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分 類 號
密 級
寧寧波大紅鷹學院
畢業(yè)設計(論文)
QJ型汽車野外自救絞盤機設計
所在學院
機械與電氣工程學院
專 業(yè)
機械設計制造及其自動化
班 級
xx機自x班
姓 名
學 號
指導老師
2017 年 3 月 31 日
誠 信 承 諾
我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)設計（論文）《QJ型汽車野外自救絞盤機設計》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。
承諾人（簽名）： (手簽)
(手簽) 2017 年 3 月 31 日
摘 要
絞盤作為越野車重要自救設備之一擔任著發(fā)生意外情況時重要自救設備的功能，可在雪地，沼澤沙漠，海灘，泥濘山路等惡劣環(huán)境中進行自救和施救，隨著國民自駕出游的人數(shù)與日俱增，絞盤成了這些人不可缺少的工具。絞盤將更加普及的運用到各種車型上。本論文在簡述現(xiàn)有絞盤的形勢與發(fā)展狀況，對越野車絞盤做了介紹。
本QJ型汽車野外自救絞盤機是由直流減速電機帶動行星齒輪減速器，然后帶動絞盤轉動的，行星齒輪傳動機構的傳動原理：當高速軸由電機驅動，帶動太陽輪，然后帶動行星輪轉動，內齒圈固定，然后帶動行星架輸出運動的，在行星架上的行星輪既自轉和公轉，具有相同的結構。二級，三級或多級傳輸。行星齒輪傳動機構主要由太陽齒輪，行星齒輪，內齒圈，行星架，命名為基本成分后，也被稱為zk-h型行星齒輪傳動機構。
本設計是基于行星齒輪結構設計的特點，和UG三維建模。行星齒輪和各種類型的特性的比較，確定方案；其次根據(jù)輸入功率，相應的輸出轉速，傳動比的傳動設計、總體結構設計；三維建模并最終完成了UG模型的裝配，并完成了傳動部分的和運動分析。
關鍵詞： 越野車，絞盤設計，傳動系統(tǒng)設計 行星齒輪減速器、裝配
Abstract
The winch is one of the most important self-help equipment off-road vehicles as accidents happen when important self-help equipment function, can be in the snow, swamp, desert, beach, rescue and rescue muddy mountain road in the harsh environment, with the national car travel number into these people grow with each passing day, winch is an indispensable tool. The winch will be more popular to use a variety of models. In this paper the current situation and development status of the winch, winch is introduced for off-road vehicles.
The QJ type automobile winch is composed of self-help field DC motor drives the planetary gear reducer, and then drive the capstan to rotate, the transmission principle of planetary gear transmission mechanism: when the high speed shaft driven by the motor drives the sun gear, and then drives the planetary wheel to rotate, the inner gear ring is fixed, and then driven by planetary gear output in motion. The planetary frame of the planetary wheel of both rotation and revolution, has the same structure. Level two, level three or multistage transmission. Planetary gear transmission mechanism mainly by the sun gear, planetary gear, the inner gear ring, the planet frame, named after the basic component, also known as the ZK-H type planetary gear transmission mechanism.
The design is based on the characteristics of planetary gear structure design, and UG three-dimensional modeling. Comparison of characteristics of planetary gear and various types of the scheme; secondly according to the input power, the output speed corresponding to the overall structure design of the transmission ratio of the transmission design, 3D modeling; and finally completed the assembly of the UG model, and completed the analysis of the transmission part and movement.
