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摆线针轮减速器毕业设计.doc

摆线针轮减速器毕业设计

王可心
2017-09-21 0人阅读 举报 0 0 暂无简介

简介:本文档为《摆线针轮减速器毕业设计doc》,可适用于综合领域

摆线针轮减速器毕业设计攀枝花学院本科毕业设计(论文)摘要摘要摘要:本次设计的是摆线针轮行星减速器摆线针轮行星传动具有传动比范围大体积小、重量轻效率高运转平稳、噪声低工作可靠、寿命长的特点。因此摆线针轮行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。文中从对齿轮减速器的发展的历史研究开始再对传动比进行计算而后分别进行齿数计算、齿形分析、效率计算、强度验算、结构设计、绘制减速器装配图及零件图。最后对行星齿轮的结构设计进行了较详细的阐述。通过对摆线针轮行星减速器的研究结合目前的发展情况和所要面临解决的问题设计出具有上述一系列优点的减速机构。在设计中摆线针轮行星传动的薄弱环节是转臂轴承因转臂轴承在受力大转速也较高的情况下工作(其内、外圈的相对转速等于输入轴与输出轴二者转速绝对值之和)所以在新系列中为保证转臂轴承的寿命往往采用加强型的滚子轴承。关键词:摆线针轮行星减速器齿轮行星齿轮减速器齿轮啮合滚子轴承。攀枝花学院本科毕业设计(论文)AbstractAbstractAbstract:ThisdesignispincycloidalgearplanetaryPincycloidalgearplanetarygeartransmissionrangeisbig,smallvolume,lightweight,highefficiency,stableoperation,lownoise,longlifeandreliable,Therefore,theplanetarygeartransmissionhasbeenwidelyusedinengineeringmachinery,miningmachinery,metallurgy,machinery,liftingtransportationmachinery,lightindustrialmachinery,petroleum,chemicalmachinery,machinetools,robots,automobile,tanks,artilleryandaircraft,ships,instrumentandmeter,etcBasedonthedevelopmentofgearreducer,"thest的继续增大目前受优越工艺因素的限制主要是没有与齿轮尺寸进一步增大相适应的高精度切齿机另一方面则是梅雨齿轮直径大于米的热加工锻造设备。因此需进一步研制大尺寸的高淬硬齿轮切削用的高刚性高精度滚齿和插齿机以及高精度和超硬切齿刀具和检验仪器。在设计方面则应着重于擦伤强度的研究制定出齿轮擦伤强度的计算公式并对齿轮本体和箱体的变形、应力计算进行研究。随着高速的发展目前对行星齿轮传动的动力学研究还很不够特别是与公害有关的振动和噪音的研究。随着电算技术的发展还应用有限元法制定出应用电子计算机进行齿轮设计和加工精度的计算方法用电算解决参数选择最优化。此外还必须对内齿圈的固定方法齿面接触应力、齿根弯曲应力、齿轮加工工艺、均载机理及其装置、齿轮润滑等进行研究还应大量开展行星齿轮传动的试验研究工作例如:实际负荷运转试验齿轮应力状态、效率、温升、振动、噪音、润滑等各种性能试验寿命试验破坏试验等。例如年产Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器其齿轮圆周速度已达ms日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱功率为kw大型水泥球磨机所用型行星齿轮箱输出转矩高达kNm。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。攀枝花学院本科毕业设计(论文)绪论()向无级变速行星齿轮传动发展。多年来一直需要一种传递大功率、高效率、变速比的传动装置(无级变速)即输入速度是固定的输出速度是可调的。实现无级变速对行星齿轮传动来说就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率这只要在原先行星齿轮传动装置中对原来固定的基本构件附加一个转动就能使输出转速有所增减而成为行星齿轮无级变速器。现已制成能传递Psi以上的无级变速齿轮箱。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动(如采用液压泵及液压马达系统来实现)就成为无级变速器。()向复合式行星齿轮传动发展。近几年来国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动低速级用行星齿轮传动这样可适应相交轴和交错轴间的传动可实现大传动比和大转矩输出等不同用途充分利用各类型传动的特点克服各自的缺点以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮行星齿轮减速器总传动比i=rmin,输出转矩Nm。()向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。主要是它外廓尺寸小、重量轻、传动比大一级可达~效率较高达左右该机薄弱环节主要是转臂轴承于高速重载啮合角很大一齿差时达º左右故传动中径向载荷为不进行变位切削时的倍。因此这种传动现阶段只适用于中小功率国内应用的少齿差渐开线行星齿轮传动功率均为超过千瓦。转臂轴承性能和承载能力有所提高则传递功率增大。西德FridoconMichel公司生产了齿数差为,的ACBAR渐开线少齿差行星齿轮减速器并制定了标准系列。而少齿差传动的效率和强度计算等还有待于进一步研究。()制造技术的发展方向。采用新型优质钢材经热处理获得高硬齿面(内齿轮离子渗碳外齿轮渗碳淬火)精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度(内齿轮精插齿达级精度外齿轮经磨齿达级精度粗糙度Raμm)从而提高承载能力保证可靠性和使用寿命。行星齿轮传动的优缺点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较它具有许多独特的优点。