沙滩车少齿差行星齿轮耦合系统设计研究设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605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。关键词沙滩车少齿差行星齿轮需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763ABSTRACTDEALERSBEACHISCHARACTERIZEDBYLOWSPEEDHIGHTORQUEGEARBOXEQUIPPEDREQUIRINGSMALLSIZE,LIGHTWEIGHT,GEARRATIO,HIGHEFFICIENCY,CARRYINGCAPACITY,RELIABLEOPERATIONANDLONGLIFELARGEALTHOUGHTHEPLANETARYGEARTOMEETTHEREQUIREMENTSSETFORTHABOVE,BUTITSHIGHCOST,NEEDSPECIALEQUIPMENTMANUFACTURINGWHILEINVOLUTESMALLTEETHDIFFERENCEPLANETARYGEARNOTONLYCANBASICALLYMEETTHEREQUIREMENTSSETFORTHABOVE,ANDISAVAILABLEINAGENERICTOOLSLOTTINGMACHINEPROCESSINGANDTHUSLOWERCOSTTHISARTICLEWILLBESMALLTEETHDIFFERENCEPLANETARYGEARREDUCER,FOREXAMPLE,BASEDONCURRENTDEVELOPMENTATHOMEANDABROAD,ADVANTAGESANDDISADVANTAGESOFSMALLTEETHDIFFERENCEPLANETARYTRANSMISSION,ASWELLASITSDRIVINGPRINCIPLESETFORTHCERTAINPOINTINTHEDESIGNPROCESSOFVARIOUSINTERNALMESHINGINTERFERENCEGENERATEDBYCHECKINGTHEDETAILEDANALYSISANDTOIMPROVETHETRANSMISSIONEFFICIENCY,ANDTO需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763IMPROVETHEACCURACYOFITSLIFEASASTARTINGPOINT,TOSELECTTHEGEARREDUCERMODULUSPARAMETERSINTOVICEDESIGNEDSMALLTEETHDIFFERENCEINTERNALGEARCALCULATIONS,ANDULTIMATELYRATIONALDESIGNOFSMALLTEETHDIFFERENCEPLANETARYGEARREDUCERSTRUCTUREKEYWORDSATVSMALLTEETHDIFFERENCEPLANETARYGEAR目录摘要1ABSTRACT2第一章绪论511课题背景5需要CAD图纸，咨询Q414951605或130413976312发展现况613设计要求6131设计任务7第二章少齿差行星减速器总体设计821少齿差行星减速器的结构型式8211N型少齿差行星减速器8212NN型少齿差行星减速器822减速器结构型式的确定923运动参数计算10第三章齿轮传动设计1231齿数差的确定1232齿轮齿数的确定1233齿形角、螺旋角、齿顶高系数1234外齿轮的变位系数1335啮合角与变位系数差1436齿轮几何尺寸与主要参数的选用14361模数的确定14362几何参数计算1437强度计算与校核19第四章传动轴设计22需要CAD图纸，咨询Q414951605或130413976341选择轴的材料2242低速轴（输出轴）的设计23421初步确定轴端直径23422低速轴的结构设计23423求低速轴上的载荷24424按弯矩合成应力校核轴强度25425精确校核轴的疲劳强度2543高速轴（输入轴、偏心轴）的设计28431初步确定轴端直径28432高速轴的结构设计28433求高速轴上的载荷29434按弯矩合成应力校核轴强度30435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3451减速器箱体简介3452减速器箱体材料和尺寸的确定3453减速器附件的设计35531配重的设计35532减速器附件设计35结论37需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763参考文献38致谢39第一章绪论11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50250CC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，大批需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763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，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。12发展现况目前，世界沙滩车年销售量约为150170万辆，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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763万辆，达12388万辆，比2005年增长了3509；出口金额为534亿美元，同比增长2109，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，20032005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。