圓直徑為： 外齒輪齒頂圓嚙合角為： 內齒輪齒頂圓嚙合角為： 齒輪嚙合中心距為： 齒輪副的重合度為： 因為：

30、 所以齒廓重迭干涉系數(shù)為： 3.3.2 計算四個導數(shù) 3.3.3 計算及相應的 根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2-50）到（17.2-54）牛頓法迭代有： J() = = =-0.56741 , , , , () = = =-0.50389 , , , , () = = =--0.51279 所

31、以 代入式機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的（17.2-36），式（17.2-41）分別計算出。 重復上述計算，便可得到 4 幾何尺寸計算及主要限制條件檢查 由前面計算可得該設計的外齒輪齒頂圓為： 內齒輪齒頂圓為： 由于該設計的漸開線少齒差內嚙合齒輪副的內、外齒輪僅相差一齒，若采用標準齒輪就不能進行正常的嚙合，將會產生各種干涉現(xiàn)象。 (1) 切齒加工時的頂切與根切 1）用插齒刀插制內齒圈時長生的頂切； 2）用插齒刀插制外齒輪產生的頂切； 3）用滾刀加工外齒輪時產生的根切。 （2）過渡曲

32、線干涉 1) 內齒圈齒頂與插制外齒輪根部的過渡曲線干涉； 2）內齒圈齒頂與滾切外齒輪根部的過渡曲線干涉。 （3）內齒圈齒頂部分為漸開線。 （4）節(jié)點對面的齒頂干涉。 （5）齒廓重迭干涉。 （6）內外齒輪沿徑向移動發(fā)生的徑向干涉。 此外，為了保證傳動的平穩(wěn)性，應要求重合度＞1。所以對該設計的齒輪必須校核其干涉條件。 4.1 切削內齒輪插齒刀的選用 利用模數(shù)選擇，按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.2-34選用（GB/TB081-2001），插齒刀的參數(shù)選擇為：齒數(shù)為變位系數(shù)為齒頂高系數(shù)為齒頂圓直徑為。 4.1.1 徑向切齒干涉

33、 因為為負值，故用計算式驗算被加工內齒輪的參數(shù)為： 齒數(shù)： 變位系數(shù)： 齒頂系數(shù)： 內齒輪齒頂圓直徑： 因為 所以 所以 rad 因為 所以 所以 rad 故 所以 按下式校核徑向切齒干涉 所以不會發(fā)生徑向切齒干涉。 4.1.2 插齒嚙合角 插齒刀加工內齒輪不應出現(xiàn)插齒嚙合角成為負值的情況，因為，在選擇插齒刀時已經(jīng)考慮此因素，選擇，因為滿足要求。 4.2 切削內齒輪的其他限制條件檢查 4.2.1 展成頂切干涉 當太小或太小時可能出現(xiàn)展成頂切干涉，所以應滿足下式 即 所以不

34、會發(fā)生干涉。 4.2.2 齒頂必須式漸開線 因內齒輪全齒廓為漸開線。 4.3 切削外齒輪的限制條件檢查 外齒輪用滾切法加工，中需檢查有無根切。 所以不會產生根切。 4.4 內齒輪其他限制條件檢查 4.4.1 漸開線干涉 按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.2—32中公式檢查 即 4.4.2 外齒輪齒頂與內齒輪嚙合線過渡曲線干涉 按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.2-32中的公式檢查 式中外齒輪的齒頂壓力角為： 即 所以無此種干涉。

35、4.4.3 內齒輪齒頂與外齒輪齒根過渡曲線干涉 按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表17.2-32中的公式檢查 即 所以無此種干涉。 4.4.4 頂隙檢查 外齒輪齒根與內齒輪齒頂之間 式中 所以 內齒輪齒根與外齒輪齒頂之間 因為 所以 又 所以 所以前面設計的齒輪合符設計的各項要求。 綜上所述，外齒輪的相應參數(shù)為： 表4-1 1 齒數(shù) 59 2 模數(shù) 3 3 齒形角 4 齒頂高系數(shù) 0.60 5 變位系數(shù) -0.5945

