【文章內(nèi)容簡介】 此必須對設(shè)計的齒輪必須進(jìn)行干涉條件校核。干涉條件包括：（1） 齒輪輪廓的重迭干涉（2） 內(nèi)外齒輪的徑向干涉（3） 節(jié)點的吃定干涉（4） 用插齒刀插制齒輪產(chǎn)生的頂切（5） 用滾刀加工產(chǎn)生的根切（6） 內(nèi)齒圈的齒頂與插制/滾切外齒輪根部的過渡曲線干涉（7） 內(nèi)齒輪頂部為漸開線 切削內(nèi)齒輪插齒刀的選擇 根據(jù)《齒輪傳動設(shè)計手冊》表736可知：齒數(shù)Z0=10（GB/T 60812001）變位系數(shù)X0=齒頂高系數(shù)（ha*）0=齒頂圓直徑為（da）0= 徑向切齒干涉 因為本設(shè)計中的Xb為負(fù)則需要進(jìn)行計算驗證 齒輪的參數(shù)為：齒數(shù)Zb=26 變位系數(shù)Xb= 齒頂系數(shù)ha*=內(nèi)齒輪齒頂圓直徑為（da）b=cos（αa）b=mzbcosα/(da)b=326=所以 （αa）b=176。 inv(αa)b=176。176。176。=所以cosαa0=mz。cosα(da)0=310cos20176。=所以 αa0=176。所以 invαa0=invα0b=invα+2tanα(XbX0)zbZ0 invα0b=inv20176。+2tan20176。()2610=α0b=176。γ0=arcsin21[cosαa0cosαab]21[Z0Zb]2=arcsin21[]21[1026]2=176。invγ0=γb=arcsin2[cosαabcosαa0]21[ZbZ0]21 γb=arcsin2[,15]21[2610]21=176。invγb=所以γ0+invαa0invα0bZbZ0[γb+invαabinvα0b]=176。+[+]=.0所以不會發(fā)生干涉 插齒嚙合角（α0）b 在用插齒刀加工內(nèi)齒輪時不能出現(xiàn)插齒嚙合角（α0）b為負(fù)的情況，本設(shè)計在選擇插齒刀時已經(jīng)考慮過該因素。選擇Z0=10，invα0b=0因此滿足要求。 切削內(nèi)齒輪其他限制條件檢查 展成頂切干涉 當(dāng)Z0,X0太小時有可能會產(chǎn)生展成頂切干涉，因此應(yīng)滿足下式：Z0Zb[1tan（αa）btan（α0）b]≥0176。176。=0所以不會發(fā)生干涉。 ．2 齒頂必須是漸開線因(db)b=(da)b=所以是漸開線。 ．3 切削外齒輪的限制條件 外齒輪用滾切法加工，需要檢查是否出現(xiàn)根切：ha*ZminZCZmin=102510=XC=因此不會產(chǎn)生根切。 內(nèi)嚙合的其他限制條件 漸開線干涉 按《齒輪傳動設(shè)計手機》表735中的公式檢查ZCZb1tanαabtanα≥0176。tan40176。=0 外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒根的過渡曲線干涉 按《齒輪傳動設(shè)計手機》表735中的公式檢查ZCtanαactanα+Zbtanαtanα0b+z0[tanα0btanαa0]≤0式中外齒輪的齒頂壓力角為：αac=arccos?[mZCcosαdac]=arccos?[325cos20176。]=所以：25176。tan49176。+26tan49176。176。+10[176。]≤0≤0因此無外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒根的過渡曲線干涉。 內(nèi)齒輪齒頂與外齒輪齒根的過渡曲線干涉根據(jù)《齒輪傳動手冊》表735中的公式檢查ZCtanαtanα+Zbtanαtanαab4(ha*Xc)sin2α≤025tan20176。tan49176。+26tan20176。176。4(—)sin40176。≤00因此無內(nèi)齒輪齒頂與外齒輪齒根的過渡曲線干涉。 頂隙檢查 外齒輪齒根與內(nèi)齒輪齒底之間的間隙C1=γabαγfc式中 α=αcosαcosα=cos20176。cos49176。=γfc=dc2mha0*Xc=7523+=故：C1== 內(nèi)齒輪齒根與外齒輪齒底之間的間隙C2=rfbracαa0b=a0bcosαcosα0b=m(ZbZ0)cosα2cosα0b=3(2610)cos20176。2176。=176。