少齒差行星齒輪專用減速器設計

少齒差行星齒輪專用減速器設計,少齒差行星齒輪專用減速器設計,少齒差,行星,齒輪,專用,減速器,設計 分 類 號 密 級 寧寧波大紅鷹學院 畢業(yè)設計(論文) 少齒差行星齒輪減速器的設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《少齒差行星齒輪專用減速器設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 VI 摘??要? ? 對少齒差行星齒輪減速器國內外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結構型式和其傳動原理進行了一定的闡述。在設計過程當中，對內嚙合傳動產生的各種干涉進行了詳細驗算；從如何提高轉臂軸承的壽命為出發(fā)點，來計算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進行少齒差內齒輪副的設計計算，最終合理設計減速器的整體結構。?? 關鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內齒輪副? 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構型式 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設計任務 4 第2章 減速器的內齒和外齒輪參數(shù)的確定 5 2.1少齒差傳動原理 5 2.2 齒輪齒差的確定 5 2.3 選定齒輪的精度等級和材料 6 2.4齒輪模數(shù)確定 6 第3章 軸的設計 9 3.1 軸的材料選擇 9 3.2 軸的機構設計 9 3.2.1 輸入偏心軸的結構設計 10 3.2.2 輸出軸的機構設計 11 3.3 強度計算 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 軸的強度校核 13 3.4 傳動內部結構的選定與設計 15 3.4.1 轉臂軸承的選定 15 3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定 16 3.4.3 銷軸套、銷軸的確定 16 3.4.4 偏心套基本尺寸的確定 17 3.5 軸的設計 17 3.5.1 輸入軸的設計 18 3.5.2 輸出軸（固定軸）的設計 21 第4章 部分零件的校核 23 4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析 23 4.1.1 齒輪受力 23 4.1.2 輸出機構受力 24 4.1.3 轉臂軸承受力 24 4.2 銷軸的強度校核計算 25 4.3 輸入軸的強度校核 26 4.4 鍵的校核計算 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 軸承的校核計算 28 總結 35 致 謝 36 參考文獻 37 第1章 緒論 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量的減速器，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，運轉可靠以及壽命長等。減速器的種類雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結構笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動比時，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設備制造；而漸開線少齒差行星減速器不但基本上能滿足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機上加工，因而成本較低。能適應特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應用。 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。現(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。 圖1-1 圖1-2 圖1-1是典型的孔銷式N型減速器。它主要由偏心軸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為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉動時，由于內齒輪3與機殼固定不動，迫使行星齒輪2繞內齒輪3作行星運動（既公轉又自轉）。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構V將行星輪的自轉運動按傳動比而傳遞給輸出軸7，從而達到減速的目的。 圖1-2的V結構為減速器的輸出結構，其特點是從結構上保證行星齒輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大兩倍偏心距。在運動過程中，銷軸套始終與行星齒輪上的銷孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉運動通過軸套傳給輸出軸，以實現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運動。 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1-4 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。 傳動原理簡圖如圖1-4所示，原理簡述如下：當電動機帶動偏心軸1轉動時，由于內齒輪5與機殼6固定不動，迫使行星齒輪4繞內齒輪5做行星運動（既公轉又自轉）。但由于行星齒輪與內齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運動為反向低速運動。行星輪7與輸出軸上的內齒輪8作行星運動，把運動傳出去，達到減速的目的。 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。要求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。 37 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3－1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 上圖中當內齒輪固定，偏心軸作為主動件轉動時，迫使行星輪繞內齒圈作行星運動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當－＝1時，偏心軸每轉一周，行星輪沿相反方向轉過一個齒。當偏心軸轉過時，行星輪轉一轉，輸出軸同樣轉一轉。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構件V固定，轉臂H主動，內齒輪b從動，此種情況就是要設計工作情形了。 2.2 齒輪齒差的確定 少齒差傳動一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動比i＝80，可取齒差數(shù)＝1。 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： 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： 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，i＝80，可得： ＝1×80＝80 ， ＝80-1＝79。 2.3 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；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力，齒輪齒根彎曲疲極限應力。 2.4齒輪模數(shù)確定 由于少齒差行星傳動的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強度決定；或按結構要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。 在這里就按彎曲強度來確定模數(shù)，因為少齒差傳動一般選用短齒，內外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強度足夠，內齒輪就不會有問題的，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)。 按行星輪齒根彎曲強度設計，彎曲強度設計公式： （1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強度極限。 （2）由《機械設計》書中的圖10－18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4 （4）計算載荷系數(shù)K ① 試選載荷系數(shù) ② 計算外齒輪傳遞的扭矩 其中電動機選擇，由于電動機與減速器直接相連，所以 ③ 取齒寬系數(shù) ④ 查材料的彈性影響系數(shù)；內齒輪的接觸疲勞強度為;外齒輪的接觸疲勞強度為。 ⑤ 計算應力循環(huán)次數(shù) ； ⑥ 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑦ 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 ⑧ 試計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入數(shù)據(jù)得 ⑨ 計算圓周速度 ，帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s ⑩ 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； 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級精度、行星輪相對支承對稱布置時， 再由，=1.13查《機械設計》書中圖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《機械設計》書中圖10－5查得 ＝2.24 （6）查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》書中圖10－5查得 ＝1.75 （7）設計計算 帶入數(shù)值得出： ＝0.36 可取模數(shù)為m＝0.5㎜。 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 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。 可見影響軸的結構與尺寸的因素很多，設計軸時必須針對不同的情況進行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結構都應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整；軸應具有良好的制造工藝性等。總結一條原則是：便于裝拆，定位準確，固定可靠，便于制造，受力合理。 ??? 對軸的結構進行設計主要是確定軸的結構形狀和尺寸。