行星齒輪減速器的設(shè)計(自動洗衣機)

1、第一章概述行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點,逐漸獲得廣泛應(yīng)用。同時它的缺點是:材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計計算也較一般減速器復(fù)雜。但隨著人們對行星傳動技術(shù)進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術(shù)的引進和消化吸收,從而使其傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善,同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高,完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。根據(jù)負載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設(shè)計計算,然后要進行傳動比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設(shè)計計算,由于采用的是多個行星輪傳動,還必須進行均載機構(gòu)及浮動量的設(shè)計計算。行星齒輪傳動根據(jù)基本夠

2、件的組成情況可分為:2KH、3K、及KHV三種。若按各對齒輪的嚙合方式,又可分為:NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN 型和N型等。我所設(shè)計的行星齒輪是2KH行星傳動NGW型。第二章原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖(一有關(guān)原始數(shù)據(jù)課題: 一種自動洗衣機行星輪系減速器的設(shè)計原始數(shù)據(jù)及工作條件:使用地點:自動洗衣機減速離合器內(nèi)部減速裝置;傳動比:p i=5.2輸入轉(zhuǎn)速:n=2600r/min輸入功率:P=150w行星輪個數(shù):n=3w內(nèi)齒圈齒數(shù)z=63b(二系統(tǒng)組成框圖上蓋控制面板進水口排水管外箱體盛水桶支撐拉桿脫水桶 電動機帶傳動減速器波輪圖2-1 自動洗衣機的組成簡圖洗滌:A 制動,B 放開,運動

3、經(jīng)電機、帶傳動、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水:A 放開,B 制動,運動經(jīng)電機、帶傳動、內(nèi)齒圈(脫水桶、中心齒輪、行星架、波輪與脫水桶等速旋轉(zhuǎn)。AB帶傳動脫水桶波輪自動洗衣機的工作原理:見圖2-2圖2-2 洗衣機工作原理圖(電機輸入轉(zhuǎn)速輸入軸中心輪 行星輪輸出軸圖2-3 減速器系統(tǒng)組成框圖第三章減速器簡介減速器是一種動力傳達機構(gòu),利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器,將馬達的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù),并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。減速器降速同時提高輸出扭矩,扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比,但要注意不能超出減速器額定扭矩。降速同時降低了負載的慣量,慣量的減少為減速比的平方。一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒

4、輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。按傳動級數(shù)主要分為:單級、二級、多級;按傳動件類型又可分為:齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。1蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能,可以有較大的減速比,輸入軸和輸出軸不在同一軸線上,也不在同一平面上。但是一般體積較大,傳動效率不高,精度不高。2諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的,體積不大、精度很高,但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊,剛性與金屬件相比較差。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。3行星減速器其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較緊湊,回程間隙小、精度較高,使用壽命很

5、長,額定輸出扭矩可以做的很大。第四章傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計傳動方案的分析與擬定1對傳動方案的要求合理的傳動方案,首先應(yīng)滿足工作機的功能要求,還要滿足工作可靠、傳動精度高、體積小、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。2擬定傳動方案任何一個方案,要滿足上述所有要求是十分困難的,要統(tǒng)籌兼顧,滿足最主要的和最基本的要求。例如圖1-1所示為作者擬定的傳動方案,適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作。 圖4-1 周轉(zhuǎn)輪系a-中心輪;g-行星輪;b-內(nèi)齒圈;H-行星架第五章 行星齒輪傳動設(shè)計(一行星齒輪傳動的傳動比和效率計算行星齒輪傳動比符號及角標含義為: 123i 1固定件、2主動件、3

6、從動件1、齒輪b 固定時(圖11,2K H (NGW 型傳動的傳動比baH i 為 b aH i =1-H ab i =1+b z /a z可得 H ab i =1-baH i =1-p i =1-5.2=-4.2 a z =b z /b aH i -1=63*5/21=15輸出轉(zhuǎn)速:H n =a n /p i =n/p i =2600/5.2=500r/min 2、行星齒輪傳動的效率計算:=1-|a n -H n /(H ab i -1* H n |*H H =*H H Ha b B+ H a 為a g 嚙合的損失系數(shù),H b 為b g 嚙合的損失系數(shù),HB為軸承的損失系數(shù),H 為總的損失系