故：rfb=a0b+ra0=+=因此：C2=﹒=經(jīng)過上述的計算和描述并且經(jīng)過必要的驗算與查表核對可以得出以下的數(shù)據(jù)外齒輪的相應(yīng)參數(shù)齒數(shù)z=25模數(shù)m=3齒形角α=20176。齒頂高系數(shù)ha*=變位系數(shù)x1=精度等級（GB1009588）8GK齒距累積誤差Fp=齒圈徑向跳動公差Fr=公法線長度變動公差Fw=齒距極限偏差177。fpt=177?；?jié)極限偏差177。fpb=177。齒向誤差Fβ=配嚙齒輪齒數(shù)z’=26中心距離a′=內(nèi)齒輪的相應(yīng)參數(shù)齒數(shù)z=26模數(shù)m=3齒形角α=20176。齒頂高系數(shù)ha*=變位系數(shù)x1=精度等級（GB1009588）8GK齒距累積誤差Fp=齒圈徑向跳動公差Fr=公法線長度變動公差Fw=齒距極限偏差177。fpt=177?；?jié)極限偏差177。fpb=177。齒向誤差Fβ=配嚙齒輪齒數(shù)z′=25中心距離a=第五章 強度計算 轉(zhuǎn)臂軸承壽命計算 轉(zhuǎn)臂軸承是少齒差行星齒輪減速器的一個薄弱環(huán)節(jié)，其原因可大致總結(jié)為以下幾點：1. 作用在行星輪上的所有力都被轉(zhuǎn)臂軸承承受，而轉(zhuǎn)臂軸承又裝在輸入軸上，因此軸承的轉(zhuǎn)速很高，所以轉(zhuǎn)臂軸承處于高速重載荷下工作，減速器所能傳遞的功率往往受到轉(zhuǎn)臂軸承受極限限制。2. 由于受到少齒差減速器結(jié)構(gòu)緊湊的限制，軸承的尺寸大小也受到限制。以下為軸承的壽命計算：軸承額定壽命：Lh=500fnε式中：fn—壽命系數(shù)fh=cfnpfp=72600=P—動負(fù)荷，P=FR=T2rbc=2800= C—額定動負(fù)荷，選用單列向心球軸承33113，C=72600N； fp—工作情況系數(shù)，fp=fp1fp2fp3=1=； fp1—負(fù)荷性質(zhì)系數(shù)，選?。? fp2—齒輪系數(shù)，=~；~1取fp2=~；此處取fp2=； fp3—安裝部位系數(shù)，非調(diào)心軸承裝于行星輪體內(nèi)，fp3=~，故取fp3=； f3—速度系數(shù)f3=3313n13=3313161213=； n—軸承轉(zhuǎn)速，n=nHnc1zczbzc=15501252625=1612； —壽命指數(shù)，對球軸承?=3。則壽命為 Lh=500fhz=500=5939h 銷軸受力 參看圖51 F2=T2Dw=8001000175=4571N 銷軸的彎曲應(yīng)力 銷軸材料為GCr15，硬度58~64HRC σF==4517153=108MPaσFP=150~200MPa 銷套與浮動盤平面的接觸應(yīng)力 σH=190FCbr1=1904517921=934MPaσHP=1000~1200MPa第六章 效率計算 嚙合效率 一對內(nèi)嚙合齒輪的效率 由《齒輪傳動手冊》中式（787）得 εac=zc2πtanαactanα=252π176。tan49176。=所以 EC===又由《齒輪傳動手冊》中式（788）得 εab=Zb2πtanαtanαab=262πtan49176。176。=所以 Eb===按內(nèi)齒輪插齒，外齒輪磨齒時齒廓摩擦因數(shù)，取。由《齒輪傳動手冊》中式（786）得 ηNH=1πμE1ZC1Zb(EC+Eb)=+= 行星機構(gòu)的嚙合效率 本設(shè)計中，由《齒輪傳動手冊》中式（784）得 ηHVb=（ZbZc）ηNHZbZcηNH== 輸出機構(gòu)的效率 因采用浮動盤輸出機構(gòu)，由《齒輪傳動手冊》中式（792）得 ηWH=11+2μwaπRw 取摩擦因數(shù)，中心距，銷軸中心圓半徑，則 ηWH=11+2=故輸出機構(gòu)效率，由式（789）得 ηWHVb=(ZbZc)ηWHZbZcηWH=2625= 轉(zhuǎn)臂軸承效率 由《齒輪傳動手冊》中式（794）得 ηB=1μBdnmzdcosα 滾動軸承摩擦因數(shù)μB=，dn為軸承內(nèi)徑，313軸承dn=65mm，模數(shù)m=3，Zd=1，α=20176。 ηB=6531COS20176。= 總效率 由《齒輪傳動手冊》中式（783）得