【JX14-86】180单缸柴油机220V电起动装置设计
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JX14-86
【JX14-86】180单缸柴油机220V电起动装置设计
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【JX14-86】180单缸柴油机220V电起动装置设计,JX14-86,【JX14-86】180单缸柴油机220V电起动装置设计
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摘 要小型柴油机普遍使用分离式手摇气动方式。起动时，将起动手柄端头的横销嵌入柴油机曲轴前端的起动爪内，摇动手柄即可转动曲轴，使柴油机起动。这种起动方式操作不便，且劳动强度大，若柴油机供油时过晚，起动时柴油机易产生反转将摇动手柄甩出，打伤人的面部或左手。因此，小型柴油机起动系统的应用有实际意义，具有广阔的应用前景。本文设计了一个针对于180单缸柴油机的交流电启动装置。本课题将主要涉及电启动装置的总体方案及其整体设计思路。并拟重点研究柴油机电启动装置的机械结构设计。 关键词：柴油机，电起动，机械设计 IIIAbstractSeparate small diesel engines commonly used pneumatic hand. When starting, the starter handle end of a cross pin embedded in the front of the engine crankshaft starter claw, shaking the handle to rotate the crankshaft, so that the diesel engine starts. This starting mode is inconvenient to operate, and high labor intensity, if the engine oil is too late, when starting the engine easy to produce reverse swing handle thrown, injuring a persons face or the left hand. Therefore, the application of a small diesel engine starting system has practical significance, and has broad application prospects. This paper presents a starter for AC 180 single-cylinder diesel engine. This paper will mainly involve the overall program and its overall design concept electric starter device. And focus on diesel electric mechanical design study was to start the device. Key Words: Diesel engine, electric start, mechanical design目 录摘 要IAbstractII目 录III第1章 绪论11.1 选题背景及意义11.2 国外柴油机技术的现状与发展21.3 我国柴油机产业的现状与发展31.4 课题的研究内容和研究方法41.4.1 研究的基本内容41.4.2 研究步骤、方法41.5 本章小结5第2章 电启动装置总体方案设计62.1起动机启动功率计算62.2传动方案选择6第3章 减速传动装置设计83.1传动系统方案设计83.2传动比与效率计算83.3行星齿轮传动配齿计算93.4齿轮的几何尺寸和啮合参数计算113.5行星齿轮传动强度计算与校核133.6行星齿轮传动受力分析16第4章 行星轮架与输出轴间齿轮传动设计194.1轮材料及精度等级194.2按齿面疲劳强度计算194.3按齿根疲劳强度计算19第5章 行星减速器轴的设计215.1 减速器输入轴设计215.2 输出轴设计23第6章 结论26参考文献27致 谢28 第1章 绪论第1章 绪论1.1 选题背景及意义1882年德国人狄赛尔（Rudolf Diesel）提出了柴油机工作原理，1896年制成了第一台四冲程柴油机。一百年后，柴油技术，应用起来较为广泛的全面发展。大量的研究表明，柴油发电是目前各种机械中热效率最高，能源效率最佳，最节能的车型工业应用。