少齒差行星齒輪專用減速器設(shè)計【全套設(shè)計含5張CAD圖紙、說明書】
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摘??要?
?
發(fā)展少齒差行星齒輪減速機在國內(nèi)外的優(yōu)勢和劣勢，結(jié)構(gòu)類型及其驅(qū)動原理的地位，必須加以說明。在設(shè)計過程中，各種內(nèi)部網(wǎng)傳輸干擾產(chǎn)生的詳細檢查;從如何提高軸承的繁榮為出發(fā)點來計算模選擇齒輪減速機壽命，是設(shè)計計算的內(nèi)齒副之間的差別不大，最終設(shè)計的整體結(jié)構(gòu)是合理減速。??
關(guān)鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副?
IV
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?type?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?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?transmission;?Planetary?gear?
reducer;?Annular?gear
目 錄
摘??要 III
Abstract IV
第1章 緒論 1
1.1 概述 1
1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式 1
1.2.1 N型少齒差行星減速器 1
1.2.2 NN型少齒差行星減速器 3
1.2.3設(shè)計任務(wù) 4
第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 5
2.1少齒差傳動原理 5
2.2 齒輪齒差的確定 5
2.3 選定齒輪的精度等級和材料 6
2.4齒輪模數(shù)確定 6
第3章 軸的設(shè)計 9
3.1 軸的材料選擇 9
3.2 軸的機構(gòu)設(shè)計 9
3.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 10
3.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)計 11
3.3 強度計算 11
3.3.1 輸入軸上受力分析 12
3.3.2 輸入軸支反力分析 12
3.3.3 軸的強度校核 13
3.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計 15
3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 15
3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 16
3.4.3 銷軸套、銷軸的確定 16
3.4.4 偏心套基本尺寸的確定 17
3.5 軸的設(shè)計 17
3.5.1 輸入軸的設(shè)計 18
3.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計 21
第4章 部分零件的校核 23
4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 23
4.1.1 齒輪受力 23
4.1.2 輸出機構(gòu)受力 24
4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 24
4.2 銷軸的強度校核計算 25
4.3 輸入軸的強度校核 26
4.4 鍵的校核計算 28
4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 28
4.4.2 偏心套處鍵的校核 28
4.4.3 支座處鍵的校核 28
4.5 軸承的校核計算 28
總結(jié) 35
致 謝 36
參考文獻 37
第1章 緒論
1.1 概述
隨著現(xiàn)代工業(yè)機械化，不斷提高自動化水平的飛速發(fā)展，工業(yè)部門需要大量減速器，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，運行可靠，長生活。雖然許多類型的減速機，但普通圓柱齒輪減速大，笨重結(jié)構(gòu)的體積;大傳動比普通蝸輪蝸桿減速機，效率較低;擺線針輪減速機，已經(jīng)能夠滿足上面提出的要求，但成本較高，需要專用設(shè)備制造;與漸開線少齒差行星齒輪裝置不僅能基本滿足上述的要求，以及通用的工具開槽機，從而降低成本。能適應(yīng)特殊的條件，范圍廣泛的國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，材料處理和建筑等工業(yè)領(lǐng)域的應(yīng)用下工作。
1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式
少齒差行星齒輪減速器常用的結(jié)構(gòu)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(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動
式和孔銷式三種。現(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是經(jīng)典的孔銷式N型減速器。它是由偏心軸1，行星齒輪2，內(nèi)齒
輪3，銷套4，銷軸5，轉(zhuǎn)臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。
圖1-2用于傳輸?shù)脑韴D，傳輸原理總結(jié)如下：當(dāng)電機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，內(nèi)齒輪3，因為與殼體是固定的，迫使行星齒輪2的內(nèi)齒3行星運動圍繞（包括公轉(zhuǎn)和自轉(zhuǎn)）。然而，由于行星齒輪差速器的內(nèi)齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸反向慢動作制成的中心小，所以行星運動。 V將利用輸出機構(gòu)的行星旋轉(zhuǎn)運動由齒輪比給輸出軸7傳遞，從而達到減速的目的。
圖1-2 V輸出結(jié)構(gòu)減速器的結(jié)構(gòu)，其特點是一個行星齒輪，以確保在孔直徑的銷比銷的外徑從所述結(jié)構(gòu)中設(shè)置兩倍偏心。在運動過程中，在與在行星齒輪的壁的銷孔恒定接觸，銷型套管，使行星齒輪的輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動通過所述套筒來實現(xiàn)輸入軸減速度的方向相反。
1.2.2 NN型少齒差行星減速器
