滾筒攪拌機減速器的設計【二級行星齒輪減速器】【含圖紙】

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中文譯文： 行星垂直混凝土攪拌機 模擬和預測在穩(wěn)定狀態(tài)和攝動條件下使用壽命 工業(yè)工程系(DIIN),通過杜蘭迪佩魯賈大學63 06125佩魯賈,意大利b SICOMA系列——有限公司“意大利建筑學通過布倫塔,16 06078橋、意大利3月9日收到2006;在修訂后的形式收到2007年5月30日,接受了2007年7月23日網(wǎng)上2007年8月25日文摘 文摘 行星動力學模擬環(huán)境的混凝土攪拌機了,它是一個模型為基礎方法使用集總參數(shù)分析和整合分析經(jīng)典力學理論和生活。 這項工作的目的是給一個快速和易于使用的工具可以預測的行為和使用壽命混凝土攪拌機通過幾何和物理參數(shù)。在穩(wěn)定狀態(tài)和模擬進行了攝動條件。齒輪減速器是混合在大多數(shù)壓力的一部分。結果與數(shù)據(jù)從客戶獲得的建筑工地。2007年愛思唯爾帳面價值保留所有權利。 關鍵詞:仿真;集總參數(shù)模型;齒輪減速器;混凝土攪拌機;使用壽命 介紹 混頻器的兩個主要類別:批量攪拌機和連續(xù)混煉機。第一類生產(chǎn)混凝土一批一次,而第二個生產(chǎn)混凝土以恒定速率。第一類需要清空完全混合周期后,清洗,然后重新加載的原材料批處理。正如它的名字顯示在第二種類型,原材料不斷一端加載新澆混凝土退出。 批處理攪拌機是最常見的類型?？梢詤^(qū)分不同類型的批處理攪拌機軸旋轉的方向:水平或傾斜(鼓攪拌機)或垂直混合(pan)[1]。 長期使用攪拌機導致磨損的葉片和/或刮板,材料的累積(硬化砂漿或水泥粘貼)葉片,容器和/或刮刀。 為了避免這種情況,混凝土攪拌機應徹底清潔每一天結束時的操作葉片和刮刀應該定期改變。 混合過程還包括混合能量混合混凝土攪拌,所需要的能量由電力消耗的產(chǎn)品周期和周期的持續(xù)時間[1]。 本文提出的混合機一批與垂直軸攪拌機。工作旋轉運動的行星和它的目標是物理和化學混合多個組件,以均勻混合物。實際上混合器分配中的所有成分均勻坦克不支持一個或另一個。攪拌機是10的力量惠普和混合時間的持續(xù)時間(周期)是70年代。 本文描述機器的基本組件的發(fā)展緊隨其后基于模型的方法,著重于最強調(diào)的部分混合機:齒輪減速器。在此模型的基礎上模擬環(huán)境開發(fā)與評估的使用壽命的目的一個攪拌機。成癮試驗臺,繁殖工作條件進行實驗模擬使用破壞性的測試來評估攪拌機的使用壽命。 實驗測試是昂貴和事故是幾乎不可能復制。因此,早期的gear-tooth裂紋的檢測、診斷和預后一直是主要的技術之一混凝土攪拌機的挑戰(zhàn)安全和具有成本效益的操作。+ 試驗裝置的組合和數(shù)值模擬環(huán)境代表一個強大工具在設計過程中。 仿真工具應該靈活,易于使用和廉價為了不斷提高設計的機器。在成癮,混合器的行為在不同工作條件下,引入合適的參數(shù)就可以模擬混凝土混合物。考慮到幾何和物理參數(shù)攪拌機的工具必須能夠預測哪些齒輪更強調(diào)和供應信息他們的壽命。 混凝土攪拌機:描述 摘要混凝土攪拌機的分析(圖1)垂直軸,三個旋轉攪拌臂和固定坦克。這臺機器是由兩個主要的元素: ?行星攪拌機; ?裝入桶(跳過)。 圖1?；炷翑嚢铏C 裝桶是一個個人和獨立的電路。桶的形狀是一個截棱錐,包含原材料的理想。一個安全裝置防止桶下降。裝桶可以被固定在機,預存儲單元,也可以有一個平衡附加配料,稱重骨料。放電油壓速度傳動器或氣缸控制。 混合槽(圖2)是建于極厚鋼板安裝在槽形截面框架這樣安排是為了讓幾個放電開口。整個柜的保護套管防止灰塵逃離和混合操作將微動電門打斷了門在前面打開了。 攪拌臂(圖3)是外圍,由鋼鉆棒,可以允許調(diào)整葉片的監(jiān)管。一盒在球墨鑄鐵含有三對齒輪(圖4)和一個橋架安裝在罐的頂部,懸浮在一個合適的高度支持和刀片。一個齒輪減速器的軸是連接到電機和外擺線的另一個原因是移動升壓移動胳膊和生成混合的傳動裝置。 第一和第三齒輪副是螺旋狀的,第二個是直齒裝備。這是因為第二個受到更少的壓力。齒輪的工作油浴,最好的潤滑是保證在牙齒上輪廓。 模擬過程的主要特征 混凝土攪拌機設計的最常見的一個方面把齒輪減速器,因為許多主要的故障可以分為軸和輪齒疲勞裂縫由于不同循環(huán)加載過程階段(2、3)。出于這個原因,這項工作提出了一種用于分析模擬儀器齒輪減速器的行為和預測其使用壽命。在概念上有很多不同齒輪減速器的方式可以模仿。問題是使用各種處理方法: ?有限元預測結構的壓力。 ?集總參數(shù)模型來模擬系統(tǒng)的動態(tài)力。 ?啟發(fā)式方法模擬機械混合過程的影響。 上述方法是必要的在設計齒輪單元,本文著重于后兩個。 圖2?；旌喜?。 圖3?；旌系氖直?。 圖4。齒輪減速器。 機械齒輪箱的造型 仿真工具必須實用,很容易由于工業(yè)應用的要求。一個旋轉集中參數(shù)模型被選為混合機的主要部件,需要分析。 . 因此,電動機特性和運動學參數(shù)提供,慣性參數(shù),剛度和阻尼參數(shù)評估使用的幾何和材料特性。齒輪減少系統(tǒng)可以通過考慮齒輪建模集總質(zhì)量通過靈活不集中連接軸。的配置模型是圖5所示。有三個自由度(角位移三個階段)描述齒輪系統(tǒng)的振動[4]。系統(tǒng)的分析提供了極大便利通過假設一個線性假設。 在剛性接觸牙齒的模型假設,每個齒輪減少齒輪。 根據(jù)經(jīng)典力學方法,運動的動力學方程是用寫的拉格朗日公式。方程也可以申請粘性阻尼的阻尼系統(tǒng)和外部力量視為非保守的。 圖5。齒輪減速器的集總參數(shù)模型。 拉格朗日函數(shù)L 系統(tǒng)的動能T 勢能U 因此 虛擬工作dW保守力量 V(i = 1、2、3)代表普遍的角位置坐標設置相關的一個等價的嗎系統(tǒng)三自由度,sij齒輪比率,霽減少齒輪的轉動慣量系統(tǒng)包括軸的慣性特性、Ki和Cj的剛度和阻尼系數(shù)降低,分別。