雙環(huán)減速器實(shí)體造型及運(yùn)動(dòng)模擬

1、雙環(huán)減速器實(shí)體造型及運(yùn)動(dòng)模擬 摘 要 雙環(huán)減速器是一種新型減速器，論述了雙環(huán)減速器的傳動(dòng)原理、結(jié)構(gòu)特性、 傳動(dòng)比、運(yùn)動(dòng)學(xué)分析、動(dòng)力學(xué)分析及裝配條件進(jìn)行分析研究。建立該環(huán)式減速器 系統(tǒng)的受力模型,并對(duì)減速器的關(guān)鍵部件,如偏心軸軸承、雙環(huán)減速器的內(nèi)齒環(huán)板， 進(jìn)行受力分析,得出偏心軸承的受力特性曲線。 通過(guò)對(duì)雙環(huán)減速器嚙合特性的詳細(xì)分析,提出了雙環(huán)減速器嚙合效率的一種 簡(jiǎn)便、準(zhǔn)確的新算法，這種算法提高了對(duì)雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì)效率。論述了機(jī)構(gòu)的 平衡性以及兩個(gè)內(nèi)齒行星齒輪的瞬時(shí)嚙合相位差，推導(dǎo)出傳動(dòng)比、轉(zhuǎn)臂偏心軸承 作用力及其支承反力最大值的計(jì)算公式，繪制出轉(zhuǎn)臂偏心軸承作用力的變化曲線 圖。學(xué)習(xí)i-dea

2、s的造型方法，并在i-deas軟件中，對(duì)雙環(huán)減速器進(jìn)行三維實(shí)體造 型及運(yùn)動(dòng)模擬。通過(guò)以上的內(nèi)容分析，為設(shè)計(jì)和研究這種雙環(huán)減速器提供了一定 的理論依據(jù)。 關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞 雙環(huán)減速器，運(yùn)動(dòng)模擬，實(shí)體造型,裝配條件，算法 abstract double-ring reducer is a new kind of deceleration, its transmission principle、structural property、transmission ratio、movement analysis、dynamics analysis and assembly conditions are dis

3、cussed in this research. the statistic model of ring reducer is established, and its statistic analysis of key components, just as bears of eccentricity shafts、inner teeth ring plate are analyzed and the force property function of eccentricity shaft is gotten. after detail analysis for contact prope

4、rty of double-ring reducer, a simple and accurate method for calculating the efficiency of engagement is extraction, it is useful to raise the designing efficiency of double-ring reducer. the structural balance and the instant phase margin of two inner teeth plate gears are discussed and the contact

5、 ratio、the equation for calculating max force of eccentricity shafts are concluded and the force changing curve of eccentricity shafts are drawn. finally, we learn method of i- deas software about 3d entity model, and apply software i-deas to establish 3d entity model、virtual assembly and movement s

6、imulation of double-ring reducer. after above analysis, these theories for designing and study of double-ring reducer are provided in our research. keywordskeywords double-ring reducer, movement simulation, the entity model, the assembly condition, program method 目 錄 摘摘 要要. abstract. 1 緒緒 論論 .1 2 傳動(dòng)

7、原理及參數(shù)確定傳動(dòng)原理及參數(shù)確定 .2 2.1 傳動(dòng)原理傳動(dòng)原理.2 2.2 雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì)雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì).3 2.2.1 少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪變位系數(shù)的確定.3 2.2.2 新型雙環(huán)減速器結(jié)構(gòu)的確定.5 2.3 雙環(huán)減速器齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)雙環(huán)減速器齒輪參數(shù)設(shè)計(jì).7 2.4 本章小結(jié)本章小結(jié).8 3 雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì)雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì) .9 3.1 雙環(huán)減速器主要零部件的設(shè)計(jì)雙環(huán)減速器主要零部件的設(shè)計(jì).9 3.1.1 內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動(dòng).9 3.1.2 減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計(jì)算.13 3.1.3 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.13 3.1.4 平衡齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).20 3.1.5 平衡軸的設(shè)

8、計(jì)計(jì)算.21 3.1.6 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算.21 3.1.7 環(huán)板尺寸的確定.26 3.2 雙環(huán)減速器箱體的設(shè)計(jì)雙環(huán)減速器箱體的設(shè)計(jì).27 3.2.1 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸.27 4 雙環(huán)減速器的三維實(shí)體造型雙環(huán)減速器的三維實(shí)體造型.30 4.1 箱體的三維實(shí)體造型箱體的三維實(shí)體造型.30 4.1.1 箱座的實(shí)體造型.30 4.1.2 箱蓋的實(shí)體造型.32 5 雙環(huán)減速器的虛擬裝配及運(yùn)動(dòng)模擬雙環(huán)減速器的虛擬裝配及運(yùn)動(dòng)模擬.35 5.1 裝配的基本原理及步驟裝配的基本原理及步驟.35 5.2 雙環(huán)減速器的裝配過(guò)程雙環(huán)減速器的裝配過(guò)程.35 5.2.1 建立裝配體系.35 5.2.2 裝配子裝配

9、軸系 1（輸出軸）.36 5.2.3 裝配子裝配軸系 2（輸入軸 1）.37 5.2.4 裝配子裝配軸系 3（輸入軸 2）.38 5.2.5 裝配子裝配軸系 4（平衡軸）.385.2.6 總體裝配 .39 5.3 雙環(huán)減速器的運(yùn)動(dòng)模擬雙環(huán)減速器的運(yùn)動(dòng)模擬.41 6 結(jié)結(jié) 論論.42 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).43 附錄附錄 a：內(nèi)嚙合變位齒輪數(shù)據(jù)的推導(dǎo)：內(nèi)嚙合變位齒輪數(shù)據(jù)的推導(dǎo).45 致致 謝謝.50 1 緒論 雙環(huán)減速器是屬于內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)中的一種。內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)不需要少 齒差外齒行星輪傳動(dòng)的輸出機(jī)構(gòu)，其發(fā)展趨勢(shì)有可能成為一種新型的通用減速器。 少齒差雙環(huán)行星減速器，由于具有功率分流、內(nèi)嚙合和多

