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Xiangtan university
（課 程 設(shè) 計(jì)）
題 目： 漸開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?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 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)境中能長期連續(xù)工作，其次結(jié)構(gòu)簡單體積小。
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。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，亦即可能無法裝配起來。為了能裝配起來，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)，為了簡化計(jì)算和裝配，應(yīng)使太陽輪與內(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?。?
=1.55
=1.66
彎曲疲勞極限 由參考文獻(xiàn)中圖12.23 c可取：
=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)無嚴(yán)重過載，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，可以取：
=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)無徑向負(fù)荷地傳遞轉(zhuǎn)矩，消除振動(dòng)。理論上說，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。其常見結(jié)構(gòu)形式有雙壁整體式、雙壁分開式和單臂式三種。
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 雙臂分開式行星架
雙壁分開式行星架結(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（見參考文獻(xiàn)[1]）
鑄造機(jī)體的壁厚：
查表7.5（見參考文獻(xiàn)[1]）得
下列計(jì)算均按表7.5-16（見參考文獻(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)
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