毫米和電動機轉矩和抗力矩先生分別[5]。使用拉格朗日配方 那么 因此 4.1。電動機轉矩和抗力矩 電動機和抗力矩環(huán)境仿真模型作為輸入。該模型認為穩(wěn)定狀態(tài)和攝動條件和相關的模擬是很有用的評估有用的生活混合器。攪拌機是感動與四桿同步電動機。電動機轉矩的線性化其工作區(qū)域 表1 混合時間 時間 組件/行動 吸收率 0 - 5 5 - 20 20 - 40 40-50 50 – 70 70 - 80 空轉 集料 水泥 水 混合期 放電時間 20% 30% 50% 80% 80 - 90% 年的排放逐漸減少到20% 圖6。理想混合在四個不同的點的周期。 圖7。試驗設備:機械盤式制動器。 . 圖8。造型抵制無邊女帽估計安培計夾。 為了抵抗扭矩模型,混合機的靜載組件被包括在內(nèi)。瞬時條目的每個組件都是假設[1,6]標準周期時間的混合等于70年代(放電時間除外)。成分按照下列順序加載和混合(表1):初攪拌機工作負荷但隨后聚合(在較小的尺寸),具體的,最后介紹了水。在圖6中,理想的混合在四個不同的點循環(huán)模擬,可以看到手臂及罐底的每個領域。一個測試與機械鉆機盤式制動器(圖7)和六個鉗由油壓速度傳動器電路來模擬 圖9。比較攝動和穩(wěn)態(tài)轉矩。 圖10。過程模擬。 抗扭矩。的行星減速器裝配電機放在框架的處理。當發(fā)動機達到穩(wěn)定狀態(tài),降壓傳動裝置和它的軸旋轉。 行動的六個鉗、手動控制和衡量一個位于油壓力表,模擬了抵抗扭矩。制動測試是破壞性的,因此隨機進行,基于模型的仿真設置為了減少所需的實驗測試和評估行星減速器的使用壽命?？沽氐闹当话才嘤嫻烙媻A在一個混合循環(huán)(圖8),表示為一個百分比的政權103 KN的電動機轉矩。 在抗力矩模型還考慮了阻尼力的影響由于混合物根據(jù) 介紹了阻尼效應增加當水混合物,在第一個40 s .只有干成分。 啟發(fā)式方法模擬機械混合過程的影響 抗力矩也模仿在攝動條件下,得到考慮的情況坦克不夠清潔的最后工作日,混凝土凝結的底部的坦克。 圖11。模擬方案。 圖12。轉矩負載作用于第二軸。 在這種情況下,模型的混合周期評估使用以下額外的假設:(i)而已一個凝在內(nèi)膽底部的積累;(2)混合機有三個武器,因此三人聯(lián)系人是由每個將凝塊;和(iii)進步幾乎消除后的凝塊線性法,這樣阻力扭矩攝動的凝塊了。 攝動力矩的圖是圖9所示(淺灰色)以及穩(wěn)態(tài)轉矩(混合周期的差異將前10分鐘)。 圖13。振蕩的扭矩作用于第三軸。 圖14。壓力表面點蝕的牙齒。 仿真和結果 該儀器必須是廉價的、靈活的和用戶友好的為了讓它通過公司。 描述的物理規(guī)律和關系,利用系統(tǒng)所得到模型結構使用以下三個運動方程矩陣形式[5] 圖15。角齒輪的第一對速度穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和在攝動條件下(黑色)。 圖16。第二兩角齒輪的速度穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和在攝動條件下(黑色)。 { V }的角位移矢量三個齒輪;[Jrid][Crid][Krid]減少慣性矩陣齒輪,減少阻尼因子包括阻尼材料和潤滑油,減少剛度矩陣,分別。電動機轉矩向量{ M }的元素(與四極異步電動機)的政權值(103公里)和抗力矩(由于混凝土攪拌和武器應用于齒輪機構)所示無花果。8和9電機扭矩的比例。 數(shù)學模型是通過軟件實現(xiàn)的方式,模擬的行為在標準狀態(tài)和攝動條件下混合機。圖10中概述的過程模擬。種種參數(shù)包括慣性、阻尼和剛度對齒輪減速器的混凝土攪拌機闡述了通過一個商業(yè)代碼(函數(shù) +模型)用于創(chuàng)建這個儀器模擬嗎混凝土攪拌機的動態(tài)行為。 圖17。第三副角齒輪的速度穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和在攝動條件下(黑色)。 圖18。表面的壓力讓第三副牙齒在穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和攝動條件(黑色)。 圖11顯示了模擬方案:電機和抗力矩系統(tǒng)輸入。數(shù)值。 輸出:角位移的羽翼之下,他們的速度,在軸扭轉力矩,可彎曲的緊張,齒輪齒接觸力、負載軸承、撓曲扭轉應力、壓力作用于牙齒由于凹陷。 圖12顯示了扭矩荷載作用于第二軸,圖13顯示了扭轉的振蕩峰值這個徒三軸壓力、最大扭轉應力。圖14顯示的壓力表面點蝕牙齒。模擬表明,第三齒輪是比其他人更大的壓力之下因此,經(jīng)驗,證實了齒輪減速器的失敗幾乎總是引起的斷層在第三條。模擬也在混合攝動條件和結果進行比較在穩(wěn)態(tài)模擬混合條件。下圖所示的結果。圖15顯示第一對的角齒輪速度,圖16所示的角齒輪速度第二條圖17。第三副角齒輪的速度穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和在攝動條件下(黑色)。圖18。表面的壓力讓第三副牙齒在穩(wěn)定狀態(tài)(淺灰色)和攝動條件(黑色)。圖17顯示了去年兩角齒輪的速度。圖18中,使牙齒表面上的壓力第三可以看到。 瞬態(tài)振蕩發(fā)生在每個影響混凝土凝結,當配料了張力值或多或少的限制機械阻力值。 部分混合機的使用壽命在大多數(shù)壓力(也就是說第三條的小齒輪)計算仿真結果的基礎上利用線性累積損傷法則根據(jù)帕爾姆格倫 -礦工的假設,假設一個周期振幅Sk消耗一小部分總額的1 / N的生活[7]。失敗是預測當損傷D超過1 估計壽命約為4500 h的假設8 h轉變,穩(wěn)定狀態(tài)下的連續(xù)工作條件?；炷翑嚢铏C的使用壽命長度得到的模擬相比實際記錄數(shù)據(jù),從客戶獲得的來源。比較證明該模型約束方法提供了重要支持傳統(tǒng)設計過程。 在攝動條件下使用仿真建模的形式,另一個分析有用的生活使用線性累積損傷預測法。攪拌機在這種情況下的評估使用壽命是20倍短。