锅炉用链条炉排变速器毕业设计.docx

锅炉用链条炉排变速器毕业设计目录一.绪论41.课题背景42 .发展概况53.研究手段和可行性5二.结构设计71.电动机和变速器的选择及确定72.齿轮传动设计83. 轴的设计174.轴的验算315.键的选择与强度校核356.机构传动效率计算377.变速器机座设计及其附件设计39三.三维绘图421.绘图工具422.主要零件的绘图423.变速器装配图44四.变速器的保养和维护451.变速器润滑与冷却452.润滑油的选用和方式的确定463.润滑油的使用要求474.润滑油的维护485.变速器的冷却496.变速器的各项要求50五.结论52致谢53参考文献54一.绪论1.课题背景链条炉排锅炉，是一种卧式三回程水火管混合式锅炉，在锅筒内布置一束螺纹烟管。炉膛左右二侧装有光管水冷墙。采用轻型链条炉排实现机械加煤，锅炉链条炉排传动的变速箱就是一种专用于为锅炉配套的机械传动设备链条炉排变速箱。随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高各工业部门需要大量变速器，并要求变速器向体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。变速器的种类虽多，但普通的圆柱齿轮变速器的体积大，结构笨重。而渐开线少齿差行星齿轮变速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可以用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。本次设计题目是研究和设计适用于我国锅炉特点的、体积小、重量轻、操作方便、结构简单、适用范围广的锅炉用链条炉排变速器。同时随着现代工业的发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量变速器，并要求变速器的体积小、重量轻、传动比大、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。变速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮变速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮变速器在大的传动比时，效率较低；行星变速器虽能满足以上提出的要求，但其成本较高，需要专用设备制造；而渐开线少齿差行星变速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。少齿差行星变速器是一种新型变速器，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种变速器，并已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。目前，少齿差变速器在设计和制造过程中，还存在一些问题，如输出机构精度要求较高，对大功率变速器无实践经验，一些计算方法和图表还很不完善等等。有待今后将对以上问题进一步进行实验研究，以求改进和提高。2 .发展概况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。世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用，生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动设备中获得了成功的应用。 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。 近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。3.研究手段和可行性行星齿轮除了能象定轴齿轮那样围绕着自己的转动轴转动之外，它们的转动轴还随着支架（称为行星架）绕其它齿轮的轴线转动。绕自己轴线的转动称为自转。轴线固定的齿轮传动原理很简单，在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里传入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它往外输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过。于是针对行星齿轮的特点制定途径：针对给定的零件制定出合理的机械加工工艺规程；完成相应的装配图及主要零件图设计；设计说明书的编写，包括零件图结构分析、总体方案分析及选择，设计计算过程。二.结构设计1.电动机和变速器的选择及确定1.1变速器结构型的确定根据设计任务书要求变速器选用2K-H型NN型少齿差行星轮结构。