21-2-少齒差式行星減速器的設計【含CAD圖紙、SW三維】
I摘 要 發(fā)展少齒差行星齒輪減速機在國內外的優(yōu)勢和劣勢,結構類型及其驅動原理的地位,必須加以說明。在設計過程中,各種內部網傳輸干擾產生的詳細檢查;從如何提高軸承的繁榮為出發(fā)點來計算模選擇齒輪減速機壽命,是設計計算的內齒副之間的差別不大,最終設計的整體結構是合理減速。 關鍵詞:少齒差行星傳動;行星齒輪減速器;內齒輪副 IIAbstract Having 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. Among the process of designing, having checked detailedly about the interference which generated by internal mesh transmission. From how to improve the life of bearing arms to the starting point, 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. Key words:Small tooth number difference planet transmission; Planetary gear reducer; Annular gearIII目 錄摘 要 .IIIAbstract IV第 1 章 緒論 .11.1 概述 11.2 少齒差行星減速器的結構型式 11.2.1 N 型少齒差行星減速器 11.2.2 NN 型少齒差行星減速器 31.2.3 設計任務 4第 2 章 減速器的內 齒和外齒輪參數(shù)的確定 .52.1 少齒差傳動原理 .52.2 齒輪齒差的確定 52.3 選定齒輪的精度等級和材料 62.4 齒輪模數(shù)確定 .6第 3 章 軸的設計 .93.1 軸的材料選擇 93.2 軸的機構設計 93.2.1 輸入偏心軸的結構設計 .103.2.2 輸出軸的機構設計 .113.3 強度計算 113.3.1 輸入軸上受力分析 .123.3.2 輸入軸支反力分析 .123.3.3 軸的強度校核 .133.4 傳動內部結構的選定與設計 153.4.1 轉臂軸承的選定 .153.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 .163.4.3 銷軸套、銷軸的確定 .163.4.4 偏心套基本尺寸的確定 .173.5 軸的設計 173.5.1 輸入軸的設計 .183.5.2 輸出軸(固定軸)的設計 .21第 4 章 部分零件的校核 234.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 234.1.1 齒輪受力 .234.1.2 輸出機構受力 .24IV4.1.3 轉臂軸承受力 .244.2 銷軸的強度校核計算 254.3 輸入軸的強度校核 264.4 鍵的校核計算 284.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 .284.4.2 偏心套處鍵的校核 .284.4.3 支座處鍵的校核 .284.5 軸承的校核計算 28總結 35致 謝 .36參考文獻 370第 1 章 緒論1.1 概述隨著現(xiàn)代工業(yè)機械化,不斷提高自動化水平的飛速發(fā)展,工業(yè)部門需要大量減速器,并要求減速器,體積小,重量輕,傳動比范圍大,效率高,承載能力大,運行可靠,長生活。雖然許多類型的減速機,但普通圓柱齒輪減速大,笨重結構的體積;大傳動比普通蝸輪蝸桿減速機,效率較低 ;擺線針輪減速機,已經能夠滿足上面提出的要求,但成本較高,需要專用設備制造;與漸開線少齒差行星齒輪裝置不僅能基本滿足上述的要求,以及通用的工具開槽機,從而降低成本。能適應特殊的條件,范圍廣泛的國防,冶金,礦山,化工,紡織,食品,輕工,儀表制造,材料處理和建筑等工業(yè)領域的應用下工作。1.2 少齒差行星減速器的結構型式少齒差行星齒輪減速器常用的結構型式有 N 型和 NN 型兩種。 1.2.1 N 型少齒差行星減速器N 型少齒差行星減速器按其輸出機構的型式不同可分為十字滑塊式、浮動式和孔銷式三種?,F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。1圖 1-1圖 1-2圖 1-1 是經典的孔銷式 N 型減速器。它是由偏心軸 1,行星齒輪 2,內齒輪 3,銷套 4,銷軸 5,轉臂軸承 6,輸出軸 7 和殼體等組成。圖 1-2 用于傳輸?shù)脑韴D,傳輸原理總結如下:當電機帶動偏心軸 1 轉動時,內齒輪 3,因為與殼體是固定的,迫使行星齒輪 2 的內齒 3 行星運動圍繞(包括公轉和自轉)。