CLYX01-032@汽车卸胎器的设计与仿真
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机械毕业设计车辆工程全套
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CLYX01-032@汽车卸胎器的设计与仿真,机械毕业设计车辆工程全套
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湖南工学院毕业论文 汽车卸胎器的设计与仿真 答辩人：唐小林 2011年 6月 8日 nts 指导老师： 隆文革 学 生： 唐小林 专 业： 机械设计制造及其自动化 nts 选题的目的和意义 随着人们生活水平的提高 ， 汽车已逐渐走入寻常百姓家 ， 从而 使得汽车维修和保养产品也在飞速发展 ， 可以说这一块的 市场需求 量大 ， 前景好 。 在此基础上提出本课题 汽车卸胎器 ， 卸胎器能够很好的解决一些大型汽车螺母的拆卸问题 ， 特别是在野外 ， 卸胎器具有质量轻 、 结构简单 、 易于携带 、 适应范围广 、 制造成本相对低廉等优点 ， 一些像卡车这样的机械在作业时因种种原因碰到种种问题而造成螺母松动或者要拆卸 （ 安装 ）其轮胎时 ， 卸胎器是一种十分 得力 的助手 ， 卸胎器功能是省力拆卸大型螺母等紧固件 ， 快速省力地拆卸像大型卡车这样的大型机械的螺母 ， 因而倍受操作者青睐 。 nts一、框 架 机构方案的拟定 卸胎器传动系统的设计 主要构建的设计计算 各零件的技术条件 计算机辅助设计与分析 nts 二、拟定的机构运动简图 经过对杠杆机构，液压机构，丝杆 螺母机构，行星齿轮机构几种增力机构的分析，其中杠杆机构所占空间大；液压机构对零件内表面精度要求高，加工成本贵；丝杆 螺母机构操作不便捷；只有行星机构能弥补上面几种增力机构的缺陷，而且成本相对较低，性价比好。 输入转矩 行星机构 输出机构 nts 三、主要构建的设计 首先根据分析的结果和市场的考察，得知市场上产品的性能，材料，力学参数。从而在此基础上改进市场上的产品，从拟定的参数出发，采取逆向思维设计，对产品进行设计。首先输出轴是承受转矩最大的，从而该级行星齿轮所能承受的转矩也是最大的，所以首先对该级行星机构进行设计计算，再逐次向输入轴进行设计。 nts四、各零件的技术条件 市场的产品所采用的材料大多铸钢，而本机构采用的是高强度的合金钢，在硬度，强度方面均优与同类产品，市场上的同级别产品所能承受的最大转矩为5400n.m，而本机构能承受的最大转矩为 7500n.m。 nts五、总体结构 摇杆机构 第一级行星机构 第二级行星机构 第三级行星机构 内齿轮机构 nts总体原理分析及其说明 卸胎器是由手柄摇杆机构或者电动机构和三级行星机构组成。其原理为操作人员只需施加很小的力在手柄上摇动手柄，使其做顺时针或者逆时针转动，这样再通过行星齿轮减速放大机构即可得到较大的输出转矩，从而轻便快捷地完成螺栓螺帽的紧固或拆卸工作 。 nts六、市场前景 1 该产品的主要客户群： 1） 新车用户；可以把本产品当作售车配套产品销售，或者作为赠品带。 2）喜欢自己对车子进行改造和维修的人群；这样一种工具可以解决他们在操作中遇到的部分烦恼。 3）农村地区；现在农村的农用车越来越多，但是拥有这些车的人大部分都是用车在进行运输活动，而且农村的路况又相对比较恶劣，所以这些车容易造成损坏，特别是螺母这样的小零件容易造成松动。 nts 农村又没专门的车辆维护地方，最多也就是汽车维修店，像这样的农用车出了一些小毛病也要去修理电弄好（比如需要较大力矩拧紧汽车螺母这种情况）所用的费用并不少。像这样的用户群有这样一个工具，可以说是帮了他们不少的忙，从而减少更过交通事故。 拥有上面的这些客户群，并且卸胎器不仅仅用于汽车卸胎，还可以广泛用于其他地方，像机床，矿山机械等等，可以说本产品的市场是广阔的。 nts 1 操作要点 使用时，将与轮胎螺母对应规格的套筒套在扳手输出轴的方榫头上，套筒的另一端套住待拆装的螺母，将卸胎器的撑脚搁置在相邻的螺母上，撑脚搁置的方向与拆装螺母的手摇方向相反。 待拆装的螺母处在较深的位置时，可将接长套筒套在扳手的输入轴上，这样增加了省力扳手长度，避免使用中摇杆碰到轮胎。 当螺母松动时，换用接长杆，用摇杆直接套在接长杆的一端，套筒套在接长杆的另一端，便可迅速地拆装螺母了。用接长杆感到手感较重时，要换用卸胎器，便于螺母拆装。 增力扳手的设计精良，其紧凑、合理至完美的结构，使增力的效果得到更高一层的提升。本机构采用了多级行星轮系的组合结构，选用高级的合金钢和精良的热处理工艺，使产品具有良好的手感，坚固耐用，使其新颖、先进和实用。 七、使用说明书 nts 增力扳手的设计精良，其紧凑、合理至完美的结构，使增力的效果得到更高一层的提升。本机构采用了多级行星轮系的组合结构，选用高级的合金钢和精良的热处理工艺，使产品具有良好的手感，坚固耐用，使其新颖、先进和实用。 *由于本产品采用了多级增力结构，使输出的力可以达到输入力的数十倍之大，由此，稍用力即可获得超强的力量，请注意您用的力不要超过 29.2Kg，因为这点力量已经足够拆松或拧紧所有的大型车辆轮胎上所用规格的螺母，否则会损坏螺栓或本产品的筒体结构。 *请不要将筒体当作锤击工具使用，以免影响使用。 *请不要在手摇杆上增加套杆或撬棒后加力，否则会损坏螺栓或本产品。 *请特别注意，您正在拆卸的螺母是左旋或是右旋的螺纹，如果您使用了较大的力而不能使螺母松动，请判断一下，是否将手摇杆的摇动方向弄反了。 *请特别注意！