毕业设计（论文）-永磁同步行星传动电梯曳引机设计【全套图纸】.doc

摘要现代社会资源浪费严重，节能已经成为了人类的共识，所以绿色，节能，高效，安全，智能化电梯，是现代城市节能建筑的重要组成部分。而永磁同步行星传动电梯曳引机正是奉献给电梯产业，奉献给人类的的高科技的曳引机产品。带有行星增力减速箱的曳引机，借助于齿轮箱的增力系统，能够以98%以上的效率来提升永磁电机的转矩，因而它的体积重量要比无齿轮曳引机小78倍，但它的速度要比无齿轮曳引机快78倍，电机在较高速度下运行，同样的体积和重量能够输出较大的功率。电机转速是在50赫兹的频率范围内运行。市面上某些同类型的曳引机产品的公差与配合的选用不是太符合保证产品精度、性能和使用寿命等要求，为此，本设计特别在这些地方做了改进，以达到方便加工，满足精度、性能，使用寿命以及降低成本等要求。关键词：曳引机 行星传动 花键参数计算 公差与配合 全套图纸，加153893706 Modern society is a serious shortage of resources, energy conservation has become the consensus of mankind, so green, energy-saving, efficient, safe, intelligent elevators,is an importangt part of energy-saving building in modern city. The permanent magnet synchronous planetary transmission lift Dray Machine is dedicated to the elevator industry, dedicated to human Dray of the high-tech products. A slowdown of the planet by the Dray of me, through the use of the gear box by force, whoses the ability to more than 98 percent to enhance the efficiency of the permanent magnet motor torque and thus the size of its weight than non-small-gear Dray 7 to 8 times,however its speed is 7 to 8 times faster than the gearless Dray, which runns at high speed,and can output larger power at the same volume and weight. The speed of motor runs in frequency range 50 cycles second . In market the selection of tolerance and cooperation of some certain types Dray is not very consistent with the accuracy, performance and Life requirements of product. Therefore, improvements is made specially in these parts of this design , To achieve Convenient Processing and meet the Requirements of accuracy and performance、Life and Reduce costs .Key words: Traction machines Planetary Transmission Spline parameters count Tolerance and cooperation 目录第一章 前言第二章 传动方案拟定第三章 曳引轮两侧静拉力的计算第四章 电动机选择第五章 传动比的计算第六章 配齿计算 第七章 传动比的分配以及传动装置的运动动力参数的计算第八章 行星传动的设计第九章 齿轮的公差以及检验指标的确定第十章 轴承的选型、精度以及公差的确定第十一章 键的选择以及公差配合的确定第十二章 结束语致谢主要参考文献一、 前言常用电梯交流异步电动机的矢量电流控制技术已经成为电梯业界工程技术人员所熟识，调试手段与技术的成熟掌玩于心手之间。