少齒差行星齒輪專(zhuān)用減速器設(shè)計(jì)

少齒差行星齒輪專(zhuān)用減速器設(shè)計(jì),少齒差行星齒輪專(zhuān)用減速器設(shè)計(jì),少齒差,行星,齒輪,專(zhuān)用,減速器,設(shè)計(jì) 分 類(lèi) 號(hào) 密 級(jí) 寧寧波大紅鷹學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文) 少齒差行星齒輪減速器的設(shè)計(jì) 所在學(xué)院 專(zhuān) 業(yè) 班 級(jí) 姓 名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)老師 年 月 日 誠(chéng) 信 承 諾 我謹(jǐn)在此承諾：本人所寫(xiě)的畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）《少齒差行星齒輪專(zhuān)用減速器設(shè)計(jì)》均系本人獨(dú)立完成，沒(méi)有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點(diǎn)和材料，均作了注釋?zhuān)粲胁粚?shí)，后果由本人承擔(dān)。 承諾人（簽名）： 年 月 日 VI 摘??要? ? 對(duì)少齒差行星齒輪減速器國(guó)內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點(diǎn)、結(jié)構(gòu)型式和其傳動(dòng)原理進(jìn)行了一定的闡述。在設(shè)計(jì)過(guò)程當(dāng)中，對(duì)內(nèi)嚙合傳動(dòng)產(chǎn)生的各種干涉進(jìn)行了詳細(xì)驗(yàn)算；從如何提高轉(zhuǎn)臂軸承的壽命為出發(fā)點(diǎn)，來(lái)計(jì)算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進(jìn)行少齒差內(nèi)齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算，最終合理設(shè)計(jì)減速器的整體結(jié)構(gòu)。?? 關(guān)鍵詞：少齒差行星傳動(dòng)；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副? Abstract? ? 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?gear 目 錄 摘??要 III Abstract IV 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式 1 1.2.1 N型少齒差行星減速器 1 1.2.2 NN型少齒差行星減速器 3 1.2.3設(shè)計(jì)任務(wù) 4 第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 5 2.1少齒差傳動(dòng)原理 5 2.2 齒輪齒差的確定 5 2.3 選定齒輪的精度等級(jí)和材料 6 2.4齒輪模數(shù)確定 6 第3章 軸的設(shè)計(jì) 9 3.1 軸的材料選擇 9 3.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 9 3.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10 3.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 3.3 強(qiáng)度計(jì)算 11 3.3.1 輸入軸上受力分析 12 3.3.2 輸入軸支反力分析 12 3.3.3 軸的強(qiáng)度校核 13 3.4 傳動(dòng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計(jì) 15 3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 15 3.4.2 銷(xiāo)孔數(shù)目、尺寸的確定 16 3.4.3 銷(xiāo)軸套、銷(xiāo)軸的確定 16 3.4.4 偏心套基本尺寸的確定 17 3.5 軸的設(shè)計(jì) 17 3.5.1 輸入軸的設(shè)計(jì) 18 3.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計(jì) 21 第4章 部分零件的校核 23 4.1 少齒差行星齒輪傳動(dòng)受力分析 23 4.1.1 齒輪受力 23 4.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 24 4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 24 4.2 銷(xiāo)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 25 4.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 26 4.4 鍵的校核計(jì)算 28 4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 28 4.4.2 偏心套處鍵的校核 28 4.4.3 支座處鍵的校核 28 4.5 軸承的校核計(jì)算 28 總結(jié) 35 致 謝 36 參考文獻(xiàn) 37 第1章 緒論 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機(jī)械化和自動(dòng)化水平的不斷提高，各工業(yè)部門(mén)需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動(dòng)比范圍大，效率高，承載能力大，運(yùn)轉(zhuǎn)可靠以及壽命長(zhǎng)等。減速器的種類(lèi)雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結(jié)構(gòu)笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動(dòng)比時(shí)，效率較低；擺線(xiàn)針輪行星減速器雖能滿(mǎn)足以上提出的要求，但成本較高，需要專(zhuān)用設(shè)備制造；而漸開(kāi)線(xiàn)少齒差行星減速器不但基本上能滿(mǎn)足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機(jī)上加工，因而成本較低。能適應(yīng)特種條件下的工作，在國(guó)防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運(yùn)輸以及建筑工程等工業(yè)部門(mén)中取得廣泛的應(yīng)用。 1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式 少齒差行星齒輪減速器常用的結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動(dòng) 式和孔銷(xiāo)式三種?，F(xiàn)以孔銷(xiāo)式為例來(lái)簡(jiǎn)述其組成和原理。 圖1-1 圖1-2 圖1-1是典型的孔銷(xiāo)式N型減速器。它主要由偏心軸1，行星齒輪2，內(nèi)齒 輪3，銷(xiāo)套4，銷(xiāo)軸5，轉(zhuǎn)臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。 圖1-2為其傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖，傳動(dòng)原理簡(jiǎn)述如下：當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)偏心軸1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于內(nèi)齒輪3與機(jī)殼固定不動(dòng)，迫使行星齒輪2繞內(nèi)齒輪3作行星運(yùn)動(dòng)（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運(yùn)動(dòng)為反向低速運(yùn)動(dòng)。