少齿差行星齿轮减速器计算说明书一
行星齿轮减速器-课程设计计算说明书
⾏星齿轮减速器-课程设计计算说明书⽬录设计任务书： (2)设计内容： (3)⼀、评述传动⽅案 (3)⼆、电动机的选择及动⼒参数计算 (4)三、传动零件的校核计算 (6)⼀）外啮合齿轮传动 (6)⼆）内啮合齿轮传动 (9)四、轴的设计 (11)⼀）减速器输⼊轴Ⅰ (11)⼆）⾏星轮轴Ⅱ (17)三）内齿轮轴Ⅲ (20)五、键连接的选择和计算 (23)六、滚动轴承的选择和计算 (25)七、联轴器的选择 (28)⼋、齿侧间隙 (28)九、轴Ⅱ加⼯⼯艺图 (29)⼗、参考资料 (30)设计任务书：设计内容：⼀、评述传动⽅案牵引速度为 1.5/v m s =，滚筒直径400D mm =，可求出滚筒转速(601000)/w n v =??()(60100 1.5)/(400)71.62/min D r ππ==，由于⼯作情况为：室外，环境有灰尘，最⾼温度40℃，两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期⼯作制（S3），负荷持续率FC=56%，载荷有冲击，故应选YZR 系列电动机为原动机，它的转速约为750~1000r/min ，传动装置速⽐应为/(750~1000)/71.6210.47~13.96m w i n n ===可选如下图1-1、1-2两种⽅案：图1-1⽅案a 采⽤NW 分流式⾏星齿轮传动，卷扬机⼯作时制动器10制动，此时电动机1通过联轴器2驱动⾏星齿轮减速器，⾏星架上的滚筒5使钢丝绳7运动，从⽽牵引重物移动。
不需重物移动时，制动器6制动，制动器10松开，这时⾏星传动变成定轴传动，电动机和⼆级同轴式减速器空转，不⽤频繁地起动和制动电动机。
滚筒⽤滑动轴承⽀撑在机架上。
传动⽐：5~25i =，可满⾜传动要求。
优点：外形尺⼨⼩（减速器内置），电动机不⽤频繁启动适合狭窄⼯况下⼯作。
缺点：结构复杂，加⼯安装精度⾼，成本⼤，不易维修。
图1-2⽅案b 采⽤⼀级带传动和⼀级闭式齿轮传动，电动机带动带传动，齿轮传动，从⽽带动滚筒运动。
少齿差行星减速器设计说明书
少齿差行星减速器设计说明书1 导言1.1 设计目的减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。
行星齿轮减速器是齿轮减速器中应用较多的一种，它具有许多优点，在各种车辆、机械设备和其它传动系中得到广泛使用。
随着近代工业技术的高速发展，对行星齿轮传动的承载能力、可靠性、效率、圆周速度、体积及质量等技术和经济指标提出了愈来愈高的要求。
与此同时，优化其结构设计也被提到十分重要的地位上。
行星齿轮传动较普通齿轮传动具有许多独特的优点，它不仅用于民用机械上，而且广泛用于军事机械传动装置，其主要特点如下:结构紧凑，承载能力大;只要适当选择机构的形式，便可以用较少的齿轮获得很大的传动比，甚至其传动比能达到好几千倍，虽然传动比很大但是仍然结构紧凑、重量轻;传动效率较高，其值可达0.8,0.9以上;由于行星轮均匀分布于中心轮的四周，因而惯性力平衡，机构运[1]转平稳，抗冲击和抗震动能力强。
1.2 减速器的生产现状当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。
六高就是指高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率;二低，是指低噪声和低成本;二化是标准化和多样化。
国内的减速箱将逐渐淘汰软齿面，向硬齿面(50,60HRC)、高精度(4级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。
中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动1调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。
矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。
近十几年来，计算机技术、信息技术、自动化技术机械制造中的广泛应用，改变了制造业的传统观念和产品组织方式。
一些先进的齿轮生产企业已经采用精益产、敏捷制造、智能制造等先进技术，形成了高精度、高效率的智能化齿轮生产线和计[2]算机网络化管理。
少齿差行星齿轮减速器的设计
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 expounded 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 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 录摘要 ................................................................................................................................. Ⅰ ABSTRACT . (Ⅱ)1 绪论 (1)1.1 概述 (1)1.2 少齿差行星减速器的结构型式 (2)1.2.1 N 型少齿差行星减速器 (2)1.2.2 NN 型少齿差行星减速器 (3)1.3 国内外研究状况 (5)1.4 发展趋势 (6)1.5 本课题的意义与设计任务 (7)1.5.1 本课题的设计意义 (7)1.5.2 设计任务 .................................................................................................... 