然而,由于行星齒輪差速器的內齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸反向慢動作制成的中心小,所以行星運動。 V 將利用輸出機構的行星旋轉運動由齒輪比給輸出軸 7 傳遞,從而達到減速的目的。2圖 1-2 V 輸出結構減速器的結構,其特點是一個行星齒輪,以確保在孔直徑的銷比銷的外徑從所述結構中設置兩倍偏心。在運動過程中,在與在行星齒輪的壁的銷孔恒定接觸,銷型套管,使行星齒輪的輸出軸的旋轉運動通過所述套筒來實現(xiàn)輸入軸減速度的方向相反。1.2.2 NN 型少齒差行星減速器NN 型少齒差行星減速器按其輸出構件的不同,又可分為外齒輪輸出和內輪輸出二種型式。以下以內齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。圖 1-3圖 1-43如圖 1-3 所示,它主要由以下四個部分組成;1.轉臂 輸入軸 1 上做一個偏心軸頸,以構成轉臂。為了達到平衡,在偏心軸頸的兩側裝有平衡塊 2。2.行星輪 行星齒輪 4 和 7 相聯(lián)結在一起,安裝在偏心軸頸上;為了減少摩擦,在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉臂軸承 3。3.固定的內齒輪 內齒輪 5 與機座 6 聯(lián)接在一起,固定不動。4.內齒輪輸出 內齒輪 8 與輸出軸制成一整體,把運動輸出。驅動在圖 1-4 所示原理圖,其原理總結如下:當電機帶動偏心軸 1 轉動時,內齒輪 5 和外殼 6 因為是固定的,迫使行星齒輪 4 的內齒輪 5 的行星運動圍繞(包括公轉和自轉)。然而,由于行星齒輪差速器的內齒輪的齒數(shù)為圍繞所述偏心軸 1 為反向慢動作制成的中心小,所以行星運動。內齒輪行星輪 7 和 8 作為行星運動的輸出軸,運動傳播以實現(xiàn)減少目標1.2.3 設計任務本課題為輸送電動輥道專用的少齒差行星齒輪減速器設計,主要設計參數(shù):功率 120W,減速比 80,工作環(huán)境溫度 0-45,兩班制工作,要求可裝入直徑100mm 的輥子內。要運用計算機繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。4第 2 章 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定2.1 少齒差傳動原理圖 31 所示是采用銷軸式輸出機構的少齒差行星傳動簡圖,它主要由偏心軸、行星輪(兩個)、內齒輪、銷套(未畫出)、銷軸、轉臂軸承(未畫出)等組成。屬于 K-H-V 型行星傳動的一種類型。圖 4 少齒差行星傳動簡圖1銷孔 2銷軸 3銷軸盤行星輪 中心輪(內齒圈) -偏心距1zzWa當內齒輪是固定上圖中,作為偏心軸轉動的主動件,迫使行星運動內環(huán)圍繞行星齒輪,并且通過比等于銷的輸出。當 - = 1 時,偏心軸的每一轉,行星輪轉動一個齒的相反方向。當偏心軸轉動,一轉的行星旋轉,輸出軸也是一轉。這是一種傳輸模式,另一種 V 傳輸?shù)哪J绞枪潭ǖ?,轉臂 H 主動,內部齒輪 B驅動,這樣的情況是設計工作的情況。2.2 齒輪齒差的確定少齒差傳動一般齒差數(shù)為 14,由于傳動比 i80,可取齒差數(shù) 1。pz當內齒輪 2 固定,轉臂 H 主動,構件 V 從動時,可由上式得傳動比公式為:12zi5上式中的“”號表示從動件 V 與主動件 H 轉向相反。當構件 V 固定,轉臂 H 主動,內齒輪從動(即相當于卷筒轉動的情況),可得出傳動比公式為: 21zi上式中的“+”號,表示從動件 2 與主動件 H 的轉向相同。已知齒數(shù)差 1,i80,可得:Pz218080 , 80-179。2z2.3 選定齒輪的精度等級和材料一般選用 7 級精度。內齒輪采用 40Cr,其熱處理要求:調質后表面淬火,調質硬度為 250-280HB,齒面接觸疲勞極限應力 ,齒輪齒根彎曲疲極限應力MPaH60lim;外齒輪(行星輪)用 20CrMnTi,滲碳淬火,低溫回火,表面MPaF50lim硬度 ,心部 HR 為 302-388,齒面接觸疲勞極限應力 ,6HRC MPaH1350lim齒輪齒根彎曲疲極限應力 。aF80lim2.4 齒輪模數(shù)確定因為少齒差與常見的正角度變位齒輪行星傳動,高齒面接觸強度和彎曲強度和齒面接觸強度,遠高于抗彎強度。所以,少齒差齒輪的模數(shù)通常由彎曲強度的測定;根據(jù)結構尺寸和功率要求的初選,然后檢查彎曲強度。在這里,根據(jù)彎曲強度確定模量,因為少齒差傳動一般用短齒內齒輪嚙合時,齒面接觸是非常好的,好的,只要行星齒輪的彎曲強度是足夠的,不會有問題的,所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。根據(jù)對齒根彎曲強度彎曲強度上的設計,設計公式: 231()FaSYkTmdZ(1)根據(jù)行星輪的表面硬度 查得其彎曲疲勞強度極限 。