畢業(yè)論文定稿-沙灘車少齒差行星齒輪耦合系統(tǒng)設計研究設計

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原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘要沙灘車行特點是低速大扭矩這就要求搭載的減速器的體積小、重量輕、傳動比大、效率高、承載能力、大運轉可靠以及壽命長等。行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但其成本較高，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。本文將以少齒差行星齒輪減速器為例，根據(jù)目前國內外發(fā)展現(xiàn)狀，分析少齒差行星齒輪傳動的優(yōu)缺點，以及對其傳動原理進行一定點闡述。在設計過程中對內嚙合傳動所產生的各種干涉進行詳細的分析和驗算，以提高傳動效率、精度以及提高其使用壽命為出發(fā)點，來選擇減速器齒輪的模數(shù)等參數(shù)，進少齒差內齒輪副的設計計算，從而最終合理的設計出少齒差行星齒輪減速器結構。關鍵詞： 沙灘車 少齒差 行星齒輪原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763AbstractDealers beach is characterized by low speed high torque gearbox equipped requiring small size, light weight, gear ratio, high efficiency, carrying capacity, reliable operation and long life large. Although the planetary gear to meet the requirements set forth above, but its high cost, need special equipment manufacturing; while involute small teeth difference planetary gear not only can basically meet the requirements set forth above, and is available in a generic tool slotting machine processing and thus lower cost. This article will be small teeth difference planetary gear reducer, for example, based on current development at home and abroad, advantages and disadvantages of small teeth difference planetary transmission, as well as its driving principle set forth certain point. In the design process of various internal meshing interference generated by checking the detailed analysis and to improve the transmission efficiency, and to improve the accuracy of its life as a starting point, to select the gear reducer modulus parameters into 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763Vice-designed small teeth difference internal gear calculations, and ultimately rational design of small teeth difference planetary gear reducer structure. Keywords： ATV Small teeth difference Planetary gear目錄摘要 1Abstract 2第一章 緒 論 51.1 課題背景 .51.2 發(fā)展現(xiàn)況 61.3 設計要求 61.3.1 設計任務 7原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第二章 少齒差行星減速器總體設計 82.1 少齒差行星減速器的結構型式 82.1.1 N 