2K-H型单极传动优点较多，可以实现大传动比传动，它是一种典型的行星齿轮传动形式，由两个内齿轮副组成。具有两对中心距相同的内啮合齿轮副和双联行星齿轮，内齿轮输出。1.2电动机的选择与运动参数计算1.2.1选择电动机应综合考虑的问题 1）根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速等要求，选择电动机的类型。2）根据负载转矩、速度变化范围和启动频率程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转矩，选择电动机的功率，并确定冷却通风方式。所选的电动机功率应留有余量，负荷率一般取0.8-0.9。过大的备用功率回事电动机功率降低，对于感应电动机，其功率表数将变坏，并使电动机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。3）根据使用场所的条件，如温度、湿度、灰尘、雨水等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构类型。4）根据生产机械的最高转速的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机的额定转速。5）还需要考虑：运行的可靠性，安装检修，以及生产过程前后期电动机功率变化关系等各种因素。1.2.2电动机类型的选择对于本课题我们选取开关磁阻齿轮无极调速电动机来实现变速器的调速，电机开关磁阻电机SRD是近年来一种逐渐走进了市场的新型电机，该电机有着有别于其他电机的优势和特点，因此逐渐成为市场未来发展的主要方向，是目前与锅炉用链条炉排变速箱搭配组合的理想电动机。相比于其他电机，开关磁阻电机起动力矩大、起动电流小，可以频繁重载起动，无需其它的电源变压器，节能，维护简单，特别适用于矿井输送机、电牵引采煤机及中小型绞车等。90年代英国已研制成功300kW的开关磁阻电机，用于刮板输送机，效果很好。我国已研制成功110kW的开关磁阻电机用于矸石山绞车 、132kW的开关磁阻电机用于带式输送机拖动，良好的起动和调速性能受到工人们的欢迎。 我国还将开关磁阻电机用于电牵引采煤机牵引，运行试验表明新型采煤机性能良好。此外还成功地将开关磁阻电机用于电机车，提高了电机车运行的可靠性和效率。初步选用电机输出转速n1=750r/min，经过输入齿轮1.2的传动形成调速(Z1:Z2=1:3)Z2Z1 = n1n2 = 13 得 n2=250r/min由设计任务书要求得变速器变速范围为0.01760.219r/min可得： 传动比i=1141.55 取i=11422.齿轮传动设计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、工作条件等均相等时，行星齿轮具有自身的特点：1）体积小，重量轻，结构紧凑，传递功率大、承载能力高。2）只要适当选择齿轮转动类型就可以有很大的传动比，三个基本构件都可以传动。3）由于行星齿轮传动采用了对称分流的传动结构，有利于提高传动效率。4）行星齿轮传动运动平稳，抗冲击和振动能力较强，工作较可靠。在渐开线步齿差行星齿轮传动的设计过程中，为了避免步齿差内齿轮副轮齿间的各种干涉现象，在确定少齿差内齿轮副轮齿几何参数时，一般从渐开线少齿差内齿轮副几何参数表中选取或根据手册中给定的一系列公式计算确定 但这组几何参数选的合适与否即轮齿间是否存在干涉现象，要等到这对齿轮加工出来并进行实际啮合传动后才能确定。2.1齿数差的确定内啮合齿轮副内齿轮数与外齿轮齿数之差称为齿数差。一般14称为少齿差，=0称为零齿差。传动比i的绝对值等于行星轮齿数除以中心轮与行星轮的齿数差，齿数差愈小，则传动比i的绝对值愈大。因此为了得到较大的传动比，希望齿数差小，一般取齿数差为，动力传动。由于需要的传动比大，于是选择齿数差。2.2齿轮齿数的确定根据内齿轮 (2K-H)（I）型传动特点，齿数差，传动比的计算公式和齿轮差计算公式得出齿轮的计算式（错齿数）计算出，并取整得出各齿轮齿数如表3.1所示。表3.1 齿轮传动的传动比与齿数组合各齿轮齿数传动比错齿数齿数差616258591142312.3 齿形角和齿顶高系数一般采用标准齿形角，当齿数差时，取齿形角1425，结合标准采用。 当齿形角时，齿顶高系数ha*=1。当减小时，啮合角也减小，有利于提高效率。但太小时，变位系数太小会发生外齿轮切齿干涉（根切）或插齿加工时的负啮合。 2.4齿轮变位系数 变位系数需满足方程式： 齿轮重合度由表得使用场合一般机械汽车拖拉机金属切削机床1.41.11.21.3应满足.4Z1=61 Z2=62 ha*=1 初选m=4r1=mZ1/2+ ha*m=126mmr2= mZ2/2+ ha*m=128mm1=arcos(r1cos/ra1)=31.772=arcos(r2cos/ra2)=25.19又因两齿轮按标准中心距安装，故，=。