NW行星齒輪減速機

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1、皖西學(xué)院本科畢業(yè)論文（設(shè)計） 2K-H型雙極（負號機構(gòu))行星齒輪減速器設(shè)計 作 者 朱萬勝 指導(dǎo)教師 左家圣 摘要： 本文完成了對一個2K-H型雙級負號機構(gòu)（NW型）的行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和傳動設(shè)計。此減速器的傳動比是15，而且，它具有體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、外闊尺寸小及傳動功率范圍大等優(yōu)點。首先簡要介紹了課題的背景以及對齒輪減速器的概述，減速器是一種動力傳達機構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將馬達的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。然后根據(jù)原始數(shù)據(jù)及給定的系統(tǒng)傳動方案圖計算其傳動效率并選擇電動機的功效，再然后就是對減速器的核心部分行星齒輪的設(shè)計，包括其各

2、個齒輪的齒數(shù)、幾何參數(shù)和配齒計算，最后根據(jù)強度理論校核齒輪的強度。然后對各齒輪進行受力分析并進行計算，然后設(shè)計計算輸出軸輸入軸并進行對其強度校核。最后在所有理論尺寸都算出來后繪制其總裝配圖。 關(guān)鍵字：減速器、行星齒輪、 NW型行星傳動 2K-H bipolar (negative body) design of planetary gear reducer Abstract: The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer desig

3、n and transmission design. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, spee

4、d reducer is a dynamic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motors rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph

5、and select the motor effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and t

6、hen design calculations and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing. Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmission 目錄 1 概述 …………………………………………………………………………………3 2 原始數(shù)據(jù)及傳動系統(tǒng)的方案

7、……………………………………………………4 3 電動機的選擇………………………………………………………………………5 4 行星齒輪傳動設(shè)計…………………………………………………………………6 4.1 行星齒輪傳動的傳動比和效率計算……………………………………………6 4.2 行星齒輪傳動的配齒計算………………………………………………………6 4.3行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算……………………………………7 4.4行星齒輪傳動強度計算及校核…………………………………………………9 4.5行星齒輪傳動的受力分析…………………………………………………

8、……13 4.6 行星齒輪傳動的均載機構(gòu)及浮動量……………………………………………15 4.7 輪間載荷分布均勻的措施………………………………………………………15 5 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計…………………………………………17 6 設(shè)計小結(jié)……………………………………………………………………………22 7 主要參考文獻………………………………………………………………………23 8 致謝…………………………………………………………………………………24 1 概述 1.1 行星齒輪傳動件簡介 行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量

9、輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點，逐漸獲得廣泛應(yīng)用。同時它的缺點是：材料優(yōu)質(zhì)、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求較高、安裝較困難些、設(shè)計計算也較一般減速器復(fù)雜。但隨著人們對行星傳動技術(shù)進一步的深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術(shù)的引進和消化吸收，從而使其傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高，完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 根據(jù)負載情況進行一般的齒輪強度、幾何尺寸的設(shè)計計算，然后要進行傳動比條件、同心條件、裝配條件、相鄰條件的設(shè)計計算，由于采用的是多個行星輪傳動，還必須進行均載機構(gòu)及浮動量的設(shè)計計算。 行星齒輪傳動根據(jù)基本夠件的組成情況可分為：2K—H、3K、及K—H—V

10、三種。若按各對齒輪的嚙合方式，又可分為：NGW型、NN型、WW型、WGW型、NGWN型和N型等。我所設(shè)計的行星齒輪是2K—H雙極（負號機構(gòu)）行星傳動NW型。 1.2 減速器簡介 減速器是一種動力傳達機構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將馬達的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構(gòu)。 減速器降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速器額定扭矩。降速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 一般的減速器有斜齒輪減速器(包括平行軸斜齒輪減速器、蝸輪減速器、錐齒輪減速器等等)、行星齒輪減速器、擺線針輪減速器、蝸輪蝸桿減速器、行星摩擦式機械無級變速機等等。