10、齒接觸等特點(diǎn)，且具有 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、重量輕、傳動(dòng)比大、傳動(dòng)效率高、承載能力強(qiáng)、制造成本低 等優(yōu)點(diǎn)。近年來(lái)已開(kāi)始在冶金、水泥、船舶、環(huán)保、建筑等各工業(yè)部門(mén)推廣應(yīng)用。 三環(huán)減速器已經(jīng)系列化生產(chǎn)并有相應(yīng)的行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。但雙環(huán)減速器目前仍無(wú)相應(yīng)的 行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。 內(nèi)齒行星齒輪傳動(dòng)可單軸輸入或雙軸輸入動(dòng)力，有單環(huán)，雙環(huán)，三環(huán)和多環(huán) 之分。雙環(huán)雙軸輸入式減速器克服了單環(huán)，雙環(huán)單軸輸入不能傳遞動(dòng)力的缺點(diǎn)， 改善了單環(huán)雙軸輸入式的平衡性能和受力狀態(tài)，且又比三環(huán)，多環(huán)的承載能力大， 軸向結(jié)構(gòu)尺寸小，設(shè)計(jì)安裝方便。因此，對(duì)其作進(jìn)一步分析研究很有必要。 在我國(guó)早在 1956 年，著名的機(jī)械學(xué)家朱景櫬教授就提出了“雙曲柄

11、輸入式 少齒差結(jié)構(gòu)” 。它引導(dǎo)了我國(guó)的傳動(dòng)技術(shù)的發(fā)展。雖然我國(guó)對(duì)少齒差結(jié)構(gòu)已研究 多年，也有許多的學(xué)者對(duì)雙環(huán)減速器作出了一定的成績(jī)，但是對(duì)雙環(huán)減速器的 研究還不是很多，并且其發(fā)展速度也不快。但是我國(guó)現(xiàn)目前對(duì)雙環(huán)減速器的研 究，已經(jīng)涌現(xiàn)出我國(guó)了大量的研究人士，并且其發(fā)展速度越來(lái)越快，并且其研 究的方法也越來(lái)越先進(jìn)。我國(guó)的有些企業(yè)，其管理理念，設(shè)計(jì)制造能力都處于 快速發(fā)展上升之勢(shì)，實(shí)現(xiàn)了跨越式發(fā)展。雖然我國(guó)的雙環(huán)減速器的技術(shù)水平較 低，具有較大的發(fā)展空間。應(yīng)該大力推廣優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。所以我國(guó)對(duì)雙環(huán)減速 器的研究正向著積極的方向發(fā)展。 在國(guó)外的一些發(fā)達(dá)國(guó)家，特別是以美國(guó)為首的西方國(guó)家，已經(jīng)發(fā)展到在機(jī)器

12、 人上運(yùn)用rv-60a兩級(jí)減速器。與此同時(shí)，美國(guó)的sdrc公司還開(kāi)發(fā)了i-deas軟件， 運(yùn)用此軟件對(duì)雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì)得到了巨大的發(fā)展空間，并且美國(guó)公司還在此基 礎(chǔ)上開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)了許多的雙環(huán)減速器，適用于一些先進(jìn)的科技。在國(guó)外，雙環(huán)減速 器得到了大力的發(fā)展，他們已經(jīng)把雙環(huán)減速器應(yīng)用到壓路機(jī)、運(yùn)輸機(jī)、機(jī)器人等 各種機(jī)械行業(yè)。并且他們的技術(shù)也日漸成熟。在未來(lái)的幾年里，他們將把雙環(huán)減 速器運(yùn)用到更先進(jìn)的機(jī)械當(dāng)中，充分利用雙環(huán)減速器的特點(diǎn)，再結(jié)合開(kāi)發(fā)的軟件， 這樣可以加快設(shè)計(jì)，節(jié)約更多的時(shí)間，以便大力發(fā)展機(jī)械行業(yè)，從而大大地發(fā)展 其經(jīng)濟(jì)。 2 傳動(dòng)原理及參數(shù)確定 2.1 傳動(dòng)原理 雙環(huán)雙軸輸入式減速器的基

13、本構(gòu)造如圖2.1所示，與平衡軸相連接的部分為 輸入動(dòng)力的輔助部分，4，5為兩根互相平行且各具有兩個(gè)偏心（相錯(cuò)180）的 動(dòng)力輸入轉(zhuǎn)臂軸。功率由軸4或然傳入，由轉(zhuǎn)臂軸4，5通過(guò)環(huán)板輸給雙環(huán)環(huán)板內(nèi) 嚙合齒輪，故稱(chēng)雙軸輸入。再利用4，5上的偏心拖動(dòng)兩個(gè)內(nèi)齒行星輪2作平動(dòng)，2 和外齒中心輪1嚙合傳動(dòng)，輸出功率。 圖 2.1雙 環(huán)雙軸 輸入式 減速器 的基本 構(gòu)造 1.輸出軸 2.少齒差內(nèi)嚙合齒輪 3.帶內(nèi)齒的環(huán)板 3.帶內(nèi)齒的環(huán)板 4.動(dòng)力輸入偏心軸 5.動(dòng)力輸入偏心軸（與偏心軸相位差180度） 6. 平衡軸 7（8，9）.平衡齒輪 2.2 雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì) 對(duì)于少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)，其內(nèi)嚙合齒輪副幾何計(jì)

14、算的突出問(wèn)題是避免干涉的 問(wèn)題，雖然采用短齒和正變位齒輪可以有效地解決這一問(wèn)題，但隨之而來(lái)的是引 起重合度的降低，因此幾何計(jì)算的一個(gè)主要內(nèi)容就是從兼顧這兩方面的要求出發(fā)， 合理地選擇各項(xiàng)參數(shù)。各參數(shù)限制條件較多，計(jì)算極為復(fù)雜，如果參數(shù)選擇不當(dāng)， 不能滿(mǎn)足全部的限制條件，就會(huì)發(fā)生種種干涉現(xiàn)象，導(dǎo)致減速器質(zhì)量差、壽命短。 為了保證內(nèi)嚙合傳動(dòng)的強(qiáng)度和正確嚙合，避免內(nèi)齒輪副干涉，常規(guī)的設(shè)計(jì)方法， 必須從多種方案中通過(guò)大量計(jì)算、比較來(lái)選擇，即使這樣也不能得到最佳的方案。 此外，為減少重復(fù)計(jì)算及縮短產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期，將現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，如有限元分析、 優(yōu)化設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)等應(yīng)用到產(chǎn)品設(shè)計(jì)中；在計(jì)算機(jī)上進(jìn)行建模、

