机械毕业设计（论文）-液压驱动铣刨机转子行星减速机设计【全套图纸】.doc

黑龙江工程学院本科生毕业设计 本科学生毕业设计液压驱动铣刨机转子行星减速机设计 系部名称： 机电工程系 专业班级： 机械班 学生姓名： 指导教师： 职 称： 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院二一三年六月 The Graduation Design for Bachelors DegreeHydraulic planetary reducer milling planer machine rotor designCandidate： Specialty：Mechanical Design and Manufacturing & AutomationClass： B09-2Supervisor： Heilongjiang Institute of Technology 2013-06 摘 要本文完成了对一个2K-H型双级负号机构（NW型）的行星齿轮减速器的结构设计和传动设计。此减速器的传动比是15，而且，它具有体积小、重量轻、结构紧凑、外阔尺寸小及传动功率范围大等优点。首先简要介绍了课题的背景以及对齿轮减速器的概述，减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。然后根据原始数据及给定的系统传动方案图计算其传动效率并选择电动机的功效，再然后就是对减速器的核心部分行星齿轮的设计，包括其各个齿轮的齿数、几何参数和配齿计算，最后根据强度理论校核齿轮的强度。然后对各齿轮进行受力分析并进行计算，然后设计计算输出轴输入轴并进行对其强度校核。最后在所有理论尺寸都算出来后绘制其总装配图。关键字：减速器、行星齿轮、 NW型行星传动全套图纸，加153893706 I Abstract The completion of a two-stage negative bodies (NW-type) structure of the planetary gear reducer design and transmission design. This gear transmission ratio is 15, but it also has a small size, light weight, compact structure, small size and wide outside the scope of the advantages of large transmission power. Subjects were briefly introduced the background and an overview of the gear reducer, speed reducer is a dynamic communication agencies, using the gear, the speed converter, the motors rotational speed decelerated to the desired rotational speed and get more torque institutions. Then the original data and drive a given system to calculate the transmission efficiency of the program graph and select the motor effect, and then that is a core part of the planetary gear reducer design, including all the gear teeth, with tooth geometry parameters and calculated Finally, according to the intensity of strength theory checking gear. Then the force analysis of each gear and calculated, and then design calculations and the input shaft and output shaft to check its strength. Finally, all theories are calculated size of the total assembly drawing after drawing.Keywords: reducer, planetary gear, NW planetary transmissionII目 录摘要 -Abstract-第1章 绪论-1 1.1术语与定义-1 1.2常用行星齿轮传动的类型与特点-2 1.3国内外减速器发展现状 -4 1.4课题的提出及研究意义-4第2章行星齿轮减速器原理分析比较，确定方案-6 2.1行星齿轮传动的运动学分析-6 2.2常见几类行星齿轮传动比的计算-8 2.3本章小结-8第3章 行星齿轮减速器的设计计算-9 3.