機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 1 頁 共 23 頁 1 前言 隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展和加入 WTO后給中國汽車行業(yè)的重大沖擊，為了運行車輛有良好的技術(shù)狀況，維修企業(yè)所面臨的形勢日趨嚴(yán)峻。因此，運用先進的科學(xué)技術(shù)讓保修作業(yè)變得機械化、文明化，以提高勞動生產(chǎn)率及維修質(zhì)量，延長車輛壽命，降低勞動強度已成為當(dāng)務(wù)之急，為此，我選擇了本次設(shè)計題目 研究和設(shè)計適用于我國汽車維修企業(yè)特點的、體積小、重量輕、效率高、操作方便、結(jié)構(gòu)簡單、適用范圍廣的汽車 U型螺栓螺母拆裝機。同時隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，機械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量減速器，并要求減速器的體積小、重量輕、傳動 比大、效率高、承載能力、大運轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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，但其成本較高，需要專用設(shè)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。 漸開線少齒差行星減速器是一種新型減速器，隨著我國社會主義建設(shè)的飛速發(fā)展，國內(nèi)已有許多單位自行設(shè)計和制造了這種減速器，并已日益廣泛地應(yīng)用在國防、礦山、冶金、化工、紡織、起重運 輸、建筑工程、食品工業(yè)和儀表制造等工業(yè)部門的機械設(shè)備中，今后將會得到更加廣泛的應(yīng)用。 目前，少齒差減速器在設(shè)計和制造過程中，還存在一些問題，如輸出機構(gòu)精度要求較高，對大功率減速器無實踐經(jīng)驗，一些計算方法和圖表還很不完善等等。有待今后將對以上問題進一步進行實驗研究，以求改進和提高。 由于時間和水平有限，設(shè)計書中錯誤和不妥之處在所難免，希望批評指正。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 2 頁 共 23 頁 2 一、傳動裝置的總體設(shè)計 1.1 傳動裝置的總體設(shè)計任務(wù)： 確定傳動方案，選擇電動機型號，合理的分配傳動比及計算傳動裝置的運動和動力 參數(shù)，為設(shè)計計算各級傳動零件準(zhǔn)備條件。 合理的傳動方案，應(yīng)能滿足工作機的性能要求，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，加工方便，成本低廉，效率高和使用維護方便等。要同時滿足這些要求比較困難，因此，應(yīng)統(tǒng)籌兼顧，保證重點要求。 1.2 電機的選擇 由于一般生產(chǎn)單位均用三相電源，故無特殊要求時都采用三相交流電動機， 一般選擇三相異步 Y 系列電動機。 電動機功率選擇是關(guān)鍵，選擇是否恰當(dāng)，對電動機的工作和經(jīng)濟性能都有影響，功率過小不能保證工作機的正常工作，或電動機因超載而過早損壞，若功率過大，電動機的價格高，作用 不能完全發(fā)揮，經(jīng)常不在滿載下工作，效率和功率因素較低，造成浪費。 根據(jù)設(shè)計所給的原始數(shù)據(jù)，拆裝機要求的輸出轉(zhuǎn)矩 Me=550Nm, 轉(zhuǎn)速 n=24r/min. Me=9550p/n P=Me n/9550=550 24/9550=1.38kw. Pr=Pw/ 式中 Pw：工作機所需有效功率 ：電動機到工作機的總效率 根據(jù)目前的一般制造水平，少齒差減速器的效率可達 0.85 所以 Pr=Pw/ =1.38/0.85=1062kw 查表 4.12 1 可選 Y 系列三相異步電動機 Y100L1-4 型。額定功率 Po=2.2kw. 額定轉(zhuǎn)速 n=2000r/min. 額定電流 i=5A. 由表 4.12-2 查得電動機中心高 H=100mm,外伸軸段 D E=28mm 60mm. 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 3 頁 共 23 頁 3 二、減速器結(jié)構(gòu)形式的確定 及原理 根據(jù)使用情況和安裝條件確定機座的結(jié)構(gòu)形式，諸如采用臥式還是立式以及是否 由電動機直接驅(qū)動等。