60HRC90FEMPa(2)由機械設計書中的圖 1018 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。.82NK(3)計算彎曲疲勞許用應力6取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.40.829546.31FNEkMPa(4)計算載荷系數(shù) K FVAK 試選載荷系數(shù) 3.1tk 計算外齒輪傳遞的扭矩 5 32 0.129.09.90.6jPT Nmn其中電動機選擇,由于電動機與減速器直接相連,所以 =6r/inj 取齒寬系數(shù) 12.0d 查材料的彈性影響系數(shù) ;內齒輪的接觸疲勞強度為218.9MPaZE;外齒輪的接觸疲勞強度為 。lim26HMPa lim1350HMPa 計算應力循環(huán)次數(shù) 910960(2830)2.76hNnjL;2.71 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù) ;9.21HNK 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%,安全系數(shù)是 s=1.25 MPasKHNH 9.1082.35*901lim11 2li16 4 試計算小齒輪分度圓直徑,帶入數(shù)據(jù)得3211 )(*2.HEdtt ZuTkd 16.7tdm 計算圓周速度7,帶入數(shù)據(jù)得 v=3.307m/s106gtndv 計算齒寬由 v=3.307m/s,7 級精度,由圖 14-1-14 查得動載荷系數(shù) 1.09;vK再由表 10-3 查得齒間載荷分布系數(shù) ;1.hFK再由表 14-1-81 得 使用系數(shù) 。1A由表查得 7 級精度、行星輪相對支承對稱布置時, 23231.08.0.280.1.06.2513HdKb 再由 , =1.13 查機械設計書中圖 10-13 得 =1.12549bhH FK所以載荷系數(shù) =11.091.11.1251.35FVAK(5)查取齒形系數(shù)由機械設計書中圖 105 查得 2.24FaY(6)查取應力校正系數(shù)由機械設計書中圖 105 查得 1.75Sa(7)設計計算帶入數(shù)值得出: 0.36321)(FSaYdZkTm可取模數(shù)為 m0.5。名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm模數(shù) m 0.5壓力角 n齒數(shù) Z1 80齒數(shù) Z2 79d1 40分度圓直徑d2 39.5齒頂圓直徑 1240.5ad8齒根圓直徑 1238.75fd第 3 章 軸的設計3.1 軸的材料選擇軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內部組織均勻,強度較好,因此,重要的大尺寸的軸,常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見機械設計表 11.1。本減速器的偏心軸材料選 45 鋼調質,齒輪輸出軸跟輸出內齒輪的材料相同為 40Cr 調質。3.2 軸的機構設計軸的結構和形狀取決于下面幾個因素:1.軸的毛坯種類;2.軸上作用力的大小及其分布情況;3.軸上零件的位置、配合性質及其聯(lián)接固定的方法;4.軸承的類型、尺寸和位置;5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。可見沖擊軸結構和多種因素在設計軸時必須針對不同的情況具體分析的大小。然而,不管具體情況中,軸的結構應滿足:在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應便于裝拆,調整;軸應具有良好的制造工藝等。原則總結為:裝拆方便,準確,穩(wěn)定,可靠,易于制造,受力合理。軸的結構主要是旨在確定所述軸結構的形狀和大小。在結構設計通常已知的條件是:在機器的組裝圖中,軸速度,發(fā)送功率,所述軸部件的主要參數(shù)和尺寸等。以下為該傳動的偏心軸的機構確定過程:93.2.1 輸入偏心軸的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度1. 1 到 2 段利用連軸器接電機,根據(jù) GB/T5O14-2003 選擇連軸器,其長度為 50mm。2.2 到 3 段,由選擇的深溝球軸承 6006,其內徑 d=30mm,軸承寬度 B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題,故這段取也取為 50mm,同時在這段末尾開一個退刀槽方面定位和加工。3. 