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畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題目 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 系 主 任 二級(jí)學(xué)院院長(zhǎng) 33 摘 要 對(duì)1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)國(guó)內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點(diǎn)、結(jié)構(gòu)型式和其傳動(dòng)原理進(jìn)行了一定的闡述。在設(shè)計(jì)過(guò)程當(dāng)中，對(duì)內(nèi)嚙合傳動(dòng)產(chǎn)生的各種干涉進(jìn)行了詳細(xì)驗(yàn)算；從如何提高轉(zhuǎn)臂軸承的壽命為出發(fā)點(diǎn)，來(lái)計(jì)算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進(jìn)行一齒差內(nèi)齒輪副的設(shè)計(jì)計(jì)算，最終合理設(shè)計(jì)減速器的整體結(jié)構(gòu)。 關(guān)鍵詞：1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副 Abstract On one tooth difference planetary gear reducer for the domestic and foreign development status, advantages and disadvantages, the structure and transmission principle of a paper. In the design process, a variety of internal meshing interference checking in detail; how to improve the turning arm bearing life as the starting point, to calculate the modulus gear selection, design calculation of one tooth difference internal gear, the rational design of overall structure of the reducer. Key words：one tooth difference planetary gear; planetary gear reducer; internal gear pair 目 錄 摘 要 II Abstract III 第1章 緒論 1 1.1 概述 1 1.2 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)的結(jié)構(gòu)型式 1 1.2.1 N型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī) 1 1.2.2 NN型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī) 2 第2章 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 4 2.1 課題參數(shù)擬定 4 2.2 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 4 第3章 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 6 3.1一齒差傳動(dòng)原理 6 3.2 齒輪齒差的確定 6 3.3 選定齒輪的精度等級(jí)和材料 7 第4章 軸的設(shè)計(jì) 11 4.1 軸的材料選擇 11 4.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 4.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 12 4.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 13 4.3 強(qiáng)度計(jì)算 13 4.3.1 輸入軸上受力分析 13 4.3.2 輸入軸支反力分析 14 4.3.3 軸的強(qiáng)度校核 15 第5章 浮動(dòng)盤(pán)式輸出機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 17 5.1 機(jī)構(gòu)形式 17 5.2幾何尺寸的確定 17 5.3 銷(xiāo)軸與浮動(dòng)盤(pán)平面的接觸應(yīng)力 17 5.4 嚙合效率 17 5.4.1 一對(duì)內(nèi)嚙合齒輪的效率 17 5.4.2 行星結(jié)構(gòu)的嚙合效率 18 5.5 輸出機(jī)構(gòu)的效率 18 5.5.1 用浮動(dòng)盤(pán)輸出機(jī)構(gòu) 18 5.5.2 行星機(jī)構(gòu) 18 5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 18 5.4 總效率 19 第6章 部分零件的校核 20 6.1 一齒差行星齒輪傳動(dòng)受力分析 20 6.1.1 齒輪受力 20 6.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 21 6.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 21 6.2 銷(xiāo)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 22 6.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 22 6.4 鍵的校核計(jì)算 24 6.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 25 6.4.2 偏心套處鍵的校核 25 6.4.3 支座處鍵的校核 25 6.5 軸承的校核計(jì)算 25 總結(jié) 31 致 謝 32 參考文獻(xiàn) 33 第1章 緒論 1.1 概述 隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機(jī)械化和自動(dòng)化水平的不斷提高，各工業(yè)部門(mén)需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動(dòng)比范圍大，效率高，承載能力大，運(yùn)轉(zhuǎn)可靠以及壽命長(zhǎng)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(dòng)比時(shí)，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設(shè)備制造；而漸開(kāi)線1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)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(jī)上加工，因而成本較低。能適應(yīng)特種條件下的工作，在國(guó)防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運(yùn)輸以及建筑工程等工業(yè)部門(mén)中取得廣泛的應(yīng)用。 1.2 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)的結(jié)構(gòu)型式 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)常用的結(jié)構(gòu)型式有N型和NN型兩種。 