7、數(shù),一般取H =0.025按a n =2600 r/min 、H n =500r/min 、Hab i =-21/5可得=1-|an -Hn /(Habi -1*H n |*H =1-|2600-500/(-4.2-1*500|*0.025=97.98%(二 行星齒輪傳動的配齒計算1、傳動比的要求傳動比條件即 baH i =1+b z /a z可得 1+b z /a z =63/5=21/5=4.2 =b aH i所以中心輪a 和內(nèi)齒輪b 的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。 2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合同軸條件為保證行星輪g z 與兩個中心輪a z 、b z 同時正確嚙合,要求外嚙合齒輪a

8、 g 的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪b g 的中心距,即w (a a g - =(w b g a - 稱為同軸條件。對于非變位或高度變位傳動,有m/2(a z +g z =m/2(b z -g z 得 g z =b z -a z /2=63-15/2=243、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心角H =2/w n中心輪a 相應(yīng)轉(zhuǎn)過1角,1角必須等于中心輪a 轉(zhuǎn)過個(整數(shù)齒所對的中心角,即1=*2/a z式中2/a z 為中心輪a 轉(zhuǎn)過一個齒(周節(jié)所對的中心角。 p i =n/H n =1/H =1+b z /a z 將1和H 代入上式,有2*/a z /2/w n

9、=1+b z /a z 經(jīng)整理后=a z +b z =(15+63/2=24滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動中,為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰,相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和,如圖12所示R e圖5-1 行星齒輪可得 l=2w a *sin(180/o w n (a g dl=2*2/m*(a z +g z *sin 60o =393/2m (a g d =d+2a h =17m滿足鄰接條件。(三行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 齒輪模數(shù)m 的初算公式為m=23111lim

10、 /m A F FP Fa d F K T K K K Y z 式中 m K 算數(shù)系數(shù),對于直齒輪傳動m K =12.1; 1T 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩,N*m ;1T =a T /w n =95491P /w n n=95490.15/31600=0.2984N*m A K 使用系數(shù),由參考文獻二表67查得A K =1; F K 綜合系數(shù),由參考文獻二表65查得F K =2;FP K 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù),由參考文獻二公式65得FP K =1.85;1Fa Y 小齒輪齒形系數(shù),圖622可得1Fa Y =3.15;,1z 齒輪副中小齒輪齒數(shù),1z =a z =15;l

11、im F 試驗齒輪彎曲疲勞極限,2*N mm 按由參考文獻二圖626630選取lim F =1202*N mm所以 m=23111lim/m A F FP Fa d F K T K K K Y z =12.1320.298412 1.85 3.15/0.815120 =0.658 取m=0.9 1分度圓直徑d(a d =m*a z =0.915=13.5mm(g d =m*(g z =0.924=21.6mm (b d =m*(b z =0.963=56.7mm 2 齒頂圓直徑a d齒頂高a h :外嚙合1a h =*a h *m=m=0.9內(nèi)嚙合2a h =(*a h -*h *m=(1-7

12、.55/2z *m=0.792(a a d =(a d +2a h =13.5+1.8=15.3mm(a g d =(g d +2a h =21.6+1.8=23.4mm (a b d =(b d -2a h =56.7-1.584=55.116mm3 齒根圓直徑f d齒根高f h =(*a h +*c *m=1.25m=1.125(f a d =(a d -2f h =13.5-2.25=11.25mm(f g d =(g d -2f h =21.6-2.25=19.35mm (f b d =(b d +2f h =56.7+2.25=58.95mm4齒寬b參考三表819選取d =1(a b

13、 =d *(a d =113.5=13.5mm(a b =d *+5=13.5+5=18.5mm (b b =13.5+(5-10=13.5-5=8.5mm5 中心距a對于不變位或高變位的嚙合傳動,因其節(jié)圓與分度圓相重合,則嚙合齒輪副的中心距為:1、a g 為外嚙合齒輪副ag a =m/2(a z +g z =0.9/2(15+24=17.55mm2、b g 為內(nèi)嚙合齒輪副bg a =m/2(a z +b z =0.9/2(63-24=17.55mm中心輪a 行星輪g 內(nèi)齒圈b 模數(shù)m 0.9 0.9 0.9 齒數(shù)z 15 24 63 分度圓直徑d 13.5 21.6 56.7 齒頂圓直徑a

