机械毕业设计65少齿差毕业设计说明书

机电控制工程系毕业设计 第 1 页 共 23 页 1 前言 随着科学技术的发展和加入 WTO后给中国汽车行业的重大冲击，为了运行车辆有良好的技术状况，维修企业所面临的形势日趋严峻。因此，运用先进的科学技术让保修作业变得机械化、文明化，以提高劳动生产率及维修质量，延长车辆寿命，降低劳动强度已成为当务之急，为此，我选择了本次设计题目 研究和设计适用于我国汽车维修企业特点的、体积小、重量轻、效率高、操作方便、结构简单、适用范围广的汽车 U型螺栓螺母拆装机。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减速器，并要求减速器的体积小、重量轻、传动 比大、效率高、承载能力、大运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大、结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减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减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。 渐开线少齿差行星减速器是一种新型减速器，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减速器，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，少齿差减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，对大功率减速器无实践经验，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。 由于时间和水平有限，设计书中错误和不妥之处在所难免，希望批评指正。 机电控制工程系毕业设计 第 2 页 共 23 页 2 一、传动装置的总体设计 1.1 传动装置的总体设计任务： 确定传动方案，选择电动机型号，合理的分配传动比及计算传动装置的运动和动力 参数，为设计计算各级传动零件准备条件。 合理的传动方案，应能满足工作机的性能要求，工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高和使用维护方便等。要同时满足这些要求比较困难，因此，应统筹兼顾，保证重点要求。 1.2 电机的选择 由于一般生产单位均用三相电源，故无特殊要求时都采用三相交流电动机， 一般选择三相异步 Y 系列电动机。 电动机功率选择是关键，选择是否恰当，对电动机的工作和经济性能都有影响，功率过小不能保证工作机的正常工作，或电动机因超载而过早损坏，若功率过大，电动机的价格高，作用 不能完全发挥，经常不在满载下工作，效率和功率因素较低，造成浪费。 根据设计所给的原始数据，拆装机要求的输出转矩 Me=550Nm, 转速 n=24r/min. Me=9550p/n P=Me n/9550=550 24/9550=1.38kw. Pr=Pw/ 式中 Pw：工作机所需有效功率 ：电动机到工作机的总效率 根据目前的一般制造水平，少齿差减速器的效率可达 0.85 所以 Pr=Pw/ =1.38/0.85=1062kw 查表 4.12 1 可选 Y 系列三相异步电动机 Y100L1-4 型。额定功率 Po=2.2kw. 额定转速 n=2000r/min. 额定电流 i=5A. 由表 4.12-2 查得电动机中心高 H=100mm,外伸轴段 D E=28mm 60mm. 机电控制工程系毕业设计 第 3 页 共 23 页 3 二、减速器结构形式的确定 及原理 根据使用情况和安装条件确定机座的结构形式，诸如采用卧式还是立式以及是否 由电动机直接驱动等。由于汽车 U型螺螺母拆装机要求移动方便，结构小巧，质量轻，所以应选择电机驱动。 2.1根据传动比的大小确定结构的形式。 少齿差 减速器的结构型式较多，常见的型式可按输出的型式、减速器的级数、行 星齿轮的数目、使用安装的型式分类。 其中按输出型式可分为 ： （ 1） 销轴式 这种减速器使用历史较长，应用范围较广，实践证明效率较高； 在高速连续运转，功率较大或扭矩较大的使用场合下，可采用销轴式输出机构 （ 2） 十字滑块式 这种结构形式较简单，加工方便，但是承载能力及效率较销轴式低， 常用于小功率、只有一个行星齿轮的结构中。 （ 3） 浮动盘式 这种结构形式较新颖，比销轴式容易加工，使用效果好。但对其效率 和承载能力还缺乏测试数据。 （ 4） 零齿 差式 零齿差式输出机构的零件数量要少一些，结构紧凑、制造方便 ； （ 5） 双曲柄式 高速轴减速后带动行星齿轮，动负荷小。这种结构的轴向尺寸较大，加工精度要求高； 综合以上资料和设计思路，我选择 销轴式少齿差减速器 。 2.2 减速器 工作原理 第一 减速部分 ： 当电动机带动偏心轴转动时，由于内齿轮与机壳固定不动，迫使行星齿轮绕内齿轮作行星运动（即作公转又作自转）；又由于行星齿轮与内齿轮的齿数差很少，所以行星齿轮绕偏心轴中心所作的运动为反向低速自转运动。