少齿差行星齿轮无级变速器在农用汽车上的应用分析
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少齿差行星齿轮无级变速器在农用汽车上的应用分析,少齿差,行星,齿轮,无级,变速器,农用,汽车,应用,分析
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绪论分 类 号 密 级 设计毕业设计（论文）题目（二号黑体，居中）所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日诚 信 承 诺我谨在此承诺：本人所写的毕业设计（论文）XXXXXXXX均系本人独立完成，没有抄袭行为，凡涉及其他作者的观点和材料，均作了注释，若有不实，后果由本人承担。 承诺人（签名）： 摘 要 本文对对少齿差行星齿轮变速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。本文介绍了其在农业机械中的应用，并且介绍了少齿差行星齿轮变速器在应用于农业机械方面存在的问题和它在这个方面的发展方向。行星齿轮减速器传动与普通定轴减速器传动相比具有承载能力大、体积小、效率高、重量轻、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点，同时还可以提高其承载能力。在以前学习的机械设计的基础上，最终合理设计减速器的整体结构。关键字：少齿差行星传动；变速器；农业机械应用AbstractThis paper have expounded the planetary gear reducer of a few-tooth difference about its development of the status quo at home and abroad, the advantages and disadvantages, structural type and principle of its transmission. This paper introduces its application in the agricultural machinery, and less tooth differenced planetary gear transmission is introduced in the application in agricultural machinery and the problems of the development direction of it in this area. The planet gear reduction gear with few-tooth difference transmission and the ordinary dead axle reduction gear transmission compares has the bearing capacity in a big way, the volume small, the efficiency high, the weight light, the velocity ratio big, the noise small, the reliability high, the life long, is advantageous for merits and so on service, meanwhile may sharpen its bearing capacity. In previous study, on the basis of mechanical design, choosing and calculating the modulus of the gear reducer for designing the internal gear pair of a few-tooth difference and the final overall structure of the reducer.Keyword: Less tooth differenced ,planetary transmission,Transmission,Application of agricultural machinery目 录摘 要Abstract1. 绪论11.1课题背景11.2.国内外发展状况11.3设计少齿差行星轮无极变速器的手段和可行性22 无级变速器总体结构的选择及确定32.1传动装置的总体设计任务32.2变速器结构型式的确定32.2.1齿轮传动形式33 齿轮传动设计53.1齿数差的确定53.2 齿轮齿数的确定53.3 齿形角和齿顶高系数63.4外齿轮的变位系数63.4.1重合度应符合63.4.2齿廓重叠干涉验算值应符合63.5啮合角与变位系数差73.6内齿轮的变位系数83.7 主要设计参数的选择83.8齿轮几何尺寸与主要参数的选用83.8.1模数的确定83.8.2几何参数计算93.9强度计算与校核113.10行星齿轮和太阳轮效果图124 