36、 6 精度等級（GB 10095—88） —— 8-GK 7 齒距累積誤差 0.090 8 齒圈徑向跳動公差 0.045 9 公法線長度變動公差 0.040 10 齒距極限偏差 ±0.020 11 基節(jié)極限偏差 ±0.018 12 齒向誤差 0.018 13 跨測齒數(shù) 7 14 配嚙齒輪齒數(shù) 60 15 中心距離 2.1485±0.0010 內齒輪的相應參數(shù)為： 表4-2 1 齒數(shù) 60 2 模數(shù) 3 3 齒形角 4 齒頂高系數(shù) 0.60 5 變

37、位系數(shù) -0.2180 6 精度等級（GB 10095—88） —— 8GK 7 齒距累積誤差 0.090 8 齒圈徑向跳動公差 0.045 9 公法線長度變動公差 0.040 10 齒距極限偏差 ±0.020 11 基節(jié)極限偏差 ±0.018 12 齒向誤差 0.018 13 跨測齒數(shù) 7 14 配嚙齒輪齒數(shù) 59 15 中心距離 2.1485±0.0010 5 強度計算 5.1 轉臂軸承壽命計算 轉臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(huán)節(jié)，其原因是： 1.作用在

38、行星輪上的力完全由它承受，而轉臂軸承又裝在輸入軸上，轉速很高，因此轉臂軸承處于高速重載下工作，減速器所能傳遞的功率往往受到轉臂軸承上工作能力的限制； 2.因少齒差行星齒輪減速器的結構緊湊，轉臂軸承的尺寸受到一定的限制。 下面進行轉臂軸承的選取和其壽命的計算： 軸承額定壽命： 式中——壽命系數(shù)， ——動負荷（N），==2×800×1000／166.326N=9619.6N C——額定動載荷（N），選用單列圓錐滾子軸承33112，C=118000N ——壽命系數(shù)，此處取。 ——工作情況系數(shù)， ——負荷性質系數(shù)，見第28篇，選取=1 ——齒輪系數(shù)，當齒輪周節(jié)極限偏差小于0.0

39、2時取=1.05～1.10；當齒輪周節(jié)極限偏差為0.02~1，取=1.10~1.13，此處取=1.10 ——安裝部位系數(shù)，非調心軸承安裝于行星輪體內，=1.1～1.2，故取=1.1 ——速度系數(shù)，= ——軸承轉速（r/min）,n==1652r/min 則壽命 5.2 銷軸受力 參看機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的圖17.2——33 5.3 銷軸的彎曲應力 銷軸材料為，硬度為58~64HRC 6 軸的設計 軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此

40、軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。 軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。 軸的工作能力計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。 6.1 軸的材料選擇 軸的材料種類很多，選擇時應主要考慮如下因素：? ??? 1.軸的強度、剛度及耐磨性要求；? ??? 2.軸的熱處理方法及機加工工藝性的要求

41、；? ??? 3.軸的材料來源和經(jīng)濟性等?！　? 軸的常用材料是碳鋼和合金鋼。? 碳鋼比合金鋼價格低廉，對應力集中的敏感性低，可通過熱處理改善其綜合性能，加工工藝性好，故應用最廣，一般用途的軸，多用含碳量為0.25～0.5%的中碳鋼。尤其是45號鋼，對于不重要或受力較小的軸也可用Q235A等普通碳素鋼。? 合金鋼具有比碳鋼更好的機械性能和淬火性能，但對應力集中比較敏感，且價格較貴，多用于對強度和耐磨性有特殊要求的軸。如20Cr、20CrMnTi等低碳合金鋼，經(jīng)滲碳處理后可提高耐磨性；20CrMoV、38CrMoAl等合金鋼，有良好的高溫機械性能，常用于