利用輸出機(jī)構(gòu)V將行星輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)按傳動(dòng)比而傳遞給輸出軸7，從而達(dá)到減速的目的。 圖1-2的V結(jié)構(gòu)為減速器的輸出結(jié)構(gòu)，其特點(diǎn)是從結(jié)構(gòu)上保證行星齒輪上的銷(xiāo)孔直徑比銷(xiāo)軸套的外徑大兩倍偏心距。在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，銷(xiāo)軸套始終與行星齒輪上的銷(xiāo)孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)軸套傳給輸出軸，以實(shí)現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運(yùn)動(dòng)。 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(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以?xún)?nèi)齒輪輸出為例來(lái)簡(jiǎn)述其組成和原理。 圖1-3 圖1-4 如圖1-3所示，它主要由以下四個(gè)部分組成； 1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸1上做一個(gè)偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達(dá)到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊2。 2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結(jié)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(gè)轉(zhuǎn)臂軸承3。 3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪5與機(jī)座6聯(lián)接在一起，固定不動(dòng)。 4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪8與輸出軸制成一整體，把運(yùn)動(dòng)輸出。 傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖如圖1-4所示，原理簡(jiǎn)述如下：當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)偏心軸1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于內(nèi)齒輪5與機(jī)殼6固定不動(dòng)，迫使行星齒輪4繞內(nèi)齒輪5做行星運(yùn)動(dòng)（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運(yùn)動(dòng)為反向低速運(yùn)動(dòng)。行星輪7與輸出軸上的內(nèi)齒輪8作行星運(yùn)動(dòng)，把運(yùn)動(dòng)傳出去，達(dá)到減速的目的。 1.2.3設(shè)計(jì)任務(wù) 本課題為輸送電動(dòng)輥道專(zhuān)用的少齒差行星齒輪減速器設(shè)計(jì)，主要設(shè)計(jì)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?zhàn)觾?nèi)。要求運(yùn)用計(jì)算機(jī)繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。 37 第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 2.1少齒差傳動(dòng)原理 圖3－1所示是采用銷(xiāo)軸式輸出機(jī)構(gòu)的少齒差行星傳動(dòng)簡(jiǎn)圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個(gè)）、內(nèi)齒輪、銷(xiāo)套（未畫(huà)出）、銷(xiāo)軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫(huà)出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動(dòng)的一種類(lèi)型。 圖4 少齒差行星傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1－銷(xiāo)孔 2－銷(xiāo)軸 3－銷(xiāo)軸盤(pán) －行星輪 －中心輪（內(nèi)齒圈） -偏心距 上圖中當(dāng)內(nèi)齒輪固定，偏心軸作為主動(dòng)件轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星運(yùn)動(dòng)，并通過(guò)傳動(dòng)比等于一的銷(xiāo)軸輸出。當(dāng)－＝1時(shí)，偏心軸每轉(zhuǎn)一周，行星輪沿相反方向轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)過(guò)時(shí)，行星輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，輸出軸同樣轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)。這是一種傳動(dòng)方式，另外一種傳動(dòng)方式是構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動(dòng)，內(nèi)齒輪b從動(dòng)，此種情況就是要設(shè)計(jì)工作情形了。 2.2 齒輪齒差的確定 少齒差傳動(dòng)一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動(dòng)比i＝80，可取齒差數(shù)＝1。 當(dāng)內(nèi)齒輪2固定，轉(zhuǎn)臂H主動(dòng)，構(gòu)件V從動(dòng)時(shí)，可由上式得傳動(dòng)比公式為： 上式中的“－”號(hào)表示從動(dòng)件V與主動(dòng)件H轉(zhuǎn)向相反。 當(dāng)構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動(dòng)，內(nèi)齒輪從動(dòng)（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)的情況），可得出傳動(dòng)比公式為： 上式中的“+”號(hào)，表示從動(dòng)件2與主動(dòng)件H的轉(zhuǎn)向相同。 已知齒數(shù)差＝＝1，i＝80，可得： ＝1×80＝80 ， ＝80-1＝79。 2.3 選定齒輪的精度等級(jí)和材料 一般選用7級(jí)精度。 內(nèi)齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力。 2.4齒輪模數(shù)確定 由于少齒差行星傳動(dòng)的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度都較高，而且齒面接觸強(qiáng)度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強(qiáng)度。所以，少齒差傳動(dòng)齒輪的模數(shù)通常按彎曲強(qiáng)度決定；或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強(qiáng)度。 在這里就按彎曲強(qiáng)度來(lái)確定模數(shù)，因?yàn)樯冽X差傳動(dòng)一般選用短齒，內(nèi)外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強(qiáng)度足夠，內(nèi)齒輪就不會(huì)有問(wèn)題的，所以在確定模數(shù)的時(shí)候就只用按行星輪的彎曲條件來(lái)計(jì)算模數(shù)。 