3 到 4 這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙,同時開一退刀槽方便固定用,根據(jù)選用的深溝球軸承 6308,其內徑 d=40mm,軸承寬度 B=23mm,所以取這段為 33mm,同時為方便定位和加工開一退到槽。4.4 到 5 這段主要用于支撐滾子用,取為 20mm。5 到 6 這段設計和 3 到 4 一樣,取其長度為 33mm。5. 6 到 7 之間考慮到安裝設計一個臺階,每個寬為 3mm,第 7 到 8 段根據(jù)選用的深溝球軸承 NJ204E,其內徑 d=20mm,軸承寬度 B=14mm,故取該段為12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為2mm。6. 參考機械設計,取該軸的倒角為 ,所有倒圓為 r1。452輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接,由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編寫的機械設計第八版中表 6-1查得該平鍵為 14940103.2.2 輸出軸的機構設計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度:1. 1 到 3 段用于連接輸入軸取其長度為 30mm。1 到 2 為 10mm,2 到 3 為20mm。2.3 到 4 段,根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33112,其內徑 d=60mm,軸承寬度為B=30mm,故取其長度為 36mm。3. 4 到 5 這段主要為方便安裝,取其長度為 90mm。4. 5 到 6 這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承 33111,其內徑 d=55mm,軸承寬度為 B=30mm,故取其長度為 26mm。4. 第 6 到 8 段為方便軸承定位,設計一個階梯,且其長度分別為 20mm。第8 到 9 段為輸出軸與連軸器相連部分,故取其長度為 80mm6. 參考機械設計,取該軸的倒角為 ,所有倒圓為 r1。452輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考機械設計,取該軸的倒角為 ,452所有倒圓為 r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接,由西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編的機械設計第八版表 6-1 查得該平鍵為14960。3.3 強度計算軸的材料為 45 鋼,經調質處理,由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.1-1 查得材料力學性能 s 數(shù)據(jù)為:650baMP3s127a113.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉矩為280.TNm齒輪的圓周力903.5.17tcFNd齒輪的徑向力 2sin8sin4.7230.47o0.corcT NA齒輪的軸向上 2 961.s.17s2xcFNd3.3.2 輸入軸支反力分析1 在水平平面的支反力,由 ,得0AM2cBzArBxdRlFl0.1773.4579625.360.crxzAB Nl 為負值說明方向與假設方向相反。由 ,得0M127230.4(75.36)1495.83AzrBzRFN2 在垂直平面內的支反力,由圖可得 1.61.AyBtN3 做彎矩和轉矩圖1)齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 14935.807851.34DzABMRl Nm 0769.22zxdF齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 3615.DyABl由于齒輪作用力在 D 截面做出的最大合成彎矩2228.406.785.93zyMNm2) 做轉矩圖280.TNm3.3.3 軸的強度校核1)危險斷面根據(jù)結構尺寸和彎矩圖,扭矩圖,截面 B 和彎矩較大,軸承配合重選引起;D 部分在最大彎矩,和齒輪造成的應力集中,因此它屬于危險截面。D 部分的強度校核。