40KW二级行星减速器设计.doc

山东交通学院毕业设计山东交通学院2011届毕业生毕业设计题目：40kw二级行星齿轮减速器设计院(系)别 工程机械系 专 业 机械设计制造及其自动化班 级 机械071班 学 号 070611134 姓 名 杨模尖 指导教师 韩 鹰 二一一年六月45山东交通学院毕业设计摘 要行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。本设计便是基于这些特点对行星齿轮进行结构设计，首先通过比较各种类型的行星齿轮的特点，确定其方案；其次根据相应的输入功率、输出速度、传动比进行传动设计与整体的结构设计。关键词： 普通定轴齿轮传动，行星齿轮传动，行星齿轮减速器，工程机械，建筑机械abstractcompared with common fixed axis gear, planetary gear transmission has small size, small quality, big transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and high transmission efficiency.so planetary gear drive in the lifting and transportation、engineering machinery、metallurgical, petrochemical, construction machinery, light industry and textiles, medical equipment, instrumentation, automotive, shipbuilding, and aerospace and other industrial sectors are received a wide range of applications.the design is based on these features of planetary gear for structure design. first, adopt the scheme through comparing various types of planetary gears characteristics, secondly, according to the corresponding input power、output speed and speed give the design of transmission and whole structure. key words：common fixed axis gear,planetary gear transmission,planetary gear reducer,engineering machinery,construction machinery目 录前 言11 研究该行星齿轮减速器的目的、意义12 国内外行星齿轮减速器发展概况11 行星齿轮传动概论31.1 行星齿轮传动的定义31.2主要的工作内容32 行星轮减速器方案确定52.1 轮系的确定52.2 周转轮系的选择52.3 行星轮减速器方案确定73 减速器结构设计及传动尺寸设计计算83.1 运动简图83.2工作条件及要求83.3 电动机的选择83.4 联轴器的选择与校核93.5 配齿数93.6 转速比计算93.7 初步计算齿轮的主要参数103.7.1 高速级部分齿轮的计算103.7.2 低速级部分齿轮的计算143.8齿轮传动强度的校核183.8.1 高速级齿轮疲劳强度校核183.8.2 低速级齿轮疲劳强度校核234 主要构件的结构设计与计算294.1 行星轮传动的受力分析304.1.1高速轴304.1.2 低速轴304.2 轴的计算314.2.1输出轴314.2.2 输入轴（矩形花键联结）324.2.3 行星轴334.3 滚动轴承的寿命校核364.3.1.高速级行星轴上滚动轴承的寿命校核364.3.2.低速级行星轴上滚动轴承的寿命校核364.4 浮动用齿式联轴器的设计与计算364.5 行星架设计384.5.1 高速级行星架的设计与计算384.5.2 低速级行星架的设计与计算384.6 减速器箱体设计39结 论41致 谢42参考文献43附录a44附录b56山东交通学院毕业设计前 言1 研究该行星齿轮减速器的目的、意义 减速器作为独立的驱动元部件，齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。当今，世界减速器技术有了很大的发展，总的发展趋势是六高、两低、两化。