11、按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。 1） 蝸輪蝸桿減速器的主要特點是具有反向自鎖功能，可以有較大的減速比，輸入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。 2） 諧波減速器的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛性與金屬件相比較差。輸入轉(zhuǎn)速不能太高。 3） 行星減速器其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)比較緊湊，回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。 2 原始數(shù)據(jù)及傳動系統(tǒng)的方案 2.1有關(guān)原始數(shù)據(jù)

12、 課題：2K-H型雙極（負號機構(gòu)）行星齒輪減速器設(shè)計 原始數(shù)據(jù)及要求： （1）輸出轉(zhuǎn)矩：M=15N.m （2）采用8級臥式三相異步電動機驅(qū)動，降速比 i=1/15； 2.2傳動系統(tǒng)的方案 圖2-1系統(tǒng)傳動方案圖 3 電動機的選擇 3.1電動機的類型 8級臥式三相異步電動機、全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)、電壓380V。 3.2電動機的容量 輸出軸的有效功率為 （由公式T=9.55106P/n） PW=Tn/9.55106 又電動機為8級，降速比為1/15； 所以n約為：n≈750/15=50r/m

13、in ∴PW≈1510350／9.55106＝7.85kw 從電動機到輸出軸的總效率為: ηΕ=η1η23η32 式中η1，η2，η3為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動的傳動效率，查表取η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97 則 ηΕ=0.990.9830.972=0.8767 所以電動機所需工作功率為 Pd=PW/ηΕ=7.85Kw/0.8767=8.96kW 3.3電動機的轉(zhuǎn)速 8級臥式三相異步電動機轉(zhuǎn)速為710r/min ~750r/min， 根據(jù)電動機的類型、容量

14、和轉(zhuǎn)速，查表及有關(guān)手冊選定電動機型號為 Y180L-8，其主要性能如下表： 電動機型號 額定功率/kW 滿載轉(zhuǎn)速/（r/min） 起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y180L-8 11 730 1.7 2.0 電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表: 型號 H A B C D E FGD G K b b1 b2 h AA BB HA L1 Y180L-8 180 279 279 121 48 110 149 42.5 15 355 285 180 430 70 379 25 775

15、 4 行星齒輪傳動設(shè)計 4.1行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 4.1.1行星齒輪傳動的傳動比 齒輪b固定時， =1-iah=-zbzd/zazc ∴ iah=1+ zbzd/zazc =15 4.2.2行星齒輪的傳動效率計算 因，中心輪a輸入 所以根據(jù)公式η=1-/(-1)* = 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 因 =-zbzc/zdza ∴ ηbaH=1-(zbzc/zazd+zbzc)* =1-14/150.025 =9

16、7.67% 4.2行星齒輪傳動的配齒計算 傳動比 i1H=1+zczb/zazd=15 可得zczb/zazd =14 ① 由圖示可得其同心條件為 za+zc=zb-zd ② 令A(yù)= zc/za B=zb/zd 可得 zc=Aza zb=Bzd ③ 將③帶入①得 AB=14 式中系數(shù)AB的取值范圍為：1.2≦A≦4.2 2.4≦B≦4.8 可取A=3.5 B=4 最小中

17、心輪a的齒數(shù)za可按公式選取 即za=Knp 取K=6 np=3 ∴za=18 將式③帶入②得 za+ Aza =Bzd- zd 代入數(shù)據(jù) 4.518=3 zd 得zd=27 zc=Aza=63 zb=Bzd=108 再考慮其傳動的安裝條件,即公式 za/np+ zb/np=C 得C=18/3+108/3=42 (為整數(shù)) 所以符合安裝條件。 4.3行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 按齒根彎曲強度初算齒輪模數(shù)m 齒輪模數(shù)m的初算公式為 m= 式中 —算數(shù)系數(shù)，對于直齒輪傳動=12.1；