配备了最先进的柴油技术或功率可以达到3050kWh/ L，0.35以上的扭矩储备系数，最低油耗可以达到198g/kWh，额定功率油耗可达到204g/kWh；柴油机被广泛应用于船舶动力、发电、灌溉、车辆动力等广阔的领域，尤其在车用动力方面的优势最为明显，全球车用动力柴油化趋势业已形成。在美国，日本和欧洲，100的重型柴油为动力的汽车。在欧洲，90的商用车和柴油车的33。在美国，90的商业柴油车辆。在日本，商用柴油车辆的38，对于柴油车9.2。专家预测，在未来20年或时间甚至更长的时间与柴油动力车将成为世界的主流。发达国家在世界汽车行业发动机开发的政府也高度重视，采取措施，在税收，燃料供应等方面推动柴油发动机的普及和发展。柴油机的问世虽然晚于汽油机，但凭借良好的燃油经济性(与汽油机相比，燃油经济性要高30%40%)，动力性，耐久性和排放性等优点，汽车柴油化已经成为国际潮流。以美、欧、日三国柴油车的发展势头足以说明这点：在美国汽油最便宜，只相当于欧洲价钱的1/2至1/4，可是美国商用车大部分仍使用柴油发动机，柴油机客车和轻型卡车正稳步增长并占据美国市场；在欧洲，燃油经济性良好的柴油车不断增加，3升车即3升燃油可行驶100公里的超低油耗车的开发呈现极其活跃的趋势，汽车柴油车的销售量已超过欧洲客车市场的18%以上；法国，柴油机轿车的比例已上升到50%左右，欧洲20%的轿车和90%的商用车均采用柴油机；柴油车在亚洲市场上也呈现不断增长的趋势，日本9.2%的轿车和38%的商用车采用柴油机，并且未来的这种趋势还会持续。我国的柴油机发展较晚，80年代以前，国产车只有重型车装用柴油机，从80年代开始，在中、轻型车上采用，特别是引进的新一代轻型汽车如：依维柯，全顺，五十铃等都采用了柴油发动机。90年代以来，国产柴油车从7.58万辆增加到42.58万辆，在总产量中的比例从14.88%增加到26.16%，其中，柴油货车的比例超过了50%。小型柴油机普遍使用分离式手摇气动方式。起动时，将起动手柄端头的横销嵌入柴油机曲轴前端的起动爪内，摇动手柄即可转动曲轴，使柴油机起动。这种起动方式操作不便，且劳动强度大，若柴油机供油时过晚，起动时柴油机易产生反转将摇动手柄甩出，打伤人的面部或左手。因此，小型柴油机起动系统的应用有实际意义，具有广阔的应用前景。目前关于小型柴油机起动器的设计有很多种，其中有依靠弹簧起动的手拉式起动器，电力起动的起动器以及机械式的蓄能起动器，但这些产品结构比较复杂，使用不方便。为此，本课题设计了一种结构简单、操作方便的小型柴油机起动器。到目前为止，在中国单缸柴油机仍然是最基本的农业动力，拥有最大数量。近年来，单缸柴油拖拉机制造商已经开发出一种电池起动，但由于种种原因，难以满足农村的要求，尤其是在北方的冬天，第一次启动非常困难，往往始于人力，劳动力同时采用火烤密集，更危险的机器。为了解决上述问题，一个AC起动设计的。该设计思路是用220V交流电起动柴油机，利用压缩行程提高发动机温度，以便容易起动，减轻机件磨损。1.2 国外柴油机技术的现状与发展现代高性能柴油发动机的调整，由于比汽油发动机的热效率，比汽油少排放，广泛用作汽车动力。西欧国家不仅卡车和使用柴油发动机公交车，并采用柴油车的比例是相当大的。最近，美国联邦政府对能源的美国能源部和理事会作为三大汽车公司的代表正在开发新一代的美国汽车研究所经济型柴油轿车将是相同的配置作为动力。经过多年的研究，很多新技术的应用，最大的问题柴油烟雾和噪音大的突破，达到了汽油机的水平。下面是一些国外先进技术的柴油应用： 1. 共轨与四气门技术 共轨柴油发动机是目前常用的国外技术，四气门技术和涡轮增压中冷技术相结合，使发动机达到更好的效果在性能和排放限值方面，满足欧3排放标准和法规。 四气门结构（二进气二排气）不仅可以提高充气效率，更由于喷油嘴可以居中布置， 使多孔油束均匀分布，可为燃油和空气的良好混合创造条件；同时，可以在四气门缸盖上将进气道设计成两个独立的具有为同形状的结构，以实现可变涡流。这些因素的协调配合，可大大提高混合气的形成质量（品质），有效降低碳烟颗粒、HC和NOX排放并提高热效率。 2. 高压喷射和电控喷射技术 高压喷射和电控喷射技术是目前国外降低柴油机排放的重要措施之一，高压喷射和电控喷射技术的有效采用，可使燃油充分雾化，各缸的燃油和空气混合达到最佳，从而降低排放，提高整机性能。 3. 增压中冷技术 涡轮增压柴油发动机，以增加空气量，以改善过量空气系数燃烧是一个很大的负载条件下排气烟度，微粒排放以及有效的措施，以减少燃油消耗。有效的空气 - 空气冷却系统，使增压空气温度下降到50以下，温度下降的工作周期有助于NOx和PM的排放更低下降，因此目前重型车用柴油发动机是涡轮增压中冷普遍类型，不仅有助于降低排放和燃油经济性好。此外，预涡轮排气旁通阀的应用，不仅可以减少PM和CO排放，而且还可以改善瞬态性能的涡轮增压柴油发动机，低速扭矩。