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图-9 3.2 配齿计算-9 3.3初步计算齿轮的主要参数 -10 3.4啮合参数计算确定各齿轮的变位系数-12 3.5几何尺寸计算-12 3.6传动承载能力计算-14 3.6.1 行星齿轮传动的受力分析-14 3.6.2 齿面接触疲劳强度的校核计算-16 3.6.3齿面弯曲强度的校核计算-17 3.6.4行星轮轴承上和基本构件轴上的作用力-19 3.6.5轴的校核计算-20 3.7行星齿轮减速器的均载方法-21 3.7.1均载方法与装置-21 3.8本章小结-22第4章 其他主要构件的设计计算-23 4.1行星架的设计与验算-23 4.2轴承的选取配合与计算-23 4.3轴承的校核计算-23 4.4减速器机体结构设计及整体结构尺寸分析-25 4.5本章小结-25第5章 传动效率的确定计算-26 5.1 概述-26 5.2行星齿轮传动效率的计算-26 5.32Z-X型行星减速器的效率计算-27 5.4本章小结-29第6章 行星齿轮减速器的润滑与冷却-30 6.1 概述-30 6.2行星齿轮减速器的润滑-30 6.3润滑油的维护-31 6.4本章小结-32总结- -33参考文献-34致谢-35 第1章 绪 论1.1 术语与定义1.1.1 轮系 由一系列齿轮组成的传动装置称齿轮机构或轮系，是应用最广泛的机械传动形式之一。根据轮系运转时各齿轮的轴线是否变动，可将轮系分为以下两种基本类型：定轴轮系：当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置都是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。周转轮系：当轮系运转时，若组成该轮系的齿轮中至少有一个齿轮的几何轴线不固定，而绕着另一齿轮的几何轴线回转者，称为周转轮系。其组成有：行星轮、转臂、中心轮、基本构件。 周转轮系按其平面机构自由度的数目又可分为：行星轮系和差动轮系。行星轮系：平面自由度数目为一，如图所示的周转轮系中，运动构架数为n=3，低副数P1=3，高副数Ph=2，机构自由度为：W=3n-2 P1-Ph=33-23-2=1 这说明只要有一个主动构件，轮系就有确定的运动，即为行星轮系。将周转轮系的中心轮之一固定于机壳，其他两个基本构件分别为主动构件和从动构件的结构，都是行星轮系。若将转臂固定于机壳上，就成定轴轮系了。动轮系：平面机构自由度数等于2的周转轮系称为差动轮系。由上图所示的周转轮系得内齿轮b能绕基本轴线OO转动，其运动构件数n=4，低副数P1=4，高副数Ph=2，该机构的自由度W=3n-2 P1-Ph=3*4-2*4-2=2 这种轮系必须有两个具有独立的主构件，才能有确定的运动，故称为差动轮系。工程界习惯上常将行星轮系和差动轮系得齿轮传动机构统称为行星齿轮传动。1.2常用行星齿轮传动的类型与特点行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少，根据苏联库德掠夫采夫提出的按行星传动的基本构件进行分类，这种方法被我国和日本的人们普遍采用在此分类方法中，基本构件的代号为：K-中心轮，H-转臂，V-输出轴。根据基本构件来命名，行星传动可分为2K-H,3K,K-H-V三种基本类型，其他结构形式的行星齿轮传动大都是它们的演化型式或组合型式。此外，苏联的特卡钦科提出按传动机构中齿轮的啮合方式，将行星齿轮传动分 为三种基本型式，即AA,II,和AI三种，A表示外啮合，I表示内啮合。按传动机构中齿轮的啮合方式，可将上述三种基本类型再细分为许多传动型式，如NGW,NW,NN,NGWNB,ZUWGW型等，其中按首字汉字拼音N-内啮合，W-外啮合，G-内外啮合共用行星齿轮，ZU-锥齿轮。如下表列出了常用行星齿轮传动共机构的基本类型、机构简图、主要技术参数及应用特点： 表1-1传动类型 传动简图传动比范围传动效率传动功率范围特点及应用组件型 2K-H 负号机构NGW=2.813推荐39=0.970.99不限适用于任何工况下任何功率的减速或增速装置2K-H 负号机构NW=150推荐816=0.970.99不限用途同上，但径向尺寸较紧凑，制造安装较复杂2K-H 正号机构WW=1.2几千很少用于动力传动，短时间工作制 当传动比很大而传递功率很小时采用2K-H 正号机构NN传递小功率=1700，推荐30100当=10100，=0.70.9=40kw用于短时工作制中小功率传动。