本产品不适应完全锈蚀的螺 2 注意事项 nts八、仿真演示 1 输入机构连接动画 nts2 内齿轮与行星轮啮合动画 nts3 一级行星机构运动动画 nts 4 内芯运动显示仿真 nts 5 整体仿真动画 nts祝各位老师 工作顺利 身体健康 nts 2011 届毕业设计说明书 汽车卸胎器的设计与仿真 系 、 部： 机械工程系 学生姓名： 唐小林 指导教师： 罗建华 职称 教授 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机本 0701 完成时间： 2011 年 5 月 28 日 nts 摘 要 随着市场经济的不断发展，工程机械市场的需求不断增 大，从而配套的机器维修产品也急切需要得到创新和改进。许多工程机械 像 卡车、载重车、各类军车、集装箱卡车、槽车、大客车、矿车、自卸车、拖拉机、各种专用车辆 在野外作业是很容易出现故障的，其中一些故障像轮胎破裂和螺母松动这样的情况，就需要马上对此机械进行维修，但是请专门的服务人员来维修又有诸多不便，为了满足市场的需求，本课题研究的是一种能够快速拧松（紧）螺母的增力机构 行星式卸胎器。本文在分析比较多种常见的增力机构的优缺点后而改进一种增力机构（行星轮系增力机构）而成的。该机构采用的是行星轮系结构，体形小巧，效率高 ，携带方便，传递功率范围大等优点，具有很好的实用性，可以很方便为每个用户的车上配备一个，特别是广大农村地区，这些地方的车辆很少会去专门的服务机构进行保养，由于农村路况恶劣，农用车在路上颠簸使得车子螺母很容易松动，从而导致种种故障，卸胎器就能在这些故障当中起到一定的作用，可以说这里的市场是很广阔的。随着人们对行星传动技术进一步完善，这方面的应用前景更加广泛。本文对传动路线的选择及结构设计校核进行了详细的计算说明，并利用 pro/E 完成了虚拟样机的设计。随后通过原理仿真对其合理性与可行性进行了验证，取得了良好的效 果。 关键词 ：增力机构： 行星机构；维修工具 ntsABSTRACT With the continuous development of market economy, the demand for construction machinery market is increasing, thus supporting the machine maintenance products also urgently needs to be innovation and improvement. Many construction machinery such as trucks, trucks, all types of military vehicles, container trucks, tankers, buses, harvesters, dump trucks, tractors, all kinds of special vehicles operating in the field is prone to failure, some failures such as tire burst and the nut loose such a situation, you need to quickly repair this machine, but please maintain a dedicated staff to have a lot of inconvenience, in order to meet market demand, the research is a way to quickly loosen (tighten) the nut The increasing power of institutions - Planetary tire unloading device. Based on the analysis and comparison of several common strengths and weaknesses of institutions by force and to improve upon a force increasing mechanism (planetary gear Force organizations) made. The agency uses a planetary gear structure, body size, high efficiency, easy to carry, transmission power range, etc., has good practicability, it is easy for each user equipped with a car, especially in the rural region, where the vehicles rarely go to a special service for maintenance, as poor rural roads, agricultural vehicles on the road bumps make the car very easy to loose nuts, leading to all kinds of failure, tire disposal device which can play in these failures a role, can be said that the market here is very broad. With further improvement of the planetary transmission technology, prospects