立式辊磨机慢速传动装置设计

河南理工大学万方科技学院本科毕业论文摘 要立式辊磨机是一种借助于悬挂在梅花架上的磨辊，绕着垂直中心轴公转，同时又绕自身轴线作自转，对着磨盘作相对运动，以挤压和磨削的方式将置于盘与棍之间的物料磨碎。辊磨机包括机体、分级装置、给料装置、出料装置、进风装置、传动装置和辅助传动装置等，立式辊磨机辅助传动装置设计是其中重要的组成部分，因而对辊磨机的维护非常重要。本设计研制立式辊磨机辅助传动装置设计，针对目前国内尚无加工大直径、高精度辊磨机，而研究开发的低成本、全自动、大直径化的辊磨设备。首先结合设备的机械主题结构特点和工作原理，制定主要技术指标，依据主要技术指标进行辅助传动装置的划分和设计；其次，根据要求进行星齿轮减速器的设计和制动器的选用，行星齿轮主要应用于矿山机械；最后，通过各项技术指标的检测和效验，辅助传动装置的设计符合技术指标和设计要求。立式辊磨机辅助传动装置的设计，为机器维护和检修时所需的极低转速提高了可能性，从而使整个机器的设计更具人性化。关键词：辊磨机 辅助传动装置 行星齿轮减速器 操纵离合器 AbstractVertical roller mill is a means of hanging shelves roller plum, revolution around the vertical central axis, while for rotation around its axis, facing the disc for the relative motion to extrusion and grinding way will be placed between the plate and stick material grinding.This tumbling mill includes engine body, grading plant, feeding device, discharge device, air intake device. gear device, auxiliaries gear device, etc. Whats more, the auxiliaries gear of vertical tumbling mil is the important component part. so the maintenance of this tumbling mil also becomes important.This design is the auxiliaries gear vertical tumbling mill. Since the shortage of major diameter and high accuracy tumbling mill, the design developed this low-cost, full-automatic and major diameter tumbling mil equipment.First, according to the features and principle of this equipment, this design make out the main technical index which give the help to the division and design of uxiliaries gear device. Second, in the light of request, this design carry out the design of the planetary reducer which mostly apply to mining machinery and the selection of the brake. Last, through the test and efficacy of all technical index, this design meet the design request and the technical index of auxiliaries gear device. The design of the auxiliaries gear of vertical tumbling mil offers the high possibilities of