按行星輪齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)，彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式： （1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 （2）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中的圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。 （3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4 （4）計(jì)算載荷系數(shù)K ① 試選載荷系數(shù) ② 計(jì)算外齒輪傳遞的扭矩 其中電動(dòng)機(jī)選擇，由于電動(dòng)機(jī)與減速器直接相連，所以 ③ 取齒寬系數(shù) ④ 查材料的彈性影響系數(shù)；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為;外齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為。 ⑤ 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ； ⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑦ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)是s=1.25 ⑧ 試計(jì)算小齒輪分度圓直徑 ，帶入數(shù)據(jù)得 ⑨ 計(jì)算圓周速度 ，帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s ⑩ 計(jì)算齒寬 由v=3.307m/s，7級(jí)精度，由圖14-1-14查得動(dòng)載荷系數(shù)1.09； 再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ； 再由表14-1-81得 使用系數(shù)。 由表查得7級(jí)精度、行星輪相對(duì)支承對(duì)稱(chēng)布置時(shí)， 再由，=1.13查《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10-13得=1.125 所以載荷系數(shù)=1×1.09×1.1×1.125＝1.35 （5）查取齒形系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10－5查得 ＝2.24 （6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》書(shū)中圖10－5查得 ＝1.75 （7）設(shè)計(jì)計(jì)算 帶入數(shù)值得出： ＝0.36 可取模數(shù)為m＝0.5㎜。 名 稱(chēng) 計(jì) 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 0.5 壓力角 n 齒數(shù) Z1 80 齒數(shù) Z2 79 分度圓直徑 d1 40 d2 39.5 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 第3章 軸的設(shè)計(jì) 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(nèi)部組織均勻，強(qiáng)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(jī)械性能見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表11.1。 本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。 3.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)和形狀取決于下面幾個(gè)因素： 1.軸的毛坯種類(lèi)； 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(zhì)及其聯(lián)接固定的方法； 4.軸承的類(lèi)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(jiàn)影響軸的結(jié)構(gòu)與尺寸的因素很多，設(shè)計(jì)軸時(shí)必須針對(duì)不同的情況進(jìn)行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結(jié)構(gòu)都應(yīng)滿(mǎn)足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等。總結(jié)一條原則是：便于裝拆，定位準(zhǔn)確，固定可靠，便于制造，受力合理。 ??? 對(duì)軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。一般在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)的已知條件有：機(jī)器的裝配簡(jiǎn)圖，軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動(dòng)的偏心軸的機(jī)構(gòu)確定過(guò)程： 3.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長(zhǎng)度 1. 1到2段利用連軸器接電機(jī)，根據(jù)GB/T5O14-2003選擇連軸器，其長(zhǎng)度為50mm。 2.2到3段，由選擇的深溝球軸承6006，其內(nèi)徑d=30mm，軸承寬度B=36mm,同時(shí)考慮到一個(gè)箱蓋的厚度問(wèn)題，故這段取也取為50mm,同時(shí)在這段末尾開(kāi)一個(gè)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(shí)開(kāi)一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內(nèi)徑d=40mm,軸承寬度B=23mm，所以取這段為33mm，同時(shí)為方便定位和加工開(kāi)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(shè)計(jì)和3到4一樣，取其長(zhǎng)度為33mm。 5. 6到7之間考慮到安裝設(shè)計(jì)一個(gè)臺(tái)階，每個(gè)寬為3mm，第7到8段根據(jù)選用的深溝球軸承NJ204E，其內(nèi)徑d=20mm,軸承寬度B=14mm，故取該段為12mm。同時(shí)為方便定位和加工開(kāi)一退刀槽。以上所開(kāi)的退刀槽的寬度都取為2mm。 6. 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 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(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編寫(xiě)的《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版中表6-1查得該平鍵為14×9×40 3.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長(zhǎng)度: 1. 1到3段用于連接輸入軸取其長(zhǎng)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(nèi)徑d=60mm，軸承寬度為B=30mm,,故取其長(zhǎng)度為36mm。 3. 4到5這段主要為方便安裝，取其長(zhǎng)度為90mm。 4. 