in this area more widely. In this paper, the choice of transmission line and the structural design of a detailed calculation of check instructions and to use pro / E completed the design of the virtual prototype. Then adopted the principle of rationality and feasibility of their simulation was validated and achieved good results. Key words : Force Agency； Planet institutions； Maintenance tools nts- 1 1 绪 论 1.1. 引言 人类文明的发展在进入二十一世纪的短短十年以来，随着各种新型学科如雨后春笋般出现而迅速发展起来。传统的机械制造也在不断创新，国产大型机械也在世界上占有越来越重要的地位，从而衍生出来的维修机械也急需改进和创新来满足市场的需求，随着社会的进步，汽车的产量更是越来越大，从而汽车维修产品的市场需求量也越来越大，在此基础上提出本课题 汽车卸胎器，卸胎器能够很好的解决一些大型汽车螺母的拆卸问题，特别是在野外，卸胎器具有质量轻、结构简单、易于携带、适应范围广、制造成本相对低廉等优点，一些像卡车这 样的机械在作业时因种种原因碰到种种问题而造成螺母松动或者要拆卸（安装）其轮胎时，卸胎器是一种十分有效的助手，因而倍受操作者青睐。卸胎器功能是省力拆卸大型螺母等紧固件，快速省力地拆卸像大型卡车这样的大型机械的螺母。目前，在国内，同类产品像力矩放大器只有在少数几个公司生产，使用量也很少，也没有实现规模产业化，大部分维修厂都使用像风炮这样的电动产品，这不仅消耗大量的电能，而且设备携带不方便，所以比该类产品质量更轻，输出力矩更大，操作更方便的产品更能能获得市场的认可。 本课题研究目标是设计一个实用性能优良的汽车卸胎 器的结构设计和仿真。使操作人员在使用本产品时更加便捷。 1.2. 国内发展概况 卸胎器的同类产品力矩放大器从 2003 年就有公司开始生产，到现在已经有很多公司在生产此类产品，但是成果都不是很理想，而这一块的市场是很广阔的，特别是广大农村（像农用拖拉机，卡车，收割机等），这就需要我们设计和改进这些产品，从而更好的满足市场的需求。 1.2.1. 研究现状及典型机构 现在市场的出售的一些增力帮手虽然较最初的的增力帮手有些改进，但是其结构和性能比都不是很好，下图是两种市场上销售的产品，见参考图 1 和参考图 2。 该类力矩放大器的特点是：结 构简单，可携带性好，是典型的可携带力矩nts 2 放大器的特点。 图 1 力矩扳手 图 2 力矩放大器 1.2.2. 存在的问题 目前市面上生产出来的产品都还停留在原来的技术层面，很少出现新材料的应用，这使得放大器本身笨重，这样一样，操作者在进行长时间操作时候就感觉很不方便。 nts 3 2 卸胎器的原理 2.1 卸胎器的简介 卸胎器 是一种动力传达机构，利用齿轮 机构将速度减 少 ，并得到较大转矩的机构。 卸胎器 降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例 的增大与角速度的减少比例相同 ，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 。 一般的 力矩放大机构 有 里面的行星齿轮机构有采用很多种 (包括平行轴斜齿轮、蜗轮、锥齿轮等等 )。 按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮 -蜗杆、蜗杆 -齿轮等。 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。 2.2 卸胎器的传动原理 2.2.1 机构 原理 图 3 卸胎器工作原理图 a1 输入轴 .也是第一级太阳轮， a2 第二级太阳轮， a3 第三级太阳轮 c1 第一级行星轮， c2 第二级行星轮， c3 第三级行星轮 b1， b2， b3 第一，二，三级内齿轮 通过输入轴输入一定的转矩，再通过一，二， 三级行星齿轮机构减速且同时放大了转矩， 其中太阳轮和行星轮啮合，行星轮和内齿轮啮合，内齿轮 b是固定不动的（考文献【 1】 P6-4）。 nts 4 2.2.2 机构三维图拆分结构 图 4 机构拆分图 图 5 卸胎器剖视图 如图 3.2所示，整个机构拆分图，经过装配成如图 3.3所示装配体，就是工件的实际样子，通过上图我们能够很直观地看出该机构的结构，通过运动仿真可以更加直观地了解运动过程。 nts 5 3 传动系统的方案设计 3.1 传动方案的分析与拟定 3.1.1 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。 3.1.2 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。本设计实际上是一种增力机构，其中常见的增力机构有杠杆机构，液压机构，丝杆 螺母机构，行星齿轮机构等，其中杠杆机构所占空间大；液压机构对零件表面精度要求高，加工成本贵；丝杆 螺母机构操作不便捷；只有行星机构能弥补上面几种增力机构的缺陷。例如图 6所示为作者拟定的传动方案，适于在恶劣环境下长期连续工作。 