由于汽車 U型螺螺母拆裝機要求移動方便，結(jié)構(gòu)小巧，質(zhì)量輕，所以應(yīng)選擇電機驅(qū)動。 2.1根據(jù)傳動比的大小確定結(jié)構(gòu)的形式。 少齒差 減速器的結(jié)構(gòu)型式較多，常見的型式可按輸出的型式、減速器的級數(shù)、行 星齒輪的數(shù)目、使用安裝的型式分類。 其中按輸出型式可分為 ： （ 1） 銷軸式 這種減速器使用歷史較長，應(yīng)用范圍較廣，實踐證明效率較高； 在高速連續(xù)運轉(zhuǎn)，功率較大或扭矩較大的使用場合下，可采用銷軸式輸出機構(gòu) （ 2） 十字滑塊式 這種結(jié)構(gòu)形式較簡單，加工方便，但是承載能力及效率較銷軸式低， 常用于小功率、只有一個行星齒輪的結(jié)構(gòu)中。 （ 3） 浮動盤式 這種結(jié)構(gòu)形式較新穎，比銷軸式容易加工，使用效果好。但對其效率 和承載能力還缺乏測試數(shù)據(jù)。 （ 4） 零齒 差式 零齒差式輸出機構(gòu)的零件數(shù)量要少一些，結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便 ； （ 5） 雙曲柄式 高速軸減速后帶動行星齒輪，動負(fù)荷小。這種結(jié)構(gòu)的軸向尺寸較大，加工精度要求高； 綜合以上資料和設(shè)計思路，我選擇 銷軸式少齒差減速器 。 2.2 減速器 工作原理 第一 減速部分 ： 當(dāng)電動機帶動偏心軸轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪與機殼固定不動，迫使行星齒輪繞內(nèi)齒輪作行星運動（即作公轉(zhuǎn)又作自轉(zhuǎn)）；又由于行星齒輪與內(nèi)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自轉(zhuǎn)運動。利用輸出機構(gòu)將行星輪的自轉(zhuǎn)運動傳遞給輸出軸，就可以 達到減速的目的。 第二 輸出部分 ： 從結(jié)構(gòu)上保證行星輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大二倍偏 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(zhuǎn)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。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 4 頁 共 23 頁 4 銷軸式少齒差減速器 工作原理圖 如下圖 1-1 VHK-H-V 型行星機構(gòu)圖1-1K 內(nèi)齒輪； H 偏心軸； V 銷軸輸出機構(gòu) 三、 齒輪的設(shè)計 3.1 分配傳動比 傳動裝置的總傳動比可根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速 n和工作機的轉(zhuǎn)速 nw確定。 由 i 總 =n/nw=2000/24=83 據(jù)表 4.2.9查取 i 錐 =1.8 i 少 =i 總 /i 錐 =83/1.8=46 3.2 確定齒數(shù)差和齒輪齒數(shù) 3.2.1 齒數(shù)差的確定 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1 4，所以取齒數(shù)差為 1。 3.2.2 齒輪齒數(shù)的確定 由于內(nèi)齒輪和外齒輪傳動比 i=46,齒數(shù)差為 1，用相對速度法計算外齒輪齒 數(shù)，當(dāng)內(nèi)齒輪固定不動時，即 W2=0的速比計算。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 5 頁 共 23 頁 5 外齒 輪的齒數(shù) Z1，由少齒差行星齒輪減速器的速比公式 ： 22 21 2 112221(1 )( 1 )1HHnZi Zi Z Zi ZZ 求得，即 Z1=|iHI|=46 內(nèi)齒輪的齒數(shù) Z2 為， Z2= Z1+1=47 3.3 模數(shù)的確定 3.3.1 行星輪轉(zhuǎn)速 N1=2116/46=46r/min 3.3.2 在偏心軸上安裝兩個行星輪，則一個行星輪上的轉(zhuǎn)矩可由機械零件 109頁式（ 7-1）求得，并 設(shè)輸入滾動軸承效率 =0.98 ， 故 P1=P* 則 T1= 6 119 .5 5 * 1 0 PN =447600N mm 3.3.3 選擇齒輪材料和確定許用齒跟彎曲應(yīng)力。 外齒輪選用 45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度 HBS=217255。