5到6這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33111，其內(nèi)徑d=55mm，軸承寬度為B=30mm,,故取其長(zhǎng)度為26mm。 4. 第6到8段為方便軸承定位，設(shè)計(jì)一個(gè)階梯，且其長(zhǎng)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(zhǎng)度為80mm 6. 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，取該軸的倒角為，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(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表6-1查得該平鍵為14×9×60。 3.3 強(qiáng)度計(jì)算 軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得材料力學(xué)性能s數(shù)據(jù)為： 3.3.1 輸入軸上受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向上 3.3.2 輸入軸支反力分析 1 在水平平面的支反力，由,得 為負(fù)值說(shuō)明方向與假設(shè)方向相反。 由,得 2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得 3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 由于齒輪作用力在D截面做出的最大合成彎矩 2) 做轉(zhuǎn)矩圖 3.3.3 軸的強(qiáng)度校核 1）確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應(yīng)力集中，故屬于危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)對(duì)D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 2）安全系數(shù)校核計(jì)算 由于該減速器機(jī)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱(chēng)循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的切應(yīng)力。 彎曲應(yīng)力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 根據(jù)機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（19.3-2） 式中——45鋼彎曲對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)的疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa; ——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62； ——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車(chē)削加工，按機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19-3-8查得=0.92； ——尺寸系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-11查得=0.81. 切應(yīng)力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 式中 ——45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89； ，——同正應(yīng)力情況； ——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-5可知，[S]=1.3～1.4，故S＞[S]，該軸D截面是安全的。 同理可驗(yàn)證輸出軸也符合強(qiáng)度要求。 漸開(kāi)線(xiàn)少齒差減速裝置的設(shè)計(jì) 3.4 傳動(dòng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計(jì) 3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定 在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結(jié)構(gòu)尺寸來(lái)選定轉(zhuǎn)臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點(diǎn)在本設(shè)計(jì)中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷，同時(shí)也可以承受少量的軸向載荷。也能自動(dòng)調(diào)心適用于剛度較差的軸承座及多支點(diǎn)軸中。 在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝40㎜，故齒寬。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近根據(jù)以上兩個(gè)限制條件可選定轉(zhuǎn)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 軸承 型號(hào) 尺寸（㎜） 額定動(dòng)載荷（kN） 額定靜載荷（kN） 極限轉(zhuǎn)速 d D B r 脂潤(rùn)滑 油潤(rùn)滑 3516 80 140 33 3 104 103 2200 3000 實(shí)際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。 3.4.2 銷(xiāo)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》里《輪系》一章中表36.2－42銷(xiāo)孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷(xiāo)孔數(shù)目為10（=10）。 銷(xiāo)孔的尺寸公差不應(yīng)低于7級(jí)精度。 銷(xiāo)孔的公稱(chēng)尺寸理論上是銷(xiāo)套外徑加上兩個(gè)中心距。但考慮別銷(xiāo)孔、銷(xiāo)軸以及銷(xiāo)套的加工和裝配誤羌。對(duì)銷(xiāo)孔的公稱(chēng)直徑再加適量的補(bǔ)償尺寸。太小時(shí)，將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難，太大時(shí)，則承受載荷的銷(xiāo)軸數(shù)日將減小．影響承載能力。一般取＝0.15～0.25㎜，行星輪尺寸小時(shí)，取較小值、反之取較大值。 在這里可取＝0.2㎜。而銷(xiāo)孔的尺寸就要通過(guò)畫(huà)圖來(lái)初定了。下圖6是已經(jīng)多次畫(huà)圖比較得出的： 圖6 行星輪簡(jiǎn)易工作圖 銷(xiāo)孔直徑＝44㎜，銷(xiāo)孔公差配合選用F7，其上下偏差為（+50，+25）。 銷(xiāo)孔分布圓直徑=206.4㎜。 3.4.3 銷(xiāo)軸套、銷(xiāo)軸的確定 銷(xiāo)軸式W機(jī)構(gòu)是由固連在銷(xiāo)軸盤(pán)上的若干個(gè)銷(xiāo)軸與行星齒輪端面上的對(duì)應(yīng)的等分孔所組成。在機(jī)構(gòu)上行星輪上的銷(xiāo)軸孔要比銷(xiāo)軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個(gè)補(bǔ)償尺寸，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值＝0.2㎜。 故銷(xiāo)套外經(jīng)＝44－2×4.9－0.2＝34㎜。 銷(xiāo)套長(zhǎng)度可根據(jù)畫(huà)圖確定，初定為72㎜。 偏心距(即實(shí)際中心距)＝4.9。 