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沙滩车少齿差行星齿轮耦合系统设计研究【减速器设计】【6张CAD图纸+文档全套资料】
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宁波大红鹰学院毕业设计(论文)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AbstractDealers 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目录摘要1Abstract2第一章 绪 论51.1课题背景51.2 发展现况61.3 设计要求61.3.1 设计任务7第二章 少齿差行星减速器总体设计82.1 少齿差行星减速器的结构型式82.1.1 N型少齿差行星减速器82.1.2 NN型少齿差行星减速器82.2减速器结构型式的确定92.3运动参数计算10第三章 齿轮传动设计123.1齿数差的确定123.2 齿轮齿数的确定123.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数123.4外齿轮的变位系数133.5啮合角与变位系数差143.6齿轮几何尺寸与主要参数的选用143.6.1模数的确定143.6.2几何参数计算143.7强度计算与校核19第四章 传动轴设计224.1选择轴的材料224.2低速轴(输出轴)的设计234.2.1初步确定轴端直径234.2.2低速轴的结构设计234.2.3求低速轴上的载荷244.2.4按弯矩合成应力校核轴强度254.2.5精确校核轴的疲劳强度254.3高速轴(输入轴、偏心轴)的设计284.3.1初步确定轴端直径284.3.2高速轴的结构设计284.3.3求高速轴上的载荷294.3.4按弯矩合成应力校核轴强度304.3.5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345.1 减速器箱体简介345.2 减速器箱体材料和尺寸的确定345.3 减速器附件的设计355.3.1 配重的设计355.3.2减速器附件设计35结 论37参 考 文 献38致 谢39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,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,输出转矩 传动比。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,输出转矩 传动比传确定选用NN型少齿差行星减速器结构。 本次设计的传动方案如下图: 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 式(2.1)因为,得到其传动传动比计算公式为: 式(2.2)于是得到传动比的计算公式 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 输出转矩 传动比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、传输机构的效率、转臂轴承的效率则少齿差传动效率:查手册得到各计算式:其中 查表13-6-11得到0.94 0.93所以传动比:输出功率:输出转速:输入转速:求出输出转矩:13.2N.m计算出各轴上具体数据汇总如下:1)高速轴(输入轴) 2)低速轴(输出轴) 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称为齿数差。一般称为少齿差,=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内齿轮2Z-X(2K-H)(I)型传动特点,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41423233150.333913.3 齿形角、螺旋角、齿顶高系数一般采用标准齿形角,当齿数差时,取齿形角,结合标准采用。为保证转动的平稳性选用斜齿轮传动,且选用螺旋角。当齿形角时,齿顶高系数。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,本次设计选用。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如下条件:(1)重合度应符合(2)齿廓重叠干涉验算值应符合式中:,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。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。齿轮的由文献3查得弯曲极限应力内齿轮选用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。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 啮合角 模数 算第一内齿轮副几何参数计算=41,=42 中心距:=1.499mm取中心距分度圆直径: 齿顶高:齿轮宽度: 取 第二内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 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: 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41423233模数25齿形角2015齿顶高系数0.7啮合角52.7360变位系数0.30.81860.10.6186啮合中心距2.0分度圆直径106.116108.70482.82285.41齿顶圆直径110.857108.11687.20784.822齿根圆直径df102.8658116.10779.57292.457齿轮宽度20251520验算重合度齿廓重干涉验算值跨齿数4556测量柱直径1.73.7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: , 式(3.4)根据型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1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2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2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2表5-9得-弯曲强度计算的齿向载荷分配系数:查文献1图10-13 -试验齿轮的齿根弯曲极限应力。查参见文献1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2图6-37得=0.9-齿根表面状况系数;查文献2图6-36得=1.28-弯曲强度的寿命系数: 查文献2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。宁波大红鹰学院毕业设计(论文)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2002172556503602701552601802074.2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,Z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 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15251491262035135112452545126103355511297按表4.2选取,轴的输入端直径及轴的最小直径:又因为此段开有键槽,对于直径的轴,有一个键槽时,轴径增大取初选mm。4.2.2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7510018,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6216尺寸为8011020,选,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取轴端的倒角为轴肩上的圆角半径2处取 3、4处取4.2.3求低速轴上的载荷由前得输出轴上 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4.2.4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 ()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=60Pa,所以,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1附表3-2查取,因,可查得 ,。又参考文献1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:由参考文献1附图3-2得尺寸系数。由参考文献1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工,由参考文献1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1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1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右侧按参考文献1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1附表3-8查出,取 。轴按磨削加工,由参考文献1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高速轴(输入轴、偏心轴)的设计4.3.1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: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取由于工况恶略取。4.3.2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 =36mm 预选轴承型号为6204 尺寸为初选 3-4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 考虑偏心轴力矩要求 ,由输出轴联接的内齿圈选取轴端5-6上轴承为6205尺寸为:初步确定 18mm2)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2-3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求高速轴上的载荷图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260.7N法向力=334.5N确定轴承的支撑点位置时,参见文献1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4.3.4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1表15-1查得=60Pa,因为,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 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1附表3-2查取,因,可查得 ,又由参考文献1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1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1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1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1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。第五章 减速器箱体及其附件设计5.1 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30%50%。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。5.2 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15-5-30和15-5-31计算公式计算减速器箱体的尺寸列表如下:表9-1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8加强筋厚度10加强筋斜度机体内壁直径196机体机盖紧固螺钉直径10轴承端盖螺钉直径8地脚螺钉直径14机体底座凸缘厚度20地脚螺栓孔的位置24地脚螺栓孔的位置20视孔盖螺钉直径65.3 减速器附件的设计5.3.1 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,设配重块质量为,矢径为r,偏心轴质量为。由机械原理公式10-3得又 解得 设矢径 ,得 5.3.2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/T 5014-2003)公称转矩 1000 额定转速 6300 质量 5 外径 120联轴器2为弹性柱销联轴器:型号如下LX3联轴器 (GB/T 5014-2003)公称转矩 1250 许用转速 4700 质量 8 外径 160 (2).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N=11.47 m/s 2m/s,则轴承应采用润滑油润滑。1) 减数器的润滑方式:浸油润滑方式2) 选择润滑油:工业闭式齿轮油(GB5903-1995)中的一种。3) 密封类型的选择:密封件: 毡圈 1 25 JB9877.1-1988 毡圈 2 40 JB9877.1-1988 密封胶: DJM7302 Q/JZZX.03-2005结 论通过对行星齿轮的设计过程的熟悉,与传统的减速器的设计有很大的不同, 计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点。行星齿轮减速器的类型很多,本设计主要通过对NN型的进行系列设计的。计算两级中主要参数,确定主要零件的各部位的尺寸。通过对每个零件的建模再进行组装。通过对行星齿轮减速器的设计,基本熟悉设计的一般流程。理解行星减速器的工作原理。对于传递转矩要求高的行星齿轮减速器,行星齿轮中应当安装滑动轴承
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