图 6 拟定的方案简图 a 太阳轮， b 内齿轮， c 行星轮， x 行星架 3.2 轮胎拆装增力扳手 本产品服务对象：卡车、载重车、各类军车、集装箱卡车、槽车、大客车、矿车、自卸车、拖拉机、各种专用车辆。还可适用于各工厂企业，电厂、矿区、油田、码头、大桥、建 筑工地等。 nts 6 图 1， 2是市面上上常见的两种增力帮手，由于卡车等这一类重型机械在野外作业时，遇到故障不能及时找到专业师傅对轮胎等需要较大转矩才能拧松动的工具，这样车主可以自行对该部件进行装卸，针对这种实际需求，现将力矩放大器的工作过程等表述如下： 选用行星齿轮传动路线， NGW型的派生系列，这样得到的传动比较大，由于轴向尺寸较小，工艺性好，效率高，体积小，重量轻等特点，制造方便，结构简单，传动范围广，可用于各种工作条件，由于其单级传动比较小，但可串联几级使用。 3.3 低速级设计计算 3.3.1 齿数的选择 （ 1） 总比例的估算 其模型 选自齿轮手册上册的 NGW派生系列传动机构，因为每级传动比为 93i bax所以其总传动比为： )1)(1)(1(i332211b zzzzzzabababax +=（ 1） （ 2） 齿轮的配齿的计算 1） 传动比及装配条件 cnzzpba （ c要为整数） （ 2） 2）同心条件 cab zz 2z （ 3） 对于要变位的齿轮采用 bccbacca azzazz c o s)(c o s)( 3）临界条件 ）ppabnnzz 18 0s in (14-18 0s in (1(+（ 4） 由（ 1） (2)（ 3）对齿轮齿数的选择 初步选定 11z a10bz31cz3.3.2 初步计算齿轮的主要参数 （ 1） 力学计算 根据力矩的传导方向是又右至左，所以首先设计的是低速级齿轮的传递，第三级齿轮 的受力分析图为： nts 7 图 7 机构受力分析 按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮 c作用于中心轮 a的切向力为 apaa dnTdTF 20002000 1ca(N) （ 5） 而行星 c上所受的三个切向力分别如下 中心轮 a作用于行星轮 c的切向力为 apadnTFF 2000-caac(N) （ 6） 内齿轮 b作用于行星轮 c的切向力为 apadnTFF 2 0 00acbc(N） （ 7） 转臂 x作用于行星轮 c的切向力为 Ndn TFFapa 4000-2 acxc（ 8） 转臂 x上所受的作用力为 Ndn TFFapa 4000-2 xccx（ 9） 在转臂 x上所手的力矩为 mNrdTrFnT xaaxcxp 4x（ 10） 在内齿轮 b 上所受的切向力为 Ndn TFFapacb 2000bc（ 11） 按卡车螺母承受理论转矩 mN7500 计算，即 xT = mN7500 nts 8 mNmNTZZ ZT xbaa 3.196475003111 11a（ 2） 齿轮的材料的选择及其热处理要求 表 1 齿轮材料性能及热处理要求 齿轮 材料 热处理 MpaHlim MpaFlim 加工精度 太阳轮 ） 20CrNi2Mo 渗碳（ 57+4） HRC 1400 357 7 级 行星轮 20CrNi2Mo 渗碳（ 57+4） HRC 1400 294 7 级 内齿轮 42CrMo 调质（ 262293） HRC 780 255 8 级 （ 3） 初步设计计算模数和最小直径 1）根据齿轮接触强度计算小齿轮直径 321 1d32.2d HEaZuuKT（ 12） 根据（参考文献【 2】）确定其主要参数如下： 选用载荷系数为： 4.1k 计算小齿轮的传递转矩为： 1T = m964.3N1 由表 10-7 选取齿宽系数为： d =0.5 由表 10-6 查得材料 的弹性系数影响系数 EZ = 2189.8MPa1 由图 10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限均用 Hlim = 400MPa1 ，采用调质的方式进行热处理 。 由图 10-19 选取接触疲劳系数 0.1HNK计算接触疲劳许用应力，去失效率为 10 ，安全系数为 S=1,则 M P aSK LHNH 140014000.1im mm9.1314008.1891.111.15.03.19644.132.21d32.2d32321HEaZuuKT2)按齿轮弯曲强度初算模数 m nts 9 3 22m F SaFa YYdzkT （ 13） 根据（参考文献【 2】）确定其主要参数如下： 由图 10-20c 查的太阳轮的弯曲疲劳强度极限 E =500MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 2.1FNK取弯曲疲劳系数 S=1.5 有式（ 10-12）得 M P aM P aSK FEFNF 3.3835.1 50015.1 计算载荷系数 25.25.105.12.11 FFaVA KKKKK查齿形系数，由表 10-5 查得 11.3Fa Y查取应力校正系数，由表 10-5 查得 48.1SaY计算 FSaFaYY 012.03.383 48.111.3 F SaFa YY mm2.1012.0115.03.196425.222m 323 2 FSaFa YYdzKT考虑到轮廓的外观及其使用 选用模数 m=2.5 这样能够足够满足要求 第 三 级 齿 轮 太 阳 轮 ， 若 取 m=2.5 则 太 阳 轮 的 分 度 圆 直 径mmmz 5.27115.2d 与接触强度初算的结果很接近，故初定 da=27.5mm进行接触和弯矩疲劳强度计算。 