于是a=1.65.4所以齿轮1 2不需要配合。Z3=58 4=59 ha*=1 m=4r3=mZ3/2+ ha*m=120mmr4= mZ4/2+ ha*m=122mm3=arcos(r3cos/ra3)=31.564=arcos(r4cos/ra4)=25.12因两齿轮按标准中心距安装，故，=。于是a=1.65.4所以齿轮3 4不需要配合。2.5主要设计参数的选择由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据机械设计手册机械传动选择参数并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。参见表3.4一齿差内齿轮副几何尺寸及参数。表3.4一齿差内齿轮副几何尺寸及参数（其中ha*=1，m=4，c*=0.25） /mm2.6模数的确定根据2K-H（I）型传动结构特点在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩输入滚动轴承效率，外齿轮选用40Cr调质，硬度HBS=241286。齿轮的由文献3查得弯曲极限应力B=700MPa。内齿轮选用40Cr调质后表面淬火，硬度HRC=4855,查得齿轮的弯曲极限应力。 使用系数KA，因原动机是电动机，工作机有振动，查表得使用系数KA=2.0，动载荷KV=1.4（取齿轮的传动平稳精度为8级）因YF1/FP1YF2/FP2 按外齿轮校核，因采用了内啮合和较大的正变位齿轮副，从而提高了齿面接触强度和齿根弯曲强度，且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动的模数通常是按弯曲强度决定的。也可按照结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度，因为模数最后的确定往往是受结构尺寸的限制的。硬齿面齿轮传动具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。根据齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）查得弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳应力安全系数 S=1.44）计算载荷系数查得： 使用系数 动载系数 齿间分布系数 齿向分布系数 故载荷系数5）查取齿形系数 查得： 6）查取应力校正系数查得： 7）计算并比较大小8) 计算行星轮传递的转矩T1=9550P/n（2）设计计算计算得m2.19取m=4少齿差行星传动变速器，要求整体结构小而紧凑，轴向尺寸小。因此要求齿轮的厚度很小，通常取=0.10.2，本设计中取。（3）校核齿面接触疲劳强度1）齿面接触应力式中 -材料弹性系数 -节点区域系数 K-载荷系数 -行星轮间载荷分配不均匀系数 -行星轮分度愿直径 -行星轮传递的转矩 b-齿宽 u-齿数比查得： 材料弹性系数 节点区域系数 载荷系数K=1.566 载荷分配不均匀系数 d1=248mm T1=5KNm b1=45mm 则H=32MPa2）许用接触应力查得： 接触疲劳强度极限 寿命系数 工作硬化系数 尺寸系数 安全系数S=1.05则许用接触应力因为所以满足齿面接触疲劳强度，模数m=4符合设计要求。2.7几何参数计算由表2.4确定：压力角 模数m=4 1.算第一内齿轮副=61，=62 中心距：m（Z1-Z2）/2=2mm取中心距A1=2mm分度圆直径： d1=Z1*m=244mm d2=248mm齿顶高：ha=ha*m=4mm齿轮宽度：b1=d*d1=45mm 取B1=45mm B2=45mm2.第二内齿轮副几何参数计算第一内齿轮副Z3=58, Z4=59中心距：m（Z1-Z2）/2=2mm取中心距A1=2mm分度圆直径： d1=Z1*m=232mm d2=234mm齿顶高：ha=ha*m=4mm齿轮宽度：b3=d*d3=45mm 取B3=45mm B4=45mm由于现今的各种机械设计手册大都编写了利用计算机编制的少齿差内啮合齿轮副的参数表，所以根据参考文献4选择参数并计算齿轮几何尺寸，校核各项限制系数只有特殊情况才会应用。一般情况下可直接从现成的参数表中选取所需的参数。由上面的选取和计算得出双联齿轮各项数据见表3.5所示。表3.5行星齿轮几何参数见 (长度单位：mm)名称符号第一内齿轮副第二内齿轮副外齿轮内齿轮外齿轮内齿轮齿数61625859模数4齿形角齿顶高系数1啮合角31.56啮合中心距2分度圆直径244248232236齿顶圆直径252256240244齿轮宽度45454545验算重合度 1.4跨齿数44442.8强度校核渐开线少齿差行星传动为内啮合传动，又采用正角度变位，其齿面接触强度与齿根弯曲强度均提高，且齿面接触强度远远大于齿根弯曲强度，同时又是多齿对啮合，所以内外齿轮的接触强度可不进行验算及满足要求(参见文献2第九章少齿差行星齿轮传动第6节齿轮强度计算)。