15、分析、仿真、 干涉檢查等等都是非常必要的。 2.2.1 少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪變位系數(shù)的確定 在少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)中，變位系數(shù)的確定是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。齒輪的實(shí)際幾何尺 寸與齒輪的加工方法有直接的關(guān)系，所以用不同的齒輪加工方法的計(jì)算公式來(lái)推 導(dǎo)變位系數(shù)的迭代公式，所得迭代結(jié)果不一樣。目前使用最廣泛的行星齒輪和中 心齒輪的加工方法是范成法。外齒輪大都采用螺旋形的齒輪滾刀在滾齒機(jī)上切制 而成，內(nèi)齒輪通常是采用插齒刀在插齒機(jī)上插制而成。 在少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)中，各種干涉驗(yàn)算條件是否滿(mǎn)足，取決于齒輪的有關(guān)參 數(shù)，例如，齒輪模數(shù)，齒數(shù)、，齒輪壓力角，齒頂高系數(shù)、，徑m 1 z 2 z * a h * 0a h

16、向間隙系數(shù)，插齒刀的齒數(shù)，變位系數(shù)、等等。 * c 0 z 01 x 02 x 1 x 2 x 內(nèi)嚙合的嚙合方程如下： 式(2.1)tan )(2 12 12 zz xx invinv 從式（2.1）可知，當(dāng)齒輪的齒數(shù)和及齒輪壓力角為固定不變的數(shù)值 1 z 2 z 時(shí)，嚙合角是和的函數(shù)。 1 z 2 z 在少齒差嚙合傳動(dòng)設(shè)計(jì)中，主要考慮的限制條件是重合度和齒廓干涉系數(shù) 驗(yàn)算值。 s g 式(2.2)0)()()( 22212111 aas invzinvzzinvzg 目前在少齒差嚙合傳動(dòng)設(shè)計(jì)中只用直齒，所以用端面重合度評(píng)價(jià)理論上的運(yùn) 轉(zhuǎn)連續(xù)性。 重合度 式(2.3)2/)tan(tan) t

17、an(tan 2211 aa zz 顯然，如果按重合度的預(yù)期要求來(lái)確 定變位系數(shù)，當(dāng)齒數(shù)、，齒輪壓力角 1 z 2 z ，齒頂高系數(shù)為定值時(shí)，式（2.3）中 * a h 、是、的函數(shù)。 1a 2a 1 x 2 x 同樣，如果按不產(chǎn)生齒廓重迭干涉的 預(yù)期要求來(lái)確定變位系數(shù)，式（2.2）中的 各變量也是、的函數(shù)。 1 x 2 x 將、取作獨(dú)立變量，取作中間 1 x 2 x 變量，按滿(mǎn)足重合度及重迭干涉的預(yù)期要 求，建立如下限制條件方程組： 式(2.4) 0)()()( 0 tan)(tantan 2 1 12222111 122211 saass aa ginvzzinvzinvzgg zzzz

18、方程組式（2.4）中的、分別是滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求的重合度值及重迭干涉驗(yàn)算 s g 值。 方程組式（2.4）的求解，實(shí)際上是兩條限制曲線交點(diǎn)的求法，如圖 2.2 所 示。根據(jù)文獻(xiàn)1,求交點(diǎn)和，用牛頓法迭代，逐步逼近到交點(diǎn)。其迭代程序 1 x 2 x 如下： 式(2.5), 2 , 1 , 0(, ),( ),( )( 2 )( 1 )( 2 )( 11)( 1 )1( 1 n xxj xx xx nn nn nn 式(2.6), 2 , 1 , 0(, ),( ),( )( 2 )( 1 )( 2 )( 12)( 2 )1( 2 n xxj xx xx nn nn nn 式(2.7) 21 21 21

19、 , , ),( x g x g xx xxj ss ss gg 2 x 1 x 圖 2.2 兩條限制曲線的交點(diǎn) min 式(2.8) 2 21 2 21 211 ,),( ,),( ),( x g gxxg x xx xx s ss 式(2.9) ),(, ),(, ),( 21 1 21 1 212 ss s gxxg x g xx x xx 按上述迭代程序求得齒輪變位系數(shù)和，變位系數(shù)是否滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，同 1 x 2 x 時(shí)還需要進(jìn)行其他限制條件的驗(yàn)算。變位系數(shù)迭代計(jì)算程序框圖如圖 2.3 所示。 圖 2.3 內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)計(jì)算框圖 2.2.2 新型雙環(huán)減速器結(jié)構(gòu)的確定 原有的單環(huán)、雙環(huán)、

20、三環(huán)及四環(huán)減速器（專(zhuān)利號(hào)： zl89213292.2、zl91230087.6、cn85106692.5、zl93239404.3） ，采用少齒差傳 動(dòng)原理，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)比大、承載和過(guò)載能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。但通過(guò)理論分析 和實(shí)驗(yàn)證明該類(lèi)傳動(dòng)裝置在實(shí)際使用過(guò)程中存在振動(dòng)、噪聲、溫升及軸承早期破 壞等。在連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)、重載、高速、大傳動(dòng)比工況下問(wèn)題更為突出，大大影響了其 推廣進(jìn)程，成為待解決的技術(shù)難題。簡(jiǎn)單的依靠提高減速器的加工和安裝精度不 能解決問(wèn)題。對(duì)于三環(huán)和四環(huán)減速器，由于三相和四相傳動(dòng)環(huán)板互成 120 和 90，加工精度難以保證，致使在三相和四相并列雙曲柄機(jī)構(gòu)不同步，導(dǎo)致在運(yùn)轉(zhuǎn) 過(guò)程中出現(xiàn)相互

21、干涉而產(chǎn)生振動(dòng)、噪聲及發(fā)熱；同時(shí)由于采用三相和四相傳動(dòng)環(huán) 板，兩根高速輸入偏心軸不得了采用偏心套結(jié)構(gòu)，偏心套與高速軸通過(guò)鍵連接， 在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中存在不均勻的微動(dòng)磨損，引起行星軸承發(fā)熱、燒傷及偏心套與軸之 間配合間隙增大，而導(dǎo)致不同步。對(duì)于單環(huán)和雙環(huán)減速器為了克服死點(diǎn)，采用一 對(duì)過(guò)橋齒輪，由于過(guò)橋大齒輪采用空套形式，導(dǎo)致了運(yùn)動(dòng)不確定而產(chǎn)生振動(dòng)、噪 聲和發(fā)熱；同時(shí)該結(jié)構(gòu)亦采用偏心套方式，存在微動(dòng)磨損，而導(dǎo)致振動(dòng)噪聲和發(fā) 熱。 根據(jù)上述分析，證明本文使用新型雙環(huán)減速器是提供一種具有既保證同步輸 入又克服微動(dòng)磨損的平行動(dòng)軸少齒差環(huán)式減速器，該減速器結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)比大， 承載和過(guò)載能力強(qiáng)，加工工藝簡(jiǎn)單，加