1.2.1 N型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī) N型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)按其輸出機(jī)構(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動(dòng) 式和孔銷(xiāo)式三種?，F(xiàn)以孔銷(xiāo)式為例來(lái)簡(jiǎn)述其組成和原理。 圖1-1 圖1-2 圖1-1是典型的孔銷(xiāo)式N型減速器。它主要由偏心軸1，行星齒輪2，內(nèi)齒 輪3，銷(xiāo)套4，銷(xiāo)軸5，轉(zhuǎn)臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。 圖1-2為其傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖，傳動(dòng)原理簡(jiǎn)述如下：當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)偏心軸1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于內(nèi)齒輪3與機(jī)殼固定不動(dòng)，迫使行星齒輪2繞內(nèi)齒輪3作行星運(yùn)動(dòng)（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(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(yùn)動(dòng)為反向低速運(yùn)動(dòng)。利用輸出機(jī)構(gòu)V將行星輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)按傳動(dòng)比而傳遞給輸出軸7，從而達(dá)到減速的目的。 圖1-2的V結(jié)構(gòu)為減速器的輸出結(jié)構(gòu)，其特點(diǎn)是從結(jié)構(gòu)上保證行星齒輪上的銷(xiāo)孔直徑比銷(xiāo)軸套的外徑大兩倍偏心距。在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，銷(xiāo)軸套始終與行星齒輪上的銷(xiāo)孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)軸套傳給輸出軸，以實(shí)現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運(yùn)動(dòng)。 1.2.2 NN型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī) NN型1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)按其輸出構(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)齒輪輸出為例來(lái)簡(jiǎn)述其組成和原理。 圖1-3 圖1-4 如圖1-3所示，它主要由以下四個(gè)部分組成； 1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸1上做一個(gè)偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達(dá)到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊2。 2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結(jié)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(gè)轉(zhuǎn)臂軸承3。 3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪5與機(jī)座6聯(lián)接在一起，固定不動(dòng)。 4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪8與輸出軸制成一整體，把運(yùn)動(dòng)輸出。 傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖如圖1-4所示，原理簡(jiǎn)述如下：當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)偏心軸1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于內(nèi)齒輪5與機(jī)殼6固定不動(dòng)，迫使行星齒輪4繞內(nèi)齒輪5做行星運(yùn)動(dòng)（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運(yùn)動(dòng)為反向低速運(yùn)動(dòng)。行星輪7與輸出軸上的內(nèi)齒輪8作行星運(yùn)動(dòng)，把運(yùn)動(dòng)傳出去，達(dá)到減速的目的。 第2章 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)總體參數(shù)的設(shè)計(jì) 2.1 課題參數(shù)擬定 設(shè)計(jì)漸開(kāi)線1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)卷筒，減速器由電機(jī)直接驅(qū)動(dòng)，輸出機(jī)構(gòu)為銷(xiāo)軸式，內(nèi)齒輪連同卷筒輸出。要求尺寸小。已知設(shè)計(jì)參數(shù)：1、額定起重量：1t， 2、卷?yè)P(yáng)速度：20m/min， 3、電動(dòng)機(jī)功率：7.5Kw， 4、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：1450轉(zhuǎn)/分， 5、傳動(dòng)比：62。 2.2 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 選上述不同轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P499附錄50及相關(guān)資料得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)和計(jì)算出總的傳動(dòng)比，列于下表： 方案 電機(jī)型號(hào) 額定功率kW 電機(jī)轉(zhuǎn)速r/min 電機(jī)質(zhì)量kg 參考 價(jià)格（元） 同步 轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 38 760 2 Y160M -6 7.5 1000 970 63 1022 3 Y160L-8 7.5 750 720 79 800 表二 為降低電動(dòng)機(jī)重量和價(jià)格，由表二選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的Y系列電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為Y132M-4。 查《機(jī)械基礎(chǔ)》P500附錄51，得到電動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)以及安裝的有關(guān)尺寸(mm)，見(jiàn)以下兩表： 電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 （kw） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.2 第3章 1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定 3.1一齒差傳動(dòng)原理 圖3-1所示是采用銷(xiāo)軸式輸出機(jī)構(gòu)的1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)簡(jiǎn)圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個(gè)）、內(nèi)齒輪、銷(xiāo)套（未畫(huà)出）、銷(xiāo)軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫(huà)出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動(dòng)的一種類型。 