它的显著特点是:在传递动力时它可以进行功率分流同时其输入轴和输出轴具有同轴性即输入轴和输出轴均设在同一轴线上。所以行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其攀枝花学院本科毕业设计(论文)绪论是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。行星齿轮传动的特点如下:()体积小质量小结构紧凑承载能力大由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副因此可使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷从而使得每个齿轮所承受的负荷较小并允许这些齿轮采用较小的模数。此外在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积从而有利于缩小其外廓尺寸使其体积小质量小结构非常紧凑且承载能力大。一般行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的,(即在承受相同的载荷条件下)。()传动效率高由于行星齿轮传动结构的对称性即它具有数个匀称分布的行星轮使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下其效率值可达,。()传动比较大可实现运动的合成与分解只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中其传动比可达几千。应该指出行星齿轮传动在其传动比很大时仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。()运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用了数个结构相同的行星轮均匀地分布于中心轮的周围从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时也使参与啮合的齿数增多故行星齿轮传动的运动平稳抵抗冲击和振动的能力较强工作较可靠。总之行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高(类型选用得当)等优点。因此行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。但是行星齿轮传动的缺点是:材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收从而使其传动结构和均载方式都不断完善同时生产生产工攀枝花学院本科毕业设计(论文)绪论艺水平也不断提高。因此对于它的研制安装问题目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。尤为重要的是设计人员对于自己设计的某些齿轮减速器进行优化。优化结果不仅为齿轮传动提供了一个最优的设计方案而且对其设计参数的优化提供了依据。本设计课题简介摆线针轮行星传动和渐开线少齿差行星齿轮传动同属KHV行星齿轮传动其工作原理和结构基本相同所不同者摆线针轮行星传动的行星传动的行星齿轮的齿廓曲线不是渐开线而是采用变幅外摆线的内侧等距曲线(其中用短幅外摆线的等距曲线较普遍)中心轮齿廓与上述曲线共轭是圆。摆线针轮行星减速器由行星架H、行星轮c、中心轮b和输出结构W四部分组成。摆线针轮行星传动具有传动比范围大体积小、重量轻效率高运转平稳、噪声低工作可靠、寿命长的特点。由于有上述优点这种减速器在很多情况下已经代替两级、三级普通圆柱齿轮减速器及圆柱蜗杆减速器。在冶金、矿山、石油、化工、船舶、轻工、食品、纺织以及军工等很多部门得到日益广泛的应用。但是这种传动制造精度要求高需要专门的加工设备。摆线针轮行星传动的薄弱环节是转臂轴承因转臂轴承在受力大转速也较高的情况下工作(其内、外圈的相对转速等于输入轴与输出轴二者转速绝对值之和)所以在新系列中为保证转臂轴承的寿命往往采用加强型的滚子轴承。本次设计的是对一种摆线针轮行星减速器进行分析研究。在此基础上试以现代反求设计方法为指导进行设计其传动功率为P=KW速比为输入轴转速:rmin。对于摆线针轮行星减速器而言要求行星减速器满足三项要求:传动比大结构紧凑适宜短期间断工作。在本次设计中要进行齿数计算、齿形分析、效率计算、强度验算、结构设计、绘制减速器装配图及零件图。在结构设计时要注意有关装置的特点还要注意与多种减速方法进行比较注意理论分析。攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法第二章摆线针轮减速器传动理论与设计方法摆线针轮减速器的传动原理与结构特点摆线针轮行星传动的传动原理ZZzb图所示为摆线针轮行星传动示意图。其中为针轮为摆线行星轮H为系杆V为输出轴。运动由系杆H输入通过W机构由V轴输出。同渐开线一齿差行星传动一样摆线针轮传动也是一种K,H,V型一齿差行星传动。两者的区别在于:摆线针轮传动中行星轮的齿廓曲线不是渐开线而是变态摆线中心内齿采用了针齿以称针轮摆线针轮传动因此而得名。同渐开线少齿差行星传动一样其传动比为Zbii==HVHZZzb图,摆线针轮减速器原理图ZZZibzbHV由于,故,,“,”表示输出与输入转向相反即利用摆线针轮行星传动可获得大传动比。摆线针轮减速器的结构特点它主要由四部分组成:()行星架H又称转臂由输入轴和偏心轮组成偏心轮在两个o偏心方向互成。攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法()行星轮C即摆线轮其齿廓通常为短幅外摆线的内侧等距曲线为使输入轴达到静平衡和提高承载能力,通采用两个相同的奇数齿摆线轮,装在双o偏心套上,两位置错开,摆线轮和偏心套之间装有滚动轴承,称为转臂轴承,通常采用无外座圈的滚子轴承,而以摆线轮的内表面直接作为滚道。近几年来,优化设计的结构常将偏心套与轴承做成一个整体,称为整体式双偏心轴承。()中心轮b,又称针轮,由针齿壳上沿针齿中心圆圆周上均布一组针齿销(通常针齿销上还装有针套)组成。()输出机构W,与渐开线少齿差行星齿轮传动一样,通常采用销轴式输出机构。