3.3.3 几何尺寸的计算 分度圆直径，节圆直径，基圆直径，齿顶圆直径，齿根圆计算结果如下表： 表 2 齿轮的几何尺寸 齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 太阳轮 ） 27.5 25.84 32.5 21.25 行星轮 25 23.49 30 18.75 内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.75 注： （参考文献【 1】表 2.2-8） 外啮合计算公式： mzd cosddb mhmzhddaaa *22 mchzhdd aff * 222 nts 10 内啮合计算公式 aaa dhdd m2- *zbmda 1.15（仅对直齿而言） mchdd af *2 3.3.4 重合度的设计计算 （ 1） 外啮合重合度计算 40.395.27 25.21a r c c osa r c c os abc dda 34.375.32 84.25a r c c osa r c c os aba dda aazaaz cca t a nt a nt a nt a n2 1 a 2.163.120t a n40.39t a n1120t a n34.73t a n132 1 （ 2） 内啮合重合度计算 adzadz babbcacc t a nda r c c ost a nt a ndt a n a r c c os21 bb2.143.120t a n576.115 113.115a r c c ost a n3520t a n5.45 178.36t a n a r c c os112 1 重合度瞒足要求 3.3.5 啮合效率的计算 该级齿轮副为内齿轮固定，太阳轮为主动件，行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为 xx -11 （ 14） 式中 x 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和： cbacix 045.0311101101111075.03.211113.2 bcca zzzz 所以 0 .9 5 5.0 4 50-11 x 式中 齿面摩擦因素， =0.050.1 nts 11 则行星传动啮合效率为 967.082.21 955.082.21-1-1 11 XabXXabii 82.21131 abXab zzi 3.3.6 齿面疲劳强度校核 【 1】 （ 1） 外啮合 1）齿面接触疲劳强度 计算接触应力 H ，计算接触强度安全系数 HS 。其参数和取值如下： 接触应力基本值H0； uubdFZZZZ tEH11H0（ 15） 节点区域系数 3.2HZ 弹性系数 9.188E Z 重合度系数 889.0363.1434 az 螺旋角系数 直齿 0 1z 分度圆上的切向力 NNn TF ap At 9.3 3 0 1 55.273 9.13612000d2000 齿数比 1011cazzu齿宽 mm75.135.275.0 aad db 取实际齿宽为 25mm 接触应力基本值 H0 ； uubdFZZZZ tEH11H0a1.111.15.27259.330 151889.09.1883.2 MPa3.3698 MP 太阳轮单对齿啮合下界点接触应力Hants 12 M Pa9.4 8 1 31.10.12 4 8.11.102.11.13.3 6 9 810Ha HPHHVAHB KKKKKZ 行星轮单对齿啮合下界点接触应力HcM Pa9.44651.10.11.117.103.11.13.369810Hc HPHHVAHD KKKKKZ 表 3 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 AK） 使用系数 1.10 1.10 1.10 vK动载系数 1.02 1.02 1.03 HK齿向在和分布系数 1.284 1.284 1.17 HaK齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1 HPK 行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 BZ 小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1 注： 1.表中计算均以太阳轮为例 aaabaaaabaaaczadzadaM 21121t a n22221 3114.32163.1.1125.215.271114.32184.255.3220t a n2222=0.916 所以 取 M=1 太阳轮接触强度安全系数caHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i ma 9.48 1303 8.1195.05.314 00 0037.1 行星轮接触强度安全系数cHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i mca 9.44 6511.1196.05.314 00 169.1 根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的。 nts 13 表 4 齿面接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 NTZ） 寿命系数 3.5 3.5 3.5 VZ润滑系数 0.7 0.7 0.7 LZ 粗糙度系数 0.95 0.95 0.96 WZ工作硬化系数 1 1 1 XZ 尺寸系数 1.038 1.038 1 2） 齿根弯曲触疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力用下列式子式进行计算，计算弯曲疲劳安全系数也一样计算，式中参数和取值见表 3，表 4。 