7 2 减速器结构型式的确定 .. (8)2.1 减速器结构型式的确定 ......................................................................................... 8 3 减速器的内齿和外齿轮参数的确定 .. (10)3.1齿轮齿数确定 (10)3.2主要零件的材质和齿轮精度 (10)3.3 啮合角、变位系数确定 (10)3.3.1 确定啮合角和外齿轮变位系数c x 及内齿轮变位系数b x (10)3.3.2 计算四个导数 (11)3.3.3 计算(1)(1),c bx x 及相应的'α .......................................................................... 12 4 几何尺寸计算及主要限制条件检查 .. (14)4.1 切削内齿轮插齿刀的选用 (14)4.1.1 径向切齿干涉 (14)4.1.2 插齿啮合角'0b α .........................................................................................15 4.2 切削内齿轮的其他限制条件检查 (15)4.2.1 展成顶切干涉 (15)4.2.2 齿顶必须式渐开线 (15)4.3 切削外齿轮的限制条件检查 (16)4.4 内齿轮其他限制条件检查 (16)4.4.1 渐开线干涉 (16)4.4.2 外齿轮齿顶与内齿轮啮合线过渡曲线干涉 (16)4.4.3 内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干涉 (16)4.4.4 顶隙检查 (17)5 强度计算 (19)5.1 转臂轴承寿命计算 (19)5.2 销轴受力 (19)5.3 销轴的弯曲应力 (19)6 轴的设计 (20)6.1 轴的材料选择 (20)6.2 轴的机构设计 (21)6.2.1 输入偏心轴的结构设计 (21)6.2.2 输出轴的机构设计 (22)6.3 强度计算 (23)6.3.1 输入轴上受力分析 (23)6.3.2 输入轴支反力分析 (23)6.3.3 轴的强度校核 (24)7 浮动盘式输出机构设计及强度计算 (26)7.1 机构形式 (26)7.2几何尺寸的确定 (26)7.3 销轴与浮动盘平面的接触应力 (26)8 效率计算 (27)8.1 啮合效率 (27)8.1.1 一对内啮合齿轮的效率 (27)8.1.2 行星结构的啮合效率 (27)8.2 输出机构的效率 (27)8.2.1 用浮动盘输出机构 (27)8.2.2 行星机构 (28)8.3 转臂轴承效率 (28)8.4 总效率 (28)9 箱体与附件的设计 (29)9.1 减速器箱体的基本知识简介 (29)9.2 减速器箱体材料和尺寸的确定 (31)9.3 减速器附件的设计 (31)9.3.1 配重的设计 (31)9.3.2减速器附件设计 (32)10 工作条件 (34)总结 (35)参考文献 (36)致谢 (37)1 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。
少齿差行星齿轮传动原理
少齿差行星齿轮传动原理1.1 少齿差行星齿轮传动原理少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种。
由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副(它采用的是渐开线齿形，内外齿轮的齿数相差很小，简称为少齿差传动。
一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。
渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切T 作条件，受到了世界各国的广泛关注(成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。
1.1 2少齿差传动1.2 行星齿轮传动是动轴齿轮传动的一种主要方式，其最基本的形式是2K—H 型(即两个中心轮 a,b和个转臂 H)，如图 l所示，传动比为 iaH=1+Zh/Zn.它演变出两种典型的少齿差行星齿轮传动形式 (如图 2所示:K—H—V行星齿轮传动如图2(a)所示 (基本构件为中心轮 b、转臂H和构件V,当中心轮 b固定，转臂H主动，构件V从动时，传动比为iHg= - Zg/(Zb-Zg).。
把构件V 固定(转臂H主动，中心轮 b输出(如图2(b)所示,其传动比iHb=Zb/(Zb-Zg)。
为少齿差行星齿轮传动机构实质是一个由平面四连杆机构和内啮合齿轮副组成的齿轮连杆机构。
通过对不同构件作不同限制，可以设计出多种少齿差行星齿轮传动结构形式。
