自动洗衣机行星齿轮减速器的设计

自动洗衣机行星齿轮减速器的设计 本科 毕业论文 毕业论文答辩ppt模板下载毕业论文ppt模板下载毕业论文ppt下载关于药学专业毕业论文临床本科毕业论文下载 ,设计, 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 ,设计, 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目:自动洗衣机行星齿轮 减速器的设计 学生姓名: 所在院,系,: 机 电 学 院 所学专业: 机电技术教育 导师姓名: 完成时间: 摘 要 本文是有关一种自动洗衣机减速离合器内部减速装臵行星轮系减速器的设计。行星轮减速其实就是应用齿轮减速的原理,它有一个轴线位臵固定的齿轮叫中心轮或太阳轮,在太阳轮边上有轴线变动的齿轮,即一方面作自转另一方面又作公转的齿轮叫行星轮,行星轮有支持构件叫行星架,通过行星架将动力传到轴上,再传给其它齿轮。它们由一组若干个齿轮组成一个轮系～只有 一个原动件,这种周转轮系称为行星轮系。 关键词:行星轮系减速器～行星轮～中心轮,太阳轮,～行星架 The Design of Planet Gear Reducer to Automatic Washing Machine Abstract This paper is the related one kind of automatic washer decelerates the coupling interior decelerating device planet gear train reduction gear the design. The planetary gear decelerates is actually applies the gear reduction the principle, it has a spool thread position fixed gear to be called the central ring or the sun gear,one hand the gear nearby the sun gear which the spool thread changes, on the other hand on the one hand namely makes the rotation to make the revolution the gear auction house spider, the planetary gear has the support component to be called the planet carrier, passes to on the axis through the planet carrier the power, again passes to other gears.They are composed a gear train by group of certain gears, only then original moving parts, this kind of epicyclic train is called the planet gear train. Keywords: Planet gear train reduction gear, planetary gear, central ring (sun gear), planet carrier 目 录 1 绪论??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1 1.1发展概况??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1 1.2行星齿轮的传动???????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????1 1.3行星齿轮传动的特点????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????2 1.4行星齿轮传动的基本类型?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 2 减速器简介????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????3 3 传动系统的方案设计?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 3.1原始数据??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????4 3.2传动方案的要求???????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????5 3.3拟定传动方案???????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????5 4 行星齿轮传动的设计?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????6 4.1行星齿轮传动比和效率计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????6 4.2行星齿轮传动的配齿计算?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????6 4.2.1传动比条件????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????6 4.2.2同轴条件????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????7 4.2.3装配条件????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????7 4.2.4邻接条件????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????7 4.3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算????????????????????????????????????????????????????9 4.4行星齿轮传动强度计算及校核????????????????????????????????????????????????????????????????????14 4.4.1名义载荷、使用系数和动载系数????????????????????????????????????????????????????????????14 4.4.2行星齿轮抗弯疲劳强度计算及校核???????????????????????????????????????????????????????15 4.4.3行星齿轮接触疲劳强度计算及校核???????????????????????????????????????????????????????15 5 行星齿轮传动的均载机构的设计?????????????????????????????????????????????????????????????????????15 5.1基本构件浮动的均载机构???????????????????????????????????????????????????????????????????????????16 5.2采用弹性件的均载机构???????????????????????????????????????????????????????????????????????????????16 5.3杠杆联动均载机构??