齒輪的由機械零件 108頁表 7-1中，查得彎曲極限應(yīng)力 lim1=650Mp。 內(nèi)齒輪選用 45 號調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度 HRC=40-50,查得齒輪的彎曲極限應(yīng)力lim2=850MP。 3.3.4 使用系數(shù) KA和動載荷 系數(shù) KV 使用系數(shù) KA， 因原動機是電動機，工作機有振動，按表 7-3 以及圖 7-8 查得使用系數(shù)KA=1.25， 動 載荷 KV=1.42（取齒輪的傳動平穩(wěn)精度為 8級） 3.3.5 計算模數(shù) 因 YF1/ FP1=2.347/650YF2/ FP2=2.346/850 （ YF 為齒形系數(shù)） 所以，按外齒輪校核，并由表 7-8查得：取齒寬系數(shù) d=0.2。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 6 頁 共 23 頁 6 根據(jù)機械零件 117 頁 7-7校核公式： m (T1 YFa1KAKV/ dZ12 FP2) 1/3=1.69 所以：取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=2 3.3.5 計算圓周速度和驗算動載荷系數(shù) 圓周速度 V= mZ1|N1-NH|/(60 1000) =3.14 5 46|-46-2116|/(60 1000) =26m/s 由圖 8-15中查得 KV=1.42，與計算中采用的值接近，又因模數(shù) =2，故尺寸系數(shù)也與計算中的值一致，所以以上計算的值不需調(diào)整。 3.4 漸開線少齒差內(nèi)齒輪副的幾何 1.模數(shù) : m=2 2.原始齒行角 : 0 20 查表 錯誤 !未找到引用源。 0.36397 錯誤 !未找到引用源。 錯誤 !未找到引用源。 3.齒頂高系數(shù) : 0f=0.8 4.外齒輪齒數(shù) : 1Z=46(滾齒 ) 5.外齒輪變?yōu)橄禂?shù) : 取1 1.02 6.嚙合角 : 取 55.9898 查表 錯誤 !未找到引用源。 錯誤 !未找到引用源。 0.559340 錯誤 !未找到引用源。 1.48499 7.內(nèi)齒輪齒數(shù) : 2Z 47 （插齒） 8.內(nèi)齒輪變位系數(shù) : 2 錯誤 !未找到引用源。 （ 0.504785-0.014904） +1.021.693 9.插齒刀齒數(shù) : 選用 cZ 25（ GR 70-60） 10.插齒刀的變位系數(shù) : 取c 0 計算 11.插齒刀和被切內(nèi)齒輪的切削嚙合角 : 2c錯誤 !未找到引用源。 0.014904+（ 1.6974-0） /(47-25)*2*0.3639=0.07106 查表 2c 32.671 錯誤 !未找到引用源。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 7 頁 共 23 頁 7 12.插齒刀和被切內(nèi)齒輪之間的中心分離系數(shù) : 2c 錯誤 !未找到引用源。 （ 錯誤 !未找到引用源。 -1） 1.2793 13.標(biāo)準(zhǔn)中心距 : 0A 錯誤 !未找到引用源。 (2Z-1Z)=1 14.安裝中心距 : A 錯誤 !未找到引用源。 1.675 15.中心距分離系數(shù) : 錯誤 !未找到引用源。 0.3375 16.齒頂高減低系數(shù) : - 2c + 1 0.3375-1.2793+1.02 0.0782 17.齒頂高 外齒輪 : 1 0 1( ) ( 0 . 8 1 . 0 2 0 . 0 7 8 2 ) * 2 3 . 4 8 3 6eh f m 內(nèi)齒輪： 2 0 2( ) ( 0 . 8 1 . 2 7 9 3 0 . 0 7 8 2 ) * 2 1 . 1 1 5ech f m 18.分度圓 外齒輪： 11462fmrZ 內(nèi)齒輪： 22472f mrZ19.齒頂圓半徑 外齒輪： 2 1 1 4 6 3 . 4 8 3 6 4 9 . 4 8 3 6eeR r f h 內(nèi) 齒輪： 1 2 2 4 7 1 . 1 1 5 4 8 . 1 1 5eeR r f h 20.基圓半徑 外齒輪：01 1r rf 0cos 46*0.93693 43.0988 內(nèi)齒輪：0 2 2 0c o s 4 7 * 0 . 9 3 6 9 3 4 4 . 0 3 5 7r r f 21.齒頂壓力角 外齒輪：1e01114 3 . 0 9 8 8c o s 0 . 8 7 14 9 . 4 8 3 6e erR 1 2 9 .4 2 4 9etan1e=0.564 inv1e=0.05048 內(nèi)齒輪： 02224 4 . 