購(gòu)買設(shè)計(jì)請(qǐng)充值后下載,,資源目錄下的文件所見(jiàn)即所得,都可以點(diǎn)開(kāi)預(yù)覽,,資料完整,充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?!咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙,doc,docx為WORD文檔,原稿無(wú)水印,可編輯。。。具體請(qǐng)見(jiàn)文件預(yù)覽,有不明白之處,可咨詢QQ:12401814
Xiangtan university
(課 程 設(shè) 計(jì))
題 目: 漸開(kāi)線行星齒輪減速器的設(shè)計(jì)
學(xué) 院: 興湘學(xué)院
姓 名: 張佳華
學(xué) 號(hào): 2011964340
專 業(yè): 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
班 級(jí): 11級(jí)機(jī)械6班
指導(dǎo)教師: 姜?jiǎng)購(gòu)?qiáng) 職 稱: 講師
2014 年 12 月
目錄
1. 電機(jī)的選擇.....................................................1
2.傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)...................................................3
2.1 傳動(dòng)方案的要求...............................................3
2.2 擬定傳動(dòng)方案 3
3 行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 4
3.1 行星齒輪傳動(dòng)比和效率計(jì)算 4
3.2 行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算 5
3.3 行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算 8
3.4 行星齒輪傳動(dòng)的受力分析 17
3.5 行星齒輪傳動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 19
4 中心輪、行星輪和行星架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20
4.1 中心輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20
4.2 行星輪的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 21
4.3 內(nèi)齒圈的設(shè)計(jì) 23
4.4 行星架設(shè)計(jì) 23
5 行星齒輪減速器輸入軸輸出軸設(shè)計(jì) 24
5.1 減速器輸入軸設(shè)計(jì) 24
5.2 減速器輸出軸設(shè)計(jì) 27
6鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算.....................................28
7 行星齒輪減速器裝配圖 28
參考文獻(xiàn) 29
1 電機(jī)的選擇
1.1電機(jī)的功率與轉(zhuǎn)速的確定
原始數(shù)據(jù); 立軸輸出功率 5.2KW
立軸轉(zhuǎn)速 68r/min
電機(jī)轉(zhuǎn)速不超過(guò) 1000rpm
聯(lián)軸器的 減速器的預(yù)定為0,98,錐齒輪的為0.97
所以總的功率P=5.2/0.99/0.98/0.99/0.97=5.58kw。從而選定電機(jī)的型號(hào)為Y160M-6.同步轉(zhuǎn)速為1000r/min,滿載為970r/min
總的傳動(dòng)比i=970/68=14.3.
取 ==5.0
2 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)
2.1 傳動(dòng)方案的要求
在設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案的時(shí)候,傳動(dòng)系統(tǒng)必須滿足體積小,結(jié)構(gòu)緊湊,傳動(dòng)效率高,傳動(dòng)平穩(wěn),抗沖擊能力強(qiáng)的特點(diǎn);傳動(dòng)系統(tǒng)輸入輸出功率、轉(zhuǎn)速和扭矩必須滿足需要;另外傳動(dòng)系統(tǒng)需要每天工作至少8小時(shí),工作壽命為10年(設(shè)每年工作300天)。
2.2 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。作者設(shè)計(jì)的方案是首先是為滿足在一般的環(huán)境中能長(zhǎng)期連續(xù)工作,其次結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單體積小。
