兩個行星輪RV減速器設計及仿真【三維UG】【含CAD高清圖紙和文檔所見所得】
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畢業(yè)設計(論文) 兩個行星輪RV減速器設計及仿真 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 RV減速機由一個RV減速器減速機的前級和一個擺線針輪減速機的后級組成,RV減速器具有結(jié)構(gòu)緊湊,傳動比大,以及在一定條件下具有自鎖功能的傳動機械,是最常用的減速機之一而且振動小,噪音低,能耗低。 本設計是基于RV減速器結(jié)構(gòu)設計的特點,和PROE三維建模和運動仿真。RV減速器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(zhuǎn)速,傳動比的傳動設計、總體結(jié)構(gòu)設計;三維建模并最終完成了PROE,和模型的裝配,并完成了傳動部分的運動仿真和運動分析。 關(guān)鍵詞: RV減速器、運動仿真、裝配、三維建模 IV Abstract RV reducer RV reducer consists of a gear unit and a pre-cycloid reducer stage composition, RV reducer has a compact structure, transmission ratio, and under certain conditions, mechanical drive with self-locking function, one of the most commonly used gear and vibration, low noise, low power consumption. ???? The design is based on the RV reducer structure design, and PROE three-dimensional modeling and motion simulation. Compare RV reducer and various types of characteristics, to determine the program; secondly according to the input power, the corresponding output speed ratio transmission design, the overall structural design; three-dimensional modeling, and finally completed the PROE, and assembly models, and complete motion analysis and motion simulation transmission section. Keywords: RV reducer, motion simulation, assembly, 3D modeling 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 國內(nèi)外的研究狀況及其發(fā)展方向 1 1.2 RV減速器的選題分析及設計內(nèi)容 2 1.3 主要的工作內(nèi)容 2 第2章 RV減速器方案確定 3 2.1 RV減速器零部件介紹 3 2.2 傳動原理 4 2.3 RV 傳動過程剖析 5 第3章 行星減速器結(jié)構(gòu)設計 7 3.1 基本參數(shù)要求與選擇 7 3.1.1 基本參數(shù)要求 7 3.1.2 電動機的選擇 7 3.2 方案設計 7 3.2.1 機構(gòu)簡圖 7 3.2.2 齒形及精度 8 3.2.3 齒輪材料及性能 8 3.3 齒輪的計算與校核 8 3.3.1 配齒數(shù) 8 3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 9 3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m 12 3.3.4 齒輪疲勞強度校核 13 3.4 軸上部件的設計計算與校核 18 3.4.1 軸的計算 18 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 27 第4章 擺線針輪傳動設計 30 4.1 擺線針輪傳動的嚙合原理 30 4.2 擺線輪的齒廓曲線與齒廓方程 33 4.3 擺線輪齒廓曲率半徑 34 4.4 擺線針輪傳動的受力分析 35 4.4.1 針齒與擺線輪齒嚙合時的作用力 35 4.4.2 輸出機構(gòu)的柱銷(套)作用于擺線輪上的力 38 4.4.3 轉(zhuǎn)臂軸承的作用力 39 4.5 擺線針輪行星減速器主要強度件的計算 40 4.5.1 齒面接觸強度計算 40 4.5.2 針齒抗彎曲強度計算及剛度計算 40 4.5.3 轉(zhuǎn)臂軸承選擇 41 4.5.4 輸出機構(gòu)柱銷強度計算 41 4.6 輸出軸的計算 45 4.7輸入軸的計算 49 4.8 潤滑與密封 53 第5章 PROE的建模 54 5.1 建模軟件的介紹 54 5.2 RV減速器機構(gòu)的建模 54 5.2.1 對RV減速器的建模 54 5.2.2 RV減速器其他部件的建模 55 5.3 RV減速器機構(gòu)的虛擬裝配 57 5.4 裝配體的實現(xiàn) 60 總 結(jié) 62 參考文獻 63 致 謝 64 第1章 緒論 1.1 國內(nèi)外的研究狀況及其發(fā)展方向 國內(nèi)對RV減速器傳動比較深入的研究最早開始于 20 世紀 60 年代后期。已研制成功高速大功率的多種RV減速器,如列車電站燃氣輪機(3000KW)、高速氣輪機(500KW)和萬立方米制氧透平壓縮機(6300KW)的RV減速器箱。低速大轉(zhuǎn)矩的RV減速器已成批生產(chǎn),如礦井提升機的 XL-30 型RV減速器(800kW),雙滾筒采煤機的RV減速器(375kW)。 世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家,如: 日本、德國、英國、美國和俄羅斯等,對RV減速器傳動的應用、生產(chǎn)和研究都十分重視,在結(jié)構(gòu)化、傳動性能、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位;并出現(xiàn)了一些新型的傳動技術(shù),如封閉RV減速器傳動、RV減速器變速傳動和微型RV減速器傳動等早已在現(xiàn)代的機械傳動設備中獲得了成功的應用。 世界各先進工業(yè)國家,經(jīng)由工業(yè)化、信息時代化,正在進入知識化時代,RV減速器傳動在設計上日趨完善,制造技術(shù)不斷進步,使RV減速器傳動已達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯的差距,但隨著改革開放帶來設備引進、技術(shù)引進,在消化吸收國外先進技術(shù)方面取得很大的進步。