0 3 5 7c o s 0 . 9 1 5 24 8 . 1 1 5e erR 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 8 頁 共 23 頁 8 2 2 3 .7 6 5 9etan2e=0.4403 inv2e 0.02555 22.驗算重合系數(shù)： 1 1 2 21 t a n t a n t a n t a n2 eeZZ 1 1 4 6 0 . 5 6 4 1 . 4 8 1 9 9 4 7 0 . 4 4 0 3 1 . 4 8 1 9 92 1.0721 符合要求 23.驗算齒頂相碰：21eeG R A R 0 48.115+1.675-49.4836=0.30640 符合要求 24.驗算齒廓重 迭干涉：1cos 2 2 22112eeeR A RAR 2 2 24 8 . 1 1 5 1 . 6 7 5 4 9 . 4 8 3 62 * 1 . 6 7 5 * 4 9 . 4 8 3 6 -0.8227 1 180-34.644 145.356 2.5369弧 2cos 2 2 22122eeeR A RAR -0.7889 2 142.0828 2.4798 弧 sG 46（ inv1e+1） +（ 47-46） inv -2Z(inv2e+2)0 =46(0.050482+2.5369)+0.504785-47(0.025549+2.4798) =1.7730 符合要求 25.外齒輪跨測齒數(shù)： 1n011104 3 . 0 9 8 8c o s 0 . 9 0 0 14 9 . 4 8 3 6 0 . 8 * 2x erR f m 1x 25.83 1n 25.83 180 oo*46+0.5 7.101 取1n 7 26.外齒輪公法線長度： 1 0 1 01 0 1 2 t a nc o s ( 0 . 5 )Z i n vL m n 2 * 1 . 0 2 * 0 . 3 6 3 9 7 4 6 * 0 . 0 1 4 9 0 43 . 1 4 1 6 * 2 * 0 . 9 3 9 6 9 3 ( 7 0 . 5 )3 . 1 4 1 6 3 . 1 4 1 6 41.0613 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 9 頁 共 23 頁 9 27.內(nèi)齒輪跨測齒數(shù)： 2k022204 4 . 0 3 5 7c o s 0 . 8 9 9 44 8 . 1 1 5 1 . 6x erR f m 2x 25.92 2k 2 2 0 .5180x Zo 2 * 4 7 0 . 5 7 . 2 6 8180x o取2k7 28.內(nèi)齒輪公法線長度： 2 0 2 02 0 2 2 t a nc o s ( 0 . 5 )Z i n vL m k 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 7 4 7 * 0 . 0 1 4 9 0 43 . 1 4 1 6 * 2 * 0 . 9 3 9 6 9 3 ( 7 0 . 5 )3 . 1 4 1 6 3 . 1 4 1 6 42.011 29.圓棒直徑： 202 2 0222 t a nt a n 2px i n v ZZ 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 70 . 4 8 6 0 . 0 1 4 9 0 4 0 . 4 1 1 52 * 4 7 4 7 2 2 3 .5 4 9p 2 0 .0 2 4 8pinv 202 0 2 0 2222 t a n2 ( )2ppd r i n v i n vZZ 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 72 * 4 4 . 0 3 5 7 ( 0 . 0 1 4 9 0 4 0 . 0 2 4 8 7 ) 4 . 3 7 5 42 * 4 7 4 7 取 2 4.4pd 30.跨棒距： 2 20202 2 0 22 t a n22 ppdi n v i n vZ Z r 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 7 4 . 40 . 0 1 4 9 0 4 0 . 0 2 4 62 * 4 7 4 7 2 * 4 4 . 0 3 5 7 2 2 3 .4 8 2pin v 2c o s 0 .9 1 7 2p 2s in 0 .3 9 8 5p 0222222 90.c o s pprMdZ2 * 4 4 . 0 3 5 7 * 0 . 9 9 9 4 4 . 4 9 1 . 5 6 8 40 . 9 1 7 2 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 10 頁 共 23 頁 10 31.