NN型少齒差行星減速器按其輸出構(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)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(zhuǎn)臂 輸入軸1上做一個偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊2。
2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結(jié)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(zhuǎn)臂軸承3。
3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪5與機座6聯(lián)接在一起，固定不動。
4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪8與輸出軸制成一整體，把運動輸出。
驅(qū)動在圖1-4所示原理圖，其原理總結(jié)如下：當(dāng)電機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，內(nèi)齒輪5和外殼6因為是固定的，迫使行星齒輪4的內(nèi)齒輪5的行星運動圍繞（包括公轉(zhuǎn)和自轉(zhuǎn)）。然而，由于行星齒輪差速器的內(nèi)齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸1為反向慢動作制成的中心小，所以行星運動。內(nèi)齒輪行星輪7和8作為行星運動的輸出軸，運動傳播以實現(xiàn)減少目標(biāo)..
1.2.3設(shè)計任務(wù)
本課題為輸送電動輥道專用的少齒差行星齒輪減速器設(shè)計，主要設(shè)計參數(shù)：功率120W,減速比80，工作環(huán)境溫度0℃-45℃，兩班制工作，要求可裝入直徑100mm的輥子內(nèi)。要運用計算機繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。
37
第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定
2.1少齒差傳動原理
圖3－1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
當(dāng)內(nèi)齒輪是固定上圖中，作為偏心軸轉(zhuǎn)動的主動件，迫使行星運動內(nèi)環(huán)圍繞行星齒輪，并且通過比等于銷的輸出。當(dāng) - = 1時，偏心軸的每一轉(zhuǎn)，行星輪轉(zhuǎn)動一個齒的相反方向。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)動，一轉(zhuǎn)的行星旋轉(zhuǎn)，輸出軸也是一轉(zhuǎn)。這是一種傳輸模式，另一種V傳輸?shù)哪Ｊ绞枪潭ǖ?，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)部齒輪B驅(qū)動，這樣的情況是設(shè)計工作的情況。
2.2 齒輪齒差的確定
少齒差傳動一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動比i＝80，可取齒差數(shù)＝1。
當(dāng)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：
上式中的“－”號表示從動件V與主動件H轉(zhuǎn)向相反。
當(dāng)構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪從動（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動的情況），可得出傳動比公式為：
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＝＝1，i＝80，可得：
＝1×80＝80 ， ＝80-1＝79。
2.3 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；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR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)力。
2.4齒輪模數(shù)確定
因為少齒差與常見的正角度變位齒輪行星傳動，高齒面接觸強度和彎曲強度和齒面接觸強度，遠高于抗彎強度。所以，少齒差齒輪的模數(shù)通常由彎曲強度的測定；根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸和功率要求的初選，然后檢查彎曲強度。
在這里，根據(jù)彎曲強度確定模量，因為少齒差傳動一般用短齒內(nèi)齒輪嚙合時，齒面接觸是非常好的，好的，只要行星齒輪的彎曲強度是足夠的，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)。
根據(jù)對齒根彎曲強度彎曲強度上的設(shè)計，設(shè)計公式：
（1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強度極限。
（2）由《機械設(shè)計》書中的圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。
（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4
（4）計算載荷系數(shù)K
① 試選載荷系數(shù)
② 計算外齒輪傳遞的扭矩
其中電動機選擇，由于電動機與減速器直接相連，所以
③ 取齒寬系數(shù)
④ 查材料的彈性影響系數(shù)；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為;外齒輪的接觸疲勞強度為。
⑤ 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
；
⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)；
⑦ 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
⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑
，帶入數(shù)據(jù)得
⑨ 計算圓周速度
，帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s
⑩ 計算齒寬
由v=3.307m/s，7級精度，由圖14-1-14查得動載荷系數(shù)1.09；
再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ；
再由表14-1-81得 使用系數(shù)。
由表查得7級精度、行星輪相對支承對稱布置時，
再由，=1.13查《機械設(shè)計》書中圖10-13得=1.125