型少齒差行星減速器 .82.1.2 NN 型少齒差行星減速器 82.2 減速器結構型式的確定 .92.3 運動參數(shù)計算 .10第三章 齒輪傳動設計 123.1 齒數(shù)差的確定 .123.2 齒輪齒數(shù)的確定 123.3 齒形角、螺旋角、齒頂高系數(shù) 123.4 外齒輪的變位系數(shù) .133.5 嚙合角與變位系數(shù)差 .143.6 齒輪幾何尺寸與主要參數(shù)的選用 .143.6.1 模數(shù)的確定 .143.6.2 幾何參數(shù)計算 .143.7 強度計算與校核 .19第四章 傳動軸設計 224.1 選擇軸的材料 .224.2 低速軸（輸出軸）的設計 .234.2.1 初步確定軸端直徑 .234.2.2 低速軸的結構設計 .23原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.2.3 求低速軸上的載荷 .244.2.4 按彎矩合成應力校核軸強度 .254.2.5 精確校核軸的疲勞強度 .254.3 高速軸（輸入軸、偏心軸）的設計 .284.3.1 初步確定軸端直徑 .284.3.2 高速軸的結構設計 .284.3.3 求高速軸上的載荷 .294.3.4 按彎矩合成應力校核軸強度 .304.3.5 精確校核軸的疲勞強度 .30第五章 減速器箱體及其附件設計 345.1 減速器箱體簡介 345.2 減速器箱體材料和尺寸的確定 345.3 減速器附件的設計 355.3.1 配重的設計 355.3.2 減速器附件設計 .35結 論 37參 考 文 獻 38致 謝 39原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第一章 緒 論1.1 課題背景據(jù)不完全統(tǒng)計，我國現(xiàn)有沙灘車企業(yè) 600 多家，主要分布在浙江、重慶、江蘇、上海、山東和廣東等地，產品主要在 50-250CC 之間，產量約占世界沙灘車總量的 40%。這些企業(yè)中既有傳統(tǒng)的摩托車企業(yè)，也有全新的專業(yè)沙灘車生產廠家，還有從事休閑、體育器械制造的企業(yè)。摩托車企業(yè)憑借著多年的技術儲備，可以輕松地實現(xiàn)從摩托車制造向沙灘車生產的轉型，如廣州華南、江蘇林海動力、江蘇健龍新田、重慶鑫源、重慶建設、重慶力帆等摩托生產企業(yè)都已將產品范圍延伸到沙灘車類產品。近些年，隨著沙灘車市場的升溫，大批汽車零部件企業(yè)也開始兼營沙灘車整車或零部件制造業(yè)，專業(yè)對口的技術背景使這些企業(yè)能夠迅速地適應行業(yè)的發(fā)展和市場的需求，由于越來越多的企業(yè)開始加入到沙灘車這一新興行業(yè)中，使得這一行業(yè)競爭越發(fā)激烈。隨著市場對沙灘車需求量的日益增大，沙灘車企業(yè)都在積極擴大生產能力，提升制造設備和技術水平，并引進質量控制體系，尤其在重慶、浙江二地，產業(yè)化的趨勢已經非常明顯，與之配套的零配件供應圈也在迅速建立，并且輻射全國和海外市場。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763沙灘車行特點是低速大扭矩這就要求搭載的減速器的體積小、重量輕、傳動比大、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；行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但其成本較高，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。1.2 發(fā)展現(xiàn)況目前，世界沙灘車年銷售量約為 150-170 萬輛，2006 年世界沙灘車市場規(guī)模已達到 170 萬輛，其中北美市場約占 80%。2006 年我國沙灘車出口超過 100 萬輛，達 123.88 萬輛，比 2005 年增長了 35.09%；出口金額為 5.34 億美元，同比增長 21.09%，呈現(xiàn)大幅上升趨勢。就整個市場發(fā)展趨勢來看，美國市場增長逐步放緩，歐洲與中南美洲市場份額則逐年擴大，澳洲、西班牙、英國，甚至泰國等新興市場正逐漸進入上升期。歐洲 2005 年市場規(guī)模達 12 萬輛以上，2003-2005 年平均增長率高達 15%以上；泰國目前市場規(guī)模雖僅為 6000 輛，但隨著當?shù)芈糜巍蕵肥聵I(yè)的發(fā)展，2008 年市場需求量預計將達 2 萬輛，年平均增長率高達 27%。在市場新勢力帶動下，未來 2 年世界沙灘車市場將維持5%以上的增長率。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用，生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能，傳動功率轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。