22、工精度易保證，制造成本低，能很好的解 決在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程的發(fā)熱快、振動(dòng)和噪聲大這一問(wèn)題，使該類(lèi)減速器的實(shí)用范圍得到 進(jìn)一步推廣。 同時(shí)嚙合承載的齒數(shù)多 漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)的重合度很小，通常一齒差 為 11.05,二齒差在 1.1 左右，三齒差在 1.125 左右，不僅限制了其承載 能力，而且影響傳動(dòng)平穩(wěn)性。而采用優(yōu)化新齒形的擺線針輪行星傳動(dòng)，其同時(shí)嚙 合傳力齒數(shù)在小速比時(shí)，同二齒差至少可以大于或等于 3；而在大速比時(shí)，用一 齒差至少可以大于 5，不僅傳動(dòng)平穩(wěn)，而且承載能力大。 總法向力與總圓周力間夾角小，漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)為了不發(fā)生齒廓重疊干涉， 需要變位，必然導(dǎo)致嚙合角 a 過(guò)大，通常一齒差 a 49

23、,二齒差 a 35，三 齒差 a 28。在要求大傳動(dòng)比必須用同一齒差時(shí) a 49，則徑向分力比圓周 力還大，不僅降低傳動(dòng)效率，而且使轉(zhuǎn)臂軸承受力顯著增大，壽命顯著降低。擺 線針輪行星傳動(dòng)為多齒嚙合，在不同位置嚙合的齒，其壓力角也不同，且有傳力 越大的齒其壓力角越小的優(yōu)點(diǎn)，在齒形修行優(yōu)化設(shè)計(jì)中是通過(guò)控制同時(shí)嚙合齒數(shù)， 不讓壓力角大處的齒進(jìn)入嚙合，完全可以做到在節(jié)點(diǎn)讓總圓周力和總法向力間的 夾角 a 不大于 20，所以傳動(dòng)效率高，轉(zhuǎn)臂軸承壽命長(zhǎng)。 傳動(dòng)比范圍大 漸開(kāi)線少齒差傳動(dòng)的傳動(dòng)比名義上可為 1199，實(shí)際上在動(dòng) 力傳動(dòng)中，考慮到一齒差重合度特小，而嚙合角 a 特大，是盡量避免采用的， 這樣就

24、采用二齒差，而采用二齒差由于外齒輪齒數(shù)取值范圍一般為 z=28102， 即使取外齒輪齒數(shù)最大為 102，其最大傳動(dòng)比僅為 i=61，所以在動(dòng)力傳動(dòng)中，傳 動(dòng)比范圍比不上雙曲柄環(huán)板式針擺行星傳動(dòng)，后者傳動(dòng)比范圍為 i=6120，常用 i=1288。 輪齒均為硬齒面 以漸開(kāi)線為齒形的環(huán)板式減速器，是在環(huán)板上插漸開(kāi)線的 內(nèi)齒，選擇內(nèi)齒輪的材質(zhì)就只能用軟齒面；而且是在連桿的環(huán)板上插漸開(kāi)線內(nèi)齒， 考慮到換班的長(zhǎng)度，加工本來(lái)節(jié)圓半徑不大的內(nèi)齒圈也必須用加大規(guī)格的插齒機(jī)。 擺線針輪用在環(huán)板傳動(dòng)中，盡管環(huán)板材料用普通調(diào)質(zhì)碳素鋼或優(yōu)質(zhì)球墨鑄鐵，但 針齒銷(xiāo)和針齒套完全可用硬齒面的軸承鋼，再加上多齒嚙合，所以承載能

25、力高； 而且在環(huán)板上鏜裝針齒銷(xiāo)的銷(xiāo)孔，已有很多用多齒盤(pán)精確分度的方法和專(zhuān)用設(shè)備， 易于保證分度精度。 本實(shí)用新型是由一種由一級(jí)普通齒輪傳動(dòng)和一級(jí)平行動(dòng)軸少齒差傳動(dòng)構(gòu)成的 減速裝置，一級(jí)普通齒輪由三個(gè)相互嚙合的外齒輪 7、8、9 構(gòu)成，其中兩個(gè)外齒 輪 7、9 安裝在兩根互相平行且各具有兩個(gè)偏心軸頸的輸入曲軸 4、5 上，兩個(gè)傳 動(dòng)內(nèi)齒板 3、3通過(guò)軸承，安裝在高速輸入偏心軸 4、5 上，外齒輪軸 1 為低速 軸，其軸線與輸入曲軸 4、5 的軸線平行，低速軸 1 通過(guò)軸承支承在機(jī)體上，兩 個(gè)內(nèi)齒輪 3、3與外齒輪軸 1 嚙合，嚙合瞬時(shí)相位差呈 180。其運(yùn)動(dòng)是這樣實(shí)現(xiàn) 的：動(dòng)力從偏心軸輸入，通過(guò)

26、一級(jí)普通齒輪傳動(dòng) 7、9 將功率分流到少齒差傳動(dòng) 中的兩曲柄輸入軸上，實(shí)現(xiàn)雙曲柄輸入軸的同步，并利用雙輸入來(lái)克服由互成 180 的曲柄輸入軸和內(nèi)齒板所構(gòu)成的雙相并列雙曲柄機(jī)構(gòu)的死點(diǎn)，雙內(nèi)齒板與輸 出外齒輪嚙合，嚙合相位呈 180，實(shí)現(xiàn)功率合流輸出。在輸出軸的支承軸承的外 圈加裝有彈性均載裝置，以補(bǔ)償因制造和裝置誤差。兩根輸入曲軸互成 180 的兩 個(gè)偏心曲拐在加工工藝上采用一根曲軸加工，再一分為二，以保正兩根偏心曲軸 偏心量的精度。因去掉了偏心套，克服了微動(dòng)磨損，同時(shí)加工工藝簡(jiǎn)單，加工精 度易保證。 2.3 雙環(huán)減速器齒輪參數(shù)設(shè)計(jì) 在少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)中，變位系數(shù)的確定是設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。齒輪的實(shí)際幾