图,摆线针轮减速器基本结构图输出轴机座针齿壳针齿套针齿销摆线轮销轴套销轴偏心轮主动轴图,为摆线针轮传动的典型结构摆线针轮传动的啮合原理为了准确描述摆线形成及其分类,我们引进圆的内域和圆的外域这一概念。所谓圆的内域是指圆弧线包容的内部范围,而圆的外域是包容区域以外的范围。按照上述对内域外域的划分,则外摆线的定义如下:外摆线:滚圆在基圆外域与基圆相切并沿基圆作纯滚动,滚圆上定点的轨迹攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法是外摆线。外切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆外切形成的外摆线(此时基圆也在滚圆的外域)。内切外摆线:滚圆在基圆外域与基圆内切形成的外摆线(此时基圆在滚圆的内域)。短幅外摆线:外切外摆线形成过程中,滚圆内域上与滚圆相对固定的某点的轨迹或内切外摆线形成过程中,滚圆外域上与滚圆相对固定的某点的轨迹。长幅外摆线:与短幅外摆线相反,对外切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的外域对内切外摆线而言相对固定的某点在滚圆的内域。短幅外摆线与长幅外摆线通称为变幅外摆线。变幅外摆线变幅的程度用变幅系数来描述,分别称之为短幅系数或长幅系数。外切外摆线的变幅系数定义为摆杆长度与滚圆半径的比值。所谓摆杆长度是指滚圆内域或滚圆外域上某相对固定的定点至滚圆圆心的距离。aK,r()K式中变幅系数。a外切外摆线摆杆长度r外切外摆线滚圆半径对于内切外摆线而言,变幅系数则相反,它表示为滚圆半径与摆杆长度的比值。r'K,A()式中K变幅系数r′内切外摆线滚圆半径A内切外摆线摆杆长度根据变幅系数K值的不同范围,将外摆线划分为类:短幅外摆线<K<标准外摆线K=长幅外摆线K>。变幅外切外摆线与变幅内切外摆线在一定的条件下完全等同。这个等同的条件是,内切外摆线滚圆与基圆的中心距等于外切外摆线的摆杆长度a,相应地外切外摆线滚圆与基圆的中心距等于内切外摆线的摆杆长度A。根据这一等同条件,就可以由外切外摆线的有关参数推算出等同的内切外摆线的对应参数。它们的参数关系参看图,。令短幅外切外摆线基圆半径代号为r,滚圆半径为r,短幅系数为K,则外切外摆线的摆杆长度和中心距可分别表示如下(长幅外摆线的表攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法示形式完全相同):根据式(),摆杆长度a=Kr根据等同条件,中心距A=rr。按等同条件,上述A又是内切外摆线的摆杆长度,故推算出内外摆线的滚圆r',r',a半径为r′=kA内切外摆线的基圆半径为两种外摆线的参数换算关系归纳如表,表,参数名称主要参数代号变幅外切外摆线变幅内切外摆线'rr基圆半径'rr滚圆半径滚圆与基圆中心距Aa摆杆长度aA根据上述结果,很容易推导出等同的两种外摆线基圆半径的相互关系为r',kr()短幅外摆线以基圆圆心为原点,以两种外摆线的中心距和短幅系数为已知参数,以滚圆转角为变量的参数方程建立如下:,,在以后的叙述中将滚圆转角律记为,并称之为相位角。()直角坐标参数方程Mi根据图,摆线上任意点的坐标为,,x,Asin,asiny,Asin,asin,图,短幅外摆线原理图r,r,,,r,r,,,,(,,),根据纯滚动原理可知故又于是有攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法KAa,,,,,,,,KA,aKA,a,将与γ的结果代入上述方程,KAa,,x,A,asinsinKA,aKA,a()KAa,,y,A,acoscosKA,aKA,a()式()与式()是变幅外摆线通用直角坐标参数方程。若令上两式中的K=,即可得标准外摆线的参数方程。对于外切外摆线,式中的A=rr,a=r。对于内切外摆线,式中的A=r′,A=r′r′。为了与直角坐标表示的曲线相一致,将Y轴规定为极轴,将极角沿顺时针方向的角度规定为正方向,方程表述如下(参看图):,,Aq,Aacos,(),,aasin,,,arctanKA,aA,acos,()同理,K=时,变幅外摆线通用极坐标参数方程变为标准外摆线极坐标方程,参数a和A的变换同上。',r当动圆绕基圆顺时针方向作纯滚动时每滚过动圆的周长时动圆上',r的一点B在基圆上就形成一整条外摆线。动圆的周长比基圆的周长长''''',r,rr,rr,ap=,当圆上的B点在动圆滚过周长再次与圆接触时应,BB''rBr,a是在圆上的另一点而,这也就是摆线轮基圆上的一个基节p即p,,(r',r'),,a()由此可得摆线轮的齿数为,,rrr'''z,,,cp,aa()针轮齿数为,,r'r'r'r'az,,,,,zpc,paaa()摆线轮的齿廓曲线与齿廓方程由上一节分析选择摆线轮的几何中心作为原点通过原点并与摆线轮齿槽rypc对称轴重合的轴线作为轴见图针齿中心圆半径为针齿套外圆半径攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法rrp为。图摆线轮参数方程图则摆线轮的直角坐标参数方程式如下:Kxrz,,sinsin(),,ppzp()K,,coscos()yrz,,ppzp实际齿廓方程xxr,cos,,rp,()K,yyz,,cos(),p,zp,rrfprp针齿中心圆半径针齿套外圆半径转臂相对某一中ozp心矢径的转角即啮合相位角()针齿数目摆线轮齿廓曲率半径变幅外摆线曲率半径参数方程的一般表达式为()xyr=()xyxy(),式中变幅外摆线的曲率半径,xx对的一阶导数,dxx,d,,yy对的一阶导数,攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法dyy,d,,xx对的二阶导数,dxx=df,yy对的二阶导数,dxy=df,将式()和式()中x和y分别对取一阶和二阶,导数后代入的表达式得AKK(cos)fr=KKAaKAa()cos()f()以K=代入式),得标准外摆线的曲率半径为,,=Aa(Aa)sin()式中A=rr或A=r′a=r或a=r′r′,由本式可知,标准外摆线,曲线永远呈外凸形状,故它不适于作传动曲,线。以K>代入式)进行运算表明,<,故长幅外摆线也永远呈外凸形状,故它也不适合于用作传动曲线。以K<代入式)进行运算表明,曲率半径呈现出由正值经过拐点到负值的多样性变化。