汽車行星齒輪分動器設計-分動箱含CATIA三維及11張CAD圖,汽車,行星,齒輪,分動器,設計,分動箱含,catia,三維,11,十一,cad 設計說明書 題 目：行星齒輪式汽車分動器設計 學 生 姓 名： 專 業(yè)： 指 導 教 師： 職 稱：  目錄 1.1 引言 3 1.2 行星齒輪的概述 3 1.3 汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展歷程 3 1.4 行星齒輪的發(fā)展與研究 4 第二章 設計背景 5 第三章 設計計算 5 3.1選取行星齒輪分動器的傳動類型和傳動簡圖 5 第四章 行星齒輪傳動設計 7 4.1行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 7 4.2 行星齒輪傳動的配齒計算 7 4.3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 9 4.4 行星齒輪傳動強度計算及校核 11 4.5 行星齒輪傳動的受力分析 14 4.6行星齒輪傳動的均載機構及浮動量 16 4.7 輪間載荷分布均勻的措施 16 第五章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計 18 5.1 輪材料及精度等級 18 5.2 按齒面接觸疲勞強度設計 18 5.3 按齒根彎曲疲勞強度計算 19 5.4驗算齒輪的圓周速度v 19 第六章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計 20 6.1輸入軸的設計 20 6.2輸出二軸的設計 22 6.2 密封和潤滑 24 結論 25 致謝 26 1.1 引言 近年來，隨著科技的進步，汽車的動力匹配方式也越來越多，而如何合理地選擇這些部件及有關參數(shù)，使匹配達到最優(yōu)，在相同變速器條件下，更好地滿足實用性要求和最大地增加動力性，一直是研究者們追求的目標，也是本論文研究的主要目的。 隨著科學技術的進步，汽車工業(yè)得到了迅速發(fā)展，而人類對舒適性的更高追求，使得變速器中分動器的發(fā)展更加深入。本文通過對行星齒輪傳動分動箱的研究和闡述，計算了行星齒輪傳動比的表達式。通過此次設計，我們可以了解到該分動器的基本結構：即行星輪減速機構和齒輪鏈條傳動機構。采用該機構的汽車動力性強，主要運用在四驅越野車上，但此分動器結構簡單緊湊、傳動效率高、輸出動力源多。 1.2 行星齒輪的概述 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展[1]。 1.3 汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展歷程 汽車從誕生到現(xiàn)在動力傳動系統(tǒng)經(jīng)歷了巨大的變化。19世紀末普遍采用的是鏈傳動；到20世紀初把變速箱和差速器連接在一起，再用鏈條驅動車輪；而到現(xiàn)在在多數(shù)汽車上已經(jīng)發(fā)展到自動變速器、無級變速器、電傳動系統(tǒng)、靜液傳動系統(tǒng)、液機聯(lián)合傳動系統(tǒng)等新型傳動系統(tǒng)。 從輪式車輛的總體上看，隨著車輛種類日漸增多，功率日漸增大。傳動系統(tǒng)從40年代起，在液力自動變速器方面的發(fā)展較大，傳動原理上的根本變化不大。但機構的改進發(fā)展和總體布局變化則日益增多。 從發(fā)展上看，這些新型的傳動系統(tǒng)存在非常大的發(fā)展空間。在今后一段時間內會完全替代現(xiàn)在的純機械傳動系統(tǒng)，這將會使汽車的乘用舒適性、動力性、經(jīng)濟性等得到很大的提高。 1.4 行星齒輪的發(fā)展與研究 現(xiàn)代設備要求齒輪傳動應具有高可靠性與效率、大傳遞功率與傳動比范圍， 結構緊湊 重量輕和良好的動態(tài)特性與工藝性等。硬齒面磨削的齒輪在傳遞同樣功率的條件下，可使傳動的尺寸和重量至少減少一半以上。而在空間尺寸最小的條件下，獲得大傳動比的有效方法是應用行星齒輪傳動，空間利用率可達9O％ 以上。 目前，國內外的減速機構種類繁多，行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理的采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中：這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展具有重要的意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療機械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。 少齒差行星齒輪傳動是行星齒輪傳動中的一種。由一個外齒輪與一個內齒輪組成一對內嚙合齒輪副。它采用的是漸開線齒形，內外齒輪的齒數(shù)相差很小，簡稱為少齒差傳動。一般所講的少齒差行星齒輪傳動是專指漸開線少齒差行星齒輪傳動而言的。少齒差行星齒輪分動器具有結構緊湊、體積小、重量輕、傳動平穩(wěn)、效率高、傳動比范圍大等優(yōu)點。 20世紀60年代以后，隨著電子計算機的普及運用，漸開線少齒差傳動才得到了迅速的發(fā)展，目前有柱銷式零齒差十字滑塊、浮動盤等多種傳動形式。本分動器屬于K-H-V型?？梢詫崿F(xiàn)很大傳動比，且接觸齒數(shù)多，采用短齒制，浮動盤式，凸凹齒相嚙合，故輪齒強度高。但齒輪要修正，要注意齒面干涉，工作中轉臂軸承受力較大。該傳動形式的優(yōu)越性有如下幾點： 1、結構緊湊、體積小、重量輕 由于采用內嚙合行星傳動，所以結構緊湊；當傳動比相等時，與同功率的普通圓柱齒輪分動器相比，體積和重量均可減少三分之一至三分之二。 2、傳動傳動比大，范圍廣 一齒差漸開線行星齒輪傳動的傳動比很大，一級可達到一百多。 3、傳遞功率大高 傳動中效率可達90%以上。當傳動比為 10～200時，效率為 80％～94％。 4、運轉平穩(wěn)、噪音小、承載能力大 由于式內嚙合傳動，兩嚙合齒輪一位凹齒，一為凸齒，兩齒的曲率中心在同一方向。曲率半徑接近相等，因此接觸面積大，使輪齒的接觸強度大為提高，又采用短齒制，輪齒的彎曲強度也提高了。