42、在高溫、高速和重載條件下工作的軸。? 值得注意的是：由于常溫下合金鋼與碳素鋼的彈性模量相差不多，因此當其他條件相同時，如想通過選用合金鋼來提高軸的剛度是難以實現(xiàn)的。? ??? 低碳鋼和低碳合金鋼經(jīng)滲碳淬火，可提高其耐磨性，常用于韌性要求較高或轉速較高的軸。? 球墨鑄鐵和高強度鑄鐵因其具有良好的工藝性，不需要鍛壓設備，吸振性好，對應力集中的敏感性低，近年來被廣泛應用于制造結構形狀復雜的曲軸等。只是鑄件質量難于控制。? 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見《機械設計》表11.1

43、。 本減速器的偏心軸材料選45鋼調質，齒輪輸出軸跟輸出內齒輪的材料相同為40Cr調質。 6.2 軸的機構設計 軸的結構和形狀取決于下面幾個因素： 1.軸的毛坯種類； 2.軸上作用力的大小及其分布情況； 3.軸上零件的位置、配合性質及其聯(lián)接固定的方法； 4.軸承的類型、尺寸和位置； 5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。 可見影響軸的結構與尺寸的因素很多，設計軸時必須針對不同的情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性等?？偨Y一條原則是：便于裝拆，定位

44、準確，固定可靠，便于制造，受力合理。 ??? 對軸的結構進行設計主要是確定軸的結構形狀和尺寸。一般在進行結構設計時的已知條件有：機器的裝配簡圖，軸的轉速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動的偏心軸的機構確定過程： 6.2.1 輸入偏心軸的結構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度 1. 1到2段利用連軸器接電機，根據(jù)GB/T5O14-2003選擇連軸器，其長度為50mm。 2.2到3段，由選擇的深溝球軸承6006，其內徑d=30mm，軸承寬度B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為50mm,同時在這段末尾開一個退刀

45、槽方面定位和加工。 3. 3到4這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時開一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內徑d=40mm,軸承寬度B=23mm，所以取這段為33mm，同時為方便定位和加工開一退到槽。 4.4到5這段主要用于支撐滾子用，取為20mm。5到6這段設計和3到4一樣，取其長度為33mm。 5. 6到7之間考慮到安裝設計一個臺階，每個寬為3mm，第7到8段根據(jù)選用的深溝球軸承NJ204E，其內徑d=20mm,軸承寬度B=14mm，故取該段為12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為2mm。 6. 參考《機械設計》，取該軸的倒角

46、為，所有倒圓為r1。 輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編寫的《機械設計》第八版中表6-1查得該平鍵為14×9×40 6.2.2 輸出軸的機構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度: 1. 1到3段用于連接輸入軸取其長度為30mm。1到2為10mm,2到3為20mm。 2.3到4段，根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33112，其內徑d=60mm，軸承寬度為B=30mm,,故取其長度為36mm。 3. 4到5這段主要為方便安裝，取其長度為90mm。 4. 5到6這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33111，其內徑d=55mm

47、，軸承寬度為B=30mm,,故取其長度為26mm。 4. 第6到8段為方便軸承定位，設計一個階梯，且其長度分別為20mm。第8到9段為輸出軸與連軸器相連部分，故取其長度為80mm 6. 參考《機械設計》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機械設計》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編的《機械設計》第八版表6-1查得該平鍵為14×9×60。 6.3 強度計算 軸的材料為45鋼，經(jīng)調質處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得材料力學性能s數(shù)據(jù)

48、為： 6.3.1 輸入軸上受力分析 軸傳遞的轉矩為 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向上 6.3.2 輸入軸支反力分析 1 在水平平面的支反力，由,得 為負值說明方向與假設方向相反。 由,得 2 在垂直平面內的支反力，由圖可得 3 做彎矩和轉矩圖 1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 由于齒輪作用力在D截面做出的最大合成彎矩 2) 做轉矩圖 6.3.3 軸的強度校核 1）確定危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸及彎矩圖，轉矩圖，截面