1.1.3 少齿差行星齿轮传动的特点少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(I)加工方便、制造成本较低渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可采用普通齿轮材料料。
(2)传动比范围大，单级传动比为 10,1000以上。
(3)结构形式多样，应用范围广，由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要。
(4) 结构紧凑、体积小、重量轻，由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑;当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比，体积和重量均可减少1/3,2,3。
行星减速机
行星齿轮减速机：主要传动结构为:行星轮,太阳轮,外齿圈.行星减速机因为结构原因,单级减速最小为3,最大一般不超过10,常见减速比为:3.4.5.6.8.10,减速机级数一般不超过3,但有部分大减速比定制减速机有4级减速.相对其他减速机,行星减速机具有高刚性,高精度(单级可做到1分以内),高传动效率(单级在97%-98%),高的扭矩/体积比,终身免维护等特点.因为这些特点,行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上,用来降低转速,提升扭矩,匹配惯量.减速机额定输入转速最高可达到18000rpm(与减速机本身大小有关,减速机越大,额定输入转速越小)以上,工业级行星减速机输出扭矩一般不超过2000Nm,特制超大扭矩行星减速机可做到10000Nm以上.工作温度一般在-25℃到100℃左右,通过改变润滑脂可改变其工作温度.关于行星减速机的几个概念:级数:行星齿轮的套数.由于一套星星齿轮无法满足较大的传动比,有时需要2套或者3套来满足拥护较大的传动比的要求.由于增加了星星齿轮的数量,所以2级或3级减速机的长度会有所增加,效率会有所下降.回程间隙:将输出端固定,输入端顺时针和逆时针方向旋转,使输入端产生额定扭矩+-2%扭矩时,减速机输入端有一个微小的角位移,此角位移就是回程间隙.单位是"分",就是一度的六十分之一.也有人称之为背隙.行星摆线针轮减速机：全部传动装置可分为三部分：输入部分、减速部分、输出部分。
在输入轴上装有一个错位180°的双偏心套，在偏心套上装有两个称为转臂的滚柱轴承，形成H 机构、两个摆线轮的中心孔即为偏心套上转臂轴承的滚道，并由摆线轮与针齿轮上一组环形排列的针齿相啮合，以组成齿差为一齿的内啮合减速机构，（为了减小摩擦，在速比小的减速机中，针齿上带有针齿套）。
当输入轴带着偏心套转动一周时，由于摆线轮上齿廓曲线的特点及其受针齿轮上针齿限制之故，摆线轮的运动成为既有公转又有自转的平面运动，在输入轴正转周时，偏心套亦转动一周，摆线轮于相反方向转过一个齿从而得到减速，再借助W输出机构，将摆线轮的低速自转运动通过销轴，传递给输出轴，从而获得较低的输出转速。
少齿差行星齿轮减速器计算说明书一
少齿差⾏星齿轮减速器计算说明书⼀设计计算说明书在少齿差内啮合传动中，由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，在切削和装配时会产⽣种种⼲涉，以致造成产品的报废。
因此，在设计减速器内齿轮副参数的时候，需要对⼀些参数进⾏合理的限制，以保证内啮合传动的强度和正确的啮合。
同时要对⼀些主要零件进⾏强度校核计算。
2.1 减速器结构型式的确定选⽤卧式电机直接驱动，因传动⽐53i，传动i＝153.53>100时，少＝153.总齿差⾏星齿轮减速器有两种设计⽅案可供选择。
第⼀种是采⽤⼆级或多级的N 型少齿差⾏星齿轮减速器；第⼆种是采⽤内齿轮输出的NN型少齿差⾏星齿轮减速器。
以下分别阐述其特点：图2-1图2-1为典型⼆级N型少齿差齿轮减速器的传动原理简图，传动原理如下：当电动机带动偏⼼轴H转动时，由于内齿轮K与机壳固定不动，迫使⾏星齿轮绕内齿轮做⾏星运动；⼜由于⾏星轮与内齿轮的齿数差很少，所以⾏星轮绕偏⼼轴的中⼼所做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传递给输出轴，达到减速⽬的。
减速后的动⼒通过输出轴传递给中⼼轮1，⽽⾏星轮2绕中⼼轮1和3做⾏星反向低速运动，从⽽达到第⼆次减速。
此类减速器的优点是：2K-H(负号机构)这种传动机构制造⽅便、轴向尺⼨⼩， K-H-V 型的机构效率较⾼，承载能⼒⼤，两者串联可实现⼤的传动⽐。
的结构简单，⽤齿轮传⼒，⽆需加⼯精度较⾼的传输机构；零件少，容易制造，成本低于上种型式；可实现很⼤或极⼤的传动⽐。
缺点是：传动⽐越⼤则效率也越低，为了减少振动需添加配重。
基于经济性⽅⾯因素考虑，采⽤第⼆种⽅案作为本次课题的设计⽅案。
2.2 确定齿数差和齿轮的齿数由《渐开线少齿差⾏星传动》表4-17可知，如齿数差增⼤，减速器的径向尺⼨虽增⼤⼀些，但转臂轴承上的载荷可降低很多；并且由于齿轮直径的增⼤，从⽽可使轴承的寿命得到显著提⾼；此外，对减速器的效率、散热条件等也有了⼀定的改善。
因减速器传递的功率不⼤，决定采⽤三齿差。