可初定銷(xiāo)軸套內(nèi)徑為28㎜，即銷(xiāo)軸直徑=28。 根據(jù)少齒差傳動(dòng)零件的裝配配合要求可對(duì)銷(xiāo)軸、銷(xiāo)軸套的配合公差進(jìn)行選擇。銷(xiāo)軸套外徑選用h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016），銷(xiāo)軸套內(nèi)徑與銷(xiāo)軸配合選用F8/h6，銷(xiāo)軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02），銷(xiāo)軸直徑的上下偏差為（0，-0.016）。以上偏差值是通過(guò)查《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》一書(shū)中的表1.1-5和1.1-6所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中采用懸臂梁式銷(xiāo)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(jié)構(gòu)要求來(lái)確定。其視圖如圖3-4所示 圖3-4 圖7 偏心套工作簡(jiǎn)圖 偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距e=4.9㎜。其內(nèi)徑初定為45㎜。可據(jù)此推測(cè)出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。 3.5 軸的設(shè)計(jì) 軸設(shè)計(jì)的特點(diǎn)是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前，軸上力的作用點(diǎn)和支點(diǎn)間的跨距無(wú)法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設(shè)計(jì)中，必須把軸的強(qiáng)度計(jì)算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)交錯(cuò)進(jìn)行，邊畫(huà)圖、邊計(jì)算、邊修改。 軸的材料種類(lèi)很多，設(shè)計(jì)時(shí)主要根據(jù)對(duì)鈾的強(qiáng)度、剛度、耐磨性等要求．U及為實(shí)現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式．同時(shí)考慮制造工藝問(wèn)題加以選用，力求經(jīng)濟(jì) 合理。 軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是45鋼。在此所用的到的軸都選用45鋼。其性能如下： 表5 45鋼的性能 材料牌號(hào) 熱處理 毛坯直徑(mm) 硬度(HB) 拉伸強(qiáng)度極限 拉伸屈服極限() 彎曲疲勞極限() 剪切疲勞極限() 許用彎曲應(yīng)力 45 正火 25 241 610 360 260 150 55 正火 100 170~217 600 300 275 140 回火 >100~300 162~217 580 290 270 135 調(diào)質(zhì) 200 217~255 650 360 300 155 60 3.5.1 輸入軸的設(shè)計(jì) 軸的合理外型應(yīng)滿(mǎn)足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有：軸的受力性質(zhì),大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類(lèi)型和尺寸；軸的加工工藝等。 1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 其中：---輸入功率，取120W； ---輸入轉(zhuǎn)速，取960 r/min； 2）初步確定軸得最小直徑 由于軸的材料選用的為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度,屈服 ，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過(guò) 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有：。 輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計(jì)算： （N.m） 式中——驅(qū)動(dòng)功率，KW； ——工作轉(zhuǎn)速，r/min； ——?jiǎng)恿C(jī)系數(shù)，由于為電動(dòng)機(jī)，故取1； ——工作系數(shù)，故取1.75； ——啟動(dòng)系數(shù)，取1； ——溫度系數(shù)，取1.1； ——公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩，N.m 所以，。 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，又考慮到要與電動(dòng)機(jī)的軸相聯(lián)查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二卷，選用GL5型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)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(zhǎng)度。由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)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。 F E D C B A 圖8 輸入軸工作簡(jiǎn)圖 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhǎng)度通過(guò)查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表2-13可確定A-B段即軸深長(zhǎng)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b×h×L=10×8×53。查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(guò)支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長(zhǎng)度為57㎜，該段直徑為40㎜。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(hào) （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?yàn)樵诖硕尾豁毎惭b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(jié)，所選用鍵的尺寸為b×h×L=14×9×70。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(zhǎng)度為75㎜，故可設(shè)計(jì)該段的長(zhǎng)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(hào)是3516，此段直徑設(shè)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(zhǎng)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(méi)有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過(guò)查閱《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表1.1-6得出。