nessary extra-low speed during the maintenance and overhaul. Hence, the design of the whole equipment becomes more humanity.Key words: roller mill auxiliary drive planetary reducer manipulated clutch 85目录前 言11 绪 论31.1 滚磨机设备现状31.2 慢速传动装置的工作原理42 行星齿轮减速器低速级设计52.1 齿轮的选定52.2 低速级设计计算62.3 几何尺寸计算102.4 啮合要素验算122.4.1 g-b传动端面重合度122.4.2 a-g传动端面重合度132.5 啮合效率计算142.6 齿轮强度验算152.6.1 a-g传动152.6.2 g-b传动312.7 主要构件的设计计算372.7.1 行星架的设计与计算372.7.2 齿轮的设计与计算422.7.3 基本构件和其支撑构件的设计与计算492.7.4 行星减速器机体结构532.8 均载方法与装置562.9 行星齿轮减速器的润滑与冷却592.10 主要零件的技术要求643 操纵离合器的设计693.1 牙嵌离合器的结构特点和工作原理693.2 失效形式及其设计计算703.2.1 牙嵌啮合自锁条件703.2.2 齿根抗弯强度条件713.2.3 牙齿工作面挤压强度条件723.2.4 其他设计参数及尺寸计算733.3 推杆装置的设计74结 束 语75致 谢76参考文献77前 言毕业设计是立式辊磨机辅助传动装置设计，它是学生修完大学教学计划所规定的全部基础课和专业课，结合运用所学的知识，与实践相结合的重要实践性教学环节。它是大学生生活的里程碑，是大学生活的一个总结，是我们结束学生时代，踏入社会，走上工作岗位的热身训练，是对我们学习能力的一次重要的检验。1、毕业设计的意义和目的通过本次毕业设计，可以达到以下的目的和意义：1）设计立式辊磨机辅助传动装置是一次和所学专业的一次紧密结合的学习训练，增加了动手能力。2）通过毕业设计的实践演练环节的训练，复习、巩固、深化所学专业知识，使学生对整体机械结构的设计有深度的认识。3）培养学生综合运用所学专业基础知识，理论实践相结合，独力思考、独立完成设计任务的能力。4）通过毕业设计提高自己在实际工作中发现问题、提出问题、分析问题、解决问题的能力，为以后搞科研打下坚实的基础。5）通过毕业设计实践，熟悉国际、国家、行业标准；提高自己设计计算、查阅文献、编辑技术文件、绘图、制表等多方面的能力为以后工作做好准备。2、毕业设计的内容和要求本次毕业设计的主要内容是 立式辊磨机辅助传动装置设计。具体内容和要求如下：1）根据要求确定传动方案，收集相关资料，做好设计前的准备工作。2）行星齿轮减速器的设计。3）查相关标准，进行各种零件的选用。4）进行各种计算及校核。5）绘制装配图和主要零件图。6）编制一份设计说明书。3、程序和时间安排毕业设计是实践性教学的重要环节，由于时间的限制，本次毕业设计，具体分以下几个阶段：1）实习阶段：通过毕业实地调查、研究、收集相关资料，掌握机械设计的一般步骤，了解传动装置的结构、工作原理和设计的基本要求，两周时间。2）制定方案、总体设计阶段：拟定传动方案，两周时间。3）计算和技术设计阶段：设计减速器和离合器，绘制图纸，整理设计说明书，五周时间。4）答辩阶段：准备答辩，修改错误，对整理好设计，两周时间。1 绪 论1.1 滚磨机设备现状立式滚磨机是一种高效的细磨设备，可广泛应用于各种金属矿石，尤其是附加值较高的稀有金属矿石。还适宜于各种纤维材料的破碎，在造纸、制糖、医药化工等领域有广泛的应用前景。滚磨机在非生产操作和维护检修工作中，往往需要准确地停留在某一位置。如更换或紧固磨皮螺栓，打开或封闭人孔门，补辊或清辊，更换或修补进料器，磨盘等。由于设备功能不完善，没有慢速传动装置，要达到准确的停留位置，即使是非常有经验的操作工，也要反复启动几次甚至十几次主同步机才能达到目的。由于滚磨机频繁的带负荷启动导致发生了大量的机械电气故障：(1)传动齿轮磨损断裂；(2)齿形联轴器打齿，螺栓联接松动断裂失效；(3)长轴及传动轴滚动轴承寿命短；(4)空心轴瓦润滑不良，磨损烧瓦；(5)同步机绝缘老化或烧膛。为完善设备功能，减少上述故障的发生，我们进行了本次的设计课题。