14、d 15.3 23.4 54.9 齒根圓直徑f d 11.25 19.35 58.95 齒寬高b18.518.58.5中心距a ag a =17.55mm bg a =17.55mm(四行星齒輪傳動強度計算及校核1、行星齒輪彎曲強度計算及校核 (1選擇齒輪材料及精度等級中心輪a 選選用45鋼正火,硬度為162217HBS ,選8級精度,要求齒面粗糙度a R 1.6行星輪g 、內(nèi)齒圈b 選用聚甲醛(一般機械結(jié)構(gòu)零件,硬度大,強度、鋼性、韌性等性能突出,吸水性小,尺寸穩(wěn)定,可用作齒輪、凸輪、軸承材料選8級精度,要求齒面粗糙度a R 3.2。(2轉(zhuǎn)矩1T1T =a T /w n =95491P /w

15、 n n=95490.15/31600=0.2984N*m=298.4N*mm ;(3按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻三式824得出F 如F 【F 】則校核合格。(4齒形系數(shù)F Y由參考文獻三表812得Fa Y =3.15,Fg Y =2.7,Fb Y =2.29; (5應(yīng)力修正系數(shù)s Y由參考文獻三表813得sa Y =1.49,sg Y =1.58,sb Y =1.74; (6許用彎曲應(yīng)力F 由參考文獻三圖824得lim1F =180MPa ,lim2F =160 MPa ; 由表89得F s =1.3 由圖825得1N Y =2N Y =1; 由參考文獻三式814可得1F =1N Y *

16、lim1F /F s =180/1.3=138 MPa 2F =2N Y *lim2F /F s =160/1.3=123.077 MPa1F =2K 1T /b 2m a z *Fa Y sa Y =(21.1298.4/13.520.9153.151.49=18.78 Mpa 1F =138 MPa2F =1F *Fg Y sg Y /Fa Y sa Y =18.78 2.7 1.587/3.151.74=14.62lim H S查參考文獻二表611可得 lim H S =1.3 所以 H S 1.3 3、有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限 (1使用系數(shù)A K查參考文獻二表67 選取A K =1 (2

17、動載荷系數(shù)V K查參考文獻二圖66可得V K =1.02 (3齒向載荷分布系數(shù)H K 對于接觸情況良好的齒輪副可取H K =1 (4齒間載荷分配系數(shù)Ha K 、Fa K由參考文獻二表69查得 1Ha K =1Fa K =1.1 2Ha K =2Fa K =1.2 (5行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)Hp K由參考文獻二式713 得Hp K =1+0.5(Hp K -1 由參考文獻二圖719 得Hp K =1.5所以 1Hp K =1+0.5(Hp K -1=1+0.5(1.5-1=1.25仿上 2Hp K =1.75 (6節(jié)點區(qū)域系數(shù)H Z由參考文獻二圖69查得H Z =2.06 (7彈性系數(shù)E Z

18、由參考文獻二表610查得E Z =1.605 (8重合度系數(shù)Z 由參考文獻二圖610查得Z =0.82 (9螺旋角系數(shù)Z Z =cos =1(10試驗齒的接觸疲勞極限lim H 由參考文獻二圖611圖615查得 lim H =520Mpa (11最小安全系數(shù)lim H S 、lim H F由參考文獻二表6-11可得lim H S =1.5、lim H F =2 (12接觸強度計算的壽命系數(shù)NT Z由參考文獻二圖611查得 NT Z =1.38 (13潤滑油膜影響系數(shù)L Z 、V Z 、R Z由參考文獻二圖617、圖618、圖619查得L Z =0.9、V Z =0.952、R Z =0.82(

19、14齒面工作硬化系數(shù)w Z由參考文獻二圖620查得 w Z =1.2 (15接觸強度計算的尺寸系數(shù)x Z由參考文獻二圖621查得 x Z =1 所以0H =1/1/H E t Z Z Z Z F d b u u =2.061.6050.821132.625 2.613.513.5 1.6=2.95 1H =0H 12A V H Ha HP K K K K K =2.951 1.021 1.1 1.25=3.5 2H =0H 22A V H Ha HP K K K K K =2.951 1.021 1.2 1.75=4.32Hp =lim lim /H H S *NT L V R w x Z Z