渐开线少齿差行星齿轮传动的设计理论及其研究(1)
渐开线少齿差行星齿轮传动的设计理论及其研究四川大学锦江学院机械工程系学生：魏金霖指导教师：牟柳晨【摘要】齿轮机构是在各种机构中应用最为广泛的一种传动机构。
其中行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。
行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。
它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中，这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。
在起重运输、石油化工、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、航空等领域均得到了广泛的应用。
本文将以渐开线少齿差行星齿轮减速器为例，根据目前国内外发展现状，分析渐开线少齿差行星齿轮传动的优缺点，以及对其传动原理进行一定点阐述。
在设计过程中对内啮合传动所产生的各种干预进行详细的分析和验算，以提高传动效率、精度以及提高其使用寿命为出发点，来选择减速器齿轮的模数等参数，进行渐开线少齿差内齿轮副的设计计算，从而最终合理的设计出渐开线少齿差行星齿轮减速器结构。
【关键词】渐开线少齿差行星齿轮目录绪论 (1)1.概述 (1) (2) (2)N 型少齿差行星减速器 (3)NN 型少齿差行星减速器 (4) (6) (6) (6)选题意义 (6)设计任务 (7)2.减速器结构型式选择 (7)2.1减速器的选型 (7)3.减速器的内齿轮和外齿轮的参数确定 (8) (8) (9)3.3 啮合角及变位系数确定 (9)确定啮合角'α和内齿轮变位系数b x 及外齿轮变位系数c x (9)取c x 的初始值(0)c x =0，计算几何尺寸及参数 (10)计算四个偏导数 (11)3.4 计算(1)c x 、(1)b x 及相应的'α (13)4.几何尺寸计算及主要限制条件检查 (14) (14)4.1.1径向切齿干预 (14)插齿啮合角'0b α (15) (16)4.2.1展成顶切干预 (16)齿顶必须是渐开线 (16)切削外齿轮的限制条件检查 (16)内啮合其他限制条件检查 (16)4.4.1渐开线干预 (16)外齿轮齿顶与内齿轮齿根过度曲线干预 (16)内齿轮齿顶与外齿轮齿根过渡曲线干预 (17)顶隙检查 (17) (19)转臂轴承寿命计算 (19)5.2销轴受力 (20)销轴的弯曲应力 (21)几何尺寸确实定 (21)销套与浮动盘平面的接触应力 (21)6.效率计算 (22)啮合效率 (22)一对内啮合齿轮的效率 (22)行星机构的啮合效率 (22) (22)转臂轴承效率 (23)总效率 (23)7.轴的相关设计 (23)7.1轴的材料选择 (24) (24)输入偏心轴的结构设计 (25)输出轴的机构设计 (25)选择轴的材料及热处理方式 (26)计算轴的最小轴径 (26)计算轴上的转矩和齿轮作用力 (27)8．箱体与附件的设计 (27) (27)减速器箱体材料和尺寸确实定 (29) (29)配重设计 (29)减速器附件设计 (30)参考文献 (32)附录 (33)致谢 (34)绪论齿轮的发展史几乎与人类的文明同步，早在西元前2000年左右，中外历史上就已经有了使用齿轮的记载。
少齿差行星齿轮减速器的设计毕业设计
转臂轴承设计
转臂轴承的作用：支撑转臂，传递扭矩 转臂轴承的类型：滚动轴承、滑动轴承等 转臂轴承的选择：根据载荷、转速、工作环境等因素选择合适的轴承类型 转臂轴承的安装：确保轴承与转臂的配合精度，防止轴承过早磨损或损坏
少齿差行星齿轮减速器 的设计毕业设计
,a click to unlimited possibilities
汇报人：
目录
01 添 加 目 录 项 标 题 03 设 计 任 务 与 要 求 05 减 速 器 强 度 分 析 07 总 结 与 展 望
02 减 速 器 概 述 04 减 速 器 结 构 设 计 06 减 速 器 性 能 测 试
齿轮减速器：通过齿轮啮合实 现减速
蜗杆减速器：通过蜗杆和蜗轮 啮合实现减速
摆线针轮减速器：通过摆线针 轮啮合实现减速
谐波减速器：通过柔性元件的 弹性变形实现减速
少齿差行星齿轮减速器特点
结构紧凑：体积小，重量轻，便于安装和维护 传动效率高：传动比大，效率高，能耗低 承载能力强：能够承受较大的载荷和冲击载荷 噪音低：运行平稳，噪音低，适用于各种工作环境
设计内容：包括减 速器结构设计、传 动系统设计、润滑 系统设计等
设计标准：符合国 家标准和行业规范 ，满足使用环境和 使用要求
设计方法：采用计 算机辅助设计（ CAD）、有限元分 析（FEA）等现代 设计方法进行优化 设计
设计流程
明确设计要求：满足减 速比、效率、寿命等要
求
制定设计方案：选择合 适的齿轮参数、结构形
少齿差行星减速器