仅希望于自己的设计内容能够使那些需要对滚磨机或是其他大型设备改进完善的厂家作参考，以期设备的寿命能够达到理想的要求。1.2 慢速传动装置的工作原理图1-1 滚磨机慢速传动装置安装示意图l 电动机；2齿形联轴器；3行星式齿轮减速器；4 操纵机构；5牙嵌式离台器如图1-1所示，本装置安装在滚磨机主电动机的输入端。电动机1用齿形联轴器与行星式齿轮减速器3的高速轴联接，低速轴上安装带操纵机械的牙嵌式半离合器。通过操纵机构4与传动轴上固定的另一个半离合器结台，电机启动机构运行，带动主电动机和主减速器，从而使得滚磨机的磨盘转慢速转动。2 行星齿轮减速器低速级设计辅助电动机型号：Y180L-8辅助电动机功率：P =11kw辅助电动机转速：n =750r/min辅助工作时磨盘转速：n =0.30.5r/min主电动机总传动比i =23.02,单向运转，负荷较平稳，要求使用寿命不低于14年已知数据如上所示，本设计主要完成的任务是行星齿轮减速器低速级和操纵离合器及底座的设计计算。2.1 齿轮的选定1. 太阳轮和行星轮材料为20CrNi2MoA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为5761HRC试验齿轮齿面接触疲劳极限=1450Mpa;试验齿轮齿根弯曲疲劳极限 太阳轮=400Mpa;行星轮=400=280Mpa(对承载荷)齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。 2内齿圈 材料为42CrMo,调质处理，硬度为262302HB 试验齿轮的接触疲劳极限=750Mpa; 试验齿轮的弯曲疲劳极限=280Mpa; 齿形的终加工为插齿，精度为7级。 2.2 低速级设计计算 1.各级传动的传动比i减速器的总传动比，本设计取=71。根据值，采用二级行星减速器，其传动原理方案图如图2-1所示。当传动比较大时采用两级或多级传动，首先要进行的工作就是传动比的合理分配，在没有特殊要求的情况下，可参照下面经验方法分配各级传动比：(取=71)则高速级传动比 图2-1 传动方案高速级采用中心轮a1和行星架H1浮动而内齿轮b1固定的结构；低速级采用仅中心轮a2浮动的结构。2 .行星轮数目取=33. 载荷不均衡系数低速级采用太阳轮浮动的均衡机构，取4. 配齿计算根据经验和设备能力，取，则太阳轮齿数内齿圈齿轮行星轮齿数取， 整数，满足装配条件。5. 齿轮模数m和中心距a首先按下式公式，计算太阳轮分度圆直径：式中 u 齿数比为；使用系数为1.25；算式系数，对于一般钢制齿轮，直齿传动=768；综合系数为2.0；T 太阳轮单个齿传递的转矩T=589.3（）其中高速级行星齿轮传动效率，取=0.98齿宽系数暂取=0.60 =1450Mpa代入mm=96.3mm97mm模数 m=4.22 ，取m=5则 =m(+)=mm ，取a=182mm。注意这里0.025，b=0.6=69mm,取b=70mm。6. 计算变位系数1) a-g传动啮合角因= cos20=0.929366328所以=21.66374835=21变位系数和 =（+） =（23+49） =72 =0.416157541中心距变动系数 y=齿顶降低系数分配变位系数：因=0.4160.5 ，所以取=-=0.416-0.416=02) g-b传动啮合角因 =,式中=代入 =所以=21.66374835=21变位系数和 =（） =（121-49） =72 =0.416157541中心距变动系数y =齿顶降低系数分配变位系数：因，所以 2.3 几何尺寸计算 分度圆 d=齿顶圆 齿根圆 基圆直径 齿顶高系数： 太阳轮、行星轮 内齿轮 顶隙系数： 内齿轮 ；太阳轮、行星轮代入上组公式计算：太阳轮d=5mm行星轮d=5mm内齿轮d=5齿宽 受机床加工范围限制，取b=，则取2.4 啮合要素验算2.4.1 g-b传动端面重合度1.顶圆齿形曲率半径=行星轮 = =54.6401内齿轮 = =97.462. 断面啮合长度= =24.36703.端面重合度 =1.652.4.2 a-g传动端面重合度 1.顶圆齿形曲率半径=太阳轮 = =35.2280行星轮 = =54.64012.断面啮合长度=式中 号，正号为外啮合，负号为内啮合； 端面节圆啮合角，直齿轮 =21则： =22.68123.