六高，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；两低，即低噪声、低成本；两化，即标准化、多样化（模块化）。由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。2 国内外行星齿轮减速器发展概况在国外，行星齿轮减速器应用极为普遍，在德国、日本、捷克、英国、法国、奥地利、前苏联等国家均有系列产品，并以大量生产。其行星齿轮减速器的承载能力不断的提高，以德国demag的一种行星减速器为例，承载能力已高达54600kw，对应的输出轴最大转矩约为2400kn.m，最大传动比已达5000。1）国外在高速大功率传动方面，尤其是在动力、船舶的报告机械设备上行星传动已普遍应用，主要有：英国艾伦（allen）齿轮公司为帕森（c.a. parsons）公司制造了一台压缩机用行星减速器，功率相当于25740kw；瑞士马格（maag）公司已生产了船用行星减速器，功率相当于11030kw；日本三菱造船公司生产了功率相当于8830kw的船用行星减速器。2）低速重载方面，国外行星减速器生产已由系列产品发展到接受各种特种、特殊用途订货的大型减速器，重量有的达100t左右，如法国雪铁龙（citroen）公司，据资料介绍可生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量可达50-125t；德国法伦达（flender）公司，曾为我国徐州淮海水泥厂水泥磨配套生产了重量达72t，输出转矩为2800kn.m的两级行星减速器；日本宇都兴产公司生产了一台3200kw，i=720/480，输出转矩t=2100kn.m的行星减速器。国内近年来，在行星减速器方面有了很大的发展与提高。主要在矿山机械、起重运输、轻工化工、船舶工业、工程机械、鼓风机、风力发电等设备上。1975年，我国制订了ngw型行星减速器系列（jb1799-1976），分一、二、三级三个系列。输入最高转速不超过1500r/min，质量0.128-1.75t，传动比i=2000，最大输出转矩为50kn.m。目前，国内不少厂家在生产，同时非标准大功率行星齿轮减速器也不断涌现。我国于1984年又颁布了ngw-s（由弧齿锥齿轮与行星齿轮组合的垂直传动）、ngw-z（由圆柱齿轮与行星齿轮组合的平行轴传动）、ngw-l（立式行星齿轮）三十派生系列的标准。我国现有齿轮制造企业600多家，减速器制造企业约400家，年生产通用减速器超过25万台，生产齿轮（汽车齿轮）和减速器总产值超过500亿元，为发展我国的机械产品做出了重要贡献。1 行星齿轮传动概论1.1 行星齿轮传动的定义当齿轮系运转时，如果组成该齿轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线位置不固定，而绕着其他齿轮的几何轴线旋转，即在该齿轮系中，至少具有一个作行星运动的齿轮，如图所示。在上诉齿轮传动中，齿轮a、b和构件x绕几何轴线oo转动，而齿轮c是活套在构件x的轴oc上，它一方面绕自身的几何轴线oc旋转（自转），同时又随着几何轴线oc绕固定的几何轴线oo旋转(公转)，即齿轮c作行星运动；因此，称该齿轮传动为行星齿轮传动，即行星轮系。图1.1行星轮系fig.1.1 epicyclic gear trains分类：照传动类型可分为齿轮减速机、蜗杆减速机和行星齿轮减速机；按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥圆柱齿轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速机。以下是常用的减速机分类：1、摆线减速机2、硬齿面圆柱齿轮减速器 3、行星齿轮减速机 4、软齿面减速机 5、三环减速机6、起重机减速机7、蜗杆减速机8、轴装式硬齿面减速机9、无级变速机组成：速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆）、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分：1）齿轮、轴及轴承组合；2）箱体；3）减速器附件。1.2主要的工作内容（1）计算说明部分：分析行星齿轮机构传动方案，确定行星齿轮减速器的传动原理图。并通过计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算及相关几何尺寸。最后完成传动比在12左右的二级行星齿轮减速器的设计。（2）图纸部分：二级行星齿轮减速器装配图一张，零件图三张。