利用输出机构将行星轮的自转运动传递给输出轴，就可以 达到减速的目的。 第二 输出部分 ： 从结构上保证行星轮上的销孔直径比销轴套的外径大二倍偏 心距。在运动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，从而使行星齿轮的自转运动通过轴套传给输出轴，以实现与 输入轴方向相反的减速运动。 机电控制工程系毕业设计 第 4 页 共 23 页 4 销轴式少齿差减速器 工作原理图 如下图 1-1 VHK-H-V 型行星机构图1-1K 内齿轮； H 偏心轴； V 销轴输出机构 三、 齿轮的设计 3.1 分配传动比 传动装置的总传动比可根据电动机的满载转速 n和工作机的转速 nw确定。 由 i 总 =n/nw=2000/24=83 据表 4.2.9查取 i 锥 =1.8 i 少 =i 总 /i 锥 =83/1.8=46 3.2 确定齿数差和齿轮齿数 3.2.1 齿数差的确定 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1 4，所以取齿数差为 1。 3.2.2 齿轮齿数的确定 由于内齿轮和外齿轮传动比 i=46,齿数差为 1，用相对速度法计算外齿轮齿 数，当内齿轮固定不动时，即 W2=0的速比计算。 机电控制工程系毕业设计 第 5 页 共 23 页 5 外齿 轮的齿数 Z1，由少齿差行星齿轮减速器的速比公式 ： 22 21 2 112221(1 )( 1 )1HHnZi Zi Z Zi ZZ 求得，即 Z1=|iHI|=46 内齿轮的齿数 Z2 为， Z2= Z1+1=47 3.3 模数的确定 3.3.1 行星轮转速 N1=2116/46=46r/min 3.3.2 在偏心轴上安装两个行星轮，则一个行星轮上的转矩可由机械零件 109页式（ 7-1）求得，并 设输入滚动轴承效率 =0.98 ， 故 P1=P* 则 T1= 6 119 .5 5 * 1 0 PN =447600N mm 3.3.3 选择齿轮材料和确定许用齿跟弯曲应力。 外齿轮选用 45号钢，调质，硬度 HBS=217255。齿轮的由机械零件 108页表 7-1中，查得弯曲极限应力 lim1=650Mp。 内齿轮选用 45 号调质后表面淬火，硬度 HRC=40-50,查得齿轮的弯曲极限应力lim2=850MP。 3.3.4 使用系数 KA和动载荷 系数 KV 使用系数 KA， 因原动机是电动机，工作机有振动，按表 7-3 以及图 7-8 查得使用系数KA=1.25， 动 载荷 KV=1.42（取齿轮的传动平稳精度为 8级） 3.3.5 计算模数 因 YF1/ FP1=2.347/650YF2/ FP2=2.346/850 （ YF 为齿形系数） 所以，按外齿轮校核，并由表 7-8查得：取齿宽系数 d=0.2。 机电控制工程系毕业设计 第 6 页 共 23 页 6 根据机械零件 117 页 7-7校核公式： m (T1 YFa1KAKV/ dZ12 FP2) 1/3=1.69 所以：取标准模数 m=2 3.3.5 计算圆周速度和验算动载荷系数 圆周速度 V= mZ1|N1-NH|/(60 1000) =3.14 5 46|-46-2116|/(60 1000) =26m/s 由图 8-15中查得 KV=1.42，与计算中采用的值接近，又因模数 =2，故尺寸系数也与计算中的值一致，所以以上计算的值不需调整。 3.4 渐开线少齿差内齿轮副的几何 1.模数 : m=2 2.原始齿行角 : 0 20 查表 错误 !未找到引用源。 0.36397 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 3.齿顶高系数 : 0f=0.8 4.外齿轮齿数 : 1Z=46(滚齿 ) 5.外齿轮变为系数 : 取1 1.02 6.啮合角 : 取 55.9898 查表 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 0.559340 错误 !未找到引用源。 1.48499 7.内齿轮齿数 : 2Z 47 （插齿） 8.内齿轮变位系数 : 2 错误 !未找到引用源。 （ 0.504785-0.014904） +1.021.693 9.插齿刀齿数 : 选用 cZ 25（ GR 70-60） 10.插齿刀的变位系数 : 取c 0 计算 11.插齿刀和被切内齿轮的切削啮合角 : 2c错误 !未找到引用源。 0.014904+（ 1.6974-0） /(47-25)*2*0.3639=0.07106 查表 2c 32.671 错误 !未找到引用源。 机电控制工程系毕业设计 第 7 页 共 23 页 7 12.插齿刀和被切内齿轮之间的中心分离系数 : 2c 错误 !未找到引用源。 （ 错误 !未找到引用源。 -1） 1.2793 13.标准中心距 : 0A 错误 !未找到引用源。 (2Z-1Z)=1 14.安装中心距 : A 错误 !未找到引用源。 1.675 15.