摆线轮实际齿廓曲线的曲率半径为AKK(cos)fr=rrprr'rKKAaKAa()cos()fp,()r,,rp对于外凸的理论齿廓(<)当>时理论齿廓在该处的等距曲线就不能实现这种情况称为摆线齿廓的“顶切”严重的顶切会破坏连续平稳的啮r,,'rp合显然是不允许的。当,时,即摆线轮在该处出现尖角也应防r,rp止若为正值不论取多大的值都不会发生类似现象。摆线轮是否发生顶切不仅取决于理论外凸齿廓的最小曲率半径而且与针齿齿形半径(带针齿套的为套的半径)有关。摆线轮齿廓不产生顶切或尖角的条件可表示为r,,rpmin()摆线针轮传动的受力分析摆线轮在工作过程中主要受三种力:针轮与摆线轮啮合时的作用力攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线轮减速器传动理论与设计方法rFQ,,iiF输出机构柱销对摆线轮的作用力转臂轴承对摆线轮作用力。攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力第三章针齿与摆线轮齿啮合时的作用力确定初始啮合侧隙标准的摆线轮以及只经过转角修形的摆线轮与标准针轮啮合在理论上都可达到同时啮合的齿数约为针轮齿数的一半但摆线轮齿形只要经过等距移距或等距加移距修形如果不考虑零件变形补偿作用则多齿同时啮合的条件便不存在而变为当某一个摆线轮齿和针轮齿接触时其余的摆线轮齿与针轮齿之间都图修形引起的初始啮合侧隙图轮齿啮合力存在大小不等的初始侧隙见图。对第i对轮齿啮合点法线方向的初始,(,)i侧隙可按下式表计算:DrKK(cossin)ffsinfpiiiD=D()()frirpcoscosKKkKffii攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力()oo,Kpci式中为第i个针齿相对转臂的转角为短幅系数。,,,,arccosK,,,cos,,Kiii令由上式解得即,,,,arccosKi这个解是使初始侧隙为零的角度空载时只有在处的一,,,,ii对啮合。从到的初始侧隙分布曲线如图所示dD()fii图与的分布曲线判定摆线轮与针轮同时啮合齿数的基本原理TTcc设传递载荷时对摆线轮所加的力矩为在的作用下由于摆线轮,与针齿轮的接触变形W及针齿销的弯曲变形f摆线轮转过一个角若摆线轮体、安装针齿销的针齿壳和转臂的变形影响较小可以忽略不计则在摆线轮各啮合点公法线方向的总变形Wf或在待啮合点法线方向的位移为zdb=lpii(i=„„)lbi加载后由于传力零件变形所引起的摆线轮的转角式中oc第i个齿啮合点公法线或待啮合点的法线至摆线轮中心的距离fsinilrr==q'sin'icickKfcosir',ci摆线轮节圆半径第i个齿啮合点的公法线或待啮合点的法oopc线与转臂之间的夹角。针齿与摆线轮齿啮合的作用力Fi假设第i对轮齿啮合的作用力正比于该啮合点处摆线轮齿实际弹性,,,(,),(,)iii变形。由于这一假设科学考虑了初始侧隙及受力零件弹性变形的影响已被实践证明有足够的准确性。攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力F(N)ziiT按此假设在同时啮合传力的个齿中的第对齿受力可表示为djD()iiFF=maxidmaxFmax式中在in=TFZTFl==åmaxTciiin=lD()jim=ii()låir'dim=cmaxllr=='jj==arccosKicmaxi处亦即在或接近于的针齿处最先受力显然Fmax在同时受力的诸齿中这对齿受力最大故以表示该对齿的受力。ZTTc设摆线轮上的转矩为由i,m至i=n的个齿传递由力矩平衡条件可得in=TFl=åciiim=Fmax得最大所受力(N)为TTc=Fmax=in=in()DDljl()jiiii()l()lååii'rdr'd=im=immaxmaxcc,TcT输出轴上作用的转矩一片摆线轮上作用的转矩由于制造,Tmaxc误差和结构原因建议取,T受力最大的一对啮合齿在最大力的作用下接触点方向的总接触变形,,Wfmaxmaxmaxfmax针齿销在最大力作用下在力作用点处的弯曲变形。当针齿销为两支点时FLmaxf,maxEJ当针齿销为三支点时FLmaxf,maxEJTcJ,RZww输出机构的柱销(套)作用于摆线轮上的力若柱销孔与柱销套之间没有间隙根据理论推导各柱销对摆线轮作用力总和为Tc,Q,i,RwZw式中输出机构柱销数目攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力判断同时传递转矩的柱销数目TT,c考虑到分配不均匀设每片摆线轮传递的转矩为(T为o,lR,imaxw摆线轮上输出转矩)传递转矩时,处力臂最大必先接触受,,maxi力最大弹性变形也最大设处于某任意位置的柱销受力后弹性变形为li则因变形与力臂成正比可得下述关系:,,imax,lRiw又因lR,sin,iw故,,,,sinimax柱销是否传递转矩应按下述原则判定:,,,Wi如果则此处柱销不可能传递转矩,,,Wi如果则此处柱销传递转矩。输出机构的柱销作用于摆线轮上的力由于柱销要参与传力必须先消除初始间隙因此柱销与柱销孔之间的作用Q,,,Wii力大小应与成正比。Qmax设最大受力为按上述原则可得QQimax,,,,,Wiimax由摆线轮力矩平衡条件整理得T,Qmaxin,,,,Wi,,,Rsinsin,,,wii,im,max,,转臂轴承的作用力转臂轴承对摆线轮的作用力必须与啮合的作用力及输出机构柱销数目的作用力平衡。将各啮合的作用力沿作用线移到节点P则可得x方向的分力总和为in,TZTcpc,,F,ix'rKrZim,cpcY方向的分力总和为攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力in,in,FFsin,,,iytiim,im,,摆线针轮行星减速器主要强度件的计算为了提高承载能力并使结构紧凑摆线轮常用轴承钢GCr、GCrsiMn,针齿销、针齿套、柱销、柱销套采用GCr。热处理硬度常取,HRC。齿面接触强度计算为防止点蚀和减少产生胶合的可能性应进行摆线轮齿与针齿间的接触强度计算。根据赫兹公式齿面接触强度按下式计算EFci,,,,HHb,ceiFi式中,针齿与摆线轮啮合的作用力Ec,当量弹性模量因摆线轮与针齿为轴承钢Ec,MPabc,摆线轮宽度rbpc,(,),ei,当量曲率半径。针齿抗弯曲强度计算及刚度计算针齿销承受摆线轮齿的压力后产生弯曲变形弯曲变形过大易引起针齿销与针齿套接触不好转动不灵活易引起针齿销与针齿套接触面发生胶合并,导致摆线轮与针齿胶合。