电机的位置识别与速度控制，依赖于电机副轴上安装的旋转编码器所输出的脉冲信号，其电流控制技术是通过输入与电机相关的模拟数字量，经过变频器的运算后再向电机输出矢量电流；事实上，要实现异步电机精密的电梯速度是不容易的。永磁行星曳引机是通过变频器调速器输出的矢量电流，并依据时序按设定的运行曲线，对曳引机进行起动，运行，制动过程的适时控制。永磁同步电机应用于电梯驱动是时代的进步，节能型社会的要求他技术成熟的例证已经在中国电梯市场的应用中得到证实。现代社会资源浪费严重，节能已经成为了人类的共识，所以绿色，节能，高效，安全，智能化电梯，是现代城市节能建筑的重要组成部分。而永磁同步行星传动电梯曳引机正是奉献给电梯产业，奉献给人类的的高科技的曳引机产品。带有行星增力减速箱的曳引机，借助于齿轮箱的增力系统，能够以98%以上的效率来提升永磁电机的转矩，因而它的体积重量要比无齿轮曳引机小78倍，但它的速度要比无齿轮曳引机快78倍，电机在较高速度下运行，同样的体积和重量比能够输出较大的功率。电机转速是在50赫兹的频率范围内运行。它比蜗轮蜗杆曳引机节省电力运行费用50%，它的寿命与电梯建筑“同在”，是常见蜗轮蜗杆曳引机寿命的23倍。因此，带有行星齿轮减速箱，并且应用这样快速同步电机的曳引机是名符其实的高效节能电梯曳引机。二、 传动方案拟定传动方案拟定如图1所示: 图1已知电梯速度为v=1.8m/s,曳引机额定载重1000Kg ,额定输出转矩1500N.m,使用寿命30年，每年按2000小时算。三、 曳引轮两侧静拉力的计算曳引轮两侧静拉力如图2所示：计算中用到的参数代号如下：轿厢的结构自重（N）；：电梯的额定载重（N）； F：对重侧钢丝绳承受的总拉力（N）； Q：轿厢侧钢丝绳承受的总拉力（N）；：轿厢至曳引轮间钢丝绳所受的重力（N）；：对重物至曳引轮间钢丝绳所承受的重力（N）； A：机械效益；：曳引轮两侧所受总拉力之差（N）；P：曳引轮输出轴轴颈承受的静压力（N）；：曳引传动的曳引比。 图2(一) 计算Q值：从轿厢到曳引轮之间是一个曳引系统。也就是说轿厢的速度，重量要通过曳引系统中的滑轮组才能传递到曳引轮。当然也可以不通过滑轮组直接连起来，这时=1，A=1。当，则可以用下式求得Q值。 （1）的大小受到轿厢到曳引轮之间的距离的影响，亦即是轿厢位置函数，即，于是： （2）在曳引机强度设计计算中，为了安全可靠，一般规定额定载荷乘以系数1.25，又轿厢的结构自重一般为额定载荷的1.4倍，由于机械效益与曳引比量值相等，最后Q值的计算式子为： （3）(二) 计算F值：对重侧同样是一个滑轮组传动机构，也有机械效益。按规定，对重取。称对重系数，其值一般为0.4-0.5。所以对重侧的拉力F看由下式计算： （4）考虑到上述的问题最后得到： （5）(三) Q与F值之差：由式1、式4可知 式6简化如下：，其中,可忽略不计。故(四) Q与F值之和：由式1、式4可知 式7简化如下：，其中,可忽略不计。四、 电动机选择曳引轮上所需要的功率：Pw= 传动装置的总效率： ， 分别是：四连齿盘，齿轮传动（闭式，精度等级为7），动轴承，花键的效率。查机械设计课程设计P7，表2-4，取：1=0.99 , 2=0.98，3= 0.99 ,4= 0.99 所以：则电动机所需功率：Pd= 故取电机的额定功率为11KW，额定转速为515r/min五、 传动比的计算根据电梯曳引机设计，安装，维修P227，表5-13以及曳引机的使用场合，选择绳径为11，轮径为517的曳引轮。根据已知条件，电梯速度，可得曳引轮的转速：，其中 D为曳引轮直径；又由于电机的额定转速；故总传动比。由行星齿轮传动设计P39，表3-2推荐的行星传动推荐传动比值，选择总传动比。六、 配齿计算以下用a表示太阳轮，b表示内齿轮，c表示行星轮，x表示行星架。已知，太阳轮齿数取不根切最小齿数，。故：，取；。