【文章內(nèi)容簡介】 (5)必須保證不產(chǎn)生齒頂干涉和齒廓重疊干涉，應(yīng)滿足GsO；(6)避免內(nèi)、外齒輪沿徑向移動(dòng)發(fā)生的徑向干涉等；(7)保證重合度大于1；(8)為了保證漸開線齒廓，內(nèi)齒輪的齒頂圓必須大于基圓；(9)為了避免輪齒的磨損，內(nèi)、外齒輪的齒頂不得變尖，并且要有足夠的厚度，齒頂厚度必須大于()cm。，必須滿足內(nèi)嚙合齒輪副的重合度1 （26）公式 da1——外齒輪齒頂圓直徑；da2——內(nèi)齒輪齒頂圓直徑；——壓力角20度；——外齒輪齒數(shù)z1=57；——內(nèi)齒環(huán)板上的內(nèi)齒輪齒數(shù)z2=60；Gs——齒廓重疊干涉系數(shù)。由公式（26）可知,在、和一定時(shí)，變位系數(shù)尤xl和x2的變化直接影響到嚙合角了的大小。嚙合角是變位系數(shù)的函數(shù)，變位系數(shù)義xl、x2的選擇問題，實(shí)質(zhì)上是決定三環(huán)減速器能否消除干涉現(xiàn)象的問題。對(duì)于一對(duì)嚙合齒輪，可把變位系數(shù)xx2視為自變量，而把自己確定的參數(shù)作為常量，即限制條件是變位系數(shù)的函數(shù)。因此，滿足兩個(gè)主要限制條件的問題便可歸結(jié)為求合適的變位系數(shù)的問題。把變位系數(shù)x:、x2取為獨(dú)立變量，把嚙合角取為中間變量，求解方程組就可以得出變位系數(shù)xx2的值。由于限制條件中有許多超越方程，直接求解變位系數(shù)是非常困難或是不能求解的。因此，下面用逐步逼近的迭代方法來求得同時(shí)滿足兩個(gè)限制條件的變位系數(shù)。計(jì)算步驟如下:(l)要求達(dá)到==，Gs=[Gs]=。和分別為設(shè)計(jì)要求達(dá)到的三環(huán)減速器內(nèi)嚙合的重合度和齒廓重疊干涉系數(shù)。(2)確定、xl及x2①初選為20度、。少齒差所選擇的齒頂高系數(shù)ha*沒有統(tǒng)一的規(guī)定。但是應(yīng)該考慮到采用短齒和變位相結(jié)合的方式才是避免干涉出現(xiàn)的最好辦法。研究表明，齒頂高系數(shù)選擇合適，嚙合角就隨著降低，對(duì)提高嚙合效率和行星輪軸承壽命有利。②根據(jù)計(jì)算取的初始值對(duì)=,計(jì)算幾何尺寸及參數(shù)。模數(shù)為m=9mm。=m=9x57=513mm=m=9x60=540mma=m(z2z1)/2=9x(6057)/2=顯然需要根據(jù)得出的數(shù)值按上述步驟進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，最后得到的計(jì)算結(jié)果如下所示:m=9,。傳動(dòng)比進(jìn)行軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)及校核時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸所承受的具體載荷及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。(1)初步確定輸出軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑可按照以下公式來確定。 (27) (28)式中 T——軸傳遞的扭矩(N mm)；D——計(jì)算軸剖面處的直徑(mm)；P——軸傳遞的功率(k w)；C——計(jì)算常數(shù)，取C=100118；n1——輸入軸的轉(zhuǎn)速（n1=500 r/min）；n2——輸出軸的轉(zhuǎn)速(r/min)；i——傳動(dòng)比，i=n1/n2,(i=19)；——軸的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(M Pa)。根據(jù)本設(shè)計(jì)給出的已知條件帶入公式計(jì)算比較合適，得到軸的最小直徑:考慮到軸上有一個(gè)鍵槽，直徑可加大4%7%，考慮到安全性，取=180mm。