1.3 我国柴油机产业的现状与发展自上世纪80年代我们的柴油机行业得到了快速发展，为数字模型和引进先进技术，中国的柴油发动机的整体技术水平已经在上世纪80年代末90年代初的水平达到国外，近年来国外一些柴油开始采用排放控制技术在柴油发动机也有少数国内的应用。新开发的产品生产柴油的排放水平已经达到欧1排放限值的要求，有的甚至达到欧2排放标准。但中国的柴油产业的整体发展仍然面临诸多问题。1. 生产的重型柴油车辆逐年增多，中，轻型柴油车也加快了步伐，但在 微型车，轿车领域，柴油车的比例仍然为零。在另一方面，中国的市场已经呈现出供大于求的中型柴油的迹象，轻型柴油机市场渐趋饱和，但企业从技术上看制造的大部分产品的骨干已在产品应逐步淘汰，小发展潜力。 2. 投资不足，在柴油机行业，严重制约了生产技术水平，发展和自我发展能力的规模 改善。现在，中国的柴油技术基础薄弱，落后1020年的国际先进水平，也落后于国内车用汽油发动机发展的整体技术水平，柴油发动机没有一个完整的新产品开发能力及关键零部件。许多外国技术已广泛应用于中国仍处于研究阶段，有的甚至还是空白。 3. 我们的柴油技术落后，产品质量差，维修车辆在使用中措施不力，导致低性能，高排放柴油车的使用，对城市环境质量和大气的不利影响，使社会“厌柴”心理。目前，柴油车在欧洲市场占40 的市场份额。在北美，人们开始意识到柴油动力的诸多优点。今天油价上涨在世界上，美国政府开始鼓励汽车的政策与低油耗的实施。美国能源和经济委员会丁哥尔参议员的主要成员保证，以鼓励在美国推出了车辆的燃油经济性措施，购买和使用。美国汽车调研公司JD Power公司在最近的统计发现的权威，美国，三分之一的人打算考虑在车上接受调查的用户在购买清洁柴油轿车。由于日本，欧洲和使用不同的测试周期美国的排放标准，难以使不同标准之间的准确比较。看看重型车辆的发动机号码，日本JP2005标准和欧V标准非常接近，但欧V标准，直到2008年将实现的，因此，从2005年期开始发挥美国美国EPA2007标准，日本将有最世界各地严格的排放法规。总体而言，在世界各地的排放法规越来越严格。柴油发动机制造商必须密切关注柴油技术的最新发展。与国外的发展水平相比，中国与世界的差距越来越大。许多人指责国内柴油机厂商对于新技术的发展漠不关心。然而国内柴油机厂商也有自己的苦衷。国家新的排放法规一直没有出台，企业不敢贸然采取新的举动。近年来，这种状况开始有所好转。1.4 课题的研究内容和研究方法1.4.1 研究的基本内容本文设计的是小型柴油机电起动系统的设计。当按下起动开关，电动机旋转而产生的动力，通过行星齿轮传动机构，传递给起动器轴端的横销带动曲轴旋转、柴油机起动，当柴油机转速高于起动爪转速时，即与柴油机分离。该起动系统起动迅速、安全可靠，极大的减轻了劳动强度。设计一个针对于180单缸柴油机的交流电启动装置，具有重要意义。本课题将主要涉及电启动装置的总体方案及其整体设计思路。并拟重点研究柴油机电启动装置的机械结构设计。1.4.2 研究步骤、方法1、根据课题准备，查阅国内外相关文献资料，包括柴油机的发展现状及前景，和与柴油机电启动装置相关的技术和设备。对所查得的文献资料进行系统的学习，理解并掌握电启动装置的基本原理。2、查阅外文文献和专利，对所查外文文献进行翻译、理解，了解国外与课题相关领域的最新技术及其应用与发展。3、通过所查资料，整理分析，写出综述报告，拟订设计方案。4、进行总体方案设计，确定电启动装置的传动方案及类型，完成结构设计及主要零部件设计。5、机械结构设计，进行电启动装置的机械结构设计，绘制成型的机械结构草图。6、撰写设计说明书、论文，完成最后的修改，定稿并准备答辩。1.5 本章小结本章主要对国内外的柴油机技术和电启动装置的发展与现状进行了一个大体地介绍，目前，柴油机交流电启动装置在国内外均有广泛的研究，并取得了比较多的研究成果。另外，本章还简要的介绍了柴油机交流电启动装置设计这个课题的研究基本内容，包括传动装置的基本结构和设计要求。并对基本步骤和方法进行了简单的计划。27第4章 本章标题第2章 电启动装置总体方案设计2.1起动机启动功率计算1. 启动转速起动转速：能够使柴油机起动的最低转速，称为起动转速。柴油机起动的最低转速要保证进气管中必要的气流速度和必要的燃料蒸发条件。柴油机起动转速一般为100200r/min。180单缸柴油机曲轴转速按平均值取为180r/min则设计启动轴的转速定为。2. 电动机所需功率确定工作机所需输入功率为：式中：启动转矩，单位为；启动转速，单位为。 经试验测得摇把臂长150mm，低温启动力数据平均值为180224N，则启动扭矩为。工作机的所需输入功率应不小于为。传动装置的效率初步为则电动机所需功率为选择使用型系列单相异步电动机，额定功率0.75kw，额定转速。