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2，取軸端倒角為1.6×45°，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(shè)計(jì) 在本設(shè)計(jì)中的輸出軸是固定不動(dòng)的，它與銷(xiāo)軸盤(pán)固聯(lián)在一起，這使得銷(xiāo)軸固定不動(dòng)，從而使得行星輪作平動(dòng)帶動(dòng)內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，最終帶動(dòng)卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)。其工作圖如圖9所示。 選用材料：20cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度,屈服點(diǎn)，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過(guò)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷表6-1-19選取=102有： ——輸出功率（=3.33×w） ——卷筒轉(zhuǎn)速（＝26.53r/min） 由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)動(dòng)。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b×h×L=16×10×60。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(zhǎng)度經(jīng)查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》中表2-13可確定A-B段即軸深長(zhǎng)為82㎜，即為A-B段的長(zhǎng)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(jīng)畫(huà)圖可初定這一段的長(zhǎng)度為72㎜。為了與相應(yīng)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(guò)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(dāng)縮小，初定為52㎜，長(zhǎng)度要根據(jù)卷筒的長(zhǎng)度及裝配尺寸確定，初定為262㎜；D-E段通過(guò)安裝軸承與卷筒聯(lián)接，此段的長(zhǎng)度為38㎜，直徑為55㎜，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211 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(jiǎn)圖 差分別為（+0.021、+0.002）。軸右端與銷(xiāo)軸相聯(lián)的銷(xiāo)軸盤(pán)的直徑初定為270㎜。盤(pán)的寬度為30㎜，銷(xiāo)孔直徑與銷(xiāo)軸相同，為28㎜，銷(xiāo)軸與輸出軸（銷(xiāo)孔）的配合選用h6/P7。銷(xiāo)孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074）。銷(xiāo)孔分布圓直徑為206.4㎜，在該圓上有十個(gè)銷(xiāo)孔均勻分布。其他尺寸間附圖。 第4章 部分零件的校核 少齒差行星齒輪傳動(dòng)主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計(jì)摩擦力)，其反作用力是行星輪對(duì)對(duì)上述構(gòu)件的作用力。參看圖9，當(dāng)行星輪逆時(shí)針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時(shí)，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機(jī)構(gòu)的合力為： 圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡(jiǎn)圖 4.1 少齒差行星齒輪傳動(dòng)受力分析 4.1.1 齒輪受力 輸出機(jī)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出： 齒輪分度圓受力 表6 輪齒受力計(jì)算公式 項(xiàng)目 代號(hào) 計(jì)算公式 齒輪 N型傳動(dòng)，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出 圓周力 分度 圓上 節(jié)圓 上 徑向力 法相力 F ——輸出轉(zhuǎn)矩（＝1.4134×N·㎜） ，——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（＝70，＝72） ——行星輪分度圓直徑（＝280㎜） ——實(shí)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。 4.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 行星輪多銷(xiāo)軸的作用力隨著銷(xiāo)軸的位置不同而變化，當(dāng)＝/2時(shí)，Q為最大即為。行星輪對(duì)銷(xiāo)軸的最大作用力為： ——銷(xiāo)孔分布圓半徑（＝103.2㎜） ——銷(xiāo)軸數(shù)目（＝10） 代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N 4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機(jī)構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實(shí)踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動(dòng)承載能力的關(guān)鍵。 上圖10為行星輪受力簡(jiǎn)圖。圖示，只有左邊的銷(xiāo)軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷(xiāo)軸對(duì)于行星輪作用力之和的最大值為： =N 圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜） ＝N ＝tan=4134.8N 由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：＝15577.46N 4.2 銷(xiāo)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計(jì)算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計(jì)齒輪計(jì)算齒輪模數(shù)時(shí)就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計(jì)算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿(mǎn)足的，在此不必在對(duì)齒輪進(jìn)行校核。現(xiàn)對(duì)銷(xiāo)軸進(jìn)行校核。 懸臂式銷(xiāo)軸的彎曲應(yīng)力校核公式： 式中：——制造和安裝誤差對(duì)銷(xiāo)軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時(shí)取大值，反之取小值，在次?。?.35 ——行星輪對(duì)銷(xiāo)軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N） ——銷(xiāo)軸直徑（＝28㎜） ——許用彎曲應(yīng)力（銷(xiāo)軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷(xiāo)軸材料查取＝150～200） L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則： 《 圖11 銷(xiāo)軸工作簡(jiǎn)圖 因此銷(xiāo)軸的強(qiáng)度是足夠的，其尺寸符合要求。 4.