18、 —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N*m ； =/=9549/n=95497.85/3730=34.228N*m —使用系數(shù)，由《參考文獻二》表6—7查得=1； —綜合系數(shù)，由《參考文獻二》表6—5查得=2； —計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由《參考文獻二》公式6—5得=1.2； —小齒輪齒形系數(shù)， 圖6—22可得=2.05；， —齒輪副中小齒輪齒數(shù)，==18； —試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由《參考文獻二》圖6—26～6—30選取=300 所以 m==12.1 =1.506 取m=2.0 （1）分度圓直徑d d(

19、a)=mza=218=36mm d(b)=mzb=2108=216mm d(c)=mzc=263=126mm d(d)=mzd=227=54mm （2）齒頂圓直徑da 齒頂高ha: 內(nèi)嚙合ha1=ha2=h*am=m=2.0 外嚙合ha2=（h*a-△h*）m=（1-7.55/z2）m=1.86 da(a)=d(a)+2ha=36+4=40mm da(b)=d(b)-2ha2=216-3.72=212.28mm da(c)=d(c)+2ha=126+4=130mm da(d)=d(d)+2ha=54+4=58mm （3）齒根圓直徑df 齒根高hf=（h

20、*a+c*）m=1.25m=2.5 df(a)=d(a)-2hf=36-5=31mm df(b)= d(b)+2hf=216+5=221mm df(c)= d(c) -2hf=126-5=121mm df(d)= d(d) -2hf=54-5=49mm (4)中心距a ① a-c為外嚙合齒輪副 aac=m/2(za+zc)=1（18+63）=81mm ② b-d為內(nèi)嚙合齒輪副 abd =m/2(zb+zd)=1(108-27)=81mm 中心輪a 齒輪c 齒輪d 內(nèi)齒圈b 模數(shù)m 2.0 2.0 2.0 2.0 齒數(shù)z 18 63 27

21、 108 分度圓直徑d（mm） 36 126 54 216 齒頂圓直徑da（mm） 40 130 58 212.28 齒根圓直徑df（mm） 31 121 49 221 中心距a aac=81mm abd=81mm 4.4行星齒輪傳動強度計算及校核 4.4.1行星齒輪彎曲強度計算及校核 （1）選擇齒輪材料及精度等級 中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162～217HBS，選8級精度，要求齒面粗糙度1.6 行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛（一般機械結(jié)構(gòu)零件，硬度大，強度、鋼性、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料

22、）選8級精度，要求齒面粗糙度3.2。 （2）轉(zhuǎn)矩 =/=9549/n=95497.85/3730=34228N*mm （3）按齒根彎曲疲勞強度校核 由《參考文獻三》式8—24得出 如【】則校核合格。 （4）齒形系數(shù) 由《參考文獻三》表8—12得=2.05，=2.0，=1.84； （5）應(yīng)力修正系數(shù) 由《參考文獻三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74； （6）許用彎曲應(yīng)力 由《參考文獻三》圖8—24得=300MPa，=280 MPa ； 由表8—9得=1.3 由圖8—25得==1； 由《參考文獻三》式8—14可得

23、 =*/=300/1.3=230.8 MPa =*/=280/1.3=215.4 MPa =2K/b*=(21.134228/402.0218)2.051.49=79.86 Mpa< =230.8 MPa =*/=79.862.01.58/2.051.74=82.84 <=215.4 MPa 齒根彎曲疲勞強度校核符合。 4.4.2齒輪齒面強度的計算及校核 （1）、齒面接觸應(yīng)力 = = = （2）、許用接觸應(yīng)力為 許用接觸應(yīng)力可按下式計算，即 =* （3）、強度條件 校核齒

24、面接觸應(yīng)力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應(yīng)力中的較大值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為，即 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應(yīng)分別大于其對應(yīng)的最小安全系數(shù)，即 > 查《參考文獻二》表6—11可得 =1.3 所以 >1.3 4.4.3有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限 （1）使用系數(shù) 查《參考文獻二》表6—7 選取=1 （2）動載荷系數(shù) 查《參考文獻二》圖6—6可得=1.02 （3）齒向載荷分布系數(shù) 對于接觸情況良好的齒輪副可取=1 （4）齒間載荷分配系數(shù)、