因此要进行针齿销的风度计算即校核其转角值。另外还必须满足强度的要求。dd,mmpp针齿中心圆直径<mm时通常采用二支点的针齿时为提高针齿销的弯曲应力及刚度改善销、套之间的润滑采用两支点针齿。二支点针齿计算简图假定在针齿销跨距的一半受均布载荷则针齿销的弯,bb,曲强应力(Mpa)和转角(rad)为FLmax,,,,bbbbdsp,FLmax,,,,pdsp攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力,bb,三支点的针齿计算针齿销的弯曲应力和支点处的转角为FLmax,,,,bbbbdsp,FLmax,,,,pdsp式中Fmax针齿上作用之最大压力按式计算(N)bcL针齿销的跨度(mm),通常二支点L=若实际结构已定应按实际之L值代入dsp针齿销的直径,,,,,,bbbb针齿销许用弯曲应力针齿销材料为GCr时,,MPa,,PP许用转角,(,)转臂轴承选择Fr因为摆线轮作用于转臂轴承的较大转臂轴承内外座圈相对转速要dp高于入轴转速所以它是摆线针轮传动的薄弱环节。>mm时可选用带dDp外座圈的单列向心短圆柱滚子轴承。轴承外径=(,)轴承宽度Bbc应大于摆线轮的宽度。输出机构柱销强度计算Qmax输出机构柱销的受力情况(见图)相当一悬臂梁在作用下柱销的弯曲应力为,KQLKQb()wmaxWmaxcc,,,,,bbbb,dSWdSW设计时上式可化为,()KQbWccmaxd,SW,bb,,B,b,,b,ccccc式中间隔环的厚度针齿为二支点时三支点时若实际结构已定按实际结构确定。B转臂轴承宽度KKww制造和安装误差对柱销载荷影响系数一般情况下取,,攀枝花学院本科毕业设计(论文)针齿与摆线轮啮合时的作用力攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算第四章摆线针轮减速器的设计计算pkw,本毕业设计一摆线针轮行星传动装置。已知功率为输入轴转速PT,i,,bnr,mini,nHNmmHVH输出转矩,传动比使用年限不少于年单班制工作载荷平稳。摆线轮的设计更具摆线针轮减速器的具体要求对摆线轮进行计算。以确定摆线轮的相关具体数据。确定传动的结果形式跟据使用条件,确定为针轮固定的卧式减速器,不带电机。确定摆线轮针轮的齿数摆线针轮齿数的确定由设计的具体要求可知该摆线针轮减速器的传动比i,为所以根据摆线针轮减速的的传动比可知:Zc,Zc为使摆线轮齿廓和销轴孔能正好重叠加工,以提高生产率和精度,齿数尽i可能取奇数,即也应尽可能取奇数,在平稳载荷下选材料为GCr,硬度为HRC以上。针轮齿数:Z,Zpc=选材为GCr,硬度为HRC以上。确定针轮半径针齿中心圆半径r,~Tr,T,pp取r,mmp取,H材料为轴承钢~HRC时,=~Mpa攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算确定短幅系数和偏心距偏心距:KrpA,,,Zp由文献查得A,mm取偏心距:A,mm初选短幅系数:K,由文献查得,K=~实际短幅系数:K,aZr,pp,转臂轴承的选择摆线轮滚动轴承装在输入轴上工作转速较高承受啮合作用力和W机构孔销作用力的合力工作载荷甚大尺寸因要求传动结构紧凑而不能过大(通常不用外圈而直接以摆线轮内孔作为外滚道)。因此摆线轮滚动轴承常因工作恶劣和尺寸受限往往成为传动装置中一个薄弱环节。转臂轴承负载计算转臂轴承径向负载:ininin,,,,,,,FFQF,,,,,rixiiy,,,,,,,imimim,,,,,,N转臂轴承当量负载P,xFr,,Nd,mmpx时=d,mmpx时,。攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算转臂轴承选择选择圆柱滚子轴承设计时通常选用圆柱滚子轴承(GBT)转臂轴承一般都去掉外圈。D,(~)dp,(,),,由文献查得GBT选N轴承Crd=mm,B=mm,=kN,D=mm(去掉外圈)。转臂轴承内外圈相对转速,,nnnHV,rmin转臂轴承寿命计算,C,,L,,,hP,,,,,,,,,,h,,,寿命指数球轴承,滚子轴承,。确定针轮尺寸()初选针径系数:K,由文献查得:K,~()针齿中心圆半径:r,~Tpr,T,p取r,mmp取,H材料为轴承钢~HRC时,=~Mpa。()针径套半径orpr,sin,mmrpKZp攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算rrp取,mm()验证齿廓不产生顶切或尖角:()K,,r,pminZKp,r,,,rpmin由文献表及公式算得由计算结果知摆线齿廓不产生顶切或尖角。()针齿销半径:rsp取,mm针齿套壁厚一般为,mm。()实际针径系数:orpK,sin,rZrpp若针径系数小于则考虑抽齿一半。()齿形修正:,r,rrpp,,考虑合理修形建立优化模型由计算机求出。()齿面最大接触压力:TF,maxi,n,l,()ii()l,,i,r'i,m,Nmaxc,sinil,r'icK,Kcos,i其中整个结果由计算机求出。()摆线轮啮与针齿最大接触应力:FEcmax,,Hmaxb,ei,MPa,Hmaxm~n齿中的最大值。()针齿销跨距:由结构及前面的摆线轮宽度得L,mm采用两支点型式。()针齿销抗弯强度:FLmax,,,bb,d,spbb<,bb选用两支点材料为轴承钢时,,Mpa攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算()针齿销转角:,FLmax,,dsp,,,p,<,p材料为轴承钢时,,rad。摆线轮结果尺寸的计算()摆线轮齿顶圆直径:ddad,,acprp,,,mm()摆线轮齿根圆直径:ddad,,,fcprp,,,,mm()摆线轮齿高:hAmm,,()摆线轮齿宽:b,(~)rb,mmcpc取()摆线轮内孔直径:为轴承去掉外圈的直径。Dmm,()柱销孔中心园直径:dDfcD,,,mmwD,mmw取选取时考虑了同一机型输出机构的通用性。()柱销孔数目:由于摆线针轮中心园直径>~,所以由参考资料知柱销数目:Z,w所以柱销孔的数目为个。攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算()间隔环:,,mm确定输出机构中柱销、柱销套和柱销空的直径()柱销直径:,KQbwcmaxd,sw,,,bb,mmdsw取,mmdsw由文献表取,mm。