某设备上采用一台K-H-V（N）型渐开线少齿差行星齿轮减速器，要求传动i²_HV=-28，输入轴转速n₁=1500r/min，输出额定转矩T₂=600N·m，工作平稳。

（1）齿数和模数的确定 根据结构要求和同类型产品类比，采用两齿差z_∑=z₂-z₁=2，z₂=58，z₁=56，模数m=3mm。用一个行星轮，即行星架（转臂）是单偏心。输出机构采用浮动盘式。

（2）主要零件的材质和齿轮精度 主要零件的材质和齿轮精度见表12-10。

表12-10 主要零件的材质和齿轮精度

（3）几何参数计算

1）取齿顶高系数h_a^∗=0.6，初选啮合角α′=35.5°，则中心距

取a′=3.46mm。

2）啮合角

3）确定重合度的预期值[ε_a]=1.10，G_s的预期值[G_s]=0.050，变位系数的初始值x₁（1）=0，则内齿轮的变位系数x₂（1）为

4）分度圆直径为

d₁=mz₁=3mm×56=168mm

d₂=mz₂=3mm×58=174mm

5）齿顶圆直径为

d_a1=d₁+2m（h_a^∗+x₁）=168mm+2×3mm×（0.6+0）=171.60mm

d_a2=d₂-2m（h_a^∗-x₂）=174mm-2×3mm×（0.6-0.2149）=171.69mm

6）齿顶圆压力角为

7）验算重合度

重合度小于预期值的要求，必须按[ε_α]的要求用迭代法重新确定变位系数。

8）重新确定几何参数

9）重新验算重合度

已满足预期值的要求。

10）验算齿廓重叠干涉

已满足规定的要求。

（4）插齿刀参数计算

1）齿数z₀=34，模数m=3mm。

2）齿顶高系数h^∗_a0=1.25。

3）分度圆直径d₀=mz₀=3mm×34=102mm

4）顶圆直径d_a0=d₀+2m（h^∗_a0+x₀）=102mm+2×3mm×（1.25+0.337）=111.522mm

以上参数按GB/T 6081—2001选用碗形直齿插齿刀。

（5）内齿轮根圆直径计算

1）插齿刀与内齿轮的啮合角

2）插齿加工中心距

3）内齿轮根圆直径

d_f2=2α₀′₂+d_a0=2×35.148mm+111.522mm=181.818mm

（6）强度计算

1）转臂轴承寿命计算。轴承额定寿命（h）为

式中　C——额定动载荷，选用单列深沟球轴承311，C=55200N；

P——动载荷，；

n——轴承转速，；

ε——寿命系数，对于深沟球轴承，ε=3。

可满足使用。(www.daowen.com)

2）销轴受力计算。销轴所受的力为

式中　D_s——销轴分布圆直径，D_S=140mm。

3）销轴的弯曲应力计算。销轴材料为GCr15，淬火硬度56～60HRC，销轴的弯曲应力

式中　d_s——销轴直径，d_s=12mm；

l——悬臂长度，l=8mm。

4）销套与浮动盘平面的接触应力

式中 L_H——销套与滑槽接触宽度，L_H=9mm；

d′——滚子外径，d′=36mm；

[σ]_H——许用接触应力，[σ]_H=1400MPa。

5）齿轮弯曲强度计算

①行星轮。齿轮弯曲应力σ_F

式中 F_t——端面内分度圆上的名义切向力，；

b——工作齿宽，b=29mm；

K_A——使用系数，K_A=1；

K_V——动载系数，K_V=1.01；

Y_F——齿形系数，Y_F=1.77；

Y_ε——重合度系数，Y_ε=0.45。

齿轮弯曲强度安全系数S_F计算

式中 σ_Flim——试验齿轮的弯曲疲劳极限，σ_Flim=250MPa；

Y_N——弯曲强度的寿命系数，Y_N=1；

Y_s——应力修正系数，Y_s=1；

Y_x——尺寸系数，Y_x=1；

S_Fmin——弯曲强度最小安全系数，S_Fmin=1。

因此。

②内齿轮。齿轮弯曲应力σ_F计算

因此

齿轮弯曲强度安全系数S_F计算

式中，σ_Flim=240MPa

因此

（7）传动效率计算

1）啮合效率

①一对内啮合齿轮的效率η^H。

由式（10-7）计算转化机构的啮合效率

式中　

取μ_s=0.1

则

②减速器的啮合效率

2）计算输出机构的效率η_W。此传动采用浮动盘式输出机构，其输出机构的效率η_W。取η_W=0.98。

3）转臂轴承、输入轴轴承和输出轴承的效率分别取

η_BC=0.985，η_Bi=0.995，η_Bo=0.995

搅动润滑油的损耗效率暂略不计。

4）减速器的总效率η：

η=η_M1η_Wη_BCη_Biη_Bo

=0.994×0.98×0.985×0.995×0.995

=0.95