25、 由《參考文獻二》表6—9查得 ==1.1 ==1.2 （5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 由《參考文獻二》式7—13 得=1+0.5（-1） 由《參考文獻二》圖7—19 得=1.5 所以 =1+0.5（-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25 仿上 =1.75 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—9查得=2.06 （7）彈性系數(shù) 由《參考文獻二》表6—10查得=1.605 （8）重合度系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—10查得=0.82 （9）螺旋角系數(shù) ==1 （10）試驗齒的接觸疲勞極限 由《參考

26、文獻二》圖6—11～圖6—15查得 =520Mpa （11）最小安全系數(shù)、 由《參考文獻二》表6-11可得=1.5、=2 （12）接觸強度計算的壽命系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—11查得 =1.38 （13）潤滑油膜影響系數(shù)、、 由《參考文獻二》圖6—17、圖6—18、圖6—19查得=0.9、=0.95、=0.82 （14）齒面工作硬化系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—20查得 =1.2 （15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) 由《參考文獻二》圖6—21查得 =1 （16）Ft—斷面內(nèi)分度圓上的名義切向力，N；可按公式Ft=2000T1/d1求得；

27、 Ft=2000T1/d1=2000102.68/54=3802.96N 所以 ==2.061.6050.8211.737 = 4.71 ==4.71=5.578 ==4.71=6.89 =*=520/1.31.380.90.950.821.21=464.4 所以 齒面接觸校核合格 4.5 行星齒輪傳動的受力分析 在行星齒輪傳動中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1，即>1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在2H—K型行星傳動中，各基本構(gòu)件（中心輪a、b和轉(zhuǎn)臂H）對傳動主軸

28、上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設(shè)計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構(gòu)件，同時用符號F代表切向力。為了分析各構(gòu)件所受力的切向力F，提出如下三點： (1)在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài),因此，構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。 (2)如果在某一構(gòu)件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。 (3)為了求得構(gòu)件上兩個平行力的比值，則應(yīng)研究它們對第三個力的作用點的力矩。 本行星傳動中各構(gòu)件的嚙合切向力如下圖所示。 圖4-1傳動簡圖

29、 圖4-2構(gòu)件受力分析 中心輪a在每一套中所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 T1=Ta/np=9545P1/npn1=34.228 N*m Ta=9545P1/n1=102.68 N*m 中心輪a的切向力為 Fca=2000Ta/npda =2000114.457336 =1901.564N 雙聯(lián)行星輪c-d的切向力為 Fac=-Fca=-2000Ta/npda =-1901.564N Fbd=dc/ddFac=-2000dcTa/npddda =-4437N Fxc=-(F

30、ac+Fbd)=2000Ta/npda(1+dc/dd) =6556.58N 轉(zhuǎn)臂x的切向力為 Fcx=-Fxc=-2000Ta/npda(1+dc/dd) =-6556.58N 轉(zhuǎn)矩Tx為 Tx=nprxFcx/1000=-ibaxTa=-15102.68 =-1540.27 N*m 式中 —中心輪a的節(jié)圓直徑，㎜ —內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑，㎜ —轉(zhuǎn)臂H的回轉(zhuǎn)半徑，㎜ 內(nèi)齒輪b的切向力為 Fdb=-Fbd=2000dcTa/npddda =4437N 轉(zhuǎn)矩Tb為 Tb=npdbFdb/

31、2000=(ibax-1)Ta =1437.58N 4.6 行星齒輪傳動的均載機構(gòu)及浮動量 行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個（2）行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使用了多個行星輪來分擔(dān)載荷，形成功率分流，并合理地采用了內(nèi)嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。 4.7 輪間載荷分布均勻的措施 為了使行星輪間載荷分布均勻，起初，人們只努力提高齒輪的加工精度，從而使得行星輪傳動的制造和轉(zhuǎn)配變得比較困難。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調(diào)位的方法，即采用各種機械式