此外，少齒差傳動時，不是一對輪齒嚙合，而是3～9對輪齒同時接觸受力，所以運轉平穩(wěn)，噪音小，并且在相同模數(shù)的情況下，其傳遞力矩臂普通圓周齒輪分動器大。 5、工藝簡便，結構形式多樣，應用范圍廣 由于其輸入軸與輸出軸可在同一軸線上，也可以不在同一軸線上，所以能適應各種機械的需要。 第二章 設計背景 此設計為某汽車為滿足動力性需求所需配用的行星齒輪式分動器，已知該行星齒輪分動器的要求輸入轉速n=1000r/min ,低速檔時一軸輸出轉速為：n=400r/min，二軸輸出轉速為：n=238.88r/min，三軸輸出轉速為：n=106.66r/min，高速檔時為直接當；要求壽命為10年；且要求該行星齒輪分動器傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。 第三章 設計計算 3.1選取行星齒輪分動器的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)上述設計要求可知，該行星齒輪分動器傳遞功率高、結構緊湊、傳動比較大。故采用單級行星齒輪傳動。2K-H型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用2K-H型行星齒輪傳動作為分動器動力分配及減速部分較為合理。二軸輸出采用圓柱直齒輪傳動輸出，三軸輸出采用鏈條傳動輸出。傳動簡圖如圖1所示： 傳動方案的分析與擬定 1）對傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，還要滿足工作可靠、傳動精度高、體積小、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求。 2）擬定傳動方案 任何一個方案，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。例如圖3-1所示為擬定的傳動方案，適于在汽車環(huán)境下長期連續(xù)工作。 圖3-1 行星輪系 a-中心輪；g-行星輪；b-內齒圈；H-行星架 圖 3-2 傳動路線圖 第四章 行星齒輪傳動設計 4.1行星齒輪傳動的傳動比和效率計算 行星齒輪傳動比符號及角標含義為： 1—固定件、2—主動件、3—從動件　　　　　　　　　 1、齒輪b固定時（圖3—1），3K—H（NGW）型傳動的傳動比為 =1-=1+/ 可得 =1-=1-=1-2.5=-1.5 =/-1=54/（2.5-1）=36 輸出轉速： =/=n/=1000/2.5=400r/min 2、行星齒輪傳動的效率計算： 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 按=1000 r/min、=400r/min、=-1.5可得 η=1-|-/(-1)* |*=1-|1000-400/(-1.5-1)*400|*0.025=98.8% 4.2 行星齒輪傳動的配齒計算 1、傳動比的要求——傳動比條件 即 =1+/ 可得 1+/=1+54/36=2.5 = 所以中心輪a和內齒輪b的齒數(shù)滿足給定傳動比的要求。 2、保證中心輪、內齒輪和行星架軸線重合——同軸條件 為保證行星輪與兩個中心輪、同時正確嚙合，要求外嚙合齒輪a—g的中心距等于內嚙合齒輪b—g的中心距，即 = 稱為同軸條件。 對于非變位或高度變位傳動，有 m/2(+)=m/2(-) 得 =-/2=54-36/2=36 3、保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間——裝配條件 想鄰兩個行星輪所夾的中心角=2π/ 中心輪a相應轉過角，角必須等于中心輪a轉過個（整數(shù)）齒所對的中心角， 即 =*2π/ 式中2π/為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。 =n/=/=1+/ 將和代入上式，有 2π*//2π/=1+/ 經(jīng)整理后=+=（36+54）/2=45 滿足兩中心輪的齒數(shù)和應為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。 4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰——鄰接條件 在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖1—2所示 圖5-1 行星齒輪 可得 l=2*＞ =d+2=17m 滿足鄰接條件。 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； —嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N*m ； =/=9549/n=9549×45/3×1000=143.235N*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=1.85； —小齒輪齒形系數(shù)， 圖6—22可得=3.15；， —齒輪副中小齒輪齒數(shù)，==8； —試驗齒輪彎曲疲勞極限，按由《參考文獻二》圖6—26～6—30選取=120 所以 m= =3.846 取m=3.75 1）分度圓直徑d =m*=3.75×36=135mm =m*=3.75×8=30mm =m*=3.75×54=202.5mm 2) 齒頂圓直徑 齒頂高：外嚙合=*m 內嚙合=（-△）*m =+2=145.78mm =+2=40.6mm =-2=199.44mm 3) 齒根圓直徑 齒根高=（+）*m =-2=130.2mm =-2=24.85mm =+2=216.10mm 4）齒寬b 《參考三》表8—19選取=0.97 =*=35mm =35mm =35mm 5) 中心距a 對于不變位或高變位的嚙合傳動，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為： 1、a—g為外嚙合齒輪副 =m/2(+)=3.75/2×(36+8)=82.5mm 2、b—g為內嚙合齒輪副 =m/2(+)=3.75/2×(36+54)=168.75mm 中心輪a 行星輪g 內齒圈b 模數(shù)m 3.75 3.75 3.75 齒數(shù)z 36 8 54 分度圓直徑d 135 30 202.5 齒頂圓直徑 145.78 40.6 199.44 齒根圓直徑 130.02 124.85 216.10 齒高h 7.88 7.88 8.34 中心距a =82.5mm =168.75mm 4.4 行星齒輪傳動強度計算及校核 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、內齒圈b選用聚甲醛（一般機械結構零件，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）選8級精度，要求齒面粗糙度3.2。 （2）轉矩 =/=9549/n=9549×45/3×1000=143.235N*m； （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=3.15，=2.7，=2.29； （5）應力修正系數(shù) 由《參考文獻三》表8—13得=1.49，=1.58，=1.74； （6）許用彎曲應力 由《參考文獻三》圖8—24得=180MPa，=160 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 =*/=180/1.3=138 MPa =*/=160/1.3=123.077 MPa =2K/b*==108.78 Mpa< =138 MPa =*/=104.62Mpa<=123.077 MPa 齒根彎曲疲勞強度校核合格。 2、齒輪齒面強度的計算及校核 （1）、齒面接觸應力 = = = （2）、許用接觸應力為 許用接觸應力可按下式計算，即 =* （3）、強度條件 校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均應不大于其相應的許用接觸應力為，即 或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)值應分別大于其對應的最小安全系數(shù)，即 > 查《參考文獻二》表6—11可得 =1.3 所以 >1.3 3、有關系數(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)、 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、=0.952、=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 所以 ==2.06×1.605×0.82×1×=2.95 ==2.95×=3.5 ==2.95×=4.32 =*=520/1.3×1.38×0.9×0.95×0.82×1.2×1=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,且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以在3H—K型行星傳動中，各基本構件（中心輪a、b和轉臂H）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號F代表切向力。 為了分析各構件所受力的切向力F，提出如下三點： （1） 在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。 （2） 如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。 （3） 為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。 在3H—K型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F，如圖1—3所示。 由于在輸入件中心輪a上受有個行星輪g同時施加的作用力和輸入轉矩的作用。當行星輪數(shù)目2時，各個行星輪上的載荷均勻，（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。在此首先確定輸入件中心輪a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 =/=9549/n=9549×45/3×1000=143.235N*m 可得 =*=429.705 N*m 式中 —中心輪所傳遞的轉矩，N*m； —輸入件所傳遞的名義功率，kw； (a) (b) 圖5-2傳動簡圖 （a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析 按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪g作用于中心輪a的切向力為 =2000/=2000/=22104N 而行星輪g上所受的三個切向力為 中心輪a作用與行星輪g的切向力為 =-=-2000/=-22104N 內齒輪作用于行星輪g的切向力為 ==-2000/=-22104N 轉臂H作用于行星輪g的切向力為 =-2=-4000/=-44208N 轉臂H上所的作用力為 =-2=-4000/=--44208N 轉臂H上所的力矩為 ==-4000/*=-4000×0.8952/13.5×17.55=-4655000 N*m 在內齒輪b上所受的切向力為 =-=2000/=22104N 在內齒輪b上所受的力矩為 =/2000=/=143.5N*m 式中 —中心輪a的節(jié)圓直徑，㎜ —內齒輪b的節(jié)圓直徑，㎜ —轉臂H的回轉半徑，㎜ 根據(jù)《參考文獻二》式（6—37）得 -/=1/=1/1-=1/1+P 轉臂H的轉矩為 =-*（1+P）=-4655 N*m 仿上 -/=1/=1/1-=p/1+P 內齒輪b所傳遞的轉矩， =-p/1+p*=37600 N*m 4.6行星齒輪傳動的均載機構及浮動量 行星齒輪傳動具有結構緊湊、質量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點。