【正文】 =Zb2πtanαtanαab=262πtan49176。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。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。fpb=177。fpt=177。齒向誤差Fβ=配嚙齒輪齒數(shù)z’=26中心距離a′=內(nèi)齒輪的相應參數(shù)齒數(shù)z=26模數(shù)m=3齒形角α=20176?；?jié)極限偏差177。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。=176。=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。 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。4(—)sin40176。+26tan20176。 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。+10[176。+26tan49176。]=所以：25176。tan40176。 ．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。=0所以不會發(fā)生干涉。 切削內(nèi)齒輪其他限制條件檢查 展成頂切干涉 當Z0,X0太小時有可能會產(chǎn)生展成頂切干涉，因此應滿足下式：Z0Zb[1tan（αa）btan（α0）b]≥0176。+[+]=.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為負的情況，本設(shè)計在選擇插齒刀時已經(jīng)考慮過該因素。invγ0=γb=arcsin2[cosαabcosαa0]21[ZbZ0]21 γb=arcsin2[,15]21[2610]21=176。()2610=α0b=176。所以 invαa0=invα0b=invα+2tanα(XbX0)zbZ0 invα0b=inv20176。cosα(da)0=310cos20176。176。 inv(αa)b=176。根據(jù)《機械設(shè)計手冊第三卷》可以知道，為平穩(wěn)傳動避免干涉，應保證εα1，因此必須對設(shè)計的齒輪必須進行干涉條件校核。的計算根據(jù)《機械設(shè)計手冊》中介紹的牛頓法迭代有：xc1=xb1=所以：α39。racrabsinδ1sinδ2[zcrab2sinδ2cosδ1δ2zbrac2sinδ1cosδ1]2tanα] = （417?Gs?xb=2sinαabcosα+ma39。齒廓重迭干涉系數(shù)為：Gs=zc[lnvαac+δ1]+zbzclnvα39。]} /2π因為 (412) =176。]26[176。}/(2π) (411) ={25*[176。 (49)10 齒輪嚙合中心距為a=m(zbzc)/2=3*(2625)/2= (410)a=11 齒輪副的重合度為εa={zc[tanαactanα39。lnvα2tanα+xc0 =（2625）ln49ln202tan20+0 = （46）7外齒輪齒頂圓直徑為（da）b=m(zb+2ha+ 2xb(0))=3*(26+2*+2*)= （47）8外齒輪齒頂圓嚙合角為（αa）c=arccos[(db)c/(da)c]= arccos[]= 176。= （43）4內(nèi)齒輪節(jié)圓直徑為（db）b= db cosα=78* cos20176。 嚙合角、變位系數(shù)的確定 按照《機械設(shè)計手冊第三卷》中，—35齒數(shù)差齒頂高系數(shù)重合度齒廓重疊干涉驗算值嚙合角1由上表預假設(shè)重合度為εa= Gs= 嚙合角α= ha=齒形角α=20176。浮動盤：GCr15淬火，55_60HRC。行星齒輪c帶有一個輸出軸v，v將減速后的轉(zhuǎn)速輸出去。這樣當H轉(zhuǎn)動帶動行星齒輪c轉(zhuǎn)動時，b不會轉(zhuǎn)動，齒輪c就做行星運動。此結(jié)構(gòu)為典型的一齒輪減速器，具有結(jié)構(gòu)小、體積小、傳動效率高、可靠性高壽命長等特點。少齒差行星齒輪傳動具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)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、機床、起重運輸、電工機械、儀表、化工、農(nóng)業(yè)等許多領(lǐng)域,少齒差行星齒輪傳動有著廣泛的發(fā)展前景。齒輪傳動技術(shù)是機械工程技術(shù)的重要組成部分,在一定程度上標志著機械工程技術(shù)的水平,因此,齒輪被公認為工業(yè)和工業(yè)化的象征。發(fā)展趨勢：世界各先進工業(yè)國，經(jīng)由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設(shè)計上日益完善，制造技術(shù)不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。（3）采用遺傳算法模擬生物自然進化過程來搜索少齒差傳動參數(shù)的最優(yōu)解。（2）通過對對平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題動平衡進行研究,以有限元彈性接觸分析理論為基礎(chǔ),建立了平行動軸少齒差傳動多齒接觸問題時的有限元分析模型,提出了一種對研究平行動軸少齒差傳動內(nèi)齒輪副嚙合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。圖23國內(nèi)外學者在齒形分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、接觸分析、結(jié)構(gòu)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(shù)進行減速器各主要部件的實體建模、仿真、干涉檢查等,縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期,并應用到產(chǎn)品的設(shè)計中,取得了許多有價值的成果。兩根互相平行且各具有三個偏心軸徑(或偏心套)的高速軸2,動力通過其中任一或兩軸同時輸入,三片連桿行星齒板(內(nèi)齒輪)1通過軸承裝在高速軸上, 外齒輪的軸3為低速軸,其軸線與高速軸2軸線平行,高、低速軸均通過軸承支承在機體上。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)、三齒環(huán)及四環(huán)等結(jié)構(gòu)形式的減速器。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(nèi)齒行星齒輪傳動。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。1985年重慶鋼鐵設(shè)計院提出了平行軸式少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動———三環(huán)減速器,但是這種減速器要在一根曲軸上要安裝三片內(nèi)齒板,需制成偏心套機構(gòu),存在著結(jié)構(gòu)復雜、加工分度精度要求高、曲軸聯(lián)接結(jié)構(gòu)表面產(chǎn)生微動磨損、三套互為120176。（2）另外,這種傳動不需要輸出機構(gòu),還可實現(xiàn)平行軸傳動,效率高,適用性強。這些創(chuàng)造性的工作與成就,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。1960年制成第一臺二齒差漸開線行星齒輪減速器,功率為16kW,用于橋式起重機的提升機構(gòu)中。這種獨特的“雙曲柄輸入少齒差傳動機構(gòu)”得到國內(nèi)外同行的高度評價。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。從60年代初開始,國外就開始探討圓弧少齒差傳動,到70年代中期,日本就已經(jīng)開始進行圓弧少齒差行星減速器的系列化生產(chǎn)。 KHV行星齒輪的現(xiàn)狀及發(fā)展方向 雖然從1960年代以后,漸開線少齒差傳動才得到迅速的發(fā)展，但是早在1949年,蘇聯(lián)學者就從理論上解決了實現(xiàn)一齒差傳動的幾何計算問題。，且必須采用變位齒輪。同時由于主動軸與從動軸的同軸性好，便與裝配等優(yōu)點。 KHV行星齒輪的特點 KHV行星齒輪的傳動比： 圖22n2nHn1nH=z1z2因n1=0，解得：i2H=1z1z2=z2z1z2=z1z2z2故：iHV=iH2=1i2H=z2z1z2由上式可以看出，兩齒輪的齒輪差越小而傳動比就會越大。但是，當內(nèi)齒輪副的齒數(shù)差小到一定程度時，將會發(fā)生不在嚙合