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。1.3 設計要求1.3.1 設計任務沙灘車少齒差行星齒輪耦合系統(tǒng)研制，設計少齒差偏曲軸行星齒輪傳動動力耦合系統(tǒng)應用于混合動力低速車，比如沙灘車上。設計中考慮耦合系統(tǒng)的動力傳動比，行星齒輪的齒數(shù)差、斜齒輪法面模數(shù) Mn， 、小斜齒輪齒數(shù) z1、高速級傳動比 i1、小斜齒輪齒寬 b1、螺旋角 β、少齒差行星齒輪傳動齒數(shù)差 zd、模數(shù)m、行星輪齒數(shù) z3、行星輪變位系數(shù) y3、行星輪齒寬 b3、內齒輪變位系數(shù) y4、齒頂高系數(shù) h3、嚙合角 α′、內齒輪壁厚 B4，傳動機構尺寸體積等。研究少齒差行星齒輪耦合系統(tǒng)優(yōu)化設計，優(yōu)化設計一種少齒差行星齒輪動力耦合傳動系統(tǒng)，提高混合動力低速車的動力傳動效率；合理選擇傳動系統(tǒng)結構及控制方式；合理選擇各項優(yōu)化參數(shù)；解決當前混合動力低速車傳動的問題，既節(jié)約能源又環(huán)保，提高我國混合動力低速車動力耦合水平。1.3.2 參數(shù)選定查閱現(xiàn)有沙灘車技術參數(shù)，參考 50CC 型沙灘車動力參數(shù)，本次設計行星減速器初步確定輸入 ，輸出轉矩 傳動比 。3.5Pkw?1.6TkNm?150i?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第二章 少齒差行星減速器總體設計2.1 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。 2.1.1 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?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763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。1?i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。2.1.2 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。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763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。2.2 減速器結構型式的確定根據(jù)參數(shù)要求 ，輸出轉矩 傳動比 傳確定選3.5Pkw?1.6TkNm?150i?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763用 NN 型少齒差行星減速器結構。 本次設計的傳動方案如下圖：圖 2.1 NN 型行星減速器結構簡圖NN 型少齒差行星減速器由兩對內嚙合齒輪副組成。共同完成減速與輸出的任務。無需其他型式的輸出機構，直接由齒輪軸輸出。其基本構件為兩個中心輪 K 和行星架（即偏心軸）H 組成。由 式(2.1）4324124/()/()1/Xxxxiznn????因為 ，得到20n43241//xz其傳動傳動比計算公式為： 式44/xin?(2.2）于是得到傳動比的計算公式 41423()xizz? 式(2.3）2.3 運動參數(shù)計算前述已選定行星減速器參數(shù)為：輸入 輸出轉矩 傳動比3.5Pkw?1.6TkNm?150i?少齒差傳動效率主要由三部分組成即：行星機構的嚙合效率 、傳輸機構的e?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763效率 、轉臂軸承的效率 則少齒差傳動效率：p?b?epb?查手冊得到各計算式： 41/()1XeXei?????其中 1212(/)XeezE?????查表 13-6-11 得到0.94 0.930.92e?pb?所以 0.81epb??傳動比： 4150Xi?輸出功率： 3.50812.4Pkw????輸出轉速： 2295016.95/minnpTr?輸入轉速： 1425.Xni?:/inr求出輸出轉矩：13.2N.m1950/TPn?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763計算出各軸上具體數(shù)據(jù)匯總如下：1）高速軸（輸入軸）13.5PKW?1254.minnr?13.2TNm??2）低速軸（輸出軸）2??????216.95/innr?21.6TK??