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????17 5.4弹性油膜浮动法??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????19 5.5齿式联轴器的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????19 6 太阳轮、行星轮和行星架的结构设计????????????????????????????????????????????????????????????????22 6.1太阳轮的结构设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????22 6.2行星轮的结构设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????22 6.3行星架的结构设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????23 7 行星轮系减速器输入输出轴的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????24 7.1减速器输入轴的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????26 7.1.1选择材料～确定许用应力???????????????????????????????????????????????????????????????????????26 7.1.2根据扭转强度估算轴径?????????????????????????????????????????????????????????????????????????26 7.1.3确定各轴段的直径和长度?????????????????????????????????????????????????????????????????????26 7.1.4校核?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????27 7.2减速器输出轴的设计??????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????27 7.2.1选择材料～确定许用应力?????????????????????????????????????????????????????????????????????27 7.2.2根据扭转强度估算轴径?????????????????????????????????????????????????????????????????????????27 7.2.3确定各轴段的直径和长度?????????????????????????????????????????????????????????????????????28 7.2.4校核?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????28 8 结束语?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????28 致谢????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????29 参考文献?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????29 1 绪论 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～这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合～才使得其具有了上述的许多独特的优点。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臵上。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。因此～行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。 1.1 发展概况 世界上一些工业发达国家～如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等～对行星齿轮传动的应用～生产和研究都十分重视～在结构优化、传动性能～传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位～并出现一些新型的行星传动技术～如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史～很早就有了应用。然而～自20世纪60年代以来～我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面～还是在试制和应用实践方面～均取得了较大的成就～并获得了许多的研究成果。 近20多年来～尤其是我国改革开放以来～随着我国科学技术水平的进步和发展～我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术～经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化～与时俱进～开拓创新地努力奋进～使我国的行星传动技术有了迅速的发展。 1.2 行星齿轮的传动 行星齿轮传动是一种一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线回转的齿轮传动。行星轮既绕自身的轴线回转,又随行星架绕固定轴线回转。太阳轮、行星架和内齿轮都可绕共同的固定轴线回转～并可与其他构件联结承受外加力矩～它们是这种轮系的三个基本件。三者如果都不固定～确定机构运动时需要给出两个构件的角速度～这种传动称差动轮系,如果固定内齿轮或太阳轮～则称行星轮系。通常这两种轮系都称行星齿轮传动～如图1所 示。 当齿轮系运转时～如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位臵不固定～绕着其他齿轮的几何轴线旋转～即在该齿轮系中至少具有一个作行星运动的齿轮。如图1,a,所示～齿轮a、b和构件x均绕几何轴线O转动～而齿轮c是活套在构件X的轴上～它一方面绕自身的几何轴线旋转～同时又绕着几何轴线O旋转～即齿轮c作行星运动。因此～称该齿轮传动为行星齿轮传动即行星轮系。 ,a, (b) (c) 图1行星齿轮传动 1.3 行星齿轮传动的特点 行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较～它具有许多独特的优点:在传递动力时它可以进行功率分流,同时～其输入轴与输出轴具有同轴性～即输出轴与输入轴均设臵在同一主轴线上。所以行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动～来作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装臵。