49、B處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應力集中，故屬于危險截面。現(xiàn)對D截面進行強度校核。 2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的應力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。 彎曲應力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（19.3-2） 式中——45鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=270MP

50、a; ——正應力有效應力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62； ——表面質量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19-3-8查得=0.92； ——尺寸系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-11查得=0.81. 切應力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力 式中 ——45鋼扭轉疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新

51、版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——切應力有效應力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89； ，——同正應力情況； ——平均應力折算系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-13查得=0.21. 軸D截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.3-5可知，[S]=1.3～1.4，故S＞[S]，該軸D截面是安全的。 同理可驗證輸出軸也符合強度要求。 7 浮動盤式輸

52、出機構設計及強度計算 7.1 機構形式 浮動盤滾動軸式和浮動盤滾套式，機械工業(yè)出版社出版的第2版《齒輪試論手冊上冊》圖7.7-26即為浮動盤滾動軸式，圖7.7-27即為浮動盤滾套式，前者用于小功率減速器，結構簡單，外形尺寸?。缓笳哂糜谥行」β?，這種結構形式可降低盤體重量圖7.7-28用于較大功率減速器，是一種裝配式結構，變于加工，降低盤體重量。次處設計的少齒差行星齒輪減速器屬于小功率，故選浮動盤滾動軸式。 7.2幾何尺寸的確定 因前面所設計的式雙偏心傳動，故兩行星輪中間的浮動盤尺寸為： mm 式中 ——銷軸中心分布圓直徑(mm)；

53、——滾子外徑（mm）； ——偏心距（即齒輪副的中心距）（mm）。 7.3 銷軸與浮動盤平面的接觸應力 8 效率計算 8.1 嚙合效率 8.1.1 一對內嚙合齒輪的效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——79）得 所以 又由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——80）得 所以 按內齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦系數(shù)，取，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》

54、中的式（17.2——78）得 8.1.2 行星結構的嚙合效率 因為，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——76）得 8.2 輸出機構的效率 8.2.1 用浮動盤輸出機構 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——84）得 取摩擦系數(shù)=0.002，中心距=2.137mm。銷軸中心半徑=147、2mm=73.5mm。 則 8.2.2 行星機構 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——81）得

55、 8.3 轉臂軸承效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——86）得 滾動軸承摩擦系數(shù)=0.002，為軸承內徑，33112軸承=60，模數(shù)m=3，=1， 則 8.4 總效率 由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的式（17.2——75）得 9 箱體與附件的設計 9.1 減速器箱體的基本知識簡介 減速器箱體是用以支持和固定軸系零件并保證傳動件的嚙合精度和良好的潤滑及軸

56、系可靠地密封的重要零件，其重量約占減速器總重量的30%~50%。因此設計箱體結構時必須綜合考慮傳動質量、加工工藝及成本等。 減速器箱體可以是鑄造的，也可以使焊接的。 鑄造機體一般采用鑄鐵（HT150或HT200）制成。鑄鐵具有較好的吸振性、容易切削且承壓性能好。在重型減速器中，為了提高箱體的強度和剛度，也可用鑄鋼（ZG15或ZG25）鑄造的。鑄造箱體的缺點是重量較大，但仍廣泛應用。 焊接箱體用鋼板（A3）焊接而成。 減速器箱體可以采用剖分式結構或整體式結構。剖分式箱體結構被廣泛采用，其剖分面多與傳動件軸線重合。一般減速器只有一個水平剖分面，但某些水平軸在垂直面內排列的減速器，為了便于制

57、造和安裝，也可以采用兩個剖分面。 減速器結構設計應考慮以下幾個方面。 (1).箱體要具有足夠的剛度 箱體在加工和使用過程中，因受復雜的變載荷引起相應的變形，若箱體的剛度不夠，會引起軸承孔中心線的過度偏斜，從而影響傳動件的運動精度，甚至由于載荷集中而導致運動副的加速損壞。因此設計時候要注意以下幾點： 1) 確定箱體的尺寸與形狀 箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合 理的箱體壁厚。它與受載荷大小有關，可以用一下經(jīng)驗公式檢查： 式中，—為箱體表面形狀系數(shù)，當無散熱筋時值取1，有散熱筋時取值為； —與內齒圈直徑有關的系數(shù)，當內圈分度圓直徑時，取，當時，?。?