只计算齿根弯曲强度，其弯曲强度条件为： 由前面计算所得满足，所以齿根弯曲强度满足。齿轮尺寸设计满足实际要求。2.9行星齿轮效果图2K-H型双内啮合行星变速器齿轮传动的特点和构造，齿轮1和3形成双联行星齿轮，双联行星齿轮大致如图结构所示。齿轮4齿轮2.3齿轮13. 轴的设计3.1轴的用途和分类轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件如齿轮、蜗轮等,都必须安装在轴上才能惊醒运动和动力的传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传动运动和动力。轴的设计包括结构设计和工作能力的计算两方面。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件的装配的困难等。轴工作能力的计算主要是指轴的强度、刚度和振动稳定性方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需要对轴的强度进行计算，以防止断裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生过大的弹性变形。3.2选择轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中敏感性较低，同时也可以用热处理或化学处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，最常用的是45钢。必须指出在一般工作温度下（低于200摄氏度）各种碳钢的弹性模量均相差不多，因此在选择钢的种类和决定钢的热处理方法时，所根据的是强度和耐磨性，而不是轴的弯曲或者扭转刚度，在既定的条件下，有时也可选择较低的钢材，而用适当增大轴的截面积的方法来提高轴的刚度。各种热处理如高频淬火、渗碳、氧化、氰化以及表面强化处理如喷丸、滚压等对提高轴的抗疲劳都有着显著的效果。应用于轴的材料种类很多，主要根据轴的使用条件。对轴的强度、刚度和其他机械性能等的要求，采用热处理方式，同时考虑制造加工工艺，并力求经济合理，通过设计计算来选择轴的材料。根据参考文献5表5-1-1轴的材料及其主要力学性能选择轴的材料为40Cr，调质热处理。具体参数见表4.1材料热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度屈服点弯曲疲极限扭转疲劳极限许用静应力许用疲劳应力40Cr调调质1003002292697005003201852801772133.3低速轴（输出轴）的设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。3.3.1初步确定轴端直径由前得输出轴上 P=0.115kw，n1=0.219r/min，T=5KNm求作用在齿轮上的力（2K-H型）（参见文献413-453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径d3=Z3*m=236mm分度圆切向力Ft=2T/d=42372.9N径向力Fr=Fttan=15422.5N法向力Fn=Ft/cos=44091.9N表4.2 轴常用几种材料的及值轴的材料15251491262035125112452545126103354511297按表4.2选取，轴的输入端直径及轴的最小直径：dmin=A03P/n =58.4mm 式(4.1）又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%8%取初选dmin=60mm。3.3.2低速轴的设计1）初步选择滚动轴承，因轴承不受轴向力，故选择深沟球轴承。最小直径d1-2=60mm右端用轴端定位，安装端盖。所以d1-2=60mm根据轴肩的高度h=（0.070.1）d2-3处安装轴承，3处为安装轴肩d2-3 =75mm预选轴承型号为6215 尺寸为，选L=62m d=75mm3-4段4处为定位轴肩 d3-4=86mm L=6mm4-5处安装轴承，5处为安装轴肩d4-5=120mm预选轴承型号为NU213E的圆柱滚子轴承尺寸为dDB=6512023，选L=42mmD=220mm,轴与内齿轮链接，具体尺寸见齿轮设计。2）根据双内啮合行星轮变速器具体结构要求，设计的输出轴与内齿圈装成一体。具体轴的外形设计如图所示。