圖2-1 2K—H行星傳動(dòng)NGW型
a—中心輪 g—行星輪 b—內(nèi)齒圈 H—行星架
行星傳動(dòng)的基本構(gòu)件都是由兩個(gè)中心輪(K)和一個(gè)行星架(H)所組成,通常稱為2K—H行星傳動(dòng)。而我的設(shè)計(jì)的行星齒輪就是2K—H行星傳動(dòng)中的單排內(nèi)外嚙合NGW型。如圖6 所示,中心輪a的軸為輸入軸,行星架H的軸為輸出軸,而固定中心輪b的軸為輔助軸
3 行星齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
3.1 行星齒輪傳動(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: ,其中1—固定件、2—主動(dòng)件、3—從動(dòng)件。
3.1.1 行星齒輪傳動(dòng)比
由本設(shè)計(jì)中給的原始數(shù)據(jù)可得:
==5.0
輸出轉(zhuǎn)速:
===194r/min
3.1.2 行星齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)的效率計(jì)算:
行星齒輪傳動(dòng)的效率計(jì)算公式為:
=1-
由 : =1—
得 : -1=-5
其中 :
式中 為a—g嚙合的損失系數(shù),為b—g嚙合的損失系數(shù),為軸承的損失系數(shù),為總的損失系數(shù),一般取=0.025。
按=3000r/min,=600r/min,-1=-5可得:
=1-=1-=1-0.02=98%
3.2 行星齒輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算
行星齒輪傳動(dòng)各齒輪齒輪數(shù)的確定,除了遵循圓柱齒輪傳動(dòng)齒數(shù)選擇的原則外,還必須滿足傳動(dòng)比條件、同心條件、裝配條件和鄰接條件。
3.2.1 傳動(dòng)比條件
配齒計(jì)算必須保證滿足給定傳動(dòng)比,本設(shè)計(jì)的行星齒輪為內(nèi)齒圈b固定的NGW型行星齒輪傳動(dòng),且主動(dòng)輪為中心輪a,從動(dòng)輪為行星架H,所以其必須滿足以下計(jì)算:
=1+
式中 為中心輪a的齒數(shù);
為內(nèi)齒輪b的齒數(shù)
3.2.2 同心條件
同心條件即行星架的回轉(zhuǎn)軸線應(yīng)該與中心輪的幾何軸線相重合,本設(shè)計(jì)中的NGW型齒輪傳動(dòng),中心輪a與行星輪g的中心距應(yīng)該等于行星輪g與內(nèi)齒圈b的中心距,即=。
由此原理可以導(dǎo)出m(+)=m(-),即+=-
3.2.3 裝配條件
設(shè)計(jì)行星齒輪時(shí),其行星輪的數(shù)目和各輪的齒數(shù)必須正確選擇否則便裝配不起來(lái)。因?yàn)楫?dāng)?shù)谝粋€(gè)行星輪裝好后,中心輪a和內(nèi)齒圈b的相對(duì)位置便確定了;又因?yàn)榫鶆蚍植嫉母餍行禽喌闹行奈恢靡彩谴_定的,所以一般情況下其余行星輪的齒便有可能不能同時(shí)插入內(nèi)、外兩個(gè)中心輪的齒槽中,亦即可能無(wú)法裝配起來(lái)。為了能裝配起來(lái),設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使行星輪數(shù)和各輪齒數(shù)之間滿足一定的裝配條件。
本設(shè)計(jì)中的NGW型傳動(dòng),為了簡(jiǎn)化計(jì)算和裝配,應(yīng)使太陽(yáng)輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)和等于行星輪數(shù)的整數(shù)倍,即:
=整數(shù)或=整數(shù)
3.2.4 鄰接條件
為了保證行星輪系能夠運(yùn)動(dòng),其相鄰兩行星輪的齒頂圓不得相交,兩相鄰行星齒輪齒頂圓半徑之和小于其中心距,這個(gè)條件稱為鄰接條件。這時(shí)相鄰的兩行星輪的中心距應(yīng)大于行星輪的齒頂圓直徑。
圖3-1 鄰接條件
即 2()<或()<2asin
式中:()、()——行星輪c的齒頂圓半徑和直徑;
——行星輪個(gè)數(shù);
a——a、g齒輪嚙合副的中心距;
——相鄰兩個(gè)行星齒輪中心之間的距離。
間隙=()的最小允許值取決于行星齒輪減速器的冷卻條件和嚙合傳動(dòng)時(shí)潤(rùn)滑油的攪動(dòng)損失。實(shí)際使用時(shí),一般取間隙值0.5m,m為齒輪的模數(shù)。
3.2.5 配齒的計(jì)算
由本設(shè)計(jì)規(guī)定的原始數(shù)據(jù)根據(jù)裝配條件:
==整數(shù)
由此可知,取3的倍數(shù)即可使上式成立,故可以取=24
根據(jù)傳動(dòng)比公式:
==1—=1+
可得: =(-1)=(5.0-1)24=96.