()柱销套直径:drw,mmdrw由文献表知,mm()柱销孔直径:d,da,,,mmwrwd,mm时dpw,,为使柱销孔与柱销套之间有适当间隙值应增加值:dp,,>mm时,,。摆线轮、针齿、柱销的数据表设计计算结果如下:项目代号单位计算、结果及说明p功率KW跟据使用条件,确定输入转速为针轮固定的卧式减速rminn器,不带电机传动比i摆线轮齿ZZcc,数的确定ZZ,Z,ppc针轮齿数PN,mmT,i,,输出转矩TnHKK初选短幅,攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算系数初选针径KK,系数针齿中心rr,mmppmm圆半径摆线轮齿b,bcmmc宽偏心距amm实际短幅KK,aZr,pp,系数针径套半rrrprpmm,mm径rsp针齿销半,mmrspmm径orp实际针径K,sin,KrZrpp系数F,齿面最大maxFNmax接触压力摆线轮啮与针齿最,,MPa,MPaHmaxH大接触应力转臂轴承FNr径向负载转臂轴承PN当量负载转臂轴承内外圈相nrmin对转速转臂轴承Lhhh寿命攀枝花学院本科毕业设计(论文)摆线针轮减速器的设计计算针齿销跨LmmL,距针齿销抗,,bbMPabb<弯强度针齿销转,prad,,,<角摆线轮齿dfcmm跟圆直径摆线轮齿dmmac顶圆直径摆线轮齿mmh高销孔中心DmmW圆直径间隔环mm,d柱销直径mmsw柱销套直dmmrw径摆线轮柱dmmw销孔直径攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算第五章轴的计算输出轴的计算输出轴的结构装配图结构图如图图输出轴结构装配图初步确定轴的最小直径由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为TNmm,输出转速为nHn,,,rminVi#选材为钢调质处理由文献查得取A,PdA,,,minnVmmdd,,输出轴最小直径显然安装联轴器与其配合的部分为了使所选直径TKTcaA与联轴器的孔径相适应须选取联轴器联轴器的计算转矩,由文献KA查得,TKT,,caA,由文献表选HL弹性柱销联轴器轴孔径为d=,半联轴器L,L,mm取,mm。输出轴的结构设计d,其装配结构图如图上选用滚动深沟球轴承由文献表查得攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算ddd,,,mmd=,D=,B=,则可知==上选用深沟球轴承dl,,d,mmmmmmmmmmD=B=所以=所以=ll,,mmmmmmmm==套筒长外圈直径。轴上联轴器定位采lbl用平键联接选用平键,,键槽用键槽铣刀加工同时为了保证联轴器与轴的配合选择配合为Hk滚动轴承与轴的周向定位过渡配合o来保证安装轴承处选轴的尺寸公差为m。由文献表取轴端倒角为r,各轴肩圆角半径为。求轴上载荷图输出轴受力图图分析力F、F、F的受力大小:由前面的轴的结构知FF,,,F,F,、FFF受力中心距离为mm,、受力中心距离为mm,因,N故FF,,,(),F,FF得,N,N。按弯扭合成应力校核进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面),的强度。根据下式及上表中的数值并取=轴的计算应力MT,,,,caWMpa前已选定轴的材料为钢调质处理由文献表查得攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算,,,,,,,ca,,=MPa因此〈故安全。精确校核轴的疲劳强度()判断危险截面截面、、、只受扭矩作用虽然键槽轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的所以截面、、、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看截面和处过渡配合引起的应力集中较为严重从受载的情况来看截面、上的应力最大。由于轴径也较大故不必做强度校核。截面上应力最大因而该轴只需校核截面左侧即可。()截面左侧抗弯截面系数:W,d,抗扭截面系数:W,dT,弯矩:N,mmM,,扭矩:N,mmT,截面上的弯曲应力:M,,bW,MPa截面上的扭转切应力:T,,TWT,MPa轴的材料为钢调质处理由文献表得,,,B,,,MPa,MPa,MPa。,,,,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献,,表rD,,dd查取因经查值后可查得,,,,,,q,q,,又由附图可得材料敏性系数为,。故有效应力集中系数为攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算k,qa,,,,,k,qa,,,,,,,,,由文献,,附图得尺寸系数=由文献附图的扭转尺寸系数=。,,,,,轴按磨削加工又附图的表面质量系数为,,,q轴未经表面强化处理即则按式得综合系数值为k,,,K,,,,,,k,,,K,,,,,,,,,,,,,又由文献,,及得碳钢的特性系数,,Sca于是计算安全系数值则得,,S,,K,,,,,,m,,,S,,K,,,,,,mSS,,S,caSS,,,,S,由以上的分析故可知其安全。输入轴的计算输入轴结构转配图其结构装配图如图图输入轴结构装配图攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算初步确定轴的最小直径TNmm,由前面的设计可知该摆线针轮减速器的输出轴转矩为其KA公称转矩为由文献,表取,TKT,,NmmcaA,#选材为钢调质处理由文献,,表取A,PdA,,,minnHmmdd,,输出轴最小直径显然是安装轴承的部分为了使所选直径与轴承孔径相适应须选取轴承选取深沟球轴承Nd=mmD=mmB=mmCr=校核该轴承:,,C,,,l,(),,hh,,nP,,dl,,该轴承符合寿命要求所以,mm,=mm。轴的结构设计d,其装配结构图如图上选用滚动深沟球轴承由文献表查得ddl,,,mmd=mm,D=mm,B=mm。则可知==mm=mm,由减速器ld,mm,l,,,的结构知,mm,mm。轴上第段与联轴器相配合,l,l由文献表查得选HL弹性柱销联轴器轴孔径为d=,半联轴器,mm取,mm。