太阳轮弯曲应力基本值FoaM P aYYYYbmF SaaF a atF o a 19.21551778.038.18.35.225 9.33015 行星轮弯曲应力基本值FocM P aYYYYbmF S a cF a ctF o c 9.21971778.04.182.35.225 9.33015 太阳轮的弯曲应力FaM P aKKKKK FPFaFVAF o aFa 74.3 2 8 915.11183.102.11.119.2 1 5 5 行星轮的弯曲应力FcM P aKKKKK FPFaFVAF o cF 84.3 3 5 315.11183.102.11.19.2 1 9 7c 太阳轮抗弯强度安全系数FaS1.174.3289196.06.15.2950l i m FaXrlTNTSTFFaF G aFa YYYYS 行星轮的抗弯强度安全系数FcS06.184.3 3 5 3196.06.15.2927l i m FaXrlTNTSTFFcF G cFc YYYYS 根据以上计算结果，外啮合的抗弯强度是满足要求的。 nts 14 表 5 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 FK） 齿向载荷分布系数 1.183 1.183 1.27 FaK齿间载荷分布系数 1 1 1.1 FPK 行星轮间载荷分配不均匀系数 1.15 1.15 1.15 FaY齿形系数 3.8 3.82 2.63 SaY应力修正系数 1.38 1.40 4.57 Y重合度系数 0.778 0.778 0.587 NTY弯曲寿命系数 1.6 1.6 1.5 STY试验齿轮修正系数 2 2 2 rrlTY齿根圆角敏感系数 1 1 1.03 lTYRe尺寸系数 0.96 0.96 0.96 XY 螺旋角度数 1 1 1 Y小齿轮单对齿啮合系数 1 1 1 （ 2） 内啮合 1） 齿面接触疲劳强度 这里计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数取值见表 内齿轮的接触应力基本值HobM P abdFZZZZatEHH o b06.13751.311.35.77259.330151343.149.1885.21内齿轮的接触应力HbM P aM P aKKKKK HPHHVAH o bHb49.1 7 4 11.11.117.103.11.106.1 3 7 5 内齿轮的接触强度安全系数HbS784.249.17410.111.16.15.3780l i mM P aZZZZZZS HbXWRVLNTHHbHGHb 根据以上计算结果，内齿轮的接触强度是满足要 求的 2） 齿根抗弯强度 这里之计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数见表 5 内齿轮的弯曲应力基本值Fobnts 15 M P aYYYYbmF SaFatF o b 02.4131587.057.163.25.25.77 9.33015 内齿轮的弯曲应力FbM P aKKKKK FPFaFVAF o bF 14.66715.11183.102.11.102.413b 内齿轮的弯曲强度安全系数FbS07.114.667103.196.06.10.2255l i m FbXrlTNTSTFFbF G bFb YYYYS 根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求 3.4 第二级设计计算 3.4.1 力学计算 mNmNTzzT Xbaaa 46.5143.19643111 11z由于第三级齿轮所以承受的力比第二级齿轮所承受的力要大得多，所以可以直接确定第二级齿轮的模数，考虑到力矩放大器的轮廓和加工过程的方便，就采用和第三级相同的模数相同。 1) 取模数 m=2.5 这样第二级太阳轮的直径 5.27115.2d aa zmmm 与接触强度初算的结果很接近，故定 mm5.27d amm5.2m 进行接触强度和弯曲强度疲劳计算 3.4.2 齿轮的几何尺寸计算结果如下 表 6 齿轮的几何尺寸 齿轮 分度圆直径 节圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 太阳轮 ） 27.5 25.84 32.5 21.25 行星轮 25 23.49 30 18.75 内齿轮 77.5 72.84 79.83 83.75 3.4.3 重合度计算 【 1】 （ 1）外啮合重合度计算 40.395.27 25.21a r c c osa r c c os abc dda 34.375.32 84.25a r c c osa r c c os aba dda nts 16 aazaaz cca t a nt a nt a nt a n2 1 a 2.163.120t a n40.39t a n1120t a n34.73t a n132 1 （ 2）内啮合重合度计算 adzadz babbcacc t a nda r c c ost a nt a ndt a n a r c c os21 bb2.143.120t a n576.115 113.115a r c c ost a n3520t a n5.45 178.36t a n a r c