2)安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉動,彎矩引起對稱循環(huán)的應力,彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅為: 6875.931052.DaMPaW式中 W抗斷面系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-15 查得 .37由于式對稱循環(huán)彎曲應力,故平均應力 0m根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的式(19.3-2) 61211.46.5.098amSK式中 45 鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限,由機械工業(yè)出版社出版1的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.1-1 查得 =270MPa;1正應力有效應力集中系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-6,并根據(jù)配合查得 =2.62;K13表面質量系數(shù),軸經車削加工,按機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19-3-8 查得 =0.92;尺寸系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-11 查得 =0.81.切應力幅為: 18012.023.75maaaPTMPW式中 W抗斷面系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-15 查得 .由于式對稱循環(huán)彎曲應力,故平均應力 0m61 6154.70.89221.0amSK 式中 45 鋼扭轉疲勞極限,由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設1計手冊第三卷中的表 19.1-1 查得 =155MPa;1切應力有效應力集中系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-6,并根據(jù)配合查得 =1.89;K, 同正應力情況;平均應力折算系數(shù),由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-13 查得 =0.21.軸 D 截面的安全系數(shù)由式(19.3-1)確定221.46701.39.S由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設計手冊第三卷中的表 19.3-5 可知,S=1.31.4,故 SS,該軸 D 截面是安全的。同理可驗證輸出軸也符合強度要求。漸開線少齒差減速裝置的設計143.4 傳動內部結構的選定與設計3.4.1 轉臂軸承的選定在行星齒輪箱,根據(jù)安裝條件選擇軸承的結構尺寸。根據(jù)本設計的目的和各類軸承的特性可用于雙列球面滾柱軸承。此種軸承能經受很大的徑向載荷,同時也能夠承受小量的軸向載荷。能自動調心的軸承座和多支點軸剛度差。在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑 40,故齒寬1d。而轉臂軸承的寬度應與行星輪的齒寬接近根據(jù)以上兩1*0.24.8dbm個限制條件可選定轉臂軸承(雙列向心球面滾子軸承)。其參數(shù)如下圖 5 所示:圖 5 雙列向心球面滾子軸承表 4 選用軸承的基本尺寸及性能尺寸() 極限轉速軸承型號d D B r額定動載荷(kN)額定靜載荷(kN) 脂潤滑 油潤滑3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000實際齒寬系數(shù)與先前假設的齒寬系數(shù)相差不大,故可不必再校核。3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定由于行星輪分度圓直徑為 280,根據(jù)機械設計手冊里輪系一章中表36.242 銷孔數(shù)目參考值查得應選銷孔數(shù)目為 10( =10)。Wz漸開線少齒差減速裝置的設計15銷孔的尺寸公差不應低于 7 級精度。一個銷孔的公稱尺寸在理論上設定銷的外直徑具有兩個中心的距離。但是,不考慮銷孔,銷和銷套機加工和裝配誤差強。對銷孔公稱直徑大小加上賠償金額。太小,它會被要求提高零件的精度。并造成了一些困難大會,當過大,日內承受銷負荷的數(shù)量將減少。影響承載能力。而且一般 0.15 至 0.25 毫米,行星輪尺寸小,以較低者為準,反之亦然,以較高者為準。這里可取= 0.2 毫米。要初步針孔大小制定。圖 6 是比較圖紙一再得出:圖 6 行星輪簡易工作圖銷孔直徑 44,銷孔公差配合選用 F7,其上下偏差為(+50 ,+25)。Kd銷孔分布圓直徑 =206.4。WD3.4.3 銷軸套、銷軸的確定銷軸式 W 機構是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應的等分孔所組成。