2.2传动方案选择柴油机电起动系统的传动方式一般采用齿轮传动和链传动两种方式，齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、结构紧凑、寿命长等特性，因此，在传动装置中采用齿轮传动。齿轮传动为传动方式初步选择以下三种方案：1.圆柱齿轮传动：图1传动方式为圆柱齿轮传动，采用三轴四齿轮实现减速增扭。输入轴1带动齿轮，通过中间轴2，把动力传到了3轴的齿轮上，再通过3轴输出，从而实现了减速增扭。这个方案的设计，考虑了简单方便的因素，但是，由于在机构内部，重心不在输入输出轴上，这会导致稳定性差，机构外形较大，操作不方便。2.图2传动方式为蜗轮蜗杆传动，直接用一级传动实现减速增扭的作用。但利用蜗轮蜗杆传动，由于传动时会出现自锁现象，安全性低，并且蜗轮蜗杆的传动效率比较低，不适合使用。3.图3传动方式为行星齿轮传动，采用二级行星齿轮传动，能够满足大传动比减速增扭的要求。体积小，携带方便，因此，该方案适于电起动器的设计。综合以上3种方案的特点，选用行星齿轮传动作为电起动系统装置。 图1 圆柱齿轮机构简图 图2蜗轮蜗杆机构简图 图3行星齿轮机构简图第3章 减速传动装置设计3.1传动系统方案设计传动方案的分析与拟定1）对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。2）拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图3-1所示为拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。图3-1 周转轮系 a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架3.2传动比与效率计算总传动比确定：行星齿轮传动比符号及角标含义为： 1固定件、2主动件、3从动件 1、齿轮b固定时（图3-1），2K-H（NGW）型传动的传动比为 =1-=1+/可得 = =/输出转速： =/=960/5.2=180r/min2、行星齿轮传动的效率计算： =1-|-/(-1)|=为a-g啮合的损失系数，为b-g啮合的损失系数，为轴承的损失系数，为总的损失系数，一般取=0.025按=960r/min、=180r/min、可得=1-|-/()|=1-|960-180/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98%3.3行星齿轮传动配齿计算1、传动比的要求传动比条件即 =1+/可得 1+/=63/5=21/5=4.2=所以中心轮a和内齿轮b的齿数满足给定传动比的要求。2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件为保证行星轮与两个中心轮、同时正确啮合，要求外啮合齿轮a-g的中心距等于内啮合齿轮b-g的中心距，即 = 称为同轴条件。对于非变位或高度变位传动，有 m/2(+)=m/2(-)得 =-/2=63-15/2=243、保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间装配条件想邻两个行星轮所夹的中心角=2/中心轮a相应转过角，角必须等于中心轮a转过个（整数）齿所对的中心角，即 =*2/式中2/为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。 =n/=/=1+/将和代入上式，有 2*/2/=1+/经整理后=+=（15+63）/2=24满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。4、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰邻接条件在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和，如图32所示 图3-1 行星齿轮可得 l=2* l=2*2/m*(+)*sin=39/2m =d+2=17m满足邻接条件。