（19）中华人民共和国国家知识产权局（12）发明专利申请（10）申请公布号CN110966356A（43）申请公布日 2020.04.07（21）申请号CN201911232675.8（22）申请日2019.12.05（71）申请人无锡市恒翼通机械有限公司地址214183 江苏省无锡市惠山区玉祁街道永安路33号(工业集中区)（72）发明人郑志仪;任国华（74）专利代理机构常州市天龙专利事务所有限公司代理人陈磊（51）Int.CI权利要求说明书说明书幅图（54）发明名称少齿差行星减速器（57）摘要本发明公开了一种少齿差行星减速器，安装法兰的一端安装有动力部，另一端安装有行星减速机构，行星减速机构前端连接有交叉滚子轴承，动力部驱动行星减速机构运动以带动交叉滚子轴承输出动力，行星减速机构包括与动力部连接的太阳轮、固定连接在安装法兰上的内齿圈、行星轮和行星架，交叉滚子轴承包括外圈、内圈和滚柱，外圈与内齿圈固定连接，内圈的内侧具有输出齿圈，行星轮外圈在轴向上部分与内齿圈啮合，其余部分与输出齿圈啮合，内圈的内侧还与行星架传动连接，其前端连接有输出端，输出齿圈的齿数大于内齿圈的齿数。
通过上述方式，本发明少齿差行星减速器，能够输出较大的减速比，具有高刚性、大扭矩、稳定旋转力矩、高承载能力的特点。
法律状态法律状态公告日法律状态信息法律状态2020-04-07公开公开2020-04-07公开公开2020-05-01实质审查的生效实质审查的生效权利要求说明书少齿差行星减速器的权利要求说明书内容是....请下载后查看说明书少齿差行星减速器的说明书内容是....请下载后查看。
差速器计算说明书
学号******** 成绩课程设计说明书系别机电工程系专业汽车服务工程学号 ********姓名王硕指导教师杨卓题目名称汽车差速器设计设计时间 2012年 4月2012年 5 月 4 日目录1、任务说明书 (1)2、主减速器基本参数的选择计算 (2)2.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (2)2.2差速器中的转矩分配计算 (3)2.3差速器的齿轮主要参数选择 (3)3、差速器齿轮强度计算 (7)3.1主减速器直齿圆柱齿轮传动设计 (8)3.2校核齿面接触疲劳强度 (11)3.3 标准斜齿圆柱齿轮主要几何尺寸：表1-3-1 (13)4、半轴设计计算 (14)4.1结构形式分析 (14)4.2半轴计算 (16)4.3半轴花键计算 (17)5、差速器壳体 (19)6、变速箱壳体设计 (20)7、设计总结 (21)8、参考文献 (22)配图 (23)1、任务说明书车型 发动机Nmax 发动机MmaxI 档变比主传动比 驱动方案 发动机 19、I280kw/6000rmp140N.m/4500rmp 4.643.5≤i ≤4.2FF横置已知条件：(1)假设地面的附着系数足够大； (2)发动机到主传动主动齿轮的传动系数0.96w η=；(3)车速度允许误差为±3%；(4)工作情况：每天工作16小时，连续运转，载荷较平稳;(5)工作环境：湿度和粉尘含量设为正常状况，环境最高温度为30度； (6)要求齿轮使用寿命为17年（每年按300天计）； (7)生产批量：中等；(8)半轴齿轮，行星齿轮齿数，可参考同类车型选定，也可自己设计； (9)差速器转矩比4.1~15.1S =之间选取； (10)安全系数为35.1~2.1n =之间选取； (11)其余参数查相关手册；2、主减速器基本参数的选择计算发动机的最大转矩m N M .140max =，rmp n 4500=，发动机到主传动主动齿轮的传动效率0.96η=，安全系数n=1.3一档变比64.41=i ，本次设计选用主减速器传动比9.30=i 因此总传动比096.189.364.4012=⨯=⨯=i i i因此输出转矩316296.0140096.183.1max 20≈⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηM i n T N.m差速器转矩比S=1.1~1.4之间选取，这里取S=1.2轴最大转矩为b T ，半轴最小转矩为s T得到方程⎪⎩⎪⎨⎧=+=0TT T T T S s bs b解得：m N T mN T s b .1437.1725==2.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按题目已知条件，选用直齿圆柱齿轮传动。
少齿差行星齿轮传动原理
少齿差行星齿轮传动原理1.1 少齿差行星齿轮传动原理少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种。
由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副(它采用的是渐开线齿形，内外齿轮的齿数相差很小，简称为少齿差传动。
一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。
渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切T 作条件，受到了世界各国的广泛关注(成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。
1.1 2少齿差传动1.2 行星齿轮传动是动轴齿轮传动的一种主要方式，其最基本的形式是2K—H 型(即两个中心轮 a,b和个转臂 H)，如图 l所示，传动比为 iaH=1+Zh/Zn.它演变出两种典型的少齿差行星齿轮传动形式 (如图 2所示:K—H—V行星齿轮传动如图2(a)所示 (基本构件为中心轮 b、转臂H和构件V,当中心轮 b固定，转臂H主动，构件V从动时，传动比为iHg= - Zg/(Zb-Zg).。