Key words: winch design of off-road vehicles, the transmission system design of planetary gear reducer assembly
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1概述 1
1.2國內外絞盤應用現(xiàn)狀 1
1.3現(xiàn)有絞盤形式及分類 1
1.4 越野車絞盤的主要性能及設計要求 3
第2章 QJ型汽車野外自救絞盤機方案確定 4
2.1 主要內容與基本要求 4
2.2 電機的選型 4
2.3 機構簡圖的確定 5
2.4 周轉輪系部分的選擇 5
2.5 行星齒輪減速器方案確定 6
2.6 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定 7
第3章 減速器結構設計 9
3.1 基本參數(shù)要求與選擇 9
3.1.1 基本參數(shù)要求 9
3.1.2 電動機的選擇 9
3.2 方案設計 9
3.2.1 機構簡圖 9
3.2.2 齒形及精度 10
3.2.3 齒輪材料及性能 10
3.3 齒輪的計算與校核 10
3.3.1 配齒數(shù) 10
3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 10
3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m 13
3.3.4 齒輪疲勞強度校核 14
3.4 軸上部件的設計計算與校核 19
3.4.1 軸的計算 19
3.4.2 行星架設計 23
3.4.3 滾動軸承選擇 23
3.5 鍵的選擇與校核 27
3.5.1 鍵的選擇 27
3.5.2 鍵的校核 28
總 結 30
致 謝 31
參考文獻 32
第1章 緒論
第1章 緒論
1.1概述
絞盤是具有垂直安裝的絞纜繩筒，在動力驅動下能卷繞但不存儲纜繩的機械，也指轉動軸線與甲板垂直的絞車，是車輛，船只的自我保護及牽引裝置，可在雪地，沼澤，沙漠，海灘，泥濘山路等惡劣環(huán)境中進行自救和施救，并可在其他條件下，進行清障。拖拉物品，安裝設施等作業(yè)，是軍警，石油，環(huán)保，林業(yè)，交通，公安，邊防，消防，及其他戶外運動不可缺少的安全裝置。主要用于越野汽車，農用汽車。ATV全地形車，游艇，消防救援車，道路清障車以及其他專用汽車。
正如德國bosch公司的經(jīng)驗理念名言“科技成就生活之美”，科技正以超凡的速度改變著我們生活的各方各面。汽車，船舶等交通工具的出現(xiàn)，讓我們對距離有了新的理解，以前遙不可及的地方變成了近在咫尺，地球變成了“地球村”然而有時候我們的鋼鐵移動盒子也會遇到麻煩事，比如陷入泥濘的沼澤中，這種情況就需要我們對一些特殊交通工具加上自救裝置，絞盤，就是汽車的一種自我保護及自救裝置。
1.2國內外絞盤應用現(xiàn)狀
汽車絞盤是一種利用自身動力發(fā)動機旋轉，通過另外一端的固定或者牽引的鋼繩或者特殊索帶把陷在困境中的汽車拉出來的一種工具，是越野車必備的工具之一。絞盤在國外相對來說應用和受歡迎程度相對來說要比國內要高，畢竟只有越野愛好者和改裝車愛好者才對其有興趣，而國內消費者，對汽車動力要求相對較高的也就采用SUV系列，越野車系列還是市場不大。而國內大部分軍用車輛，越野汽車等還是有廣泛應用。世界級專業(yè)絞盤有中國T-max 美國warn 澳大利亞ljm.三家公司基本上平分市場。
1.3現(xiàn)有絞盤形式及分類
按絞盤原動力的不同，主要有以下六種：