32、的均載機構(gòu)，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。從而，有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易轉(zhuǎn)配，且使行星齒輪傳動輸入功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。 在選用行星齒輪傳動均載機構(gòu)時，根據(jù)該機構(gòu)的功用和工作情況，應(yīng)對其提出如下幾點要求： （１）載機構(gòu)在結(jié)構(gòu)上應(yīng)組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉(zhuǎn)配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數(shù)值最小。 （２）均載機構(gòu)的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應(yīng)使均載構(gòu)件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準(zhǔn)確。 （３）在均載過程中，均載構(gòu)件應(yīng)能以較小的自動調(diào)整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。 （４）均載機構(gòu)應(yīng)

33、制造容易，結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。 （５）均載機構(gòu)應(yīng)具有一定的緩沖和減振性能；至少不應(yīng)增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。 為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)類型可分為兩種： （1）靜定系統(tǒng) 該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的。 （2）靜不定系統(tǒng) 均載機構(gòu)： 1基本構(gòu)件浮動的均載機構(gòu) (1) 中心輪a浮動 （2）內(nèi)齒輪b浮動 （3）轉(zhuǎn)臂H浮動 （4）中心輪a與轉(zhuǎn)臂H同時浮動 （5）中心輪a與內(nèi)齒輪b同時浮動 （6）組成靜定結(jié)構(gòu)的

34、浮動 2杠桿聯(lián)動均載機構(gòu) 本次所設(shè)計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構(gòu)件中心輪a浮動的均載機構(gòu)。 5 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計 5.1減速器輸入軸的設(shè)計 5.1.1選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 由已知條件 選用45號鋼,并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,由《參考文獻四》表14—4查得強度極限=650MPa,再由表14—2得許用彎曲應(yīng)力=60MPa 5.1.2按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑 根據(jù)《參考文獻四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107)=26～23.6d1

35、 取直徑=26mm 5.1.3確定各軸段的直徑 軸段1(外端)直徑最少=26m， 考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=30mm, =32mm,d4=31mm。 5.1.4確定各軸段的長度 齒輪輪廓寬度為30mm,為保證行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L1=48.5mm,L2=30mm，L3=45mm,L4=15mm，L5=40mm。 按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖： 圖5-1 輸入軸簡圖 5.1.5校核軸 a、受力分析圖 圖5-2 受力分析 (a

36、) 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：==210268/54=380.3N 徑向力：==380.3tan=138.4N 法向力：=/cos=380.3/ cos=404.7N b、作水平面內(nèi)彎矩圖（7-2a）。支點反力為： =/2=202.35N 彎矩為：=202.35100/2=10117.5Nmm =202.3540/2=4047 Nmm c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（7-2b），支點反力為：=/2=69.2N 彎矩為：=69.2100/2=3460Nmm =69.240/2=138

37、4 Nmm d、作合成彎矩圖（7-2c）：===10692.8 Nmm ===4277 Nmm e、作轉(zhuǎn)矩圖(7-2d)： T=9549/n=95497.85/730=102.68N*m=102680 Nmm f、求當(dāng)量彎矩 ===62529 Nmm ==61756 Nmm g、校核強度 =/W=62529/0.1=62529/0.1303=23.16Mpa =/W=61756/0.1=61756/0.1313=22.47 Mpa 所以 滿足=60Mpa的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 5.2行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計 5.2.1選

38、擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 由已知條件： 齒輪軸選用45鋼正火,由《參考文獻四》表14—4查得強度極限=600MPa,再由表14—2得許用彎曲應(yīng)力=55MPa 5.2.2按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑 =Pη=7.8597.67%=7.67kw 根據(jù)《參考文獻四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107) =26～23.6d 取直徑=45mm 5.2.3確定各軸段的直徑 軸段1(外端)直徑最少d5=45mm， 考慮到軸在整個減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：=46mm， ==50mm，d3=52mm，d5=45mm。 5.2.4確定各

39、軸段的長度 齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定：L=180mm, =45mm, =27mm, =38mm, =40mm, =40mm。 按設(shè)計結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖： 圖5-3 輸出軸簡圖 5.2.5校核軸 a、受力分析圖 見圖 圖5-4 受力分析圖 (a)水平面內(nèi)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：==210268/33=622.3N 徑向力：==622.3ta