当H从动时达到某值自锁2K-H 负号机构ZUWGW=-1当=0或=0，=0.98=60kw主要用于差动装置3KNGWN=500，推荐值20100 =0.80.9短期工作=120kw长短期工作=10kw结构紧凑传动比范围较大，但制造安装较复杂。适用于短期工作中小功率传动1.3国内外减速器发展现状国外方面：1880年德国第一个行星齿轮传动转动装置的专利出现了。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动的发展有很大的影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后，高大功率船舰、透平发电机组、透平压缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。高速大功率行星齿轮传动广泛的应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国亦获得成功，均有系列产品，并成批生产，普遍应用。英国Allen齿轮公司生产的压缩机用行星齿轮减速器，功率25740KW；德国Renk公司生产的船用行星减速器，功率11030KW。低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨榨糖机矿山设备的行星减速器，重量达125t输出转矩3900KN.m；德国Renk公司生产矿井提升机的行星减速机，功率1600kw，i=13，输出转矩350KN.m;日本宇都兴产公司生产了一台3200KW，i=720/480，输出转矩2100KN.m的减速器。国内方面：我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制定了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976.一些专业定点厂成批生产了NGW型标准系列产品，使用效果好。已研制成功高大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）、高速汽轮机（500KW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kw）的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮减速器也成品生产。尽管如此由于我国行星减速器整体水平与国外先进水平仍有巨大差距。积极引进国外的先进技术，加强技术创新，开发出自主知识产权和独特技术的产品，缩小与国外先进生产企业的差距，对国内减速器生产厂家来说迫在眉睫。1.4课题的提出及研究意义 行星齿轮减速机发展法现今，在各种机器和机械设备中已获得了较广泛的应用。例如：冶金机械、工程机械、建筑机械、纺织机械、机床、汽车、船舶等俊才用有齿轮及行星齿轮传动。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，当它们的零件材料和机械性能、制造精度、工作条件等均相同时前者具有突出的优点：（1）体积小、重量轻、结构紧凑，传递功率大、承载能力大：由于行星齿轮传动具有功率分流和个中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内齿轮副，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论来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承载的负荷较小，并允许这些齿轮有较小的模数。（2）传动效率高，传动比大：由于行星齿轮结构的对称性，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够互相平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97-0.99。其传动比可达几千。（3）运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了结构相同的数个行星齿轮，均匀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，故行星轮传动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。总之，随着行星传动技术的发展，目前，高速渐开线行星齿轮传动装置所传递的功率已达到20000Kw，输出转矩已达到4500kN.m.