端面重合度=1.53662.5 啮合效率计算 该级齿轮副为内齿轮固定，太阳轮为主动轮；行星架、转架为从动件，则转化机构效率为=1- 式中 行星架固定时传动机构中各齿轮副啮合损失系数之和：=+=f=0.013式中、分别为太阳轮、行星轮、内齿轮的齿数；f 系数，与两齿轮齿顶高有关，当 （法向模数）时，f=2.3，当=（1.0-1.8）时，f=3.1；u 啮合接触摩擦系数，推荐取0.06-0.10；“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。所以 则行星传动啮合效率为 =0.989其中2.6 齿轮强度验算2.6.1 a-g传动1.确定计算负荷名义转矩： 太阳轮 行星轮 名义圆周力：太阳轮 行星轮 2.应力循环次数N太阳轮a循环次数 N行星轮g循环次数 其中 式中 太阳轮相对于行星架的转速（r/min）；t 寿命期内要求传动的总运转时间（h）；t所以 N次次3. 确定强度计算中的各种参数1）使用系数根据对滚磨机使用负荷的实测与分析，取=1.25表6-1 使用系数 （2）动载荷系数 太阳轮和行星轮加工精度为6级，查图6-1得：0.987图6-1 动载系数（3)齿向载荷分布系数、=式中 计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图6-1查得=1.16（）计算接触强度时的跑合影响系数，由图查得=0.（v=0.3396m/s,HBS2450）由图6-1查得=1.15（）计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图查得=0.82（v=0.3396m/s,HBS2450）与载荷系数有关的系数，=0.07与载荷系数有关的系数，=0.85= =（4）齿间载荷分布系数、 因，精度为6级， 齿面直齿轮，由表6-2查得=1表6-2 齿间载荷分布系数、（5）节点区域系数 可查图6-2或按下式计算= =2.387899式中 直齿轮，断面节圆啮合角，直齿轮=，端面压力角，直齿轮=图6-2 =的节点区域系数（6）弹性系数由表6-3(a)查得=189.8（钢-钢）表6-3 (a) 弹性系数（7）载荷作用齿顶时的齿形系数 根据=23和=0.416;=49和=0，由和图6-3(b)查得，=2.48（8）载荷作用齿顶时的应力修正系数由图6-3(c)查得: ,（9)重合度系数 、 =0.25+（10）螺旋角系数、可查图6-4或按下式计算：因，得 ； =1- ，得=1 图6-3（b） 载荷作用齿顶时的齿形系数4. 齿数比u图6-3(c) 载荷作用齿顶时的应力修正系数图6-4 螺旋角系数5. 计算接触应力的基本值太阳轮 =562.14Mpa行星轮 =385.13Mpa6. 接触应力太阳轮单对齿啮合下界点接触应力：= = =660.96Mpa行星轮单对齿啮合下界点接触应力= = =452.83Mpa7. 弯曲应力的基本值太阳轮弯曲应力基本值：= =147.99Mpa太阳轮弯曲应力基本值：= =144.31Mpa8. 齿根弯曲应力太阳轮弯曲应力:=216.80Mpa行星轮弯曲应力： = = =211.41Mpa9. 确定计算许用接触应力时的各种系数（1)寿命系数由太阳轮和行星轮的寿命查图6-5得：=0.8，=0.74图6-5 寿命系数（2）润滑系数因和，由图6-6查得=1.03图6-6 润滑系数（3）速度系数因v=0.3396m/s和，由图6-7查得=0.96图6-7 速度系数（4）粗糙度系数因和齿面，由图6-8查得=0.9图6-8 粗糙度系数（5）工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面，由图6-9查得=1.0图6-9 工作硬化系数（6）尺寸系数由图6-10查得=0.96图6-10 尺寸系数10. 许用接触应力太阳轮许用接触应力 = =1450 =991.01Mpa行星轮许用接触应力 = =1450 =916.69Mpa11. 接触强度安全系数太阳轮接触强度安全系数=991.01/660.96=1.5太阳轮接触强度安全系数= / =916.69/452.83=2.02根据以上计算结果，外啮合a-g传动的接触强度满足其强度要求。表6-4 最小安全系数、12. 确定计算许用弯曲应力时的各种系数（1）试验齿轮的应力修正系数 =2.0（2）寿命系数 由寿命查图6-11得=0.95，=0.96图6-11 寿命系数（3）相对齿根圆角敏感系数由,查图6-12得：=1.12, =1.03图6-12 相对齿根圆角敏感系数（4）齿根表面状况系数 查图6-13得：=0.99图6-13 齿根表面状况系数（5）尺寸系数可查图6-14或按下式计算：=1.05-0.01m=1.05-0.015=1图6-14 尺寸系数13. 