目前RV減速器傳動正在向以下幾個方面發(fā)展: 1)向高速大功率及低速大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。例如年產(chǎn) 300kt 合成氨透平壓縮機的RV減速器增速器,其齒輪圓周速度已達 150m/s;日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(tǒng)用的RV減速器箱,功率為 22065kW;大型水泥磨中所用 80/125型RV減速器箱,輸出轉(zhuǎn)矩高達 4150kN m。在這類產(chǎn)品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術(shù)問題。 2)向無級變速RV減速器傳動發(fā)展。實現(xiàn)無級變速就是讓RV減速器傳動中三個基本構(gòu)件都傳動并傳遞功率,這只要對原行星機構(gòu)中固定的構(gòu)件附加一個轉(zhuǎn)動(如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)),就能成為變速器。 3)向復合式RV減速器傳動發(fā)展。近年來,國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與RV減速器傳動組合使用,構(gòu)成復合式RV減速器箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動,低速級用RV減速器傳動,這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動,可實現(xiàn)大傳動比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途,充分利用各類型傳動的特點,克服各自的弱點,以適應市場上多樣化需要。 4)向少齒差RV減速器傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。 1.2 RV減速器的選題分析及設計內(nèi)容 本設計以本設計基于PROE便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局,然后設置零部件,最后完成一個完整的設計。利用PROE模塊實現(xiàn)裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。 RV減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數(shù)的選擇,設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩的情況下,確定各輪的齒數(shù),模數(shù)和齒寬等參數(shù)。其中優(yōu)化設計采用PROE自帶的模塊,,模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真,對元件進行運動分析。 減速器作為獨立的驅(qū)動元部件,由于應用范圍極廣,其產(chǎn)品必須按系列化進行設計,以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合,可獲得相應的減速器系列。在以往的人工設計過程中,在圖紙上盡管能實現(xiàn)同一機座不同規(guī)格的部分系列表示,但其圖形受到極大限制。采用PROE工具來實現(xiàn)這一過程,不僅能完善上述工作,,方便設計操作,而且使系列產(chǎn)品的技術(shù)數(shù)據(jù)庫,圖形庫的建立、查詢成為可能,使設計速度加快。在設計過程中,我利用互聯(lián)網(wǎng)對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術(shù),利用PROE參數(shù)化建模動態(tài)仿真。 1.3 主要的工作內(nèi)容 1. 設計計算部分:分析RV減速器機構(gòu)傳動方案;并通過計算分析,確定行星輪系齒輪的齒數(shù)、模數(shù)和軸、行星架的各項參數(shù),校核齒輪的接觸和彎曲強度;完成內(nèi)外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算;在整機設計開發(fā)背景下,結(jié)合運動參數(shù)完成建模。 2. 工程仿真分析部分:本論文利用三維軟件PROE對RV減速器進行三維建模,并完成與整機的裝配;利用PROE減速器機構(gòu)模型進行全局運動仿真,對內(nèi)外嚙合齒輪傳動進行運動學分析。 第2章 RV減速器方案確定 2.1 RV減速器零部件介紹 本課題研究的減速器型號為RV-6生成的該型號RV 減速器的爆炸圖,主要由齒輪軸、行星輪、曲柄軸、轉(zhuǎn)臂軸承、擺線輪、針輪、剛性盤及輸出盤等零部件組成。 圖2.1減速器型號為RV-6 一、零部件介紹 (l)齒輪軸:齒輪軸用來傳遞輸入功率,且與漸開線行星輪互相嚙合。 (2)行星輪:它與轉(zhuǎn)臂(曲柄軸)固聯(lián),兩個行星輪均勻地分布在一個圓周上,起功率分流的作用,即將輸入功率分成兩路傳遞給擺 線針輪行星機構(gòu)。 (3)轉(zhuǎn)臂(曲柄軸)H:轉(zhuǎn)臂是擺線輪的旋轉(zhuǎn)軸。它的一端與行星輪相聯(lián)接,另一端與支撐圓盤相聯(lián)接,它可以帶動擺線輪產(chǎn)生公轉(zhuǎn), 而且又支撐擺線輪產(chǎn)生自轉(zhuǎn)。 (4)擺線輪(RV 齒輪):為了實現(xiàn)徑向力的平衡在該傳動機構(gòu)中,一般應采用兩個完全相同的擺線輪,分別安裝在曲柄軸上,且兩 擺線輪的偏心位置相互成180°。 (5)針輪:針輪與機架固連在一起而成為針輪殼體,在針輪上安裝有30 個針齒。 (6)剛性盤與輸出盤:輸出盤是RV 型傳動機構(gòu)與外界從動工作機相聯(lián)接的構(gòu)件,輸出盤與剛性盤相互聯(lián)接成為一個整體,而輸出運 動或動力。在剛性盤上均勻分布兩個轉(zhuǎn)臂的軸承孔,而轉(zhuǎn)臂的輸出端借助于軸承安裝在這個剛性盤上。 2.2 傳動原理 圖2-2 RV傳動簡圖 圖2-2 是RV 傳動簡圖。它由漸開線圓柱齒傳輸線行星減速機構(gòu)和擺線針輪行星減速機構(gòu)兩部分組成。漸開線行星齒輪3 與曲柄軸2連成一體,作為擺線針輪傳動部分的輸入。如果漸開線中心齒輪1 順時針方向旋轉(zhuǎn),那么漸開線行星齒輪在公轉(zhuǎn)的同時還有逆時針方向自轉(zhuǎn),并通過曲柄帶動擺線輪作偏心運動,此時擺線輪在其軸線公轉(zhuǎn)的同時,還將在針齒的作用下反向自轉(zhuǎn),即順時針轉(zhuǎn)動。同時通過曲柄軸將擺線輪的轉(zhuǎn)動等速傳給輸出機構(gòu)。為計算RV 傳動的傳動比,將上述的傳動簡圖用圖3-3 所示的結(jié)構(gòu)簡圖代替。