全齒高 外齒輪：10( ) 2 ( 1 . 2 5 0 . 8 0 . 0 7 8 2 ) 3 . 9 4 3 6gh f f m 內(nèi)齒輪：20( ) 2 ( 1 . 3 0 . 8 0 . 0 7 8 2 ) 4 . 0 4 3 6ch f f m 3.5 齒輪寬度的確定 一般圓柱齒輪的寬度按式 b= d d計算 . 外齒輪 b1= d d1=0.2*92 20mm 內(nèi)齒輪 b2= d d2=0.2*96 20mm 四、直齒圓錐齒輪的設(shè)計 4.1 根據(jù)接觸疲勞強度確定齒輪主要尺寸 1.選擇齒輪材料并確定許用應(yīng)力 大小齒輪選用同樣的材料： 45號鋼，經(jīng)正火處理硬度 HB162 217, -1=28 公斤毫米 2 許用接觸正應(yīng)力為： jc=1.72 -1=1.72 28=48.16 公斤毫米 2 許用彎曲應(yīng)力為： ou=1.4 -1/nK=1.4 28/(1.4 1.5)=18.6公斤毫米 2 2.確定節(jié)錐母線長度 Lf 取 i=1.8 nT=46r/min N=12.5馬 力 L 1/3 Ko=1.5 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 11 頁 共 23 頁 11 Lf=3250(i2+1)1/2 Nko/(nTi2 jc2 1/3 =130 3.確定齒輪模數(shù) 取小齒輪齒數(shù) Z1=20 則大齒輪齒數(shù) Z2=iZ1=2.45 20=36 查表得 f1 22 f2=90-22=68 最大模數(shù)按下式確定： m=2 Lfsin f1/Z1=2 140sin22 /20=5.28 mm 按 JB110-60規(guī)定取 m=5.5 mm 實際節(jié)錐母線長度為： Lf=mZ1/2sin f1=5.5 20/(2sin22 )=145.5 mm 4. 確定其它尺寸 小齒輪： 節(jié)圓直徑 df1=mZ1=5.5 20=110 mm 齒頂圓直徑 De1=df1+2mcos f1=110+2 5.5cos22 =125.15 mm 齒跟圓直徑 Di1=df1-2.5mcos f1=110-2.5 5.5cos22 =99.85 mm 大齒輪： 節(jié)圓直徑 df2=mZ2=5.5 36=198 mm 齒頂圓直徑 De2=df2+2mcos f2=198+2 5.5cos68 =202.15 mm 齒跟圓直徑 Di2=df2-2.5mcos f2=198-2.5 5.5cos68 =139.85 mm 齒頂角 re1=re2arctgm/Lf=arctg5.5/145.5=2 10 齒跟角 ri1=ri2=arctghi/Lf=arctg1.25 5.5/145.5=2 42 齒寬 B= LLf=1/3 145.5=48.5 mm 圓整后取 B=49 mm 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 12 頁 共 23 頁 12 4.2 核算齒的彎曲疲勞強度 1）確定引用齒數(shù)和齒形系數(shù) 引用齒數(shù) Zy1=Z1/cos f1=20/cos22 =22 Zy2=Z2/cos f2=36/cos68 =96 齒形系數(shù) (查表 7-7） y1=2.8 y2=2.44 2)核算小齒輪的彎曲強度 確定齒的彎曲應(yīng)力 u1=PuKo/ (r1Bmcpcos f ) mcp=m(1-B/2Lf)=5.5(1-36/2 145.5)=4.82 mm 因為 Vm= Z1n1mcp/60 1000=4.64m/s 所以 Pu=75N/Vm=75 12.5/4.64=202公斤 故得 u1=PuKo/ (r1Bmcpcos f ) =202 1.5/（ 0.407 36 4.575 cos20 ) =4.82公斤 /毫米 21.12 上述結(jié)果表明，實際載荷系數(shù)比原 定載荷系數(shù)大，應(yīng)核算接觸疲勞強度。 4.4 核算接觸疲勞強度 確定接觸正應(yīng)力 ： 由式 2-12赫茲應(yīng)力公式得 jc=89500NKo(i2+1)3/2/nTB1/2i(L-0.5B)/ 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 13 頁 共 23 頁 13 =43公斤 /毫米 2 jc=44.7公斤 /毫米 2 由此可見，接觸疲勞強度也是夠的，所以，所設(shè)計的直齒圓錐齒輪符合要求。 4.5 直齒圓錐齒輪的強化 可以通過改善齒輪結(jié)構(gòu)，選擇強度較高的材料以及采用最合理的機械加工和 熱處理工藝等方法來提高齒輪的強度和壽命，此處還可以采用強化熱處理法使齒輪工作表面獲得所 需要的機械性能，從而大大提高齒輪的使用特性和某些強度特性。 