(2)輸出軸的結(jié)構(gòu)布置方案輸出軸采用實(shí)心軸的形式，因?yàn)檩S的直徑與齒輪分度圓直徑相差很大，所以齒輪和輸出軸之間用鍵來配合的這種結(jié)構(gòu)，按照上式初步確定所計(jì)算截面處軸的直徑，同時(shí)進(jìn)行軸的其他部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。為了便于軸上零件的裝拆，將輸出軸制成階梯軸，三塊內(nèi)齒板與輸出軸外齒輪嚙合處選擇同樣的直徑，便于加工制造。為使內(nèi)、外齒輪的嚙合正常進(jìn)行，外齒輪的寬度應(yīng)該大于兩端最外側(cè)內(nèi)齒環(huán)板3—10mm。軸上定位采用軸肩和定距環(huán)相結(jié)合的方式。軸的兩端采用滾動(dòng)軸承固定于減速器箱體。動(dòng)力輸出端設(shè)計(jì)一個(gè)鍵槽通過鍵與工作機(jī)相連接具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件圖。圖(21)是輸出軸的三維實(shí)體模型圖。(3)輸出軸的強(qiáng)度校核根據(jù)齒輪模數(shù)和齒數(shù)，分度圓直徑為513mm，輸出軸的受力分析如圖（22）、（23）、（24）、（25）所示，得: 。為每個(gè)嚙合齒輪所受的嚙合力，也就是輸出軸上的外齒輪所受環(huán)板作用力的總和。根據(jù)嚙合力的變化規(guī)律，在工況角時(shí)，每塊內(nèi)齒環(huán)板所受的嚙合力最大，也就是嚙合齒輪所受的嚙合力最大，為最危險(xiǎn)工況，所以選擇。進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核。 （29）由上式得：[P* (513/2) *cos20]=2674NmP=圖21輸出軸的三維實(shí)體造型圖將軸上的力先平移到輸出軸的軸線上，后沿水平和豎直兩個(gè)方向分解得: 其余兩個(gè)環(huán)板施加的力與第一塊環(huán)板施加的力相差120度，則對(duì)應(yīng)的有:由于三塊內(nèi)齒環(huán)板的受力情況相同，因此只拿其中一塊環(huán)板校核即可。當(dāng)時(shí)，作用在與第一、二、三內(nèi)齒環(huán)板相嚙合的外齒輪上的嚙合力分別為： 上式中正(負(fù))號(hào)表示該力與坐標(biāo)軸正向相同(相反)。根據(jù)上述數(shù)值畫出輸出軸在豎直平面內(nèi)的受力圖如圖22所示。豎直平面的約束反力:由平面力系的平衡方程： 得到軸承處得約束反力：圖23是輸出軸在豎直平面內(nèi)的彎矩圖。豎直平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值:圖24是輸出軸在水平平面內(nèi)的受力圖。由平面力系的平衡方程: 解得輸出軸在水平平面內(nèi)的軸承約束反力:圖25是輸出軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖。水平平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值為:圖22輸出軸在豎直平面內(nèi)的受力圖圖23輸出軸在豎直平面內(nèi)的彎矩圖圖24 輸出軸在水平平面內(nèi)的受力圖圖25輸出軸在水平平面內(nèi)的彎矩圖由彎矩圖得3截面的合成彎矩為經(jīng)比較得知，輸出軸上的最大彎矩： 扭矩最大值為2764Nm。由此可知，最危險(xiǎn)截面在2或3處，其軸的強(qiáng)度校核應(yīng)采用： （210）或 （211）公式進(jìn)行驗(yàn)算。式中 ——軸計(jì)算截面上的工作應(yīng)力(MPa)；——軸的直徑(mm)，輸出軸采用實(shí)心軸的形式；——軸計(jì)算截面上的合成彎矩(Nmm)；——軸計(jì)算截面上的扭矩(Nmm)；——根據(jù)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力變化性質(zhì)而定的校正系數(shù):；——許用疲勞應(yīng)力(MPa)，45鋼調(diào)質(zhì)。因此根據(jù)輸出軸的受力狀態(tài)，輸出軸所受的最大彎矩及該截面上的扭矩，帶入公式可得出輸出軸在2截面處的最小軸徑為:輸出軸在3截面處的最小軸徑為輸出軸零件圖上所取的輸出軸的所有軸徑都大于這兩個(gè)數(shù)值，輸出軸的軸徑滿足強(qiáng)度要求。 