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输和石油化工等的齿轮传动装臵以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装臵～行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。 行星齿轮传动的主要优点有: ,1,体积小～质量小～结构紧凑～承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理的应用内啮合齿轮副～因此结构非常紧凑,再由于在中心轮周围均匀分布着数个行星轮来共同分担载荷～从而使每个齿轮所承受的载荷较小。 ,2,传动效率高 由于行星齿轮结构的对称性～使作用于中心轮和转臂轴承的反作用力互相平衡～从而有利于达到提高传动效率的作用。 ,3)传动比大 可以实现运动的合成和分解～只要适当选择行星齿轮传动的类型和配齿方案～就可使少数几个齿轮获得很大传动比。 ,4,传动平稳～抗冲击和振动的能力强 由于采用了数个行星齿轮～均匀的分布在中心轮周围～从而使行星轮和转臂的惯性力相互平衡～同时也使参与啮合的齿数增多～故传动平稳～抗冲击和振动能力强。 行星齿轮传动的缺点是:材料优质、结构复杂～制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收～从而使其传功结构不断完善～同时生产工艺水平也不断提高。因此～对于它的制造安装问题～目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明～在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器的。 1.4 行星齿轮传动的基本类型 行星齿轮传动的类型很多～其分类方法也不少。按照原机械工业部关于行星齿轮减速器 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 JB 1977—1976～国内采用了将行星齿轮传动按其啮合方式的不同来进行分类。该分类方法通常采用如下的基本代号: N——内啮合齿轮副, W——外齿合齿轮副, G——同时与两个中心轮相啮合的公共齿轮。 根据行星齿轮传动所具有的啮合方式～可以把行星齿轮传动的传动类型分为: NGW——具有内啮合和外啮合～同时还具有一个公共齿轮的行星齿轮传动, NW——具有一个内啮合和一个外啮合的行星齿轮传动, WW——具有两个外啮合的行星齿轮传动, NN——具有两个内啮合的行星齿轮传动, NGWN——具有两个内啮合和一个外啮合～同时还具有一个公共齿轮的行星齿轮传动, N——仅具有一个内啮合的行星齿轮传动。 2 减速器简介 减速器是一种动力传达机构～利用齿轮的速度转换器～将电动机的回转数减速到所要的回转数～并得到较大转矩的机构。它是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装臵～用来降低转速和增大转矩～以满足工作需要。在某些场合也用来增速～称为增速器。减速器降速同时提高输出扭矩～扭矩输出比例按电机输出乘减速比～但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量～惯量的减少为减速比的平方。 减速器的种类很多～按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及他们互相组合起来的减速器,按照传动的级数可分为单级和多级减速器,按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥—圆柱齿轮减速器,按照传动的布臵形式又可以分为展开式、分流式和同轴式减速器。 ,1,蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能～可以有较大的减速比～输入轴和输出轴不在同一轴线上～也不在同一平面上。但是一般体积较大～传动效率不高～精度不高。 ,2,谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的～体积不大、精度很高～但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击～刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 ,3,行星减速器其优点是结构比较紧凑～回程间隙小、精度较高～使用寿命很长～额定输出扭矩可以做的很大。 减速器主要由传动零件,齿轮或蜗杆,、轴、轴承、箱体及其附件所组成。 ,1,齿轮、轴及轴承组合 小齿轮与轴制成一体～称齿轮轴。这种结构用于齿轮直径与轴的直径差不多的情况下。如果相差很大～就采用齿轮与轴分开为两个零件的结构～如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定采用平键联接～轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。当径向载荷和轴向载荷不大时～两轴采用深沟球轴承,在轴向载荷较大的情况下～应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。 ,2,箱体 箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座～应具有足够的强度和刚度。箱体通常采用灰铸铁制造～对于重载或有冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器～为了简化工艺、降低成本～可采用钢板焊接的箱体。 ,3,附件 为了保证减速器的正常工作～除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外～还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 ,a,检查孔 为检查传动零件的啮合情况～并向箱体内注入润滑油。 ,b,通气器 减速器工作时～箱体内温度升高～气体膨胀～压力增大～为使箱体内膨胀气体自由排出～以保持箱内外压力平衡～不致使润滑油沿分箱面或轴身密封件渗漏。 ,c,轴承盖 为固定轴系部件的轴向位臵并承受轴向载荷～轴承座孔两端用轴承盖封闭。 ,d,定位销 为保证每次拆卸箱盖时～仍保持轴承座孔制造加工时的精度～应在精加工轴承孔前～在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销。 ,e,油面指示器 检查减速器么油池油面的高度～经常保持有适量的油。 ,f,放油螺塞 换油时～排放污油和清洗剂。 ,g,起吊装臵 当减速器超过25kg时～应在箱体设臵起吊装臵～便于搬运。 3 传动系统的方案设计 3.1 原始数据 为了便于设计的进行～现确定减速器设计原始数据如下: 总传动比:i =4.8, 输入轴转速:n=2800r/min, 输入轴功率:P=8KW, 行星轮个数:n=3, p 内齿圈齿数:z=70~80, b 3.2 传动方案的要求 在设计传动方案时～传动系统必须满足体积小～结构紧凑～传动效率高～传动平稳～抗冲击能力强的特点,传动系统输入输出功率、转速和扭矩必须满足需要,另外传动系统需要每天工作至少两小时～工作寿命为20年,设每年工作300天,,传动系统工作环境比较潮湿～温度为-40?—40?～传动系统在此环境内必须能正常工作。 3.3 拟定传动方案 在满足传动方案基本要求的情况下～可以选择带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动等传动方案。