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強(qiáng)度校核時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算，其核算公式為： 式中： ——軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa； ——軸所受的彎矩，N·㎜； ——軸所受的扭矩，N·㎜； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； ——對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。 1)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型） 在計(jì)算軸所受載荷時(shí)，常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點(diǎn)的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來(lái)了。個(gè)支承處與應(yīng)力集中點(diǎn)之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。 2）做出彎矩圖 軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來(lái)的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個(gè)個(gè)方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 聯(lián)立以上四個(gè)方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。 彎矩，。 總彎矩為 3）做出扭矩圖 傳遞扭矩T=。 扭矩圖如圖 4）校核軸的強(qiáng)度 在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險(xiǎn)截面（即截面B）如圖所示。對(duì)軸的抗彎截面系數(shù)的計(jì)算公式查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。 在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取，軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-1得出。因此<，故安全。 圖12 輸入軸受力分析簡(jiǎn)圖 4.4 鍵的校核計(jì)算 所用到的三個(gè)鍵都是平鍵。設(shè)計(jì)中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核： 式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。 查得 ，則校核過(guò)程如下： 4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有： 故安全 4.4.2 偏心套處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有： 故安全 4.4.3 支座處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有： 故安全 4.5 軸承的校核計(jì)算 根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示： 滾動(dòng)軸承的壽命校核計(jì)算公式： 式中n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min； ——軸承壽命指數(shù)，對(duì)球軸承＝3，對(duì)滾子軸承＝10/3； ——壽命因數(shù)，按表7-2-8選?。? ——速度因數(shù)，按表7-2-9選取； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時(shí)，，較大時(shí)，； ——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選取； ——溫度系數(shù)，由于卷?yè)P(yáng)機(jī)長(zhǎng)期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷） 。 表7 軸承代號(hào)及基本參數(shù) 型號(hào) 數(shù)目 基本參數(shù) d D B 基本額定動(dòng)載荷/kN GB/T276-1994 6211 2 55 100 21 43.2 GB/T276-1994 6208 2 40 80 18 29.5 GB/T276-1994 6220 1 100 180 34 122 GB286-81 3516 2 80 140 33 104 1）軸承6211（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則： 2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對(duì)速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則： 而與銷(xiāo)軸盤(pán)聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n＝960，則： 3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2， 4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對(duì)速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對(duì)軸承的校核說(shuō)明了所選的所有軸承都滿(mǎn)足要求。 （6）潤(rùn)滑與密封 ① 齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，浸油深度為一個(gè)齒高，但不小于10mm。 ② 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來(lái)潤(rùn)滑。 ③ 潤(rùn)滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油，軸承選用鈣基潤(rùn)滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內(nèi)密封采用擋油盤(pán)。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對(duì)于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。 十、箱體尺寸及附件的設(shè)計(jì) 采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長(zhǎng)度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿(mǎn)足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿(mǎn)足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm 箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm 軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺(tái)半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm 凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm 軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4 低速軸上的軸承： d3=8，n＝4 檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm 檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個(gè)） 