a.電動絞盤 電動絞盤，是最常見的絞盤。依靠車輛自身的動絞盤，有點；可以在車輛司火的情況下基本正常使用，是其它絞盤無法比擬的，尤其對于水多的地區(qū)有很大優(yōu)勢，安裝簡單可以實現(xiàn)多位置安裝及迅速移位，缺點；不能維持長時間的使用（車輛電力系統(tǒng)自身的局限性，自身易發(fā)熱原因}，大部分電動絞盤提供的驅動力較小，只能夠一個方向施加力量{安裝于車前只能向前拉，安裝于后部只能向后拉}。
b.PTO絞盤 使用分動箱輸出動力位動力源，優(yōu)點；能持續(xù)提供較大的拉力，單次使用時間長(不存在發(fā)熱問題)，可以提供多方向拉力，是軍用車輛或嚴肅的高性能越野車最佳選擇，缺點；必須使用發(fā)動機動力，即在沒有發(fā)動機因水等原因無法工作時無法使用。分動箱失去絞盤方向驅動力時無法使用。
c.油壓絞盤
使用車輛的動力，助力轉向系統(tǒng)為其動力源，使其助力轉向泵提供源動力。優(yōu)點；安裝方便，由于其外部固定部分基本實現(xiàn)了通用化，甚至在野外可以實現(xiàn)互換，驅動力介于電動和PTO絞盤之間，發(fā)生高溫機會及其少見，缺點；和PTO絞盤一樣，必須使用發(fā)動機驅動，即必須保持發(fā)動機轉動，且動力轉向系統(tǒng)出現(xiàn)故障則無法使用。
d. 車輪絞盤，是一種比較新的絞盤系統(tǒng)，即由車輪提供驅動力，原理是使用大部分越野車論的6顆固定螺絲中的4顆固定絞盤。優(yōu)點；安裝拆卸及其方便（和換輪胎是一個步驟），重量較輕（比任何一種其他絞盤都輕，不會被前懸?guī)碇旅念~外重量），價格便宜，可提供前后雙方向拉力，缺點，由于其力量點是輪軸，所以位置太低，造成部分條件下無法使用，而且也必須使用發(fā)動機動力。
還有應用較少的手動絞盤，氣動絞盤。
按其用途不同可以分為；ATV絞盤，越野車絞盤，卡車絞盤，工業(yè)絞盤；根據(jù)某些行業(yè)的特性，還有防水絞盤，防爆絞盤等分類。
越野車絞盤的主要用途，性能特點及其設計要求
越野運動是一種極限運動，是富有活力與激情的挑戰(zhàn)運動。總的來說越野可以分為三類；汽車越野，摩托越野，自行車越野，越野汽車作為越野運動的承載工具，除了其非凡的動力性能，高其強度要求外，其自救設施對于戶外越野運動來說也尤為重要。絞盤，就是一種重要的自救牽引設備。
隨著中國經(jīng)濟的迅速發(fā)展和人民生活水品的提高。汽車多了，絞盤機的使用量也隨之上升，除此之外，以前普通國民對絞盤的認識十分的稀少，在他們的生活中，根本不會在意有沒有這樣一個小家伙。然而近年來，國民自駕出游的人數(shù)也與日俱增，絞盤成了這些人不可或缺的工具，因此對于這一課題的研究具有良好的研究前景和積極的意義。
越野車絞盤的主要用途
越野車絞盤，是一種重要的自救牽引設備，其主要功能就是當越野入地，沼澤，沙漠，泥濘山路等惡劣環(huán)境中時，利用絞盤輸出牽引力野車擺脫惡劣環(huán)境中。圖
1.4 越野車絞盤的主要性能及設計要求
簡單的說，絞盤內部的工作機制是；從汽車來的電力首先帶動馬達，而后馬達帶動鼓輪傳動，鼓輪又帶動主動軸，主動軸又帶動行星齒輪，進而產(chǎn)生強大的扭力，隨后，扭力被傳回到鼓輪，鼓輪便帶動絞盤，馬達和減速器之間有一個離合器，能通過一個把手來開關。制動元件在鼓輪內，當繩索繃緊時鼓輪就自動鎖住越野車絞盤設計主要需考慮以下倆點；1絞盤的牽引力是用磅來定值得，可以通過換算來轉換成噸成公斤，最好選擇磅數(shù)高的絞盤，因為受困中的車輛的重量要遠高于日常的車重。不要牽引過絞盤牽引力的物體。
29
第2章QJ型汽車野外自救絞盤機方案確定
第2章 QJ型汽車野外自救絞盤機方案確定
2.1 主要內容與基本要求
（1）主要內容：
1）了解QJ型汽車野外自救絞盤機的組成；
2）完成裝配圖和主要零件的設計；
（2）要求：
1）該絞盤機要能夠在山地、沙漠等惡劣環(huán)境實現(xiàn)汽車自救。
2）機構設計方案合理、結構緊湊，體積?。?