基于所设计的传动方案要应用于自动洗衣机的减速装臵中～再结合各传动方案的特点～拟定传动方案如下: 电动机 带传动 行星齿轮减 速器 洗衣机滚筒 图2 自动洗衣机减速装臵的传动流程图 本方案中电动机的选择和带传动的设计～本文在这里不做详细说明～重点介绍 行星齿轮减速器的设计。由于NGW型行星齿轮传动效率高、体积小、质量轻结构 简单制造方便、传递功率范围大～可用于各种工作条件～在机械传动中应用最为 广泛～它的特点正好满足于该传动方案。鉴于此～特选择行星齿轮传动作为自动洗衣机减速装臵的减速器。 由于传动比要求不大～可选用单级传动～设计传动机构简图如下图: 图3 行星齿轮传动的简图 4 行星齿轮传动的设计 4.1 行星齿轮传动比和效率计算 在齿轮传动中～输入构件的角速度与输出构件的角速度的比值～称为齿轮传动的传动比～用符号i表示。本课程设计传动比为已知数i=4.8。 行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。欲求的行星齿轮传动的效率值η～首先应分析和了解它的传动损失。在行星齿轮传动中～主要功率损失有以下三种。 ,1,啮合齿轮副的摩擦损失～其相应的效率为η。它是由于齿轮的齿廓滑动m 而引起的摩擦损失。 ,2,轴承中的摩擦损失～其相应的效率为η。 n ,3,液力损失～其相应的效率为η。它是由润滑油的搅动和飞溅而引起的。 s 所以行星齿轮传动的总效率为 η=ηηη,1, mns 式中 η、η、η分别为齿轮传动的轴承、齿轮传动和液力损失的效率。取 η=0.99、m n smη=0.97、η=0.99～则 η=ηη=0.99×0.99×0.99=0.9703?0.97。 n s 12 4.2 行星齿轮传动的配齿计算 行星齿轮传动各齿轮齿数的确定～除了要遵守圆柱齿轮传动齿数选择的原则外～还必须满足传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件。 4.2.1 传动比条件 配齿计算必须保证实现给定的传动比。本课题设计的行星齿轮为内齿圈b固定的NGW型行星齿轮传动～且主动件为太阳轮a～从动件为行星架H～所以其必须满足以下计算: zbb,2, i,1，aHza 式中 z——太阳轮a的齿数, a z——内齿轮b的齿数。 b 4.2.2 同轴条件 为了保证正确的啮合～各对啮合齿轮之间的中心距必须相等。例如～NGW型齿轮传动～太阳轮a与行星轮c的中心距a应等于行星轮c与内齿圈b的中心距ac a～即a=a。 cbaccb 由此原理可以导出m,z+z,=m,z-z,～即z+z=z-z或z=z+2z acbcacbcbac 4.2.3 装配条件 满足装配条件～可以保证各行星轮能均布地安装于两太阳轮之间～并且与两个太阳轮啮合良好没有错位现象。 当传动形式为NGW型时～为了简化计算和装配～应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数的整数倍～即 z，zab,整数np ,3, zba或,,整数iaHnp 4.2.4 邻接条件 在设计行星齿轮传动时～为了进行功率分流～提高承载能力～同时也为了减小其结构尺寸～经常在太阳轮a和内齿圈b之间设臵几个行星轮c。为了不使行星轮之间产生碰撞～必须保证他们的齿顶之间在其连心线上有一定的间隙～即两相邻行星齿轮齿顶圆半径之和小于其中心距L～如下图所示 图4 邻接条件 ,2rd2in ,4, ，，，，,L或,asacaccnp 式中 ,r,、,d,——行星轮c的齿顶园半径和直径, acac n——行星轮个数, p a——a、c齿轮啮合副的中心距, L——相邻两个行星齿轮中心之间的距离。 c 间隙?=L-,d,的最小允许值取决于行星齿轮减速器的冷却条件和啮合传动时ccac 润滑油的搅动损失。实际使用时～一般取间隙值??0.5m～m为齿轮的模数。 c 结合本课程设计原始数据: 总传动比:i =4.8, 输入轴转速:n=2800r/min, 输入轴功率:P=8KW, 行星轮个数:n=3, p 内齿圈齿数:z=100~120, b b已知该设计传动比～且n=3。 i,4.8paH 根据装配条件: z4.8zbaa ,5, ,,,1.6z,整数aiaHn3p由此可知～只要z取5、10、15、20……～即5的倍数～则上式即为整数～故可取a z=30。 a bzbb根据传动比公式得=,4.8-1,×30=114。 ，，z,,1z,1，baiaHiaHza 根据同轴条件～若不变位～则由公式z=z+2z可得z=,z-z,/2=,114-30,bac c ba/2=42。 验算邻接条件: ,,,,, ,6, da，，,2sinac,,np,, ,,180:,,, ，，，，2asin,m，sin,m30，42sin60:,62.35mzzac,,nnpp,, ,d,=m,z+2h,=m,42+2,=44m ac c 因为62.35m>44m～所以该设计配齿计算满足邻接条件～即 z=30 ～z=114 ～z=42, a b c 4.3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 根据渐开线和其传动性质可知～标准直齿圆柱齿轮有五个基本参数:模数m、 **齿数z、压力角α、齿顶高系数h、顶隙系数c。 a 模数m——分度圆上的齿距p与圆周率π的比值～即 p ,7, m,, 模数m是齿轮的基本参数之一～其单位为mm。因为p=mπ～所以若模数m增加～则齿轮的齿距p就增大,齿轮的齿距及各部分尺寸均相应的增大。为了齿轮的设计、制造和测量等工作的标准化～模数m的数值也已经标准化。 齿数z——齿轮整个圆周上的轮齿个数。 压力角α——国家标准规定:分度圆压力角α=20?～即该压力角等于基准齿形的齿形角。 ** 齿顶高系数h——按国家规定:h=1。 aa * * 顶隙系数c——按国家规定:c=0.25。 [4]一、由此可知～要想确定行星齿轮传动的几何尺寸就是要计算出以上基本参数。 ,一,选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ,1,根据传动方案要求～选用直齿圆柱齿轮传动。 ,2,洗衣机传动装臵速度不是很高～故选用7级精度,GB 10095——88,。 ,3,材料选择。由高等教育出版社的《机械设计》表10-1选择中心轮材料为40Cr,调质,～硬度为280HBS～行星轮材料为45钢,调质,～硬度为240HBS～二者材料硬度相差为40HBS。 ,4,初步定为太阳轮齿数为z=20～行星轮齿数为z=28,它们之间的齿数比为1.4。 a c ,二,按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算～即 2 ,,Z,1,KT13E1td,2.32, ,8, ,,,,d,,,,,H,, [4],1,确定公式内的各计算数值 1,试选载荷系数K=1.3。 t 2,计算太阳轮传递的转矩。 5595.510P95.5108，，，41 TNmm2.7310Nmm,,,,，,1n28001 3,由《机械设计》表10-7选取齿宽系数Φ=1。 d 1 24,由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。 Z189.8,MPaE5,由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得太阳轮的接触疲劳强度极限 ,行星轮的接触疲劳强度极限。 ,,600MPa,,550MPaHlim 1Hlim26,由公式计算应力循环次数。 N,60njLh 9，，N,60njL,60，2800，1，2，20，300,2.016，1011h 9N2.016，1091 N,,,1.44，1021.41.4 7,由《机械设计》图10-19取解除疲劳寿命系数K=0.91,K=0.94。 HN1HN28,计算疲劳许用应力。 K,Nlim取失效概率为1%～安全系数S=1～由式得: ,,,,S K,HN1lim1 ,,,,0.91，600MPa,546MPa,H1S K,HN1lim2 ,,,,0.94，550MPa,517MPa,H2S [4],2,计算 1,试算太阳轮分度圆直径d～代入[σ]中较小的值。 1tH 224,,,KTZ，11.3，2.73，102.4189.8,,t1E33,, d,2.32,,2.32,mm,46.78mm,,1t,,,,,,,11.4517,,d,H, 2,计算圆周速度ν。 dn,3.14，46.78，28001t1 ,m/s,6.855m/s,60，100060，1000 3,计算齿宽b。 b,,,d,1，46.78mm,46.78mmd1t b4,计算齿宽与齿高之比。 h d1t模数 m,,46.78/20mm,2.339mmtza 齿高 h,2.25m,2.25，2.339mm,5.26mmt b46.78 ,,8.89h5.26 5,计算载荷系数 根据ν=6.855m/s～7级精度～由《机械设计》图10-8查得K=1.12, v直齿轮～K= K=1, HαFα 由《机械设计》表10-2查得使用系数K=1, A -4用插值法查得7级精度～非对称布局时～K由《机械设计》表10=1.23。 Hβ由齿宽与齿高之比8.89～K=1.23查机械设计图10-13得K=1.175,故载荷系数 HβFβ ,,,,,,,1，1.12，1，1.23,1.3776AVH,H, ,6,按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径～由式得: 3d,d11t,t ,1.37763 3d,d,46.78，mm,47.69mm11t,1.3t 7,计算模数m。 d47.691 m,,mm,2.38mmz20a [4],三,按齿根弯曲强度设计 根据弯曲强度的设计公式计算～公式如下: ,,,,2,,FaSa13,, ,9, m,2,,,,,,,F,,da ,1,确定公式内的各计算数值 1,由《机械设计》图10-20c查得太阳轮的弯曲强度极限σ=500Mpa,行星轮的FE1弯曲强度极限σ=380Mpa, FE2 2,由《机械设计》图10-18取得弯曲疲劳寿命系数K=0.90～K=0.92, FN1FN23,计算弯曲疲劳许用应力。 ,,Nlim取弯曲疲劳安全系数S=1.4～由公式得 ,,,,S ,,0.90，500FN1FE1 ,,,,MPa,321.43MPa,F1S1.4 ,,0.92，380FN2FE2 ,,,,MPa,249.71MPa,F2S1.44,计算载荷系数K。 ,,,,,,,1，1.12，1，1.175,1.316AVF,F, 5,查取齿形系数。 由《机械设计》表10-5查得 Y=2.80,Y=2.55。 Fa1Fa26,查取应力校正系数。 由《机械设计》表10-5查得 Y=1.55,Y=1.61。 Sa1Sa2 ,,FaSa7,计算太阳轮、行星轮的并加以比较。 ,,,F ,,2.80，1.55Fa1Sa1 ,,0.01350,,,321.43F1 ,,2.55，1.61Fa2Sa2 ,,0.01644,,,249.71F2 由此计算结果可以看出～行星轮的数值大。 ,2,设计计算 42，1.316，2.73，103 m,，0.01644mm,1.44mm21，20 对比计算结果～由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数～由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力～而 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力～仅与齿轮直径有关～可取由弯曲强度所得 的模数1.44并就近取标准值m=1.5mm 根据实际分度圆直径可算得太阳轮齿数为z=47.69/1.5=31.79?30 a则行星轮齿数为z=30×1.4=42 c ,四,几何尺寸计算 ,1,计算分度圆直径 d,zm,30，1.5mm,45mm1a d,zm,42，1.5mm,63mm2c ,2,计算中心距 d，d45，63ac a,,mm,54mm22 ,3,计算齿轮宽度 b,,d,1，45mm,45mmd1 取B=45mm～则B=50mm。 ca 二、为了得到合适的中心距～更灵活的选择齿数～提高承载能力及改善啮合质量～ 可以采用角变位。一般啮合角为: ,外啮合: ,,24:~26:tac ,内啮合: ,,17:~20:tcb 再根据初选的齿数～求出啮合角～然后再分配变位系数。 1,已知NGW型行星齿轮传动比为4.8～行星轮数n=3～模数m=1.5mm～z=30 ～pa z=114 ～z=42～为了采用角变位传动将z减少两个齿即取z=40。 b c c c 2,预计啮合角 z,z114,40[9]bc根据公式～查《机械设计传动装臵设计手册》图6-1j,,,1.057z，z30，40ac 得: ,,～ ,,17:,,25:accb3,a-c传动变位系数的计算 ?未变位时的中心距aac m1.5 ，，，，a,z，z,30，40mm,52.5mmacac22 ,?初算中心距变动系数 ,ac ,,,z，zcos30，40cos20:,,ac,,, ,,,1,,1,1.289,,ac,,,,2cos2cos25:,,ac,,?确定中心距 z，z30，40,,,,ac,, a,m，,,1.5，1.289mm,54.43mm,,,,ac22,,,, ,取 a,55mm ?实际中心距变动系数 ,ac ,a,a55,52.5ac ,,,,1.67acm1.5 ,?求啮合角, ac a52.5ac, cos,,cos,,cos20:,0.897ac,a55 ,,,, ,26.23626149,:,:ac ?求a-c传动变位系数之和 ,,,,,,inv,invinv26:149,inv20:ac, ，，，，,z，z,30，40,1.9253,acac,2tan2tan20: ?分配变位系数 χ=0.75,χ=1.2753 ac?齿高变动系数 ,,ac ,,,,,,,1.9253,1.67,0.2553ac,acac4,c-b传动变位系数的计算 ?未变位时的中心距 m1.5 ，，，，a,z,z,114,40mm,55.5mmcbbc22?计算中心距变动系数 ,a-a55,55.5cb ,,,,,0.33cbm1.5?求啮合角 a,,cb,,,, a,arccoscos20:,18.51:,18:3036,,cb,a,,?求c-b传动变位系数之和 ,,,,,,inv,invinv18:3036,inv20:cb, ，，，，,z,z,114,40,0.325,cbbc,2tan2tan20:?齿高变动系数 ,,cb ，，,,,,,,,0.325,,0.33,0.655cb,cbcb 4.4 行星齿轮传动强度计算及校核 4.4.1 名义载荷、使用系数和动载系数 ,1, 名义功率P:已知该设计传动输入功率为8KW。 2000,2000，27.31,2, 名义切向力F: F,,,404.44Nttnd3，45p1 ,3, 使用系数K:K=1.25 AA ,4, 计算KF/b值: ,F/b,1.25，1213.33/45,33.7N/mmAtAt ,5, 动载系数K : v 1,常数K、K12 K=26.81 K=0.0193 12 2,计算K: v 22,,,/,F/b，,z/1000/1，，1,,，，，，，，,,,v1At21 22，，,,,26.81/33.7，0.019330，6.855/10001.4/，，1，1.4，1 ,1.4036 ,6, 齿向载荷分布系数K: Fβ ，，，，,,1，,,1,,1，1.2,1，1,1.2F,bF,7, 齿间载荷分布系数K:K=1.1 FαFα ,8, 行星轮间载荷分布系数K: Fp ，， ,,1，1.5,-1,1，1.5，0.2,1.3FpHp,9, 齿形系数Y: Fa 查表得F=2.52～F=2.38 a1a2,10,应力修正系数Ysa: 查表得Y=1.625～Y=1.674 sa1sa2,11,螺旋角系数Y: β Y=1 β,12,弹性影响系数Z及区域系数Z: E H Z=189.8～Z=2.5 EH 4.4.2 行星齿轮抗弯疲劳强度计算及校核 ,1, 计算齿根弯曲应力δ F 2，,,,,,,,2,,,,,,Av1Fa1Sa121FaSa, ,,,170.47N/mmF123b2,mz31d1mz1d1 2，,,,,,,,2,,,,,,Av1Fa2Sa221FaSa, ,,,106.62N/mmF223b2,mz32d1mz2d21,2, 计算齿根弯曲许应力[δ] F ,,0.90，500FN1FE1 ,,,,MPa,321.43MPa,F1S1.4 ,,0.92，380FN2FE2 ,,,,MPa,249.71MPa,F2S1.4因为计算应力均小于弯曲许应力～即δ<[δ]、δ<[δ]～所以所设计齿轮满足要F1 F1F2 F2求条件。 4.4.3 行星齿轮接触疲劳强度计算及校核 ,1, 计算齿面接触应力δ H ,,,,F,,F,1AVt,,t, ,,,,,,,,325.8MPaH1HEHE,bdbd1111 ,,,,F,,F,1AVt,,t, ,,,,,,,,261.22MPaH1HEHE,bdbd2222 ,2, 计算齿面接触许应力[δ] H K,HN1lim1 ,,,,0.91，600MPa,546MPa,H1S K,HN1lim2 ,,,,0.94，550MPa,517MPa,H2S 因为接触应力小于许应力～即δ<[δ]、δ<[δ]～所以设计的齿轮满足行H1 H1H12H2 星齿轮传动方案所要求的条件。 5 行星齿轮传动的均载机构的设计 行星传动是通过几个行星轮传递动力的～为了补偿制造和装配误差的影响～使各行星轮较均匀的分担载荷,在传动中采用载荷均衡机构。尽管采用了均载机构～但是各行星轮传递的动力仍有不均匀现象～为此引入行星轮间载荷分配不均匀系数K～以评价均载机构的效果。 c 5.1 基本构件浮动的均载机构 主要适用于三个行星轮的行星齿轮传动。它是靠基本构件,太阳轮、内齿轮或行星架,不固定的径向支承～在受力不平衡时能够径向浮动～以使各行星轮均匀分担载荷。 ,1,太阳轮浮动的均载机构 该均载机构其低速级的太阳轮无支承～通过双联齿联轴器与高速级的行星架相连接～形成太阳轮浮动。因为太阳轮质量轻、惯性小、浮动灵敏、机构简单、容易制造～因此广泛应用于中、低速工作场合。K=1.1~1.5。 c ,2,行星架浮动 在NGW型传动中～由于行星架受力较大～有利于浮动～且行星架无支承可简化结构。但是～因为行星轮质量重～速度高时会产生较大的惯性离心力～影响浮动效果～所以用于速度不高的工作场合。K=1.15~1.2。 c ,3,内齿轮浮动 内齿轮通过双齿套与输出轴相连接或内齿轮通过两个套与壳体相连接形成浮动的均载机构。其优点是轴向尺寸小,缺点是浮动件尺寸、质量较大、加工不方便～浮动灵敏性较差～均载效果不如太阳轮浮动好～因此～一般不单独采用此方法。K=1.1~1.2。 c ,4,太阳轮和行星架同时浮动 该浮动方式比单独浮动效果好～常用于多级行星传动中。K=1.04~1.2。 c ,5,太阳轮与内齿轮同时浮动 主要用于高速行星传动中～其噪声小、均载效果好、工作可靠。为了突出均载效果～内齿轮应尽量薄～以增加柔性。K=1.04~1.15。 c ,6,无多余约束的浮动 太阳轮通过单联齿式联轴器形成浮动～而在行星轮中设臵一个调心轴承～使机构中无多余约束。此方法效果好～沿齿长方向载荷分布均匀。但由于行星轮内只装一个轴承～当行星轮尺寸小时～轴承尺寸更小～因此～轴承寿命较短。 5.2 采用弹性件的均载机构 通过弹性元件的弹性变形补偿制造、安装误差～使各行星轮均匀分担载荷。但各种弹性元件弹性不同～均载效果也不同。 ,1,靠齿轮本身弹性变形的均载机构 同时采用薄壁内齿轮～细长轴的太阳轮和中空轴支承的行星结构～尽量增加各基本构件的弹性。其优点是零件数量少、外廓尺寸小、减振性好、行星轮数目可大于3。缺点是制造精度要求高,尤其是悬臂长度和厚度要设计得合理～否则会影响均载效果～产生沿齿长方向上载荷分布不均匀。 ,2,采用弹性销的均载机构 内齿轮通过弹性销与机体固定～弹性销由多层弹性圈组成～在长度方向上分为5段。这种机构径向尺寸小～有较好的缓冲减震性能。 ,3,弹性件支承的行星轮 在行星轮与心轴之间或行星轮与行星轮之间～安装非金属的弹性衬套。此方法结构简单～缓冲性能好～行星轮数目可大于3。但是非金属弹性衬套有老化和热膨胀大等缺点～因此～工作温度不能过高～不能用于啮合角α>α的角变位传动acbc和惯性离心力较大的传动。 ,4,柔性心轴的行星轮 利用行星轮心轴较大的变形来均衡各行星轮之间的载荷分布～克服了非金属弹性衬套带来的缺点～扩大了适用范围。 5.3 杠杆联动均载机构 此方法均载效果较好～但结构复杂。为提高灵敏度～偏心轴用滚针轴承支承～使整个传动的轴承数量增多。由于行星轮轴承必须安装在行星轮内～故对小传动比的机构～由于行星轮较小～采用这种均载机构受到轴承寿命的限制～一般宜用于中低速传动。 ,1,两行星轮联动机构 如图5所示～行星轮对称安装～在安装两个行星轮且具有偏心的心轴上分别固定一对相互啮合的扇形齿轮。当受载均匀时～两扇形齿轮间受力相等～处于平衡状态～没有相对运动。当受载不均匀时～则通过扇形齿轮绕其轴线的转动～使 行星轮间载荷重新分配。扇形齿轮上的圆周力: e, ,10, F2F,,ttR 式中 R——扇形齿轮节点到偏心轴的距离～R=a-e,a为中心距,, A e——偏心距～可取, e,30 Ft——齿轮的圆周力,N,。 此机构浮动效果好～灵敏度高～K=1.05~1.1。 c 图5两行星轮联动机构 ,2,三行星轮联动机构 如下图6～该机构平衡杆的一端与行星轮偏心轴固定～另一端与浮动环活动联 接。当载荷不均匀时～作用在浮动环上的三个径向力F不等～浮动环便发生移动s或转动～直至三个力平衡为止。K=1.1~1.15。 c 图6 三行星轮联动机构 则作用于浮动环上的径向力F为: s 2FetF, ,11, sRcos30: Re,式中 e——偏心距～取, 20 R——偏心轴到浮动环中心的距离～R=a-e,a为中心距,, r——浮动环中心圆半径～r=0.5R。 ,3,四行星轮联动机构 如图7所示～其平衡原理与三行星轮联动机构类同。根据平衡条件～构件尺 aa。取～。K=1.1~1.15。 寸应满足e,~r:s,r:sr,r,14ec1122122030 图7 四行星轮联动机构 5.4 弹性油膜浮动法 在行星轮与心轴之间装一中间套～中间套与行星轮孔之间留有较大间隙～并向其中注油。工作时～中间套与行星轮同向同速转动～受同样载荷～在间隙中充满油而形成厚油膜～其厚度比滑动轴承的油膜厚度大得多。借助厚油膜的弹性～使各行星轮均载。这种均载方法效果好～结构简单～安装方便～减震性能好～工作可靠。对于5、6级精度的齿轮K=1.05~1.1～对8级精度的齿轮K=1.3~1.5。 cc5.5 齿式联轴器的设计 在行星齿轮传动中广泛使用齿式联轴器来保证浮动机构中的浮动件～在受力不平衡时产生位移～使载荷分布均匀。它可分为单联和双联齿式联轴器两种。 单联齿式联轴器～浮动齿轮只能偏转一个角度～且会引起载荷沿齿宽分布不均匀～为改善这一情况～需要L/b>4。为减小轴向尺寸～常用于无多余约束浮动机构中。 