在機構上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經大兩倍的偏心距,但考慮到一些加工裝配誤差還應加上一個補償尺寸 ,上面也已經提到。在這里可取值0.2。故銷套外經 4424.90.234。2TKda銷套長度可根據(jù)畫圖確定,初定為 72。漸開線少齒差減速裝置的設計16偏心距(即實際中心距) 4.9。a可初定銷軸套內徑為 28,即銷軸直徑 =28。gWd根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進行選擇。銷軸套外徑選用 h6,其尺寸的上下偏差為(0,-0.016),銷軸套內徑與銷軸配合選用 F8/h6,銷軸套內徑尺寸的上下偏差為(+0.053,+0.02),銷軸直徑的上下偏差為(0,-0.016)。以上偏差值是通過查機械零件設計手冊一書中的表 1.1-5和 1.1-6 所得。在結構設計中采用懸臂梁式銷軸。3.4.4 偏心套基本尺寸的確定偏心套的尺寸要根據(jù)結構要求來確定。其視圖如圖 3-4 所示圖 7 偏心套工作簡圖偏心套的偏心距即為內外齒輪的偏心距 e=4.9。其內徑初定為 45。可據(jù)此推測出輸入軸的結構尺寸。3.5 軸的設計軸的設計特點:在所述軸部件和組件的具體結構,以確定最后的跨度軸和力的支點不能之間精確地確定,因此,此刻的尺寸和分布無法確定,所以軸的設計,強度計算和軸必須是零,部件的設計軸交錯,邊畫圖,邊計算邊修改。許多類型的軸材料,這主要是基于鈾的強度,剛度,耐磨損性和設計的其他要求。 U 和熱處理,以達到上述要求和用途??紤]到做工來選擇,力求經濟圖 3-4漸開線少齒差減速裝置的設計17合理的。通用軸材料 35,45,50 優(yōu)質結構鋼。最常見的是 45 號鋼。本文所用的軸是 45 號鋼的選擇。其性能如下:表 5 45 鋼的性能材料牌號熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HB) 拉伸強度極限 B拉伸屈服極限( )s彎曲疲勞極限()1剪切疲勞極限( )1許用彎曲應力 1正火 25 241610 360 260 150正火 100 170217 600 300 275 140回火 100300 162217 580 290 270 1355545調質 200 217255 650 360 300 155 603.5.1 輸入軸的設計合理形狀軸線應滿足:在軸和安裝在軸部件具有精確的工作位置;軸類零件應便于裝拆,調整。軸應具有良好的制造性影響軸結構的主要因素是:力,大小,方向和分布軸的性質;軸部分被布置并固定的形式;用軸承的類型和大小;加工軸等。1)求出輸入軸上的轉矩 611 0.129.5095936PTNmn其中: -輸入功率,取 120W;1P-輸入轉速,取 960 r/min;n2)初步確定軸得最小直徑由于軸的材料選用的為 45 鋼,調質處理,抗拉強度 ,屈服MPab750,彎曲疲勞極限 ,扭轉疲勞極限 。通過MPas50MPa350121機械設計手冊第四版第二卷表 6-1-19 選取 =126。則有:0A。133min04260.9dAm漸開線少齒差減速裝置的設計18安裝在連接軸直徑的輸入軸的最小直徑,軸的直徑和耦合孔以使所選擇的適應,因此需要同時耦合模型的選擇。聯(lián)軸器轉矩的計算:(N.m)ntzwc TKnpT950式中 驅動功率,KW;工作轉速, r/min;動力機系數(shù),由于為電動機,故取 1;wK工作系數(shù),故取 1.75;啟動系數(shù),取 1;z溫度系數(shù),取 1.1;tK公稱轉矩,N.mnT所以, 。49509501.75.16.6cwztpKNm按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件,又考慮到要與電動機的軸相聯(lián)查機械設計手冊第二卷,選用 GL5 型滾子鏈聯(lián)軸器,其公稱轉矩為 250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑 ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度 。由于要考慮到軸端有235dm 160L鍵槽和在結構上的要求,在此先將最小直徑取為 35。其余各段直徑均按 5放大。漸開線少齒差減速裝置的設計19F E D C B A圖 8 輸入軸工作簡圖3)軸的結構設計及周向定位擬定軸上零件的裝配方案:(1)A-B 段接聯(lián)軸器,軸伸長度通過查簡明機械設計手冊 中表 2-13 可確定A-B 段即軸深長為 58,軸深公差選用 k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002)。其間選用 A 型平鍵(GB/T1096-1979),尺寸為 bhL=10853。