3.4齿轮的几何尺寸和啮合参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为 m=式中 算数系数，对于直齿轮传动=12.1； 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N*m ； =/=9549/=95491.5/3960=5N*m 使用系数，由参考文献二表67查得=1； 综合系数，由参考文献二表65查得=2； 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由参考文献二公式65得=1.85； 小齿轮齿形系数，图622可得=3.15；， 齿轮副中小齿轮齿数，=15； 试验齿轮弯曲疲劳极限，按由参考文献二图626630选取=120所以 m=12.1 =1.68 取m=21）分度圆直径d=215=30mm =224=48mm =263=126mm2) 齿顶圆直径 齿顶高：外啮合=m=2内啮合=（-）*m=(1-7.55/)*m=1.76 =+2=30+4=34mm=+2=48+4=52mm=-2=126-4=122mm 3) 齿根圆直径 齿根高=（+）*m=1.25m=2.5 =-2=30-5=25mm=-2=48-5=43mm=+2=126+5=131mm 4）齿宽b参考三表819选取=1=*=130=30mm=*+5=30+5=35mm=13.5+(5-10)=30-5=25mm5) 中心距a对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重合，则啮合齿轮副的中心距为： 1、ag为外啮合齿轮副=m/2(+)=2/2(15+24)=39mm 2、bg为内啮合齿轮副 =m/2(+)=2/2(63-24)=39mm中心轮a行星轮g内齿圈b模数m222齿数z152463分度圆直径d3048126齿顶圆直径3452122齿根圆直径2543131齿宽高b303525中心距a=39mm =39mm 3.5行星齿轮传动强度计算与校核1、行星齿轮弯曲强度计算及校核（1）选择齿轮材料及精度等级中心轮a选选用45钢正火，硬度为162217HBS，选8级精度，要求齿面粗糙度1.6行星轮g、内齿圈b选用45钢正火，选8级精度，要求齿面粗糙度3.2。（2）转矩 =/=9549/n=95491.5/3960=5N*m=5000N*mm；（3）按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献三式824得出 如则校核合格。（4）齿形系数由参考文献三表812得=3.15，=2.7，=2.29；（5）应力修正系数由参考文献三表813得=1.49，=1.58，=1.74；（6）许用弯曲应力由参考文献三图824得=180MPa，=160 MPa； 由表89得=1.3 由图825得=1；由参考文献三式814可得 =*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa=/b=(21.15000/3015)3.151.49=18.78Mpa =138MPa=*/=18.782.71.587/3.151.74=14.62查参考文献二表611可得=1.3所以1.33、有关系数和接触疲劳极限（1）使用系数查参考文献二表67 选取=1（2）动载荷系数查参考文献二图66可得=1.02（3）齿向载荷分布系数对于接触情况良好的齿轮副可取=1（4）齿间载荷分配系数、由参考文献二表69查得 =1.1 =1.2（5）行星轮间载荷分配不均匀系数由参考文献二式713 得=1+0.5（-1）由参考文献二图719 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25仿上 =1.75（6）节点区域系数由参考文献二图69查得=2.06（7）弹性系数由参考文献二表610查得=1.605（8）重合度系数由参考文献二图610查得=0.82（9）螺旋角系数 =1（10）试验齿的接触疲劳极限由参考文献二图611图615查得 =520Mpa（11）最小安全系数、由参考文献二表6-11可得=1.5、=2（12）接触强度计算的寿命系数由参考文献二图611查得 =1.38（13）润滑油膜影响系数、由参考文献二图617、图618、图619查得=0.9、=0.952、=0.82（14）齿面工作硬化系数由参考文献二图620查得 =1.2（15）接触强度计算的尺寸系数由参考文献二图621查得 =1所以 =2.061.6050.821=2.95 =2.95=3.5 =2.95=4.32=*=520/1.31.380.90.950.821.21=464.4所以 齿面接触校核合格。3.6行星齿轮传动受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即1，且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2H-K型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力。为了分析各构件所受力的切向力F，提出如下三点：（1） 在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。