许用弯曲应力太阳轮许用弯曲应力= = =843.35Mpa行星轮许用弯曲应力=547.55Mpa14. 弯曲强度安全系数太阳轮弯曲强度安全系数 =/ = 843.35/ 216.8= 3.89行星轮弯曲强度安全系数 = / =547.55/211.41= 2.59根据以上计算结果，外啮合a-g传动的抗弯强度是满足强度要求的。2.6.2 g-b传动1.名义切向力=10248.7N2.应力循环次数NN次式中 太阳轮（内齿轮）相对于行星架的转速（r/min）=-=750/71r/min=10.56r/min3.确定强度计算中的各种参数（1）使用系数根据对滚磨机使用负荷的实测与分析，由表1取得=1.25（2) 载荷系数根据 由图6-1查得（7级精度）：=1.02（3)齿向载荷分布系数、=式中 计算接触强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图得=1.14计算接触强度时的跑合影响系数，由图查得=0.28 计算弯曲强度时运转初期（未经跑合）的齿向载荷分布系数，由图查得=1.15 计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图查得=0.43与载荷系数有关的系数，=0.7与载荷系数有关的系数，=0.85则 = =（4）齿间载荷分布系数、因，精度为7，非硬齿面直齿轮，由表6-2查得 =1.0（5）节点区域系数 可查图6- 2或按下式计算 = =2.387899式中 直齿轮，断面节圆啮合角，直齿轮=，端面压力角，直齿轮=（6）弹性系数由表6 -3查得=189.8（钢-钢）（7）载荷作用齿顶时的齿形系数根据=121和=0.416，由图6-3（a）查得 =2.14（8）载荷作用齿顶时的应力修正系数由图6-3（b）查得: =1.83（9)重合度系数、= =0.25+（10）螺旋角系数、可查图6- 4或按下式计算：因，得 ；=1- ，得=14.齿数比u5.计算接触应力的基本值=152.33Mpa6.接触应力= =174.57Mpa7.弯曲应力的基本值= =80.85Mpa8.齿根弯曲应力=108.23Mpa9.确定计算许用接触应力时的各种系数（1)寿命系数由内齿轮寿命查图6- 5得：=0.97（2）润滑系数因和，由图6- 6查得=1.03（3）速度系数因v=0.3345m/s和，由图6-7查得=0.81（4）粗糙度系数因和齿面，由图6- 8查得=0.80（5）工作硬化系数因内齿轮齿面硬度为280HBS，由公式或图6-9得=1.11（6）尺寸系数由图6-10查得=0.9610.许用接触应力 = =750 =522.44Mpa11.接触强度安全系数 =522.44/174.57=2.99根据以上计算结果，内啮合b-g传动的接触强度满足其强度要求。12.确定计算许用弯曲应力时的各种系数 （1）试验齿轮的应力修正系数 =2.0 （2）寿命系数 由寿命查图6-11得 =0.96 （3）相对齿根圆角敏感系数 由,查图6-12得：=1.01 （4）齿根表面状况系数 ，由图6-13查得=0.925 （5）尺寸系数 可查图6-14或按下式计算： =1.03-=1.03-0.00613.许用弯曲应力 = = =502.25Mpa14.弯曲强度安全系数 = / = 502.25/108.23 =4.64根据以上计算结果，内啮合g-b传动抗弯强度是满足强度要求的。2.7 主要构件的设计计算2.7.1 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、噪声和振动等有很大影响。行星架的合理结构应该是重量轻、刚性好、便于加工和装配。其常见结构型式有双壁整体式、双壁分开式和单臂式三种。双壁整体式行星架的刚性好。这种结构如果采用整体式锻造则切削加工量很大，因此可用锻造和焊接方法得到结构和尺寸接近成品的毛坯，但应注意消除铸造或焊接缺陷和内应力，否则将影响行星架的强度、加工质量及使用时可能产生变形。图7-1双侧板整体式转架双壁整体式行星架的两个壁（或称侧板），通过中间的连接板（梁）联结在一起，连接板的数量和尺寸与行星轮数有关。两侧板壁厚，当不装轴承时可按经验选取：。