c os112 1 重合度瞒足要求 3.4.4 啮合效率的计算 该级齿轮副为内齿轮固定，太阳轮为主动件， 行星轮，转架为从动件，则转化机构效率为 xx -11 （ 16） 式中 x 行星架固定是传动机构中各齿轮副啮合损失系数只和： cbacix 045.0311101101111075.03.211113.2 bcca zzzz 所以 0 .9 5 5.0 4 50-11 x 式中 齿面摩 擦因素， =0.050.1 则行星传动啮合效率为 967.082.21 955.082.21-1-1 11 XabXXabii 82.21131 abXab zzi 3.4.5 齿面疲劳强度校核 （ 1） 外啮合 1）齿面接触疲劳强度 计算接触应力 H ，接触强度安全系数 HS 用下列各式，各式中的参数和取值如下 接触应力基本值H0； uubdFZZZZ tEH11H0（ 17） nts 17 节点区域系数 3.2HZ 弹性系数 9.188E Z 重合度系数 889.0363.1434 az 螺旋角系数 直齿 0 1z 分度圆上的切向力 NNn TF ap At 76.124715.273 46.5142000d2000 齿数比 1.1ca zzu齿宽 mm75.135.275.0 aad db 取实际齿宽为 15.5mm 接触应力基本值 H0 ； uubdFZZZZ tEH11H0a1.111.15.272576.124711889.09.1883.2 MPa73.2886 MP 太阳轮单对齿啮合下界点接触应力HaM Pa53.37571.10.1248.11.102.11.173.288610Ha HPHHVAHB KKKKKZ 行星轮单对齿啮合下界点接触应力Hc表 7 齿轮接触强度有关参数和系数 代号 名称 太阳轮取值 行星轮取值 内齿轮取值 AK） 使用系数 1.10 1.10 1.10 vK动载系数 1.02 1.02 1.03 HK齿向在和分布系数 1.244 1.244 1.17 HaK齿载荷分配系数 1.0 1.0 1.1 HPK 行星轮间载荷不均匀系数 1.1 1.1 1.1 BZ 小齿轮单对齿啮合系数 1.086 1.086 1 太阳轮接触强度安全系数caHSM Pa0.36561.10.11.117.103.11.173.288610Hc HPHHVAHD KKKKKZ nts 18 HaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i ma 29.153.3757038.1195.05.31400 行星轮接触强度安全系数cHSHaXWRVLNTHHaHGaH ZZZZZZS l i mca 0.36 5611.1196.05.314 00 43.1 根据以上计算结果，外啮合的接触强度是满足强度要求的 2） 齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力，弯曲疲劳安全系数用下列各式计算，式中各参数和取值见表3，表 4，表 5。 太阳轮弯曲应力基本值FoaM P aYYYYbmF SaaF a atF o a 10.13131778.038.18.35.25.15 76.12471 行星轮弯曲应力基本值FocM P aYYYYbmF SacF a ctF o c 14.13391778.04.182.35.25.15 76.12471 太阳轮的弯曲应力FaM PaKKKKK FPFaFVAF o aFa 98.1 9 6 815.11183.102.11.110.1 3 1 3 行星轮的弯曲应力FcM P aKKKKK FPFaFVAF o cF 02.2 0 0 415.111 8 3.102.11.114.1 3 3 9c 太阳轮抗弯强度安全系数FaS22.198.1968196.06.10.2780l i m FaXrlTNTSTFFaF G aFa YYYYS 行星轮的抗弯强度安全系数FcS165.102.2004196.06.10.2760l i m FaXr l TNTSTFFcF G cFc YYYYS 根据以上计算结果，外啮合的抗弯强度是满足要求的。 （ 2） 内啮合 1）齿面接触疲劳强度 这里计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数取值见表 8 内齿轮的接触应力基本值Hobnts 19 M P abdFZZZZatEHH o b32.10731.311.35.775.1576.124711343.149.1885.21内齿轮的接触应力HbM P aM P aKKKKK HPHHVAH o bHb40.13391.11.117.103.11.132.1073 内齿轮的接触强度安全系数HbS32.240.13390.111.16.15.2780l i mM P aZZZZZZS HbXWRVLNTHHbHGHb 根据以上计 算结果，内齿轮的接触强度是满足要求的 3） 齿根抗弯强度 这里之计算内齿轮，计算公式同前，其计算用参数和系数见表 7 内齿轮的弯曲应力基本值FobM P aYYYYbmF SaFatF o b 02.1561587.057.163.25.25.77 76.12471 内齿轮的弯曲应力FbM P aKKKKK FPFaFVAF o bF 15.2 3 815.111 8 3.102.11.102.1 5 6b 内齿轮的弯曲强度安全系数FbS95.215.238103.186.06.10.2255l i m FbXrlTNTSTFFbF G bFb YYYYS 根据以上计算结果，内齿轮的弯曲强度能满足要求 所以第 二级和第三级齿轮的结构和尺寸都已经得出，现在只需要对第一级的齿轮的尺寸和齿数确定其数目和值。