因此,清洗槽的不足導致齒輪減速器上的壓力增加,因此顯著危害攪拌機的使用壽命。 7.結論和未來的發(fā)展 創(chuàng)建一個簡單的、靈活的和廉價的儀器和設置。它是一個有用的支持設計師因為它可靠地模擬齒輪減速器和混合器的行為在兩個穩(wěn)定狀態(tài)的條件和條件下混合使用以不當?shù)姆绞?水箱清洗不足)。取得的結果被認為是詳盡的為齒輪減速操作條件單元,合成設置只有一個參數(shù),分析預測了使用壽命的礦工的總和?；炷翑嚢铏C的使用壽命長度相比在模擬實際獲得的記錄數(shù)據(jù),從客戶獲得的來源。比較表明,提出的模型方法提供了重要支持傳統(tǒng)設計過程。 模型基準函數(shù)工具可以修改和適應其他攪拌機或精確測量抗力矩使用光度計在任何工作條件。在成癮,使用壽命可以評估使用應力矩陣和采用流體動力模型模擬混凝土混合物的作用葉片。 引用 [1]的謝幕法拉利、混凝土攪拌方法和混凝土攪拌機:藝術,美國國家標準研究》期刊上發(fā)表和技術106(2)(2001) [2]P.J.L.南德斯,c . McDuling表面接觸疲勞故障齒輪、工程失效分析4(2)(1997)。[3]c·詹姆斯·李,齒輪疲勞裂紋預測使用嵌入模型,齒輪動力學模型和斷裂力學,機械系統(tǒng)和信號處理19(2005)。 [4]J.A.柯林斯,失敗的材料在機械設計-分析、預測、預防、約翰威利& Sons,1993。 [5]美國通崔林亭汝茂,齒輪傳動轉子系統(tǒng)的動態(tài)分析的傳遞矩陣法,機械雜志上設計(2000)。 [6]J.M. Ottino混合運動學:拉伸混亂和交通,劍橋大學出版社,1989年。[7]碩士礦工,疲勞累積損傷,應用力學學報12(1945)A159-A164。 - 26 - 湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書 題 目： 滾筒攪拌機減速器的設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自化 學 號： 2010963113 姓 名： 姜旺 指導教師： 姜勝強 完成日期： 2014.05.30 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 滾筒攪拌機減速器的設計 學號：2010963113 姓名：姜旺 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 姜勝強 系主任： 劉柏希 一、主要內(nèi)容及基本要求 主要內(nèi)容：設計滾筒式攪拌機行星齒輪減速器，選擇其電動機，確定總傳動比和齒數(shù)，畫出其裝備圖和零件圖 基本要求：電機的基本功率為1.1kw，總傳動比40-50，輸出轉數(shù)20r/min，允許傳動比偏差為0.1，要求每天工作16小時，要求行星齒輪減速器結構緊湊，傳動效率高。 二、重點研究的問題 重點研究滾筒式攪拌機減速器的選擇與使用情況，確定好行星齒輪的傳動比，畫出行星齒輪減速器的總體裝備圖和零件圖。了解行星齒輪是怎么樣傳動，理解出其工作原理，從而帶動攪拌機的運動使其進行攪拌作用，運用于建筑工程，水利工程等工程機械。提高生產(chǎn)效率保障生產(chǎn)質(zhì)量。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間 1 查閱資料、調(diào)研 1-2周 2 開題報告、制訂設計方案 3-4周 3 實驗（設計） 5-6周 4 分析、調(diào)試等 7-10周 5 寫出初稿 11-12周 6 修改，寫出第二稿 12-13周 7 寫出正式稿 13周 8 答辯 14周 四、應收集的資料及主要參考文獻 1、成大先《機械設計手冊》（第三版第一卷）（M）化學工業(yè)出版社,2001.4 2、成大先《機械設計手冊》（第三版第二卷）（M）化學工業(yè)出版社,2001.4 3、成大先《機械設計手冊》（第三版第三卷）（M）化學工業(yè)出版社,2001.4 4、成大先《機械設計手冊》（第三版第五卷）（M）化學工業(yè)出版社,2001.4 5、孫恒，陳作模，葛文杰《機械原理》（M）高等教育出版社，2006.5 6濮良貴，紀明剛《機械設計》（第八版）（M）高等教育出版社，2006.5 7、吳宗澤，羅圣國《機械設計課程設計手冊》（M）高等教育出版社，2006.5 8、周良得，朱泗芳《現(xiàn)代工程圖學》（M）湖南科學技術出版社，2000.9 9、哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室《理論力學（I）》（第7版）（M）高等.2009.7 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2010963113 姓名 姜 旺 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目：滾筒攪拌機減速器的設計 評價項目 評 價 內(nèi) 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設計）質(zhì)量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或?qū)嶋H應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 該生畢業(yè)設計，選題符合要求。難度、份量適當，有綜合歸納文獻資料的能力及綜合運用知識的能力，具備一定的計算機應用能力，設計說明書結構合理，文字通順。 評閱人： 2010年5月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010963113姓名： 姜 旺 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 47 頁 圖 表 張 論文（設計）題目： 滾筒攪拌機減速器的設計 內(nèi)容提要： 系統(tǒng)研究行星齒輪傳動和調(diào)試工作，通過行星齒輪減速器進行傳動運輸攪拌，把電動機的動力通過行星齒輪減速器傳動給滾筒進行攪拌。