3.3.3求低速轴的载荷 低速轴用螺栓与内齿轮2链接首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图4.2图4.2轴受力简图由前得输出轴上P=0.115KW n=0.219r/min T=5KNm求作用在齿轮上的力分度圆切向力Ft=2T/d=42372.9N径向力Fr=Fttan=15422.5N法向力Fn=Ft/cos=44091.9N从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面2-3中间受载荷最大，截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面2-3中间受力，但应力集中不大，不必校核。根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力，见表4.3。表4.3轴受力分析载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计式15-5取a=0.6轴的计算应力 式（4.2）（）前已经选定轴的材料为40Cr调质，参考文献1表15-1查得=60Pa，所以，故安全。3.3.4精确校核轴的疲劳强度1)判断轴的危险截面由轴分析可知，1-2截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以1-2段截面无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面2-3中间受载荷最大，截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面2-3中间受力，但应力集中不大，不必校核。2)校核截面3左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=21600mm3 式（4.3）抗扭截面系数 Wr=0.2 d3=43200 mm3 式（4.4）截面4矩M为 式（4.5）截面W上扭矩截面上的弯矩应力 式（4.6）截面扭矩切应力 式(4.7）轴的材料为45钢，调质处理，由表3.1查得，。截面上由于轴肩形成的理论集中系数及：按参考文献1附表3-2查取，因rd=2.0/60=0.033, Dd=75/65=1.08可查得 ，。又参考文献1附表3-1查得轴的材料的敏性系数为 。故有效应力集中系数按参考文献1表附3-4为: 式（4.8） 式（4.9）由参考文献1附图3-2得尺寸系数。由参考文献1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献1附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理即。按参考文献1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为： 式（4.10）有由3-1及3-2得碳钢的特性系数：=0.10.2，取 =0.050.1取。于是计算安全系数值，按参考文献1式（15-6）（15-8）则得： 式（4.11）（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略） 式（4.12） 式（4.13）3)截面3右侧按参考文献1表15-4中公式计算，抗弯截面系数 W=0.1d3=274400mm3抗扭截面系数 Wr=0.2 d3=548800mm3 由前知弯矩M及弯曲切应力为 M=10489.25Nmm b=M/W-2.05Mpa扭矩及扭矩切应力T=657220Nmm T=T/WT=6.42Mpa过盈配合处值，由参考文献1附表3-8查出，取 。轴按磨削加工，由参考文献1附表3-4得表面质量系数0.90。故综合系数为=3.71 =2.99。所以轴在截面3右侧安全系数为：36.1616.3414.89 因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，低速轴（输出轴）设计安全可靠。3.4高速轴的设计3.4.1初步确定轴端直径由前得输入轴上P0=P/=0.142kw n=250r/min T=54.5Nm求作用在齿轮上的力，参见文献413-453受力分析与强度计算。齿轮分度圆直径d=Z1m=244mm分度圆切向力Ft=2T/d=314.3.N径向力Fr=Fttan=260.7 N法向力Fn=Ft/cos=334.5N按表4.4选取A=112，轴的输入端直径及轴的最小直径：dmin=A03P/n =23.12mm表4.2 轴常用几种材料的及值轴的材料15251491262035125112452545126103354511297又因为此段开有键槽，对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%所以d1-2=65mm3.4.2高速轴的结构设计轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。