根據(jù)同心條件,若不變位,則由+=-
得==(88-22)/2=36
對(duì)于鄰接條件:
()<2asin
2asin=m(+)sin=m51.96m
()=m(+2)
式中GB1356-88規(guī)定 齒頂高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值為=1
所以()=m(36+2)=38m
因?yàn)?1.96m>38m,所以該設(shè)計(jì)配齒計(jì)算滿足鄰接條件,即
=24,=96,=36
3.3 行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算
本設(shè)計(jì)中行星齒輪傳動(dòng)選用的是直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。
3.3.1 齒輪傳動(dòng)的主要參數(shù)
——基本輪廓,基本輪廓的基本參數(shù):齒形角,齒頂高,工作
齒高,頂隙c=0.25m,齒根圓角半徑=0.38m
——模數(shù),m
——中心距a,中心輪與行星輪間的中心距,行星輪與內(nèi)齒輪間的中心距
——傳動(dòng)比i,=5.0
齒數(shù)比u,
中心輪與行星輪間的齒數(shù)比 ==1.5
行星輪與內(nèi)齒輪間的齒數(shù)比==2.67
——變位系數(shù)x,不進(jìn)行變位,所以取x=0
3.3.2 精度等級(jí)選擇
由于洗衣機(jī)傳動(dòng)裝置速度不是很高,故可以選擇精度為7級(jí),選擇中心輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,行星輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為260HBS,兩種材料硬度相差20HBS。內(nèi)齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,與行星輪材料硬度相差20HBS
3.3.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度
首先對(duì)于中心輪與行星輪之間的齒輪傳動(dòng)進(jìn)行計(jì)算,
由齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行運(yùn)算,即:
3.3.3.1 初步計(jì)算
1) 初取載荷系數(shù)K=1.8
2) 由大小齒輪均為鋼制,由參考文獻(xiàn)(2)中表12.12可查得:
=189.8;
當(dāng)齒輪傳動(dòng)未變位時(shí),可由參考文獻(xiàn)(2)中表12.16查得:
=2.5;
由參考文獻(xiàn)(2)中公式12.6:
=,式中=,
可由算得 =1.69,
再由參考文獻(xiàn)(2)中公式12.10:
=0.88
3) 計(jì)算中心輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
===947.4N.mm
4) 齒寬系數(shù),
中心輪相對(duì)于軸承的位置為懸臂布置,由參考文獻(xiàn)(2)中表12.13查得
=0.4
5) 接觸疲勞強(qiáng)度極限為 ,由參考文獻(xiàn)(1)中表4-2查得
中心輪的接觸疲勞強(qiáng)度:
700MPa
行星輪的接觸疲勞強(qiáng)度:
600MPa
6) 初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力
中心輪的許用接觸應(yīng)力:
0.9=0.9×700=630MPa
行星輪的許用接觸應(yīng)力:
0.90.9×500=540MPa
7) 中心輪與行星輪是外齒輪嚙合,所以其齒數(shù)比是 :
u==1.32
則初步計(jì)算中心輪直徑:
20.514mm
初步 取:
=30mm
初步計(jì)算齒寬 :
==0.4×30=12mm
3.3.3.2 校核計(jì)算
由之前的計(jì)算得齒數(shù) :
=24,=96,=36
則模數(shù)為 :
m===1.25
由參考文獻(xiàn)(2)中表12.3取:
m=1.5mm
則可以計(jì)算得:
=m=36mm
==0.4×36=12.6mm
使用系數(shù):
=1.5
動(dòng)載系數(shù):
=0.85
齒間載荷分配系數(shù):
===52.63N
==6.27N/mm<100N/mm
由之前的運(yùn)算已經(jīng)得出和:
=1.69
==0.88
由此可計(jì)算得:
===1.29
齒向載荷分布系數(shù):
=
由參考文獻(xiàn)(2)中表12.11得:
A=1.11 B=0.16 C=0.47
則可以算得:
=
=1.169
載荷系數(shù)K:
=
=1.5×0.85×1.26×1.169=1.92
彈性系數(shù) :
=189.8
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù):
=2.5
接觸最小安全系數(shù):
=1.05
總工作時(shí)間 :
=10×300×8=24000h
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由參考文獻(xiàn)(2)公式12.12可進(jìn)行計(jì)算:
=60×1×970×24000=1.4×
=1.4×÷5=2.8×
接觸壽命系數(shù) :
=1.1
=1.22
許用接觸應(yīng)力:
===628.57MPa
===580.95MPa
則可以帶入設(shè)計(jì)公式檢驗(yàn)取值是否合格
=19.97mm
=31.5mm>19.97mm
驗(yàn)算:
=189.8×2.5×0.88×
=293.13MPa<
計(jì)算結(jié)果表明,接觸疲勞強(qiáng)度較為合適,齒輪尺寸無(wú)需調(diào)整。
3.3.4 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行運(yùn)算,即:
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算
重合度系數(shù):
=0.25+=0.25+=0.69
齒間載荷分配系數(shù):
=1/=1/0.69=1.45
齒向載荷分布系數(shù):
由參考文獻(xiàn)(2)中圖12.14進(jìn)行計(jì)算:
齒頂高=m=1.5mm
齒根高=(+)m=1.875mm
齒全高h(yuǎn)=+=3.375mm
=12.6/3.375=3.73
結(jié)合已經(jīng)算出的=1.169可推出:
=1.12
載荷系數(shù)K:
==1.5×0.85×1.41×1.12
=2.01
齒形系數(shù) 由參考文獻(xiàn)中圖12.21可取 :
=2.75
=2.45
應(yīng)力修正系數(shù) 由參考文獻(xiàn)中圖12.22可取:
=1.55
=1.66
彎曲疲勞極限 由參考文獻(xiàn)中圖12.23 c可?。?
=550MPa
=430MPa
彎曲最小安全系數(shù) 由參考文獻(xiàn)表12.14可?。?
=1.25
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl:
=60×1×3000×12000=2.16×
=2.16×÷5=4.32×
彎曲壽命系數(shù):
=0.91
=0.98
尺寸系數(shù):
=1.0
許用彎曲應(yīng)力:
===400.4MPa
===337.12MPa
則可以帶入設(shè)計(jì)公式檢驗(yàn)m取值是否合格:
對(duì)于中心輪 ==0.0106
對(duì)于行星輪 ==0.0121
按兩者較大的值進(jìn)行計(jì)算,即按行星輪進(jìn)行計(jì)算模數(shù):
=
=1.42mm
所以之前所算得的模數(shù)m=1.5mm合格
驗(yàn)算:
=
=
=18.97MPa<
==18.10MPa<
因?yàn)閭鲃?dòng)無(wú)嚴(yán)重過(guò)載,故不作靜強(qiáng)度校核。
3.3.3.3 確定傳動(dòng)主要尺寸
齒頂高系數(shù)=1
頂隙系數(shù)=0.25
分度圓壓力角=
分度圓直徑d:
==1.5×24=36mm
==1.5×36=54mm
==1.5×84=144mm
中心距a:
==45mm
==45mm
齒頂高:
=m=1.5mm
齒根高:
=(+)m=1.875mm
齒全高:
=+=3.375mm
齒頂圓直徑:
=+2=39mm
=+2=57mm
=—2=141mm
齒根圓直徑:
=-2=32.25mm
=-2=50.25mm
=+2=14.25mm
基圓直徑:
=cos20=33.83mm
=cos20=50.74mm
=cos20=135.32mm
節(jié)圓直徑:
==33.83/cos20=36.00mm
==50.74/cos20=54mm
==135.32/cos20=144mm
齒距p :
p=m=4.712mm
齒厚s:
s=m/2=4.356mm
齒槽寬e:
e=m/2=4.356mm
齒寬b 之前算得b=12.6mm ?。?