行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。[ 指導教師評語 該生在畢業(yè)設計中，積極認真，鉆研思考，按時按量，能較好地運用所學知識，有綜合運用文獻及計算機的能力，設計任務完成的較好，設計及說明書符合要求，分析問題和解決問題的能力得到提升。 同意其參加答辯，建議成績評定為 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 根據(jù)答辯情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 經(jīng)答辯委員會討論，同意該畢業(yè)論文（設計）成績評定為 答辯委員會主任： 年 月 日 目錄 第一章 引言………………………………………………………………………………………………...2 1. 項目研究的目的意義……………………………………………………………………………....2 2. 攪拌的任務………………………………………………………………………………………....3 第二章 行星齒輪傳動設計計算…………………………………………………………………………...4 1. 驅(qū)動裝置工作條件………………………………………………………………………………....4 1.1 電動機規(guī)格………………………………………………………………………………………4 1.2 總傳動比及輸出轉速……………………………………………………………………………4 2. 設計方案的確定……………………………………………………………………………………5 3. 齒輪設計計算…………………………………………………………………………………...….5 3.1 第一級行星齒輪傳動……………………………………………………………………………5 3.2 第二級行星齒輪傳動………………………………………………………………………..…14 3.3 匯總……………………………………………………………………………………………..23 第三章 行星輪軸強度計算……………………………………………………………………………….24 1. 第一級行星輪軸的計算…………………………………………………………………………24 2. 第二級行星輪軸的計算……………………………………………………………………..…..24 第四章 輸出齒輪軸計算……………………………………………………………………………….…25 1. 輸出軸彎曲剛度計算…………………………………………………………………………..…25 2. 輸出軸扭轉剛度計算…………………………………………………………………………..…27 第五章 花鍵強度校核…………………………………………………………………………………….29 第六章 太陽輪花鍵強度計算…………………………………………………………………………….31 1. 輸入端太陽輪軸強度校核………………………………………………………………………31 2. 第二級太陽輪花鍵軸強度校核…………………………………………………………………32 3. 輸出級花鍵強度校核……………………………………………………………………………33 第七章 軸承壽命分析…………………………………………………………………………………….36 1. 第一級軸承校核………………………………………………………………………………....36 2. 第二級軸承校核…………………………………………………………………………………37 3. 電動機輸入處深溝球軸承校核……………………………………………………………...….38 4. 圓錐滾子軸承校核………………………………………………………………………………39 第八章 螺栓預緊力矩及強度計算…………………………………………………………………….…40 1. 第一級螺紋聯(lián)接強度計算……………………………………………………………………...40 2. 第二級箱體聯(lián)接強度計算………………………………………………………………………41 第九章 潤滑與密封…………………………………………………………………………………..…...42 1. 潤滑油參數(shù)表……………………………………………………………………………………42 2. 潤滑脂參數(shù)表……………………………………………………………………………………43 第十章 裝配尺寸鏈……………………………………………………………………………………….44 1. 總體尺寸鏈的計算………………………………………………………………………………44 第十一章 結論……………………………………………………………………………………...…45 滾筒攪拌機減速器的設計 摘要:本文完成對一個滾筒攪拌機兩級行星齒輪減速器的結構設計。與國內(nèi)外已有的減速器相比，此減速器具有更大的傳動比，它具有結構緊湊、外觀尺寸小和重量輕等優(yōu)點。 論文首先介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢然后比較各傳動比結構，從而確定了傳動的基本類型。論文主題部分是對傳動結構的設計計算，通過分配傳動比確定齒輪減速器的大致結構之后，對其進行了整體結構的設計計算和校核。 關鍵詞：行星齒輪，變位，傳動機構 Abstract This paper proposes a design configuration of the two-stage planetary reducer settling for some known parameters. Compared with other gear reducers in the word, it has a larger gear ratio. Furthermore, there are other more advantages, such as, compact configuration, small figure, light avoirdupois and so on. The content is as follow. Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers. As well as its development trend. Secondly, the drive red type is decided by comparing all kinds of gear configuration. The significant part is about the calculation of the configuration design. After distributing gear ratios, the rough configuration will be getting. Then, the holistic configuration can be designed and back-checked. Lastly, the paper is summarized, and the needed improvement is indicated. Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism 47 第一章 引言 1.項目研究的目的意義 近年來隨著我國經(jīng)濟建設及科學技術的迅速增長，基本建設規(guī)模的不斷擴大，建設隊伍不斷增加，大城市基礎建設、房地產(chǎn)開發(fā)業(yè)的迅速發(fā)展，推動了混泥土生產(chǎn)量的迅速提高，機械設備在建設施工中的地位也日益顯著。加強施工隊伍的裝備，是改善施工條件，提高施工速度、工程質(zhì)量經(jīng)濟效益的保障。 混凝土生產(chǎn)是改變傳統(tǒng)的現(xiàn)場分散攪拌混凝土的生產(chǎn)方式，實現(xiàn)建筑工業(yè)化的一項重要改革?；炷恋纳唐坊a(chǎn)因其生產(chǎn)的高度專業(yè)化和集中化等特點大大提高了混凝土工程質(zhì)量，節(jié)約原材料，加快，提高勞動生產(chǎn)率，減輕勞動強度，同時也因其節(jié)省施工用地，改善勞動條件，減少環(huán)境污染而使人類受益。 由于混凝土機械的工作對象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作環(huán)境惡劣。因此現(xiàn)代混凝土施工機械已經(jīng)在向高技術、高效能、多品種、自動化和智能化的方向發(fā)展，以改善工作條件及提高生產(chǎn)率。 攪拌是混凝土生產(chǎn)工藝過程中極重要的一道工序，所以應盡可能的是處在攪拌過程中的拌合料各組分的運動軌跡在相對集中區(qū)域內(nèi)互相交錯穿插，在整個拌合料體積中最大限度的生產(chǎn)相互摩擦，并盡可能提高各組分體積參與運動的次數(shù)和運動軌跡的交叉頻率，為混凝土的拌合實現(xiàn)宏觀和微觀勻質(zhì)性創(chuàng)造最有利的條件，因此混凝土施工因向機械化和自動化方向發(fā)展。 混凝土攪拌機的設計，是為了滿足市場需求，完善產(chǎn)品新的系列，適應建筑施工和實驗室工作的要求。它是在封閉的環(huán)境中，實現(xiàn)對物料的攪拌和輸送，攪拌及輸送效果良好，對環(huán)境污染少能夠改善施工現(xiàn)場施工條件，保障工人身心健康，降低工人施工強度，提高施工效率，減少施工中對環(huán)境的破壞。 滾筒式攪拌機具有結構緊湊，傳動效率高，噪聲低，使用壽命長，運行平穩(wěn)，工作可靠等優(yōu)點，并且適合在各種惡劣環(huán)境下工作，所以目前國內(nèi)外廣泛應用于社會的個股領域和部門。滾筒式攪拌機又集電動機、減速器和軸承于一體的高效先進的新型輸送動力驅(qū)動系統(tǒng)。它的工作原理是把電動機的動力通過減速器傳遞到滾筒。滾筒攪拌機減速器設計的是否合理直接影響到生產(chǎn)率、傳輸效果等重要指標。所以我將對其減速器進行研究和設計，這也是我設計的主要任務。 2.攪拌的任務 一般認為混凝土攪拌的任務： 1.組分均勻分布，達到宏觀及微觀上的勻質(zhì)； 2.破壞水泥粒子團聚現(xiàn)象，使其各顆粒表面被水浸潤，促使彌散現(xiàn)象的發(fā)展； 3.破壞水泥粒子表面的初始水化物薄膜包裹成，促進水泥顆粒與其他物料顆粒的結合，形成理想的水化生成物； 4.由于物料表面常覆蓋上一薄層灰塵及粘土，有礙界面結合層的形成，故應使物料顆粒間多次碰撞和互相摩擦，以減少灰塵薄膜的影響； 5.提高混合料個單元體參與運動的次數(shù)和運動軌跡的交叉頻率，以加速達到勻質(zhì)化。 第二章 行星齒輪傳動設計計算 1．驅(qū)動裝置工況條件 1．1．電動機規(guī)格 驅(qū)動裝置采用Y系列三相異步電動機，具體規(guī)格見下表： 表2-1　Y90L-6電機規(guī)格參數(shù)表 型號 額定制動轉矩（Nm） 最大轉矩 額定功率/kw 電源電壓 滿載轉速 阻尼系數(shù) Y90L-6 2.0 2.2 1.1 380 910r/min N/A 圖2-1 Y90L-6三相異步電機外形尺寸圖 安裝尺寸及外形尺寸見下表： 表2-2 Y90L-6電機安裝尺寸表 類型 A L D(j6) Y90L-6 140 335 24 1．2．總傳動比及輸出轉速 已知齒輪總傳動比I=910/20=45.5，輸出轉速n=20r/min。 2． 設計方案確定 已知傳動比為45.5，輸出轉速為20r/min，負載當量值為368.732Nm，由于負載當量值和傳動比都不是很大，因此可以采用兩級級行星齒輪傳動。 3． 齒輪設計計算 根據(jù)設計手冊上多級行星齒輪傳動各級傳動之間等強度且尺寸最小的傳動比分配原則，高速級傳動比可以取大些，低速級傳動比可以取小些。 初定各級傳動比: i1=7.6 i2=6.0 3．1．