設計參數(shù)：
（1）可以拖動重量為2T的家用小型汽車。
（2） 提供動力
2.2 電機的選型
電動機功率的選擇
(1) 所需要的工作功率：
擬定絞盤的轉速為0.15m/s， 絞盤的直徑擬定為D=400
(2)電動機到工作機絞盤間的總效率：
聯(lián)軸器的效率
滾動軸承的效率
8級精度圓柱齒輪傳動效率
絞盤傳動的效率
(3)電動機所需工作功率：
本課題電機主要用在越野汽車上，課題名字是QJ型汽車野外自救絞盤機，動力主要來自汽車電瓶，由于汽車電瓶所能提供的電壓為12V，故需要選擇與之對應的電機，初選電機型號ZGB37RG/i111，附電機參數(shù)如下：
選擇ZGB37RG/i111型號的電機，電機參數(shù)
ZGB37RG/i111
12VDC
40(rpm)
對應功率是4.32kw
絞盤的直徑擬定為D=400
2.3 機構簡圖的確定
減速器傳動比i=40/7.16=5.4, 故屬于1級行星傳動系統(tǒng)。
圖2-1 機構簡圖
查《漸開線行星齒輪傳動設計》書表4-1確定=2或3。從提高傳動裝置承載力，減小尺寸和重量出發(fā)，取=3。
計算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=1
2.4 周轉輪系部分的選擇
周轉輪系的類型很多，按其基本構件代號可分為2Z-X、3Z和Z-X-F三大類(其中Z—中心輪)。其他各種復雜的周轉輪系，大抵可以看成這三類輪系的聯(lián)合貨組合機構。按傳動機構中齒輪的嚙合方式、又可分為許多傳動形式，如、 NW型、 NN型、WW型、ZUWGW型、 NGWN型、 N型等（其中N—內嚙合，W—外嚙合，G—公用齒輪，ZU—錐齒輪）。其傳動類型與傳動特點如表1-1。
2.5 行星齒輪減速器方案確定
NGW行星輪系由內外嚙合和公用行星輪組成。結構簡單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高；然而傳動比較小。但NGW性能多級串聯(lián)成傳動比打的輪系，這樣便克服了淡季傳動比較小的缺點。
表2-1 行星齒輪傳動的類型與傳動特點
傳 動 類 型
機構簡圖
傳 動 特 性
應用特點
類
組
性
傳動比范圍
傳動比推薦值
傳遞功率KW
2Z-X
負號機構
NGW
1.13 ~13.7
= 2.7~ 9
不限
廣泛地用于動力及輔助傳動中，工作制度不限，可作為減速、增速和差速裝置
軸向尺寸小，便于串聯(lián)多級傳動，工藝性好
NW
1~50
= 5~25
不限
>7時，徑向尺寸比小，可推薦采用
工作制度不限
NN
1700
一個行星輪時=30~100三個行星輪時<30
40
可用于短時、間斷性工作制動力傳動
轉臂X為從動時，當， 大于某值后，機構自鎖
3Z
負
號
機
構
NGWN
500
=20~100
100
結構很緊湊，適用于中小、功率的短時工作制傳動
工藝性差
當a輪從動時，達到某值后機構會自鎖，即0
2.6 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定
在行星輪系中，各齒輪齒數(shù)的選配需滿足下述四個條件?，F(xiàn)以圖2-2所示的行星輪系為例，說明如下：
圖2-2 行星輪系參考圖
圖中，太陽輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。
（1）保證實現(xiàn)給定的傳動比
根據(jù)上面的行星輪系圖示，通過機械原理知識可以知道，因，故
（2）保證滿足同心條件
要行星輪系能正常回轉，其三個基本構件的回轉軸線必須在同一直線上。因此，對于圖示的行星輪系來說，必須滿足下式
當采用標準漸開線直齒齒輪傳動或等變位齒輪傳動時，上式變?yōu)?