定位銷(xiāo)直徑d6（數(shù)量）： （2個(gè)） 齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當(dāng)軸承脂潤(rùn)滑時(shí)，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內(nèi)壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內(nèi)壁軸向距離L2： 兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設(shè)計(jì) （1）檢查孔和蓋板 查《機(jī)械基礎(chǔ)》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4為M6，數(shù)目n＝4 R＝10 h＝3 A B A1 B1 A2 B2 h R n d L 115 90 95 70 75 50 3 10 4 M6 15 （2）通氣器 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的通氣螺塞，由《機(jī)械基礎(chǔ)》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： d D D1 S L l a D1 M22 1.5 32 25.4 22 29 15 4 7 （3）油面指示器 由《機(jī)械基礎(chǔ)》P482附錄31，取油標(biāo)的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細(xì)牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來(lái)保持密封。由《機(jī)械基礎(chǔ)》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位銷(xiāo) 定位銷(xiāo)直徑 ，兩個(gè)，分別裝在箱體的長(zhǎng)對(duì)角線(xiàn)上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個(gè)，長(zhǎng)度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。 （7）起吊裝置 箱蓋上方安裝兩個(gè)吊環(huán)螺釘，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱(chēng)） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱(chēng)) a(max) b（max） D2（公稱(chēng)min） h2(公稱(chēng)min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm 總結(jié) [1].少齒差行星減速器與普通相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、傳動(dòng)比范圍大、效率高、 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運(yùn)轉(zhuǎn)可靠、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。因此，對(duì)于研究和開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)此類(lèi)減速器有一定的價(jià)值。 [2].在設(shè)計(jì)少齒差減速器過(guò)程當(dāng)中，因內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內(nèi)外齒輪應(yīng)制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時(shí)候要充分考慮嚙合傳動(dòng)當(dāng)中的各種干涉問(wèn)題。我們可以通過(guò)試湊法來(lái)選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過(guò)查表法來(lái)選擇，這種方法簡(jiǎn)單，在具體的計(jì)算驗(yàn)證過(guò)程中發(fā)現(xiàn)通過(guò)查表所得數(shù)據(jù)，雖滿(mǎn)足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設(shè)計(jì)出高效的少齒差減速器，還有待進(jìn)一步研究。 [3].轉(zhuǎn)臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)，增大齒輪的模數(shù)，可以使行星輪的直徑增大，可選擇較大尺寸的軸承；另外增加兩軸承之間的安裝距離，使轉(zhuǎn)臂軸承上的載荷減小，因此能使轉(zhuǎn)臂軸承的壽命提高。 致 謝 我要感謝我的指導(dǎo)教師XX老師。老師雖身負(fù)教學(xué)、科研重任，仍抽出時(shí)間，不時(shí)召集我和同門(mén)以督責(zé)課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語(yǔ)句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識(shí)，拓寬了我的知識(shí)面，培養(yǎng)了我的功底，對(duì)論文的完成不無(wú)裨益。我還要感謝學(xué)院所有教過(guò)我的老師，是你們讓我成熟成長(zhǎng)；感謝學(xué)院的各位工作人員，他細(xì)致的工作使我和同學(xué)們的學(xué)習(xí)和生活井然有序。 謹(jǐn)向我的父母和家人表示誠(chéng)摯的謝意。他們是我生命中永遠(yuǎn)的依靠和支持，他們無(wú)微不至的關(guān)懷，是我前進(jìn)的動(dòng)力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒(méi)有他們就沒(méi)有我，我的點(diǎn)滴成就都來(lái)自他們。 讓我依依不舍的還有各位學(xué)友、同門(mén)和室友。在我需要幫助的時(shí)候他們伸出溫暖的雙手，鼎立襄助。能和他們相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 參考文獻(xiàn) [1] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)新版第三卷.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004.9. [2] 齒輪手冊(cè)編委會(huì).齒輪手冊(cè)(上冊(cè))第2版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2002.5. [3] 漸開(kāi)線(xiàn)齒輪行星傳動(dòng)的設(shè)計(jì)與制造編委會(huì). 漸開(kāi)線(xiàn)齒輪行星傳動(dòng)的設(shè)計(jì)與制造.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2002.5. [4] 陳坐模，葛文杰等. 機(jī)械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12. [5] 濮良貴，紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版.北京:高等教育出版社,2008.4. [6] 卜炎. 螺紋連接連接設(shè)計(jì)與計(jì)算.北京:高等教育出版社,1993. [7] 張春林，曲繼芳.機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計(jì)[M].北京:高等教育出版社,2008.4. [8] Orlov P.Fundamtls of Machine Design. Moscow: Mir Pub., 1987. [9] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985.