根據(jù)三環(huán)減速器傳動(dòng)的特點(diǎn)，輸入軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)需根據(jù)行星軸承來設(shè)計(jì)其結(jié)構(gòu)尺寸，根據(jù)其工作性質(zhì)，行星軸承應(yīng)選擇短圓柱滾子軸承。而行星軸承是三環(huán)減速器的一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)，主要原因有以下兩點(diǎn)：作用在齒輪上的力完全由行星軸承承受，而行星軸承又安裝在轉(zhuǎn)速較高的輸入軸上，因此行星軸承處于高速重載條件下工作，行星軸承的疲勞壽命是三環(huán)減速器設(shè)計(jì)中一個(gè)重要的制約因素；三環(huán)減速器屬于少齒差行星減速器，其結(jié)構(gòu)緊湊，行星軸承的尺寸受到內(nèi)齒板結(jié)構(gòu)的限制，不能做的很大?？紤]到內(nèi)齒板的結(jié)構(gòu)，在設(shè)計(jì)初始假定行星軸承的名義外徑為： （212）查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用圓柱滾子軸承的型號(hào)為GB/T 2832007,其內(nèi)徑為d=150mm。選定了行星軸承后，就可以根據(jù)行星軸承的內(nèi)徑d 確定輸入軸的直徑了。考慮到輸入軸、偏心套、行星軸承三者的裝配關(guān)系，必須保證輸入軸和行星軸承之間的偏心套具有足夠的壁厚見圖（26），使得 圖26 偏心套示意圖三環(huán)減速器偏心套的偏心距為： （213）在齒輪模數(shù)和嚙合角確定的情況下。另一方面，傳動(dòng)比i與齒數(shù)差存在對(duì)應(yīng)關(guān)系。綜合考慮后，對(duì)于傳動(dòng)比i≤，設(shè)計(jì)偏心套的厚度為，由于i=19，故而輸入軸初始直徑為： （214）d是行星軸承的內(nèi)徑，d=150mm。所以輸入軸的初始直徑d=75mm, 由于三環(huán)減速器三相內(nèi)齒板互成120度，各相齒輪嚙合力在整個(gè)平面內(nèi)互相抵消，輸入軸、支承軸和輸出軸的軸端支承軸承受到的載荷不大，因此在設(shè)計(jì)中選用深溝球軸承。另一方面，三環(huán)減速器的輸入軸除了軸伸部分外，主體結(jié)構(gòu)可以設(shè)計(jì)為光軸，如圖（27）所示。圖27 輸入軸示意圖因?yàn)檩S上有三個(gè)鍵槽，適當(dāng)加大最小軸徑1015%?？梢匀?0mm以上即可。(2)輸入軸的結(jié)構(gòu)布置方案考慮到輸入軸是動(dòng)力輸入端，有一個(gè)與聯(lián)軸器相連接的鍵槽，另外與三片內(nèi)齒環(huán)板相連接的地方有三個(gè)沿著圓周方向分別間隔120度分布的鍵槽，因此，取輸入軸最小直徑為80mm便于軸上零件的裝拆，將齒輪和輪轂之間通過鍵來連接，軸上定位采用隔環(huán)和定距環(huán)相結(jié)合的方式。更具受力的方向輸入軸兩端處采用圓錐滾子軸承固定于減速器箱體而輸出軸的兩端采用深溝球軸承固定于減速器箱體。輸入軸的具體結(jié)構(gòu)及尺寸見零件圖。圖（28）是三環(huán)減速器輸入軸的三維造型。(3)輸入軸的裝配工序輸入軸一側(cè)箱體軸承(以下簡稱箱體軸承)軸端定距環(huán) “鍵偏心套行星軸承第一塊內(nèi)齒環(huán)板分軸間定距環(huán)” 重復(fù)鍵到安裝第二、第三塊內(nèi)齒環(huán)板軸端定距環(huán)今輸入軸另一側(cè)箱體軸承。圖（29）是三環(huán)減速器輸入軸與偏心套和行星軸承裝配的三維造型圖。(4)輸入軸的強(qiáng)度校核輸入軸的受力圖如圖（29）所示。在危險(xiǎn)工況下行星軸承作用于輸入軸上的力分別為 正負(fù)號(hào)表示受力的正負(fù)向。①輸入軸的約束反力求解及各個(gè)關(guān)鍵截面的彎矩值根據(jù)上述數(shù)值將輸入軸在豎直平面的受力情況畫出，如圖（210）所示，由平面力系平衡方程得: 解得其約束反力：圖（211）是輸入軸在豎直平面內(nèi)的彎矩圖。豎直平面內(nèi)拐點(diǎn)的彎矩值: