毕业论文-沙滩车少齿差行星齿轮耦合系统设计研究设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘要 沙滩车行特点是低速大扭矩这就要求搭载的减速器的体积小、重量轻、传动 比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。行星减速器虽能满足以上 提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不 但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较 低。 本文将以少齿差行星齿轮减速器为例，根据目前国内外发展现状，分析少齿 差行星齿轮传动的优缺点，以及对其传动原理进行一定点阐述。在设计过程中对 内啮合传动所产生的各种干涉进行详细的分析和验算，以提高传动效率、精度以 及提高其使用寿命为出发点，来选择减速器齿轮的模数等参数，进 少齿差内齿轮副的设计计算， 从而最终合理的设计出少齿差行星齿轮减速器 结构。 关键词关键词：沙滩车少齿差行星齿轮 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract Dealers beach is characterized by low speed high torque gearbox equipped requiring small size, light weight, gear ratio, high efficiency, carrying capacity, reliable operation and long life large. Although the planetary gear to meet the requirements set forth above, but its high cost, need special equipment manufacturing; while involute small teeth difference planetary gear not only can basically meet the requirements set forth above, and is available in a generic tool slotting machine processing and thus lower cost. This article will be small teeth difference planetary gear reducer, for example, based on current development at home and abroad, advantages and disadvantages of small teeth difference planetary transmission, as well as its driving principle set forth certain point. In the design process of various internal meshing interference generated by checking the detailed analysis and to improve the transmission efficiency, and to improve the accuracy of its life as a starting point, to select the gear reducer modulus parameters into Vice-designed small teeth difference internal gear calculations, and ultimately rational design of small teeth difference planetary gear reducer structure. Keywords： ATV Small teeth difference Planetary gear 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目目录录 摘要 1 Abstract 2 第一章绪论 5 1.1 课题背景. 5 1.2 发展现况 6 1.3 设计要求 6 1.3.1 设计任务 7 第二章少齿差行星减速器总体设计 8 2.1 少齿差行星减速器的结构型式 8 2.1.1 N 型少齿差行星减速器 . 8 2.1.2 NN 型少齿差行星减速器 8 2.2 减速器结构型式的确定. 9 2.3 运动参数计算. 10 第三章齿轮传动设计 12 3.1 齿数差的确定. 12 3.2 齿轮齿数的确定 12 3.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数 12 3.4 外齿轮的变位系数. 13 3.5 啮合角与变位系数差. 