(一) 齿轮基本参数的计算太阳轮a: 其中d为齿轮分度圆直径，为齿轮齿顶圆直径，为齿轮齿根圆直径，为齿顶高系数，取值为1，为顶隙系数，取值为0.25，下同行星轮c： 内齿轮b: (二) 校验行星传动的邻接条件为了进行功率分流，而提高承载能力，同时也是为了减少其结构尺寸，使其结构紧凑，故在太阳轮 a与内齿轮b之间，均匀地，对称地设置了3个行星轮c，为了使各行星轮不产生相互碰撞，必须保证它们齿顶之间在其连心线上有一定的间隙，即两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距,(如图3)，即： 其中：Rac,Dac分别为行星轮C的齿顶圆半径和直径，Aac为太阳轮与行星轮的中心距，为行星轮个数，Lc为相邻两个行星轮中心之间的距离。故： 而间隙，故符合邻接条件。 图3(三) 校验行星传动的同心条件因为 ，故满足同心条件。(四) 校验行星传动的安装条件因为，而=3 故，即两中心轮a和b的齿数和为行星轮个数的倍数，符合行星传动的安装条件。七、 传动比的分配以及传动装置的运动动力参数的计算(一) 传动比的分配(二) 计算各轴的输入功率(三) 计算各轴的转速 (四) 计算各轴的转矩八、 行星传动的设计以下数据以及公式除特别说明外均来源于渐开线行星传动的设计与制造第5章。(一) 太阳轮的主要尺寸的初步确定以及校核1. 太阳轮的主要尺寸的初步确定齿轮材料为，8级精度，齿数为17，硬度值为179-217HBS，采用锻后退火，渗碳淬火工艺。 按齿面接触强度初步确定分度圆直径公式：式中： “+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合 ，算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿传动=768，斜齿传动=720，人字齿传动=695； ，使用系数，见表5-6； ，计算接触强度行星齿轮间载荷分配不均衡系数，见第7章； ，综合系数，见表5-7； ， 单对啮合副中小齿轮名义转矩（N.m）； ， 传动比； ，齿轮的接触疲劳极限（MPa）,见图5-6图5-10； ，齿宽系数，见机械设计P201，表10-7。确定公式内计算值： 算式系数=768； 使用系数=1.1； 齿轮间载荷分配不均衡系数=1.1； 齿轮间载荷分配不均匀系数，按第7章公式得： ； 综合系数=1.7； 弯曲疲劳极限=550MPa。计算 mm由于齿轮模数m的大小要取决于弯曲强度所确定的承载能力，而齿面接触疲劳所确定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.48并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径35.89mm，算出太阳轮齿数 ，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径 计算齿轮宽度 ，考虑到传动的平稳性，对小齿轮要增加5-10mm的齿宽，结构设计（见零件图）。2. 太阳轮的校核计算校核所需基本参数：确定齿轮a-c的重合度： =1.63确定齿轮的应力循环系数：按表5-4公式得： =确定计算载荷：名义转矩： T=80.69N.m名义圆周力： 按齿面接触疲劳强度校核计算计算齿面接触应力的基本值 公式： 其中： ，节点区域系数，见图5-13； ，材料弹性系数，见表5-10； ，接触强度计算重合度系数，见图5-12； ，接触强度计算螺旋角系数，。确定公式内各计算值： 节点区域系数=2.5； 材料弹性系数=189.8 ； 接触强度的重合度系数=0.858； 接触强度计算螺旋角系数=。计算： =851.44MPa计算齿面接触应力： 其中： ，计算齿面接触应力基本值，由上述计算过程得到； ，使用系数，见表5-6 ，动载系数，见图5-1； ，接触强度的齿向载荷分布系数，见机械设计P194，表10-4得： ； ，接触强度的齿间载荷分布系数，见表5-9； ，接触强度计算的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数，如前述。确定公式内各计算值： 计算齿面接触应力基本值=851.44MPa； 使用系数=1.1； 动载系数=1.073； 接触强度齿向载荷分布系数， ； 接触强度齿向载荷分布系数=1.1， 其中：； 接触强度计算的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数=1.1。