第三章 齒輪傳動設計3.1 齒數(shù)差的確定內嚙合齒輪副內齒輪數(shù)與外齒輪齒數(shù)之差 稱為齒數(shù)差。一般21dZ??稱為少齒差， =0 稱為零齒差。1~8dZ?dZ傳動比 i 的絕對值等于行星輪齒數(shù)除以中心輪與行星輪的齒數(shù)差，齒數(shù)差原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763愈小，則傳動比 i 的絕對值愈大。因此為了得到較大的傳動比，希望齒數(shù)差小，一般取齒數(shù)差為 ，動力傳動 。由于需要的傳動比大，于是選擇齒1dZ?2dZ?數(shù)差 。d3.2 齒輪齒數(shù)的確定根據(jù)內齒輪 2Z-X(2K-H)（I）型傳動特點，齒數(shù)差 ；1dZ?傳動比的計算公式 41423()xizz??和齒輪差計算公式 2143dzz??得出齒輪 的計算式2????22 4(1)[ 1]dcdcdcxzzzi???（錯齒數(shù) 24130c??）計算出 2z，并取整得出各齒輪齒數(shù)如表 3.1 所示。表 3.1 齒輪傳動的傳動比與齒數(shù)組合各齒輪齒數(shù) 傳動比 錯齒數(shù) 齒數(shù)差1z23z44xiczd41 42 32 33 150.333 9 13.3 齒形角、螺旋角、齒頂高系數(shù)一般采用標準齒形角，當齒數(shù)差 時，取齒形角 ，結合標1dZ?14~25???原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763準采用 。20???為保證轉動的平穩(wěn)性選用斜齒輪傳動，且選用螺旋角 。??15?當齒形角 時，齒頂高系數(shù) 。當 減小時，嚙合角 也20??? 0.6~8ah??ah?'?減小，有利于提高效率。但 太小時，變位系數(shù)太小會發(fā)生外齒輪切齒干涉a?（根切）或插齒加工時的負嚙合，本次設計選用 。.7a?3.4 外齒輪的變位系數(shù)變位系數(shù)需滿足方程式：式(3.1）' 2112tan[()]invixz????變位系數(shù)還需要滿足如下條件：（1）重合度 應符合a?' '12(2)[(tnt)(tant)]1aazz????????（2）齒廓重疊干涉驗算值 應符合aG'1122()()0daaaGzinvzinvzinv?????????式中： ，''1211rcos[4]aad'2'2212()aad????按照表 2.2 選取外齒輪的變位系數(shù) 可保證嚙合齒輪副的重合度1x 1a??且其頂隙 。表中列出對應于 和 時 的上限值。120.5cm?.05??12.cm1x表中不帶 的數(shù)值表示 取值受到 的限制，其值與插齒刀無關。?1x1.原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763帶 的數(shù)值表示 上限受到頂隙 的限制，其值與插齒刀有關。若實?1x120.5cm?際選用的插齒刀與表 2.2 的注解不通，表示數(shù)值可供估算。估算方法：插齒刀齒數(shù) 或齒頂高 或變位系數(shù) 時， 上限值會略大于表 3.2025z?0.ah?0x?1的數(shù)值，反之則小于表中之值。選用 時，距離其上限值留有余量。1表 3.2 外齒輪變位系數(shù) 的上限值1xah?21z?1z1 0.8 0.640 0.7?0.15 -0.5160 1.5?0.30 -0.7（①插齒刀參數(shù) ， ②可插值求 的上限值）025z?0.ah0x?1x3.5 嚙合角與變位系數(shù)差在齒數(shù)差與齒頂高系數(shù)確定的情況下，要滿足主要限制條件，關鍵在于決定變位系數(shù)差和嚙合角。表 3.3 嚙合角 與變位系數(shù)差 的選用推薦值'?21x?1ah??0.8ah??0.6ah??21z?21x'()??21x?'()??21x?'()??1 0.80 58.1877 0.58 54.0920 0.39 49.15633.6 齒輪幾何尺寸與主要參數(shù)的選用3.6.1 模數(shù)的確定原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763根據(jù) NN 型傳動結構特點在偏心軸上安裝兩個行星輪，則一個行星輪上的轉矩輸入滾動軸承效率，外齒輪選用 45 號鋼調質，硬度 。齒輪HBS=20~5的由文獻[3]查得彎曲極限應力 lim1=650Mp?內齒輪選用 45 號調質后表面淬火，硬度 ,查得齒輪的彎曲極RC405限應力 。 lim2=850MPa?