为了方便制造，外筒采用模数为 2 的齿轮，其具体计算过程就从略 3.5 高速级传功的设计计算 设计计算方法和步骤与高速级相同，选材也是一样的，此处从略，仅给出主要数据计算结果。 （ 1） 配齿数 11az10cz31Bz （ 2） 传动比 82.311311i 2 所以整个传动比为 67.5511311i 3 nts 20 4 行星齿轮传动主要构建设计与计算 4.1 齿轮传动的结构设计计算 【 1】 4.1.1 太阳轮 （ 1） 太阳轮的结构设计 因其传动类型不同而采用不同的浮动方式，其第二，三级太阳轮采用与前一级行星架连为一体的方式，由于第一级太阳轮是输入转矩的，所以单独作为一体。由于整个组件对于制造和使用精度不是很高，为了减少制造成本，不采用浮动机构也能满足要求的前提下，所以选用不采用浮动机构，其结构视图如下： 图 8 卸胎器结构图 在行星的传动中，通常是采用三个或三个以上 的行星轮对称布置，太阳轮上的横向和力基本上是平衡的，即 1K P ,所以不需要校核太阳轮的弯曲强度。 4.1.2 内齿轮 （ 1） 结构设计 内齿轮的结构设计，随其是否旋转和浮动的方式不同而不同。本设计采用的是套筒式，即第一级和第二级在同一圆柱面内，之所以采用这种形式，是为了方便加工，即第二，三级内齿轮在一次加工冲击完成。内齿轮不采用旋转方式，即在使用过程中，内齿轮是固定不动的。但必须得考虑插齿时的退刀槽和插齿刀最小外径 d 所需要的空间尺寸。 nts 21 行星结构设计轮做成中空齿轮，这样采用把行星轮用销轴固定在行星架上，如下图形式： 图 9 行星齿轮安装式样 （ 2） 太阳轮的，内齿轮轮缘疲劳强度校核 行星传动中的齿轮轮缘内外侧任意一点上的应力都在最大应力和最小应力之间变动，且为交变应力，故其强度计算以校核疲劳安全系数为宜，对于中心轮，一般只进行弯曲强度校核，当齿轮传递转矩在轮缘内产生很大应力时，同时进行转矩疲劳强度校核，其安全系数S和S分别按下式计算： bbMNSYS 11 （ 18） SYSbMN11 （ 19） 式中各符号代表的意义见参考文献【 2】 其中 b,b 齿轮材料的抗拉强度和抗切强度，对于近似计算，可取bb 68.01 , 1 齿轮材料的弯曲和扭矩对称循环疲劳极限，一般取b1 43.0 ， 11 6.054.0 ； a,a 正应力和切应力的应力幅值； m , m 正应力和切应力的平均应力； minmaxm 21 ， am , 材料的对称循环极限应力对实际轮缘的折算系数，按下式计算： SXRYY YY 1（ 20） nts 22 SXRYY YY 1（ 21） Y,Y 弯曲和扭转的有效应力集中系数，当齿轮材料的MPa750b 时，取 0 YY ， 0Y 由图 7.5-43 和图 7.5-44确定。 NY 寿命系数。与材料种类，硬度和应力循环次数 LN 有关， 当齿面硬度 350HBS 时， 66104LN NY 当齿面硬度 350HBS 时， 96104LN NY 总安全系数 SSS SSS 22 一般取 26.1S 经计算 S =1.58 满足要求 （ 3） 行星架的结构设计与计算 行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件，当行星架作为基本构建时，它是机构中承受外力矩最大的零件。因此，行星架的机构设计和制造质量对各行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力 .噪声和振动有重大影响。 1) 行星架的结构设计 行星架的常见结构形式有双臂整体式（见参考文献【 1】图 7.5-45 和图 7.5-46）；双臂装配式（见参考文献【 1】图 7.5-48）和单臂式（见参考文献【 1】图 7.5-49）三种。在制造工艺上又有铸造，锻造和焊接等不同。本设计采用的是双臂式整体行星 架，因为双臂式整体行星架的架构刚性比较好，采用铸造和焊接的方法，可得到与成品尺寸相近的毛胚，加工量小。焊接一般使用在单件生产的大型行星传动结构中。本力矩放大器采用的是铸造的方式。 图 10 双臂整体式行星架 nts 23 双臂整体式行星架的两个臂是通过中间的连接板连接在一起，两侧板的壁厚，当不装轴承时 ,可采用经验公式选取； ac 3.025.01 ， ac 25.02.02 ，尺寸cL应比行星轮外径大 10mm 以上，连接板内侧半径 nR 按比值 RRn 5.085.0 确定 。 行星架的外径CdaD 8.02 ，式中 a 为中心距，Cd为行星轮分度圆直径。 表 8 第一，二，三级行星架的参数 符号 1c 2c D CLnRa 第一级计算取值范围 5.56.6 4.45.5 17.2529.325 22 第一级 取值 9 6 55 30 25 22 第二级取值范围 6.567.88 5.256.56 16.87528.69 26.25 第二级取值 7 5.5 67.5 35 26.25 26.25 第三级取值范围 6.567.88 5.256.56 16.87528.69 26.25 第三级取值 8 6 67.5 35 26.25 26.25 2）基本构件和行星轮支承结构设计 由于该行星架转速较低，不必考虑行星轮的离心力对行星架空的影响 4） 机体结构 机体结构应根据制造工艺，安装使用维修要求及经济性来考虑，根据制造工艺不同，通常有铸造机体和焊接机体， 根据本工件的使用及制造过程，可以选用铸造的方式
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