计算： 计算许用接触应力： 其中： ，齿轮的接触疲劳极限，见图5-65-10； ，接触强度计算的寿命系数，见图5-19； ，润滑剂系数，见图5-14； ，速度系数，见图5-15； ，粗糙度系数，见图5-16； ，工作硬化系数，见图5-17； ，接触强度计算的尺寸系数，见图5-18。确定公式内各计算值： 齿轮的接触疲劳极限=1320MPa; 接触强度计算的寿命系数=0.95； 润滑剂系数=1.18； 速度系数=0.952； 粗糙度系数=1.08; =0.14 工作硬化系数=1.1； 接触强度计算的尺寸系数=1.0计算： 强度条件： ,合格。确定接触强度的安全系数：，满足 其中查表5-5得。 按齿根弯曲疲劳强度校核计算计算齿根弯曲应力的基本值 公式： 其中： ，载荷作用于齿顶时的齿形系数，见表5-8以及图5-11； ，载荷作用于齿顶时的应力修正系数，见表5-11以及图5-20； ，弯曲强度计算的重合度系数，； ，螺旋角系数，见图5-21； 确定公式内各计算值： 载荷作用于齿顶时的齿形系数=2.95； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数=1.52； 弯曲强度计算的重合度系数； ， 螺旋角系数=1。计算： 计算齿根弯曲应力： 其中： ，计算齿根弯曲应力基本值，由上述计算过程得到； ，使用系数，见表5-6 ，动载系数，见图5-1； ，弯曲强度的齿向载荷分布系数，见机械设计P195，图10-13得： ，弯曲强度的齿间载荷分布系数，见表5-9； ，弯曲强度计算的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数，如前述。确定公式内各计算值： 计算齿根弯曲应力基本值=175.71MPa； 使用系数=1.1； 动载系数=1.073； 弯曲强度齿向载荷分布系数=1.41； 弯曲强度齿向载荷分布系数=1.1， 其中：。计算： 计算许用弯曲应力： 其中： ，齿轮的弯曲疲劳极限，见图5-65-10； ，齿轮的应力修正系数，取=2； ，弯曲强度计算的寿命系数，见图5-25； ，相对齿根圆角敏感系数，见图5-22； ，相对齿根表面状况系数，见图5-23； ，弯曲强度计算的尺寸系数，见图5-24。确定公式内各计算值： 齿轮的接触疲劳极限=550MPa; 齿轮的应力修正系数=2弯曲强度计算的寿命系数=0.858； 相对齿根圆角敏感系数=0.8； 相对齿根表面状况系数=1.102； 弯曲强度计算的尺寸系数=1.0；计算： 强度条件： ,合格。确定接触强度的安全系数：，满足 其中查表5-5得。(二) 行星轮的主要尺寸的初步确定以及校核1. 行星轮的主要尺寸的确定行星轮的材料为：20CrMnTi,精度等级为8级。齿数的确定：由：几何尺寸计算计算分度圆直径 计算齿轮宽度 其中=0.4，查机械设计P201，表10-7得。结构设计（见零件图）。2. 行星齿轮的校核计算校核所需基本参数：确定齿轮a-c的重合度： =1.63确定齿轮的应力循环系数：按表5-4公式得： =确定计算载荷：名义转矩： 按表5-1得，其中T为太阳轮的名义转矩，T=80.69N.m 故名义圆周力： 由表5-1得， 按齿面接触疲劳强度校核计算计算齿面接触应力的基本值 公式： 其中： ，节点区域系数，见图5-13； ，材料弹性系数，见表5-10； ，接触强度计算重合度系数，见图5-12； ，接触强度计算螺旋角系数，。确定公式内各计算值： 节点区域系数=2.5； 材料弹性系数=189.8 ； 接触强度的重合度系数=0.858； 接触强度计算螺旋角系数=。计算： =526.6MPa计算齿面接触应力： 其中： ，计算齿面接触应力基本值，由上述计算过程得到； ，使用系数，见表5-6，动载系数，见图5-1； ，接触强度的齿向载荷分布系数，见机械设计P194，表10-4得： ； ，接触强度的齿间载荷分布系数，见表5-9； ，接触强度计算的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数，见第七章。确定公式内各计算值： 计算齿面接触应力基本值=526.6MPa； 使用系数=1.1； 动载系数=1.073； 接触强度齿向载荷分布系数， ； 接触强度齿向载荷分布系数=1.1， 其中：。 接触强度的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数系数=1.25计算： 计算许用接触应力： 其中： ，齿轮的接触疲劳极限，见图5-65-10； ，接触强度计算的寿命系数，见图5-19； ，润滑剂系数，见图5-14； ，速度系数，见图5-15； ，粗糙度系数，见图5-16； ，工作硬化系数，见图5-17； ，接触强度计算的尺寸系数，见图5-18。