行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)(自動(dòng)洗衣機(jī))

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(diǎn),逐漸獲得廣泛應(yīng)用。同時(shí)它的缺點(diǎn)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(jì)計(jì)算也較一般減速器復(fù)雜。但隨著人們對(duì)行星傳動(dòng)技術(shù)進(jìn)一步的深入地了解和掌握以及對(duì)國(guó)外行星傳動(dòng)技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收,從而使其傳動(dòng)結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善,同時(shí)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(dòng)減速器。根據(jù)負(fù)載情況進(jìn)行一般的齒輪強(qiáng)度、幾何尺寸的設(shè)計(jì)計(jì)算,然后要進(jìn)行傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設(shè)計(jì)計(jì)算,由于采用的是多個(gè)行星輪傳動(dòng),還必須進(jìn)行均載機(jī)構(gòu)及浮動(dòng)量的設(shè)計(jì)計(jì)算。行星齒輪傳動(dòng)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(duì)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(jì)的行星齒輪是2KH行星傳動(dòng)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(dòng)洗衣機(jī)行星輪系減速器的設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)及工作條件:使用地點(diǎn):自動(dòng)洗衣機(jī)減速離合器內(nèi)部減速裝置;傳動(dòng)比:p i=5.2輸入轉(zhuǎn)速:n=2600r/min輸入功率:P=150w行星輪個(gè)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(jìn)水口排水管外箱體盛水桶支撐拉桿脫水桶 電動(dòng)機(jī)帶傳動(dòng)減速器波輪圖2-1 自動(dòng)洗衣機(jī)的組成簡(jiǎn)圖洗滌:A 制動(dòng),B 放開,運(yùn)動(dòng)

3、經(jīng)電機(jī)、帶傳動(dòng)、中心齒輪、行星輪、行星架、波輪脫水:A 放開,B 制動(dòng),運(yùn)動(dòng)經(jīng)電機(jī)、帶傳動(dòng)、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(dòng)脫水桶波輪自動(dòng)洗衣機(jī)的工作原理:見圖2-2圖2-2 洗衣機(jī)工作原理圖(電機(jī)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(jiǎn)介減速器是一種動(dòng)力傳達(dá)機(jī)構(gòu),利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器,將馬達(dá)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(jī)構(gòu)。減速器降速同時(shí)提高輸出扭矩,扭矩輸出比例按電機(jī)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(shí)降低了負(fù)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(jī)械無(wú)級(jí)變速機(jī)等等。按傳動(dòng)級(jí)數(shù)主要分為:單級(jí)、二級(jí)、多級(jí);按傳動(dòng)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(diǎn)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(dòng)效率不高,精度不高。2諧波減速器的諧波傳動(dòng)是利用柔性元件可控的彈性變形來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的,體積不大、精度很高,但缺點(diǎn)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(diǎn)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(zhǎng),額定輸出扭矩可以做的很大。第四章傳動(dòng)系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案的分析與擬定1對(duì)傳動(dòng)方案的要求合理的傳動(dòng)方案,首先應(yīng)滿足工作機(jī)的功能要求,還要滿足工作可靠、傳動(dòng)精度高、體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護(hù)方便等要求。2擬定傳動(dòng)方案任何一個(gè)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(dòng)方案,適于在惡劣環(huán)境下長(zhǎng)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(dòng)設(shè)計(jì)(一行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比和效率計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)比符號(hào)及角標(biāo)含義為: 123i 1固定件、2主動(dòng)件、3