58、 —作用于機體上的轉矩，。 在相同壁厚情況下，增加箱體底面積及箱體的輪廓尺寸，可以增加抗彎扭的慣性矩，有利于提高箱體的剛性。 箱體軸承孔附近和箱體底座與地結合處受著較大的集中載荷，故此處應有更大的壁厚，以保證局部剛度。 為了保證接合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋和箱座連接部分都應具有較厚的連接凸緣，箱座底面凸緣厚度更要適當厚些（其與地面接觸處寬度應超過箱座內壁，以利于支承受力）。 所有受載的接合面（箱體剖分面和軸承座孔表面）都要限制其微觀不平度以保證實際接觸面積，從而達到一定的接觸剛度。對于連接螺栓的數(shù)量、間距、大小等都要有一定要求，見《機械設計課程設計手冊》表11-1。

59、2) 合理設計肋板 在箱體的受載集中處設置肋板可以明顯提高局部剛度。例如，軸承座孔與箱底結合處設計加強肋，就可以減少側壁的彎曲變形。加強肋的布置應盡量使它受壓應力，以起支承作用。對于伸向箱體內部的軸承座孔，可以設置內肋。內肋較外肋可更好的提高局部剛度。 (2).箱體應具有良好的結構工藝性 箱體的制造工藝性對箱體的質量和成本，以及對加工、裝配、使用和維修都有直接影響。 1) 鑄造工藝性 設計鑄造箱體時，要考慮到制模、造型、澆注和清理等工藝的方便。外形應力求簡單（如各軸承孔的凸臺高度應一致），盡量減少沿拔模方向的凸起部分，并應具有一定的拔模斜度。 箱體壁厚應力求均勻，過渡平

60、緩，金屬不要局部積聚。凡外形轉折都應有鑄造圓角，以減小鑄件的熱應力和避免縮孔?？紤]到液態(tài)金屬的流動性，一般鑄件有最小壁厚的限制。 2) 機械加工工藝性 箱體結構形狀應有利于減少加工面積。設計時應考慮減少工件與刀具的調整次數(shù)，以提高加工精度和生產率。例如，同一軸心線兩軸承座孔徑應盡量相同，以便一次鏜出。又如，被加工面（如軸承座端面）應力求在同一平面上。 箱體上的加工面與非加工面應嚴格分開，并且不應在同一平面內。因此，箱體與軸承端蓋接合面、檢查孔蓋、通氣器、油標和油塞接合處與螺栓頭部或螺母接觸處都應做出凸臺。 3) 箱體形狀應力求均勻、美觀 箱體設計應考慮藝術造型問題。例如采用“方形

61、小圓角過渡” 的造型比“曲線大圓角過渡”顯得挺拔有力、莊重大方。 外形的簡潔和整齊會增加統(tǒng)一的美感，例如盡量減少外凸形體，箱體剖分面的凸緣、軸承座凸臺伸到箱體內壁，并設置內肋代替外肋（或去掉剖分面），這種構 型不僅提高了剛性，而且有的還克服了造型形象支離破碎，使形象更加整齊、協(xié)調和美觀。 9.2 減速器箱體材料和尺寸的確定 因鑄鐵容易切削，抗振性能好，并具有一定的吸振性，所以在本次設計當中采用灰鑄鐵HT200制造。按《機械設計手冊:單行本.第11～14篇,機械傳動》表15-5-30和15-5-31計算公式計算減速器箱體的尺寸列表如下： 表9-1 名稱 符號 減速器型式及尺