第Ⅰ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17．2—1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設輸入轉速為960r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=13，=34，=83。因此實際傳動比，按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)： 輸入轉矩 Nm 設載荷不均勻系數(shù)Kc=1.15； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉矩Nm 按[1]表17. 2-31查得接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2.5 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16. 2-18選取=1358MPa，內(nèi)齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2 未變位時中心距 mm 由于太陽輪齒數(shù)小于17，為了避免發(fā)生根切，將中心距調(diào)整為49mm，再計算其變位系數(shù)。 2） 齒輪變位計算 a) 確定行星輪齒數(shù) 對于a-c傳動，采用角變位；對于c-b傳動，采用高變位。 由于已經(jīng)確定中心距為49mm，根據(jù)[4]齒輪手冊上冊表2.2-9計算有如下表（見下頁）： 表3-1 第一級行星傳動齒輪計算結果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結果 1 模數(shù) 取標準值 2mm 2 分度圓壓力角 取標準值 3 齒頂高系數(shù) 取標準值 4 徑向間隙系數(shù) 取標準值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.566，=1.141-0.566=0.575， 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強度和齒根彎曲強度 ① 校核a-c傳動的接觸強度 由于太陽輪和行星輪傳動相當于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核a-c傳動的強度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.42 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.947 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=20mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.073 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.348 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 將以上各數(shù)值代入（3-1）式得 許用接觸應力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 校核a-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.90 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.87 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強度 由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動屬于周轉輪系，但當把行星輪固定就可以轉化為定轉輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核b-c傳動的強度。 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.843 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=25mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.103 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.141 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.189 將以上各數(shù)值代入（3-1）公式得 許用接觸應力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=4.12 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.708 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．2．第Ⅱ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設輸入轉速為119.74r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=16，=40，=98。