13设计要求131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、模数需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763M、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。132参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，输出转矩传动比。35PKW16TKNM150I需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763第二章少齿差行星减速器总体设计21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。211N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11图12图11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12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作行星运需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763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而传递给输出轴7，从而达到减速的目的。1I图12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。212NN型少齿差行星减速器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13图14如图13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。需要CAD图纸，咨询Q414951605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14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。22减速器结构型式的确定根据参数要求，输出转矩传动比传确定选35PKW16TKNM150I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图21NN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。由式21）4324124/1/XXXXIZNN需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763因为，得到20N43241/XNZ其传动传动比计算公式为式44/XIN22）于是得到传动比的计算公式41423XIZZ式23）23运动参数计算前述已选定行星减速器参数为输入输出转矩传动比35PKW16TKNM150I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、传输机构的E效率、转臂轴承的效率则少齿差传动效率PBEPB查手册得到各计算式41/1XEXEI其中1212/XEEZE查表13611得到094093092EPB所以081EPB传动比4150XI需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763输出功率3508124PKW输出转速229501695/MINNPTR输入转速1425XNI/INR求出输出转矩132NM1950/TPN计算出各轴上具体数据汇总如下1）高速轴（输入轴）135PKW1254MINNR132TNM2）低速轴（输出轴）221695/INNR216TK需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763第三章齿轮传动设计31齿数差的确定内啮合齿轮副内齿轮数与外齿轮齿数之差称为齿数差。一般21DZ称为少齿差，0称为零齿差。18DZDZ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，动力传动。由于需要的传动比大，于是选择齿1DZ2DZ数差。D32齿轮齿数的确定根据内齿轮2ZX2KH（I）型传动特点，齿数差；1DZ传动比的计算公式41423XIZZ和齿轮差计算公式2143DZZ得出齿轮的计算式2需要CAD图纸，咨询Q414951605或130413976322411DCDCDCXZZZI（错齿数24130C）计算出2Z，并取整得出各齿轮齿数如表31所示。表31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1Z23Z44XICZD414232331503339133齿形角、螺旋角、齿顶高系数一般采用标准齿形角，当齿数差时，取齿形角，结合标1DZ1425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当齿形角时，齿顶高系数。当减小时，啮合角也20068AHAH减小，有利于提高效率。但太小时，变位系数太小会发生外齿轮切齿干涉A（根切）或插齿加工时的负啮合，本次设计选用。7A34外齿轮的变位系数变位系数需满足方程式式31）2112TANINVIXZ变位系数还需要满足如下条件需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763（1）重合度应符合A122TNTTANT1AAZZ（2）齿廓重叠干涉验算值应符合AG11220DAAAGZINVZINVZINV式中，1211RCOS4AAD22212AAD按照表22选取外齿轮的变位系数可保证啮合齿轮副的重合度1X1A且其顶隙。表中列出对应于和时的上限值。1205CM0512CM1X表中不带的数值表示取值受到的限制，其值与插齿刀无关。1X1带的数值表示上限受到顶隙的限制，其值与插齿刀有关。