或
（3）保證安裝均布條件
為使各個行星輪都能夠正確均布地安裝在太陽輪和內齒之間，行星輪的數(shù)目與各輪之間齒數(shù)必須滿足一定的關系，否則將會因行星輪與太陽輪輪齒的干涉不能正確裝配（圖2-4所示）。下面就對為了使行星輪能均布且正確裝配，行星輪個數(shù)k與各輪齒數(shù)之間應滿足的關系進行分析。
（4）保證滿足鄰接條件
對于標準齒輪傳動：
式中，m為模數(shù)，為齒頂高系數(shù)。
以上式子說明的是在選擇各齒輪的齒數(shù)與行星輪個數(shù)時，所必需滿足的條件。
第3章減速器結構設計
第3章 減速器結構設計
3.1 基本參數(shù)要求與選擇
基本參數(shù)要求
電動機功率：3KW 減速器傳動比：5.4
工作時間：15年（每年按300天計算，每天工作為12小時）
3.2 方案設計
3.2.1 機構簡圖
圖3-1機構簡圖設計
圖中，太陽輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。
遵循以上原則, 通過配齒計算, 確定該行星齒輪減速器的主要參數(shù)見表1。各級齒輪采用相同的材料及熱處理工藝, 精度6級。
表3-1 主要設計參數(shù)表
齒數(shù)
傳動比
第一級
太陽輪
20
5.4
行星輪
34
內齒輪
88
3.2.2 齒形及精度
因屬于低速運動，采用壓力角=20 的直齒輪傳動，精度等級為6級。
3.2.3 齒輪材料及性能
高速機太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。高速級部分采用軟齒面。兩級材料分別如表3-1。
疲勞極限бHlim 和бFlim 查書【1】圖10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）選取，行星輪的бFlim 是乘以0.7后的數(shù)值。
表3-2 齒輪材料及性能
齒輪
材料
熱處理
бHlim
(N/mm)
бFlim
(N/mm)
加工精度
太陽輪
20CrMnTi
滲碳淬火
HRC58~62
1400
375
6級
行星輪
267.5
內齒輪
40Cr
調質
HB262~286
650
275
7級
3.3 齒輪的計算與校核
3.3.1 配齒數(shù)
表3-3 主要設計參數(shù)表
齒數(shù)
傳動比
第一級
太陽輪
20
5.4
行星輪
34
內齒輪
88
3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù)
（1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級
① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度
因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。
② 精度等級初選
減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據(jù)《機械設計學基礎》P145表5－7，初選8級精度。
（2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪
由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為：
① 確定載荷系數(shù)K
因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據(jù)電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。
接觸疲勞許用應力
?。┙佑|疲勞極限應力
由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，根據(jù)兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調質處理后的極限應力為
=600MPa , =560MPa
ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN
應力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jth
工作壽命每年按300天，每天工作2×8小時，故
th=(300×10×2×8)=48000h
N1=60×466.798×1×48000=1.344×109
查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕
ZN1=1.02 ZN2=1.15
ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHmin
查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1
ⅳ）計算接觸疲勞許用應力。
將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得
ⅶ）齒寬系數(shù)
由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326表14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為0.8～1.1。取。
ⅵ）計算小齒輪直徑d1
由于，故應將代入齒面接觸疲勞設計公式，得
④ 圓周速度v
查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。
（1）用【5】式（6-6）進行計算式中系數(shù)， 、、K、如表3-2
u=29/19, 電動機效率，電機與輸入軸間彈性柱銷聯(lián)軸器之間的效率為。
則輸入功率：=
則太陽輪的傳遞扭矩為
T== (3-5)
直齒輪算式系數(shù)，則太陽輪分度圓直徑
（3-6）
表3-4 接觸強P度有關系數(shù)
代號
名稱
說明
取值
K
使用系數(shù)
查書【5】表6-5，輕微沖擊
1.25
行星輪間載荷分配
不均系數(shù)
查書【5】表7-2行星架浮動，
6級精度
1.20
K
綜合系數(shù)
n=3,高精度，硬齒面
1.80
齒寬系數(shù)
查書【5】表6-6
0.7
3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m
因為取和中的較小值
= （3-7）
則=293.25N/mm
則齒數(shù)模數(shù)的出算公式為：
查書【2】10-1取模數(shù)m=2.5mm.
