【摆线针轮减速器的设计计算案例3000字】

摆线针轮减速器的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u24520摆线针轮减速器的设计计算案例 133341.1摆线轮、针齿、柱销的计算 1312741.2输出轴的计算 5248521.3输入轴的计算 8149851.4摆线轮的solidworks-simulation力学分析 121.1摆线轮、针齿、柱销的计算设计计算如下：项目代号单位计算、结果及说明功率22根据使用条件,可知为针轮固定的卧式减速器,并且不带电机输入转速r/min1450传动比11摆线轮齿数的确定＝11若让销轴孔摆线轮齿廓能刚好重叠加工,精度生产率能够得以提高,尽可能使齿数取奇数,也就是也应尽可能取奇数,在载荷平稳情况下选择材料为GCr15,硬度高于60HRC针轮齿数选材为GCr15,硬度为60HRC以上输出转矩T由文献[1]表2.7-8,取=0.92初选短幅系数＝0.5由文献[1]表2.7-2,=0.42~0.55初选针径系数，由文献[1]表2.7-3,针齿中心圆半径mm取取材料为轴承钢58~62HRC时,=1000~1200MPa摆线轮齿宽bcmm取偏心距amm由文献[3]表2.7-5查得＝6mm取＝6mm实际短幅系数针径套半径mm，取＝12mm验证齿廓不产生顶切或尖角＝47.32由文献[3]表2.7-1及公式2.7-17算得，由计算结果知，摆线齿廓不产生顶切或尖角。针齿销半径mm取＝7mm针齿套壁厚一般为2～6mm。实际针径系数若针径系数小于1.3，则考虑抽齿一半。齿形修正mm＝0.35，＝0.2考虑合理修形，建立优化模型，由计算机求出。齿面最大接触压力N其中整个结果由计算机求出。传力齿号M，nm=2，n=4参看上一章介绍，由计算机求出。摆线轮啮与针齿最大接触应力MPa＝1416.7MPa__m~n齿中的最大值。转臂轴承径向负载N＝＝16988转臂轴承当量负载PN＝1.0516988＝17837时，=1.05时，＝1.1。选择圆柱滚子轴承mm＝260（0.4～0.5）＝104～130由文献[13］GB/T283-94，选N2213轴承，d=65,B=31,=142,D=108.5。转臂轴承内外圈相对转速nr/min＝1582转臂轴承寿命h＝＝10613—寿命指数，球轴承＝3，滚子轴承＝10/3。针齿销跨距Lmm由结构及前面的摆线轮宽度，得L＝70采用三支点型式。针齿销抗弯强度MPa<选用三支点，材料为轴承钢时＝150～200MPa针齿销转角rad＝＝0.000618<，材料为轴承钢时＝0.01～0.03rad。摆线轮齿跟圆直径mm摆线轮齿顶圆直径mm摆线轮齿高mm销孔中心圆直径mm取，选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。间隔环mm＝15柱销直径mm＝21.8取＝22由文献[1]表2.7—7，取＝22。柱销套直径mm＝32由文献[1]表2.7—7，知＝32摆线轮柱销孔直径mm为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙，值应增加值：＝0.15；>550mm时，＝0.2～0.3。1.2输出轴的计算结构图如图4-1，图4-1输出轴结构装配图设计计算如下：项目代号单位设计计算、结果及说明转矩TN·mm前面已经算出，T＝1466353输出转速r/min初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献[12]表15-3，取A0＝110，mm输出轴的最小直径明显为。为了使所选择的直径适应耦合器的孔径，必须选择耦合器和耦合器的计算转矩＝，由文献[12］表14-1，＝1.3，＝由文献[13]表8-7，选HL5弹性柱销联轴器，轴孔径为d=60,半联轴器L＝142mm，取＝112mm。轴结构设计其装配结构图如图4-1，上选用滚动深沟球轴承6214，由文献[13]表6—1查得，d=70,D=125,B=24,=79，则可知=70，=65；上选用深沟球轴承6215，，D=130，B=25，=84，所以，=75，所以，=22，=30，=120，套筒长93，外圈直径84。轴承端帽采用总宽度为33mm的减速器结构确定。文件[13]GB/T1095-1979，选择平键＝，和钥匙槽铣削工具。为确保联轴器与轴的配合，选择H7/k6周边方向、滚动轴承和轴的方向，确保安装轴承选定轴的尺寸公差为m6。由文献[12]，表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径为.5。求轴上载荷N由前面的轴的结构知，、受力中心距离为116mm,、受力中心距离为50mm,因＝5600N，故得＝8014N，＝2414N。按弯扭合成应力校核校核时，部分的强度。危险部分4）通常只检查轴上的最大弯矩和扭矩。根据以下公式及上表中的数值，取=0.6及轴的计算应力28.29Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表15—1查得=60MPa，因此〈，故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面第2、3、5、9节仅受力矩影响，虽然钥匙路、轴肩、过渡配合引起的应力浓度会削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径由扭力强度合理决定，因此无需检查第2、3、5、9节。