27、何尺 寸與齒輪的加工方法有直接的關(guān)系，所以用不同的齒輪加工方法的計(jì)算公式來(lái)推 導(dǎo)變位系數(shù)的迭代公式，所得迭代結(jié)果不一樣。內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)計(jì)算模塊中，已 經(jīng)由公式（2.5）(2.9)推導(dǎo)了少齒差內(nèi)嚙合傳動(dòng)的各種實(shí)際加工情況下的變位 系數(shù)的計(jì)算迭代公式,圖(2.3)為齒輪變位系數(shù)計(jì)算框圖。 在變位系數(shù)的迭代計(jì)算過(guò)程中，齒輪變位系數(shù)的迭代值會(huì)影響實(shí)際中心距值， 考慮到工廠加工的實(shí)際情況，對(duì)實(shí)際中心距值要進(jìn)行兩位小數(shù)的圓整。本文的雙 環(huán)減速器的內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)為：齒輪模數(shù) m=3，外齒輪齒數(shù) z1=42，內(nèi)齒輪齒數(shù) z2=44，齒頂高系數(shù) ha=0.8，徑向間隙系數(shù)，插齒刀的齒數(shù)為 * 25 . 0 *

28、c z0=25，齒頂高系數(shù)，變位系數(shù)=0.167。取重合度=1.1，齒廓干涉3 . 1 * 0 a h 0 x 系數(shù)=0.05 進(jìn)行迭代計(jì)算，當(dāng)內(nèi)外齒輪都用插齒刀加工時(shí)，迭代結(jié)果為 s g =1.45，=2.15，圓整中心距 a=4.201mm，嚙合角，實(shí)際重合度 1 x 2 x852.47 =1.410，齒廓干涉系數(shù)=0.050。計(jì)算結(jié)果如表 2.1 所示： s g 表2.1 內(nèi)嚙合齒輪參數(shù) mz1z2 * a h * cz0 0 x * 0a h s g 342440.80.25250.1671.31.10.5 1 x 2 xa s g 參 數(shù) 1.452.154.20147.8521.4

29、100.0500 外齒輪和內(nèi)齒輪都用插齒加 工 根據(jù)以上計(jì)算的齒輪參數(shù)，用內(nèi)齒環(huán)板 cad 子系統(tǒng)對(duì)齒輪的彎曲強(qiáng)度、接觸 強(qiáng)度、有限壽命進(jìn)行初步校校，然后在 i-deas 軟件中進(jìn)行環(huán)板及輸出齒輪的實(shí) 體建模，再采用網(wǎng)格自動(dòng)剖分技術(shù)實(shí)現(xiàn)齒輪和齒廓的有限元網(wǎng)格劃分，進(jìn)而采用 有限元分析技術(shù)，對(duì)齒輪進(jìn)行更精確的靜、動(dòng)態(tài)力學(xué)分析，校合強(qiáng)度，分析齒廓 的變形，分析齒廓的幾何形狀，預(yù)測(cè)齒輪的重合度。在分析和修改后最終確定齒 輪的形狀和參數(shù)，計(jì)算齒輪的加工參數(shù)，生成齒輪的零件圖，轉(zhuǎn)入圖形數(shù)據(jù)庫(kù)。 2.4 本章小結(jié) 在闡述雙環(huán)減速器工作原理的基礎(chǔ)上，分析了原有的單環(huán)、雙環(huán)、三環(huán)及四 環(huán)減速器（專(zhuān)利號(hào)： zl

30、89213292.2、zl91230087.6、cn85106692.5、zl93239404.3）的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及運(yùn) 動(dòng)特性，針對(duì)不足，設(shè)計(jì)、研制了一種新型的雙環(huán)減速器。 3 雙環(huán)減速器的設(shè)計(jì) 3.1 雙環(huán)減速器主要零部件的設(shè)計(jì) 3.1.1 內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動(dòng) 先是對(duì)齒輪進(jìn)行初算，初算是按經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算，根據(jù)初算結(jié)果可進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì)，然后進(jìn)行精確校核計(jì)算，如發(fā)現(xiàn)不合理，不合要求之處，再調(diào)整初算參數(shù)。 齒輪材料選擇中碳鋼 45，由參考文獻(xiàn)1表 8-9，鍛造毛坯，調(diào)質(zhì)處理。選擇 yb132-4 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為 5.5kw，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為 1440r/min，電動(dòng) 機(jī)軸伸出端直徑 38k

31、6mm,電動(dòng)機(jī)軸伸出端安裝長(zhǎng)度 80mm,電動(dòng)機(jī)中心高度為 132mm。且內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動(dòng)的計(jì)算公式均由參考文獻(xiàn)1查出。 模數(shù)由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)選定 m=3.0mm;齒數(shù)=42, =44;重合度1.05;傳動(dòng)比 i= 1 z 2 z =21;齒頂高系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值 ha=0.8; 12 1 zz z * 未變位時(shí)的中心距 a=（d2-d1）=3(44-42) 2 1 )( 2 1 12 zzm 2 1 =3mm 中心距變動(dòng)系數(shù) y=mm4003 . 0 3 3201 . 4 m aa 分度圓壓力角=20，inv=0.015; 嚙合角=arcos()=47.852 cos a a inv=0.270;

32、 總變位系數(shù)x=- = 2 x 1 x)( tan2 12 invinv zz =0.700; 變位系數(shù)的分配 按變位系數(shù)選擇原則適當(dāng)分配 小齒：=1.45 , 大齒：=2.15; 1 x 2 x 插內(nèi)齒輪刀具參數(shù)（由參考文獻(xiàn)1表 2-20 得） =25 =0.167 =83.81 ha*=1.3; 02 z 02 x 02a d 02 插內(nèi)齒時(shí)的嚙合角 inv=inv+ 02 20tan )(2 022 022 zz xx =0.015+tan20 2544 )167 . 0 15 . 2 (2 =0.091; 故插內(nèi)齒時(shí)的嚙合角 =35.18 02 插內(nèi)齒輪時(shí)的中心距= 02 a 02 0

33、22 cos2 cos)( zzm =(44-25) 2 3 18.35cos 20cos =32.77mm; 分度圓的直徑 小齒：d1=mz1=342=126mm 大齒：d2=mz2=344=132mm; 齒根圓直徑 小齒輪用插齒刀加工（=25,=0.167,=83.81,ha=1.3） 01 z 01 x 01a d * 01 inv=inv+ 01 tan )(2 011 011 zz xx =inv20+ 20tan 2542 )167 . 0 45. 1 (2 =0.033 故插小齒時(shí)的嚙合角 =25.67 01 插小齒時(shí)的中心距= 01 a 01 011 cos2 cos)( zz