20、 Z Z Z Z =520/1.31.380.90.950.821.21=464.4所以 H Hp 齒面接觸校核合格(五行星齒輪傳動的受力分析在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1,即w n 1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間;所以在2H K 型行星傳動中,各基本構(gòu)件(中心輪a 、b 和轉(zhuǎn)臂H 對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此,為了簡便起見,本設(shè)計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力r F ,且用一條垂直線表示一個構(gòu)件,同時用符號F 代表切向力r F 。為了分析各構(gòu)件所受力的切向力F ,提出如下三點:(1 在轉(zhuǎn)矩的作用下,行星齒輪傳動中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài),因此

21、,構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。(2 如果在某一構(gòu)件上作用有三個平行力,則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。(3 為了求得構(gòu)件上兩個平行力的比值,則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。在2H K 型行星齒輪傳動中,其受力分析圖是由運動的輸入件開始,然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F ,如圖13所示。由于在輸入件中心輪a 上受有w n 個行星輪g 同時施加的作用力ga F 和輸入轉(zhuǎn)矩A T 的作用。當行星輪數(shù)目w n 2時,各個行星輪上的載荷均勻,(或采用載荷分配不均勻系數(shù)p k 進行補償因此,只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心

22、輪a 在每一套中(即在每個功率分流上所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為1T =a T /w n =95491P /w n n=95490.15/31600=0.2984N*m可得 a T =1T *w n =0.8952 N*m 式中 a T 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩,N*m ;1P 輸入件所傳遞的名義功率,kw ; 圖5-2傳動簡圖(a 傳動簡圖 (b構(gòu)件的受力分析按照上述提示進行受力分析計算,則可得行星輪g 作用于中心輪a 的切向力為ga F =20001T /a d =2000a T /w n a d =20000.2984/13.5=44.2N而行星輪g 上所受的三個切向力為 中心輪a 作用與行星輪g 的切

23、向力為ag F =-ga F =-2000a T /w n a d =-44.2N內(nèi)齒輪作用于行星輪g 的切向力為bg F =ag F =-2000a T /w n ad =-44.2N 轉(zhuǎn)臂H 作用于行星輪g 的切向力為Hg F =-2ag F =-4000a T /w n ad =-88.4N 轉(zhuǎn)臂H 上所的作用力為gH F =-2Hg F =-4000a T /w n ad =-88.4N 轉(zhuǎn)臂H 上所的力矩為H T =w n gH F x r =-4000a T /ad *x r =-40000.8952/13.517.55=-4655.0 N*m在內(nèi)齒輪b 上所受的切向力為輸出輸入(

24、a (bgb F =-bg F =2000a T /w n a d =44.2N在內(nèi)齒輪b 上所受的力矩為b T =w n gb F b d /2000=a T b d /ad =0.895221.6/13.5=1.43 N*m 式中 a d 中心輪a 的節(jié)圓直徑, b d 內(nèi)齒輪b 的節(jié)圓直徑,x r 轉(zhuǎn)臂H 的回轉(zhuǎn)半徑, 根據(jù)參考文獻二式(637得-a T /H T =1/b aH i =1/1-H ab i =1/1+P轉(zhuǎn)臂H 的轉(zhuǎn)矩為H T =-a T *(1+P = -0.8952(1+4.2=-4.655 N*m 仿上-b T /H T =1/b aH i =1/1-H ab i

25、=p/1+P內(nèi)齒輪b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩,b T =-p/1+p*H T =-4.2/5.2(-4.655=3.76 N*m(六行星齒輪傳動的均載機構(gòu)及浮動量行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(w n 2行星輪的傳動方式,充分利用了同心軸齒輪之間的空間,使用了多個行星輪來分擔(dān)載荷,形成功率分流,并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動;從而,才使其具備了上述的許多優(yōu)點。(七輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪間載荷分布均勻,起初,人們只努力提高齒輪的加工精度,從而使得行星輪傳動的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門