轴的设计144.1轴的用途和分类144.2选择轴的材料144.3低速轴（输出轴）的设计154.3.1初步确定轴端直径154.3.2低速轴的结构设计164.3.3求低速轴上的载荷174.3.4按弯矩合成应力校核轴强度184.3.5精确校核轴的疲劳强度184.3.6绘制输出轴的工作图2144高速轴（输入轴、偏心轴）的设计214.4.1初步确定轴端直径214.4.2高速轴的结构设计221）轴肩的高度h=（0.07-0.01）d得到224.4.3求高速轴上的载荷244.4.4按弯矩合成应力校核轴强度254.4.5精确校核轴的疲劳强度254.4.6输入轴的工作图285 轴承的验算295.1低速轴上轴承验算295.1.1低速轴2-3段轴承验算291）由上知轴2-3处预选深沟球轴承轴承型号为6215 尺寸为：295.1.2 低速轴5-6段轴承验算315.2高速轴上轴承验算315.2.1高速轴1-2段轴承验算315.2.2高速轴3-4段轴承验算326 键和密封圈的选择与强度校核346.1低速轴上键346.1.1键的选择346.1.2 键的校核346.2. 密封件的选择35结 论36参 考 文 献37致 谢391. 绪论1.1课题背景 少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种, 由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副, 它采用的是渐开线齿形, 内外齿轮的齿数相差很小, 故简称为少齿差传动1-5。少齿差行星齿轮传动具有很多优点，如加工方便、制造成本较低。 它的传动比范围大, 单级传动比为 101000 以上； 它的结构形式多,应用范围广。由于它的输入轴与输出轴可在同一轴线上, 也可以不在同一轴线上, 所以能适应各种机械的需要。它的结构紧凑、体积小、重量轻。它采用内啮合行星传动, 所以结构紧凑;最后，它的传动效率极高6-9。由于少齿差行星齿轮传动具有一系列无可比拟的优点，所以它被广泛地运用于各种农业机械的变速器上。具体到运用于农业机械上的变速器，少齿差行星齿轮传动要结合农业机械的具体要求，设计出最适合的结构和工艺参数。近年来随着机械传动技术的进步，越来越多的关于少齿差行星变速器的技术得到了突破性进展。有研究者提出了利用双排行星齿轮差动输入和输出得到无级变速机构，同时利用双排行星齿轮平衡传动元件之间动力学上的不平衡，以达到无级变速器具有的动力性、经济性、乘坐舒适性等优点，同时达到降低制造成本，提高传动效率，拓宽自动变速器传递功率的范围。这项技术可以广泛用于运输车辆和农用收割机上10-12。本论文在掌握了关于少齿差行星齿轮变速器的基本知识的基础上，结合农业机械上变速器的特点，设计了一个少齿差行星齿轮变速器。通过此次毕业设计，我加深了对少齿差行星齿轮传动的了解和运用。1.2.国内外发展状况少齿差行星齿轮减速器在发展初期，并没有想象的那样顺利，因为其中包含了许多技术难点。当内外啮合的两渐开线齿轮齿数差很小时, 很容易产生各种干涉, 所以在设计过程中选择齿轮几何参数的计算十分复杂13-15。国内外学者专家在齿形的分析、结构的优化、接触的分析、结构和强度、动态性能、传动的效率、运动精度等方面进行了许多的研究,且取得一系列重大的成就， 利用先进的计算机技术进行变速器各主要部件的实体建模、仿真、干涉检查等, 不但缩短了产品的开发周期,取得了许多相当有价值的成果。少齿差行星齿轮变速器在农用机械上的运用与少齿差行星轮齿轮的发展同步。根据文献16中所叙述，韩国和日本对水稻插秧机上的变速器进行了改进，采用了少齿差行星齿轮无极变速器，大大提高了插秧机的使用性能16。我国从90年代开始大量引进日本和韩国在这方面的技术，并迅速消化吸收，使我国在这一方面有了长足的进步。文献17中提到，无极自动变速器在拖拉机上的应用可以使驾驶员的操作简单方便,改善了拖拉机的燃油经济性、动力性和换档品质,但其综合性能却不如熟练驾驶员操作的手动变速器拖拉机,这就为自动变速器的开发设立了目标,即通过各种方法控制自动变速器的变速过程使拖拉机获得最佳的性能。文献18中指出，把行星齿轮式无级变速器应用于玉米收割机，得到了很好的使用效果。文中提出使用双排行星齿轮结构在运动学上实现了无级变速，提高了传动效率，速比范围适合车辆的实际使用情况；设计了双排行星齿轮结构实现平衡传动元件之间动力学上的不平衡，并且可以控制传动比的无级变化；利用发电机输出功率的变化可以控制系统的传动比和扭矩的变化，控制更为简单和精确；发电机输出的功率为发动机的1%-10%之间，这部分功率根据需要可以反馈给传动元件，在传动元件不需要这么多功率时，可以用来驱动发动机的附件，使发动机与变速器作为一个整体效率更高；舍弃了对材质要求很高，加工精度也很高的金属带和传动链，使加工成本降低，变速器体积减小，在车上布置时提供了更大的自由度；用齿轮传动代替带传动，传动功率范围大大增加18。1.3设计少齿差行星轮无极变速器的手段和可行性少齿差行星齿轮除了能象定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴转动之外，它们的转动轴还随着行星架绕其它齿轮的轴线转动。 围绕自己轴线的转动称为自转。轴线固定的齿轮传动原理很简单，在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里传入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它往外输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过。