把构件V 固定(转臂H主动，中心轮 b输出(如图2(b)所示,其传动比iHb=Zb/(Zb-Zg)。
为少齿差行星齿轮传动机构实质是一个由平面四连杆机构和内啮合齿轮副组成的齿轮连杆机构。
通过对不同构件作不同限制，可以设计出多种少齿差行星齿轮传动结构形式。
1.1.3 少齿差行星齿轮传动的特点少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(I)加工方便、制造成本较低渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮，不需要特殊的刀具与专用设备，材料也可采用普通齿轮材料料。
(2)传动比范围大，单级传动比为 10,1000以上。
(3)结构形式多样，应用范围广，由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上，也可以不在同一轴线上，所以能适应各种机械的需要。
(4) 结构紧凑、体积小、重量轻，由于采用内啮合行星传动，所以结构紧凑;当传动比相等时，与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比，体积和重量均可减少1/3,2,3。
少齿数齿轮减速器设计说明书
少齿数齿轮减速器设计e（e）指导教师：e[摘要]对齿轮传动装置发展趋势进行了研究,从少齿数齿轮设计的特点出发,导出了符合实际经验的计算公式，在公式中定量计入了综合滚动速度和齿面相对滑动系数对少齿数齿轮的影响，并对少齿数齿轮各项参数进行了系统的计算和校核,对减速器的箱体及附件进行了相应的结构设计。
[关键词]少齿数齿轮切向变位强度计算应力计算点The designing of gear with few teache(e)Tutor: eAbstract：On the development trend of gear transmission device are studied, from the characteristics of fewer teethed gear design，the calculation formula of practical experince was deduced，the synthesized rolling speed and the influence of relative sliding coefficient of tooth surface were counted quantitatively in the formulae，and the systemic calculation and check is used to the design of gear with few teach，and the corresponding structure of reducer box body with annex are designed.Keywords：gear with few teach Tangentmo dification Strength calculation Calculation point of stress目录1．前言 (1)2．齿根弯曲强度计算公式 ................... 错误!未定义书签。
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设计计算说明书在少齿差内啮合传动中，由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，在切削和装配时会产生种种干涉，以致造成产品的报废。
因此，在设计减速器内齿轮副参数的时候，需要对一些参数进行合理的限制，以保证内啮合传动的强度和正确的啮合。
同时要对一些主要零件进行强度校核计算。
2.1 减速器结构型式的确定选用卧式电机直接驱动，因传动比53.153＝总i ，传动i ＝153.53>100时，少齿差行星齿轮减速器有两种设计方案可供选择。
第一种是采用二级或多级的N 型少齿差行星齿轮减速器；第二种是采用内齿轮输出的NN 型少齿差行星齿轮减速器。
以下分别阐述其特点：图2-1图2-1为典型二级N 型少齿差齿轮减速器的传动原理简图，传动原理如下： 当电动机带动偏心轴H 转动时，由于内齿轮K 与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮做行星运动；又由于行星轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星轮绕偏心轴的中心所做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传递给输出轴，达到减速目的。
减速后的动力通过输出轴传递给中心轮1，而行星轮2绕中心轮1和3做行星反向低速运动，从而达到第二次减速。
此类减速器的优点是：2K-H(负号机构)这种传动机构制造方便、轴向尺寸小， K-H-V 型的机构效率较高，承载能力大，两者串联可实现大的传动比。
缺点是：因转速很高，行星轮将产生很大的离心力作用于轴承上，此机构设计计算复杂，销孔精度要求高，制造成本高，转臂轴承载荷大。