它与轴上安装的零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。1）轴肩的高度h=（0.070.1）d得到因d1-2=65mm 上加支撑轴承选取圆柱滚子轴承，预选轴承型号NU213E尺寸为dDB=6512025，初选L=33mm2-3段轴是偏心轴偏心距为2mm并安装轴承，轴承连接并联行星齿轮，初选d2-3=95mm。查齿轮数据得到双联齿轮厚度，初选L=104mm此处安装成对轴承，因为深沟球轴承径向尺寸小，有较高的径向载荷能力.。选用深沟球轴承6215 dDB=9517032得到初步确定 d2-3=95mm，L=104mm3-4段为定位轴肩选d31=109mm，d32=75mm L1=8mm4-5段要求与1-2段要求相同。5-6段连接出入齿轮2上安装定位套筒，因轴肩的高度h=（0.070.1）d，所以初步选定d=50mm，L=58mm。6-7是重要轴，主要承载通过安全离合器传输的输入力矩，轴段需要加工花健，因为dmin23.12mm，所以初选d=28mm，上有花键选d=32mm，L=110mm。 7-8段是安全离合器固定端安装段，不承受轴向力矩，轴上加工螺纹用以加装圆螺母选d=M181.5,L=60mm，螺纹长L=32mm。2）根据双内啮合行星变速器具体结构要求，设计的输入轴为偏心轴。具体轴的外形设计如图所示3）因轴承结构复杂，花键初选NdDB=628327用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轮毂配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4）参考机械设计表15-2取轴端的倒角为。轴肩上的圆角半径取R=2mm3.4.3高速轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图见图由前得输入轴上P=0.142kw，n1=250r/min，T=54.5Nm求作用在齿轮上的力（参考文献413-453受力分析与强度计算）齿轮分度圆直径d=Z1m=244mm分度圆切向力Ft=2T/d=314.3.N径向力Fr=Fttan=260.7 N法向力Fn=Ft/cos=334.5N确定轴承的支撑点位置时，参见文献1图15-23，对于所选轴承，查得，。 根据轴的结构图和弯矩图计算出轴受力分析的各个力.表4.5轴受力分析载荷垂直面水平面支反力弯矩总弯矩扭矩在进行校核时，通常只校核轴上承受对大弯矩和扭矩的截面即危险截面的强度。根据机械设计15-5取a=0.6轴的计算应力（）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献1表15-1查得=60Pa，因为，故安全。3.4.4精确校核轴的疲劳强度 1）判断轴的危险截面由轴分析可知，1-2截面只受扭矩作用，虽然有键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径强度按扭转强度较宽余考虑的，所以1-2段7,8截面无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度看，截面2和3处的过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面2-3中间受载荷最大，截面2、3相近，但截面3受扭矩，所以2截面不必校核，截面2-3中间受力，但应力集中不大，不必校核。2）校核截面3左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=85737.5mm3抗扭截面系数 W=0.2d3=171475mm3截面上的弯矩应力截面扭矩切应力轴的材料为45钢，调质处理，由表3.1查得，。截面上由于轴肩形成的理论集中系数及按参考文献1附表3-2查取，因,可查得 ，又由参考文献1附表3-1查得轴的材料的敏性系数为 。故有效应力集中系数按参考文献1表附3-4为 。由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理即按参考文献1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 有由3-1及3-2得碳钢的特性系数，取 取于是计算安全系数值，按参考文献1式（15-6）（15-8）则得（由轴向力引起的压缩应力在此处作为计算，因其甚小，故予忽略）3）截面3-4按参考文献1表15-4中公式计算，抗弯截面系数 W=抗扭截面系数 由前知弯矩M及弯曲切应力为 扭矩及扭矩切应力 过盈配合处值，由参考文献1附表3-8查出，取 轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数0.90故综合系数为=3.25 =2.62所以轴在截面3右侧安全系数为：21.758.297.75 因轴无大大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可忽略静强度的校核。