若实11205C际选用的插齿刀与表22的注解不通，表示数值可供估算。估算方法插齿刀齿数或齿顶高或变位系数时，上限值会略大于表32025Z0AHM0X1的数值，反之则小于表中之值。选用时，距离其上限值留有余量。1表32外齿轮变位系数的上限值1XAH21Z1Z108061400701505需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763601503007（插齿刀参数，可插值求的上限值）025Z0AH0X1X35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33啮合角与变位系数差的选用推荐值21X1AH08AH06AH21Z21X21X21X108058187705854092003949156336齿轮几何尺寸与主要参数的选用361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。齿轮HBS205的由文献3查得弯曲极限应力LIM1650MP内齿轮选用45号调质后表面淬火，硬度,查得齿轮的弯曲极RC405限应力。LIM2850MPA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KA20，动载荷KV14（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1812取齿宽系数。根据文献1校核公式，025D需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763取标准模数M25362几何参数计算由表24确定压力角20啮合角5120模数2M算第一内齿轮副几何参数计算1Z41，242中心距1499MM121COS/241COS20/510AMZ取中心距150分度圆直径12418DZM2428DZM齿顶高07AH齿轮宽度112864DB取120BM25第二内齿轮副几何参数计算3Z32，433中心距1499MM243COS/232COS0/5120AMZ取中心距2150分度圆直径3264DZM4236DZM需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763齿顶高07214AHM168DB取35B420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Z141内齿轮齿数Z242法向模数MN25MM分圆法向压力角N20分圆螺旋角15齿顶高系数HA07顶隙系数C025中心距A2MM齿宽B20MM量棒直径DP17MM内插齿刀齿数Z0225内插齿刀齿顶高系数HA02125插齿刀刃磨刀原始齿形的距离X020MM端面模数MT25882MM需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763啮合角W527360插内齿轮时的啮合角02296081插内齿轮时的中心距A02236784MM总变位系数X05186MM外齿轮变位系数X103000MM内齿轮变位系数X208186MM分度圆直径D11061158MM分度圆直径D21087040MM齿根圆直径DF11028658MM齿根圆直径DF21161068MM齿顶圆直径DA11108568MM齿顶圆直径DA21081158MM外齿轮齿顶压力角A1263949内齿轮齿顶压力角A2198031插齿刀齿顶压力角A02282718端面重合度10407轴向重合度06591校验内齿轮加工范成顶切判断Z02/Z2059521TANAA0/TANA0203663校验过渡曲线干涉需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763外齿轮用滚刀加工Z2TANAA2Z2Z1TANAW138091Z1TANAN4HAX1/SIN2A124336校验重叠干涉Z1DT1INVAA1Z2DT2INVAA2INVAZ2Z100258大于等于0校验外齿轮齿顶厚度判断SA107134025M06250外齿轮固定弦齿厚SC139497MM内齿轮固定弦齿厚SC221521MM外齿轮固定弦齿高HC116517MM内齿轮固定弦齿高HC200854MM跨齿数K6外齿轮公法线长度W426896MM外齿轮跨棒距M11020423内齿轮跨棒距M21151559第二内齿轮副几何参数计算外齿轮齿数Z332内齿轮齿数Z433法向模数MN25MM分圆法向压力角N20分圆螺旋角15需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763齿顶高系数HA07顶隙系数C025中心距A2MM齿宽B20MM量棒直径DP17MM内插齿刀齿数Z0225内插齿刀齿顶高系数HA02125插齿刀刃磨刀原始齿形的距离X020MM端面模数MT25882MM啮合角W527360插内齿轮时的啮合角02351857插内齿轮时的中心距A02118536MM总变位系数X05186MM外齿轮变位系数X103000MM内齿轮变位系数X208186MM分度圆直径D1828221MM分度圆直径D2854103MM齿根圆直径DF1795721MM齿根圆直径DF2924572MM齿顶圆直径DA1872072MM需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763齿顶圆直径DA2848221MM外齿轮齿顶压力角A172875内齿轮齿顶压力角A2195653插齿刀齿顶压力角A02282718端面重合度09698轴向重合度06591校验内齿轮加工范成顶切判断Z02/Z2075761TANAA0/TANA0204959校验过渡曲线干涉外齿轮用滚刀加工Z2TANAA2Z2Z1TANAW104139Z1TANAN4HAX1/SIN2A91579校验重叠干涉Z1DT1INVAA1Z2DT2INVAA2INVAZ2Z1020590校验外齿轮齿顶厚度判断SA128569025M06250外齿轮固定弦齿厚SC139497MM内齿轮固定弦齿厚SC221521MM外齿轮固定弦齿高HC114738MM内齿轮固定弦齿高HC200821MM跨齿数K5外齿轮公法线长度W349614MM外齿轮跨棒距M1809632需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763内齿轮跨棒距M2914949由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表35所示。