双联齿式联轴器～内齿圈可以偏转～因此浮动齿轮可以平行移动～使啮合齿轮沿齿宽方向载荷分布均匀。 ,1,主要几何尺寸计算 齿式联轴器的轮廓为渐开线～有直齿和鼓形齿两种。后者加工比较复杂～但它允许有较大的轴线倾斜角～且载荷沿齿宽分布均匀～因此～目前鼓形齿的应用日益广泛。 主要几何尺寸计算见下表1: 表1 联轴器计算公式表 项目 代号 计算公式、结果及说明 齿形角 ,,,20:齿顶高 内齿轮 hh,m,2.5mmaa 外齿轮 h,0.8m,0.8，2.5mm,2mma 齿顶圆直径 外齿轮 ，，，，d,d，2h,z，2m,40，2，2.5mm,105mmdaa1a 内齿轮 ，，，，d,d,2h,z,2m,40,2，2.5mm,95mma2a 齿根圆直径 外齿轮 d,d,2.5m,100,2.5，2.5mm,93.75mmdf1f 内齿轮 d,d，2m,100，2，2.5mm,105mmf2 齿宽系数 内齿套浮动用齿式联轴器: ,,b/d,0.02~0.03,dd 太阳轮浮动用齿式联轴器: ,,b/d,0.2~0.3d齿套长度 LL,E/sin, 式中 E——行星轮传动需要的浮动量 ω——联轴器允许的最大歪斜角 , 一般 直齿 ,,30 , 鼓形齿～～最大达3? ,,1:30~2:齿向圆弧半r 当b>0.2d时～r?0.17d=0.17×100mm=17mm, 11 当b>0.2时～r径 可适量增大 1 鼓形量 A A,be/2 式中 e——单位长度的径向位移量～e=E/L ，，r,b/8A鼓形圆弧半r 222 径 下图8为联轴器齿数和分度圆直径及模数之间的概略值。 图8齿数和分度圆直径及模数之间的概略值 根据概略值图～ 取m=2.5～z=40～d=100mm 轮齿间侧隙大小～取决于联接零件许可的位移和轴线的倾斜度及制造、安装 精度。对刚性联接零件～侧隙约取0.05m,对薄壁柔性联接零件～侧隙约取0.08m。 ,2,强度计算 1,轮齿抗剪强度。 假定轮齿沿分度圆周发生剪切～则切应力为 2000TKKKcA,2 ,12, ，，,,,,N/mmpdzbsKN 式中 T——传递的名义转矩, K——联轴器齿间载荷不均匀系数～一般K=2, cc K——工况系数, A K——载荷分布系数～见表2, β b——齿宽, ,d ——分度圆弦齿厚～ s,s2z K——寿命系数～见表3, N τ——许用应力～见表4。 p 2000TKKK2000，27.3，2，1.3，1cA,则 ,,,MPa,0.88725MPadzbsK100，40，25，4，0.4N ,,21MPap 所以～τ?τ～则剪切强度满足要求。 p 2,轮齿挤压应力。 作用在直齿齿面上的挤压应力为 TKK2000A, ,13, ,,,,ccpdzbhKm式中 h——轮齿接触径向高度～一般取h=1.6m, σ——许用挤压应力～见表4, cp K——轮齿磨损寿命系数～见表3, m 2000TKK2000，27.3，1.3，1A,则 ,,,MPa,2.218MPacdzbhK100，40，4，2m σ=2.8Mpa cp 所以～σ?σ～则满足条件。 cp 当齿式联轴器为鼓形齿时～应用赫兹公式计算: KT2000A ,14, ,,,,1900HHPKdzhr2m 3,内齿套的周向应力。 通常内齿套的厚度δ?3m时～可以不进行计算。 表2 轮齿载荷分布系数K β 表3 寿命系数KNKm 表4 许用应力τp 、σcp 和σHP 6 太阳轮、行星轮和行星架的结构设计 6.1 太阳轮的结构设计 在行星齿轮传动中～太阳轮的结构设计取决于行星传动类型、传动比大小、传动转矩的大小和支承方式以及所采用的均载机构。 当太阳轮不浮动时～它可以简支安装或悬臂安装。在n?3的传动中～悬臂安p 装的太阳轮～由于啮合力呈轴线对称作用～因而不会造成载荷沿齿宽分布均匀的恶化。根据太阳轮尺寸小的不同～可做成齿轮轴或中空薄壁齿轮～并采用花键联接。 6.2 行星轮的结构设计 行星轮的结构应根据行星齿轮传动的类型、承载能力的大小、行星轮转速的高低和所选用的轴承类型及其安装形式而确定。 中低速行星齿轮传动的常用的行星结构见下图8～轴承多用滚动轴承。当传动比较大时～行星轮直径较大～轴承可装于行星轮孔内～这样可以减小传动的轴向尺寸～并使装配结构简化。一般轮壁厚度δ?3m～m为模数。当传动比较小时～行星轮直径较小～在行星轮孔内装轴承尺寸不够～可将轴承装在行星架上。整体双联齿轮截面急剧变化处有应力集中～应使δ?4m。这种结构小齿轮不能磨齿～当其需要磨齿时～须设计成装配式～两行星轮位臵精度用定位销或从工艺上来保证。 图8 行星轮的常用结构 在行星轮孔内装两个轴承时～应尽量使轴承之间的距离增大～以改善轴承受力情况～并可使载荷沿齿宽分布均匀。在行星轮孔内装一个双列调心滚子轴承～也可以减小载荷沿齿宽分布的不均匀性。 当载荷较大时～可选用两个双列调心滚子轴承。在结构要求很紧凑时～滚针轴承与单列深沟球轴承受轴向载荷～且滚针轴承可以没有内外圈～此时～行星轮的孔壁和心轴的表面就是滚道～这样可使结构紧凑。 高速重载的行星传动～可采用滑动轴承～并用压力油润滑。为提高轴承的疲劳寿命～并使行星轮有可靠的基准孔～并便于维修～应把轴承合金浇铸在心轴表面上～对此结构～应保证充分润滑。 6.3 行星架的结构设计 行星架是行星传动中结构较复杂的一个重要零件。可分为双壁整体式、双壁分离式、和单壁式三种。可采用铸造、锻造和焊接等方法制造毛坯。 双壁整体式行星架,如图9所示,的结构刚性好。为保证刚度～常取壁厚s=,0.16~0.18,a。当传动比较大时～由于行星轮轴承一般安装在行星轮内采用这种行星架结构为宜。 双壁分离式行星架,如图10所示,结构较为复杂～刚性较差。当传动比较小时～行星轮轴承安装在行星架上。采用这种结构～装配比较方便。 单壁式行星架,如图11所示,～结构简单～装 配方 学校职工宿舍分配方案某公司股权分配方案中药治疗痤疮学校教师宿舍分配方案医生绩效二次分配方案 便～轴向尺寸小。但这种行星轮是悬臂布臵～受力不好～刚性差～并要校验行星轮轴与行星架孔配合长度及过盈量。另外～轴承必须装在行星轮内。当行星轮直径较小时～装配比较困难。一般用于中小功率的传动。推荐壁厚s=,0.25~0.35,a。 图9双壁整体式行星架 图10双壁分离式行星架 图11单壁式行星架 7 行星轮系减速器输入输出轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件,例如齿轮、蜗轮等,～都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此～轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。 一,根据承受载荷的情况～轴可分为三类: 1、心轴 工作时只受弯矩的轴～称为心轴。心轴又分为转动心轴,a,和固定心轴(b)。 (a) (b) 图12 心轴 2、传动轴 工作时主要承受转矩～不承受或承受很小弯矩的轴～称为传动轴。 图13 传动轴 3、转轴 工作时既承受弯矩又承受转矩的轴～称为转轴。 图14 转轴 二,按轴线形状可分为: 1、直轴 ,1,光轴 作传动轴,应力集中小,。 ,2,阶梯轴 优点:便于轴上零件定位、实现等强度。 2、曲轴 图15曲轴 另外还有空心轴,机床主轴,和钢丝软轴,挠性轴,——它可将运动灵活地传到狭窄的空间位臵。如牙铝的传动轴。 7.1 减速器输入轴的设计 7.1.1 选择材料～确定许用应力 4该轴材料选用45钢～调质处理。已知输入轴的转矩～功T,2.73，10N,mm率P=8KW～转速n=2800r/min～且太阳轮的直径为～所以有 d,45mm 42T2.73，10 F,,N,606.67Nd45 7.1.2 根据扭转强度估算轴径 -3～取A=112～首先估算轴的最小直径～由高等教育出版社《机械设计》表150于是得 P833 d,A,112，mm,14.8mmmin0n2800 输入轴的最小直径显然在安装联轴器处轴的直径。