于是针对行星齿轮的特点制定途径：针对给定的零件制定出合理的机械加工工艺规程；完成相应的装配图及主要零件图设计；设计说明书的编写，包括零件图结构分析、总体方案分析及选择，设计计算过程。51无级变速器总体结构的选择和确定2 无级变速器总体结构的选择及确定2.1传动装置的总体设计任务本设计设计了一种渐开线少齿差行星传动的无极变速器，确定传动方案，选择合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件准备条件。合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。渐开线少齿差行星传动的主要特点是传动比大，结构紧凑，体积小，重量轻；传动效率高，承载能力大，齿数少便于制造；输入轴和输出轴的同轴性好，装配和使用方便但该传动的设计计算比较复杂，应多分析和考虑。2.2变速器结构型式的确定2.2.1齿轮传动形式图2.1为设计的无级变速器的装配图，它包括箱体和输入输出轴，调速轴等零件。箱体中装有行星轮系和调速轴系。调速轮系有调速齿轮和调速轴和调速电机组成；行星轮系包括输入曲轴、行星轮和太阳轮，行星齿轮通过轴承支撑在输入轴上，而输入曲轴两端分别支撑在箱体和输出轴中。本设计的一个很重要的特点是太阳轮的外圆上带有齿轮，它与调速齿轮外啮合。该少吃差行星齿轮无级减速器可以通过调节独立的调速装置调节太阳轮的转速，以达到无级调速的目的。这种设计既能克服现有行星传动在低传动比范围的死区，还能实现起停和换向控制。总所周知，行星齿轮传动有很多优点如传动比范围大，效率高，因为广泛用于农业机械中，但是行星齿轮传动在应用中有一个很大的缺陷：在传动比比较小的场合，就比较难实现。所以本设计设计了一种采用独立动力源的调速装置来调节太阳轮的转速，从而实现调速的目的。这样，输入轴功率不需要分流，提高了承载能力，同时也克服了行星齿轮传动在小调速传动比条件下无法实现的缺点。另一方面，本设计设计的变速器还能扩大无级变速的调速范围。当降速比R=0时，输出轴停止转动；当降速比R小于0时，输出轴反向减速转动；当降速比R大于1时，输出轴正向减速运动，当降速比R=1时，输出轴正向与输入轴同步转动；当降速比R在1与0之间时，输出轴正向增速转动。 图2.1变速器装配图齿轮的传动设计3 齿轮传动设计行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当它们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相等时，行星齿轮具有自身的特点：1）体积小，重量轻，结构紧凑，传递功率大、承载能力高。2）只要适当选择齿轮转动类型就可以有很大的传动比，三个基本构件都可以传动。3）由于行星齿轮传动采用了对称分流的传动结构，有利于提高传动效率。4）行星齿轮传动运动平稳，抗冲击和振动能力较强，工作较可靠。在渐开线步齿差行星齿轮传动的设计过程中，为了避免步齿差内齿轮副轮齿间的各种干涉现象，在确定少齿差内齿轮副轮齿几何参数时，一般从渐开线少齿差内齿轮副几何参数表中选取或根据手册中给定的一系列公式计算确定 但这组几何参数选的合适与否即轮齿间是否存在干涉现象，要等到这对齿轮加工出来并进行实际啮合传动后才能确定。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称为齿数差。一般称是1-8为少齿差，=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，动力传动。由于需要的传动比大，于是选择齿数差。3.2 齿轮齿数的确定根据齿轮传动特点，齿数差，传动比的计算公式和齿轮差计算公式得出齿轮的计算式（错齿数）计算出，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60617877150.333913.3 齿形角和齿顶高系数一般采用标准齿形角，当齿数差时，取齿形角为14-25，结合标准采用。 当齿形角时，齿顶高系数为0.6-0.8。当减小时，啮合角也减小，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（根切）或插齿加工时的负啮合。3.4外齿轮的变位系数变位系数需满足方程式： 式(3.1）变位系数还需要满足条件：3.4.1重合度应符合 式(3.2）3.4.2齿廓重叠干涉验算值应符合 式(3.3）式中：，按照表2.2选取外齿轮的变位系数可保证啮合齿轮副的重合度且其顶隙。表中列出对应于和时的上限值。表中不带的数值表示取值受到的限制，其值与插齿刀无关。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：插齿刀齿数或齿顶高或变位系数时，上限值会略大于表3.2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。表3.2 外齿轮变位系数的上限值10.80.61400.15-0.5600.30-0.7（插齿刀参数，可插值求的上限值）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。两者的选取参照表3.3，啮合角变位系数差。