行星齿轮传动正向 高速大功率及低速大转矩方向发展；向无级变速行星齿轮传动发展；向复合式行星齿轮传动发展；制造技术方向发展，采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗氮，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度极低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4um），以提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。 目前世界上已有各式各样的行星减速器我国减速器行业已由改革开放前的十几家企业发展到了目前50多家。行业结构由单一的国营转变为国有，民营和外资多元化的新格局。 第二章 行星齿轮减速器原理分析比 较，确定方案2.1行星齿轮传动的运动分析 研究行星齿轮传动的运动学的主要目的，是确定行星齿轮传动构件间的传动比和各构件的角速度。其方法有：分析法和图解法。 现只说明分析法相对速度法相对速度法又称转化机构法，转化机构法的常用方法为：转臂固定法。1. 转臂固定法 如图所示的行星齿轮传动中，设各构件的角速度的方向如图2-1a所示。给整个行星齿轮传动加一个公共的角速度（-）后便得到如图2-1b所示的转化机构于是可得到如下表所示行星轮系角速度下表中，和 等符号的右上角标的H表示各构件相对于转臂H的相对角速度。=0表明转臂固定不动。故应用定轴齿轮传动的传动比计算方法可得到转化机构中任意两构件的传动比。若中心轮a,b分别为转化机构的主从动轮。则其表 2-1构件名称原行星轮系中构件角速度转化机构中各构件的角速度转臂H=-=0中心轮a=-=0中心轮b =-=0行星轮g =-=0传动比为： =/=（-）/（-）=-（/）.（/）=-/若行星轮系的中心轮b固定（即=0），则由上式可得： =/=（-）/（0-）=1-在计算上述转化机构传动比时，应注意两点：首先必须按定轴轮系计算，注意传动比的正负号，若0，则称该行星轮系为正号机构；反之，则为负号机构。正号机构与负号机构在传动比，效率等传动性能上大不相同。其次，须考虑各构件的转速方向，规定同一正方向，若构件的实际转速与规定的正方向相同，则以正号输入；反之，以负号输入。2. 行星轮系传动比计算的普遍关系式 对于构件旋转轴线平行的周转轮系，根据上述相对运动原理的转化机构法已得到转臂固定法的计算公式。现在将推广到涉及三个基本构件固定的方法，即给轮系一个与任一指定基本构件转速大小相等方向相反的转速，使该构件固定，从而形成转化机构，以建立普遍关系式。 分析一周转轮系中三个基本构件A、B和C的转速时，可分别按A、B固定而列出转速关系方程式。 构件A和C相对于B运动时：=（-）/（-） （2-1 a）构件A和B相对于C运动时：=（-）/（-） （2-1b）将两式相加得：+=1 移相得：=1- （2-2a）按照这一规律，还可得到下列关系式： =1-，=1- (2-2b)将上述（2-1）(2-2) 联立求解： =+ =+ =+当已知两个构件的转速和传动比时便可求得另一构件的转速。2.2常见几种齿轮传动比的计算2K-H型中：NGW型的计算公式：=/=（-）/（0-）=1- （2-3） 或=1+/NW型的传动简图如表1-1所示。当内齿中心轮固定，太阳轮a主动，转臂H从动时其传动比为：=-（/）(/)=-()/() （2-4）故 =1+()/()同理太阳轮固定，内齿中心轮b主动，转臂H从动时的传动比为=1-WW型与NN型的传动简图见简表1-1。当转臂固定时转化机构的传动比均为正值，称正号的行星轮系。 其转化机构的传动比为：=1+()/() =1+()/() （2-5） 2.3本章小结 本章在课题目标参数的基础上提出了课题的总体设计方案。 第三章 行星齿轮减速器的设计计算3.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图已知输入转速2200r/min，输出的转速要求为150 r/min，故要求实际的传动比为=2200/150=14.6故比较表1-1可知2K-H型中的传动比的范围较适合，且其径向尺寸较紧凑传动功率范围不限。采用双联齿轮没有公共齿轮。其传动简图为：3.2配齿计算行星齿轮传动的设计计算中，在确定行星齿轮传动的各齿轮的齿数时，除了满足给定的条件之外还应满足与其装配的条件：同心条件，邻接条件和安装条件。据2K-H型的传动比公式可得其同心条件为：+=-，上述计算的传动比已知为=14.6，行星轮数目=3结构设计要求为=1.3，取=12，为的正数倍，由=14.6，=3查得系数=0.8则=4.134 （3-1） =0.84.314=3.307 （3-2） （3-3） =16.448 （3-4） =68.16 （3-5）=39.68 （3-6）确定齿数a 先确定=69 ，为的整数倍。