2 行星轮减速器方案确定2.1 轮系的确定根据行星轮系可分为：定轴轮系、周转轮系、混合轮系、封闭行星轮系，因为混合轮系可以获得更大范围的传动比，实现多路传递、得到多速，本设计通过两级周转轮系串联形成混合轮系。 2.2 周转轮系的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为2z-x、3z和z-x-f三大类(其中z中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如ngw型、 nw型、 nn型、ww型、zuwgw型、 ngwn型、 n型等（其中n内啮合，w外啮合，g公用齿轮，zu锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表2.1所示。表2.1 行星齿轮传动的类型与传动特点tab.2.1 planetary gear transmission types and transmission characteristics传 动 类 型机构简图传 动 特 性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率kw2z-x负号机构ngw1.13 13.7= 2.7 9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置。轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好nw150= 525不限7时，径向尺寸比ngw型小，可推荐采用工作制度不限nn1700一个行星轮时=30100三个行星轮时3040可用于短时、间断性工作制动力传动转臂x为从动时，当， 大于某值后，机构自锁3z负号机构ngwn500=20100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差 当a轮从动时，达到某值后机构会自锁，即02.3 行星轮减速器方案确定ngw行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但ngw性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。所以ngw型成为动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动，并根据所给的条件总的传动比为12，输出功率为40kw左右，且要求两级减速。综合以上情况所以选定ngw型行星轮减速器，高低速级可通过双齿式联轴器联结。3 减速器结构设计及传动尺寸设计计算3.1 运动简图图3.1 机构简图设计fig.3.1 actuating limbs design3.2工作条件及要求 该装要求传输功率为40kw左右，总传动比为12左右，单向传送,有轻微冲击，三班制工作(每天工作24小时),使用期限5年(每年按300天计算)。3.3 电动机的选择 根据工作功率与工作条件查机械设计手册可选三相异步电动机，y200l-4，容量为45kw，主要参数如下表3.1所示。表3.1 电机主要参数tab.3.1 motors main parameters型号额定功率/kw转数 (r/min)定子电流/a效率%功率因数重量kgy200l-445kw147585.5910.873103.4 联轴器的选择与校核本设计电动机与减速器间的联轴器选用弹性注销联轴器，由电机型号y200l-4查得电机输出轴直径为60mm，伸出长为140mm，由于联轴器两端孔径有一定的范围，查机械设计手册可选用hl4型弹性注销联轴器，其许用公称转矩为1250n.m，许用转速为4000r/min。联轴器的校核输入转矩 t=9.55=291.36n. 由机械设计表14-1得 =1.5 由公式 =t 得公称转矩 =1.5291.36n.=437.04n.，故取 因 ，显然，满足非变位同心条件，故取啮合中心距。(3)几何尺寸计算按【2】表4-2标准圆柱齿轮传动的几何尺寸计算公式进行其几何尺寸计算，各齿轮副的几何尺寸结果列于表3.5所示。表3.5高速级齿轮基本几何尺寸 单位：mmtab.3.5 high grade gear basic geometry size序号名称a-c齿轮副b-c齿轮副1模数m32压力角3分度圆直径d 4齿顶高外啮合内啮合5齿根高3.756全齿高h6.757齿顶圆直径8齿根圆直径 9基圆直径10中心距a76.576.511齿顶圆压力角12重合度端面重合度1.611.77纵向重合度00总重合度1.611.772、装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件：1） 邻接条件 由公式 得 （单位：） 满足条件2） 同心条件 由 知满足同心条件3） 安装条件 （整数） 故满足条件3 啮合效率计算 由【2】表5-1中公式（1）进行计算，即 为了方便计算，这里仅考虑齿轮副的啮合磨损， 已知 取其啮合损失系数 由公式 得 所以 所以高速级得传动效率为 3.7.2 低速级部分齿轮的计算1、初步计算齿轮主要参数（1）按齿面接触强度初算太阳轮的分度圆直径用【2】式（6-6）进行计算，式中系数 、如表3.6所示。