6、從動(dòng)件1、齒輪b 固定時(shí)(圖11,2K H (NGW 型傳動(dòng)的傳動(dòng)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(dòng)的效率計(jì)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(dòng)的配齒計(jì)算1、傳動(dòng)比的要求傳動(dòng)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(dòng)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(gè)中心輪a z 、b z 同時(shí)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(duì)于非變位或高度變位傳動(dòng),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(gè)行星輪均布裝入兩個(gè)中心輪的齒間裝配條件 想鄰兩個(gè)行星輪所夾的中心角H =2/w n中心輪a 相應(yīng)轉(zhuǎn)過(guò)1角,1角必須等于中心輪a 轉(zhuǎn)過(guò)個(gè)(整數(shù)齒所對(duì)的中心角,即1=*2/a z式中2/a z 為中心輪a 轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)齒(周節(jié)所對(duì)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(dòng)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(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算按齒根彎曲強(qiáng)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(duì)于直齒輪傳動(dòng)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(xiàn)二表67查得A K =1; F K 綜合系數(shù),由參考文獻(xiàn)二表65查得F K =2;FP K 計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù),由參考文獻(xiàn)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(yàn)齒輪彎曲疲勞極限,2*N mm 按由參考文獻(xiàn)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(duì)于不變位或高變位的嚙合傳動(dòng),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(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核1、行星齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核 (1選擇齒輪材料及精度等級(jí)中心輪a 選選用45鋼正火,硬度為162217HBS ,選8級(jí)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(jī)械結(jié)構(gòu)零件,硬度大,強(qiáng)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(jí)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(qiáng)度校核由參考文獻(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)二表67 選取A K =1 (2

17、動(dòng)載荷系數(shù)V K查參考文獻(xiàn)二圖66可得V K =1.02 (3齒向載荷分布系數(shù)H K 對(duì)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(xiàn)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(xiàn)二式713 得Hp K =1+0.5(Hp K -1 由參考文獻(xiàn)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(diǎn)區(qū)域系數(shù)H Z由參考文獻(xiàn)二圖69查得H Z =2.06 (7彈性系數(shù)E Z

18、由參考文獻(xiàn)二表610查得E Z =1.605 (8重合度系數(shù)Z 由參考文獻(xiàn)二圖610查得Z =0.82 (9螺旋角系數(shù)Z Z =cos =1(10試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限lim H 由參考文獻(xiàn)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(xiàn)二表6-11可得lim H S =1.5、lim H F =2 (12接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)NT Z由參考文獻(xiàn)二圖611查得 NT Z =1.38 (13潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)L Z 、V Z 、R Z由參考文獻(xiàn)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(xiàn)二圖620查得 w Z =1.2 (15接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)x Z由參考文獻(xiàn)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(dòng)的受力分析在行星齒輪傳動(dòng)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(dòng)中,各基本構(gòu)件(中心輪a 、b 和轉(zhuǎn)臂H 對(duì)傳動(dòng)主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此,為了簡(jiǎn)便起見,本設(shè)計(jì)在行星齒輪傳動(dòng)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(gè)構(gòu)件,同時(shí)用符號(hào)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(diǎn):(1 在轉(zhuǎn)矩的作用下,行星齒輪傳動(dòng)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(gè)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(gè)平行力的比值,則應(yīng)研究它們對(duì)第三個(gè)力的作用點(diǎn)的力矩。在2H K 型行星齒輪傳動(dòng)中,其受力分析圖是由運(yùn)動(dòng)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(duì)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(gè)行星輪g 同時(shí)施加的作用力ga F 和輸入轉(zhuǎn)矩A T 的作用。當(dāng)行星輪數(shù)目w n 2時(shí),各個(gè)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(jìn)行補(bǔ)償因此,只需要分析和計(jì)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(gè)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(dòng)簡(jiǎn)圖(a 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 (b構(gòu)件的受力分析按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)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(gè)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(xiàn)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(dòng)的均載機(jī)構(gòu)及浮動(dòng)量行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn)。這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)(w n 2行星輪的傳動(dòng)方式,充分利用了同心軸齒輪之間的空間,使用了多個(gè)行星輪來(lái)分擔(dān)載荷,形成功率分流,并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng);從而,才使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn)。(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(dòng)的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來(lái)通過(guò)實(shí)踐采取了對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門