由于应力集中对轴疲劳强度的影响，第4和5段的过渡配合引起的应力集中更严重，根据负载的情况，第4和5段的应力最大。因为5轴直径也很大，因此不需要进行强度检查。第4节上的最大应力，因此轴只需要检查第4节的左侧。2）截面4左侧抗弯截面系数＝421875抗扭截面系数＝84375弯矩＝560050＝280000扭矩T＝1466353截面上的弯曲应力＝6.637MPa截面上的扭转切应力＝17.38MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献［12］表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献［12］表3-2查取，因，，经插值后可查得＝2.0，＝1.3；又由[12]附图3-1，可得材料敏性系数为，＝0.85。故有效应力集中系数为＝1.82＝1.26由文献［12］附图3-2得尺寸系数=0.67；由文献［12］附图3-3的扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为＝0.92轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为＝2.8＝1.62又由文献［12］及3-2得碳钢的特性系数＝0.1，＝0.05于是，计算安全系数值，则得＝20.2110.62＝9.40S＝0.05故可知其安全。1.3输入轴的计算其结构装配图如图4-2图4-2输入轴结构装配图项目代号单位计算、结果、说明转矩TN·mm由前面已经算出，T＝144897公称转矩N·mm由文献[12］表14-1，取＝1.3，＝初步确定轴的最小直径mm选材为钢，调质处理，由文献［12］表15-3，取A0＝110，mm安装轴承的部分显然是输出轴最小直径，为了将所选直径适应到轴承孔由文献[13]GB/T，选取圆柱滚子轴承N406，d=30mm,D=90mm,B=23mm,=57.2KN。校核该轴承：该轴承符合寿命要求，所以，＝30mm,=25mm轴的结构设计其装配结构如图4-2所示，带滚筒深槽球轴承6408的，表6-1[13]文献d=40，D=110，B=27，=，则可知=40，=40mm；=24mm,由减速器的结构知，＝75mm，＝18mm。轴上第4-5段与联轴器相配合,文献表8-7[13]选HL3弹性柱销联轴器，轴孔径为d=35,半联轴器＝70mm，取＝60mm。轴承端盖采用减速器结构固定，尺寸为57mm。全宽轴向偏心轮和联轴器轴向定位采用平键连接，[13]GB/T1095-1979，文献分别选用平键＝和=,键槽用键槽铣刀加工，同时确保联轴配合和偏心轴配合，选择H7/k6和H7/h6轴过渡，安装轴承上选定轴的尺寸公差为m6。文献[12]，表15-2，在倒角为轴端，各轴肩圆角半径为r=1。力的计算由前面知，作用点到、作用点的距离相等，都为54mm，得，＝8494N，＝8494N。按弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面2）的强度。根据下式及上表中的数值，并取=0.6，轴的计算应力21.49Mpa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表15－1查得=60MPa，因此〈，故安全。精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面第4、5节只受力矩影响，虽然键槽、轴肩、过渡的配合引起的应力浓度会削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是由抗扭强度决定的，无需校核第4截面，由于应力集中对轴疲劳强度的影响，第2、3、4段过渡的配合引起的应力浓度较严重，从荷载情况下，第2、3段的应力最大。因此，只校核第2段，显然左侧小于右侧的直径，所以轴只需要校核第2段的左侧。2）截面2左侧抗弯截面系数＝42875抗扭截面系数＝85750弯矩＝917352扭矩T＝144897截面上的弯曲应力＝11.89MPa截面上的扭转切应力＝1.69MPa轴的材料为45钢，调质处理，由文献[12]表15-1，得＝640MPa，＝275MPa，＝155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按文献[12]表3-2查取，因，，经插值后可查得＝1.34，＝1.66；又由文献[12]附图3-1，可得材料敏性系数为，＝0.85。故有效应力集中系数为＝1.2788＝1.561由文献［12］附图3-2得尺寸系数=0.95；由文献［12］附图3-3的扭转尺寸系数=0.9。轴按磨削加工，又附图的表面质量系数为＝0.92轴未经表面强化处理，即，则按式得综合系数值为＝2.8＝1.62又由文献［12］及3-2得碳钢的特性系数＝0.1，＝0.05于是，计算安全系数值，则