一般在進行結構設計時的已知條件有：機器的裝配簡圖，軸的轉速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動的偏心軸的機構確定過程： 3.2.1 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。 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14×9×40 3.2.2 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80mm 6. 參考《機械設計》，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《機械設計》，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14×9×60。 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： 3.3.1 輸入軸上受力分析 軸傳遞的轉矩為 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 為負值說明方向與假設方向相反。 由,得 2 在垂直平面內的支反力，由圖可得 3 做彎矩和轉矩圖 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) 做轉矩圖 3.3.3 軸的強度校核 1）確定危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸及彎矩圖，轉矩圖，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力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對D截面進行強度校核。 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： 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 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） 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)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa; ——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； ——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： 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 式中 ——45鋼扭轉疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版《機械設計手冊第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——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； ，——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 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]=1.3～1.4，故S＞[S]，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 3.4 傳動內部結構的選定與設計 3.4.1 轉臂軸承的選定 在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結構尺寸來選定轉臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點在本設計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，同時也可以承受少量的軸向載荷。也能自動調心適用于剛度較差的軸承座及多支點軸中。 在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑＝40㎜，故齒寬。而轉臂軸承的寬度應與行星輪的齒寬接近根據(jù)以上兩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 軸承 型號 尺寸（㎜） 額定動載荷（kN） 額定靜載荷（kN） 極限轉速 d D B r 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36.2－42銷孔數(shù)目參考值查得應選銷孔數(shù)目為10（=10）。 銷孔的尺寸公差不應低于7級精度。 銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對銷孔的公稱直徑再加適量的補償尺寸。太小時，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，則承受載荷的銷軸數(shù)日將減?。绊懗休d能力。一般?。?.15～0.25㎜，行星輪尺寸小時，取較小值、反之取較大值。 在這里可?。?.2㎜。而銷孔的尺寸就要通過畫圖來初定了。下圖6是已經多次畫圖比較得出的： 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）。 銷孔分布圓直徑=206.4㎜。 3.4.3 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＝44－2×4.9－0.2＝34㎜。 銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為72㎜。 偏心距(即實際中心距)＝4.9。 可初定銷軸套內徑為28㎜，即銷軸直徑=28。 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3-4 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㎜?？蓳?jù)此推測出輸入軸的結構尺寸。 3.5 軸的設計 軸設計的特點是：在軸系零、部件的具體結構末確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結構設計交錯進行，邊畫圖、邊計算、邊修改。 軸的材料種類很多，設計時主要根據(jù)對鈾的強度、剛度、耐磨性等要求．U及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式．同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經濟 合理。 軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質破累結構鋼。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 熱處理 毛坯直徑(mm) 硬度(HB) 拉伸強度極限 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 調質 200 217~255 650 360 300 155 60 3.5.1 輸入軸的設計 軸的合理外型應滿足：軸和裝在軸上的零件要有準確的工作位置；軸上的零件應便于裝拆和調整。軸應具有良好的制造工藝性.影響軸結構的主要因素有：軸的受力性質,大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。 1）求出輸入軸上的轉矩 其中：---輸入功率，取120W； ---輸入轉速，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，調質處理，抗拉強度,屈服 ，彎曲疲勞極限，扭轉疲勞極限。通過 《機械設計手冊》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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器轉矩的計算： （N.m） 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； ——工作系數(shù)，故取1.75； ——啟動系數(shù)，取1； ——溫度系數(shù)，取1.1； ——公稱轉矩，N.m 所以，。 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。 F 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b×h×L=10×8×53。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1.6×45°，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，彎曲疲勞極限，扭轉疲勞極限。通過《機械設計手冊》第四版第二卷表6-1-19選取=102有： ——輸出功率（=3.33×w） ——卷筒轉速（＝26.53r/min） 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，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）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。 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發(fā)向力為F，而作用給輸出機構的合力為： 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 表6 輪齒受力計算公式 項目 代號 計算公式 齒輪 N型傳動，輸出結構固定，內齒輪輸出 圓周力 分度 圓上 節(jié)圓 上 徑向力 法相力 F ——輸出轉矩（＝1.4134×N·㎜） ，——分別是行星輪和內齒輪的齒數(shù)（＝70，＝72） ——行星輪分度圓直徑（＝280㎜） ——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。 4.1.2 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： ——銷孔分布圓半徑（＝103.2㎜） ——銷軸數(shù)目（＝10） 代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N 4.1.3 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： =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，轉臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：＝15577.46N 4.2 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： 式中：——制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時取大值，反之取小值，在次?。?.35 ——行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N） ——銷軸直徑（＝28㎜） ——許用彎曲應力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查取＝150～200） L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則： 《 圖11 銷軸工作簡圖 因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。 