該機構(gòu)簡圖包括兩個簡單行星機構(gòu):x1 和x2。輸出件A 為中心輪1,輸出件B 為輸出盤6,且有ω6=ω4。支承件E 為針輪7,漸開線行星輪2 與轉(zhuǎn)臂(曲柄軸)3 均為輔助件d。 圖2-3 RV傳動的結(jié)構(gòu)簡圖 式中Z1——漸開線中心輪齒數(shù)21;Z2——漸開線行星輪齒數(shù)50;Z4——擺線輪齒數(shù)24;Z7——針輪齒數(shù),Z7=Z4+1=25。 經(jīng)計算,本型號RV 減速器的傳動比為60.5。 2.3 RV 傳動過程剖析 1.第一級減速的形成執(zhí)行電機的旋轉(zhuǎn)運動由齒輪軸傳遞給兩個漸開線行星輪,進行第一級減速。 2.第二級減速的形成行星輪的旋轉(zhuǎn)通過曲柄軸帶動相距180°的擺線輪,從而生成擺線輪的公轉(zhuǎn);同時由于擺線輪在公轉(zhuǎn)過程中會受到 固定于針齒殼上的針齒的作用力而形成與擺線輪公轉(zhuǎn)方向相反的力矩,也造就了擺線輪的自轉(zhuǎn)運動,這樣完成了第二級減速。 3.運動的輸出通過兩個曲柄軸使擺線輪與剛性盤構(gòu)成平行四邊形的等角速度輸出機構(gòu),將擺線輪的轉(zhuǎn)動等速傳遞給剛性盤及輸出盤。 第3章 行星減速器結(jié)構(gòu)設計 3.1 基本參數(shù)要求與選擇 3.1.1 基本參數(shù)要求 電動機功率:0.75KW 工作時間:15年(每年按300天計算,每天工作為12小時) 3.1.2 電動機的選擇 根據(jù)工作功率與要求選擇電動機為:Y90S-6 各項參數(shù)為:額定功率:P=0.75KW 轉(zhuǎn)速: n=910r/min 3.2 方案設計 3.2.1 機構(gòu)簡圖 圖3-1機構(gòu)簡圖設計 遵循以上原則, 通過配齒計算, 確定該RV減速器行星齒輪的主要參數(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 21 2.38 行星輪 50 3.2.2 齒形及精度 因?qū)儆诘退龠\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(nèi)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(nèi)齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) HB262~286 650 275 7級 3.3 齒輪的計算與校核 3.3.1 配齒數(shù) 表1 主要設計參數(shù)表 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(chǔ)》P322表14-10,小齒輪選用45號鋼,調(diào)質(zhì)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(chǔ)》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(zhì)查《機械設計學基礎(chǔ)》P147表5-8,得K的范圍為1.4~1.6, 取K=1.5。 接觸疲勞許用應力 ?。┙佑|疲勞極限應力 由《機械設計學基礎(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(chǔ)》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(chǔ)》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(chǔ)》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(chǔ)》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3-3接觸強P度有關(guān)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=1mm. ① 其他幾何尺寸的計算(,) 其他幾何尺寸的計算(,) 1. 幾何尺寸計算: 將分度圓、齒頂圓、齒根圓、齒寬列于表3-4 表3-4 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 21 21 55 43.75 8 行星輪 50 50 90 78.75 8 表3-5 接觸強度有關(guān)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3-6. 表3-6外嚙合接觸強度有關(guān)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(nèi)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 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3-7. 表3-7 外嚙合齒根彎曲強度有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 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 RV減速器齒根圓角敏感系數(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 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齒根彎曲疲勞強度 只需計算內(nèi)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(diào)質(zhì)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(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設計而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。 3) 取齒輪距箱體的內(nèi)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)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(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)處理 根據(jù)表【1】式(15-3),取,于是得 (3-53) 4.軸的結(jié)構(gòu)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壓縮包目錄 | 預覽區(qū) |
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