所以載荷系數(shù)=1×1.09×1.1×1.125＝1.35
（5）查取齒形系數(shù)
由《機械設(shè)計》書中圖10－5查得 ＝2.24
（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由《機械設(shè)計》書中圖10－5查得 ＝1.75
（7）設(shè)計計算
帶入數(shù)值得出： ＝0.36
可取模數(shù)為m＝0.5㎜。
名 稱
計 算 公 式
結(jié) 果 /mm
模數(shù)
m
0.5
壓力角
n
齒數(shù)
Z1
80
齒數(shù)
Z2
79
分度圓直徑
d1
40
d2
39.5
齒頂圓直徑`
齒根圓直徑
第3章 軸的設(shè)計
3.1 軸的材料選擇
軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)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(shè)計》表11.1。
本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。
3.2 軸的機構(gòu)設(shè)計
軸的結(jié)構(gòu)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(zhì)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。
可見沖擊軸結(jié)構(gòu)和多種因素在設(shè)計軸時必須針對不同的情況具體分析的大小。然而，不管具體情況中，軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足：在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應(yīng)便于裝拆，調(diào)整;軸應(yīng)具有良好的制造工藝等。原則總結(jié)為：裝拆方便，準(zhǔn)確，穩(wěn)定，可靠，易于制造，受力合理。
軸的結(jié)構(gòu)主要是旨在確定所述軸結(jié)構(gòu)的形狀和大小。在結(jié)構(gòu)設(shè)計通常已知的條件是：在機器的組裝圖中，軸速度，發(fā)送功率，所述軸部件的主要參數(shù)和尺寸等。
以下為該傳動的偏心軸的機構(gòu)確定過程：
3.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)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(nèi)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(shè)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(shè)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(nèi)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(shè)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: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(xué)機械原理及機械零件教研室編寫的《機械設(shè)計》第八版中表6-1查得該平鍵為14×9×40
3.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)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(nèi)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(nèi)徑d=55mm，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(shè)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(shè)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(shè)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(xué)機械原理及機械零件教研室編的《機械設(shè)計》第八版表6-1查得該平鍵為14×9×60。
3.3 強度計算
軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表19.1-1查得材料力學(xué)性能s數(shù)據(jù)為：
3.3.1 輸入軸上受力分析
軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為
齒輪的圓周力
齒輪的徑向力
齒輪的軸向上
3.3.2 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(shè)方向相反。
由,得
2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得
3 做彎矩和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩圖
3.3.3 軸的強度校核
1）危險斷面根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖，扭矩圖，截面B和彎矩較大，軸承配合重選引起；D部分在最大彎矩，和齒輪造成的應(yīng)力集中，因此它屬于危險截面。D部分的強度校核。
2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應(yīng)力。
彎曲應(yīng)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(shè)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(yīng)力，故平均應(yīng)力
根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的式（19.3-2）
式中——45鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa;
——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)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(zhì)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(shè)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(shè)計手冊第三卷》中的表19.3-11查得=0.81.