34、m = 67.25cos2 20cos)2542(3 =104.781mm 對(duì)于新插齒刀，ha*和可查參考文獻(xiàn)1表 2-20 0202 x 小齒齒根圓直徑 df1=2-=2104.781-83.81=125.75mm 01 a 01a d 大齒齒根圓直徑 df2=+2=83.81+232.77=149.35mm; 02a d 02 a 齒頂圓直徑 小齒齒頂圓直徑 da1=df2-2a -2c m * =149.35-24.201-20.253 =139.448mm 大齒齒頂圓直徑 da2=df1+2a +2c m * =125.75+24.201+20.253 =135.652mm; 小齒輪、

35、內(nèi)齒輪及插齒刀的齒頂壓力角 cos= =0.8491 1a 1 cos1 da d 448.139 20cos126 小齒輪齒頂壓力角 =31.89 inv=0.065 1a 1a cos= =0.9144 2a 2 cos2 da d 652.135 20cos132 內(nèi)齒輪齒頂壓力角 =23.88 inv=0.026 2a 2a cos= =0.841 02a 02 cos0 da mz 81.83 20cos253 插齒刀的齒頂壓力角 =32.76; 02a 齒全高 大齒輪 da1-df1=13.698mm 小齒輪 da2-df2=13.698mm); 重合度 =z1(tan-tan)-

36、z2(tan-tan) 2 1 1a 2a = 42(tan31.89-tan47.852)-44(tan23.88- 2 1 tan47.852) =1.410 校核內(nèi)齒輪加工時(shí)，是否產(chǎn)生范成頂切 應(yīng)保證1- 2 02 z z 02 2 tan tan a =0.5681-=0.372 44 25 18.35tan 88.23tan 對(duì)標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)齒輪，若插齒刀齒數(shù) z02 大于表 2-18 或 2-18 中的數(shù)值，可不必校 核 所以滿(mǎn)足不干涉條件 校核插內(nèi)齒時(shí)，是非產(chǎn)生徑向切入頂切 =44=26 2 z min2 z 所以滿(mǎn)足不產(chǎn)生徑向切入頂切條件 校核過(guò)渡曲線干涉 避免內(nèi)齒輪齒跟干涉的條件 t

37、an+(-)tantan+(-)tan 02 z 02a 2 z 02 z 02 1 z 1a 2 z 1 z 左=25tan32.76+(44-25)tan35.18 =29.48mm 右=42tan31.89+(44-42)tan47.852 =28.34mm 左右 滿(mǎn)足齒跟不干涉條件 避免小齒輪齒跟干涉的條件 當(dāng)小齒輪用插齒刀加工時(shí) tan-(-)tantan- 2 z 2a 2 z 1 z 1 z 2sin )(4 1 xha 左=44tan23.88-(44-42)tan47.852 =17.27mm 右=(42+25)tan25.67-25tan32.76 左右 滿(mǎn)足齒跟不干涉條件

38、 校核重疊干涉 不產(chǎn)生重疊干涉的條件 (+inv)- (+inv)+inv(-)0 1 z1 1a 2 z2 2a 2 z 1 z cos=1 1 2 2 1 2 2 2ara arara 1 2 2 1 2 2 4 4 daa adada = 448.139201 . 4 4 4201 . 4 448.139652.135 222 =-0.4758 =118.4112.067 弧度1 cos=2 2 2 2 1 2 2 2ara arara 2 2 2 1 2 2 4 4 daa adada = 652.135201 . 4 4 4201 . 4 448.139652.135 222 =-0

39、.4271 =115.2872.012 弧度2 42(2.067+0.065)-44(2.012+0.026)+0.27(44-42) =0.4120 滿(mǎn)足不產(chǎn)生重疊干涉的條件 齒寬 根據(jù)參考文獻(xiàn)4取為 0.6 d 大齒輪齒寬 b2=d1=0.6126=75.6mm d 小齒輪齒寬 b1=b2+(510)mm=81.6mm 取為 82mm 環(huán)板間的間隙取為 6mm 3.1.2 減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)效率計(jì)算 根據(jù)傳動(dòng)方案，查參考文獻(xiàn)3第 13 頁(yè)可知 6 級(jí)精度和 7 級(jí)精度齒輪傳動(dòng)效率=0.991 （一對(duì)）球軸承的效率=0.992 故傳動(dòng)裝置總效率=12222 =0

40、.990.990.990.990.99 =0.951 各軸功率的計(jì)算 輸入軸的功率 p1=p=5.50.990.99=5.391(kw)22 輸出軸的功率 p2=p=5.50.990.990.990.991222 =5.283(kw) 各軸轉(zhuǎn)速的計(jì)算 輸入軸的轉(zhuǎn)速 n1=1440() m n min r 輸出軸的轉(zhuǎn)速 n2=() i nm 21 1440 min r 各軸轉(zhuǎn)矩的計(jì)算 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 t1=9550=9.55 3 10 1 1 n p 6 10 1440 391 . 5 =35.753 (nmm) 3 10 輸出軸的轉(zhuǎn)矩 t2=9550=9.55 3 10 2 2 n p 6 10

41、 57.68 283 . 5 =735.783 (nmm) 3 10 3.1.3 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 因輸出軸是齒輪軸，應(yīng)與小齒輪的材料一致，故材料選為：45 鋼,調(diào)質(zhì),由參 考資料2表查出： =600mpa =55mpa =95mpa b b1 b0 軸的初步估算 由1的表查得 c=112，因此 dc=112=47.7mm 3 2 2 n p 3 57.68 283 . 5 p2=p=5.50.990.990.990.99=5.283mm1222 n2=1440/21=68.57(r/min) 考慮該處軸徑尺寸應(yīng)大于輸入軸徑處直徑，取=60mm min d 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）各軸段直徑的確定

42、根據(jù)資料3p105 初選滾動(dòng)軸承下，代號(hào)為 7312c，基本尺寸 d 為 60mm,d 為 130mm ，b 為 31mm。 軸徑尺寸 d2=d6=60mm min d 齒輪 1 的直徑 d=126mm da=139.448mm df=125.7mm 由軸承表 5-11 查出軸承的安裝尺寸 d3=72mm d0 處的直徑取 50mm d1 處的直徑取 56mm d5 處的直徑取 64mm 2）各軸段軸向長(zhǎng)度的確定，如圖 3.1 所示。 3）軸上零件的選取 的軸段上鍵槽的選?。汗Q(chēng)尺寸 bh 為 149 （t=5.5,r=0.3） ，l50 為 45mm。 輸出軸的校核 按許用彎曲應(yīng)力校核軸 1