表35行星齿轮几何参数见长度单位MM第一内齿轮副第二内齿轮副名称符号外齿轮内齿轮外齿轮内齿轮齿数Z41423233模数M25齿形角A2015齿顶高系数AH07啮合角527360变位系数1X03081860106186啮合中心距A20分度圆直径D106116108704828228541齿顶圆直径A1108571081168720784822齿根圆直径DF10286581161077957292457齿轮宽度B20251520验算重合度105齿廓重干涉验算值SG需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763跨齿数K4556测量柱直径PD1737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FP,式34）/FTAVFYBMKLIMIN/FPSTXRNY根据型传动计算方式得到式中2ZXHTF齿轮分度圆上的圆周力（N）2340/0841/2904762TTZDN齿形系数参见文献1表105齿形系数表得到FY3FY齿轮宽度式078254DB35）使用系数参见文献2第5章行星传动承载能力计算表56得到AK20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51得到V14K需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763弯曲强度计算的齿间载荷分配系数参见参见文献2表59得FK12弯曲强度计算的齿向载荷分配系数查文献1图1013F108FK试验齿轮的齿根弯曲极限应力。LIM查参见文献1图10212LIM490/FN齿根弯曲强度的最小安全系数表55得160MINFSMINFS应力修正系数一般试验齿轮修正系数取STY20STY尺寸系数查文献2图637得09XXY齿根表面状况系数；查文献2图636得128RYR弯曲强度的寿命系数查文献2图634得24NNY于是计算出/FTAVFYBMK1904723/541208142695LIMIN/90/693FPFSTXRNY满足，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。P需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763需要CAD图纸，咨询Q414951605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。41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、滚宁波大红鹰学院毕业设计（论文）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511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41表41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扭转疲劳极限许用静应力P许用疲劳应力P45钢调质20021725565036027015526018020742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。421初步确定轴端直径由前得输出轴上,Z2PW21695/MINNR216TKN求作用在齿轮上的力（2ZX型）（参见文献413453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径364DZ分度圆切向力12340/01632/87418TFTZN宁波大红鹰学院毕业设计（论文）径向力31387123340SIN/COSRFTZDZ法向力402744N234/N表42轴常用几种材料的及值T0A轴的材料/TMPA0A2350Q20351351124525451261034035CRSIMN、355511297按表42选取，轴的输入端直径及轴的最小直径012A33MIN02/84/69518DPM又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大0D取57初选MM。MIN61806D165422低速轴的结构设计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。最小直径右端用轴端挡圈定位，安装轴承盖。所以MM1265DM165D根据轴肩的高度071HD23处安装轴承，3处为安装轴肩236507241M预选轴承型号为6215尺寸为7510018，选23L275D宁波大红鹰学院毕业设计（论文）34段4处为定位轴肩347585DM02340L385DM45处安装轴承，5处为安装轴肩4596预选轴承型号为6216尺寸为8011020，选4532L410DM，5D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152取轴端的倒角为245轴肩上的圆角半径2处取3、4处取0RM2RM423求低速轴上的载荷由前得输出轴上2PW21695/INNR216TKN求作用在齿轮上的力（2ZX型）（参见文献413453受力分析与强度计算）分度圆切向力12340/01632/87418TFTZD径向力3138712334SIN/COSR法向力402744N2340/NFTZD确定轴承的支撑点位置时，参看文献1图1523，对于所选轴承，查得，。