14 3.6 齿轮几何尺寸与主要参数的选用. 14 3.6.1 模数的确定. 14 3.6.2 几何参数计算. 14 3.7 强度计算与校核. 19 第四章传动轴设计 22 4.1 选择轴的材料. 22 4.2 低速轴（输出轴）的设计. 23 4.2.1 初步确定轴端直径. 23 4.2.2 低速轴的结构设计. 23 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.2.3 求低速轴上的载荷. 24 4.2.4 按弯矩合成应力校核轴强度. 25 4.2.5 精确校核轴的疲劳强度. 25 4.3 高速轴（输入轴、偏心轴）的设计. 28 4.3.1 初步确定轴端直径. 28 4.3.2 高速轴的结构设计. 28 4.3.3 求高速轴上的载荷. 29 4.3.4 按弯矩合成应力校核轴强度. 30 4.3.5 精确校核轴的疲劳强度. 30 第五章减速器箱体及其附件设计 33 5.1 减速器箱体简介 34 5.2 减速器箱体材料和尺寸的确定 34 5.3 减速器附件的设计 35 5.3.1 配重的设计 35 5.3.2 减速器附件设计. 35 结论 36 参考文献 37 致谢 38 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章 绪 论 1.1 课题背景 据不完全统计，我国现有沙滩车企业 600 多家，主要分布在浙江、重庆、 江苏、上海、山东和广东等地，产品主要在 50-250CC 之间，产量约占世界沙滩 车总量的 40%。 这些企业中既有传统的摩托车企业， 也有全新的专业沙滩车生产 厂家， 还有从事休闲、 体育器械制造的企业。 摩托车企业凭借着多年的技术储备， 可以轻松地实现从摩托车制造向沙滩车生产的转型， 如广州华南、 江苏林海动力、 江苏健龙新田、重庆鑫源、重庆建设、重庆力帆等摩托生产企业都已将产品范围 延伸到沙滩车类产品。近些年，随着沙滩车市场的升温，大批汽车零部件企业也 开始兼营沙滩车整车或零部件制造业， 专业对口的技术背景使这些企业能够迅速 地适应行业的发展和市场的需求， 由于越来越多的企业开始加入到沙滩车这一新 兴行业中，使得这一行业竞争越发激烈。 随着市场对沙滩车需求量的日益增大，沙滩车企业都在积极扩大生产能力， 提升制造设备和技术水平，并引进质量控制体系，尤其在重庆、浙江二地，产业 化的趋势已经非常明显，与之配套的零配件供应圈也在迅速建立，并且辐射全国 和海外市场。 沙滩车行特点是低速大扭矩这就要求搭载的减速器的体积小、重量轻、传动 比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比 时，效率较低；行星减速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用 设备制造；而渐开线少齿差行星减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可 用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。 1.2 发展现况 目前，世界沙滩车年销售量约为 150-170 万辆，2006 年世界沙滩车市场规 模已达到 170 万辆，其中北美市场约占 80%。2006 年我国沙滩车出口超过 100 万辆，达 123.88 万辆，比 2005 年增长了 35.09%；出口金额为 5.34 亿美元，同 比增长 21.09%，呈现大幅上升趋势。就整个市场发展趋势来看，美国市场增长 逐步放缓，欧洲与中南美洲市场份额则逐年扩大，澳洲、西班牙、英国，甚至泰 国等新兴市场正逐渐进入上升期。欧洲 2005 年市场规模达 12 万辆以上， 2003-2005 年平均增长率高达 15%以上；泰国目前市场规模虽仅为 6000 辆，但 随着当地旅游、娱乐事业的发展，2008 年市场需求量预计将达 2 万辆，年平均 增长率高达 27%。在市场新势力带动下，未来 2 年世界沙滩车市场将维持 5%以 上的增长率。 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。 1.3 设计要求 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.3.1 设计任务 沙滩车少齿差行星齿轮耦合系统研制， 设计少齿差偏曲轴行星齿轮传动动力耦 合系统应用于混合动力低速车，比如沙滩车上。设计中考虑耦合系统的动力传动 比，行星齿轮的齿数差、斜齿轮法面模数 Mn， 、小斜齿轮齿数 z1、高速级传动 比 i1、小斜齿轮齿宽 b1、螺旋角 、少齿差行星齿轮传动齿数差 zd、模数 m、行 星轮齿数 z3、行星轮变位系数 y3、行星轮齿宽 b3、内齿轮变位系数 y4、齿顶高 系数 h3、啮合角 、内齿轮壁厚 B4，传动机构尺寸体积等。研究少齿差行星齿 轮耦合系统优化设计，优化设计一种少齿差行星齿轮动力耦合传动系统，提高混 合动力低速车的动力传动效率；合理选择传动系统结构及控制方式；合理选择各 项优化参数；解决当前混合动力低速车传动的问题，既节约能源又环保，提高我 国混合动力低速车动力耦合水平。 