因此實際傳動比， 2） 按接觸強度初算a-c傳動的中心矩和模數(shù) 輸入轉矩 Nm 設載荷不均勻系數(shù)=1.1； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉矩Nm 按[1]表17.2-31查得接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2.2 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，均采用滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16.2-18選取=1358MPa，內(nèi)齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2.0 未變位時中心距 mm 為了保證加工齒輪時不發(fā)生根切以及同心條件，將中心距調(diào)整為58，采用外嚙合角變位，內(nèi)嚙合高變位，具體計算如下表： 表3-2 第二級行星傳動齒輪計算結果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結果 1 模數(shù) 取標準值 2mm 2 分度圓壓力角 取標準值 3 齒頂高系數(shù) 取標準值 4 徑向間隙系數(shù) 取標準值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.558 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強度和齒根彎曲強度 ① 校核a-c傳動的接觸強度 由于太陽輪和行星輪傳動相當于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核a-c傳動的強度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強度公式： 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.923 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=30mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.011 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.257 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.010 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得 MPa 許用接觸應力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 核a-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.214 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.386 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.829 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強度 由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動屬于周轉輪系，但當把行星輪固定就可以轉化為定轉輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核b-c傳動的強度。 齒面接觸疲勞強度公式： 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.815 ——分度圓上的圓周力， N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=35mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.026 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.143 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.041 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應力計算公式得 MPa 許用接觸應力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按表[1]16.2-41選取=1.174 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1. 01 ——復合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.92 ——搞彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.898 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．3．匯總 具體參數(shù)及校核結果： 表3-7 各級行星傳動齒輪計算結果匯總 齒數(shù) 齒寬系數(shù) 模數(shù) m 傳動比 中心距（mm） 行星輪個數(shù) 校核結果 第Ⅰ級傳動 =13 0.4 2 i1=7.6 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =83 =34 第Ⅱ級傳動 =16 0.5 2 i2=6.0 滿足齒面接觸強度和齒根彎曲強度 =98 =40 =51 =19 第三章 行星輪軸強度計算 1. 第一級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=79.64N，d=15mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 2. 