40、n=226.5N 法向力：=/cos=622.3/ cos=662.3N b、作水平面內(nèi)彎矩圖（7-4a）。支點反力為： =/2=311.15N 彎矩為：=311.15100.5/2=15635.3Nmm =311.1539.5/2=6145.2Nmm c、作垂直面內(nèi)的彎矩圖（7-4b），支點反力為：=/2=113.25N 彎矩為：=113.25100.5/2=5690.8 Nmm =113.2539.5/2=2236.7 Nmm d、作合成彎矩圖（7-4c）：===16638.7 Nmm ===6539.6Nmm e、作轉(zhuǎn)矩圖(7-4

41、d)： T=9549/n=95497.85/730=102.68N*m=102680 Nmm f、求當(dāng)量彎矩 ===63815.3 Nmm ==61954Nmm g、校核強度 =/W=63815.3/0.1=63815.3/0.1503=5.1Mpa =/W=61954/0.1=61954/0.1453= 6.8Mpa 所以 滿足=55Mpa的條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 6 設(shè)計小結(jié) 此次畢業(yè)設(shè)計是我們從大學(xué)畢業(yè)生走向未來設(shè)計的重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直

42、到完成設(shè)計。其間，查找資料，老師指導(dǎo)，與同學(xué)交流，反復(fù)修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。 通過這次實踐，我了解了減速器的用途及工作原理，熟悉了減速器的設(shè)計步驟，鍛煉了機械設(shè)計的實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設(shè)計能力。此次畢業(yè)設(shè)計是對我專業(yè)知識和專業(yè)基礎(chǔ)知識一次實際檢驗和鞏固，同時也是走向工作崗位前的一次熱身。 畢業(yè)設(shè)計收獲很多，比如學(xué)會了查找相關(guān)資料相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，分析數(shù)據(jù)，提高了自己的繪圖能力，懂得了許多經(jīng)驗公式的獲得是前人不懈努力的結(jié)果。同時，仍有很多課題需要后輩去努力去完善。 但是畢業(yè)設(shè)計也暴露出自己專業(yè)基礎(chǔ)的很多不足之處。比如缺乏綜合應(yīng)用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解，等

43、等。這次實踐是對自己大學(xué)四年所學(xué)的一次大檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但是自己的求學(xué)之路還很長，以后更應(yīng)該在工作中學(xué)習(xí)，努力使自己 成為一個對社會有所貢獻的人。 7 主要參考文獻 [1] 關(guān)慧貞 馮辛安.《機械制造裝備設(shè)計》.機械工業(yè)出版社.2010年,第3版,448頁. [2] 饒振綱.《行星齒輪傳動設(shè)計》.化學(xué)工業(yè)出版社出版.2003年,第1版,335頁. [3] 鄭文緯 吳克堅.《機械原理》.高等教育出版社.1997年,第7版,591頁. [4] 濮良貴 紀名剛.《機械設(shè)計》.高

44、等教育出版社.2006年,第8版,424頁. [5] 宋寶玉.《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》. 高等教育出版社.2006年,第1版.187頁. 8 致謝 經(jīng)過幾個月的忙碌和學(xué)習(xí)，本次畢業(yè)論文設(shè)計已經(jīng)接近尾聲。作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計，由于經(jīng)驗的匱乏，專業(yè)知識薄弱，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有指導(dǎo)教師的的督促指導(dǎo)，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。在這里首先要感謝我的論文指導(dǎo)老師左家圣老師。左老師在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從選題到查閱資料，論文提綱的確定，中期論文的修改，后期論文格式調(diào)整等各個環(huán)節(jié)中都給予了我悉心的指導(dǎo)。除了敬佩左老師的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴謹和科學(xué)研究的精神也是我永遠學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。最后還要感謝大學(xué)四年來所有指導(dǎo)過我的老師，是在他們的教誨下，我掌握了堅實的專業(yè)知識基礎(chǔ)，為我以后的揚帆遠航注入了動力。 第24頁