五、軸的設(shè)計 5.1 軸直徑的確定 5.1.1 初步估計減速器高速軸外伸段軸徑 d=(0.81.0)d 電機 =(0.81.0) 28=22.428mm 5.1.2 選擇聯(lián)軸器，確定減速器外伸段軸徑 根據(jù)傳動裝置的的工作條件擬選用 TL 型彈性套柱銷聯(lián)軸器 (GB4323-85),計算轉(zhuǎn)矩 Tc為： Tc=KT=1.5 14.8=22.2Nm 式中 T 聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩 T=9550P/n=9550 2.2/2000=10.5Nm K 工作情況系數(shù)，由文獻 1中表 11-1查得 K=1.251.5，本設(shè)計取 K=1.5。 查 TL6 聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=250Nm Tc=22.2Nm,許用轉(zhuǎn)速 n=3300r/minno=2000r/min,軸孔 d=15*15mm,電動機 d=14*14mm,所以 TL6 聯(lián)軸器能滿足要求。 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 14 頁 共 23 頁 14 5.1.3 低速軸外伸軸段軸徑的計算 低速軸外伸軸段軸徑按式 d=A0(p/n)1/3 計算。 式中 A0 與軸的材料有關(guān)的許用扭剪應(yīng)力系數(shù)， 有表 9-3 選取軸的選用的材料為 40Cr 其 A0=10790。材料好，估計軸伸處彎矩較小時取小值，反之取大值，本設(shè)計取 A0=90. p 軸傳遞的功率， kw n 軸的轉(zhuǎn)速， r/min 低速軸外伸段軸徑 d A0(p/n) 1/3 =90 (2.2/24) 1/3 =23.1 故：輸出軸直徑 D大于 23mm都符合強度要求。 5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.2.0 軸的徑向尺寸的確定 查表 4.6-14.6-4 偏心軸： 取 d1=21mm, d2=22mm, d3=30mm, d4=45mm, d5=30mm， d6 20mm 輸出軸： 取 d1=84mm, d2=64mm, d3=44mm, d4=32mm， d4 30 5.2.1 軸的軸向尺寸的確定 軸上安裝零件的各軸段長度，由其上安裝的零件寬度及其他結(jié)構(gòu)要求確定。根據(jù)設(shè)計所需取偏心軸 ： L1=30mm, L2=20mm, L3=20mm, L4=5mm, L5=20mm， L6 20 輸出軸： L1=7mm, L2=15mm, L3=16mm, L4=92mm 5.3 軸承型號和材料的選擇 5.3.1 軸承型號的選擇 初選滾動軸承型號，根據(jù)以上具體尺寸，查表 4.6-1，選擇滾動軸承 6209GB/T276-94. 5.3.2 軸承材料的選擇 軸材料的選擇主要根據(jù)工作條件并考慮制造因素而確定，本設(shè)計軸選用 45鋼、正火、調(diào)質(zhì)處理 5.4 軸的外伸長度的確定 軸的外伸長度與外接零件及軸承蓋的結(jié)構(gòu)有關(guān)，一般取 510mm，根據(jù)設(shè)計 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 15 頁 共 23 頁 15 尺寸和要求，取軸的外伸長度為 10mm. 5.5 軸的強度計算及校核 對于只承受轉(zhuǎn)矩作用或主要承受轉(zhuǎn)矩作用的傳動軸，其強度條件為 =T/WT Mp 式中 軸的扭剪應(yīng)力， Mp T 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩， Nmm WT 軸的扭截面模量， mm3 軸材料的許用扭剪應(yīng)力， Mp WT= d3/16 0.2 d3 高速軸 WT=0.2 263=3515.2mm3 =14.8 103/3515.2=4.2 =3040 Mp 低速軸 WT=0.2 45.13=18346.8mm3 =550 103/18346.8=29.98 =3040 Mp 上述表明軸的強度足夠。 