为了使所设计的轴直径能 [4]与联轴器孔径相匹配～故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩T=KT～取K=1.3～则: caAA 44 T,KT,1.3，2.73，10N,mm,3.549，10N,mmcaA 按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件～查标准GB/T5014-2003或手册～ca 选用型弹性柱销联轴器～孔径d=15mm,故取d=d=15mm,长度L=35mm～联轴minde 器与轴配合的毂孔长度L=Lde=20mm。 1 7.1.3 确定各轴段的直径和长度 ,1,拟定轴上零件的装配方案 经过分析～选用图16所示装配方案～该方案太阳轮与轴为一体。 图16输入轴的结构 ,2,根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1,为了满足联轴器的定位要求～d-e段左侧需要制出一轴肩～故取c-d段的直径为d=18mm～L=35mm。 cdcd 2,因为a-b段为太阳轮～所以d=45mm～L=45mm～考虑到b-c段的轴肩作abab 用～取d=50mm～又因为该轴总长度设计为110mm～所以可计算出L=10mm。 bcbc7.1.4 校核 按弯扭合成应力校核轴的强度～由于a-b段承受最大弯矩和扭矩～所以只校核该段的强度即可。 已知太阳轮受力F=606.67N～轴的总长为110mm～所以该处承受的弯矩为 M,F,L,606.67，110N,mm,66733.7N,mm 因为扭转切应力为脉动循环变应力～所以取α=0.6～则轴的计算应力为 2224266733.7，0.6，2.73，10M，T，，，，, ,,MPa,7.54MPa,ca3W0.1，45 由于前面已经选定轴的材料为45钢～调质处理～由《机械设计》表15-1查得[σ]=60Mpa。因此σ<[σ]～故安全。 -1ca-1 7.2 减速器输出轴的设计 7.2.1 选择材料～确定许用应力 该轴材料选用45钢～调质处理。如果取每级齿轮传动的效率为η=0.97～则 22 P,P,,8，0.97KW,7.5272KW1 n2800又因为 n,,r/min,583.33r/min1i4.8 P7.527241于是 T,9550000,9550000，N,mm,1.23231，10N,mm1n583.331 因为太阳轮与行星轮的中心距为54mm～所以行星架的直径为108mm～则 42T2.4646，101 F,,N,228.2N1108108 7.2.2 根据扭转强度估算轴径 估算输出轴的最小直径。查表得到A=112～于是得 0 P7.5272133 d,A,112，mm,25.8mmmin10n583.331 很显然～输出轴的最小直径使安装联轴器处轴的直径。为了使轴和联轴器更好的配合～故需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩T=KT～取K=1.3～则: caA1A 44 T,KT,1.3，1.2323，10N,mm,1.6，10N,mmcaA1 按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件～查标准GB/T5014-2003或手册～ca 选用型弹性柱销联轴器～孔径d=25mm,故取d=d=30mm,长度L=50mm～联轴minab 器与轴配合的毂孔长度L=Lab=25mm。 1 7.2.3 确定各轴段的直径和长度 ,1,拟定轴上零件的装配方案 经过分析～选用图17所示装配方案～该方案行星架与轴为一体。 图17输出轴的结构 ,2,根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1,为了满足联轴器的定位要求～a-b段右侧需要制出一轴肩～故取b-c段的直径为d=40mm～L=20mm。 cdcd 2,因为c-d段为行星架～所以d=108mm～L=50mm。 cdcd 7.2.4 校核 按弯扭合成应力校核轴的强度～由于c-d段承受最大弯矩和扭矩～所以只校核 该段的强度即可。 已知行星架受力F=228.2N～轴的总长为75mm～所以该处承受的弯矩为 1 M,F,L,228.2，75N,mm,17115N,mm11 因为扭转切应力为脉动循环变应力～所以取α=0.6～则轴的计算应力为 22224M，T，，,17115，0.6，1.2323，10，，1 ,,MPa,0.148MPa,ca3W0.1，108 由于前面已经选定轴的材料为45钢～调质处理～由《机械设计》表15-1查得[σ]=60Mpa。因此σ<[σ]～故安全。 -1ca-1 8 结束语 行星齿轮传动是一种一个或一个以上齿轮的轴线绕另一齿轮的固定轴线回转的齿轮传动。它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。行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械等工业部门均获得了广泛的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史～相信在不久的将来～我国会有更好的发展。 致谢 在本次毕业设计过程当中～指导老师以及同学们都给予了很大的帮助支持。从毕业设计和论文写作一开始～指导老师就有意识地培养我独立思考和解决问题的能力～就给我制订了详尽而又环环相扣的计划～并且在每周都进行检查和指导～使我循序渐进、有条不紊地在所学课程的基础上展开应用。在这个实用性很强的课题中～指导老师丰富的经验让我们少走了很多弯路～也让我学到很多书本上没有的内容。他的严肃认真的工作作风～严谨的治学态度和务实的求知精神都给我留下了深刻的印象～也值得我在日后的工作中学习。在此～对他们所给予的指导和帮助表示最衷心的感谢: 参考文献 [1]陈立德.机械设计基础课程设计[M].北京:高等教育出版社～2006.7 [2]张卫平～陈文元.基于LIGA技术的3K -2 型微行星齿轮减速器的设计和制造[J]. 中国机械工程～2003.3 [3]吴春英,王晓霞.内齿行星齿轮减速器的设计[D].咸阳:陕西科技大学学报～2003.10 [4]濮良贵～纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社～2001.5 [5]孔桓～陈作模.机械原理[M].北京:高等教育出版社～2001.7 [6]吴春英～陈桦～王乃信.N型内齿行星轮行星齿轮[J](机械设计～1995(2) [7]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社～2004.12 [8]刘光启～赵海霞.机械制造算图手册[M].北京:化学工业出版社～2004.1 [9]卜言.机械传动装臵设计手册[M].北京:机械工业出版社～1998.4 [10]李占权～李百宁～战晓红. 行星齿轮减速器的设计[J].煤矿机械～2000.11 [11]刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用[D].无锡职业技术学院学报～2005.9 [12]宋良勇. 大速比行星齿轮减速器的设计[J]. 机械制造～1990(03) . 大型管磨机用行星齿轮减速器的设计[J].矿山机械～1998(10) 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