圖3-1 圖3-1是典型的減速器。它主要由偏心軸，行星齒輪，內(nèi)齒輪，銷(xiāo)套，銷(xiāo)軸，轉(zhuǎn)臂軸承，輸出軸和殼體等組成。圖1-2為其傳動(dòng)原理簡(jiǎn)圖，傳動(dòng)原理簡(jiǎn)述如下：當(dāng)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)偏心軸1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于內(nèi)齒輪與機(jī)殼固定不動(dòng)，迫使行星齒輪繞內(nèi)齒輪作行星運(yùn)動(dòng)（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(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(yùn)動(dòng)為反向低速運(yùn)動(dòng)。利用輸出機(jī)構(gòu)V將行星輪的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)按傳動(dòng)比而傳遞給輸出軸，從而達(dá)到減速的目的。 3.2 齒輪齒差的確定 一齒差傳動(dòng)一般齒差數(shù)為1～4，由于傳動(dòng)比i＝62，可取齒差數(shù)＝1。 當(dāng)內(nèi)齒輪2固定，轉(zhuǎn)臂H主動(dòng)，構(gòu)件V從動(dòng)時(shí)，可由上式得傳動(dòng)比公式為： 上式中的“－”號(hào)表示從動(dòng)件V與主動(dòng)件H轉(zhuǎn)向相反。 當(dāng)構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動(dòng)，內(nèi)齒輪從動(dòng)（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)的情況），可得出傳動(dòng)比公式為： 上式中的“+”號(hào)，表示從動(dòng)件2與主動(dòng)件H的轉(zhuǎn)向相同。 已知齒數(shù)差＝＝1，i＝62，可得： ＝1×62＝62 ， ＝62-1＝61。 3.3 選定齒輪的精度等級(jí)和材料 一般選用7級(jí)精度。 內(nèi)齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力。 （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪 由于本設(shè)計(jì)中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動(dòng)，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度決定，其設(shè)計(jì)公式為： ① 確定載荷系數(shù)K 因?yàn)樵擙X輪傳動(dòng)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(duì)軸承是對(duì)稱布置，根據(jù)電動(dòng)機(jī)和載荷的性質(zhì)查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》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(yīng)力 ?。┙佑|疲勞極限應(yīng)力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》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(diào)質(zhì)處理后的極限應(yīng)力為 =600MPa , =560MPa ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN 應(yīng)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(shí)，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點(diǎn)蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ⅲ) 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)SHmin 查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P151表5－10，得SHmin＝1 ⅳ）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 將以上各數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式得 ⅶ）齒寬系數(shù) 由于本設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)中的齒輪為對(duì)稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P326表14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為0.8～1.1。取。 ⅵ）計(jì)算小齒輪直徑d1 由于，故應(yīng)將代入齒面接觸疲勞設(shè)計(jì)公式，得 ④ 圓周速度v 查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動(dòng)選用9級(jí)精度。 （1） 主要參數(shù)選擇和幾何尺寸計(jì)算 ① 模數(shù)m 標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)應(yīng)大于或等于上式計(jì)算出的模數(shù)，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P311表14－1，選取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm。 ② 分度圓直徑d ③ 其他幾何尺寸的計(jì)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 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 名 稱 計(jì) 算 公 式 結(jié) 果 /mm 模數(shù) m 3 壓力角 n 分度圓直徑 d1 186 d2 186 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 （2） 齒根校核 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核公式為 ① 齒形系數(shù)YF 根據(jù)Z1、Z2,查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24 ② 彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算公式 ⅰ)彎曲疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)大小齒輪的材料、熱處理方式和硬度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P154圖5－33的MQ取值線查得 ， ⅱ）彎曲疲勞壽命系數(shù)YN 根據(jù)N1=6.722>和N2=>，查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P156圖5－34得， YN1=1，YN2=1 ⅲ)彎曲疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)SFmin 本傳動(dòng)要求一般的可靠性，查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P151表5－10，取SFmin＝1.2。 