4.3 輸入軸的強度校核 軸在載荷作用下，將產生彎曲或扭轉變形。在進行州的強度校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況采用相應的計算方法，并恰當?shù)倪x取許用應力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進行計算，其核算公式為： 式中： ——軸的計算應力，MPa； ——軸所受的彎矩，N·㎜； ——軸所受的扭矩，N·㎜； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。 1)做出軸的計算簡圖（即力學模型） 在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應力集中點的反力、轉矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應力集中點之間的距離算得結果在圖中也已表明。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個方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 聯(lián)立以上四個方程可得出：＝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）校核軸的強度 在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本《機械設計》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。 在此處的扭轉應力為靜應力，故取，軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查課本《機械設計》中表15-1得出。因此<，故安全。 圖12 輸入軸受力分析簡圖 4.4 鍵的校核計算 所用到的三個鍵都是平鍵。設計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結，但有沖擊，故用以下公式校核： 式中：T為傳遞轉矩（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 ，則校核過程如下： 4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉矩為聯(lián)軸器的轉矩，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）傳遞的轉矩為輸入轉矩，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）傳遞的轉矩為輸出轉矩，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 軸承的校核計算 根據(jù)傳動的結構要求選用的軸承如下表7所示： 滾動軸承的壽命校核計算公式： 式中n ——軸承轉速，r/min； ——軸承壽命指數(shù)，對球軸承＝3，對滾子軸承＝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，，較大時，； ——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選??； ——溫度系數(shù)，由于卷揚機長期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機械設計手冊》第四版第二卷） 。 表7 軸承代號及基本參數(shù) 型號 數(shù)目 基本參數(shù) d D B 基本額定動載荷/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)接的軸承的轉速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則： 而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉速與輸入軸的轉速相同，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），轉速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。 （6）潤滑與密封 ① 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 ② 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內充填油脂來潤滑。 ③ 潤滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內密封采用擋油盤。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，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。 十、箱體尺寸及附件的設計 采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿足要求，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：因為a=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：因為a=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個） 定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個） 齒輪圓至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內壁距離：當軸承脂潤滑時，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內壁軸向距離L2： 兩側軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設計 （1）檢查孔和蓋板 查《機械基礎》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 選用結構簡單的通氣螺塞，由《機械基礎》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《機械基礎》P482附錄31，取油標的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎》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 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個，長度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 箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱) a(max) b（max） D2（公稱min） h2(公稱min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎》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 [1].少齒差行星減速器與普通相比具有結構緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高、 運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結構簡單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運轉可靠、使用壽命長等優(yōu)點。因此，對于研究和開發(fā)設計此類減速器有一定的價值。 [2].在設計少齒差減速器過程當中，因內齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內外齒輪應制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時候要充分考慮嚙合傳動當中的各種干涉問題。我們可以通過試湊法來選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過查表法來選擇，這種方法簡單，在具體的計算驗證過程中發(fā)現(xiàn)通過查表所得數(shù)據(jù)，雖滿足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設計出高效的少齒差減速器，還有待進一步研究。 [3].轉臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(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，使轉臂軸承上的載荷減小，因此能使轉臂軸承的壽命提高。 致 謝 我要感謝我的指導教師XX老師。老師雖身負教學、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責課業(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，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學院的各位工作人員，他細致的工作使我和同學們的學習和生活井然有序。 謹向我的父母和家人表示誠摯的謝意。他們是我生命中永遠的依靠和支持，他們無微不至的關懷，是我前進的動力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒有他們就沒有我，我的點滴成就都來自他們。 讓我依依不舍的還有各位學友、同門和室友。在我需要幫助的時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 [1] 機械設計手冊編委會.機械設計手冊新版第三卷.北京:機械工業(yè)出版社,2004.9. [2] 齒輪手冊編委會.齒輪手冊(上冊)第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5. [3] 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編委會. 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5. [4] 陳坐模，葛文杰等. 機械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12. [5] 濮良貴，紀名剛. 機械設計第八版.北京:高等教育出版社,2008.4. [6] 卜炎. 螺紋連接連接設計與計算.北京:高等教育出版社,1993. [7] 張春林，曲繼芳.機械創(chuàng)新設計[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.