图1-3为典型的内齿轮输出的NN 型少齿差行星齿轮减速器，这种结构的减速器优点是：内齿轮输出的N 型少齿差行星减速器的结构简单，用齿轮传力，无需加工精度较高的传输机构；零件少，容易制造，成本低于上种型式；可实现很大或极大的传动比。
缺点是：传动比越大则效率也越低，为了减少振动需添加配重。
基于经济性方面因素考虑，采用第二种方案作为本次课题的设计方案。
2.2 确定齿数差和齿轮的齿数由《渐开线少齿差行星传动》表4-17可知，如齿数差增大，减速器的径向尺寸虽增大一些，但转臂轴承上的载荷可降低很多；并且由于齿轮直径的增大，从而可使轴承的寿命得到显著提高；此外，对减速器的效率、散热条件等也有了一定的改善。
因减速器传递的功率不大，决定采用三齿差。
齿数差 ： 3412Z Z Z Z Z d -=-＝＝331,Z Z 分别为双联行星齿轮的齿数；42,Z Z 分别为内齿轮的齿数。
错齿差 ： 31Z Z Z c -= ，取c Z ＝3～10，在这取值为5； 可按《机械设计手册:单行本.第11～14篇,机械传动》公式（13-6-2）计算，即 [])1(4)(2122总i Z Z Z Z Z Z Z c d c d c d --+++= []）（）（53.15315345353212-⨯⨯⨯-+++= 999.51=圆整得 522＝Z通过2Z 可计算其余的齿数分别为：1Z =49, 3Z =44, 4Z =47 。
由《机械设计手册:单行本.第11～14篇,机械传动》第13-436页传动比 公式验算，即cd c d Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z i ）（＝总++=-33324141)(把计算的数据代入上式进行验算得533333.153445247494749＝＝‘总⨯-⨯⨯i 与要求的总传动比相近。
所以本减速器的齿轮齿数为：1Z =49, 522＝Z ， 3Z =44, 4Z =472.3 模数的确定和内齿轮副的几何计算2.3.1 变位系数的选择和齿顶高系数的确定由《渐开线少齿差行星传动》表4-16初选啮合角'α=30°。
参照《渐开线少齿差行星传动》表VI-3选外齿轮变位系数分别为1x =1.0,0.13=x ，内齿轮变位系数分别为163.12=x ，158.14=x 。
压力角 α=20°齿顶高系数 *a h =0.752.3.2 确定模数(1). 输出轴转数 4n =min /77.953.1531500rad = (2). 行星轮相对转臂H 的转速H n 3 min /84.1591)150077.9(3433r Z Z n n n H H -=-=-= (3). 根据《渐开线少齿差行星传动》式（8-17）行星轮上的转矩公式'443319550B Z n PZ T T η⨯== 设输入轴上滚动轴承的效率'Bη=0.995,则 31T T ==995.04715004475.09550⨯⨯⨯ =682.886 m N . (4). 选择齿轮材料确定许用齿根弯曲应力行星轮选用40Cr 钢调质, HV =235232～,由《渐开线少齿差行星传动》图8-18中查得齿轮的平均弯曲极限应力1lim F δ=220 MPa 。
内齿轮选用40Cr 钢调质，HV =235232～，由《渐开线少齿差行星传动》图8-18中查得齿轮的平均弯曲极限应力2lim F δ=220 MPa 。
初步计算时，取模数m ≤5mm ，由《渐开线少齿差行星传动》图8-21中查得尺寸系数x Y =1，并取n Y =1，则许用齿根弯曲应力FP δ为行星轮n x F FP Y Y 1lim 1δδ==220 MPa内齿轮n x F FP Y Y 2lim 2δδ==220 MPa(5). 齿形系数行星轮的齿形系数由《渐开线少齿差行星传动》图8-11中查得1F Y =1.64。
内齿轮的齿形系数由《渐开线少齿差行星传动》表8-1中查得2F Y =1.78。
(6). 使用系数A K 和动载系数V K使用系数A K 因原动机是电动机，从动机工作平稳按《渐开线少齿差行星传动》表8-2中查得A K =1.00。
动载系数V K 在试算中，初步假设圆周速度=v 10m/s,并取齿轮的传动平稳性精度为8级，由《渐开线少齿差行星传动》图8-15中查得V K =1.1。
(7). 计算模数 因32F231F11009.8Y 1045.722064.1Y --⨯=<⨯==FP FP δδ 把内齿轮的齿形系数2F Y 和许用齿根弯曲应力2FP σ的值代入并取齿宽系数=ψd 0.2，按《渐开线少齿差行星传动》公式（8-26）计算，即m ≥322221FP d v A F Z K K Y T δψ⋅⋅⋅⋅⋅ 32220522.01.1178.1682886⨯⨯⨯⨯⨯= =2.33mm增大齿轮的模数，此方法使行星轮的直径增大，因此可以选用较大尺寸的轴承，并使转臂轴承上的载荷减小，因此能使转臂轴承的寿命提高。
根据上面的计算，采用标准模数3=m mm 。
计算圆周速度和验算动载系数等圆周速度v 为v =10006041⨯-⋅⋅Hn n Z m πs m /47.11=由《渐开线少齿差行星传动》图8-15中查得v K =1.106，与试算中采用的值相接近，又因模数m =3mm <5mm ，故尺寸系数也与试算中采用的值一致，所以上面计算的模数值不需要调整。