表3.3 啮合角与变位系数差的选用推荐值10.8058.18770.5854.09200.3949.15633.6内齿轮的变位系数根据关系式：内齿轮的变位系数3.7 主要设计参数的选择由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据机械设计手册机械传动选择参数并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。参见表3.4一齿差内齿轮副几何尺寸及参数。表3.4.少齿差内齿轮副几何尺寸及参数（其中，） /mm外齿轮内齿轮齿数变位系数顶圆直径跨齿数公法线长度齿数变位系数顶圆直径跨齿槽数公法线长度量柱直径量柱测量距量柱中心圆压力角77-0.130461.9410.691780.330589.24513.9731.731.26920.03060-0.128178.16513.771610.3328109.86617.0531.740.31120.0413.8齿轮几何尺寸与主要参数的选用设计时按照表3.4选择齿轮几何尺寸的主要参数，其中，各个尺寸需要乘以齿轮的模数。3.8.1模数的确定行星轮上的转矩输入滚动轴承效率，所以太阳轮选用45号钢调质，硬度。齿轮的由文献21查得弯曲极限应力行星轮齿轮选用45号调质后表面淬火，硬度,查得齿轮的弯曲极限应力。 使用系数KA，因为工作机有振动，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19表18-12取齿宽系数。根据文献19校核公式，取标准模数m=23.8.2几何参数计算由表2.4确定：压力角 啮合角 模数 计算第一内齿轮副=41，=42 中心距：=1.499mm取中心距分度圆直径： 齿顶高：齿轮宽度： 取 第二个齿轮副几何参数计算=32，=33中心距：=1.499mm取中心距分度圆直径： 齿顶高： 取 由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据参考文献22选择参数并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。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个齿轮副太阳轮内齿轮行星轮外齿轮1行星轮外齿轮2输出轴齿轮齿数60617877模数2齿形角齿顶高系数0.7啮合角变位系数-0.12810.3328-0.13040.3305啮合中心距1.50分度圆直径82846466齿顶圆直径78.16109.8689.2461.9齿轮宽度50502020验算重合度齿廓重干涉验算值跨齿数4556公法线长度13.77117.05310.69113.973测量柱直径1.7量柱测量距40.31131.269量柱中心圆压力角20.04120.0303.9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(参考文献20中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： , 式(3.4）根据行星轮传动计算方式得到式中： -齿轮分度圆上的圆周力（N）-齿形系数：参见文献19表10-5齿形系数表得到 齿轮宽度： 式(3.5）-使用系数：参见文献20第5章行星传动承载能力计算表5-6得到-动载系数：参见参见文献20第5章行星传动承载能力计算图5-1得到-弯曲强度计算的齿间载荷分配系数：参见参见文献20表5-9得-弯曲强度计算的齿向载荷分配系数：查文献19图10-13 -试验齿轮的齿根弯曲极限应力。查参见文献19图10-21 -齿根弯曲强度的最小安全系数:表5-5得=1.60 -应力修正系数：一般试验齿轮修正系数取 -尺寸系数：查文献20图6-37得=0.9-齿根表面状况系数；查文献20图6-36得=1.28-弯曲强度的寿命系数: 查文献20图6-34得=2.4于是计算出满足，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。3.10行星齿轮和太阳轮效果图 根据以上的计算和查表，本设计的输入太阳轮和行星轮的工程图如图3.1和图3.2。图3.1 太阳轮工程图图3.2行星轮工程图宁波大红鹰学院毕业设计（论文）4 轴的设计4.1轴的用途和分类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如齿轮、蜗轮等,都必须安装在轴上才能惊醒运动和动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传动运动和动力。轴的设计包括结构设计和工作能力的计算两方面。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，合理的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的装配的困难等。轴工作能力的计算主要是指轴的强度、刚度和振动稳定性方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需要对轴的强度进行计算，以防止断裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。4.2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抗拉强度屈服点弯曲疲极限扭转疲劳极限许用静应力许用疲劳应力45钢调质217-255650360270155260180-2074.3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。4.3.1初步确定轴端直径由前得输出轴上,Z求作用在齿轮上的力可以得出：齿轮分度圆直径d3=Z3*m=154mm, 分度圆切向力 径向力31387.1法向力=40274.4N表4.2 轴常用几种材料的及值轴的材料15-25149-12620-35135-1124525-45126-10335-55112-97按表4.2选取，轴的输入端直径及轴的最小直径： 式(4.1）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5%-7%，取初选mm。4.3.2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mm根据轴肩的高度h=（0.07-0.01）d，2-3处安装轴承，3处为安装轴肩 预选轴承型号为6215 尺寸为，选 3-4段4处为定位轴肩 4-5处安装轴承，5处为安装轴肩预选轴承型号为6220尺寸为，选,为内齿轮，具体尺寸见齿轮设计。2）根据行星变速器具体结构要求，轴的具体的外形设计如图4.1所示。图4.1输出轴（低速轴）3）参考文献19表15-2取轴端的倒角为轴肩上的圆角半径2处取 3、4处取4.3.3求低速轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图4.2图4.2轴受力简图由前得输出轴上 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 径向力31387.1法向力=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，。所以得到图4.2的,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。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弯矩总弯矩扭矩4.3.4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 式（4.2）（）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，参考文献19表15-1查得=60Pa，所以，故安全。4.3.5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左侧抗弯截面系数 式（4.3）抗扭截面系数 式（4.4）截面6右弯矩M为 式（4.5）截面W上扭矩截面上的弯矩应力 式（4.6）截面扭矩切应力 式(4.7）轴的材料为45钢，调质处理，由表3.1查得，。截面上由于轴肩形成的理论集中系数及：按参考文献19附表3-2查取，因,可查得 ，。又参考文献19附表3-1查得轴的材料的敏性系数为 。故有效应力集中系数按参考文献1表附3-4为: 式（4.8） 式（4.9）由参考文献19附图3-2得尺寸系数。由参考文献19附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献19附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理即。按参考文献19式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为： 式 （4.10）有由3-1及3-2得碳钢的特性系数：，取 取。于是计算安全系数值，按参考文献19式（15-6）（15-8）则得： 式（4.11）（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） 式（4.12） 式（4.13）3)截面3右侧按参考文献19表15-4中公式计算，抗弯截面系数 W=抗扭截面系数 由前知弯矩M及弯曲切应力为 扭矩及扭矩切应力 过盈配合处值，由参考文献19附表3-8查出，取 。轴按磨削加工，由参考文献19附表3-4得表面质量系数0.90。故综合系数为=3.71 =2.99。所以轴在截面3右侧安全系数为：36.1616.3414.89 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。4.3.6绘制输出轴的工作图根据以上设计、计算和校核的结构，得出输出轴的工程图，如图4.3图4.3 输出轴的工作图44高速轴（输入轴、偏心轴）的设计4.4.1初步确定轴端直径由前得输入轴上 求作用在齿轮上的力，参见文献413-453受力分析与强度计算。齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力法向力按表4.4选取，轴的输入端直径及轴的最小直径：表4.4 轴常用几种材料的及值轴的材料15-25149-12620-35135-1124525-45126-10335-55112-97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5%-7%，取所以 4.4.2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h=（0.07-0.01）d得到 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5%-7%，=35mm 预选轴承型号为6208 尺寸为 初选 L2-3=70mm2-3段为偏心轴段，和齿轮装配。由于轴肩的高度h=（0.07-0.01）d， d3-4=40 此处安装成对轴承，因为滚针轴承（NA）径向尺寸小，有较高的径向载荷能力.一般内外圈可分离。特采用单双列滚针轴承与行星齿轮配合。选用NA6911 所以确定 L2-3=70mm考虑偏心轴力矩要求,由输出轴联接的内齿圈选取轴端1-2上轴承为6207尺寸为: 初步确定d1=35mm L1-2=17mm2）根据设计减速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。具体轴的外形设计如图4.4所示 图4.4 偏心轴（输入轴）3）轴上零件的周向定位，半连轴器的周向定位都采用平键联结，按2-3直径查手册得平键截面尺寸为用键槽铣刀加工，同样，半连轴器与轴的联结选用平键尺寸为。4）参考机械设计表15-2取轴端的倒角为。轴肩上的圆角半径2处取 3、4处取4.4.3求高速轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图4.5图4.5轴受力简图由前得输入轴上 求作用在齿轮上的力（2Z-X型）（参考文献2213-453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力260.7N法向力=334.5N确定轴承的支撑点位置时，参见文献19图15-23，对于所选轴承，查得，。所以得到图4.5的,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4.5。表4.5轴受力分析载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩4.4.4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15-5取a=0.6轴的计算应力（）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献19表15-1查得=60Pa，因为，故安全。4.4.5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左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面上的弯矩应力截面扭矩切应力轴的材料为45钢，调质处理，由表3.1查得，。截面上由于轴肩形成的理论集中系数及按参考文献19附表3-2查取，因,可查得 ，又由参考文献19附表3-1查得轴的材料的敏性系数为 。故有效应力集中系数按参考文献1表附3-4为 。由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理即按参考文献19式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 有由3-1及3-2得碳钢的特性系数，取 取于是计算安全系数值，按参考文献19式（15-6）（15-8）则得（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）3）截面3-4按参考文献19表15-4中公式计算，抗弯截面系数 W=抗扭截面系数 由前知弯矩M及弯曲切应力为 扭矩及扭矩切应力 过盈配合处值，由参考文献19附表3-8查出，取 轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数0.90故综合系数为=3.25 =2.62所以轴在截面3右侧安全系数为：21.758.297.75 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。4.4.6输入轴的工作图根据以上设计、计算和校核的结构，得出轴的工作图，如图4.6图4.6输入轴的工作图轴承的验算5 轴承的验算滚动轴承是现代机械中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承传动零件的。滚动轴承具有摩擦小，功率消耗少，启动容易等有点。常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，应用各种常用规格的轴承。滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。5.1低速轴上轴承验算5.1.1低速轴2-3段轴承验算1）由上知轴2-3处预选深沟球轴承轴承型号为6215 尺寸为：，查手册得此轴承的基本额定静载荷，对于深沟球轴承，主要承受径向载荷，当量摩擦系数最小。 