使用系數(shù) KA， 因原動機是電動機，工作機有振動，查表得使用系數(shù)KA=2.0， 動 載荷 KV=1.4（取齒輪的傳動平穩(wěn)精度為 8 級）因 YF1/σFP1YF2/σFP2 按外齒輪校核，根據(jù)文獻[11] 表 18-12 取齒寬系數(shù) 。根據(jù)文獻[1]校核公式，0.2~5d??取標準模數(shù) m=2.5.3.6.2 幾何參數(shù)計算由表 2.4 確定：壓力角 20??? 嚙合角 '51.20??? 模數(shù) 2m? ① 算第一內齒輪副幾何參數(shù)計算1z=41， 2=42 中心距：=1.499mm'121()cos/2(41)cos20/51.0Amz????????取中心距 1.50分度圓直徑： 12418dzm??2428dzm??齒頂高： 0.7.ah?齒輪寬度： 11.286.4db????原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763取 120Bm?25② 第二內齒輪副幾何參數(shù)計算3z=32， 4=33中心距：=1.499mm'243()cos/2(32)cos0/51.20Amz????????取中心距 21.50分度圓直徑： 3264dzm??4236dzm??齒頂高： 0.71.ah?1.264.8db????取 35Bm40齒輪詳細尺寸計算與驗算結果如下:①計算第一內齒輪副外齒輪齒數(shù) Z1: 41內齒輪齒數(shù) Z2: 42法向模數(shù) Mn:2.5mm分圓法向壓力角 αn:20°分圓螺旋角 β:15°齒頂高系數(shù) ha*:0.7頂隙系數(shù) c*:0.25原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763中心距 a:2mm齒寬 b:20mm量棒直徑 dp:1.7mm內插齒刀齒數(shù) Z02:25內插齒刀齒頂高系數(shù) ha*02:1.25插齒刀刃磨刀原始齒形的距離 X02:0mm端面模數(shù) mt = 2.5882mm嚙合角 αw = 52.7360°插內齒輪時的嚙合角 α02 = 29.6081°插內齒輪時的中心距 a02 = 23.6784mm總變位系數(shù) ∑X = 0.5186mm外齒輪變位系數(shù)：X1 =0.3000mm內齒輪變位系數(shù)：X2 =0.8186mm分度圓直徑：d1 = 106.1158mm分度圓直徑：d2 =108.7040mm齒根圓直徑：df1 =102.8658mm齒根圓直徑：df2 =116.1068mm 齒頂圓直徑：da1 = 110.8568mm齒頂圓直徑：da2 = 108.1158mm 外齒輪齒頂壓力角 αa1 = 26.3949°內齒輪齒頂壓力角 αa2 = 19.8031°原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763插齒刀齒頂壓力角 αa02 = 28.2718°端面重合度 εα= 1.0407軸向重合度 εβ= 0.6591校驗內齒輪加工范成頂切:判斷 z02/z2=0.5952≥1-tanaa0/tana02 =0.3663校驗過渡曲線干涉: 外齒輪用滾刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw =13.8091≥z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =12.4336校驗重疊干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.0258 大于等于 0校驗外齒輪齒頂厚度: 判斷 sa1 =0.7134＞0.25m =0.6250外齒輪固定弦齒厚：sc1=3.9497mm內齒輪固定弦齒厚：sc2=2.1521mm外齒輪固定弦齒高：hc1=1.6517mm內齒輪固定弦齒高：hc2= -0.0854mm跨齒數(shù)：k = 6外齒輪公法線長度：w=42.6896mm外齒輪跨棒距 M1=102.0423內齒輪跨棒距 M2=115.1559② 第二內齒輪副幾何參數(shù)計算原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763外齒輪齒數(shù) Z3: 32內齒輪齒數(shù) Z4: 33法向模數(shù) Mn:2.5mm分圓法向壓力角 αn:20°分圓螺旋角 β:15°齒頂高系數(shù) ha*:0.7頂隙系數(shù) c*:0.25中心距 a:2mm齒寬 b:20mm量棒直徑 dp:1.7mm內插齒刀齒數(shù) Z02:25內插齒刀齒頂高系數(shù) ha*02:1.25插齒刀刃磨刀原始齒形的距離 X02:0mm端面模數(shù) mt =2.5882mm嚙合角 αw =52.7360°插內齒輪時的嚙合角 α02 =35.1857°插內齒輪時的中心距 a02 =11.8536mm總變位系數(shù) ∑X =0.5186mm外齒輪變位系數(shù)：X1 = 0.3000mm內齒輪變位系數(shù)： X2 =0.8186mm分度圓直徑：d1 =82.8221mm原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763分度圓直徑： d2 =85.4103mm齒根圓直徑：df1 =79.5721mm齒根圓直徑：df2 =92.4572mm 齒頂圓直徑：da1 =87.2072mm齒頂圓直徑：da2 =84.8221mm 外齒輪齒頂壓力角 αa1 =7.2875°內齒輪齒頂壓力角 αa2 =19.5653°插齒刀齒頂壓力角 αa02 =28.2718°端面重合度 εα =0.9698軸向重合度 εβ =0.6591校驗內齒輪加工范成頂切：判斷 z02/z2 =0.7576≥1-tanaa0/tana02 =0.4959校驗過渡曲線干涉：外齒輪用滾刀加工 z2tanaa2-(z2-z1)tanaw=10.4139≥z1tanan-4(ha*-x1)/sin2a =9.1579校驗重疊干涉:z1(dt1+invaa1)-z2(dt2+invaa2)+inva(z2-z1) =0.2059≥0校驗外齒輪齒頂厚度: 判斷 sa1 =2.8569＞0.25m =0.6250外齒輪固定弦齒厚：sc1 =3.9497mm內齒輪固定弦齒厚：sc2=2.1521mm外齒輪固定弦齒高：hc1 =1.4738mm內齒輪固定弦齒高：hc2=-0.0821mm原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763跨齒數(shù)：k = 5外齒輪公法線長度：w=34.9614mm外齒輪跨棒距 M1 =80.9632內齒輪跨棒距 M2 =91.4949由上面的選取和計算得出雙聯(lián)齒輪各項數(shù)據(jù)見表 3.5 所示。表 3.5 行星齒輪幾何參數(shù)見 (長度單位： mm)第一內齒輪副 第二內齒輪副名稱 符號外齒輪 內齒輪 外齒輪 內齒輪齒數(shù) z41 42 32 33模數(shù) m2．5齒形角 a20°15°齒頂高系數(shù) ah? 0.7嚙合角 '?52.7360°變位系數(shù) 1x0.3 0.81860.1 0.6186嚙合中心距 A2.0分度圓直徑 d106.116 108.704 82.822 85.41齒頂圓直徑 a110.857 108.116 87.207 84.822齒根圓直徑 df 102.8658 116.107 79.572 92.457齒輪寬度 B20 25 15 20原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763驗算重合度 ?? 1.05?齒廓重干涉驗算值 sG.跨齒數(shù) k4 5 5 6測量柱直徑 pd1.73.7 強度計算與校核漸開線少齒差行星傳動為內嚙合傳動，又采用正角度變位，其齒面接觸強度與齒根彎曲強度均提高，且齒面接觸強度遠遠大于齒根彎曲強度，同時又是多齒對嚙合，所以內外齒輪的接觸強度可不進行驗算及滿足要求(參見文獻[2]第九章少齒差行星齒輪傳動第 6 節(jié)齒輪強度計算)。只計算齒根彎曲強度，其彎曲強度條件為： FP??, 式(3.4）(/)FtAVFYbmK????limin(/)FPSTXRNY??根據(jù) 型傳動計算方式得到式中： 2()ZXH?tF-齒輪分度圓上的圓周力（N） 2340/0841/29047.62tTzd N????-齒形系數(shù)：參見文獻[1]表 10-5 齒形系數(shù)表得到 FY .3FY齒輪寬度： 式0.7825.4db????(3.5）-使用系數(shù)：參見文獻[2]第 5 章行星傳動承載能力計算表 5-6 得到AK2.0?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763-動載系數(shù)：參見參見文獻[2]第 5 章行星傳動承載能力計算圖 5-1 得到VK1.4?-彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)：參見參見文獻[2]表 5-9 得F?1.2K?-彎曲強度計算的齒向載荷分配系數(shù)：查文獻[1]圖 10-13 F? 1.08FK??-試驗齒輪的齒根彎曲極限應力。lim?查參見文獻[1]圖 10-21 2lim490/FN??-齒根彎曲強度的最小安全系數(shù):表 5-5 得 =1.60 minFS minFS-應力修正系數(shù)：一般試驗齒輪修正系數(shù)取 STY 2.0STY?