26、措施和其他可進行自動調(diào)位的方法,即采用各種機械式的均載機構(gòu),以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而,有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配,且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞,即可進行功率分流。在選用行星齒輪傳動均載機構(gòu)時,根據(jù)該機構(gòu)的功用和工作情況,應(yīng)對其提出如下幾點要求:(1載機構(gòu)在結(jié)構(gòu)上應(yīng)組成靜定系統(tǒng),能較好地補償制造和轉(zhuǎn)配誤差及零件的變形,且使載荷分布不均勻系數(shù)K值最小。P(2均載機構(gòu)的補償動作要可靠、均載效果要好。為此,應(yīng)使均載構(gòu)件上所受力的較大,因為,作用力大才能使其動作靈敏、準確。(3在均載過程中,均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動調(diào)整位移量補償行星齒輪傳動存在的

27、制造誤差。(4均載機構(gòu)應(yīng)制造容易,結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、布置方便,不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小,效率要高。(5均載機構(gòu)應(yīng)具有一定的緩沖和減振性能;至少不應(yīng)增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。為了使行星輪間載荷分布均勻,有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng),其結(jié)構(gòu)類型可分為兩種:1、靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的。2、靜不定系統(tǒng)均載機構(gòu):1、基本構(gòu)件浮動的均載機構(gòu)(1 中心輪a浮動(2內(nèi)齒輪b浮動(3轉(zhuǎn)臂H浮動(4中心輪a與轉(zhuǎn)臂H同時浮動(5中心輪a與內(nèi)齒輪b同時浮動(6組成靜定結(jié)構(gòu)的浮動2、杠桿聯(lián)動均載機構(gòu)本次所設(shè)計行星齒輪

28、是靜定系統(tǒng),基本構(gòu)件中心輪a浮動的均載機構(gòu)。第六章行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設(shè)計已知:傳遞功率P=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)速n=1600r/min,傳動比i=5.2,載荷平穩(wěn)。使用壽命10年,單班制工作。(一輪材料及精度等級行星輪架內(nèi)齒圈選用45鋼調(diào)質(zhì),硬度為220250HBS,齒輪軸選用45R3.2鋼正火,硬度為170210HBS,選用8級精度,要求齒面粗糙度a 。6.3m(二按齒面接觸疲勞強度設(shè)計因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪,可應(yīng)用參考文獻四式1022求出1d 值。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)。1轉(zhuǎn)矩1T1T = 1T =a T /w n =95491P /w n n=95490.15/31600=0.2984

29、N*m2荷系數(shù)K查參考文獻四表1011 取K=1.1 3齒數(shù)1z 和齒寬系數(shù)d 行星輪架內(nèi)齒圈齒數(shù)1z 取11,則齒輪軸外齒面齒數(shù)2z =11。因單級齒輪傳動為對稱布置,而齒輪齒面又為軟齒面,由參考文獻四表1020選取d =1。4許用接觸應(yīng)力H 由參考文獻四圖1024查得 lim1H =560Mpa, lim2H =530 Mpa 由參考文獻四表1010查得 H S =11N =60nj h L =6016001(105240=1.9979102N =1N /i=1.997910 由參考文獻四圖1027可得1NT Z =2NT Z =1.05。 由參考文獻四式1013可得1H =1NT Zli

30、m1H /H S =1.05560/1=588 Mpa2H =2NT Z lim2H /H S =1.05530/1=556.5 Mpa(三按齒根彎曲疲勞強度計算由參考文獻四式1024得出F ,如1211111a a d d m z =+= 則校核合格。確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù):1齒形系數(shù)F Y由參考文獻四表1013查得 1F Y =2F Y =3.63 2應(yīng)力修正系數(shù)S Y由參考文獻四表1014查得 1S Y =2S Y =1.41 3許用彎曲應(yīng)力F 由參考文獻四圖1025查得 lim1F =210Mpa, lim2F =190 Mpa 由參考文獻四表1010查得 F S =1.3 由參考文獻四圖

31、1026查得 1NT Y =2NT Y =1 由參考文獻四式1014可得 1F =1NT Y lim1F /F S =210/1.3=162 Mpa 2F =2NT Y lim2F /F S =190/1.3=146 Mpa故m 1.262311/F S d F KTY Y z =1.26321.1298.4 3.63 1.41/111146=0.581F =2K 1T /b 2m 1z F Y S Y =22 1.1298.4111 113.631.41=27.77MPa1F =162 Mpa2F =1F 2F Y 2S Y /1F Y 1S Y =27.77MPa2F =146 Mpa齒根