26、措施和其他可進(jìn)行自動(dòng)調(diào)位的方法,即采用各種機(jī)械式的均載機(jī)構(gòu),以達(dá)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(dòng)的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配,且使行星齒輪傳動(dòng)輸入功率能通過(guò)所有的行星輪進(jìn)行傳遞,即可進(jìn)行功率分流。在選用行星齒輪傳動(dòng)均載機(jī)構(gòu)時(shí),根據(jù)該機(jī)構(gòu)的功用和工作情況,應(yīng)對(duì)其提出如下幾點(diǎn)要求:(1載機(jī)構(gòu)在結(jié)構(gòu)上應(yīng)組成靜定系統(tǒng),能較好地補(bǔ)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(jī)構(gòu)的補(bǔ)償動(dòng)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?yàn)?作用力大才能使其動(dòng)作靈敏、準(zhǔn)確。(3在均載過(guò)程中,均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動(dòng)調(diào)整位移量補(bǔ)償行星齒輪傳動(dòng)存在的

27、制造誤差。(4均載機(jī)構(gòu)應(yīng)制造容易,結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、布置方便,不得影響到行星齒輪傳動(dòng)性能。均載機(jī)構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小,效率要高。(5均載機(jī)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(dòng)的振動(dòng)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(duì)于主要靠機(jī)械的方法來(lái)實(shí)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(guò)系統(tǒng)中附加的自由度來(lái)實(shí)現(xiàn)均載的。2、靜不定系統(tǒng)均載機(jī)構(gòu):1、基本構(gòu)件浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)(1 中心輪a浮動(dòng)(2內(nèi)齒輪b浮動(dòng)(3轉(zhuǎn)臂H浮動(dòng)(4中心輪a與轉(zhuǎn)臂H同時(shí)浮動(dòng)(5中心輪a與內(nèi)齒輪b同時(shí)浮動(dòng)(6組成靜定結(jié)構(gòu)的浮動(dòng)2、杠桿聯(lián)動(dòng)均載機(jī)構(gòu)本次所設(shè)計(jì)行星齒輪

28、是靜定系統(tǒng),基本構(gòu)件中心輪a浮動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)。第六章行星輪架與輸出軸間齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知:傳遞功率P=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)速n=1600r/min,傳動(dòng)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(jí)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(jí)精度,要求齒面粗糙度a 。6.3m(二按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪,可應(yīng)用參考文獻(xiàn)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(xiàn)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(jí)齒輪傳動(dòng)為對(duì)稱布置,而齒輪齒面又為軟齒面,由參考文獻(xiàn)四表1020選取d =1。4許用接觸應(yīng)力H 由參考文獻(xiàn)四圖1024查得 lim1H =560Mpa, lim2H =530 Mpa 由參考文獻(xiàn)四表1010查得 H S =11N =60nj h L =6016001(105240=1.9979102N =1N /i=1.997910 由參考文獻(xiàn)四圖1027可得1NT Z =2NT Z =1.05。 由參考文獻(xiàn)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(qiáng)度計(jì)算由參考文獻(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)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(xiàn)四圖1025查得 lim1F =210Mpa, lim2F =190 Mpa 由參考文獻(xiàn)四表1010查得 F S =1.3 由參考文獻(xiàn)四圖

31、1026查得 1NT Y =2NT Y =1 由參考文獻(xiàn)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(qiáng)度校核合格。由參考文獻(xiàn)四表103取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=1(四主要尺寸計(jì)算1d =2d =mz=111mm=11mm1b =2b =d 1d =111mm=11mma=1/2 m(1z +2z =1/21(11+11mm=11mm(五驗(yàn)算齒輪的圓周速度vv=1d 1n /601000=111600/601000=0.921m/s由參考文獻(xiàn)四表1022,可知選用8級(jí)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(jì)(一減速器輸入軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力由已知條件 選用45號(hào)鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由參考文獻(xiàn)四表144查得強(qiáng)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(qiáng)度估算軸徑根據(jù)參考文獻(xiàn)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(gè)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(zhǎng)度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達(dá)到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個(gè)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(jì)結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖: 圖7-1 輸入軸簡(jiǎn)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(diǎn)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(diǎn)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(dāng)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(qiáng)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(jì)的軸

37、有足夠的強(qiáng)度,并有一定裕量。(二行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計(jì)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(xiàn)四表144查得強(qiáng)度極限B =600MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力1b -=55MPa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑P =P =0.1597.98%=0.147kw根據(jù)參考文獻(xiàn)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(gè)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(zhǎng)度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達(dá)到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個(gè)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(jì)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