轴承端盖由减速器结构定总宽度为mm。轴上偏心轮和联轴器周向定位采用平键联接由文献查得GBT分别选用平键lbhlbh,和=,键槽用键槽铣刀加工同时为了保证联轴器与轴的配合及偏心轮与轴的配合选择配合为Hk和Hh滚动轴承与轴的周向定位借过渡配合来保证安装轴承处选轴的尺寸公差为m。由文or,献表擦查得取轴端倒角为各轴肩圆角半径为攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算力的计算图收入轴受力图图分析里F、F:FFFr由前面知作用点到、作用点的距离相等都为mm得F,NF,N。按弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面),的强度。根据下式及上表中的数值并取=轴的计算应力MTa()s==caWMpa,,,,ca,前已选定轴的材料为钢调质处理由文献表查得=MPa因此,,,,〈故安全。精确校核轴的疲劳强度()判断危险截面截面、只受扭矩作用虽然键槽轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的所以截面、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看截面、、处过渡配合引起的应力集中较为严重从受载的情况来看截面、上的应力最大。所以只需校核截面显然左侧比右侧直径小因而该轴只需校核截面左侧即可。()截面左侧攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算抗弯截面系数:W,d,抗扭截面系数:W,dT,弯矩:N,mmM,扭矩:N,mmT,截面上的弯曲应力:M,,bW,Mpa截面上的扭转切应力:T,,TWT,MPa轴的材料为钢调质处理由文献表得,B,MPa,,,MPa,,,MPa。,,,,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献表查rD,,dd取因经查值后可查得,,,,,,q,q,,又由文献附图可得材料敏性系数为,。故有效应力集中系数为k,qa,,,,,k,qa,,,,,,,,,由文献附图得尺寸系数=由文献附图的扭转尺寸系数=。,,,,,轴按磨削加工又附图的表面质量系数为,,,q轴未经表面强化处理即则按式得综合系数值为k,,,K,,,,,,攀枝花学院本科毕业设计(论文)轴的计算k,,,K,,,,,,,,,,,,,又由文献查得及得碳钢的特性系数,,Sca于是计算安全系数值则得,,S,,K,,,,,,m,,,S,,K,,,,,,mSS,,S,caSS,,,,S,由上分析故可知其安全。攀枝花学院本科毕业设计(论文)箱体的结构设计第六章箱体的结构设计箱体的结构设计准则减速器箱体使用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好润滑及轴系可靠密封的重要零件其重量越占减速器总重的,,因此设计机体结构时必须综合考虑传动质量、加工工艺及成本等。减速器箱体常用灰铸铁制造。灰铸铁具有良好的铸造性能和减振性能易获得美观外形适宜于批量生产。对于重载或受冲击载荷的减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器可采用钢板焊接的箱体其制造工艺简单、生产周期短、材料省、重量轻、成本低但对焊接技术要求较高。减速器机体可以采用剖分式或整体式剖分式机体结构被广泛使用其剖分面多与传动零件轴线平面重合一般减速器只有一个剖分面但有些由两个剖分面。卧式减速器箱体常沿轴心线所在平面剖分成箱座和箱盖两部分这样有利于箱体制造和便于轴系零件的装拆。设计机体时应在三个基本视图上同时进行并考虑以下价格方面的问题:机体应具有足够的刚度()轴承座由足够的厚度()在轴承座附近加支撑肋()提高轴承座处的联接刚度箱盖和箱座用螺栓联成一体轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承孔而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面以便放置联接螺栓以保证旋紧螺母时所需要的扳手空间。()箱盖与箱座凸缘应由一定的厚度以保证箱盖和箱座的联接刚度。箱体剖分面应加工平整要由足够的宽度螺栓间距应不大于,mm,以保证箱体的密封性。应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热一般减速器其传动件圆周速度vms,常采用浸油润滑当圆周速度vms时应采用喷油润滑。机体内应有足够的润滑油用以润滑和散热同时为了避免油搅动时沉渣泛起齿顶到油池底面的距离不应小于,mm。由此即可决定机座的高度。一般单级减速器每传递KW功率约需油量为,L润滑油粘度大时则用量较大多级减速器则按级数成比例增加。攀枝花学院本科毕业设计(论文)箱体的结构设计机体要有良好的工艺性()满足铸造工艺的要求造型力求简单壁厚均匀、过渡平缓设置拔模斜度、活块等以利于起模。()满足加工工艺的要求加工面与非加工面要分开减少加工面积为减少箱体上的机加工面积应使加工面与非加工面分别处于不同表面。箱体上安装轴承盖、检查孔盖、通气器、油标尺、放油螺塞以及与地基结合面处应设计凸台而螺栓头和螺母支承面加工时应锪出沉头座同一轴线上两轴承孔的直径、精度和表面精糙度应尽量一致以便于一次走刀加工。同一侧的各轴承座端面最好位于同一平面内两侧轴承座端面应相对于箱体中心平面对称以便于加工和检验。凸台及沉头座加工方法。减速器箱体密封减速器箱体密封包括轴承座端面与轴承端盖之间的密封和减速器剖分面的密封两方面:()轴承座端面与轴承端盖之间的密封对于凸缘式端盖采用垫片的形式进行密封此处的垫片还可以起到调整轴系轴向位置的作用对于嵌入式端盖多采用O型密封圈进行密封。必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。()减速器剖分面的密封处联接凸缘应有足够的厚度联接表面应精铇表面粗糙度应不大于密封要求高的表面要经过刮研为了提高密封性在机座凸缘上常铣出回油沟凸缘联接螺栓之间的距离不宜太大不大于,mm并尽量均匀布置以保证剖分面处的密封性在剖分面上不可以使用垫片必要时可在密封表面涂密封胶以增强密封效果。试验要求、观、包装、运输和储藏的要求()装配前所有零部件用煤油清洗滚动轴承用汽油清洗机体内不允许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油浸蚀的防锈涂料。