所以得到图42的,125A1712L67532L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23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23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）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43。表43轴受力分析载荷垂直面水平面支反力12NVF1960169NHF15128VM弯矩247539029HM18N总弯矩2340扭矩16TM424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155取A06轴的计算应力（）2221CA3108610645MMPAW301WD前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，参考文献1表151查得160PA，所以CA，故安全。425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，12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宁波大红鹰学院毕业设计（论文）考虑的，所以12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23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23中间受力，但应力集中不大，不必校核。2校核截面3左侧抗弯截面系数式33W01D2746M（43）抗扭截面系数式333T259（44）截面6右弯矩M为式231048925HVNM（45）截面W上扭矩365720TNM截面上的弯矩应力式BPA（46）截面扭矩切应力式2T657098TMPAW47）轴的材料为45钢，调质处理，由表31查得，PA270MPA。15MPA截面上由于轴肩形成的理论集中系数及A宁波大红鹰学院毕业设计（论文）按参考文献1附表32查取，因,203165RD75086DD可查得，。20A13又参考文献1附表31查得轴的材料的敏性系数为。082Q5故有效应力集中系数按参考文献1表附34为11082182KQA535由参考文献1附图32得尺寸系数。067由参考文献1附图33得扭转尺寸系数。R82轴按磨削加工，由参考文献1附图34得表面质量系数为。092轴未经表面强化处理即。Q1按参考文献1式（312）及（312A）得综合系数值为1280KK162RKK有由31及32得碳钢的特性系数，取取。0120105105于是计算安全系数值，按参考文献1式（156）（158）则得275/8046102MSK（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略）AFM宁波大红鹰学院毕业设计（论文）151062748748620MS222951CASS3截面3右侧按参考文献1表154中公式计算，抗弯截面系数W3301856142D3M抗扭截面系数3320TW由前知弯矩M及弯曲切应力为1048925MNB10489250MPA扭矩及扭矩切应力36572MTN367241TPAW过盈配合处值，由参考文献1附表38查出，取08KQ360K。28KQ轴按磨削加工，由参考文献1附表34得表面质量系数090。故综合系数为371299。1KK1RKK所以轴在截面3右侧安全系数为3616TMSK宁波大红鹰学院毕业设计（论文）1634MS14892CAS15S因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，低速轴（输出轴）设计安全可靠。43高速轴（输入轴、偏心轴）的设计431初步确定轴端直径由前得输入轴上135PKW1254MINNR132TNM求作用在齿轮上的力，参见文献413453受力分析与强度计算。齿轮分度圆直径2M84DZ分度圆切向力11340/20134/82314TFTZN径向力13342SIN/COS67RDN法向力1340/5NFTZ按表44选取，轴的输入端直径及轴的最小直径02A33MIN0/15/4125DPM又因为此段开有键槽，对于直径的轴有一个键槽时轴径增大0D取由于工况恶略取57MIN1257D120DM。12L宁波大红鹰学院毕业设计（论文）432高速轴的结构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。1）轴肩的高度得到071HD又因为此段开有键槽，对于直径的23523DM10DM轴，有一个键槽时，轴径增大36MM5723012D预选轴承型号为6204尺寸为初选2M2365L34段为偏心轴段，和齿轮装配。查齿轮数据得到双联齿轮厚度轴肩的高度071HD201344考虑偏心轴力矩要求,由输出轴联接的内齿圈选取轴端4M45L56上轴承为6205尺寸为初步确定DD2152DM18MM56L2）根据SJ型双内啮合行星减速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。3）轴上零件的周向定位，齿轮和半连轴器的周向定位都采用平键联结，按23直径查手册得平键截面尺寸为用键槽铣刀加工，同时为了保650BHL证齿轮与轮毂配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/N6。4）参考机械设计表152取轴端的倒角为。24轴肩上的圆角半径2处取3、4处取16RM5RM433求高速轴上的载荷宁波大红鹰学院毕业设计（论文）图45轴受力简图由前得输入轴上135PKW1254MINNR132TNM求作用在齿轮上的力（2ZX型）（参考文献413453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径2M84DZ分度圆切向力11340/20134/82314TFTZN径向力2607N13342SIN/COSRD法向力3345N1340/NFTZ确定轴承的支撑点位置时，参见文献1图1523，对于所选轴承，查得，。