① 其他幾何尺寸的計算（，）
其他幾何尺寸的計算（，）
齒頂高 由于正常齒輪，
所以
齒根高 由于正常齒
所以
全齒高
1. 幾何尺寸計算： 將分度圓、齒頂圓、齒根圓、齒寬列于表3-5
表3-5 高速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mm
齒輪
齒數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬
太陽輪
20
50
55
43.75
34
行星輪
34
85
90
78.75
34
內齒輪
88
220
225
213.75
34
表3-6 接觸強度有關系數(shù)
代號
名稱
說明
取值
算式系數(shù)
直齒輪
12.1
行星輪間載荷
分配系數(shù)
1.3
綜合系數(shù)
查【5】表6-4高精度
1.6
齒形系數(shù)
查書【5】6-25
2.84
2.54
3.3.4 齒輪疲勞強度校核
（1）外嚙合
查書【5】式6-19、6-20, 計算接觸應力,用式6-21計算其需用應力,式中的參數(shù)和數(shù)值如表3-4
表3-7 外嚙合接觸強度有關參數(shù)和系數(shù)
代號
名稱
說明
取值
使用系數(shù)
按中等沖擊查【5】表6-5
1.25
動載系數(shù)
6級精度，查【5】圖6-5b
1.01
齒向載荷
分布系數(shù)
查書【4】圖6-7（a）（b）（c）得=0.31
1.065
齒間載荷
分布系數(shù)
查【4】表6-9，六級精度
1
行星輪間載
荷分布系數(shù)
行星架浮動，查【5】表7-2
1.20
節(jié)點
區(qū)域系數(shù)
2.5
彈性系數(shù)
查【5】表6-17
189.8
重合度系數(shù)
查【4】6-10得，
0.90
螺旋角系數(shù)
直齒，=0
1
分度圓上
切向力
685.7N
b
工作齒寬
17
u
齒數(shù)比
1.526
壽命系數(shù)
按工作15年，每年工作300天，每天12小時計算 ，按
【5】圖6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-10
1
潤滑油系數(shù)
查【4】圖6-17
1.03
速度系數(shù)
查【5】圖6-20，
0.95
粗超度最小
安全系數(shù)
查【5】圖6-21
1.01
工作硬化系數(shù)
內齒輪均為硬齒面，查【5】圖6-22
1
尺寸系數(shù)
查【4】表6-15
1
最小安全系數(shù)
按高可靠度，查【5】表6-22
1.25
代號
名稱
說明
取值
齒向載荷分布系數(shù)
1.054
齒間載荷分布系數(shù)
1
行星輪載荷分布系數(shù)
按【5】式7-43
1.3
太陽輪齒形分配敘述
x=0,z=19,查【5】6-25
2.84
行星輪齒形分布系數(shù)
x=0,,查【5】圖6-25
2.54
太陽輪應力修正系數(shù)
查【5】圖6-27
1.57
太陽輪應力修正系數(shù)
查【5】圖6-27
1.72
重合度系數(shù)
查【5】式6-40，
0.72
彎曲壽命能夠系數(shù)
N>3
1
試驗齒輪應力修正系數(shù)
按所給區(qū)域圖取
2
太陽輪齒根圓角敏感系數(shù)
查【5】圖6-35
0.96
行星齒輪齒根圓角敏感系數(shù)
查【5】圖6-35
0.97
齒根表面形狀系數(shù)
，查【5】圖6-35
1.045
最小安全系數(shù)
按高可靠度，查【5】表6-8
1.6
接觸應力基本值
（3-10）
接觸應力
（3-11）
許用接觸應力:
/ = （3-12）
故,接觸強度通過
（2） 齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞應力及許用應力 用書【5】6-34,、6-35、6-35、6-36計算并分別對太陽輪和行星輪進行校核。各項參數(shù)如表3-8
表3-8 外嚙合齒根彎曲強度有關參數(shù)和系數(shù)
①太陽輪： 彎曲應力基本值：
=
（3-13）
彎曲應力：
=.....Y=
（3-14）
故<, 彎曲強度通過
② 行星輪
=../bm=103.79N/mm
=./ =
=.....