尺寸应比行星轮外径大10mm以上，即。连接板内圆半径按确定，此处按，求得=172mm（R=215mm）。两壁之间的扇形断面连接板（按梯形计算断面几何因素）如图所示，其惯性中心所在半径按式计算为：按所给经验数据拟定的行星架尺寸，不必做强度计算，所以在此只计算其变形。连接板相当于固连在两侧板之间的双支点梁，在行星轮轴的作用力作用下，连接板和侧板都产生变形。为侧板的内力素。因两侧板近似相等，相对切向变形的柔度按下式计算。式中各参数计算如下：a.圆周上的切向力行星轮轴对侧板的作用力按式b.弹性模量EZG45铸钢，E=2.02c.连接板节距d.连接板长度e.侧板有效长度按，=401.9-100=301.9mm，由图得：=1.2f.连接板有效长度由图查得：=1.13g.侧板惯性矩=h.侧板断面积=i.圆盘形侧板形状系数由，查得：， j.对侧板变形的影响系数由，由式得： =827.9k.连接板惯性矩=4207270 l.连接板断面积=4980m.连接板侧面形状系数由，查图得：n.连接板形状系数凸四边形，对于广泛采用的连接板的尺寸比的，其形状系数可取o.对连接板变形影响系数由相应的公式得： =6.52当行星架两侧板等刚度时，相对切向变形的柔度按下式计算： = =1.01故 行星架柔度的许用极限值，可用由行星架变形而引起的行星轮轮齿相对于中心轮轮齿的歪斜角的大小来评定（两侧板相对切向位移引起行星轮啮合面上的轮齿歪斜角按下式计算）：=8.2在NGW型传动中，由于行星架变形而产生的轮齿歪斜角，可以补偿因太阳轮扭转变形而产生的沿齿长方向的载荷集中现象。所以的大小以不超过太阳轮扭转变形引起的轮齿歪斜角为宜。2.7.2 齿轮的设计与计算行星传动中的齿轮，除计算轮齿的承载能力外，尚需进行结构设计和轮缘的强度与刚度计算。齿轮的结构设计受轮系类型、传动比大小、载荷特点、总体结构和尺寸的影响，特别是载荷方式在很大程度上决定了齿轮的结构形式。反过来，齿轮的结构、尺寸、支撑方式、强度和刚度又严重地影响行星传动的尺寸、承载能力、使用寿命和工艺性。因此，对合理设计特定场合下齿轮的结构，以及对轮缘进行有一定可靠程度的强度和刚度计算应给予足够的重视。下面将分别介绍外啮合中心轮、内啮合中心轮和行星轮的结构设计和轮缘计算。1.外啮合中心轮（太阳轮）（1）结构设计用齿形联轴器浮动的太阳轮，可以是一端带浮动的外齿轮。在行星传动中，通常有三个以上的行星轮对称布置，太阳轮上的横向力，在有均载措施的情况下，基本上是平衡的，即。所以太阳轮的轴不存在弯曲强度问题。（2）柔性轮缘的强度计算现以带有布置在中部的浮动内齿的太阳轮为代表进行强度计算。这种太阳轮可归结为受内外载荷的封闭圆环，其截面参数如图所示。其弯曲半径与截面厚度之比，属于大曲率圆环，弯曲中性层不通过重心，相距为e。由，初定，h=10mm。相当断面的惯性矩为： 式中、为不计轮齿时实际断面对ox轴的惯性矩和断面面积，；a为系数，；为不计轮齿时的断面厚度；m为齿轮模数当量截面的宽度取为轮缘的实际宽度b，其高度h、面积S、截面系数W分别为： W此时，轮缘断面的曲率半径为，式中，即，求得：，=为太阳轮圆周力的力臂，对于直齿轮：， 截面上承受最大、最小应力处到截面重心的距离为和： =4.3mm, =h-=10.71-4.3=6.41mm太阳轮轮缘强度计算：外载荷 = 危险断面的弯矩和轴向力： =-1335.9=33.8=461.7=-50弯曲应力：轮缘外侧 =206 N/mm=（其中 离心力引起的应力）轮缘内侧：=1173N/mm= =-405N/mm（3）变形计算太阳轮较小，有较大的刚性，只有当时才可能有较大的柔度，故一般可不做计算。 2. 内啮合中心轮（内齿轮）（1）结构设计不旋转也不浮动的内齿轮常用平键、圆销或螺栓联接装在机体上，且与机体有精确的定位配合。有时为了保证制造精度，直接把内齿轮加工在机体上，这时机体的材料就按齿轮的要求确定。旋转和不旋转的内齿轮可做成薄壁带孔结构的，以增加柔性，起缓冲和弹性均载作用。总之，内齿轮的结构与安装方式和均载机构类型有关。另外，还必须考虑插齿的工艺因素，插齿退刀槽宽度，插齿刀最小外径。（2）强度计算由于内齿轮与太阳轮内、外侧受载刚好相反，力因素的公式仅是一个正、负号之差。（3)柔度计算内齿轮的直径大、壁厚，特别是当有意做成薄壁柔性构件时，在外载荷作用下会产生可观的变形。在一般情况下可分为圆环平面内的变形和垂直于圆环平面的变形；在直齿轮中，如果忽略轴向定位产生的轴向力和浮动齿套歪斜产生的轴向分力，可以认为是平面变形。