这样两中心轮的齿数均为的整数倍，满足可能的装配的条件。b 暂定=40，=17由于 =+=12+40=52 =-=69-17=52故=，满足同心条件。由=40，=17，互质，满足装配条件。故定=12，=40，=17，=69验算传动比及邻接条件=1+ （3-7）/=40/12=3.33 5.4/=69/17=4.06 2.1都在允许范围之内。配齿结果：=12，=40，=17，=69，实际传动比为14.53传动比误差为：也较为合理。3.3初步计算齿轮的主要参数在设计齿轮传动时，其主要参数：小轮分度圆直径和模数m等可按类比法，即参照已有的相同类型的行星齿轮的传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件、结构尺寸和安装条件等来确定。较常用的方法是按齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径d或按齿轮弯曲强度初算齿轮模数m。1. 按齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径 = （mm） （3-8）式中：算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿传动=768 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，Nm，应是功率分流后的值。 =9549（Nm）P1=200KW（3-9） 使用系数，查表得 1.25 综合系数，3，查表选=1.82.4 计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数，这里取=1.62.2这里取1.8小齿轮的齿宽系数，查表选=0.65试验齿轮的接触疲劳极限，N/；查表取=1650齿数比，即=/；这里=40/12=3.33 式中，“+”用于外啮合，“-_”用于内啮合。这里是太阳轮与行星轮的啮合股取”+” 将上述数据全都代入公式可得： =768=66 （3-10）2. 按齿根弯曲强度初算齿轮模数m： M= （3-11）式中：算式系数，对于直齿传动=12.1，对于斜齿传动=11.5 这里取12.1 综合系数，查表取1.8，计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，=1+1.5（-1）由上已知=1.8得=2.2 小齿轮的齿形系数，查表得=2.18 小齿轮的齿宽系数，查表选=0.65 齿轮副中小齿轮的齿数，这里为12； 试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/；查表取=550代入数据得： m=12.1 =4.15选标准值：m=4.53.4啮合参数计算确定各齿轮的变位系数 一对渐开线圆柱直齿的正确啮合条件是： 两齿轮的模数m相等，分度圆压力角相等，即： （3-12）在行星齿轮传动中，合理采用变位齿轮，使齿轮可以实现如下的目的：避免根切，凑合中心距，保证同心条件，改善齿轮的传动性能和提高承载能力，以及提高齿轮的使用寿命等。由于本设计中要满足设计要求又要使结构尽可能的合理，采用标准安装时，尺寸较大，为了避免根切同时又使结构尺寸合理，选择采用变位齿轮传动。选择变位系数的方法有：解析法，封闭图法和查表法等。图见机械设计 本设计中采用封闭线图法。欲提高其齿面的接触强度，应按最大啮合角选取变位系数和。由于，在变位系数图上找到横坐标为52的点，通过该点作条垂线与右线图的上边界线的相交于一点，根据这点对应的纵坐标=1.2；再根据齿数比，故按图可得=0.6，则=1.2-0.6=0.6。啮合角=，采用高度变位：=0.6，=-0.63.5几何尺寸计算各个啮合齿轮副中各个齿轮参数的计算值如下表：其中a为太阳轮，g为低速级行星轮，f为高速级行星轮，b为内齿圈。3.6传动承载能力计算3.6.1 行星齿轮传动的受力分析 对于直齿圆柱齿轮传动，由于轮齿的螺旋角 =0，法面压力角，故其轴向力，则可得切向力：（N） 径向力：（N）表3-1项目名称计算公式a-g齿轮副f-b齿轮副 齿数ZZ=c模数m和压力角m=4.5 = 分度圆直径d齿顶高外啮合 内啮合齿根高全齿高h齿顶圆直径da齿根圆直径df48.1562.25321.75基圆直径db中心距aa=117a=193.5齿顶圆压力角 重合度断面重合度1.731.75纵向重合度总重合度=1.731.75 法向力：（N）式中：在2K-H型行星齿轮传动中的各个构件的啮合切向力如下图所示：中心轮的切向力： （3-13）双联行星轮c-d的切向力为：转臂x的切向力为： （3-14）转矩Tx为：内齿轮b的切向力为：转矩Tb为：3.6.2 齿面接触疲劳强度的校核计算1. 