表3.6接触强度有关系数tab.3.6 contact strength relevant coefficients代号 名称说明取值k使用系数查书【2】表6-7，轻微冲击1.5算式系数直齿轮768行星轮间载荷分配不均系数 查书【2】表7-1太阳轮浮动，6级精度1.05综合系数n=3,高精度，硬齿面2.2齿宽系数查书【2】表6-60.6高速级行星架输出便是低速级太阳轮输入，由高速级算得转臂转速 r/min 则转臂输出功率 kw取齿式联轴器的效率为 则低速级输入功率 kw 太阳轮传递扭矩 n.m又 则太阳轮分度圆直径（2）按弯曲强度初算模数m用【2】式6-50进行计算，式中系数如表3.7所示。表3.7 接触强度有关系数tab.3.7 contact strength relevant coefficients代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.075综合系数查【2】表6-5高精度2.2齿形系数查书【2】图6-2222.702.71因为取和中的较小值= 则=418.45n/mm则齿轮模数： 取模数m=4mm 则 故取 因 ，显然，满足非变位同心条件，故取啮合中心距(3) 几何尺寸计算按【2】表4-2标准圆柱齿轮传动的几何尺寸计算公式进行其几何尺寸计算，各齿轮副的几何尺寸结果列于表3.8所示。表3.8低速级齿轮基本几何尺寸 单位：mmtab.3.8 low grade gear basic geometry size序号名称a-c齿轮副b-c齿轮副1模数m42压力角3分度圆直径d 4齿顶高外啮合内啮合5齿根高5.06全齿高h97齿顶圆直径8齿根圆直径 9基圆直径10中心距a909011齿顶圆压力角12重合度端面重合度1.6681.869纵向重合度00总重合度1.6681.8692 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件： 1）邻接条件 由公式 得 （单位：） 满足条件 2）同心条件 由 知满足同心条件 3）安装条件 （整数） 故满足条件3 啮合效率计算由【2】表5-1中公式（1）进行计算，即 为了方便计算，这里仅考虑齿轮副的啮合磨损， 已知 取其啮合损失系数 由公式 得 所以 所以高速级得传动效率为 综上计算得本设计总传动效率 可见，该行星减速器传动的效率比较高，满足使用要求。3.8齿轮传动强度的校核3.8.1 高速级齿轮疲劳强度校核（1） a-c齿轮副 1)齿面接触强度的校核计算 查书【2】式6-51、6-52, 计算接触应力,用式6-54计算其需用应力,式中的参数和数值如表3.9所示。表3.9 a-c齿轮副接触强度有关参数和系数tab.3.9 a-c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值使用系数按中等冲击查【2】表6-71.5 动载系数 6级精度，查【2】图6-61.078 齿向载荷分布系数查书【2】图6-7 6-8得=0.431.039 齿间载荷分布系数查【2】表6-9，6级精度1.0 行星轮间载荷分布系数行星架浮动，查【2】表7-11.20 节点区域系数查【2】图6-92.5 弹性系数查【2】表6-10189.8 重合度系数查【2】6-10得，0.89 螺旋角系数直齿，=01分度圆上切向力1822.58nb工作齿宽 取b=5858续表u齿数比 0.59375寿命系数按工作5年，每年工作300天，每天24小时计算 0.86简化计算润滑油系数、速度系数及粗糙度最小安全系数的乘积，查【2】表6-141.0内齿轮均为硬齿面，查【2】图6-201.0工作硬化系数查【2】表6-15，1.0433 系数最小安全按高可靠度，查【2】表6-111.60接触应力基本值接触应力许用接触应力: 故,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算 齿根弯曲疲劳应力及许用应力用书【2】6-69、6-70、6-71进行校核。各项参数如表3.10所示。