确定公式内各计算值： 齿轮的接触疲劳极限=1320MPa; 接触强度计算的寿命系数=0.98； 润滑剂系数=1.18； 速度系数=0.952； 粗糙度系数=1.08; =0.14 工作硬化系数=1.1； 接触强度计算的尺寸系数=1.0计算： 强度条件： ,合格。确定接触强度的安全系数：，满足 其中查表5-5得。 按齿根弯曲疲劳强度校核计算：计算齿根弯曲应力的基本值 公式： 其中： ，载荷作用于齿顶时的齿形系数，见表5-8以及图5-11； ，载荷作用于齿顶时的应力修正系数，见表5-11以及图5-20； ，弯曲强度计算的重合度系数，； ，螺旋角系数，见图5-21； 确定公式内各计算值： 载荷作用于齿顶时的齿形系数=2.33； 载荷作用于齿顶时的应力修正系数=1.67； 弯曲强度计算的重合度系数； ， 螺旋角系数=1。计算： 计算齿根弯曲应力： 其中： ，计算齿根弯曲应力基本值，由上述计算过程得到； ，使用系数，见表5-6 ，动载系数，见图5-1； ，弯曲强度的齿向载荷分布系数，见机械设计P195，图10-13得： ，弯曲强度的齿间载荷分布系数，见表5-9； ，弯曲强度计算的行星齿轮间的载荷分配不均衡系数，如前述。确定公式内各计算值： 计算齿根弯曲应力基本值=168.12MPa； 使用系数=1.1；动载系数=1.073； 弯曲强度齿向载荷分布系数=1.51； 弯曲强度齿向载荷分布系数=1.1， 其中：。计算： 计算许用弯曲应力： 其中： ，齿轮的弯曲疲劳极限，见图5-65-10； ，齿轮的应力修正系数，取=2； ，弯曲强度计算的寿命系数，见图5-25； ，相对齿根圆角敏感系数，见图5-22； ，相对齿根表面状况系数，见图5-23； ，弯曲强度计算的尺寸系数，见图5-24。确定公式内各计算值： 齿轮的接触疲劳极限=550MPa; 齿轮的应力修正系数=2弯曲强度计算的寿命系数=0.86； 相对齿根圆角敏感系数=0.83； 相对齿根表面状况系数=1.102； 弯曲强度计算的尺寸系数=1.0；计算： 强度条件： ,合格。确定接触强度的安全系数：，满足 其中查表5-5得。(三) 内齿轮的主要尺寸的确定内齿轮的主要尺寸的确定内齿轮的材料为40CrMo,精度等级为7级。齿数的确定：由： 装 订 线 几何尺寸计算计算分度圆直径 计算齿轮宽度 结构设计（见零件图）。(四) 盘车结构齿轮的主要尺寸的确定由于盘车轮处受力不大，而且是不经常使用的场合，故选择与行星传动一样的模数即符合要求。各参数列表如下： 表1 齿轮类别 参数 四连齿盘齿轮 盘车轮齿轮 模数 m (mm) 2 2 压力角 (o ) 20 20 齿数 Z 84 14 分度圆 d (mm) 168 28 齿顶圆 da (mm) 173 32 齿根圆 df (mm) 164 23 结构设计（见零件图）。九、 齿轮的公差以及检验指标的确定根据互换性与技术测量以及机械设计课程设计所述内容，结合齿轮的运动精度、圆周速度、传递的功率、振动和噪声要求、工作持续时间和工作寿命，以及考虑工艺的可能性以及经济性等方面，确定出齿轮的检验标准。以下计算过程中的公式以及所用参数如无特别说明外，均来源于互换性与技术测量11.4.2以及11.4.3两节。(一) 太阳轮的公差以及检验标准的确定太阳轮的材料为20CrMnTi,8级精度，齿数Z为17，模数m为2，压力角为20度。由于行星传动要求有较高的传动准确性，故选择三个组的公差均为8级。1. 太阳轮的圆周速度：2. 计算齿轮副的最小极限侧隙 其中 ：传动中心距； ，：齿轮和箱体材料的线膨胀系数； ： 法向压力角； ，：齿轮和箱体工作温度与标准温度之差，即 由金属材料膨胀系数电子表格可查得：20CrMnTi齿轮的，HT250箱体的预计齿轮的工作温度，箱体的工作温度为，代入数据得：由于v=0.8m/s,小于10m/s，属于低速运动，故因此,齿轮副的最小极限侧隙为： 3. 确定齿厚上下偏差代号 ；由表11-13得：；由表11-14查得：，则：；由表11-16查得：，a=66mm，由P10表1-8查得=46，故； ；由表11-12查得所以 按表11-17，选E， 由表11-8查得：=45为切齿径向进刀公差，由于齿轮为8级精度，故，分度圆直径为34mm，由P10表1-8查得IT9=62，所以代入数据得 由式11-19得： 按表11-17，选G， 所以齿轮标记为：8 E G GB10095-884. 