表5.1 载荷系数载荷性质举例无冲击或者轻微冲击1-1.2电机、汽轮机、通风机中等冲击或者中等惯性力1.2-1.8车辆、动力机械、起重机造纸机、冶金机械、机床强大冲击1.8-3.0破碎机、轧钢机、振动机械按表5.1查得载荷系数由以上轴的设计计算得到：分度圆切向力 径向力 31387.1N法向力=40274.4N根据参考文献1表13-5差的径向动载荷系数X=1所以 当量径向动载荷 式（5.1）轴承应有基本额定动载荷 式（5.2） 所以2）轴承寿命的验算表5.2 推荐的轴承的预期计算寿命机械类型预期计算寿命不经常使用的仪器或设备300-3000短期或间断使用的机械，中断使用不严重，如手动机械等3000-8000间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动机辅助设备、流水作业线自动传送装置、升降机、车间吊车等8000-1200每日8h工作机械（利用率不高），如一般的齿轮传动、某些固定电动机等12000-20000每日8h工作的机械（利用率较高），如金属切削机床、连续使用的起重机、印刷机械等20000-3000024h连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械40000-6000024h连续工作的机械，中断使用后果严重，如发电站的主电机、矿井水泵等100000-200000根据机械的类型和工作状况，选择预期寿命为20000小时。验算轴承寿命 式（5.3） =198881h（预期寿命20000小时）5.1.2 低速轴5-6段轴承验算1）5-6处安装轴承， 预选轴承型号为6220尺寸为查手册得此轴承的基本额定静载荷，径向力 =3883.4N=3085N根据文献19表13-5差的径向动载荷系数X=1所以当量径向动载荷：轴承应有基本额定动载荷=24955 2）验算轴承寿命 =33041h=20000h（预期寿命20000小时）5.2高速轴上轴承验算5.2.1高速轴1-2段轴承验算1）轴1-2预选轴承型号为6208尺寸，查手册得此轴承基本额定静载荷=15200N，又中间轴上为直齿轮，轴承不受轴向力，对于深沟球轴承，按表13-6查得齿轮分度圆直径 分度圆切向力 径向力260.7N法向力=334.5N根据参考文献19表13-5差的径向动载荷系数X=1所以 当量径向动载荷轴承应有基本额定动载荷所以2）验算轴承寿命 =23470h（预期寿命20000小时）5.2.2高速轴3-4段轴承验算1)轴3-4预选滚针轴承（NA） NA6911 查手册得此轴承的基本额定静载荷=15200N，又中间轴上为直齿轮，轴承不受轴向力，对于深沟球轴承，按表13-6查得径向力 = =1184N=1656N 当量动载荷 N轴承应有基本额定动载荷=137782）验算轴承寿命 =126779h（预期寿命20000小时）通过以上计算和验算，各轴承符合要求，选取正确。参考文献61宁波大红鹰学院毕业设计（论文）6 键和密封圈的选择与强度校核6.1低速轴上键6.1.1键的选择平键的材料通常选45钢。在输出轴4-5处（输出轴和输出齿轮处）安装平键，根据公称直径d=100mm,在轴1-2处安装圆头普通平键（A型）。6.1.2 键的校核平键联接传递转矩时，联接中各零件的受力情况分析见参考文献1图6-6，对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），只要失效形式是工作面的压溃，一般不会出现键的剪断，因此只按工作面是上的挤压应力进行校核计算。对于导向平键联接和滑键联接（动联接）主要失效形式是工作面的过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假设载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联结的强度条件为 式（6.1）导向平键联接和滑键联接的强度条件为 式（6.2）表6.1键联接的许用挤压应力和许用压力 （MPa）许用挤压应力、许用压力联接方式材料载荷性质静载荷轻微载荷冲击静联接钢120-150100-12060-90铸铁70-8050-6030-45动联接钢504030输出轴（低速轴）上键的尺寸为b*h*L=12*20*60 由联结条件得带入条件公式得=验算合格，键可以使用。6.2. 密封件的选择为了固定轴系部的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端轴和盖封闭，在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。根据减速器密封要求高密封，选择J型无骨架橡胶油封。在输出轴2处和输入轴2-3 处安装油封：耐油橡胶I-1，J型无骨架橡胶油封：J型油封 橡胶I-1图6.1.J型油封结 论以上设计内容是对少齿差行星齿轮变速器设计的全过程。主要思路可理为：首先，根据变速速器适用环境以及所要求的输出转矩和转速设计变速器的结构。再设计少齿差行星齿轮减速器的行星齿轮、太阳轮、偏心轴（输入轴）、输出轴，以及对轴承、键、减速器附件等主要零部件的选择。同时对受力齿轮、轴、轴承、键进行了强度校核和寿命计算。 本设计按变速器实际工作需要完成本次设计，设计过程严谨细致。设计结果有效，符合实
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