查簡明機械設計手冊中表 7-2 得出:采用一般鍵聯(lián)接,則鍵槽寬 b 的上下偏差為(0,-0.036)。半聯(lián)軸器與軸的配合為 H7/k6,A-B 段直徑極限偏差為( +0.018、+0.002);(2)B-C 段還要穿過支座、端蓋、大小軸承,還要考慮其中的間隙,可初定其長度為 57,該段直徑為 40。軸只受扭轉應力,受軸向力很小,所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承,初步確定軸承型號 (GB/T276-1994)6208 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002);(3)C-D 段的精度不必要求太高,因為在此段不須安裝其他零件,該段直徑為45;(4)D-E 段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結,所選用鍵的尺寸為bhL=14970。采用一般鍵聯(lián)接,鍵槽寬 b 的上下偏差為(0,-0.043)。偏心套的長度為 75,故可設計該段的長度為 77。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承,在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是 3516,此段直徑設定為 45。該段的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002);(5)E-F 段就與軸承聯(lián)接,其長度初定為 22,直徑為 40,故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承(GB/T276-1994)6208 型。該段的配合公差選用 k6,其上下偏差分別為(+0.018、+0.002)。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位,擋漸開線少齒差減速裝置的設計20圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱機械零件設計手冊中表 1.1-6 得出。4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本機械設計表 15-2,取軸端倒角為 1.645,軸右端軸肩處圓角半徑為1.6其余各處倒角和圓角參看附圖。3.5.2 輸出軸(固定軸)的設計在本設計中的輸出軸是固定不動的,它與銷軸盤固聯(lián)在一起,這使得銷軸固定不動,從而使得行星輪作平動帶動內齒輪轉動,最終帶動卷筒一起跟隨內齒輪轉動。其工作圖如圖 9 所示。選用材料:20cr,調質處理,抗拉強度 ,屈服點 ,彎曲MPab750MPas50疲勞極限 ,扭轉疲勞極限 。通過機械設計手冊第四版MPa350121第二卷表 6-1-19 選取 =102 有:A2330.*5.076jpdmn輸出功率( =3.33 w)2p2p1卷筒轉速( 26.53r/min)jnjn由于要考慮到軸端有鍵槽和在結構上的要求,在此先將最小直徑取為 53。聯(lián)接支座的部分直徑初定為 55。其他部分尺寸如下圖 3-6 所示。在軸的最左端,使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接,所選用鍵(平鍵 GB/1095-1979)的尺寸為 bhL=161060。在此采用一般鍵聯(lián)接,鍵槽寬 b 上下偏差為(0,-0.043)。軸伸長度經查簡明機械設計手冊中表 2-13 可確定 A-B 段即軸深長為 82,即為 A-B 段的長度,軸深公差選用 h7,其上下偏差分別為(0、-0.025);B-C 段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等,經畫圖可初定這一段的長度為 72。為了與相應的軸承配合固初定此段的直徑為 55。選用的軸承為深溝球軸承(GB/T276-1994)6211 型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用 h7,其上下偏差分別為(0、-0.025);C-D 段要通過卷筒但不安裝任何零件,故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當縮小,初定為 52,長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定,初定為 262;D-E 段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接,漸開線少齒差減速裝置的設計21此段的長度為 38,直徑為 55,選用的軸承為深溝球軸承(GB/T276-1994)621122型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用 k6,其上下偏圖 9 輸入軸工作簡圖差分別為(+0.021、+0.002)。