43、）軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定 齒輪對(duì)軸的力的作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)在齒輪寬的中點(diǎn)，因此可決定輸出齒輪 上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。 軸頸上安裝的 7312c 軸承從參考文獻(xiàn)3表 5-11 可知它的負(fù)荷作用點(diǎn)距離軸 承外端面尺寸 a=25.6mm,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺 寸： 跨距 ab=5.4+15+82+15+5.4=122.8mm 齒輪 1，2 的位置 ac=cd=61.4mm 2）繪軸的受力圖，如圖 3.2(a)所示。 圖 3.1 輸出軸的結(jié)構(gòu)草圖 圖 3.2 輸出軸的受力及彎矩圖 3）計(jì)算軸上的作用力 a b cd ab d c a b cd a cd b f f c

44、d b a ba cd dc ab at t b dca ay by ft1 fby fbx ft2 fby fay fay fax ft1 fr2 fr2 ft2 fr1 fr1 x向 y向 齒輪 1：ft1=11.679n 1 2 2 d t 126 10783.7352 3 3 10 fr1=ft1tan=11.679tan31.89=7.267n 1n 3 10 3 10 fa1=0 齒輪 2：ft2=11.148n 2 2 2 d t 132 10783.7352 3 3 10 fr2=ft2tan=11.148tan23.88=4.935n 2n 3 10 3 10 fa2=0 4

45、）計(jì)算支反力 x 方向的支反力，如圖 3.2(b)所示。 x=0 axttbx ffff 12 即 式（3.1） axbx ff 33 10679.1110148.11 0 ax m -0 12 ttbx facfabf 即 -04 .8310679.114 .3910148.11 8 . 122 33 bx f 式（3.2）)(10355 . 4 3 nfbx 將式(3.2)代入式(3.1)得: )(10824 . 3 3 nfax y 方向的支反力，如圖 3.2(c)所示。 y=0 byrray ffff 12 即 式（3.3） byay ff 33 10267 . 7 10935 . 4

46、 0 ay m -0 12 acfadfabf rrby 即 -0 4 . 3910267 . 7 4 . 8310935 . 4 8 . 122 33 by f 式（3.4）)(1002 . 1 3 nfby 將式（3.4）代入式（3.3）得： )(10352 . 3 3 nfay 5）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 x 方向上的彎矩圖：如圖 3.2(b)所示。 c 處彎矩：)(1039.129 4 . 3910824 . 3 33 mmnacfm axcx d 處彎矩：)(1059.171 4 . 3910355 . 4 33 mmnbdfm bxdx y 方向上的彎矩圖：如圖 3.2(c)所示。 c 處

47、彎矩：)(1007.132 4 . 3910352 . 3 33 mmnacfm aycy d 處彎矩：)(1019.40 4 . 391002 . 1 33 mmnbdfm bydy 6）合成彎矩：如圖 3.2(d)所示。 c 處：)(1089.1841007.13239.129 332222 mmnmmm cycxc d 處:)(1023.1761019.4059.171 332222 mmnmmm dydxd 7）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：如圖 3.2(e)所示。 )(10783.735 3 2 mmnt 8）計(jì)算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖，如圖 3.2(f)所示。 應(yīng)力校正系數(shù) a=58 . 0 95/5

48、5/ 01 bb a)(42675410783.73558 . 0 3 2 mmnt c 處：)(1089.184 3 mmnmm cc 左 d 處：)(1008.4651075.42689.184)( 33222 2 2 mmnatmm cc 右 )(1071.4611075.42623.176 33222 2 2 mmnatmm dd ）（ 左 )(1023.176 3 mmnmm dd 右 9）校核軸徑 c 剖面：mm72mm89.43 551 . 0 1008.465 0.1 3 3 3 1b- 右c c m d 強(qiáng)度足夠 d 剖面：mm125.7mm79.43 551 . 0 10.

49、71461 0.1 3 3 3 1b- 左d d m d （齒跟圓直徑）強(qiáng)度足夠 安全系數(shù)法校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷校核的危險(xiǎn)面 從彎矩圖知危險(xiǎn)截面為 c 剖面 材料為 45 鋼調(diào)質(zhì) 2） 軸材的機(jī)械性能 材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)2表mpa，=350mpa，再根600 b s 據(jù)參考文獻(xiàn)1的表查得： mpa mpa26444 . 0 1 bb 1803 . 0 1 b mpa mpa4497 . 1 10 bb 2886 . 1 10 18 . 0 449 44926422 0 01 b bb 25 . 0 288 28818022 0 01 3）剖面 c 的安全系數(shù) 抗彎斷面

50、系數(shù) c cc c d tdbtd w 2 )( 32 23 = 722 )5 . 572(5 . 514 32 7214 . 3 23 =34260.28 3 mm 抗扭斷面系數(shù) c cc tc d tdbtd w 2 )( 16 23 =70885.25 3 mm 彎曲應(yīng)力幅mpa57.13 28.34260 1008.465 3 c c a w m 右 彎曲平均應(yīng)力0 m 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅mpa19 . 5 25.708852 10783.735 2 3 tc a w t 鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)由資料2表查出，=1.541 k k 同樣由參考文獻(xiàn)2表查出表面狀態(tài)系數(shù)=0.92 查出尺寸

51、系數(shù)=0.84 =0.78 39 . 1 )84 . 0 92 . 0 ( 1 )( k 彎曲配合零件的綜合影響系數(shù)(d=2.3) k 取(d=2.3 進(jìn)行計(jì)算) k 29 . 1 84 . 0 92 . 0 1 r k 剪切配合零件的綜合影響系數(shù)d=0.4+0.6(d=1.78)( k) k 取d=1.78 進(jìn)行計(jì)算)( k 由齒輪計(jì)算的循環(huán)次數(shù) 3.4081025 8 10 7 10 7 10 壽命系數(shù)1 n k 綜合安全系數(shù)s=1.51.864 . 7 19.1753 . 8 19.1753 . 8 2222 cc cc c ss ss s 剖面 c 具有足夠的強(qiáng)度。 3.1.4 平衡齒