表3.10 a-c齿轮副齿根弯曲强度有关参数和系数tab.3.10 a - c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值齿向载荷分布系数由【2】式6-60得1.056齿间载荷分布系数1.0行星轮载荷分布系数按【2】式7-121.3太阳轮齿形分配叙述x=0,z=32,查【2】图6-222.53行星轮齿形分布系数x=0,查【2】图6-222.81太阳轮应力修正系数查【2】图6-241.64行星轮应力修正系数查【2】图6-241.53重合度系数查【2】式6-75，0.72尺寸系数查【2】表6-17 1.05-0.013=1.021.02弯曲寿命能够系数0.857试验齿轮应力修正系数按所给区域图取1.0太阳轮齿根圆角敏感系数查【2】图6-331.0行星齿轮齿根圆角敏感系数查【2】图6-331.0齿根表面形状系数，查【2】表6-180.988最小安全系数按高可靠度，查【2】表6-111.6弯曲应力基本值： 取弯曲应力 许用弯曲应力： , 故弯曲强度通过（2） b-c齿轮副： 1)齿面接触强度的校核计算 仍用【2】式6-52、6-53, 计算接触应力,用式6-54计算其需用应力,其中与a-c齿轮副取值不同的参数为 =1.12 = 1.114 =0.87 =0.875 =1.1 接触应力基本值接触应力许用接触应力: 故,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算 只需计算内齿轮，仍用【2】6-69、6-70、6-71计算，其中取值与齿轮副a-c不同的各项参数为：=1.18 =1.1 =2.81 =2.25 =1.53 =1.75 =0.674 =0.866 =2.0 =1.03 =300n/弯曲应力基本值： 取弯曲应力 许用弯曲应力： , 故弯曲强度通过3.8.2 低速级齿轮疲劳强度校核 （1）a-c齿轮副 1)齿面接触强度的校核计算 同高速级算法查书【2】式6-51、6-52, 计算接触应力,用式6-54计算其需用应力,式中的参数和数值如表3.11所示。表3.11 a-c齿轮副接触强度有关参数和系数tab.3.11 a - c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值使用系数按中等冲击查【2】表6-71.5 动载系数 6级精度，查【2】图6-61.044 齿向载荷分布系数查书【2】图6-7 6-8得=0.341.041 齿间载荷分布系数查【2】表6-9，6级精度1.0 行星轮间载荷分布系数行星架浮动，查【2】表7-11.05 节点区域系数查【2】图6-92.5 弹性系数查【2】表6-10189.8 重合度系数查【2】6-10得，0.89 螺旋角系数直齿，=01.0分度圆上切向力586.91nb工作齿宽 取b=5656u齿数比0.956续上表寿命系数按工作5年，每年工作300天，每天24小时计算 0.875简化计算润滑油系数、速度系数及粗糙度最小安全系数的乘积，查【2】表6-141.0内齿轮均为硬齿面，查【2】图6-201.0工作硬化系数查【2】表6-15，1.0324 系数最小安全按高可靠度，查【2】表6-111.60接触应力基本值接触应力许用接触应力: 故,接触强度通过2）齿根弯曲强度的校核计算 齿根弯曲疲劳应力及许用应力 用书【2】6-69、6-70、6-71进行校核。各项参数如表3.12所示。表3.12 a-c齿轮副齿根弯曲强度有关参数和系数tab.3.12 a - c gear pair contact strength parameters and coefficients代号名称说明取值齿向载荷分布系数由【2】式6-60得1.0624齿间载荷分布系数1.0行星轮载荷分布系数按【2】式7-121.075太阳轮齿形分配叙述x=0,z=23,查【2】图6-222.70行星轮齿形分布系数x=0,查【2】图6-222.71太阳轮应力修正系数查【2】图6-241.56行星轮应力修正系数查【2】图6-241.57重合度系数查【2】式6-75，0.70尺寸系数查【2】表6-17 1.05-0.014=1.021.01弯曲寿命能够系数0.876试验齿轮应力修正系数按所给区域图取2.0太阳轮齿根圆角敏感系数查【2】图6-331.0行星齿轮齿根圆角敏感系数查【2】图6-331.0齿根表面形状系数，查【2】表6-180.988最小安全系数按高可靠度，查【2】表6-111.6弯曲应力基本值： 取弯曲应力 许用弯曲应力： , 故弯曲强度通过（2） b-c齿轮副：齿根弯曲强度的校核计算 只需计算内齿轮，仍用【2】6-69、6-70、6-71计算，其中取值与齿轮副a-c不同的各项参数为： =1.10 =1.0754 =1.1 =2.71 =2.265 =1.57 =1.74 =1.0 =0.651 =0.867 =2.0 =1.02 =320n/弯曲应力基本值： 取弯曲应力 许用弯曲应力： , 故弯曲强度通过4 主要构件的结构设计与计算根据2z-x（a）行星传动的特点、传递功率的大小和转速的高低的情况，对其进行具体的结构设计。