1.3.2 参数选定 查阅现有沙滩车技术参数，参考 50CC 型沙滩车动力参数，本次设计行星减速 器初步确定输入3.5Pkw，输出转矩1.6TkNm传动比150i 。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第二章 少齿差行星减速器总体设计 2.1 少齿差行星减速器的结构型式 少齿差行星齿轮减速器常用的结构型式有 N 型和 NN 型两种。 2.1.1 N 型少齿差行星减速器 N 型少齿差行星减速器按其输出机构的型式不同可分为十字滑块式、浮动 式和孔销式三种。现以孔销式为例来简述其组成和原理。 图 1-1 图 1-2 图 1-1 是典型的孔销式 N 型减速器。它主要由偏心轴 1，行星齿轮 2，内齿 轮 3，销套 4，销轴 5，转臂轴承 6，输出轴 7 和壳体等组成。 图 1-2 为其传动原理简图， 传动原理简述如下： 当电动机带动偏心轴 1 转动时， 由于内齿轮 3 与机壳固定不动，迫使行星齿轮 2 绕内齿轮 3 作行星运动（既公转 又自转） 。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心 所作的运动为反向低速运动。 利用输出机构V将行星轮的自转运动按传动比1i 而传递给输出轴 7，从而达到减速的目的。 图 1-2 的 V 结构为减速器的输出结构， 其特点是从结构上保证行星齿轮上的销 孔直径比销轴套的外径大两倍偏心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上 的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与输入 轴方向相反的减速运动。 2.1.2 NN 型少齿差行星减速器 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 NN 型少齿差行星减速器按其输出构件的不同，又可分为外齿轮输出和内轮 输出二种型式。以下以内齿轮输出为例来简述其组成和原理。 图 1-3 图 1-4 如图 1-3 所示，它主要由以下四个部分组成； 1.转臂输入轴 1 上做一个偏心轴颈，以构成转臂。为了达到平衡，在偏心轴 颈的两侧装有平衡块 2。 2.行星轮行星齿轮 4 和 7 相联结在一起， 安装在偏心轴颈上； 为了减少摩擦， 在行星齿轮与偏心轴颈间装有两个转臂轴承 3。 3.固定的内齿轮内齿轮 5 与机座 6 联接在一起，固定不动。 4.内齿轮输出内齿轮 8 与输出轴制成一整体，把运动输出。 传动原理简图如图1-4 所示， 原理简述如下： 当电动机带动偏心轴1转动时， 由于内齿轮 5 与机壳 6 固定不动，迫使行星齿轮 4 绕内齿轮 5 做行星运动（既公 转又自转） 。但由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴 1 中心所作的运动为反向低速运动。行星轮 7 与输出轴上的内齿轮 8 作行星运动， 把运动传出去，达到减速的目的。 2.2 减速器结构型式的确定 根据参数要求3.5Pkw，输出转矩1.6TkNm传动比150i 传确定选用 NN 型少齿差行星减速器结构。本次设计的传动方案如下图： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 2.1 NN 型行星减速器结构简图 NN 型少齿差行星减速器由两对内啮合齿轮副组成。共同完成减速与输出的 任务。无需其他型式的输出机构，直接由齿轮轴输出。其基本构件为两个中心轮 K 和行星架（即偏心轴）H 组成。 由 4324 1424 /()/()1/ X xxx iz zz znnnnnn 式(2.1） 因为 2 0n ，得到 43 24 1 /1/ x nnz zz z 其传动传动比计算公式为： 44 / xx inn式(2.2） 于是得到传动比的计算公式 41 41 42 3 () x iz zz zz z 式(2.3） 2.3 运动参数计算 前述已选定行星减速器参数为： 输入3.5Pkw输出转矩1.6TkNm传动比150i 少齿差传动效率主要由三部分组成即：行星机构的啮合效率 e 、传输机构的效 率 p 、转臂轴承的效率 b 则少齿差传动效率： epb 查手册得到各计算式： 4 1/1 (1)(1) X eXe i 其中 1212 1(1/1/)() X ee zzEE 查表 13-6-11 得到 0.92 e p 0.94 b 0.93 所以 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 0.81 epb 传动比： 4 150 X i 输出功率： 3.5 0.812.84PPkw 输出转速： 22 955016.95 /minnp Tr 输入转速： 142 2542.5 X nin/minr 求出输出转矩： 1 9550 /TP n13.2N.m 计算出各轴上具体数据汇总如下： 1）高速轴（输入轴） 1 3.5PKW 1 2542.5minnr 1 13.2TN m 2）低速轴（输出轴） 2 PW 2 16.95 /minnr 2 1.6mTKN 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第三章 齿轮传动设计 3.1 齿数差的确定 内啮合齿轮副内齿轮数与外齿轮齿数之差 21d ZZZ称为齿数差。