這些是由于在其結構上采用了多個（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載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；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件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，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時，根據(jù)該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求： （１）載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉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）均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 （３）在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。 （４）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。 （５）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應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)，其結構類型可分為兩種： 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： 1、基本構件浮動的均載機構 (1) 中心輪a浮動 （2）內齒輪b浮動 （3）轉臂H浮動 （4）中心輪a與轉臂H同時浮動 （5）中心輪a與內齒輪b同時浮動 （6）組成靜定結構的浮動 2、杠桿聯(lián)動均載機構 本次所設計行星齒輪是靜定系統(tǒng)，基本構件中心輪a浮動的均載機構。 第五章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動的設計 5.1 輪材料及精度等級 行星輪架內齒圈選用45鋼調質，硬度為220～250HBS，齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170～210HBS，選用8級精度，要求齒面粗糙度3.2～6.3。 5.2 按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用《參考文獻四》式10—22求出值。確定有關參數(shù)與系數(shù)。 1） 轉矩 = =/=9549/n=9549×45/3×1000=143.235N*m 2） 荷系數(shù)K 查《參考文獻四》表10—11 取K=1.1 3）齒數(shù)和齒寬系數(shù) 行星輪架內齒圈齒數(shù)取11，則齒輪軸外齒面齒數(shù)=11。因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由《參考文獻四》表10—20選取=1。 4）許用接觸應力 由《參考文獻四》圖10—24查得 =560Mpa, =530 Mpa 由《參考文獻四》表10—10查得 =1 =60nj=60×1600×1×(10×52×40)=1.997× =/i=1.997× 由《參考文獻四》圖10—27可得==1.05。 由《參考文獻四》式10—13可得 =/=1.05×560/1=588 Mpa =/=1.05×530/1=556.5 Mpa 5.3 按齒根彎曲疲勞強度計算 由《參考文獻四》式10—24得出，如則校核合格。 確定有關系數(shù)與參數(shù)： 1）齒形系數(shù) 由《參考文獻四》表10—13查得 ==3.63 2）應力修正系數(shù) 由《參考文獻四》表10—14查得 ==1.41 3）許用彎曲應力 由《參考文獻四》圖10—25查得 =210Mpa, =190 Mpa 由《參考文獻四》表10—10查得 =1.3 由《參考文獻四》圖10—26查得 ==1 由《參考文獻四》式10—14可得 =/=210/1.3=162 Mpa =/=190/1.3=146 Mpa 故 m1.26=1.26×=0.58 =2K/b=×3.63×1.41=27.77MPa<=162 Mpa =/=27.77MPa<=146 Mpa 齒根彎曲強度校核合格。 由《參考文獻四》表10—3取標準模數(shù)m=3.75 5.4驗算齒輪的圓周速度v v=/60×1000=×30×1000/60×1000=1.57m/s 由《參考文獻四》表10—22,可知選用8級精度是合適的。 第六章 行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設計 6.1輸入軸的設計 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件 選用45號鋼,并經(jīng)調質處理,由《參考文獻四》表14—4查得強度極限=650MPa,再由表14—2得許用彎曲應力=60MPa 2、按扭轉強度估算軸徑 根據(jù)《參考文獻四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107)=5.36～4.86 取直徑=35mm 3、確定各軸段的直徑 軸段1(外端)直徑最少=35mm， 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：=50mm, =60mm, =90mm, =135mm, =100mm。 4、確定各軸段的長度 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=394.5mm, =123mm, =27mm, =120mm, =50mm, =35mm, =39.5mm。 按設計結果畫出軸的結構草圖： 圖7-1 輸入軸簡圖 5、 校核軸 a、受力分析圖 圖7-2 受力分析 (a) 水平面彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖 圓周力：==2×298.4/35=17.05N 徑向力：==44.2×tan=6.6N 法向力：=/cos=44.2/ cos=18.82N b、作水平面內彎矩圖（7-2a）。