变形的大小与载荷大小、行星轮数、截面性质，以及由这些因素决定的变形性质有关。而柔度仅与、截面性质和变形特点有关。当行星轮数减少、变形谐波数增多时，轮缘柔度显著增大，在较小的载荷作用下就可在截面1内和截面2内产生方向相反的较大的变形。行星传动开始运转时，由于制造误差，使得参与啮合的行星轮数较少，就属于此种情况。这种客观的变形可促使未啮合的行星轮及时参与啮合，收到柔性均载的效果。可见合理的内齿轮轮缘截面和尺寸，对于提高行星传动的承载能力很有好处。3.行星轮（1）结构设计行星轮多做成中空的齿轮，以便在内空中装置行星轮轴或轴承。为减少行星轮之间的尺寸差，可将同一传动中的行星轮成组一次加工。直齿和斜齿行星轮依靠轴承或齿轮端面作轴向定位；人字行星轮的轴向定位由啮合本身保证，无需另加轴向定位。若设计整体式的人字齿轮，中间应留有退刀槽。退刀槽的宽度b可由图查取。（2）强度计算行星轮也属于大曲率圆环。当轴承装在行星轮内时，其轮缘减薄，若时，在载荷作用下有较大变形。这里按所示截面形式，设想轴承中反力按余弦规律分布，作一简化计算。初选 。参照太阳轮计算过程，相当断面的惯性矩为式中 、不计轮齿时，实际断面对ox轴的惯性矩和断面面积 a 系数，按经验公式确定： 不计轮齿时的断面厚度； m齿轮模数截面的弯曲半径为，行星轮轮缘强度计算：外载荷 危险断面的弯矩 =-44322=-1572.5N=44322=643.5N危险断面的轴向力=44322=34076N轮缘外侧弯曲应力=46.7=-79.52.7.3 基本构件和其支撑构件的设计与计算结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轮轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架制成一体，其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮与高速级行星架通过双联齿轮联轴器联接，以实现太阳轮浮动。1 行星轮轴和输出轴直径（1）行星轮轴直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷。危险截面（在跨度中间）内的弯矩：M=192163.13（m） 行星轮轴采用45号钢调制，考虑到可能的冲击振动，取安全系数；则许用弯曲应力故行星轮轴直径 出于轴承润滑考虑，行星轮轴将采用中空结构。故直径放大50%，取。实际尺寸将在选择轴承时最后确定。 （2）输出轴直径 在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端上安装膜片盘式联轴器时（水泥磨机的典型结构），则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo合金钢，其许用剪切应力，即求出输出轴伸出端直径 式中 输出轴转矩；、分别为高速级和低速级传动的效率，取=0.982. 选择轴承（1）行星轮轴承 在行星轮轴承内安装两个轴承，每个轴承上的径向=/2=10248.7N在相对运动中，轴承外圈以转速旋转。轴承选择：根据式（取）查表7.2.23-表7.2.26得：，=根据表7.2.29 ；查表7.2.31得 查表7.2.80，选用轴承的型号是NU1013,能满足要求。其基本尺寸为：，D=170mm，B=28mm。并把行星轮轴直径增大到。校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：= （mm），式中m行星轮模数（mm）； =，即=55.5，满足条件。由于行星轮宽度，因此两个轴承之间安装一厚度为20mm的隔离止动环。图7-2行星轮支撑结构（2）输出轴轴承由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所以轴承的尺寸应由结构要求来确定。输出轴端，轴颈，由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了保证低速级太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮缘中的孔，故轮缘孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径和联轴器的外径（用以联接高速级行星架输出轴和太阳轮）。