()滚动轴承装配后用手转动时应轻快灵活。轴承的轴向游隙如需要在装配时调整应调至规定数值(如调整轴承间隙:φd为,mmφd为,mm)。()啮合侧隙用铅丝检验不小于mm铅丝不得大于最小侧隙的倍。()用涂色法检验斑点按齿高接触斑点不小于,按齿长接触斑点不小于,必要时可用研磨或刮研以改善接触情况。()箱盖及箱座接合面严禁使用垫片及其它任何填料必要时允许涂密封攀枝花学院本科毕业设计(论文)箱体的结构设计胶或水玻璃。各接触面运转过程中不允许有漏油和渗油现象出现。()减速器装配后选择合适的机油(如HJ,)加至所要求的油面高度达到规定的油量。()空载跑合试验:在额定转速下正、反运转,小时要求运转平稳响声均匀(如噪音小于dB)联接不松动不漏油不渗油等负载跑合试验:轴承在额定转速及额定功率下运转至油温稳定为止。油池温升不得超过温升不得超过。()跑合试验合格后更换润滑剂用煤油擦洗零件用汽油洗净轴承再进行装配。若滚动轴承采用润滑脂润滑则装配前应向轴承空腔内填入适量(约为空腔体积的左右)的润滑脂。()搬动、起吊减速器应用箱座上的吊钩。箱盖上的吊环螺钉(或吊耳)只供起吊箱盖时用。()外伸轴段应涂油脂并加防护套减速器外表面涂灰色油漆(或其他颜色油漆)运输时勿倒置储藏地点应干燥。攀枝花学院本科毕业设计(论文)减速器的润滑第七章减速器的润滑润滑的意义润滑油是用在各种类型机械上以减少摩擦保护机械及加工件的液体润滑剂主要起润滑、冷却、防锈、清洁、密封和缓冲等作用。润滑油占全部润滑材料的种类牌号繁多现在世界年用量约万吨。对润滑油总的要求是:()减摩抗磨降低摩擦阻力以节约能源减少磨损以延长机械寿命提高经济效益()冷却要求随时将摩擦热排出机外()密封要求防泄漏、防尘、防串气()抗腐蚀防锈要求保护摩擦表面不受油变质或外来侵蚀()清净冲洗要求把摩擦面积垢清洗排除()应力分散缓冲分散负荷和缓和冲击及减震()动能传递液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。润滑油一般由基础油和添加剂两部分组成。基础油是润滑油的主要成分决定着润滑油的基本性质添加剂则可弥补和改善基础油性能方面的不足赋予某些新的性能是润滑油的重要组成部分。润滑对机械设备的正常运转起着重要的作用:()降低磨擦系数()减少磨损()降低温度()防止腐蚀、保护金属表面()清洁冲洗作用()密封作用减速器箱体兼作油池。减速器传动零件一般采用浸油润滑方式进行润滑表各类减速器润滑方法序减速器润滑方法号类型对于单级圆柱齿轮减速器以浸入大齿轮一个齿单级圆全高为宜但浸油深度不应小于mm。为避免由于齿柱齿轮减速轮旋转搅起沉积在箱底的油污大齿轮顶圆与油池面器的距离应取大于,mm。攀枝花学院本科毕业设计(论文)减速器的润滑在设计时要注意使高速级与低速级的两大齿轮直径相差较小这样可以使两个大齿轮同时浸入油中若高速级与低速级的两大齿轮直径相差较大可采用两级圆带油轮把润滑油间接带给高速级齿轮进行润滑。带油柱齿轮减速轮常用塑料制成宽度为齿轮的,,浸油深度器应不大于mm。对于圆周速度,ms的大齿轮允许浸油深度达,的齿轮分度圆半径。大齿轮顶圆与油池面的距离应取大于,mm。对于两级圆锥圆柱齿轮减速器一般按大锥齿轮有足够的浸油深度来确定油面位置然后检验低速级两级圆大齿轮浸油深度不应超过,的齿轮分度圆半锥圆柱齿径。通常以大锥齿轮整个齿宽或至少倍齿宽浸入轮减速器油中为宜但不小于mm。大齿轮顶圆与油池面的距离应取大于,mm。蜗杆上置时与单级圆柱齿轮减速器相同。蜗杆下置时浸油深度不应超过滚动轴承最低滚蜗杆减动体的中心蜗杆浸油深度为,倍蜗杆齿全速器高蜗杆轴线与箱底距离可取,倍的中心距。当油面高度受到轴承最低滚动体高度限制时可在蜗杆轴上装溅油盘齿轮润滑剂的选择()润滑方式的确定,dn因为齿轮的圆周速度v==ms<ms所以将大齿轮的轮齿浸入油池中采用浸油方式。这样齿轮在转动时就可把润滑油带到啮合的齿面上同时将油甩到箱壁上借以散热。润滑剂的选择,,查表知:运动粘度cst查表可选型润滑油(SY)。()滚动轴承润滑剂选择确定润滑方式dn查润滑轴承值由手册确定采用润滑脂润滑。润滑剂选择由工作条件查手册表确定选用钙基润滑脂ZGN号GB攀枝花学院本科毕业设计(论文)减速器的润滑攀枝花学院本科毕业设计(论文)参考文献参考文献现代传动设计手册编辑委员会现代传动设计手册(第二版)M北京:机械工业出版社机械设计手册编辑委员会机械设计手册()(新版)M北京:机械工业出版社机械设计手册编辑委员会机械设计手册()第三版M北京:机械工业出版社机械设计手册编辑委员会机械设计实用设计手册M北京:机械工业出版社刘修骥车辆传动系统分析M北京:国防工业出版社张广礼等UG基础教程M北京:清华大学出版社杨廷栋等渐开线齿轮行星传动M成都:成都科技大学出版社饶振纲行星齿轮变速箱的结构参数与传动比计算。江苏机械制造与自动化)()饶振纲行星齿轮变速箱的的设计与研究J。传动技术(颜思健渐开线齿轮行星传动的设计与制造M北京:机械工业出版社沈继飞机械设计课程设计课题及指南(上海交通大学机械设计教研室)北京:高等教育出版社机械设计手册东北工学院成大仙机械设计课程设计手册(第、、卷)M北京:化学工业出版社,夏正权新型摆线针轮减速器J实用机械,()侯沂邓艇基于Solidworks的摆线针轮减速器设计J机械()饶振纲行星齿轮传动设计M北京:化学工业出版社申永胜机械原理教程M北京:清华大学出版社LPustWeakandstrongnonlinearitiesinmagneticbearingsJMechanismandMachineTheory()–LiLixingetcThecomputeraideddesignofcycloiddriveCHINESEJOURNALofMECHANICALENGIN攀枝花学院本科毕业设计(论文)致谢致谢大学四年学习时光已经接近尾声在此我想对我的母校我的父母、亲人们我的老师和同学们表达我由衷的谢意。在本次设计中首先衷心感谢我的指导老师xxx老师的悉心指导和耐心帮助他严谨的工作作风和渊博知识给了对我这个课题给了我很大的帮助。接下来我要感谢我这个课题小组的成员对我的工作的帮助和支持同时也感谢为我的课题提出宝贵意见的同学及朋友他们帮我解决了许多的难题并为我的设计提出了许多的宝贵意见
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