一般 18 d Z 称为少齿差， d Z=0 称为零齿差。 传动比 i 的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈 小，则传动比 i 的绝对值愈大。因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一 般取齿数差为1 d Z ，动力传动2 d Z 。由于需要的传动比大，于是选择齿数差 1 d Z 。 3.2 齿轮齿数的确定 根据内齿轮 2Z-X(2K-H)（I）型传动特点，齿数差1 d Z ； 传动比的计算公式 41 41 42 3 () x iz zz zz z 和齿轮差计算公式 2143d zzzzz 得出齿轮 2 z的计算式 2 24 (1 2)41 dcdcdcx zzzzzz zi （错齿数 2413 0 c zzzzz ） 计算出 2 z ，并取整得出各齿轮齿数如表 3.1 所示。 表 3.1 齿轮传动的传动比与齿数组合 各齿轮齿数 传动比 错齿数 齿数差 1 z 2 z 3 z 4 z 4x i c z d z 41 42 32 33 150.333 9 1 3.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数 一般采用标准齿形角，当齿数差1 d Z 时，取齿形角14 25 ，结合标 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 准采用20 。 为保证转动的平稳性选用斜齿轮传动，且选用螺旋角15。 当齿形角20 时，齿顶高系数0.6 0.8 a h 。当 a h 减小时，啮合角 也 减小，有利于提高效率。但 a h 太小时，变位系数太小会发生外齿轮切齿干涉（根 切）或插齿加工时的负啮合，本次设计选用0.7 a h 。 3.4 外齿轮的变位系数 变位系数需满足方程式： 2112 2tan ()invinvxxzz 式(3.1） 变位系数还需要满足如下条件： （1）重合度 a 应符合 1122 (1 2 ) (tantan)(tantan)1 aaa zz （2）齿廓重叠干涉验算值 a G 应符合 111222 ()()0 d aaa Gz invz invz inv 式中： 122 1211 arccos(4) 4 aaa ddd， 222 2212 arccos(4) 4 aaa ddd 按照表 2.2 选取外齿轮的变位系数 1 x可保证啮合齿轮副的重合度1 a 且其顶隙 12 0.25cm。表中列出对应于1.05和 12 0.25cm时 1 x的上限值。 表中不带的数值表示 1 x取值受到1.05的限制，其值与插齿刀无关。 带的数值表示 1 x上限受到顶隙 12 0.25cm的限制，其值与插齿刀有关。若实 际选用的插齿刀与表 2.2 的注解不通，表示数值可供估算。估算方法：插齿刀齿 数 0 25z 或齿顶高 0 1.25 a hm或变位系数 0 0x 时， 1 x上限值会略大于表 3.2 的 数值，反之则小于表中之值。选用 1 x时，距离其上限值留有余量。 表 3.2 外齿轮变位系数 1 x的上限值 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 21 zz 1 z a h 1 0.8 0.6 1 40 0.70 0.15 -0.5 60 1.15 0.30 -0.7 （插齿刀参数 0 25z ， 0 1.25 a h 0 0x 可插值求 1 x的上限值） 3.5 啮合角与变位系数差 在齿数差与齿顶高系数确定的情况下，要满足主要限制条件，关键在于决定 变位系数差和啮合角。 表 3.3 啮合角 与变位系数差 21 xx的选用推荐值 21 zz 1 a h 0.8 a h 0.6 a h 21 xx ( ) 21 xx ( ) 21 xx ( ) 1 0.80 58.1877 0.58 54.0920 0.39 49.1563 3.6 齿轮几何尺寸与主要参数的选用 3.6.1 模数的确定 根据 NN 型传动结构特点在偏心轴上安装两个行星轮， 则一个行星轮上的转 矩输入滚动轴承效率，外齿轮选用 45 号钢调质，硬度HBS=220250。齿轮的由 文献3查得弯曲极限应力 lim1=650Mp 内齿轮选用 45 号调质后表面淬火，硬度HRC=4050,查得齿轮的弯曲极限 应力 lim2=850MPa 。 使用系数 KA，因原动机是电动机， 工作机有振动， 查表得使用系数 KA=2.0， 动载荷 KV=1.4（取齿轮的传动平稳精度为 8 级）因 YF1/FP1YF2/FP2按外齿轮校 核， 根据文献11表 18-12 取齿宽系数0.2 0.25 d 。