=12.6mm
=14mm
=15mm
頂隙c:
C=m=0.375mm
3.4 行星齒輪傳動(dòng)的受力分析
在對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行受力分析時(shí),通常假設(shè)各中心輪與行星架作等速轉(zhuǎn)動(dòng)或靜止,且不考慮摩擦損失。下面將對(duì)行星傳動(dòng)的受力分析進(jìn)行說(shuō)明。
3.4.1 基本構(gòu)件上作用的轉(zhuǎn)矩
由參考文獻(xiàn)中公式5-42:
可得:
=
=3819.6
3.4.2 基本構(gòu)件上的作用力
圖3-2 行星傳動(dòng)的受力分析
圖3-2的受力分析情況。圖中,中心輪a主動(dòng)件,設(shè)a輪的螺旋角為右旋,行星齒輪傳動(dòng)中移動(dòng)齒輪嚙合作用力的分析和計(jì)算,與普通定軸齒輪傳動(dòng)相同。從主動(dòng)齒輪開(kāi)始,依次確定各基本構(gòu)件上的作用力和力矩。
中心輪a上的嚙合作用力為:
= ===52.63N
=
=
由參考文獻(xiàn)中表5-1,可以?。?
=1.10 =1.15 =1.25
則可以得:
=22.23N
=8.09N
=0
行星輪g上的嚙合作用力為:
=-=-22.23N
==-22.23N
=-=0
=-=0
=-=-8.09N
=-=8.09N
=--==44.46N
轉(zhuǎn)臂H上的嚙合作用力和力矩為:
=-=-44.46N
=N.mm
中心輪b上的嚙合作用力為:
=-=22.23N
=-=0
=-=-8.09N
3.5 行星齒輪傳動(dòng)的均載機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)
行星輪系的重要特點(diǎn)之一是采用多行星輪來(lái)分擔(dān)負(fù)荷,同時(shí)由于行星輪的均勻分布使徑向力和離心力得到平衡,從而使中心輪、系桿近似實(shí)現(xiàn)無(wú)徑向負(fù)荷地傳遞轉(zhuǎn)矩,消除振動(dòng)。理論上說(shuō),在相同功率和轉(zhuǎn)速條件下,行星輪數(shù)目越多,與每一行星輪嚙合的中心輪輪齒受力越小,這樣可使結(jié)構(gòu)緊湊,重量輕。但實(shí)際上因制造和安裝帶來(lái)的誤差,各行星輪的負(fù)荷不可能均勻分配。一般用最大法向力和平均法向力之比來(lái)表示各行星輪間負(fù)荷的不均勻程度,其值可在很大的范圍內(nèi)變化。為了實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng),一個(gè)行星輪即可,因此增加行星輪實(shí)際上就是增加了多余的約束條件,致使對(duì)制造和安裝精度的要求越苛刻。安裝過(guò)多的行星輪不僅使行星輪負(fù)載不均,而且會(huì)因?yàn)橹圃旌桶惭b不可避免的誤差使各接觸件之間的預(yù)應(yīng)力加大,降低效率,產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲,影響運(yùn)轉(zhuǎn)的可靠性甚至?xí)ㄋ离y以運(yùn)動(dòng)。因此隨著行星齒輪系傳動(dòng)速度和功率的增大,均載問(wèn)題的研究變得更重要。
為了使行星輪間載荷分配均勻,我采用浮動(dòng)構(gòu)件均載機(jī)構(gòu)。
浮動(dòng)構(gòu)件指凡沒(méi)有固定的徑向支承,并在工作中能自動(dòng)調(diào)節(jié)軸心位置的構(gòu)件。
本設(shè)計(jì)中采用浮動(dòng)內(nèi)齒套將輸入軸與中心輪作浮動(dòng)聯(lián)接,使中心稱為浮動(dòng)構(gòu)件。受栽工作中,浮動(dòng)的中心輪可在三個(gè)行星輪之間自動(dòng)調(diào)節(jié)徑向位置,使得各行星輪間載荷分配趨于均勻。這種均載結(jié)構(gòu)制造簡(jiǎn)單、裝配方便、結(jié)構(gòu)緊湊。
4 中心輪、行星輪和行星架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.1 中心輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