第二級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強度進行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=457.08N，d=20mm，則行星輪軸所受的剪切應力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應力MPa 故此行星輪軸強度滿足。 第四章 輸出齒輪軸計算 1. 輸出軸的彎曲剛度計算 由圖可知，輸出軸的各段直徑相差比較小，因此可以采用當量直徑法作為近似計算法使用。 將階梯軸轉化為直徑為的等直徑軸 （5-1） 式中：——階梯軸第段的直徑（mm）； ——階梯軸第段的長度（mm）； 在此設計中，我們將輸出軸分為四段，分別為=52mm，=143mm，=72mm，=132mm。各段的軸徑分別為=70mm，=80mm，=112mm，=224mm。故代入以上數(shù)據(jù)計算得: 按當量直徑，然后依據(jù)材料力學的計算方法計算撓度和偏轉角，過程如下： 軸的結構圖，受力簡化圖，有關尺寸以及彎矩圖如下所示： 圖4-1 輸出軸的結構圖 圖4-2 輸出軸的受力簡化圖 設為小齒輪傳動產(chǎn)生的徑向力，計算公式如下： 由于漸開線花鍵傳動不產(chǎn)生徑向力，而且圓柱直齒輪傳動和漸開線花鍵均不產(chǎn)生軸向力，故輸出軸在軸向上只受重力作用，而重力作用方法沿軸線，故不產(chǎn)生彎曲變形。 利用材料力學中彎曲變形的公式求得圓錐滾子軸承處和小齒輪的撓度和轉角分別為： （5-2） （5-3） （5-4） 式中：，分別表示圓錐滾子軸承處的轉角，表示小齒輪處的轉角，表示小齒輪處的撓度。表示小齒輪處作用的徑向力，即。查得，，，，代入以上數(shù)據(jù)，得： 查資料得，對于剛度要求高的軸，應符合以下要求： （5-5） 式中：為兩支撐間的跨度，即=145mm，顯然，。 而對于轉角有以下要求： 圓錐滾子軸承處：； 安裝齒輪處： 顯然，從上述計算知，圓錐滾子軸承處以及小齒輪處的轉角均符合要求，因此，綜合以上我們得出結論，輸出軸的彎曲剛度符合條件，安全。 2. 輸出軸的扭轉剛度計算 根據(jù)軸的類型為實心圓軸，計算公式為： （5-6） 式中：——每米長軸的扭轉角； ——軸材料的切變模量，對于鋼； ——軸傳遞的轉矩； ——受轉矩作用的軸長； ——軸的直徑； ——每米長軸的許用扭轉角，取=。 由前可知，階梯軸的各段所傳遞的轉矩相等，均以當量載荷計算，即： 代入上述數(shù)據(jù)，計算得： 顯然，，故輸出軸的扭轉剛度符合條件，安全。 第五章 花鍵強度校核 花鍵類型：圓柱直齒漸開線花鍵，標準壓力角。 主要優(yōu)點：受載時齒上有徑向力，能起自動定心作用，強度高，壽命長，加工容易。 花鍵的擠壓強度較核： （6-1） 式中：——轉矩，; ——各齒載荷不均勻系數(shù)，取=0.75； ——齒數(shù)； ——齒的工作長度，mm; ——平均直徑 D——分度圓直徑； h——齒的工作高度，mm，h=m； ——許用壓強，Mpa，查表取=120 Mpa。 設計花鍵時按最大輸出轉矩為2188Nm設計： 各級傳動比分別為：=7.385，=7.125，=4.923. 輸入軸所傳遞的轉矩：，各級輸出軸所傳遞的轉矩為：=60.3Nm，=429.6Nm，=2188Nm. 表5-1 花鍵強度較核結果 m z D 擠壓強度p 最小長度L 實際長度L 是否滿足強度 花鍵1 1.5 16 24 19.9 2.3 14 是 花鍵2 2 21 42 21.6 5.4 30 是 花鍵3 2.5 27 67.5 32.1 10.6 40 是 各漸開線花鍵副參數(shù)表如下： 表5-2 第一級輸出端花鍵副 內(nèi)花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表5-3 第一級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標記 表5-4 第二級輸出端花鍵副 內(nèi)花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標記 表5-5 第二級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標記 第六章 太陽輪花鍵軸強度計算 1. 輸入端太陽輪軸強度校核 1) 已知設定輸入功率P=1.95KW，n2=2295r/min，太陽輪軸的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 初算太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=104（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩作用，載荷較平衡）.軸的危險截面的最小直徑 mm，取=22mm 3) 精確校核太陽輪-花鍵軸的強度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉作用，故可以按只考慮扭轉作用的強度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉，因此應按交變應力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數(shù)為 m3 最大扭轉應力 MPa 最小扭轉應力 MPa r=-1 此時安全系數(shù)S 式中——對稱循環(huán)應力下的材料扭轉疲勞極限，取=352MPa ——扭轉時的應力集中系數(shù)，按[2]表6-1-32取=1.75 ——表面質(zhì)量系數(shù)，按[2]表6-1-36取=0.90 ——扭轉時的尺寸影響系數(shù)，按[2]表6-1-34取=0.89 ——扭轉應力的應力幅，取=3.91MPa ——材料扭轉時的平均應力折算系數(shù)，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應力，取=0 代入各數(shù)值得 按[2]表6-1-26許用安全系數(shù)Sp=1.3，S>Sp，故安全。