62、寸關系/mm 機體壁厚 10 前箱蓋壁厚 ＝8 加強筋厚度 ＝10 加強筋斜度 機體內壁直徑 196 機體機蓋緊固螺釘直徑 ＝10 軸承端蓋螺釘直徑 ＝8 地腳螺釘直徑 ＝14 機體底座凸緣厚度 ＝20 地腳螺栓孔的位置 ＝24 地腳螺栓孔的位置 ＝20 視孔蓋螺釘直徑 6 9.3 減速器附件的設計 9.3.1 配重的設計 因偏心軸質量的分布不能再近似地認為是位于同一回轉面內，這就要添加配重以使軸達到運轉平穩(wěn)而不振動。配重塊材料選HT200。因配重塊對稱放置于偏心軸偏心部分的兩側，離偏心

63、軸質心的距離為，設配重塊質量為，矢徑為r，偏心軸質量為。由《機械原理》公式10-3得 又 解得 設矢徑 ，得 9.3.2減速器附件設計 (1). 聯(lián)軸器的選擇 考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器1為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下 LX2聯(lián)軸器 (GB/T 5014-2003) 公稱轉矩 1000 額定轉速 6300 質量 5 外徑 120 聯(lián)軸器2為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下 LX3聯(lián)軸器 (GB/T 5014-2003

64、) 公稱轉矩 1250 許用轉速 4700 質量 8 外徑 160 (2). 通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，空氣膨脹，壓力增大，為使箱內的空氣能自由排 出，保持內外壓力相等，不至于使?jié)櫥脱胤窒涿婊蚨松w處密封件等其它縫隙溢出，通常在上箱體頂部設置通氣罩。考慮到減速器工作環(huán)境,其尺寸要與減速器大小相合適，這里選用提手式通氣器。 (3). 油面指示器 為檢查減速器內油池油面的高度，保持油池內有適量的潤滑油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。油面指示器可以是帶透明玻璃的油孔或油標尺， 由減速器機體機構

65、用長形油標。 (4). 放油孔螺塞 減速器工作一定時間后需要更換潤滑油和清洗，為排放污油和清洗劑，在下箱體底部油池最低的位置開設排油孔，平時用螺塞將排油孔堵住。 (5). 吊環(huán)螺釘 可按起重重量選擇,箱蓋安裝吊環(huán)螺釘處設置凸臺,以使吊環(huán)螺釘有足夠的深度。 (6).軸承端蓋 為固定軸承在軸上的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承端蓋密封。 (7). 油杯 為了給傳動機體內部注入潤滑油，箱體上壁應設計一注油油杯。 (8). 密封與潤滑 根據(jù)浸油齒輪的圓周速度N=11.47 m/s > 2m/s,則軸承應采用潤滑油潤滑。 1) 減數(shù)器的潤滑方式：浸油潤滑方式 2) 選擇

66、潤滑油：工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995）中的一種。 3) 密封類型的選擇：密封件： 氈圈 1 25 JB9877.1-1988 氈圈 2 40 JB9877.1-1988 密封膠： DJM7302 Q/JZZX.03-2005 10 工作條件 該減速器的工作環(huán)境溫度為-40～+，最高油溫不超過。其次，連接電動機的供電電源的額定電壓為380V，額定頻率50Hz.當海拔部超過1000m時,允許工作環(huán)境溫度不超過。再次，該減速器適合正、反兩個方向運轉。 總結 [1].少齒差行星減速器與普通相比具有結構緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高、 運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結構簡單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運轉可靠、使用壽命長等優(yōu)點。因此，對于研究和開發(fā)設計此類減速器有一定的價值。 [2].在設計少齒差減速器過程當中，因內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內外齒輪應制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時候要充分考慮嚙合傳動當中的