32、彎曲強度校核合格。由參考文獻四表103取標準模數(shù)m=1(四主要尺寸計算1d =2d =mz=111mm=11mm1b =2b =d 1d =111mm=11mma=1/2 m(1z +2z =1/21(11+11mm=11mm(五驗算齒輪的圓周速度vv=1d 1n /601000=111600/601000=0.921m/s由參考文獻四表1022,可知選用8級精度是合適的。第七章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計(一減速器輸入軸的設(shè)計1、選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力由已知條件 選用45號鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由參考文獻四表144查得強度極限B =650MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力1b -=6

33、0MPa2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得d 3/C P n =(11810730.15/1600=5.364.86310.15/1600C d 取直徑1d =8.5mm 3、確定各軸段的直徑軸段1(外端直徑最少1d =8.5mm 7d ,考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件,初定:2d =9.7mm,3d =10mm,4d =11mm, 5d =11.5mm, 6d =12mm, 7d =15.42mm , 8d =18mm 。 4、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中

34、所必須滿足的安裝條件,初定:L=107mm, 1L =3.3mm,2L =2mm, 3L =44.2mm, 4L =4mm, 5L =18.5mm, 6L =1.5mm, 7L =16.3mm 。按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖: 圖7-1 輸入軸簡圖5、校核軸a 、受力分析圖 圖7-2 受力分析(a水平面彎矩圖 (b垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c合成彎矩圖 (d轉(zhuǎn)矩圖圓周力:t F =112/T d =2298.4/13.5=44.2N 徑向力:r F =tan t F a =44.2tan 020=16.1N 法向力:n F =t F /cos a =44.2/ cos 020=47.04Nb 、作水平

35、面內(nèi)彎矩圖(7-2a 。支點反力為: H F =t F /2=22.1N 彎矩為:1H M =22.177.95/2=861.35N mm 2H M =22.129.05/2=321 N mmc 、作垂直面內(nèi)的彎矩圖(7-2b ,支點反力為:v F =r F /2=8.04N 彎矩為:1v M =8.0477.95/2=313.5N mm 2v M =8.0429.05/2=116.78 N mmd 、作合成彎矩圖(7-2c :1M =2211H V M M +=22861.35313.5+=994.45 N mm2M =2222H V M M +=22321116.78+=370.6 N m

36、me 、作轉(zhuǎn)矩圖(7-2d:T=95491P /n=95490.15/1600=0.8952N*m=895.2 N mmf 、求當量彎矩1e M =221(M aT +=22994.45(0.6895.2+=1130.23 N mm2222(e M M aT =+=22370.6 (0.6895.2+=652.566 N mmg 、校核強度1e =1e M /W=1130.23/0.136d =1130.23/0.1312=6.54Mpa 2e =2e M /W=652.566/0.134d =652.566/0.1311=4.9 Mpa 所以 滿足e 1b -=60Mpa 的條件,故設(shè)計的軸

37、有足夠的強度,并有一定裕量。(二行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計1、選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力由已知條件: 齒輪軸選用45鋼正火,由參考文獻四表144查得強度極限B =600MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力1b -=55MPa2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑P =P =0.1597.98%=0.147kw根據(jù)參考文獻四表141 得C=118107。又由式142得d 3/C P n =(11810730.147/1600=5.344.8330.147/1600C d 取直徑2d d =8.9mm 3、確定各軸段的直徑 軸段1(外端直徑最少6d =8.9m考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件,初

38、定:1d =12mm,2d =4d =11.3mm, 3d =5d = 7d =12mm 。4、確定各軸段的長度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件,初定:L=136.5mm, 1L =19.2mm,2L =1.1mm, 3L =74.5mm, 4L =1.5mm, 5L =15.8mm, 6L =1.2mm, 7L =23.2mm 。按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖:見圖7-35、校核軸:a 、受力分析圖 見圖 圖7-4 受力分析圖(a水平面內(nèi)彎矩圖 (b垂直面內(nèi)的彎矩圖 (c合成彎矩圖 (d轉(zhuǎn)矩圖 圓周力:t F =112/T d =2465.5/11=84.64N 徑向力:r F =tan t F a =846.4tan 020=308.1N 法向力:n F =t F /cos a =8