5.6 軸承的壽命計算 預(yù)計軸承的壽命為 L10h =2000h 計算公式： L10h=106(C/P) /60n, h 式中 P 當(dāng)量動載荷， N 壽命指數(shù)，滾子軸承取 =10/3 n 軸的轉(zhuǎn)速， r/min C 基本額定動載荷， N 查手冊， 60129軸承的 C=24500N,C0=17500,確定當(dāng)量動載荷 P P=fm(XR+YA) 式中 fm 力矩載荷系數(shù)，取 fm=2 X 徑向系數(shù) Y 軸向系數(shù) R 徑向載荷 ,N 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 16 頁 共 23 頁 16 A 軸向載荷 ,N 由齒輪減速器輸入軸可算得 A=530N, R=1700N A/C0=0.03 查表 9-6 e=0.22 A/R=0.31 e 由表 9-6查得 X=0.56 Y=1.99 P=2 (0.56 1700+1.99 530)=4013 L10h=106(24500/4013) 10/3=2668.6h L10h =2000h 軸 6029適用。 六、轉(zhuǎn)臂軸承的設(shè)計 6.1 初步估計行星輪內(nèi)安裝轉(zhuǎn)臂軸承的孔徑 DB 和寬度 bB 根據(jù)式 8-45得 DB（ 0.4 0.55） d1=（ 0.45 0.55） 2*46 =41.4 50.6 mm 根據(jù)式 8-46得 bB b=20 6.2 計算轉(zhuǎn)臂軸承上的動載荷 C 齒輪上承受的法向力 Fn由式 8-2計算得 Fn=T1/rb1=189457/57.2cos20 =3508 N 作用在齒輪上節(jié)點處的圓周力 Ft， 由式（ 8-3）得 Ft =Fncos =3508 0.626=2196N 作用在齒輪節(jié)點處的徑向力 Fr， 由式（ 8-4）得 Fr =Fnsia =3508 0.779=2733N 銷軸作 用在行星輪上平均合力 Qim,由式（ 8-1）計算 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 17 頁 共 23 頁 17 Qim=4T1/ Rw 式中 Rw值尚未確定，在計算銷軸作用力的合力時，可近似地取 Rw 0.75 rb1 =0.75 57.5=43mm 則 Qim=4 189457/ 43=5612N 軸承上的載荷由式（ 8-12）計算，即 FB= Ft 2+( Fr + Qim)21/2 =8629N 當(dāng)量動載荷 F=fd FB,根據(jù)資料 1得 fd =1.3 F=1.3 8629=11217N 轉(zhuǎn)臂軸承所承受的動載荷 C， 根據(jù)式（ 8-47）計算并暫取軸承壽命 Lh=4000小時，采取滾子軸承（ e=10/3），則 C=F(60nLh/10 6)1/e =78519 N 6.3 按 DB初， B初及 C 計選擇軸承型號 據(jù)資料 1選用單列同心短圓柱滾子軸承 N211E 型，其主要參數(shù)為 ： 額定動載荷為 C=57.2KN 軸外徑 DB=104mm 內(nèi)徑 d=56mm 軸承寬度 bB=20mm 6.4 計算軸承壽命 由式（ 8-42）得 Lh=(106/60n) (C/F)10/3 =7289小時 機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 18 頁 共 23 頁 18 七、減速器的其他附件 7.1 檢查孔及其蓋板 為了檢查傳動零件的嚙合情況，接觸斑點，側(cè)隙并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體能直接觀察到齒輪嚙合部位的位置設(shè)置檢查孔，其大小應(yīng)允許將手伸人箱內(nèi)，以便檢查齒輪嚙合情況。 7.2 通氣器 減速器工作時，箱內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大。為使箱內(nèi)受熱 膨脹的氣體能自由地排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婧洼S伸或其他縫隙滲漏，在箱體頂部裝設(shè)通氣器。 7.3 軸承蓋和密封裝置 為了固定軸系部的軸向位置并承受軸承載荷，軸承座孔兩端軸和蓋封閉，在軸伸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝置。 7.4 定位銷 為了精確地加工軸承座孔。并保證每次拆裝后軸承的上下半孔始終保持加工時的位置機電控制工程系畢業(yè)設(shè)計 第 19 頁 共 23 頁 19 精度，在精加工軸承座孔前，在上箱蓋和下箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。 7.5 油面指示器 為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以保證油池內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土?，在箱體便于觀察，油 面較穩(wěn)定的部位裝設(shè)油面指示器。 7.6 放油螺塞 換油時，為了排出污油和清洗劑，在箱體底部，油池的最低位置處，開設(shè)放油孔，平時放油孔用帶有細(xì)牙螺紋的螺塞堵住，放油螺塞和箱體接