ⅳ）彎曲疲勞許用應(yīng)力 將以上各參數(shù)代入彎曲疲勞許用應(yīng)力公式得 ⅴ）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 因此，齒輪齒根的抗彎強(qiáng)度是安全的。 第4章 軸的設(shè)計(jì) 4.1 軸的材料選擇 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強(qiáng)度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機(jī)械性能見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表11.1。 本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。 4.2 軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸的結(jié)構(gòu)和形狀取決于下面幾個(gè)因素： 1.軸的毛坯種類； 2.軸上作用力的大小及其分布情況； 3.軸上零件的位置、配合性質(zhì)及其聯(lián)接固定的方法； 4.軸承的類型、尺寸和位置； 5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求。 可見(jiàn)影響軸的結(jié)構(gòu)與尺寸的因素很多，設(shè)計(jì)軸時(shí)必須針對(duì)不同的情況進(jìn)行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結(jié)構(gòu)都應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等?？偨Y(jié)一條原則是：便于裝拆，定位準(zhǔn)確，固定可靠，便于制造，受力合理。 對(duì)軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)主要是確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。一般在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)的已知條件有：機(jī)器的裝配簡(jiǎn)圖，軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動(dòng)的偏心軸的機(jī)構(gòu)確定過(guò)程： 4.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長(zhǎng)度 1. 1到2段利用連軸器接電機(jī)，根據(jù)GB/T5O14-2003選擇連軸器，其長(zhǎng)度為50mm。 2.2到3段，由選擇的深溝球軸承6007，其內(nèi)徑d=35mm，軸承寬度B=36mm,同時(shí)考慮到一個(gè)箱蓋的厚度問(wèn)題，故這段取也取為43mm,同時(shí)在這段末尾開(kāi)一個(gè)退刀槽方面定位和加工。 3. 3到4這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時(shí)開(kāi)一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內(nèi)徑d=40mm,軸承寬度B=23mm，所以取這段為33mm，同時(shí)為方便定位和加工開(kāi)一退到槽。 4.4到5這段主要用于支撐滾子用，取為20mm。5到6這段設(shè)計(jì)和3到4一樣，取其長(zhǎng)度為33mm。 5. 6到7之間考慮到安裝設(shè)計(jì)一個(gè)臺(tái)階，每個(gè)寬為3mm，第7到8段根據(jù)選用的深溝球軸承NJ204E，其內(nèi)徑d=20mm,軸承寬度B=14mm，故取該段為12mm。同時(shí)為方便定位和加工開(kāi)一退刀槽。以上所開(kāi)的退刀槽的寬度都取為2mm。 6. 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編寫(xiě)的《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版中表6-1查得該平鍵為14×9×40 4.2.2 輸出軸的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長(zhǎng)度: 輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編的《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表6-1查得該平鍵為14×9×60。 4.3 強(qiáng)度計(jì)算 軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得材料力學(xué)性能s數(shù)據(jù)為： 4.3.1 輸入軸上受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向上 4.3.2 輸入軸支反力分析 1 在水平平面的支反力，由,得 為負(fù)值說(shuō)明方向與假設(shè)方向相反。 由,得 2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得 3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖 由于齒輪作用力在D截面做出的最大合成彎矩 2) 做轉(zhuǎn)矩圖 4.3.3 軸的強(qiáng)度校核 1）確定危險(xiǎn)截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應(yīng)力集中，故屬于危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)對(duì)D截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 2）安全系數(shù)校核計(jì)算 由于該減速器機(jī)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的切應(yīng)力。 彎曲應(yīng)力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 根據(jù)機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（19.3-2） 式中——45鋼彎曲對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)的疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得=270MPa; ——正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62； ——表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車(chē)削加工，按機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19-3-8查得=0.92； ——尺寸系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-11查得=0.81. 