（2） 如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。（3） 为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在2H-K型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F，如图33所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 =/=9549/n=95491.5/3960=5N*m可得 =*=15 N*m式中 中心轮所传递的转矩，N*m； 输入件所传递的名义功率，kw；图5-2传动简图（a）传动简图 (b)构件的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为 =960/=960/=9605/30=160N而行星轮g上所受的三个切向力为：中心轮a作用与行星轮g的切向力为 =-=-960/=-160N 内齿轮作用于行星轮g的切向力为=-960/=-160N 转臂H作用于行星轮g的切向力为=-2=-1920/=-320N 转臂H上所的作用力为=-2=-1920/=-320N 转臂H上所的力矩为 =-1920/*=-192015/3039=-37440 N*m 在内齿轮b上所受的切向力为 =-=960/=160N 在内齿轮b上所受的力矩为=/960=/=1548/30=24N*m 式中 中心轮a的节圆直径，mm 内齿轮b的节圆直径，mm 转臂H的回转半径，mm根据参考文献二式（637）得 -/=1/=1/1-=1/1+P转臂H的转矩为 =-*（1+P）= -15（1+4.2）=-78N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P内齿轮b所传递的转矩， =-p/1+p*=-4.2/5.2(-78)=63N*m第4章 行星轮架与输出轴间齿轮传动设计4.1轮材料及精度等级行星轮架内齿圈选用45钢调质，硬度为220250HBS，齿轮轴选用45钢正火，硬度为170210HBS，选用8级精度，要求齿面粗糙度3.26.3。4.2按齿面疲劳强度计算因两齿轮均为钢质齿轮，可应用参考文献四式1022求出值。确定有关参数与系数。1） 转矩 = =/=9549/n=95491.5/3960=5N*m2） 荷系数K查参考文献四表1011 取K=1.13）齿数和齿宽系数行星轮架内齿圈齿数取11，则齿轮轴外齿面齿数=11。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由参考文献四表1020选取=1。4）许用接触应力 由参考文献四图1024查得 =560Mpa，=530Mpa由参考文献四表1010查得 =1 =60nj=609601(105240)=1.997 =/i=1.997由参考文献四图1027可得=1.05。由参考文献四式1013可得=/=1.05560/1=588Mpa=/=1.05530/1=556.5Mpa4.3按齿根疲劳强度计算由参考文献四式1024得出，如则校核合格。确定有关系数与参数：1）齿形系数由参考文献四表1013查得 =3.63 2）应力修正系数由参考文献四表1014查得 =1.413）许用弯曲应力由参考文献四图1025查得 =210Mpa，=190Mpa由参考文献四表1010查得 =1.3由参考文献四图1026查得 =1由参考文献四式1014可得 =/=210/1.3=162Mpa =/=190/1.3=146Mpa故 m1.26=1.26=1.47=2K/b=3.631.41=27.77MPa=162Mpa=/=27.77MPa=146Mpa齿根弯曲强度校核合格。由参考文献四表103取标准模数m=2。结论第5章 行星减速器轴的设计5.1 减速器输入轴设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件 选用45号钢,并经调质处理,由参考文献四表144查得强度极限=650MPa,再由表142得许用弯曲应力=60MPa2、按扭转强度估算轴径根据参考文献四表141 得C=118107。又由式142得 =(118107)=12.413.7取直径=13mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=13mm，考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：=15mm, =16mm，=17mm，=18mm，=20mm，=24mm，=25mm。