52、輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 由于該處齒輪嚙合只起平衡作用，故三個(gè)齒輪都采用 45 鋼調(diào)質(zhì)處理。 齒數(shù)選為 54，模數(shù)選為 3mm 分度圓直徑 d=mz=354=162mm 中心距 a=162mm 2 ) 11(zzm 2 )5454(3 齒寬取為 30mm 齒頂圓直徑 da=d+2ha=(z+2ha )m=(54+21)3 齒高 h=2.25m=2.253=6.75mm 由于該處齒輪 da200mm，所以根據(jù)資料3p27 可以選擇鍛造齒輪 d1=1.6d=1.640=64mm l=(1.21.5)d=(1.21.5)40=(4860)mmb=30mm =2.5=2.50.02162=8.1mm 0 n m

53、n=0.5=0.50.02162=1.62mm n m d0=da-10=168-100.02162=135.6mm n m 分布孔徑 d1=0.2(d0-d1)=14.32mm10mm d2=0.5(d0+d1)=99.8mm 3.1.5 平衡軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 各軸段直徑的確定 由于該軸只起平衡作用，故軸段可按軸肩估算 裝平衡齒輪的軸段直徑為 40mm 平衡齒輪處定位軸肩高度=（0.070.1）d=0.0740=2.8mm min h 另外兩軸段的直徑 d1,d3 都取為 35mm 19.17 19 . 5 25 . 0 19 . 5 88 . 1 1901 )( 1 ma n c dk k s

54、 168 . 4 078.2747 . 2 2861 )( 1 maa bn c dk k s 各軸段的軸向長(zhǎng)度的確定，如圖 3.3 所示。 軸上零件的選取 軸承選用 7207c 基本尺寸 d 為 35mm，d 為 72mm，b 為 17mm 的軸段上鍵槽的選取 bh 為 128(t=5.0,r=0.3)，l 為 28mm40 3.1.6 輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 各軸段直徑的確定 安裝平衡齒輪的軸段 d3 為 40mm 安裝環(huán)板的兩偏心軸段 d5、d6 都為 50mm d7 取為 40mm 平衡齒輪處定位軸肩高度=（0.070.1）d=0.0740=2.8mm min h d1 的直徑取為 32mm

55、 d2 的直徑取為 36mm d4 的直徑取為 45mm 各軸段軸向長(zhǎng)度的確定,如圖 3.4 所示。 軸上零件的選取 軸承選用 7208c 基本尺寸 d 為 40mm，d 為 80mm，b 為 18mm 7210c 基本尺寸 d 為 50mm,d 為 90mm, b 為 20mm 的軸徑上鍵槽的選取,公稱(chēng)尺寸 bh 為 128(t=5.0,r=0.3)，l=28mm40 的軸徑上鍵槽的選取,公稱(chēng)尺寸 bh 為 108(t=5.0,r=0.3)，l=28mm32 圖 3.3 中間軸的結(jié)構(gòu)草圖 輸入軸的校核 按許用彎曲應(yīng)力校核軸 1）軸上力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距的確定 齒輪對(duì)軸的力的作用點(diǎn)按簡(jiǎn)化原則應(yīng)

56、在齒輪寬的中點(diǎn)，因此可決定平衡齒輪 上力的作用點(diǎn)位置。 軸頸上安裝的 7308c 軸承從參考文獻(xiàn)3表 5-11 可知它的負(fù)荷作用點(diǎn)距離軸 承外端面尺寸 a=17mm,故可計(jì)算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸： 跨距 ab=47+103+82+17=249mm 平衡齒輪的位置 ac=47mm 2）繪軸的受力圖， （偏心軸上力與 x，y 軸的夾角均取為 90）如圖 3.5 所示。 圖 3.4 輸入軸的結(jié)構(gòu)草圖 y方向 x方向 fay fax fr ft f1y f1x f2x f2y fby fbx fr f1x f2x fbx fay fax ft f1y f2y a c d b b b

57、b b b b a a a a a a a (a) (b) (c) (d) (e) (f) c c c c c d d d d d e e e e e e 圖 3.5 輸入軸的受力及彎矩圖 3）計(jì)算軸上的作用力 齒輪：ft=8.828n 1 2 1 d t 162 10753.352 3 2 10 fr=fttan=8.828tan20=3.017n n 2 10 2 10 fa=0 4）計(jì)算支反力 x 方向的支反力，如圖 3.5(b)所示。 x=0 raxxxbx fffff 21 即 式（3.5） 233 10017 . 3 10679.1110148.11 axbx ff 0 ax m

58、-0 21 abfaefadfacf bxxxr 即 -024921310679.1116910148.114710017 . 3 332 bx f 式（3.6）)(10481 . 2 3 nfbx 將式(3.6)代入式(3.5)得: )(10648 . 1 3 nfax y 方向的支反力，如圖 3.5(c)所示。 y=0 ytbyyay fffff 12 即 式（3.7） 233 10828 . 8 10267 . 7 10935 . 4 byay ff 0 ay m -0 21 abfaefadfacf byyyt 即 -024921310935 . 4 16910267 . 7 4710

59、828 . 8 332 by f 式（3.8）)(10544 . 0 3 nfby 將式（3.8）代入式（3.7）得： )(10671 . 2 3 nfay 5）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖 x 方向上的彎矩圖：如圖 3.5(b)所示。 c 處彎矩：)(10456.774710648 . 1 33 mmnacfm axcx y 方向上的彎矩圖：如圖 3.5(c)所示。 c 處彎矩：)(10537.1254710671 . 2 33 mmnacfm aycy 6）合成彎矩：如圖 3.5(d)所示。 c 處：)(10509.14710537.125456.77 332222 mmnmmm cycxc 7）轉(zhuǎn)矩及

60、轉(zhuǎn)矩圖：如圖 3.5(e)所示。 )(10753.35 3 1 mmnt 8）計(jì)算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖，如圖 3.5(f)所示。 應(yīng)力校正系數(shù) a=58 . 0 95/55/ 01 bb a)(2073710753.3558 . 0 3 1 mmnt c 處：)(10509.147 3 mmnmm cc 左 )(10959.14810737.20509.147)( 33222 1 2 mmnatmm cc 右 校核軸徑 c 剖面：mm40mm03.30 551 . 0 10959.148 0.1 3 3 3 1b- 右c c m d 強(qiáng)度足夠。 安全系數(shù)法校核軸的疲勞強(qiáng)度 1）判斷校核的危險(xiǎn)面