切應(yīng)力幅為： 式中 W——抗斷面系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-15查得 由于式對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 式中 ——45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.1-1查得=155MPa; ——切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89； ，——同正應(yīng)力情況； ——平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-13查得=0.21. 軸D截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的表19.3-5可知，[S]=1.3～1.4，故S＞[S]，該軸D截面是安全的。 同理可驗(yàn)證輸出軸也符合強(qiáng)度要求。 第5章 浮動(dòng)盤(pán)式輸出機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算 5.1 機(jī)構(gòu)形式 浮動(dòng)盤(pán)滾動(dòng)軸式和浮動(dòng)盤(pán)滾套式，機(jī)械工業(yè)出版社出版的第2版《齒輪試論手冊(cè)上冊(cè)》圖7.7-26即為浮動(dòng)盤(pán)滾動(dòng)軸式，圖7.7-27即為浮動(dòng)盤(pán)滾套式，前者用于小功率減速器，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，外形尺寸??；后者用于中小功率，這種結(jié)構(gòu)形式可降低盤(pán)體重量圖7.7-28用于較大功率減速器，是一種裝配式結(jié)構(gòu)，變于加工，降低盤(pán)體重量。次處設(shè)計(jì)的少齒差行星齒輪減速器屬于小功率，故選浮動(dòng)盤(pán)滾動(dòng)軸式。 5.2幾何尺寸的確定 因前面所設(shè)計(jì)的式雙偏心傳動(dòng)，故兩行星輪中間的浮動(dòng)盤(pán)尺寸為： mm 式中 ——銷(xiāo)軸中心分布圓直徑(mm)； ——滾子外徑（mm）； ——偏心距（即齒輪副的中心距）（mm）。 5.3 銷(xiāo)軸與浮動(dòng)盤(pán)平面的接觸應(yīng)力 5.4 嚙合效率 5.4.1 一對(duì)內(nèi)嚙合齒輪的效率 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——79）得 所以 又由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——80）得 所以 按內(nèi)齒輪插齒，外齒輪磨齒時(shí)齒廓摩擦系數(shù)，取，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——78）得 5.4.2 行星結(jié)構(gòu)的嚙合效率 因?yàn)?，由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——76）得 5.5 輸出機(jī)構(gòu)的效率 5.5.1 用浮動(dòng)盤(pán)輸出機(jī)構(gòu) 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——84）得 取摩擦系數(shù)=0.002，中心距=2.137mm。銷(xiāo)軸中心半徑=147、2mm=73.5mm。 則 5.5.2 行星機(jī)構(gòu) 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——81）得 5.3 轉(zhuǎn)臂軸承效率 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——86）得 滾動(dòng)軸承摩擦系數(shù)=0.002，為軸承內(nèi)徑，33112軸承=60，模數(shù)m=3，=1， 則 5.4 總效率 由機(jī)械工業(yè)出版社出版的新版《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷》中的式（17.2——75）得 第6章 部分零件的校核 一齒差行星齒輪傳動(dòng)主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計(jì)摩擦力)，其反作用力是行星輪對(duì)對(duì)上述構(gòu)件的作用力。參看圖9，當(dāng)行星輪逆時(shí)針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時(shí)，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機(jī)構(gòu)的合力為： 圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡(jiǎn)圖 6.1 一齒差行星齒輪傳動(dòng)受力分析 6.1.1 齒輪受力 輸出機(jī)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出： 齒輪分度圓受力 表6 輪齒受力計(jì)算公式 項(xiàng)目 代號(hào) 計(jì)算公式 齒輪 N型傳動(dòng)，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出 圓周力 分度 圓上 節(jié)圓 上 徑向力 法相力 F ——輸出轉(zhuǎn)矩（＝1.4134×N·㎜） ，——分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（＝70，＝72） ——行星輪分度圓直徑（＝280㎜） ——實(shí)際嚙合角（＝39.9°） ——初選嚙合角（＝40°） 將上述數(shù)值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。 6.1.2 輸出機(jī)構(gòu)受力 行星輪多銷(xiāo)軸的作用力隨著銷(xiāo)軸的位置不同而變化，當(dāng)＝/2時(shí)，Q為最大即為。行星輪對(duì)銷(xiāo)軸的最大作用力為： ——銷(xiāo)孔分布圓半徑（＝103.2㎜） ——銷(xiāo)軸數(shù)目（＝10） 代入數(shù)據(jù)得出：＝3195.67N 6.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 一齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機(jī)構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實(shí)踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動(dòng)承載能力的關(guān)鍵。 上圖10為行星輪受力簡(jiǎn)圖。圖示，只有左邊的銷(xiāo)軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷(xiāo)軸對(duì)于行星輪作用力之和的最大值為： =N 圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑＝131.56㎜） ＝N ＝tan=4134.8N 由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：＝15577.46N 6.2 銷(xiāo)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計(jì)算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計(jì)齒輪計(jì)算齒輪模數(shù)時(shí)就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計(jì)算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對(duì)齒輪進(jìn)行校核。現(xiàn)對(duì)銷(xiāo)軸進(jìn)行校核。 