齿面接触应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按下列公式计算，即， （3-15）式中：许用接触应力许用接触应力可按下式计算，即进行应力计算将上述数据代入得：2. 许用接触应力许用接触应力可按下式计算，即 （3-16）式中：3.强度条件校核齿面接触应力的强度条件：大小齿轮的计算接触应力中的较大的值均应不大于其相应的许用接触应力，即 齿根应力在行星齿轮传动中，其齿根的应力可按下式计算： 式子中 由上计算的结果 =1247.46=1616.21故经校核合格。3.6.3齿面弯曲强度的校核计算1. 齿根应力在行星齿轮传动中，其齿根的应力可按下式计算： （3-17）其中： 代入数据：2.许用齿根应力许用齿根应力可按下式计算： （3-18）式中：将上述数据代入：2. 强度条件校核齿根的应力的强度条件为计算齿根应力的应不大于许用齿根应力即：由上可知：满足上述条件；故经校核合格。3.6.4行星轮轴承上和基本构件轴上的作用力在行星齿轮传动中，行星轮的轴承不仅要承受啮合作用力，而且要承受行星齿轮的离心力分析该行星轮轴承上的作用力如下：其中在转臂X旋转时行星轮所产生的离心力Fl的可按下式计算： 如图3-3轴上作用力图3-3又有：由于np=3，故上面的计算结果均除以3 得如上图所示的受力。3.6.5轴的校核计算行星轮轴的作用力如上图所示，依据上图画出其弯矩，扭矩图如下：显而易见，I处于危险截面，按照第三强度理论计算应力：如下图 图3-4 （3-19）而I处 的直径取50mm，故经校核合格。即带有高速级的行星轮轴的尺寸如下： 图3-53.7行星齿轮减速器的均载方法3.7.1均载方法与装置 行星齿轮传动具有结构紧凑，质量小，体积小，承载能力大等优点，这些都是由于采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，实际上由于不可避免的制造误差和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮间的载荷分布是不均匀的。为了解决这个问题，近几十年，在国内外的行星齿轮传动中已出现了许多的均载机构，目前，大多数仍依靠的是机械的方法来实现行星轮间载荷均衡的目的。 目前国内外较常用的几种均载机构：1. 基本构件浮动的均载机构 中心轮的浮动，内齿轮的浮动，转臂浮动，以及 中心轮和内齿圈同时浮动等。2. 杠杆联动均载机构采用杠杆联动的均载机构，一般都设有带偏心的行星轮轴和杠杆系统。其原理是：当行星轮间的载荷不均衡时，通过杠杆系统得自动调位作用，即在不均衡的载荷的作用下使杠杆系统产生联动，而使其达到新的平衡位置，以实现行星轮间载荷分布均匀的目的。3. 采用弹性件的均载机构采用弹性件的均载机构是通过弹性件的变形使各行星轮间载荷分布均匀，其优点是零件数量较少，减振性能好；但零件的制造精度要求较高。弹性件的结构尺寸应合理选取。否则，将会影响均载效果。采用弹性件均载较常用的结构形式有：采用弹性齿轮均载，采用弹性支撑的均载。本设计中采用太阳轮的浮动，通过太阳轮和法兰的公差配合之间留有一定的间隙。当行星轮间的载荷不均匀时，由于中心轮和法兰之间有一定的间隙，这样中心轮就会自动调节最终可使各啮合作用力相等，即使各行星轮间的载荷分布均匀。这种均载的方法，结构设计上简单，可行性较强，易于实现。3.8本章小结 本章对齿轮的尺寸计算和轴的受力分析，和减速器的均载方法。第四章 其他主要构件的设计计算4.1行星架的设计与计算行星架是行星齿轮传动装置中的主要构件之一，行星轮轴或轴承就装在行星架上。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件，行星架的结构设计和制造对各行星轮间的载荷分配以至传动装置的承载能力，噪声和振动都有很大的影响。行星架的合理结构应该是：重量轻，刚性好。便于加工和装配。其常见的结构形式有：双壁整体式，双壁分开式，单壁式三种。本设计中采用的双壁分开式。行星架的主要结构尺寸可按经验公式确定：行星架的厚度：C0.5b,b为齿轮宽度。行星架外径D2a+0.8(d)e, a为中心距；(d)e，行星轮分度圆直径。如前已知：b=75 故C=0.5x75=37.5 这里取C=40mmD24.5（12+40）/2+0.8404.5=378mm这里取D=378mm。4.2轴承的选取配合与计算行星轮轴上的轴承的选取：行星轮的支撑若采用两个可以轴向调整地轴承，则其工作性能去决于轴向调整的准确性。为了减少由于制造误差和变形引起的沿齿长载荷分布不均匀，采用调心滚子轴承是很有利的，本设计中根据以往的经验采用调心滚子轴承。