选择检验指标并查出其公差值本齿轮为中等精度，尺寸不大并且生产批量也不大，参照11-2，确定其检验指标如下：第公差组为：和，查表11-8以及表11-7查得=0.045mm，=0.040mm。第公差组为：和，查表11-12以及表11-11得=0.020mm，= 0.014mm。第公差组为：，查表11-14得：=0.025mm。选定齿胚公差：按表11-18确定。采用基轴制，齿顶圆公差为IT11，查表1-8得：IT11=160，故其上偏差ES=0，下偏差EI=ES-IT=0-160=-160，所以太阳轮轴的顶圆为5. 表面粗糙度值得确定 按照P100所述，采用类比方法，确定太阳轮的齿面表面粗糙度值为2.5。(二) 行星轮的公差以及检验标准的确定行星轮的材料为20CrMnTi,8级精度，齿数Z为49，模数m为2，压力角为20度。由于行星传动要求有较高的传动准确性，故选择三个组的公差均为8级。1. 行星轮的圆周速度：2. 计算齿轮副的最小极限侧隙由金属材料膨胀系数电子表格可查得：20CrMnTi齿轮的，HT250箱体的预计齿轮的工作温度，箱体的工作温度为，代入数据得：由于v=0.8m/s,小于10m/s，属于低速运动，故因此,齿轮副的最小极限侧隙为： 3. 确定齿厚上下偏差代号 由表11-13得：；由表11-14查得：，则：由表11-16查得：，a=66mm，由P10表1-8查得=46，故 由表11-12查得所以 按表11-17，选E， 由表11-8查得：=45为切齿径向进刀公差，由于齿轮为8级精度，故，分度圆直径为98mm，由P10表1-8查得IT9=87，所以代入数据得 由式11-19得： 按表11-17，选G， 所以齿轮标记为：8 E G GB10095-884. 选择检验指标并查出其公差值本齿轮为中等精度，尺寸不大并且生产批量也不大，参照11-2，确定其检验指标如下：第公差组为：和，查表11-8以及表11-7查得=0.045mm，=0.040mm。第公差组为：和，查表11-12以及表11-11得=0.020mm，= 0.014mm。第公差组为：，查表11-14得：=0.018。选定齿胚公差：按表11-18确定。 孔公差为IT7，查表1-8得IT7=25，偏差按基准孔H选取。故其下偏差EI=0，上偏差EI=ES+IT=0+25=25，所以行星轮孔为。顶圆直径公差，因顶圆不做基准，故尺寸公差选为IT11，偏差按基准轴h选取，即顶圆为。5. 形位公差以及表面粗糙度值的确定 行星轮的齿面表面粗糙度值为2.5，端面粗糙度值为1.25。查表11-18可得端面圆跳动公差值为：18。由于齿轮孔用IT7级公差，根据公差原则，形状公差值比尺寸公差值低，故选择IT6级公差，按P93表3-7，查得圆柱度公差值为4。(三) 内齿轮的公差以及检验标准的确定内齿轮的材料为42CrMo,7级精度，齿数Z为115，模数m为2，压力角为20度。由于行星传动要求有较高的传动准确性，故选择三个组的公差均为7级。1. 内齿轮的圆周速度由于内齿轮固定在机座上，故2. 计算齿轮副的最小极限侧隙由金属材料膨胀系数电子表格可查得：20CrMo齿轮的，HT250箱体的预计齿轮的工作温度，箱体的工作温度为，代入数据得：由于v=0m/s,小于10m/s，属于低速运动，故因此,齿轮副的最小极限侧隙为： 3. 确定齿厚上下偏差代号 由表11-13得：；由表11-14查得：，则：由表11-16查得：，a=66mm，由P10表1-8查得=46，故 由表11-12查得所以 按表11-17，选E， 由表11-8查得：=50为切齿径向进刀公差，由于齿轮为7级精度，故，分度圆直径为230mm，由P10表1-8查得IT9=115，所以代入数据得 由式11-19得： 按表11-17，选H， 所以齿轮标记为：7 E H GB10095-884. 选择检验指标并查出其公差值本齿轮为中等精度，尺寸不大并且生产批量也不大，参照11-2，确定其检验指标如下：第公差组为：和，查表11-8以及表11-7查得=0.050mm，=0.036mm。第公差组为：和，查表11-12以及表11-11得=0.016mm，= 0.013mm。第公差组为：，查表11-14得：=0.018mm。