-尺寸系數(shù)：查文獻[2]圖 6-37 得 =0.9X XY-齒根表面狀況系數(shù)；查文獻[2]圖 6-36 得 =1.28RY R-彎曲強度的壽命系數(shù): 查文獻[2]圖 6-34 得 =2.4N NY于是計算出 (/)FtAVFYbmK????190472.3/5.4)1.2.081426.95????limin(/)(90/.6.9.3.FPFSTXRNY???滿足 ，所以齒根彎曲強度滿足。齒輪尺寸設計滿足實際要求。P?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第四章 傳動軸設計軸是組成機器的主要零件之一。一切作回轉運動的零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞。因此軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。軸的結構設計是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。軸的工作能力計算指的是軸的強度、剛度和振動穩(wěn)定性等方面的計算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需對軸進行強度計算，以防止斷裂或塑性變形。4.1 選擇軸的材料軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，最常用的是 45 鋼。必須指出在一般工作溫度下（低于 200 攝氏度）各種碳鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度和耐磨性，而不是軸的彎曲或者扭轉剛度，在既定的條件下，有時也可選擇較低的鋼材，而用適當增大軸的截面積的方法來提高軸的剛度。各種熱處理如高頻淬火、滲碳、氧化、氰化以及表面強化處理如噴丸、滾寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文）詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763壓等對提高軸的抗疲勞都有著顯著的效果。應用于軸的材料種類很多，主要根據(jù)軸的使用條件。對軸的強度、剛度和其他機械性能等的要求，采用熱處理方式，同時考慮制造加工工藝，并力求經濟合理，通過設計計算來選擇軸的材料。根據(jù)參考文獻[5]表 5-1-1 軸的材料及其主要力學性能選擇軸的材料為 45 鋼，調質熱處理。具體參數(shù)見表 4.1表 4.1 軸的常用材料及其主要力學性能材料 熱處理毛坯直徑mm硬度HB抗拉強度 b?屈服點 s彎曲疲極限 1?扭轉疲勞極限?許用靜應力 p??許用疲勞應力 p?45鋼 調質 ≤200 217~255 650 360 270 155 260 180~2074.2 低速軸（輸出軸）的設計軸的結構設計是確定軸的合理外形和全部結構尺寸，為軸設計的重要步驟。它與軸上安裝的零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運輸，對軸的變形等因素有關。4.2.1 初步確定軸端直徑由前得輸出軸上 , ,Z2PW??????216.95/minnr?21.6TKN??求作用在齒輪上的力（2Z-X 型） （參見文獻[4]13-453 受力分析與強度計算）齒輪分度圓直徑 364dZ??分度圓切向力 12340/01632/8741.8tFTz N????寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文）詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763徑向力 31387.1'23340sin/cosrFTzdz???法向力 =40274.4N234/n表 4.2 軸常用幾種材料的 及 值[]T?0A軸的材料 []/TMPa0A2350QA?15~25 149~1267、20~35 135~11245 25~45 126~1034035CrSiMn、35~55 112~97按表 4.2 選取 ，軸的輸入端直徑及軸的最小直徑：012A?33min02/.84/6.951.8dPm??又因為此段開有鍵槽，對于直徑 的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大0d?取5%~7初選 mm。min61.80.6d????????165?4.2.2 低速軸的結構設計1）初步選擇滾動軸承，因軸承不受軸向力，故選擇深溝球軸承。最小直徑 右端用軸端擋圈定位，安裝軸承蓋。所以 mm1265dm?? 165d?根據(jù)軸肩的高度 (0.7~.1)hd2-3 處安裝軸承，3 處為安裝軸肩 23650.724.1m?????預選軸承型號為 6215 尺寸為 75×100×18，選 23L? 275d