切應(yīng)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(shè)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(yīng)力，故平均應(yīng)力
式中 ——45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa;
——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)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(yīng)力情況；
——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設(shè)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(shè)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。
漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計
3.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計
3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定
在行星齒輪箱，根據(jù)安裝條件選擇軸承的結(jié)構(gòu)尺寸。根據(jù)本設(shè)計的目的和各類軸承的特性可用于雙列球面滾柱軸承。此種軸承能經(jīng)受很大的徑向載荷，同時也能夠承受小量的軸向載荷。能自動調(diào)心的軸承座和多支點軸剛度差。
在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝40㎜，故齒寬。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近根據(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
軸承
型號
尺寸（㎜）
額定動載荷（kN）
額定靜載荷（kN）
極限轉(zhuǎn)速
d
D
B
r
脂潤滑
油潤滑
3516
80
140
33
3
104
103
2200
3000
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。
3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定
由于行星輪分度圓直徑為280㎜，根據(jù)《機械設(shè)計手冊》里《輪系》一章中表36.2－42銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為10（=10）。
銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于7級精度。
一個銷孔的公稱尺寸在理論上設(shè)定銷的外直徑具有兩個中心的距離。但是，不考慮銷孔，銷和銷套機加工和裝配誤差強。對銷孔公稱直徑大小加上賠償金額。太小，它會被要求提高零件的精度。并造成了一些困難大會，當(dāng)過大，日內(nèi)承受銷負荷的數(shù)量將減少。影響承載能力。而且一般0.15至0.25毫米，行星輪尺寸小，以較低者為準(zhǔn)，反之亦然，以較高者為準(zhǔn)。這里可取= 0.2毫米。要初步針孔大小制定。圖6是比較圖紙一再得出：
圖6 行星輪簡易工作圖
銷孔直徑＝44㎜，銷孔公差配合選用F7，其上下偏差為（+50，+25）。
銷孔分布圓直徑=206.4㎜。
3.4.3 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)＝44－2×4.9－0.2＝34㎜。
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)＝4.9。
可初定銷軸套內(nèi)徑為28㎜，即銷軸直徑=28。
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。
3.4.4 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
圖7 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=4.9㎜。其內(nèi)徑初定為45㎜?？蓳?jù)此推測出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。
3.5 軸的設(shè)計
軸的設(shè)計特點：在所述軸部件和組件的具體結(jié)構(gòu)，以確定最后的跨度軸和力的支點不能之間精確地確定，因此，此刻的尺寸和分布無法確定，所以軸的設(shè)計，強度計算和軸必須是零，部件的設(shè)計軸交錯，邊畫圖，邊計算邊修改。
許多類型的軸材料，這主要是基于鈾的強度，剛度，耐磨損性和設(shè)計的其他要求。 U和熱處理，以達到上述要求和用途?？紤]到做工來選擇，力求經(jīng)濟
合理的。
通用軸材料35,45,50優(yōu)質(zhì)結(jié)構(gòu)鋼。最常見的是45號鋼。本文所用的軸是45號鋼的選擇。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
拉伸屈服極限()
彎曲疲勞極限()
剪切疲勞極限()
許用彎曲應(yīng)力
45
正火
25
241
610
360
260
150
55
正火
100
170~217
600
300
275
140
回火
>100~300
162~217
580
290
270
135
調(diào)質(zhì)
200
217~255
650
360
300
155
60
3.5.1 輸入軸的設(shè)計
合理形狀軸線應(yīng)滿足：在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應(yīng)便于裝拆，調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造性影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素是：力，大小，方向和分布軸的性質(zhì);軸部分被布置并固定的形式;用軸承的類型和大小;加工軸等。
1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩
其中：---輸入功率，取120W；
---輸入轉(zhuǎn)速，取960 r/min；
2）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
，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過
《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有：。
安裝在連接軸直徑的輸入軸的最小直徑，軸的直徑和耦合孔以使所選擇的適應(yīng)，因此需要同時耦合模型的選擇。
聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計算：
（N.m）
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；
——工作系數(shù)，故取1.75；
——啟動系數(shù)，取1；
——溫度系數(shù)，取1.1；
——公稱轉(zhuǎn)矩，N.m
所以，。
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。
F 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㎜；
（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。
3.5.2 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，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=102有：
——輸出功率（=3.33×w）
——卷筒轉(zhuǎn)速（＝26.53r/min）
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53㎜。聯(lián)接支座的部分直徑初定為55㎜。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55㎜。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211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(dāng)縮小，初定為52㎜，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為262㎜；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55㎜，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 輸入軸工作簡圖
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28㎜，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206.4㎜，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。
第4章 部分零件的校核