所以得到图45的,19A23085A198L2430L34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45。表45轴受力分析载荷垂直面水平面宁波大红鹰学院毕业设计（论文）1327NVF186NH支反力26523010VM弯矩2475195H136N总弯矩28M扭矩13TM434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155取A06轴的计算应力（）2221CA3146010675MMPAW301WD前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献1表151查得160PA，因为CA，故安全。435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，12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12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23中间受载荷最大，宁波大红鹰学院毕业设计（论文）截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面23中间受力，但应力集中不大，不必校核。2）校核截面3左侧抗弯截面系数33W01D640M抗扭截面系数333T25128截面上的弯矩应力B0MPA截面扭矩切应力2T58TW轴的材料为45钢，调质处理，由表31查得，MPA270PA。15MPA截面上由于轴肩形成的理论集中系数及A按参考文献1附表32查取，因,203165RD75086DD可查得，20A13又由参考文献1附表31查得轴的材料的敏性系数为。082Q5故有效应力集中系数按参考文献1表附34为。11082182KQA536由附图32得尺寸系数07宁波大红鹰学院毕业设计（论文）由附图33得扭转尺寸系数R082轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理即Q1按参考文献1式（312）及（312A）得综合系数值为1280KK162RKK有由31及32得碳钢的特性系数，取取0120105105于是计算安全系数值，按参考文献1式（156）（158）则得275/8046102MSK（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略）AFM151062748748620MS222951CASS3）截面34按参考文献1表154中公式计算，抗弯截面系数W33015012D3M抗扭截面系数332TW由前知弯矩M及弯曲切应力为宁波大红鹰学院毕业设计（论文）B102MPAW扭矩及扭矩切应力3MTN341TMPAW过盈配合处值，由参考文献1附表38查出，取08KQ360K28KQ轴按磨削加工，由附表34得表面质量系数090故综合系数为3252621KK1RKK所以轴在截面3右侧安全系数为2175TMSK829M7752CAS15S因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，高速轴（输入轴）设计安全可靠。宁波大红鹰学院毕业设计（论文）第五章减速器箱体及其附件设计51减速器箱体简介减速器箱体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠地密封的重要零件，其重量约占减速器总重量的3050。因此设计箱体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体可以是铸造的，也可以使焊接的。铸造机体一般采用铸铁（HT150或HT200）制成。铸铁具有较好的吸振性、容易切削且承压性能好。在重型减速器中，为了提高箱体的强度和刚度，也可用铸钢（ZG15或ZG25）铸造的。铸造箱体的缺点是重量较大，但仍广泛应用。焊接箱体用钢板（A3）焊接而成。减速器箱体可以采用剖分式结构或整体式结构。剖分式箱体结构被广泛采用，其剖分面多与传动件轴线重合。一般减速器只有一个水平剖分面，但某些水平轴在垂直面内排列的减速器，为了便于制造和安装，也可以采用两个剖分面。52减速器箱体材料和尺寸的确定因铸铁容易切削，抗振性能好，并具有一定的吸振性，所以在本次设计当中采用灰铸铁HT200制造。按机械设计手册单行本第1114篇,机械传动表15530和15531计算公式计算减速器箱体的尺寸列表如下表91名称符号减速器型式及尺寸关系/MM机体壁厚10前箱盖壁厚1801加强筋厚度2102加强筋斜度机体内壁直径D196机体机盖紧固螺钉直径1D1018501D轴承端盖螺钉直径2812地脚螺钉直径D1443DTD机体底座凸缘厚度H20H51地脚螺栓孔的位置1C24821D地脚螺栓孔的位置22052视孔盖螺钉直径3D653减速器附件的设计531配重的设计因偏心轴质量的分布不能再近似地认为是位于同一回转面内，这就要添加配重以使轴达到运转平稳而不振动。配重块材料选HT200。因配重块对称放置于偏心轴偏心部分的两侧，离偏心轴质心的距离为，设配重块ML54721质量为，矢径为R，偏心轴质量为。由机械原理公式103得1M2M21ALR又VM2KG790解得MR31设矢径，得5KG401532减速器附件设计1联轴器的选择考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器。联轴器1为弹性柱销联轴器型号如下LX2联轴器GB/T50142003425JA公称转矩1000TMN/额定转速6300NINR质量5KG外径120DM联轴器2为弹性柱销联轴器型号如下LX3联轴器GB/T50142003840JA公称转矩1250TMN/许用转速4700NINR质量8KG外径160DM2轴承端盖为固定轴承在轴上的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承端盖密封。3密封与润滑根据浸油齿轮的圆周速度N1147M/S2M/S,则轴承应采用润滑油润滑。1减数器的润滑方式浸油润