=
故<,彎曲強度通過
（2）內嚙合
① 齒輪接觸疲勞強度
、仍用【5】式（6-19）、（6-20）、（6-21）計算，其中與外嚙合取值，不同的參數(shù)為u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11
=....Z （3-15）
（3-16）
=mm
（3-17）
故 <
②齒根彎曲疲勞強度
只需計算內齒輪，計算公式仍為書【5】（6-34）、（6-35）和式6-36，其中取值與外嚙合不同的系數(shù)：，，=0.683 = 1.02 =1.045
=
（3-18）
=.....
= (3-19)
=./ = (3-20)
故<,彎曲強度通過
3.4 軸上部件的設計計算與校核
3.4.1 軸的計算
3.4.1.1輸出軸
1.輸出軸上的功率
(為齒輪嚙合效率)
2..求齒輪上的力
2.初步確定軸的最小直徑
先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理
根據(jù)表【1】式（15-3），取,于是得
軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑dⅠ-Ⅱ,為了所選軸直徑孔徑相適，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器查 【1】表14-1，取，則
（3-47）
按計算轉矩小于聯(lián)軸器公轉轉矩條件，查【6】表11-17，ZL3彈性柱銷齒式聯(lián)軸器dⅠ=38，半聯(lián)軸器長度L=82,半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度L1=60。
3.軸的結構設計
(1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸端有段需制造出軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應該L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=58mm。
2）初選滾動軸承。應為軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm.
端右滾動軸承采用軸肩進行的軸向定位。有手冊上查的6010軸間高度，h=3,因此選取dⅥ-Ⅶ=56。
1） 取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=54,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm ,為了使套筒斷面可靠的緊壓齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm ,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=64mm 。軸環(huán)寬度取10mm。
2） 軸承端蓋的總寬度為21mm (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。
3） 取齒輪距箱體的內壁之間的距離a=10.5,.
(2)軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平減連接。由書【1】表6-1查的平鍵截面,鍵槽用槽銑刀加工，長度為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同時半聯(lián)軸器的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處的直徑尺寸公差為m6。
4.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。軸承的支點位置為滾動軸承的中點位置。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面為 H面，垂直面為 V面。
圖3-2 軸的載荷分析圖
3
, （3-47）
, （3-48）
代入數(shù)值可得：
則截面C處的
,代入數(shù)值可得，
N （3-49）
總彎矩： （3-50）
（3-51）
5.按彎矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)書【1】式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力
(3-52)
前已選定軸的材料為40Cr,調質處理，由【1】表15-1查得，，故
<
3.4.1.2輸入軸
1．輸入軸上的功率、轉速、和轉矩
=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m
2．求作用在齒輪上的力
3. 初步確定軸的最小直徑
先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理
根據(jù)表【1】式（15-3），取,于是得
(3-53)
4．軸的結構設計
按照輸入軸的設計方法各段軸的大小、長度如圖3-4所示
選滾動軸承型號為 ：6005 (單位為mm)
聯(lián)軸器處鍵槽：
3.4.1.3滾動軸承的壽命校核
1．求軸向力與徑向力的比值
根據(jù)【1】表13-5
,滿足壽命要求。
3.4.2 行星架設計
因為單臂式行星架結構簡單，可容納較多的行星輪，所以選擇單臂式行星架。軸與孔之見采用過盈配合（），用溫差裝配，配合長度為1.5d-2.5d范圍內取，取配合長度為20mm。取左端與齒輪軸配合長度為20mm,孔與軸之間采用間隙配合?；編缀螀?shù)如圖3-7所示
3.4.3 滾動軸承選擇
高速軸軸承的校核
①根據(jù)軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為：
圖3-3 高速軸軸承的校核
② 求兩軸承受到的徑向載荷
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：
③求兩軸承的計算軸向力
對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：
則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松
④求軸承當量動載荷
查設計手冊知e=0.31
查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
軸承1
軸承2
因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則
⑤ 驗算軸承壽命
因為,所以按軸承1的受力大小驗算
選擇軸承滿足壽命要求.
1、低速軸軸承的校核
①根據(jù)軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為：
圖3-4 低速軸軸承的校核
② 求兩軸承受到的徑向載荷
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：
③求兩軸承的計算軸向力
對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：
則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松
④求軸承當量動載荷
查設計手冊知e=0.31
查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
軸承1
軸承2
因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則
⑤ 驗算軸承壽命
因為,所以按軸承1的受力大小驗算
選擇軸承滿足壽命要求.