懸臂式銷(xiāo)軸的彎曲應(yīng)力校核公式： 式中：——制造和安裝誤差對(duì)銷(xiāo)軸載荷影響系數(shù) 。＝1.35～1.5，精度低時(shí)取大值，反之取小值，在次?。?.35 ——行星輪對(duì)銷(xiāo)軸的作用力（上節(jié)算得＝3195.67N） ——銷(xiāo)軸直徑（＝28㎜） ——許用彎曲應(yīng)力（銷(xiāo)軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷(xiāo)軸材料查?。?50～200） L的值從下圖11中取得，約為50㎜，則： 《 因此銷(xiāo)軸的強(qiáng)度是足夠的，其尺寸符合要求。 6.3 輸入軸的強(qiáng)度校核 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強(qiáng)度校核時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算，其核算公式為： 式中： ——軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa； ——軸所受的彎矩，N·㎜； ——軸所受的扭矩，N·㎜； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； ——對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。 1)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型） 在計(jì)算軸所受載荷時(shí)，常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點(diǎn)的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來(lái)了。個(gè)支承處與應(yīng)力集中點(diǎn)之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。 2）做出彎矩圖 軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來(lái)的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個(gè)個(gè)方程： +=5897.78N ×50＝×100 +=4931.31N ×50＝×100 聯(lián)立以上四個(gè)方程可得出：＝3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。 彎矩，。 總彎矩為 3）做出扭矩圖 傳遞扭矩T=。 扭矩圖如圖 4）校核軸的強(qiáng)度 在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險(xiǎn)截面（即截面B）如圖所示。對(duì)軸的抗彎截面系數(shù)的計(jì)算公式查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-4得出＝。由附圖可知d=45㎜，b＝14㎜，t=5.5㎜，代入數(shù)據(jù)得出＝7611.3。 在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取，軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表15-1得出。因此<，故安全。 圖12 輸入軸受力分析簡(jiǎn)圖 6.4 鍵的校核計(jì)算 所用到的三個(gè)鍵都是平鍵。設(shè)計(jì)中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核： 式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N·㎜），k——鍵與輪轂的接觸高度（），h——為鍵高（㎜）；，b——為鍵寬（㎜）；d——為軸徑（㎜）。 查得 ，則校核過(guò)程如下： 6.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，b×h×L=10×8×53，l=L-b=43㎜ ，d=35㎜,故有： 故安全 6.4.2 偏心套處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T＝，b×h×L=14×9×70，l=L-b=56㎜ ，d=45㎜,故有： 故安全 6.4.3 支座處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即T＝F·/2＝1200000N·㎜，b×h×L=16×10×60，l=L-b=44㎜ ，d=53㎜，且采用雙鍵聯(lián)接，故有： 故安全 6.5 軸承的校核計(jì)算 根據(jù)傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示： 滾動(dòng)軸承的壽命校核計(jì)算公式： 式中n ——軸承轉(zhuǎn)速，r/min； ——軸承壽命指數(shù)，對(duì)球軸承＝3，對(duì)滾子軸承＝10/3； ——壽命因數(shù)，按表7-2-8選??； ——速度因數(shù)，按表7-2-9選??； ——力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時(shí)，，較大時(shí)，； ——沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選?。? ——溫度系數(shù)，由于卷?yè)P(yáng)機(jī)長(zhǎng)期在室外工作，工作溫度小于120°，故取。（查表7-2-11）（據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四版第二卷） 。 表7 軸承代號(hào)及基本參數(shù) 型號(hào) 數(shù)目 基本參數(shù) d D B 基本額定動(dòng)載荷/kN GB/T276-1994 6211 2 55 100 21 43.2 GB/T276-1994 6208 2 40 80 18 29.5 GB/T276-1994 6220 1 100 180 34 122 GB286-81 3516 2 80 140 33 104 1）軸承6211（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則： 2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對(duì)速度，故；且查得＝4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則： 而與銷(xiāo)軸盤(pán)聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n＝960，則： 3）軸承6220（球軸承），n＝26.53r/min；查得＝4.58，=1.073，=1.5，=1.2， 4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對(duì)速度，故；且查得＝3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對(duì)軸承的校核說(shuō)明了所選的所有軸承都滿足要求。 （6）潤(rùn)滑與密封 ① 齒輪的潤(rùn)滑 采用浸油潤(rùn)滑，浸油深度為一個(gè)齒高，但不小于10mm。 ② 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來(lái)潤(rùn)滑。 ③ 潤(rùn)滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油，軸承選用鈣基潤(rùn)滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內(nèi)密封采用擋油盤(pán)。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對(duì)于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。 