故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6330型，其尺寸。 2.7.4 行星减速器机体结构 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，在大批生产时，通常采用铸造机体。机体的形状随传动装置的安装型式分为卧式、立式和法兰等。大型传动装置的机体一般要做成轴向剖分式，以便于安装和检修。本设计通常采用铸造机体，机体的形状随传动装置型式设计为卧式。铸造机体应尽量避免壁厚突变，减小壁厚差，以免产生缩孔和疏松等铸造缺陷。铸造机体的常用材料为灰铸铁，选用HT150。铸造机体的特点是能有效地吸收振动和降低噪声，且有良好的耐腐蚀性。机体的强度和刚度计算很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸。有关尺寸的确定见下面所示：机体壁厚 由尺寸系数,查表得=25mm前机盖壁厚 =0.8=0.8后机盖壁厚 =25mm机盖法兰凸缘厚度 =1.25d=1.25加强筋厚度 =25mm加强筋斜度 机体宽度 B 齿轮宽度=4.5，取B=360mm机体内壁直径 D 按内齿轮直径及固定方式确定，取D=635mm机体机盖紧固螺栓直经 =0.9=0.9轴承端盖螺栓直径 底脚螺栓直径 d 机体底座凸缘厚度 h 地脚螺栓孔的位置 观察孔盖螺栓直径 0.8油标尺结构尺寸 螺纹 ，：M16mm ,通气塞尺寸 ：M， ， ，排油塞采用装入磁性材料心棒的磁性油塞，以吸附润滑油中的铁素磨粒。铸造吊钩尺寸 ，行星齿轮传动的体积比较小，因而散热面积也比较小，虽然有些传动（如NGW型）的效率很高，但当速度较高、功率较大时，工作油温常常很搞。为了增大散热面积，要在机体外表面作出散热片。散热片的尺寸如下： 对于小功率传动装置，可以采用与机体壁板弹性模数不同的材料作为连接板。不论哪一种机体，在同一轴线上的镗孔直径最好相同或直径阶梯式地减小，以简化加工工艺、提高加工精度。2.8 均载方法与装置 在保证各个零部件有较高制造精度的同时，在设计上采用能够补偿制造、装配误差以及构件在载荷、惯性力、摩擦力或高温下的变形，使各行星轮均衡分担载荷的机构是十分必要的。采用这种使行星轮分担载荷的机构是实现均载既简单又有效的途径。这种机构叫做均载机构。NGW型行星传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构，主要使用于具有三个行星轮的行星传动。它是靠基本构件(太阳轮、内齿圈或行星架)没有固定的径向支撑，在受力不平衡的情况下作径向游动（又称浮动），以使各行星轮均匀分担载荷。这种均载机构的工作原理如图8-1所示。由于基本构件的浮动，使三种基本构件上所承受的三种力、各自形成力的封闭等边三角形（即形成三角形的各力相等），而达到均载的目的。由于制造误差和浮动构件自重等影响，实际上不是等边三角形而是近似等边三角形，因而引入了载荷不均匀系数。使基本构件浮动的最常用方法是采用双联齿轮联轴器，一般情况下有一个基本构件浮动，即可起到均载作用，采用两个基本构件同时浮动时，均载效果更好。均载机构既能降低载荷的不均衡系数，又能降低噪声、提高运转的平稳性和可靠性，因而得到广泛的应用。载荷均匀分布 等边的力三角形 载荷分布不均匀图8-1均载分布基本构件浮动常采用的方法是将构件与可移式联轴器（齿轮联轴器和十字滑块联轴器等）相连接。本低速级采用中心轮浮动的方法。若采用双齿联轴器作为均载机构，一般其允许径向位移为，允许角位移 ；采用鼓形齿时，允许。取，则可近似计算出双齿联轴器的齿套长度L为：式中：中心轮a的最大浮动量，mm；联轴器齿套允许的最大偏斜角齿套的轮齿宽度b为：（式中联轴器齿轮的分度圆直径，mm）齿套内、外齿的制造精度一般为8级。低速级太阳轮浮动位移量，由下式计算和。各构件的制造误差确定于表8-1。表8-1制造误差误差名称和代号误差组成数值太阳轮偏心误差齿圈径向跳动公差之半25内齿轮偏心误差齿圈径向跳动公差之半50行星轮偏心误差齿圈径向跳动公差之半25 行星轮轴孔切向误差e行星架上行星轮轴线分度不等引起的切向位置误差20行星架偏心误差机体上行星架轴孔对基准圆径向跳动公差之半25=247.3= =140.7由于行星传动各组成零件不可避免地存在加工误差、装配误差以及运转中受力变形等因素的影响，各行星轮的受载