选定齿胚公差：按表11-18确定。 选择齿根圆公差为IT11，查表1-8得IT11=290，偏差按基准孔H选取。故其下偏差EI=0，上偏差EI=ES+IT=0+290=290，所以内齿轮的齿根圆为。5. 粗糙度值的确定内齿轮的齿面表面粗糙度值为3.2。(四) 盘车结构齿轮的公差以及检验指标1. 齿轮公差的确定考虑到盘车结构处齿轮处于不经常使用的场合，并且是使用较大模数，故其公差采用与前面齿轮的类比得到。由太阳齿轮轴的公差可得盘车轮轴齿轮的公差为由行星轮的齿顶圆公差可得四连齿盘齿轮的公差为只对四连齿盘的齿轮进行检验，其检验指标与上面的相同：第公差组为：和，查表11-8以及表11-7查得=0.063mm，=0.050mm。第公差组为：和，查表11-12以及表11-11得=0.022mm，= 0.018mm。第公差组为：，查表11-14得：=0.018mm。2. 表面粗糙度值得确定 齿轮齿面粗糙度值为1.6。十、 轴承的选型、精度以及公差的确定 以下参数以及计算公式如无特别说明外，均来源于互换性与技术测量 第六章。(一) 轴承的选型以及精度等级的确定根据类比方法以及结构，确定使用以下轴承太阳轴轴承：双列角接触球轴承，E级精度，代号3205，B=20mm，d=25mm,D=52mm；电机前轴承：深沟球轴承，G级精度，代号6018，B=24mm，d=90mm,D=140mm;电机后轴承：深沟球轴承，G级精度，代号6018，B=24mm，d=90mm,D=140mm;主轴承：圆锥滚子轴承，E级精度，代号32938，B=42mm，T=45mm，d=190mm，D=260mm；副轴承：圆锥滚子轴承，E级精度，代号32018，B=30mm，T=32mm，d=90mm，D=140mm；(二) 轴承配合处的配合公差以及形位公差的1. 太阳轴轴承的配合公差以及形位公差的确定轴承与太阳轴的配合采用基孔制，公差带为过盈配合，查表1-23、表6-4,取k 6，又由表1-15，选择优先配合，故太阳轮轴轴颈处公差为：；轴承与行星架孔的配合采用基轴制，公差带为过渡配合，采用孔比轴低一个公差等级，查表1-23、表6-4，取K7，又由表1-16，选择优先配合，故行星架孔的公差为：。查表6-7可得：轴颈处圆柱度为0.0025mm，壳体孔处圆柱度为0.005mm； 轴肩处端面圆跳动为0.006mm，壳体孔肩处端面圆跳动为0.010mm；查表3-9可得：轴颈处同轴度为0.010mm，壳体孔处同轴度为0.015mm；查表3-8可得：轴肩处垂直度为 0.010mm，壳体孔处垂直度为0.020mm；查表6-8可得对应面的粗糙度值为：轴颈处粗糙度为0.63，壳体孔出粗糙度为1，轴和壳体孔轴肩端面为1.252. 电机前后轴承的配合公差以及形位公差的确定轴承与后密封盖以及后空心轴的配合采用基孔制，公差带为过渡配合，查表1-23、表6-4,取h6，又由表1-15，选择优先配合，故太阳轮轴轴颈处公差为：；轴承与行星架孔的配合采用基轴制，公差带为过渡配合，采用孔比轴低一个公差等级，查表6-4，取K7，又由表1-16，选择优先配合，故行星架孔的公差为：。查表6-7可得：轴颈处圆柱度为0.006mm，壳体孔处圆柱度为0.012mm； 轴肩处端面圆跳动为0.015mm，壳体孔肩处端面圆跳动为0.030mm；查表3-9可得：轴颈处同轴度为0.010mm，壳体孔处同轴度为0.020mm；查表3-8可得：轴肩处垂直度为 0.015mm，壳体孔处垂直度为0.030mm；查表6-8可得对应面的粗糙度值为：轴颈处粗糙度为1.6，壳体孔出粗糙度为2.50，轴和壳体孔轴肩端面为2.50。3. 主轴承的配合公差以及形位公差的确定 轴承与行星架配合采用基孔制，公差带为过盈配合，查表1-23、表6-4,取k6，又由表1-15，选择优先配合，故太阳轮轴轴颈处公差为：；轴承与电机座孔的配合采用基轴制，公差带为过渡配合，采用孔比轴低一个公差等级，查表6-4，取K7，又由表1-16，选择优先配合，故行星架孔的公差为：。查表6-7可得：轴颈处圆柱度为0.007mm，壳体孔处圆柱度为0.010mm； 轴肩处端面圆跳动为0.012mm，壳体孔肩处端面圆跳动为0.020mm；查表3-9可得：轴颈处同轴度为0.012mm，壳体孔处同轴度为0.020mm；查表3-8可得：轴肩处垂直度为 0.025mm，壳体孔处垂直度为0.040mm；查表6-8可得对应面的粗糙度值为：轴颈处粗糙