根据文献1校核公式， 取标准模数 m=2.5. 3.6.2 几何参数计算 由表 2.4 确定：压力角 20 啮合角 51.210 模数 2m 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 算第一内齿轮副几何参数计算 1 z =41， 2 z =42 中心距： 121 ()cos/2cos2 (4241)cos20 /2cos51.210Am zz =1.499mm 取中心距 1 1.50Amm 分度圆直径： 11 2 4182dmzmm 22 2 4284dmzmm 齿顶高：0.7 21.4 aa hh m 齿轮宽度： 11 0.2 8216.4 d bdmm 取 1 20Bmm 2 25Bmm 第二内齿轮副几何参数计算 3 z =32， 4 z =33 中心距： 243 ()cos/2cos2 (33 32)cos20 /2cos51.210Am zz =1.499mm 取中心距 2 1.50Amm 分度圆直径： 33 2 3264dmzmm 44 2 3366dmzmm 齿顶高：0.7 21.4 aa hh m 1 0.2 6412.8 d bdmm 取 3 15Bmm 4 20Bmm 齿轮详细尺寸计算与验算结果如下: 计算第一内齿轮副 外齿轮齿数 Z1: 41 内齿轮齿数 Z2: 42 法向模数 Mn:2.5mm 分圆法向压力角 n:20 分圆螺旋角 :15 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 齿顶高系数 ha*:0.7 顶隙系数 c*:0.25 中心距 a:2mm 齿宽 b:20mm 量棒直径 dp:1.7mm 内插齿刀齿数 Z02:25 内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25 插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm 端面模数 mt = 2.5882mm 啮合角 w = 52.7360 插内齿轮时的啮合角 02 = 29.6081 插内齿轮时的中心距 a02 = 23.6784mm 总变位系数 X = 0.5186mm 外齿轮变位系数：X1 =0.3000mm 内齿轮变位系数：X2 =0.8186mm 分度圆直径：d1 = 106.1158mm 分度圆直径：d2 =108.7040mm 齿根圆直径：df1 =102.8658mm 齿根圆直径：df2 =116.1068mm 齿顶圆直径：da1 = 110.8568mm 齿顶圆直径：da2 = 108.1158mm 外齿轮齿顶压力角 a1 = 26.3949 内齿轮齿顶压力角 a2 = 19.8031 插齿刀齿顶压力角 a02 = 28.2718 端面重合度 = 1.0407 轴向重合度 = 0.6591 校验内齿轮加工范成顶切: 判断 z02/z2=0.59521-tanaa0/tana02 =0.3663 校验过渡曲线干涉: 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =13.8091z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =12.4336 校验重叠干涉: z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.0258 大于等于 0 校验外齿轮齿顶厚度: 判断 sa1 =0.71340.25m =0.6250 外齿轮固定弦齿厚：sc1=3.9497mm 内齿轮固定弦齿厚：sc2=2.1521mm 外齿轮固定弦齿高：hc1=1.6517mm 内齿轮固定弦齿高：hc2= -0.0854mm 跨齿数：k = 6 外齿轮公法线长度：w=42.6896mm 外齿轮跨棒距 M1=102.0423 内齿轮跨棒距 M2=115.1559 第二内齿轮副几何参数计算 外齿轮齿数 Z3: 32 内齿轮齿数 Z4: 33 法向模数 Mn:2.5mm 分圆法向压力角 n:20 分圆螺旋角 :15 齿顶高系数 ha*:0.7 顶隙系数 c*:0.25 中心距 a:2mm 齿宽 b:20mm 量棒直径 dp:1.7mm 内插齿刀齿数 Z02:25 内插齿刀齿顶高系数 ha*02:1.25 插齿刀刃磨刀原始齿形的距离 X02:0mm 端面模数 mt =2.5882mm 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 啮合角 w =52.7360 插内齿轮时的啮合角 02 =35.1857 插内齿轮时的中心距 a02 =11.8536mm 总变位系数 X =0.5186mm 外齿轮变位系数：X1 = 0.3000mm 内齿轮变位系数： X2 =0.8186mm 分度圆直径：d1 =82.8221mm 分度圆直径： d2 =85.4103mm 齿根圆直径：df1 =79.5721mm 齿根圆直径：df2 =92.4572mm 齿顶圆直径：da1 =87.2072mm 齿顶圆直径：da2 =84.8221mm 外齿轮齿顶压力角 a1 =7.2875 内齿轮齿顶压力角 a2 =19.5653 插齿刀齿顶压力角 a02 =28.2718 端面重合度 =0.9698 轴向重合度 =0.6591 校验内齿轮加工范成顶切： 判断 z02/z2 =0.75761-tanaa0/tana02 =0.4959 校验过渡曲线干涉： 外齿轮用滚刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw=10.4139z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =9.1579 校验重叠干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.20590 校验外齿轮齿顶厚度: 判断 sa1 =2.85690.25m =0.6250 外齿轮固定弦齿厚：sc1 =3.9497mm 内齿轮固定弦齿厚：sc2=2.1521mm 外齿轮固定弦齿高：hc1 =1.4738mm 内齿轮固定弦齿高：hc2=-0.0821mm 跨齿数：k = 5 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 外齿轮公法线长度：w=34.9614mm 外齿轮跨棒距 M1 =80.9632 内齿轮跨棒距 M2 =91.4949 由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表 3.5 所示。 表 3.5 行星齿轮几何参数见 (长度单位：mm) 名称 符号 第一内齿轮副 第二内齿轮副 外齿轮 内齿轮 外齿轮 内齿轮 齿数 z 41 42 32 33 模数 m 25 齿形角 a 20 15 齿顶高系数 a h 0.7 啮合角 52.7360 变位系数 1 x 0.3 0.8186 0.1 0.6186 啮合中心距 A 2.0 分度圆直径 d 106.116 108.704 82.822 85.41 齿顶圆直径 a d 110.857 108.116 87.207 84.822 齿根圆直径 df 102.8658 116.107 79.572 92.457 齿轮宽度 B 20 25 15 20 验算重合度 1.05 齿廓重干涉 验算值 s G 0.05 跨齿数 k 4 5 5 6 测量柱直径 p d 1.7 3.7 强度计算与校核 渐开线少齿差行星传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度 与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度远远大于齿根弯曲强度，同时又是多齿 对啮合，所以内外齿轮的接触强度可不进行验算及满足要求(参见文献2第九章 少齿差行星齿轮传动第 6 节齿轮强度计算)。 只计算齿根弯曲强度，其弯曲强度条件为： FFP 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 (/) FtFAVFF FYbm K K KK , limmin (/) FPFFSTXRNT SY Y Y Y式(3.4） 根据2(2)ZXKH型传动计算方式得到式中： t F -齿轮分度圆上的圆周力（N） 2 33 4 2000/2000 800 41/82 4219047.62 t FT zd zN F Y-齿形系数：参见文献1表 10-5 齿形系数表得到2.37 F Y 齿轮宽度：0.7 8257.4 d bd 式(3.5） A K-使用系数：参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算表 5-6 得到 2.0 A K V K-动载系数：参见参见文献2第 5 章行星传动承载能力计算图 5-1 得到 1.4 V K F K -弯曲强度计算的齿间载荷分配系数：参见参见文献2表 5-9 得 1.2 F K F K -弯曲强度计算的齿向载荷分配系数：查文献1图 10-13 1.08 F K limF -试验齿轮的齿根弯曲极限应力。 查参见文献1图 10-21 2 lim 490/ F N mm minF S -齿根弯曲强度的最小安全系数:表 5-5 得 minF S=1.60 ST Y -应力修正系数：一般试验齿轮修正系数取2.0 ST Y X Y-尺寸系数：查文献2图 6-37 得 X Y=0.9 R Y-齿根表面状况系数；查文献2图 6-36 得 R Y=1.28 N Y-弯曲强度的寿命系数: 查文献2图 6-34 得 N Y=2.4 于是计算出(/) FtFAVFF FYbm K K KK (19047 2.37/57.4 2) 1.4 1.2 1.08 2.01426.95 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 limmin (/)(490/1.6) 2 0.9 1.28 2.41893.44 FPFFSTXRN SY Y Y Y 满足 FFP ，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第四章 传动轴设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的零件，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。 轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求， 合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和 轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。 轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情 况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止 断裂或塑性变形。 4.1 选择轴的材料 轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性 较低， 同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采 用碳钢制造轴尤为广泛，最常用的是 45 钢。 必须指出在一般工作温度下（低于 200 摄氏度）各种碳钢的弹性模量均相差 不多， 因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时， 所根据的是强度和耐磨性， 而不是轴的弯曲或者扭转刚度，在既定的条件下，有时也可选择较低的钢材，而 用适当增大轴的截面积的方法来提高轴的刚度。 各种热处理如高频淬火、渗碳、氧化、氰化以及表面强化处理如喷丸、滚压 等对提高轴的抗疲劳都有着显著的效果。 应用于轴的材料种类很多，主要根据轴的使用条件。对轴的强度、刚度和其 他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺，并力求经济合 理，通过设计计算来选择轴的材料。 根据参考文献5表 5-1-1 轴的材料及其主要力学性能选择轴的材料为 45 钢， 调质热处理。具体参数见表 4.1 表 4.1 轴的常用材料及其主要力学性能 材料 热处 理 毛坯 直径 mm 硬度 HB 抗拉 强度 b 屈服 点 s 弯曲 疲极 限 1 扭转 疲劳 极限 1 许用 静应 力 p 许用疲劳 应力 p 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 45钢 调质 200 217255 650 360 270 155 260 180207 4.2 低速轴（输出轴）的设计 轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它 与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、 大小及分布情况， 轴承的类型与尺寸， 轴的毛坯、 制造和装配工艺、 安装及运输， 对轴的变形等因素有关。 4.2.1 初步确定轴端直径 由前得输出轴上 2 PW , 2 16.95 /minnr,Z 2 1.6mTKN 求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参见文献413-453 受力分析与强度计算） 齿轮分度圆直径 33 m64mmdZ 分度圆切向力 12 33 4 2000/2000 1600 32/82 3337841.8 t FT zd zN 径向力 2334 2000sin/cos r FT zd z31387.1 法向力 2 33 4 2000/cos n FT zd z=40274.4N 表 4.2 轴常用几种材料的 T 及 0 A值 轴的材料 / T MPa 0 A 23520QA 1525 149126 275 35Q、 2035 135112 45 2545 126103 4035CrSiMn、 3555 11297 按表 4.2 选取 0 112A ，轴的输入端直径及轴的最小直径： 3 3 min022 /1122.84/16.9561.8dAP nmm 又因为此段开有键槽，对于直径100dmm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5% 7%取 min 61.861.8 0.06mmd初选 1 65d mm。 4.2.2 低速轴的结构设计 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。 最小直径 1 2 65dmm 右端用轴端挡圈定位，安装轴承盖。