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(dāng)行星輪逆時針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機構(gòu)的合力為：
圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡圖
4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析
4.1.1 齒輪受力
輸出機構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：
齒輪分度圓受力
表6 輪齒受力計算公式
項目
代號
計算公式
齒輪
N型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出
圓周力
分度
圓上
節(jié)圓
上
徑向力
法相力
F
——輸出轉(zhuǎn)矩（＝1.4134×N·㎜）
，——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（＝70，＝72）
——行星輪分度圓直徑（＝280㎜）
——實際嚙合角（＝39.9°）
——初選嚙合角（＝40°）
將上述數(shù)值代入表格中的式中得出：
=5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。
4.1.2 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(dāng)＝/2時，Q為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為：
——銷孔分布圓半徑（＝103.2㎜）
——銷軸數(shù)目（＝10）
代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N
4.1.3 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：
=N
圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜）
＝N
＝tan=4134.8N
由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為：
代入數(shù)值得出：＝15577.46N
4.2 銷軸的強度校核計算
由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對齒輪進行校核。現(xiàn)對銷軸進行校核。
懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式：
式中：——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時取大值，反之取小值，在次?。?.35
——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N）
——銷軸直徑（＝28㎜）
——許用彎曲應(yīng)力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查?。?50～200）
L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則：
《
圖11 銷軸工作簡圖
因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。
4.3 輸入軸的強度校核
軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進行州的強度校核時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為：
式中： ——軸的計算應(yīng)力，MPa；
——軸所受的彎矩，N·㎜；
——軸所受的扭矩，N·㎜；
——軸的抗彎截面系數(shù)，；
——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力。
1)做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）
在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應(yīng)力集中點之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。
2）做出彎矩圖
軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個個方程：
+=5897.78N
×50＝×100
+=4931.31N
×50＝×100
聯(lián)立以上四個方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。
彎矩，。
總彎矩為
3）做出扭矩圖
傳遞扭矩T=。
扭矩圖如圖
4）校核軸的強度
在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機械設(shè)計》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。
在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機械設(shè)計》中表15-1得出。因此<，故安全。
圖12 輸入軸受力分析簡圖
4.4 鍵的校核計算
所用到的三個鍵都是平鍵。設(shè)計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核：
式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。
查得 ，則校核過程如下：
4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核
此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有：
故安全
4.4.2 偏心套處鍵的校核
此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有：
故安全
4.4.3 支座處鍵的校核
此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有：
故安全
4.5 軸承的校核計算
根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示：
滾動軸承的壽命校核計算公式：
式中n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min；
——軸承壽命指數(shù)，對球軸承＝3，對滾子軸承＝10/3；
——壽命因數(shù)，按表7-2-8選?。?
——速度因數(shù)，按表7-2-9選取；
——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，，較大時，；
——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選??；
——溫度系數(shù)，由于卷揚機長期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機械設(shè)計手冊》第四版第二卷）
。
表7 軸承代號及基本參數(shù)
型號
數(shù)目
基本參數(shù)
d
D
B
基本額定動載荷/kN
GB/T276-1994
6211
2
55
100
21
43.2
GB/T276-1994
6208
2
40
80
18
29.5
GB/T276-1994
6220
1
100
180
34
122
GB286-81
3516
2
80
140
33
104
1）軸承6211（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則：
2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則：
而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n＝960，則：
3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，
4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則：
以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。
（6）潤滑與密封
① 齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。
② 滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。
③ 潤滑油的選擇
齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。
④ 密封方法的選取
箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。
十、箱體尺寸及附件的設(shè)計
采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下：
中心距a=154.5mm，取整160mm
總長度L：
總寬度B：
總高度H：
箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm
箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm
箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm
箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm
箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm
扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm
軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承：
低速軸上的軸承：
軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承：
低速軸上的軸承：
軸承旁凸臺半徑R1：
箱體外壁至軸承座端面距離：
地腳螺釘直徑：
地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4
軸承旁螺栓直徑：
凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm
凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm
軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4
低速軸上的軸承： d3=8，n＝4
檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm
檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4
啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個）
定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個）
齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm
小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm
軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當(dāng)軸承脂潤滑時，＝10～15 ，取 ＝10
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm
箱體內(nèi)壁至箱底距離： ＝20mm
減速器中心高H： ，取H＝185mm。
箱蓋外壁圓弧直徑R：
箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1：
箱體內(nèi)壁軸向距離L2：
兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3：
2、附件的設(shè)計
（1）檢查孔和蓋板
查《機械基礎(chǔ)》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：
A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm
A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm
d4為M6，數(shù)目n＝4
R＝10
h＝3
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
L
115
90
95
70
75
50
3
10
4
M6
15
（2）通氣器
選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞，由《機械基礎(chǔ)》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
D1
M22 1.5
32
25.4
22
29
15
4
7
（3）油面指示器
由《機械基礎(chǔ)》P482附錄31，取油標(biāo)的尺寸為：
視孔
A形密封圈規(guī)格
（4）放油螺塞
螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎(chǔ)》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：
d
D0
L
l
a
D
S
d1
M24 2
34
31
16
4
25.4
22
26
（5）定位銷
定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。
＝12+12＝24，取L＝25mm。
（6）起蓋螺釘
起蓋螺釘10mm，兩個，長度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。
（7）起吊裝置
箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎(chǔ)》P468附錄13，
取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）：
d（D）
d1(max)
D1（公稱）
d2(max)
h1(max)
h
d4
M8
9.1
20
21.1
7
18
36
r1
r(min)
l(公稱)
a(max)
b（max）
D2（公稱min）
h2(公稱min)
4
1
16
2.5
10
13
2.5
箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎(chǔ)》P444表20－7得，
B=C1+C2=18+16=34mm
H=0.8B=34*0.8=27.2mm
h=0.5H=13.6mm
r2 =0.25B=6.8mm
b=2 =2*8=16mm
總結(jié)
[1].少齒差行星減速器與普通相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高、 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結(jié)構(gòu)簡單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運轉(zhuǎn)可靠、使用壽命長等優(yōu)點。因此，對于研究和開發(fā)設(shè)計此類減速器有一定的價值。
[2].在設(shè)計少齒差減速器過程當(dāng)中，因內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內(nèi)外齒輪應(yīng)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(dāng)中的各種干涉問題。我們可以通過試湊法來選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過查表法來選擇，這種方法簡單，在具體的計算驗證過程中發(fā)現(xiàn)通過查表所得數(shù)據(jù)，雖滿足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設(shè)計出高效的少齒差減速器，還有待進一步研究。
[3].轉(zhuǎn)臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(huán)節(jié)，增大齒輪的模數(shù)，可以使行星輪的直徑增大，可選擇較大尺寸的軸承；另外增加兩軸承之間的安裝距離，使轉(zhuǎn)臂軸承上的載荷減小，因此能使轉(zhuǎn)臂軸承的壽命提高。
致 謝
我要感謝我的導(dǎo)師XX老師。雖然教師負責(zé)教學(xué)，科研任務(wù)，還需要時間，不時給我打電話問進度，從最終確定的第一稿，耐心，再審一審，大偏章布局，小缺陷報表格式，都是需要指出。他教我各方面的知識，拓寬了我的知識，發(fā)展自己的技能，完成論文是不無裨益。我還要感謝所有大學(xué)老師教給我的，是你讓我的成熟和成長;感謝學(xué)校，他說我和學(xué)生的學(xué)習(xí)細致的工作和生活秩序。
我尊敬我的父母和家人表示真誠的感謝。他們是我的生命永遠依靠和支持，他們的關(guān)心和照顧，是我的動力;他們真誠地希望，鼓舞著我繼續(xù)說下去。沒有他們，就沒有我，我的成就都來自他們的點點滴滴。
讓我也舍不得你哥們，門和室友。我需要幫助延長其溫暖的雙手，在最大的幫助。他們可以見面，相交，相知是人生一大幸事。
參考文獻
[1] 機械設(shè)計手冊編委會.機械設(shè)計手冊新版第三卷.北京:機械工業(yè)出版社,2004.9.
[2] 齒輪手冊編委會.齒輪手冊(上冊)第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5.
[3] 漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造編委會. 漸開線齒輪行星傳動的設(shè)計與制造.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5.
[4] 陳坐模，葛文杰等. 機械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12.
[5] 濮良貴，紀(jì)名剛. 機械設(shè)計第八版.北京:高等教育出版社,2008.4.
[6] 卜炎. 螺紋連接連接設(shè)計與計算.北京:高等教育出版社,1993.
[7] 張春林，曲繼芳.機械創(chuàng)新設(shè)計[M].北京:高等教育出版社,2008.4.
[8] Orlov P.Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987.
[9] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985.
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