4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm，为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L=107mm，=3.3mm，=2mm，=44.2mm， =4mm，=18.5mm，=1.5mm，=16.3mm。5、 校核轴a、受力分析图图5-2 受力分析(a) 水平面弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图圆周力：=25000/30=333.3N 径向力：=333.3tan=121.3N法向力：=/cos=333.3/ cos=354.7Nb、作水平面内弯矩图（7-2a）。支点反力为： =/2=166.7N 弯矩为：=166.777.95/2=861.35Nmm =166.729.05/2=321 Nmmc、作垂直面内的弯矩图（7-2b），支点反力为：=/2=60.6N弯矩为：=60.677.95/2=313.5Nmm =60.629.05/2=116.78 Nmmd、作合成弯矩图（7-2c）：=994.45 Nmm=370.6 Nmme、作转矩图(7-2d)：T=9549/n=95491.5/960=15N*m=5000 Nmmf、求当量弯矩 =1130.23 Nmm=652.566 Nmmg、校核强度 =/W=1130.23/0.1=1130.23/0.1=6.54Mpa=/W=652.566/0.1=652.566/0.1=4.9 Mpa所以 满足=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。5.2 输出轴设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件： 齿轮轴选用45钢正火,由参考文献四表144查得强度极限=600MPa,再由表142得许用弯曲应力=55MPa2、按扭转强度估算轴径=P=1.597.98%=1.47kw根据参考文献四表141 得C=118107。又由式142得 =(118107)=12.313.6取直径=13mm3、确定各轴段的直径轴段1(外端)直径最少=13m考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：=16mm，=15mm，=16mm。4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm，为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L=136.5mm，=19.2mm，=1.1mm， =74.5mm，=1.5mm，=15.8mm，=1.2mm，=23.2mm。5、校核轴：a、受力分析图 见图 图5-4 受力分析图(a)水平面内弯矩图 (b)垂直面内的弯矩图 (c)合成弯矩图 (d)转矩图圆周力：=2465.5/11=84.64N径向力：=846.4tan=308.1N法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72Nb、作水平面内弯矩图（5-4a）。支点反力为： =/2=42.32N 弯矩为：=42.3268.25/2=1444.17Nmm =423.233.05/2=699.338Nmmc、作垂直面内的弯矩图（5-4b），支点反力为：=/2=15.405N弯矩为：=154.0568.25/2=525.7 Nmm =154.0533.05/2=254.57 Nmmd、作合成弯矩图（5-4c）：=1536.87 Nmm=744.23 Nmme、作转矩图(5-4d)：T= -=*（1+P）= 0.8952（1+4.2）=465.5 N*mmf、求当量弯矩 =1562.04 Nmm=794.9Nmmg、校核强度 =/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1=9.1Mpa=/W=794.9/0.1=794.9/0.1= 4.6Mpa所以 满足=55Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。参考文献第6章 结论本文是关于单杠柴油机电启动装置的设计，其中采用了行星齿轮减速器作为主要传动形式。这种减速器对于体积和重量方面要求较高，在设计过程中不仅要注意这些，同时也要在精度上下些力气，因为精度不高，在启动装置运行中产生的震动和噪音就越大，随着人们对产品的要求逐渐提高和科技的日益发展，本文设计的电启动装置就注重在这些方面下手，尽量减轻他的重量和缩小他的体积，同时也不忘提高齿轮间的传动精度和传动的精度，
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