因太阳轮的直径较大，行星轮的直径较小，所以行星轮做成齿轮轴结构，太阳轮采用与输入轴分开的结构，输入轴与其通过花键联结。考虑到齿轮间传动的均载问题，本设计采用高速级行星架浮动、低速级太阳轮浮动形式，高低速级之间通过双齿式联轴器联结，两内齿轮采用固定方式与箱体联结。且按该行星传动的输入功率p和转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于加工级零件拆装的方便，输出轴与行星架分开，通过键联结。行星轮直径较大，采用带有内孔的结构，在每个行星轮的内孔中安装两个滚动轴承来支承。综上，行星架可做成双侧板拆装式，行星架可做成双侧板整体式。两转臂x上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差和可按【2】式9-1计算，现已知啮合中心距分别为 和 则 取 =34 取 =36 行星轮轴孔的孔距相对偏差和按【2】公式9-2计算，即 取=30 =34 转臂x的偏心误差和约为孔距相对偏差、的，即 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算起装配条件，且进行了结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图。4.1 行星轮传动的受力分析图4.1 受力分析fig.4.1 stress analysis4.1.1高速轴输入转速 输入功率 输入转矩 行星轮作用于太阳轮的切向力 转臂x上所受的作用力 转臂x上所受的力矩 4.1.2 低速轴转臂x上所受的力矩 行星轮作用于太阳轮的切向力 转臂x上所受的作用力输出轴输出功率 4.2 轴的计算4.2.1输出轴 1.初步确定轴的最小直径 先按书【3】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr,调质处理,根据表【3】式（15-3），取,于是得轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径d-,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【3】表14-1，取，则 按计算转矩小于联轴器公转转矩条件，查【9】表11-17，zl5弹性柱销齿式联轴器d=80，半联轴器长度l=172,半联轴器与轴配合得毂孔长度l1=132。 2.轴的结构设计 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴端有段需制造出轴肩，故-段，d-=90mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=50。半联轴器与轴配合得毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故-段的长度应该l1略短一些，现取l-=130mm。轴得的-段与转臂x联结，仍取d-=80mm,l-=130mm.初步确定输出轴的结构尺寸如图4.2所示。图4.2 输出轴的简图fig.4.2 output shaft of diagram2） 键的选择齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接，查【9】表5-4，选取a型平键，两键主要参数均为bhl=2214125 （单位：），键槽用槽铣刀加工，半联轴器的配合为，行星架与轴的配合为。 3）键的联结强度计算查【3】，由式6-1，即 进行计算，得 属于 范围 满足要求。4.2.2 输入轴（矩形花键联结） 1）输入轴上的功率、转速和转矩 2）按书【3】式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为40cr，调质处理，取,于是得 又电机与输入轴的联轴器为hl4型，查【9】表11-5，知此型号联轴器的轴孔直径为40-63（40、42、45、48、50、55、56、60、63），再结合键的选取不妨取输入轴与联轴器联结的轴段直径为45。选取滚动轴承型号为：6210 规格 ddb=509020。平键规格 bhl=14980。花键段，查【9】表5-12选取中系列，基本参数如下表4.1所示。 