代号为其余尺寸为B=23，d=45，D=85由于是标准件，其他尺寸见机械设计手册4.3轴承的校核计算在已知轴承的工作条件，结构形式和给定的寿命时间（这里取10年每天8小时的工作时间）的情况下，可按额定动负荷C选择轴承：当量动负荷可按实际工作负荷的性质确定。因为行星轴承一般只承受径向负荷，轴向符合可忽略不计，所以在外载荷大小和转速不变得情况下：P=F1pF1p为作用于一个轴承上的径向负荷，可查有关资料确定。 F1p= （4-1）式中：Tx-行星架传递的转矩（N.m） a-中心距（mm） Kb-单个行星轮的轴承数； Kp-行星轮间的载荷不均匀系数，取Kp= Khp其值如前所示。然后进行寿命的校核：即按下式求出寿命系数： （4-2）经校核 ：轴承的选择合格。其他轴承：与法兰配合的轴承因为仅起支撑作用：故不需校核，根据以往的设计经验取为：型号为：和支轴上的轴承：型号为：4.4减速器机体结构设计及整体结构尺寸分析 机体结构要根据制造工艺。安装工艺和使用维护的方便与否以及经济性等的条件来决定。对于非标准的，单件生产和要求重量较轻的传动，一般采用焊接机体。反之大批生产时，通常采用铸造机体。机体的形状随传动装置的安装型式可分为：卧式，立式和法兰式等大型传动装置的机体一般要做成轴向剖分式。以便于安装和维修。铸造机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以避免产生缩孔和疏松等的铸造缺陷。 铸造机体的常用材料为灰铸铁，如HT200,HT150等，承受较大振动和冲击的场合可用铸钢，如ZG55，ZG45等，为了减轻重量也有用铝合金或其他轻金属来铸造机体。机体的壁厚可用公式： （4-3） 经过计算取机体的壁厚为： 采用卧式机体，材料为灰铸铁HT300。4.5本章小结 本章介绍了行星架的设计和轴承的选择和校核和寿命计第五章 传动效率的确定计算5.1 概述 行星齿轮的传动效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率值得大小也是不同的。对于同一种类型的行星齿轮传动传动，其效率值也可能随传动比的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率值也不相同。而且，行星齿轮的传动效率变化范围很大，其值可高达0.98低的可接近于0；甚至0,即可自锁。在行星齿轮传动中。其主要的功率损失可为如下三种：啮合齿轮副中的摩擦损失。其效率为。它是由于轮齿的齿廓滑动而引起的摩擦损失；值可以用计算的方法求得。轴承中的摩擦损失，其相应得效率为：。由于 各齿轮大都是安装在转轴上的。而这些转轴通常都是借助于轴承支撑的。轴承损失尽管也可以用计算的方法求得，但计算的误差较大，特别是 对于滑动轴承的摩擦损失的计算误差更大。液力损失，其相应的效率为。它是由于润滑油的搅动和飞溅而引起的功率损失，至今还没有针对行星齿轮传动可使用的计算公式。通常在低速的简单齿轮传动中，液力损失与啮合损失的相比要小的多，但是，对于行星齿轮传动。如果各齿轮均在油池中工作，其液力损失就要比简单齿轮传动中的液力损失大的多。所以，行星齿轮传动的总效率 = （5-1）5.2行星齿轮传动效率的计算在计算行星齿轮传动效率的方法很多，在设计计算中，较常用的行星齿轮传动效率的计算方法有下列三种：啮合功率法，力偏移法，传动比法。其中啮合功率法是最普遍的方法。 所谓啮合功率法就是利用啮合功率的概念来确定行星齿轮传动效率的一种方法。该方法是根据在行星齿轮传动与其转化机构中功率的摩擦损失相等的假设，通过转化机构中的传动效率与转化机构中的传动效率联系其俩最后求得行星齿轮的传动效率。在行星齿轮传动中，因输入件的转速的方向与输入件的转矩的方向相同，故其传递为输入功率；输出转速的方向与输入件的转矩的方向相反，故其传递的功率为输出功率。如果P=Tn中的转速n是相对于某一构件而取得，则在功率符号P的右上角应该注出该相对构件的代号。 例如：构件a的转速是相对于构件c而取得，则记为： 如果构件a的转速是相对于转臂X而取得 在此，将称为啮合功率。其方向是由转化机构的输入件流向输出件。用符号表示齿轮传动的啮合功率和传动功率之比，称为行星齿轮传动的啮合功率系数。例如：对于行星齿轮传动的中心轮a，其啮合功率系数为： （5-2）由上式可知：对于2Z-x型行星齿轮传动负号机构，即i0，可得，这表明他们的啮合功率小于传递的功率，因此，摩擦损失小于转臂固定时的准行星传动的摩擦损失。当传动比趋近于1时，则趋近于无穷大。这表明该行星齿轮传动的摩擦损失比转臂固定时的摩擦损失要大的多。5.3 2Z-X型行星减速器的效率计算 在2Z-X型行星齿轮传动中，假设和分别为行星传动中输入件和输出件所传递的实际功率。为行星齿轮传动中的摩擦损失功率。 在本设计中