支點反力為： =/2=22.1N 彎矩為：=22.1×77.95/2=861.35Nmm =22.1×29.05/2=321 Nmm c、作垂直面內的彎矩圖（7-2b），支點反力為：=/2=8.04N 彎矩為：=8.04×77.95/2=313.5Nmm =8.04×29.05/2=116.78 Nmm d、作合成彎矩圖（7-2c）：===994.45 Nmm ===370.6 Nmm e、作轉矩圖(7-2d)： T=9549/n=9549×0.15/1600=0.8952N*m=895.2 Nmm f、求當量彎矩 ===1130.23 Nmm ==652.566 Nmm g、校核強度 =/W=1130.23/0.1=1130.23/0.1×=6.54Mpa =/W=652.566/0.1=652.566/0.1×=4.9 Mpa 所以 滿足=60Mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 6.2輸出二軸的設計 1、選擇軸的材料，確定許用應力 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得許用彎曲應力=55MPa 2、按扭轉強度估算軸徑 =Pη=0.15×97.98%=0.147kw 根據(jù)《參考文獻四》表14—1 得C=118～107。又由式14—2得 d=(118～107)=5.34～4.83 取直徑=8.9mm 3、確定各軸段的直徑 軸段1(外端)直徑最少=45m 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：=45mm, ==50mm, ==60mm =70mm。 4、確定各軸段的長度 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要求及軸在整個減速離合器中所必須滿足的安裝條件，按設計結果畫出軸的結構草圖：見圖6-3 圖6-3 輸出二軸 5、校核軸： a、受力分析圖 見圖 圖7-4 受力分析圖 (a)水平面內彎矩圖 (b)垂直面內的彎矩圖 (c)合成彎矩圖 (d)轉矩圖 圓周力：==2×465.5/11=84.64N 徑向力：==846.4×tan=308.1N 法向力：=/cos=846.4/ cos=90.72N b、作水平面內彎矩圖（7-4a）。支點反力為： =/2=42.32N 彎矩為：=42.32×68.25/2=1444.17Nmm =423.2×33.05/2=699.338Nmm c、作垂直面內的彎矩圖（7-4b），支點反力為：=/2=15.405N 彎矩為：=154.05×68.25/2=525.7 Nmm =154.05×33.05/2=254.57 Nmm d、作合成彎矩圖（7-4c）：===1536.87 Nmm ===744.23 Nmm e、作轉矩圖(7-4d)： T= -=*（1+P）= 0.8952×（1+4.2）=465.5 N*mm f、求當量彎矩 ===1562.04 Nmm ==794.9Nmm g、校核強度 =/W=1562.04/0.1=1562.04/0.1×=9.1Mpa =/W=794.9/0.1=794.9/0.1×= 4.6Mpa 所以 滿足=55Mpa的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量 6.2 密封和潤滑 行星齒輪分動器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。 結論 通過對行星齒輪分動器的設計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的分動器的設計有很大的不同， 計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系分動器較普通齒輪分動器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。分動器的類型很多，本設計主要通過3K-H型的進行系列設計的。 計算三級輸出中主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪分動器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星分動器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪分動器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經(jīng)驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星分動器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。我以后會做更多的關于行星齒輪分動器的研究。 、 致謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師支前鋒教授。支教授平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是支教授仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩支教授的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作 在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。? ? 最后感謝我的母?！搓幑W院四年來對我的大力栽培。 謝謝！ 致謝 參考文獻 [1]《機械傳動設計手冊》 主編：江耕華 胡來容 陳啟松 煤炭工業(yè)出版社出版 [2]《行星齒輪傳動設計》 主編：饒振綱 化學工業(yè)出版社出版 [3]《機械基礎》 主編：王治平 [4]《機械設計基礎》 主編：陳立德 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