至此，根据以上计算及校核结果，高速轴（输入轴）设计安全可靠。3.4.5输入轴的工作图根据以上设计、计算和校核的结构，得出轴的工作图，如图4.轴的验算滚动轴承是现代机械中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承传动零件的。滚动轴承具有摩擦小，功率消耗少，启动容易等有点。常用的滚动轴承绝大多数已经标准化，应用各种常用规格的轴承。滚动轴承的正常失效形式是滚动体或内外圈滚道上的点蚀破坏。4.1低速轴上的轴承验算低速轴2-3段轴承验算1）由上知轴2-3处预选深沟球轴承轴承型号为6215 尺寸为：，查手册得此轴承的基本额定静载荷，对于深沟球轴承，主要承受径向载荷，当量摩擦系数最小。 表5.1 载荷系数载荷性质举例无冲击或者轻微冲击1.01.2电机、汽轮机、通风机中等冲击或者中等惯性力1.21.85车辆、动力机械、起重机造纸机、冶金机械、机床强大冲击1.82.0破碎机、轧钢机、振动机械按表5.1查得载荷系数fp=1.6由以上轴的设计计算得到：分度圆切向力Ft=2T/d=42372.9N径向力Fr=Fttan=15422.5N法向力Fn=Ft/cos=44091.9N根据参考文献1表13-5差的径向动载荷系数X=1所以 当量径向动载荷P= fpXFr=5021.9 式（5.1）轴承应有基本额定动载荷 式（5.2） 所以2）轴承寿命的验算表5.2 推荐的轴承的预期计算寿命机械类型预期计算寿命不经常使用的仪器或设备3003000短期或间断使用的机械，中断使用不严重，如手动机械等30008000间断使用的机械，中断使用后果严重，如发动机辅助设备、流水作业线自动传送装置、升降机、车间吊车等800012000每日8h工作机械（利用率不高），如一般的齿轮传动、某些固定电动机等1200020000每日8h工作的机械（利用率较高），如金属切削机床、连续使用的起重机、印刷机械等200003000024h连续工作的机械，如矿山升降机、纺织机械400006000024h连续工作的机械，中断使用后果严重，如发电站的主电机、矿井水泵等100000200000根据机械的类型和工作状况，选择预期寿命为20000小时。验算轴承寿命 式（5.3） =198881h（预期寿命20000小时）4.2高速轴上轴承验算4.2.1高速轴1-2段轴承验算1）轴1-2预选轴承型号为圆柱滚子轴承NU213E尺寸dDB=6512025，查手册得此轴承基本额定静载荷C0=15200N，又中间轴上为直齿轮，轴承不受轴向力，Fa=0故取x=1，y=0，对于深沟球轴承，按表13-6查得fp=1.2齿轮分度圆直径d=Z1m=244mm分度圆切向力Ft=2T/d=314.3.N径向力Fr=Fttan=260.7 N法向力Fn=Ft/cos=334.5N根据参考文献1表13-5差的径向动载荷系数X=1所以 当量径向动载荷轴承应有基本额定动载荷C1=Ps60nLh/106所以2）验算轴承寿命=23470h（预期寿命20000小时）4.2.2高速轴2-3段轴承验算1)轴3-4预选深沟球轴承6215 dDB=9517032查手册得此轴承的基本额定静载荷C0=15200N，又中间轴上为直齿轮，轴承不受轴向力，Fa=0故取x=1，y=0，对于深沟球轴承，按表13-6查得fp=1.2径向力 =1184N = =1656N 当量动载荷 N轴承应有基本额定动载荷=137782）验算轴承寿命 =126779h（预期寿命20000小时）通过以上计算和验算，各轴承符合要求，选取正确。5.键的选择与强度校核5.1低速轴上键5.1.1键的选择平键的材料通常选45钢。根据公称直径d=70mm在轴1-2处安装圆头普通平键（A型）5.1.2 键的校核平键联接传递转矩时，联接中各零件的受力情况分析见参考文献1图6-6，对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），只要失效形式是工作面的压溃，一般不会出现键的剪断，因此只按工作面是上的挤压应力进行校核计算。对于导向平键联接和滑键联接（动联接）主要失效形式是工作面的过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假设载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联结的强度条件为 式（6.1）导向平键联接和滑键联接的强度条件为 式（6.2）表6.1键联接的许用挤压应力和许用压力 （MPa）许用挤压应力、许用压力联接方式材料载荷性质静载荷轻微载荷冲击静联接钢120-150100-12060-90铸铁70-8050-6030-45动联接钢504030输出轴（低速轴）上键的尺寸为bhL=181170 由联结条件得带入条件公式得=35.62Mpap验算合格，键可以使用。