在行星齒輪傳動(dòng)中,中心輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)取決于行星傳動(dòng)類型、傳動(dòng)比大小、傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的大小和支承方式以及所采用的均載機(jī)構(gòu)。
由于本設(shè)計(jì)采用的是浮動(dòng)構(gòu)件均載機(jī)構(gòu),中心輪被設(shè)計(jì)成浮動(dòng)構(gòu)件。浮動(dòng)用齒式聯(lián)軸器有單齒和雙齒兩種結(jié)構(gòu),雙齒輪聯(lián)軸器可以使浮動(dòng)齒輪具有傾斜和徑向平移兩種運(yùn)動(dòng)的可能。這有利于減小載荷不均勻系數(shù)值,
圖4-1 中心輪浮動(dòng)用雙齒聯(lián)軸器
4.2 行星輪的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
行星輪的機(jī)構(gòu)應(yīng)根據(jù)行星齒輪傳動(dòng)的類型、承載能力的大小、行星輪轉(zhuǎn)速的高低和所選用的軸承類型及其安裝形式而定。行星輪多做成中空的齒輪,以便在內(nèi)孔中裝置行星輪軸或軸承。
中、低速行星齒輪傳動(dòng),常用的行星輪結(jié)構(gòu)如圖。常采用滾動(dòng)軸承支承
圖4-2 軸承裝于行星輪內(nèi)的基本結(jié)構(gòu)
4.3 內(nèi)齒圈的設(shè)計(jì)
不旋轉(zhuǎn)也不浮動(dòng)的內(nèi)齒輪常用平鍵、圓銷或螺栓聯(lián)接裝置在機(jī)體上,且與機(jī)體有精確的定位配合。有時(shí)為了保證制造精度,直接把內(nèi)齒輪加工在機(jī)體會(huì)上,這時(shí)機(jī)體的材料就按齒輪的要求確定。
我設(shè)計(jì)的內(nèi)齒圈如圖
圖4-3 內(nèi)齒圈
4.4 行星架設(shè)計(jì)
行星架的合理結(jié)構(gòu)應(yīng)該是重量輕、剛性好、便于加工和裝配。其常見(jiàn)結(jié)構(gòu)形式有雙壁整體式、雙壁分開(kāi)式和單臂式三種。
圖4-4 雙壁整體式行星架
a) 軸與行星架一體 b)軸與行星架為法蘭式鏈接
雙壁整體式行星架結(jié)構(gòu)剛性較好,行星輪的軸承一般安裝在行星輪內(nèi)。
圖4-5 雙臂分開(kāi)式行星架
雙壁分開(kāi)式行星架結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,剛性較差。當(dāng)傳動(dòng)比較小時(shí),行星輪軸承安裝在行星架上。裝配較方便。
圖4-6 單臂式行星架
單臂式行星架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,裝配方便,軸向尺寸小,但行星輪屬懸臂布置,受力不好,剛性差。
本設(shè)計(jì)中采用雙壁分開(kāi)式行星架結(jié)構(gòu)
5 行星齒輪減速器輸入軸輸出軸設(shè)計(jì)
5.1 減速器輸入軸設(shè)計(jì)
5.1.1 材料選擇和許用應(yīng)力
選用45號(hào)鋼,并經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理,強(qiáng)度極限=600MPa 許用彎曲應(yīng)力=60MPa。
已知輸入軸的轉(zhuǎn)矩=947.4n.mm 功率為Pt=7.5kw,轉(zhuǎn)速n=970r/min中心輪的直徑=31.5mm
5.1.2 估算軸徑
由參考文獻(xiàn)中公式:
==22.9mm
為了便于軸上零件的拆裝、定位、位置調(diào)整等強(qiáng)度設(shè)計(jì),輸入軸輸出軸都設(shè)計(jì)成階梯軸
所以估算軸徑,確定各個(gè)軸段的直徑
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:軸段1直徑最小d1=26mm d2=30mm d3=35mm d4=34mm d5=35mm d6=38.5 d7=34.5mm.