所以 1 65d mm 根据轴肩的高度(0.07 0.1)hd 2-3 处安装轴承，3 处为安装轴肩 2 3 6565 0.07 274.1dmm 预选轴承型号为 6215 尺寸为 75 100 18，选 2 3 25Lmm 2 75dmm 3-4 段 4 处为定位轴肩 3 4 7585dmm 75 0.07 2 3 4 40Lmm 3 85dmm 4-5 处安装轴承，5 处为安装轴肩 4 5 8596.9dmm 预选轴承型号为 6216 尺寸为 80 110 20，选 4 5 32Lmm 4 100dmm ， 5 d 为内齿轮，具体尺寸见齿轮设计。 2）根据 SJ 型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输出轴与内齿圈装成 一体。 3）参考文献1表 15-2 取轴端的倒角为2 45 轴肩上的圆角半径 2 处取2.0Rmm 3、4 处取2.5Rmm 4.2.3 求低速轴上的载荷 由前得输出轴上 2 PW 2 16.95 /minnr 2 1.6mTKN 求作用在齿轮上的力（2Z-X 型） （参见文献413-453 受力分析与强度计算） 分度圆切向力 12 33 4 2000/2000 1600 32/82 3337841.8 t FT zd zN 径向力 2334 2000sin/cos r FT zd z31387.1 法向力 2 33 4 2000/cos n FT zd z=40274.4N 确定轴承的支撑点位置时， 参看文献1图 15-23， 对于所选轴承， 查得 1 12.5a ， 2 17.5a 。所以得到图 4.2 的 1 121L , 2 67.5L , 3 72L 从应力集中对轴的疲劳强度看，截面 2 和 3 处的过盈配合引起的应力集中最 严重，从受载的情况来看，截面 2-3 中间受载荷最大，截面 2、3 相近，但截面 3 受扭矩， 所以 2 截面不必校核， 截面 2-3 中间受力， 但应力集中不大， 不必校核。 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表 4.3。 表 4.3 轴受力分析 载荷 垂直面 水平面 支反力 1 1121 NV FN 1 960 NV FN 1 619 NH FN 1 1596 NH FN 弯矩 1 100282 V M 102955.5 H M 2 47539 V M 总弯矩 1 100282MN 2 11340.MN 扭矩 1600TN mm 4.2.4 按弯矩合成应力校核轴强度 在进行校核时， 通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强 度。根据机械设计式 15-5 取 a=0.6 轴的计算应力 222 1 ca 3 ()100282(0.6 1600) 16.46 0.1 65 M Mpa W （ 3 0.1Wd） 前已经选定轴的材料为 45 钢， 调质处理， 参考文献1表 15-1 查得 -1 =60Pa， 所以 ca ，故安全。 4.2.5 精确校核轴的疲劳强度 1)判断轴的危险截面 由轴分析可知，1-2 截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的 应力集中将削弱轴的疲劳强度， 但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑 的，所以 1-2 段 6、7 截面无须校核。 从应力集中对轴的疲劳强度看，截面 2 和 3 处的过盈配合引起的应力集中最 严重，从受载的情况来看，截面 2-3 中间受载荷最大， 截面 2、3 相近，但截面 3 受扭矩，所以 2 截面不必校核，截面 2-3 中间受力， 但应力集中不大，不必校核。 2)校核截面 3 左侧 宁波大红鹰学院毕业设计（论文） 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 抗弯截面系数 33 W=0.1d0.127463mm 式（4.3） 抗扭截面系数 333 T W0.20.2 6554925dmm式（4.4） 截面 6 右弯矩 M 为 22 33 104894.25 HV MMMN mm式（4.5） 截面 W 上扭矩 3 657220TN mm 截面上的弯矩应力 b 3.06 M Mpa W 式（4.6） 截面扭矩切应力 2 t 657220 9.58 68600 T T Mpa W 式(4.7） 轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 3.1 查得Mpa ，270Mpa ， 155Mpa 。 截面上由于轴肩形成的理论集中系数a及a： 按参考文献1附表 3-2 查取，因 2.0 0.031 65 r d , 75 1.08 65 D d 可查得2.0a，1.31a。 又参考文献1附表 3-1 查得轴的材料的敏性系数为0.82q0.85q。 故有效应力集中系数按参考文献1表附 3-4 为: 1(1)1 0.82 (0.2 1)1.82kq a 1(1)1 0.85 (1.31 1)1.55kq a 由参考文献1附图 3-2 得尺寸系数0.67 。 由参考文献1附图 3-3 得扭转尺寸系数r=0.82。 轴按磨削加工，由参考文献1附图 3-4 得表面质量系数为0.92 。 轴