5.2输入轴上键5.2.1键的选择轴端6-7处安装选择圆头普通平键，根据d=28mm选择矩形花键NdDB=6283275.2.2 键的校核键的尺寸为NdDB=628327花键联接传递转矩时，联接中各零件的受力情况分析见参考文献1图6-6，对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），只要失效形式是工作面的压溃，一般不会出现键的剪断，因此只按工作面是上的挤压应力进行校核计算。对于导向平键联接和滑键联接（动联接）主要失效形式是工作面的过度磨损，通常按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。假设载荷在键的工作面上均匀分布，花键联结的强度条件为：=因此花键符合强度条件。6.机构传动效率计算6.1行星机构的啮合效率计算内齿轮固定时 式中为一对内啮合齿轮的效率当时 当时 当时 当时 当时 当时 齿廓摩擦因素；内齿轮插齿，外齿轮滚齿或插齿时取，取0.09 则 行星机构的啮合效率 HV=0.866.2输出机构效率计算内齿轮固定时 式中为转化机构中输出机构的效率浮动盘输出机构 用滚动轴承时，取则WHV=0.856.3轴承的效率计算浮动盘输出机构 滚动轴承摩擦因数，深沟球轴承取滚动轴承内径齿数差，则B=0.82366.4 总效率计算代入参数后，得总效率为 =HVWHVB=0.737.变速器机座设计及其附件设计7.1机座机座是行星变速器的重要组成部分，它是传动零件的基座，应具备足够的强度和刚度。变速器通常使用灰铸铁制造。其结构和尺寸大小，决定于安装内部或者外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时应使安装的零件和部件便于装拆与操作。为了增强机座采用灰铸铁（HT200）制造，采用铸造工艺，机座由底座和机体组成，机体做成圆壁，行星减速机座尺寸按资料查参考文献3表17-50和设计需要得到行星变速器机座主要结构尺寸如表7.1所示。 表7.1 机座主要结构尺寸名称具体尺寸mm机座总高度30机座顶端壁厚30机座凸缘厚度30机座总长度600地脚螺钉直径40地脚螺钉数目4左轴承端盖螺钉直径6左轴承端盖螺钉数目6窥视孔盖螺钉直径14油标尺孔直径40筋板厚度15轴承端盖外径190底座长度329底座高度30底座宽度2807.2附件设计和尺寸选择7.2.1轴承盖设计根据参考文献39-5变速器附件设计，选择凸缘式轴承盖材料为HT150。输入轴处安装轴承盖，根据轴承外径D=45mm，选择螺钉直径初选 开槽螺钉数目6。输出轴D=65mm处，安装螺钉 数目6材料为45钢。7.2.2检查孔及其盖板为了检查传动零件的啮合情况，接触斑点，侧隙并向箱体内注入润滑油，在箱体能直接观察到齿轮啮合部位的位置设置检查孔。 根据结构要求和安排的合理性，选择窥视孔和窥视盖的尺寸，安装窥视孔螺钉M6。数目为4个。7.2.3通气器变速器工作时，机座内温度升高，气体膨胀，压力增大。为使箱内受热膨胀的气体能自由地排出，以保证机座内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，在机座顶部装设通气器。通气器安装在窥视孔上。7.2.4 定位销为了精确地加工轴承座孔。并保证每次拆装后轴承的上下半孔始终保持加工时的位置精度，在精加工轴承座孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装定位销。7.2.5 油标尺为了检查变速器内油池油面的高度，以保证油池内有适当的油量，在机体便于观察，油面较稳定的部位装设油标尺。7.2.6 放油螺塞及封油垫换油时，为了排出污油和清洗剂，在箱体底部，油池的最低位置处，开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住，放油螺塞和箱体接合面加防漏用的垫圈。采用管螺纹六角螺塞。螺塞材料为Q235 经发蓝处理。封油垫材料为耐油橡胶。 放油螺塞7.2.7 密封件的选择为了固定轴系部的轴向位置并承受轴承载荷，轴承座孔两端轴和盖封闭，在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。根据变速器密封要求高密封，选择J型无骨架橡胶油封。在输出轴2处和输入轴2-3 处安装油封：耐油橡胶I-1，J型无骨架橡胶油封：J型油封457515橡胶I-1型油封7.2.8整体装配效果三.三维绘图根据变速器的结构设计参数，对变速器进行三维绘图。1.绘图工具UG（Unigraphics NX）是Siemens PLM Software公司出品的一个产品工程解决方案，它为用户的产品设计及加工过程提供了数字化造型和验证手段。