齒輪齒寬為12.6mm,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:L1=105mm,L2= 30mm,L3=13mm, L4=13.5mm, L5=18mm, L6=13.5mm,L7=17mm
圖5-1 輸入軸
5.1.2 校核軸
圖5-2 輸入軸的受力分析
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:
==52.63N
徑向力:
==22.07N
法向力:
==64.52N
作水平面內(nèi)彎矩圖A,
支點(diǎn)反力為:
=30.62N
彎矩為:
==1500.38N.mm
作水平面內(nèi)彎矩圖b,
支點(diǎn)反力為:
=11.04N
彎矩為:
=540.96N.mm
做合成彎力矩C
合彎矩:
=1594.92N.mm
求當(dāng)量彎矩:
==1694.73N.mm
校核強(qiáng)度:
=1694.73/(0.1×)=0.5422MPa<,
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有很大的裕量。
5.2 減速器輸出軸設(shè)計(jì)
5.2.1 材料選擇和許用應(yīng)力
選用45號(hào)鋼,并經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理,強(qiáng)度極限=600MPa 許用彎曲應(yīng)力=60MPa。
輸出功率:
==0.98×7.5=7.35kw
5.2.2 輸出軸的選用
本設(shè)計(jì)中采用的是花鍵軸進(jìn)行輸出。
圖5-3 花鍵軸
6鑄造箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算(見(jiàn)參考文獻(xiàn)[1])
鑄造機(jī)體的壁厚:
查表7.5(見(jiàn)參考文獻(xiàn)[1])得
下列計(jì)算均按表7.5-16(見(jiàn)參考文獻(xiàn)[1])算:
機(jī)體壁厚:
前機(jī)蓋壁厚:
后機(jī)蓋壁厚:
機(jī)蓋法蘭凸緣厚度:
加強(qiáng)肋厚度:
加強(qiáng)肋的斜度為2.
機(jī)體寬度:
機(jī)體機(jī)蓋緊固螺栓直徑:
軸承端蓋螺栓直徑:
底腳螺栓直徑:
機(jī)體底座凸緣厚度: 取
地腳螺栓孔的位置: 取
取
7 行星齒輪減速器裝配圖
7.1 裝配圖
圖7-1 NWG行星齒輪減速器的裝配圖
圖7-1為本設(shè)計(jì)中的NWG行星齒輪減速器的裝配圖,其中軸上的墊圈都是采用的非標(biāo)準(zhǔn)件。
參考文獻(xiàn)
[1]胡來(lái)瑢.行星傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1997.12
[2]邱宣懷.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].第4版.北京:高等教育出版社,2010.12
[3]劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京:高等教育出版社,2007.3
[4]于永泗.齊民.機(jī)械工程材料[M].第8版。大連:大連理工大學(xué)出版社,2010.1
[5]鄭文緯.吳克堅(jiān).機(jī)械原理[M].第7版。北京:高等教育出版社,2010.7
[6]呂莉.行星齒輪減速器優(yōu)化設(shè)計(jì)方法研究[J].焦作大學(xué)學(xué)報(bào),2005.7,第三期
[7]張展.張弘松.張曉維.行星差動(dòng)傳動(dòng)裝置[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2009.1
[8]行星齒輪傳動(dòng)及行星齒輪減速器[PPT]
[9]《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》編寫組.實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上冊(cè)[M].第二版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1994.1
30