表 4.1 花键的基本参数规格crnddb8364270.40.329.41.0tab.4.1 the basic parameters of the spline3）轴的结构设计按照前面已确定参数及要求设计个段轴的大小、长度如图4.3所示。 图4.3 输入轴结构简图fig.4.3 input shaft structure diagram 4）花键联结强度计算按【3】式6-5进行强度计算，已知z=8，许用挤压应力，取齿的工作长度为l=50，载荷分配不均系数 则有 满足使用要求。4.2.3 行星轴（1）高速级 输入轴上的功率、转速 该行星轮直径较小，故设计成齿轮轴形式，按书【3】式15-2初步估算轴的最小直径，轴的材料为20优质低碳合金钢，渗碳淬火，齿面硬度58-62hrc，取,于是得 取d=30滚动轴承型号为 61906 规格 ddb=30479轴的结构设计根据已知条件及要求，各段轴的大小、长度如图4.4所示。图4.4 高速级行星齿轮轴简图fig.4.4 high grade planetary shaft diagram 求轴上的载荷 根据轴的结构图作出轴的设计简图，轴承的支撑点位置为滚动轴承的中点位置，故支撑跨距为 9+52+58=77。此行星传动均载，垂直平面，方向相反，相互抵消，水平面有，方向相同，故轴的受力简图、弯矩图及转矩图如图4.5所示。图4.5 高速级行星齿轮轴的受力简图、弯矩图及转矩图fig.4.5 high level of planetary shaft force diagram, plot and torque figure支撑力 截面c处弯矩 转矩 当量弯矩 计算危险截面处 （其中=1170查【2】表6-3得），故强度足够。 （2）低速轴 输入轴上的功率、转速 该行星轮直径较大，采用内孔结构，按书【3】式15-2初步估算轴的最小直径，轴的材料为40调质处理，取,于是得 取d=30 取d=30滚动轴承型号为 6206 规格 ddb=306216轴的结构如图4.6所示。图4.6 低速级行星轴简图fig.4.6 low level planets shaft diagram 4.3 滚动轴承的寿命校核 轴承预期使用寿命 4.3.1.高速级行星轴上滚动轴承的寿命校核1） 当量载荷 由【9】8-24查得n206e，轴承，因轴承不受轴向力，故有 2） 轴承寿命 轴承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得载荷系数 取，已知转速 ， ，则 故满足要求。4.3.2.低速级行星轴上滚动轴承的寿命校核 1）当量载荷 由【9】8-24查得n206e，轴承，因轴承不受轴向力，故有 2）轴承寿命 轴承在以下工作，由【3】表13-4查得，由表13-6查得载荷系数 取，已知转速 ， ，则 故满足要求。4.4 浮动用齿式联轴器的设计与计算本设计低速级太阳轮浮动，高速级行星架浮动，故采用双齿式联轴器联结，联轴器的两端分别与浮动太阳轮、浮动行星架联结，外形结构如图所示：图4.7 双齿式联轴器简图fig.4.7 double using coupling diagram采用非变位直齿传动，不妨取齿数，模数 ，选用42合金钢，调质硬度283-323hbs，据【2】图6-13和6-28，取和，加工精度7级。查【2】表7-2进行齿轮计算，计算结果如下表所示：表4.2 浮动用齿式联轴器齿轮的几何尺寸计算tab.4.2 floating of gear with geometry size using coupling calculation序号名称结果（单位：）1分度圆直径2节圆直径3齿顶高 4齿根高5齿顶圆直径 6齿根圆直径 7啮合角8齿宽轴套外壳壁厚取，在浮动齿式联轴器中，由于其内外齿轮的齿数相等，基本上属于零齿差的内啮合齿轮副。根据该啮合传动的受载荷情况，它的失效形式主要是齿面点蚀和齿面磨损，一般不会产生轮齿折断。故，对于该齿式联轴器只需要按齿轮表面挤压或接触强度计算。轮齿切应力的计算用【2】式7-25进行切应力计算，已知n.m，许用切应力，查【2】表7-3，取，查【2】7-4，取，使用系数取，取载荷不均系数，节圆上弦齿厚 则 满足使用要求。4.5 行星架设计4.5.1 高速级行星架的设计与计算由前面的分析及已确定的数据，可对其进行结构设计，如图4.8所图4.8 高速级行星架结构简图fig.4.8 high grade planets frame structure diagram4.5.2 低速级行星架的设计与计算 1）行星架的结构设计 该行星架与输出轴联结，采用双臂整体式，左端与输出轴联结，相当于空心轴，已知， ，不妨取 ，查【9】表8-23，