畢業(yè)設(shè)計-行星輪系減速器設(shè)計-文庫吧資料
2024-12-11 18:25本頁面
【正文】 由《參考文獻四》圖 10— 24 查得 lim1H? =560Mpa, lim2H? =530 Mpa 由《參考文獻四》表 10— 10查得 HS =1 1N =60nj hL =60 1600 1 (10 52 40)= 910 2N = 1N /i= 910 由《參考文獻四》圖 10— 27 可得 1NTZ = 2NTZ =。 1） 轉(zhuǎn)矩 1T 1T = 1T =aT / wn =95491P /wn n=9549 1600=*m 2） 荷系數(shù) K 查《參考文獻四》表 10— 11 取 K= 3）齒數(shù) 1z 和齒寬系數(shù) d? 行星輪架內(nèi)齒圈齒數(shù) 1z 取 11，則齒輪軸外齒面齒數(shù) 2z =11。 （二）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪 ，可應(yīng)用《參考文獻四》式 10— 22 求出 1d 值。使用壽命10 年，單班制工作。 靜不定系統(tǒng) 均載機構(gòu)： 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)的浮動 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)。 為了使行星輪間載荷分布均勻，有多種多樣的均載方 法。均載機構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。 （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。 畢業(yè)設(shè)計說明書 16 （２） 均載機構(gòu)的補償動作要可靠、均載效果要好。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。 （七）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。bd — 內(nèi)齒輪 b的節(jié)圓直徑，㎜ xr — 轉(zhuǎn)臂 H的回轉(zhuǎn)半徑，㎜ 根 據(jù)《參考文獻二》式（ 6— 37）得 aT / HT =1/baHi =1/1Habi =1/1+P 轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)矩為 HT =aT *（ 1+P） = （ 1+） = N*m 仿上 bT / HT =1/baHi =1/1Habi =p/1+P 內(nèi)齒輪 b所傳遞的轉(zhuǎn)矩， bT =p/1+p* HT = ()= N*m （六）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。ad = *m 式中 39。bd /2021=aT 39。ad *xr =4000 = N*m 輸出輸入 (a) (b) 畢業(yè)設(shè)計說明書 15 在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為 gbF=bgF=2021aT / wn 39。ad = 轉(zhuǎn)臂 H 上所的作用力為 gHF =2 HgF =4000aT / wn 39。ad = 內(nèi)齒輪作用于行星輪 g的切向力為 bgF = agF =2021aT / wn 39。ad =2021aT /wn 39。當(dāng)行星輪數(shù)目 wn ? 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) pk 進行補償）因此，只需要分析和計算其中的一套即可。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。 （ 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。 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。HpK1） =1+（ ） = 仿上 2HpK = （ 6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) HZ 由《參考文獻二》圖 6— 9查得 HZ = （ 7）彈性系數(shù) EZ 由《參考文獻二》表 6— 10查得 EZ = （ 8）重合度系數(shù) Z? 由《參考文獻二》圖 6— 10查得 Z? = （ 9）螺旋角系數(shù) Z? Z? = cos? =1 （ 10）試驗齒的接觸疲勞極限 limH? 由《參考文獻二》圖 6— 11～圖 6— 15 查得 limH? =520Mpa （ 11）最小安全系數(shù) limHS 、 limHF 由《參考文獻二》表 611 可得 limHS =、 limHF =2 （ 12）接觸強度計算的壽命系數(shù) NTZ 由《參考文獻二》圖 6— 11查得 NTZ = （ 13）潤滑油膜影響系數(shù) LZ 、 VZ 、 RZ 由《參考文獻二》圖 6— 1圖 6— 1圖 6— 19 查得 LZ =、 VZ =、 RZ = （ 14）齒 面工作硬化系數(shù) wZ 畢業(yè)設(shè)計說明書 13 由《參考文獻二》圖 6— 20查得 wZ = （ 15）接觸強度計算的尺寸系數(shù) xZ 由《參考文獻二》圖 6— 21查得 xZ =1 所以 0H? = 1/ 1 /H E tZ Z Z Z F d b u u?? ??= 1 ?? = 1H? = 0H?12A V H H a H PK K K K K?= 1 1 ? ? ? ?= 2H? = 0H?22A V H H a H PK K K K K?= 1 1 ? ? ? ?= Hp? = lim lim/HHS? * NT L V R w xZ Z Z Z Z Z=520/ 1= 所以 H? ? Hp? 齒面接觸校核合格 （五）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 wn 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）對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。HpK1） 由《參考文獻二》圖 7— 19 得 39。 （ 4）齒形系數(shù) FY 由《參考文獻三》表 8— 12得 FaY =， FgY =， FbY =； （ 5）應(yīng)力 修正系數(shù) sY 由《參考文獻三》表 8— 13得 saY =， sgY =， sbY =； （ 6）許用彎曲應(yīng)力 ? ?F? 由《參考文獻三》圖 8— 24得 lim1F? =180MPa， lim2F? =160 MPa ； 由表 8— 9得 Fs = 由圖 8— 25 得 1NY = 2NY =1； 由《參考文獻三》式 8— 14可得 ? ?1F? = 1NY * lim1F? /Fs =180/=138 MPa ? ?2F? = 2NY * lim2F? /Fs =160/= MPa 畢業(yè)設(shè)計說明書 11 1F? =2K1T /b 2m az * FaY saY =(2 15) = Mpa ? ?1F? =138 MPa 2F? = 1F? * FgY sgY / FaY saY = =? ?2F? = MPa 齒根彎曲疲勞強度校核合格。 (三 )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
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