十、箱體尺寸及附件的設(shè)計(jì) 采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長(zhǎng)度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm 箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm 軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺(tái)半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm 凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm 軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4 低速軸上的軸承： d3=8，n＝4 檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm 檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個(gè)） 定位銷(xiāo)直徑d6（數(shù)量）： （2個(gè)） 齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當(dāng)軸承脂潤(rùn)滑時(shí)，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內(nèi)壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內(nèi)壁軸向距離L2： 兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設(shè)計(jì) （1）檢查孔和蓋板 查《機(jī)械基礎(chǔ)》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4為M6，數(shù)目n＝4 R＝10 h＝3 A B A1 B1 A2 B2 h R n d L 115 90 95 70 75 50 3 10 4 M6 15 （2）通氣器 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的通氣螺塞，由《機(jī)械基礎(chǔ)》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： d D D1 S L l a D1 M22 1.5 32 25.4 22 29 15 4 7 （3）油面指示器 由《機(jī)械基礎(chǔ)》P482附錄31，取油標(biāo)的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細(xì)牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來(lái)保持密封。由《機(jī)械基礎(chǔ)》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位銷(xiāo) 定位銷(xiāo)直徑 ，兩個(gè)，分別裝在箱體的長(zhǎng)對(duì)角線上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個(gè)，長(zhǎng)度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。 （7）起吊裝置 箱蓋上方安裝兩個(gè)吊環(huán)螺釘，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱) a(max) b（max） D2（公稱min） h2(公稱min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm 總結(jié) [1].1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)與普通相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、傳動(dòng)比范圍大、效率高、 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運(yùn)轉(zhuǎn)可靠、使用壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)。因此，對(duì)于研究和開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)此類減速器有一定的價(jià)值。 [2].在設(shè)計(jì)一齒差減速器過(guò)程當(dāng)中，因內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內(nèi)外齒輪應(yīng)制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時(shí)候要充分考慮嚙合傳動(dòng)當(dāng)中的各種干涉問(wèn)題。我們可以通過(guò)試湊法來(lái)選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過(guò)查表法來(lái)選擇，這種方法簡(jiǎn)單，在具體的計(jì)算驗(yàn)證過(guò)程中發(fā)現(xiàn)通過(guò)查表所得數(shù)據(jù)，雖滿足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設(shè)計(jì)出高效的一齒差減速器，還有待進(jìn)一步研究。 [3].轉(zhuǎn)臂軸承是1T新型卷?yè)P(yáng)機(jī)設(shè)計(jì)中的一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)，增大齒輪的模數(shù)，可以使行星輪的直徑增大，可選擇較大尺寸的軸承；另外增加兩軸承之間的安裝距離，使轉(zhuǎn)臂軸承上的載荷減小，因此能使轉(zhuǎn)臂軸承的壽命提高。 致 謝 我要感謝我的指導(dǎo)教師XX老師。老師雖身負(fù)教學(xué)、科研重任，仍抽出時(shí)間，不時(shí)召集我和同門(mén)以督責(zé)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(yǔ)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(shí)，拓寬了我的知識(shí)面，培養(yǎng)了我的功底，對(duì)論文的完成不無(wú)裨益。我還要感謝學(xué)院所有教過(guò)我的老師，是你們讓我成熟成長(zhǎng)；感謝學(xué)院的各位工作人員，他細(xì)致的工作使我和同學(xué)們的學(xué)習(xí)和生活井然有序。 謹(jǐn)向我的父母和家人表示誠(chéng)摯的謝意。他們是我生命中永遠(yuǎn)的依靠和支持，他們無(wú)微不至的關(guān)懷，是我前進(jìn)的動(dòng)力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒(méi)有他們就沒(méi)有我，我的點(diǎn)滴成就都來(lái)自他們。 讓我依依不舍的還有各位學(xué)友、同門(mén)和室友。在我需要幫助的時(shí)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(xiàn) [1] 馮桂安等.機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)[M]. 北京:機(jī)械工業(yè)出版社， [2] 齒輪手冊(cè)編委會(huì).齒輪手冊(cè)(上冊(cè))第2版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2002.5. 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