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為 270。盤的寬度為 30,銷孔直徑與銷軸相同,為 28,銷軸與輸出軸(銷孔)的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為(-0.022、-0.074)。銷孔分布圓直徑為 206.4,在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。23第 4 章 部分零件的校核少齒差行星齒輪傳動主要受力構件有內齒輪、行星輪、輸出機構和轉臂軸承等。行星輪承受內齒輪、輸出機構和轉臂軸承的作用力(不計摩擦力),其反作用力是行星輪對對上述構件的作用力。參看圖 9,當行星輪逆時針以 轉速回轉時,它作用給內齒輪的總sn發(fā)向力為 F,而作用給輸出機構的合力為: 123Q圖 9 行星輪受力分析圖 圖 10 行星輪受力簡圖4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析4.1.1 齒輪受力輸出機構固定,內齒輪輸出:齒輪分度圓受力 21.*ctbzTFd表 6 輪齒受力計算公式計算公式項目 代號N 型傳動,輸出結構固定,內齒輪輸出齒輪 圓周力分度圓上1F21.*cbzTFd24節(jié)圓上tF21.cos*ct bzTFd徑向力 2.incscbz法相力 F 21.*occbTFd輸出轉矩( 1.4134 N)2T2T610, 分別是行星輪和內齒輪的齒數(shù)( 70, 72)czb czb行星輪分度圓直徑( 280)dcd實際嚙合角( 39.9)初選嚙合角( 40)將上述數(shù)值代入表格中的式中得出:=5889.17N, =5897.78N, =4931.31N,F(xiàn)=7687.76N。1FtFF4.1.2 輸出機構受力行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化,當 /2 時,Q 為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為:maxQ2max.4*cWbzTQRZ銷孔分布圓半徑( 103.2)WR銷軸數(shù)目( 10)ZWZ代入數(shù)據(jù)得出: 3195.67NmaxQ4.1.3 轉臂軸承受力少齒差內嚙合的轉臂軸承裝入行星輪與轉臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構的安排,所以轉臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明,轉臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關鍵。上圖 10 為行星輪受力簡圖。圖示,只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析,左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為:= N2max.4()siniWTQRZ6.143013.80sin25圖 10 中 F 可分解為 和 (行星輪基圓半徑 131.56)xyFbcr N 620.6cos0.61430os9.45.17.5bTr tan =4134.8Nyx由力多邊形可知,轉臂軸承作用于行星輪的力 為:RF22()maxRxiyFQ代入數(shù)值得出: 15577.46NR4.2 銷軸的強度校核計算由于行星輪與內齒輪齒廓曲率半徑很接近,齒輪接觸面積較大,接觸應力小,因此常不計算齒面接觸應力。而且在設計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應用彎曲應力計算的,固齒輪的齒面彎曲應力是滿足的,在此不必在對齒輪進行校核。現(xiàn)對銷軸進行校核。懸臂式銷軸的彎曲應力校核公式: max30.1FFPgWKQLd式中: 制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。 1.351.5,精度低時取大值,mK反之取小值,在次取 1.35m行星輪對銷軸的作用力(上節(jié)算得 3195.67N )axQmaxQ銷軸直徑( 28)gWdgWd許用彎曲應力(銷軸的材料為 20CrMnMo,根據(jù)銷軸材料查取FP150200)L 的值從下圖 11 中取得,約為 50,則:max331.59.6708.260.2FgWKQLMPadF
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