3.5 鍵的選擇與校核
3.5.1 鍵的選擇
在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
表3-9 鍵的尺寸表
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
3.5.2 鍵的校核
3.5.2.1 鍵的剪切強度校核
鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖3-5 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖3-5所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結構合理）
3.5.2.2鍵的擠壓強度校核
鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ）
圖3-6 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結構合理。
總 結
本次設計，使我進一步鞏固，加深和拓寬對機械原理，綜合運用液壓傳動，材料和其他專業(yè)課程知識的力學，分析和解決機械設計問題，知識。通過設計實踐，逐步樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識和競爭意識，熟悉機械設計的一般規(guī)律，分析問題和解決問題的能力。通過設計計算，圖紙和技術標準，應用說明書，設計說明書和其他有關材料，機械設計的基本技能和綜合訓練。
因此，它在我們的四年大學生活中占有重要而又獨特的的地位。
致 謝
我要感謝我的指導教師XX老師。老師雖身負教學、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學院的各位工作人員，他細致的工作使我和同學們的學習和生活井然有序。
謹向我的父母和家人表示誠摯的謝意。他們是我生命中永遠的依靠和支持，他們無微不至的關懷，是我前進的動力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒有他們就沒有我，我的點滴成就都來自他們。
讓我依依不舍的還有各位學友、同門和室友。在我需要幫助的時候他們伸出溫暖的雙手，鼎立襄助。能和他們相遇、相交、相知是人生的一大幸事。
參考文獻
[1] 馮桂安等.機械制造裝備設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，
[2] 齒輪手冊編委會.齒輪手冊(上冊)第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5.
[3] 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造編委會. 漸開線齒輪行星傳動的設計與制造.北京:機械工業(yè)出版社,2002.5.
[4] 陳坐模，葛文杰等. 機械原理第七版.北京:高等教育出版社,2007.12.
[5] 濮良貴，紀名剛. 機械設計第八版.北京:高等教育出版社,2008.4.
[6] 卜炎. 螺紋連接連接設計與計算.北京:高等教育出版社,1993.
[7] 張春林，曲繼芳.機械創(chuàng)新設計[M].北京:高等教育出版社,2008.4.
[8] 成大先.機械設計手冊,第五卷[M]. 北京:化學工業(yè)出版社，
[9] 王昆等.機械設計課程設計[M]. 北京:高等教育出版社,
[10] 王杰等.機械制造工程學[M].北京:北京郵電大學出版社，
[11] 良貴，紀名剛.機械設計[M]. 北京:機械工業(yè)出版社，
[12] 阮忠唐主編. 連軸器，離合器的設計與選用指南[M].
[13] 《機械設計手冊》聯(lián)合編寫組.機械設計手冊（上）
[14] 中國農業(yè)機械化科學研究院.實用機械設計手冊[M].
[15] 饒振剛. 行星傳動機構設計（第二版）. 北京：機械工業(yè)出版社，1994
[16] 馮澄宙. 漸開線少齒差行星傳動. 北京：機械工業(yè)出版社，1981
[17] 楊洪濤，陸永禎. K－H－V型漸開線少齒差行星傳動變位系數(shù)的確定. 鞍山鋼鐵學院學報，2002，25(1)：20-21
[18] 吳迎學. 偏曲軸輸入少齒差行星減速器的可靠性優(yōu)化設計.中南林學院學報，2002，22(1)：50-56
[19] 葉志剛，汪萍. K-H-V型少齒差減速器齒輪嚙合可視化建模與分析. 機械設計與研究，2002，18(2)：32-35
[20] 張春林，姚九成. 漸開線少齒差行星傳動的變位系數(shù)的選擇. 北京理工大學學報，1998，18(5)：563-566
[21] 任輝啟. ANSYS7.0工程分析實例詳解.北京：人民郵電出版社，2003
[22] 牟林. 齒差行星減速器孔銷式輸出機構的強度和剛度初探. 機械設計與制造，2006，（01）：15-17