2.3.3 内齿轮副的几何计算(1). 标准中心距（以下计算公式都参考《渐开线少齿差行星传动》表4-20） mm Z Z m a 5.4)(212=-= (2). 中心距 mm a a 88.4cos cos ''==αα (3). 精确计算啮合角 ===88.420cos 5.4cos cos ''a a αα0.8665198 94.29'=α575955.0tan '=α053403.0'=αinv(4). 分离系数 1267.035.488.4'=-=-=m a a y (5). 反变位系数1267.00.1163.1121--=--=y x x σ＝0.0363 1267.00.1158.1432--=--=y x x σ=0.0313(6). 齿轮分度园直径mm mZ d 14749311=⨯==mm mZ d 15652322=⨯==mm mZ d 13244333=⨯==mm mZ d 14147344=⨯==(7). 基圆直径mm d d b 1348.13820cos 147cos 11=== αmm d d b 5920.14620cos 156cos 22=== αmm d d b 0394.12420cos 132cos 33=== αmm d d b 4967.13220cos 141cos 44=== α(8). 齿顶圆直径)22(1*11x h Z m d a a ++=＝)0.25.149(3++＝157.5mm)222(12*22σ-+-=x h Z m d a a=)0726.0326.25.152(3-+- mm 2602.158=)22(3*33x h Z m d a a ++=＝)0.25.144(3++＝142.5mm )222(24*44σ-+-=x h Z m d a a＝)0626.0316.25.147(3-+-＝143.2602mm(9). 齿顶压力角71.285.1571348.138arccos arccos 111===a b a d d α 139.222602.1582920.146arccos arccos 222===a b a d d α 49.295.142039.124arccos arccos 333===a b a d d α 352.222602.1434967.132arccos arccos444===a b a d d α 则 877046.0cos 1=a α, 547754.0tan 1=a α, 046670.01=a inv α926272.0cos 2=a α, 406852.0tan 2=a α, 020453.02=a inv α 870452.0cos 3=a α, 565514.0tan 3=a α, 050816.03=a inv α 924867.0cos 4=a α, 411183.0tan 4=a α, 021074.04=a inv α(10). 重合度的计算[]2211'1212tan tan tan )(21a a a Z Z Z Z αααπε-+-=＝)406852.052547754.049575955.03(21⨯-⨯+⨯π＝1.179578> 1 符合要求。
[]4433'3434tan tan tan )(21a a a Z Z Z Z αααπε-+-=＝)411183.047565514.044575955.03(21⨯-⨯+⨯π＝1.15942 > 1 符合要求。
(11). 验算齿廓重叠干涉22212156.6201)5.15721()21(mm d r a a =⨯==22222257.6261)2602.15821()21(mm d r a a =⨯== 22232356.5076)5.14221()21(mm d r a a =⨯== 22242487.5130)2602.14321()21(mm d r a a =⨯== 222'81.2388.4mm a ==21'6.7685.15788.42mm r a a =⨯= 22'31.7222602.15888.42mm r a a =⨯=23'4.6955.14288.42mm r a a =⨯=24'11.6992602.14388.42mm r a a =⨯=047099.06.76881.2356.620157.62612cos 1'2'21221=--=--=a a a r a a r r δ 52368.11=δ弧度108532.031.77281.2356.620157.62612cos 2'2'21222=+-=+-=a a a r a a r r δ 46205.12=δ弧度0438596.04.69581.2356.507687.51302cos 3'2'23243=--=--=a a a r a a r r δ 52692.13=δ弧度111742.011.69981.2356.507687.51302cos 4'2'23244=+-=+-=a a a r a a r r δ 45882.14=δ弧度)()()(222'1211112δααδα+--++=a a s inv Z inv Z Z inv Z G＝)46205.1020453.0(52053403.03)52368.1046670.0(49+⨯-⨯++⨯ ＝0.017203 >0 符合要求。