中心距分离系数 : 错误 !未找到引用源。 0.3375 16.齿顶高减低系数 : - 2c + 1 0.3375-1.2793+1.02 0.0782 17.齿顶高 外齿轮 : 1 0 1( ) ( 0 . 8 1 . 0 2 0 . 0 7 8 2 ) * 2 3 . 4 8 3 6eh f m 内齿轮： 2 0 2( ) ( 0 . 8 1 . 2 7 9 3 0 . 0 7 8 2 ) * 2 1 . 1 1 5ech f m 18.分度圆 外齿轮： 11462fmrZ 内齿轮： 22472f mrZ19.齿顶圆半径 外齿轮： 2 1 1 4 6 3 . 4 8 3 6 4 9 . 4 8 3 6eeR r f h 内 齿轮： 1 2 2 4 7 1 . 1 1 5 4 8 . 1 1 5eeR r f h 20.基圆半径 外齿轮：01 1r rf 0cos 46*0.93693 43.0988 内齿轮：0 2 2 0c o s 4 7 * 0 . 9 3 6 9 3 4 4 . 0 3 5 7r r f 21.齿顶压力角 外齿轮：1e01114 3 . 0 9 8 8c o s 0 . 8 7 14 9 . 4 8 3 6e erR 1 2 9 .4 2 4 9etan1e=0.564 inv1e=0.05048 内齿轮： 02224 4 . 0 3 5 7c o s 0 . 9 1 5 24 8 . 1 1 5e erR 机电控制工程系毕业设计 第 8 页 共 23 页 8 2 2 3 .7 6 5 9etan2e=0.4403 inv2e 0.02555 22.验算重合系数： 1 1 2 21 t a n t a n t a n t a n2 eeZZ 1 1 4 6 0 . 5 6 4 1 . 4 8 1 9 9 4 7 0 . 4 4 0 3 1 . 4 8 1 9 92 1.0721 符合要求 23.验算齿顶相碰：21eeG R A R 0 48.115+1.675-49.4836=0.30640 符合要求 24.验算齿廓重 迭干涉：1cos 2 2 22112eeeR A RAR 2 2 24 8 . 1 1 5 1 . 6 7 5 4 9 . 4 8 3 62 * 1 . 6 7 5 * 4 9 . 4 8 3 6 -0.8227 1 180-34.644 145.356 2.5369弧 2cos 2 2 22122eeeR A RAR -0.7889 2 142.0828 2.4798 弧 sG 46（ inv1e+1） +（ 47-46） inv -2Z(inv2e+2)0 =46(0.050482+2.5369)+0.504785-47(0.025549+2.4798) =1.7730 符合要求 25.外齿轮跨测齿数： 1n011104 3 . 0 9 8 8c o s 0 . 9 0 0 14 9 . 4 8 3 6 0 . 8 * 2x erR f m 1x 25.83 1n 25.83 180 oo*46+0.5 7.101 取1n 7 26.外齿轮公法线长度： 1 0 1 01 0 1 2 t a nc o s ( 0 . 5 )Z i n vL m n 2 * 1 . 0 2 * 0 . 3 6 3 9 7 4 6 * 0 . 0 1 4 9 0 43 . 1 4 1 6 * 2 * 0 . 9 3 9 6 9 3 ( 7 0 . 5 )3 . 1 4 1 6 3 . 1 4 1 6 41.0613 机电控制工程系毕业设计 第 9 页 共 23 页 9 27.内齿轮跨测齿数： 2k022204 4 . 0 3 5 7c o s 0 . 8 9 9 44 8 . 1 1 5 1 . 6x erR f m 2x 25.92 2k 2 2 0 .5180x Zo 2 * 4 7 0 . 5 7 . 2 6 8180x o取2k7 28.内齿轮公法线长度： 2 0 2 02 0 2 2 t a nc o s ( 0 . 5 )Z i n vL m k 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 7 4 7 * 0 . 0 1 4 9 0 43 . 1 4 1 6 * 2 * 0 . 9 3 9 6 9 3 ( 7 0 . 5 )3 . 1 4 1 6 3 . 1 4 1 6 42.011 29.圆棒直径： 202 2 0222 t a nt a n 2px i n v ZZ 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 70 . 4 8 6 0 . 0 1 4 9 0 4 0 . 4 1 1 52 * 4 7 4 7 2 2 3 .5 4 9p 2 0 .0 2 4 8pinv 202 0 2 0 2222 t a n2 ( )2ppd r i n v i n vZZ 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 72 * 4 4 . 0 3 5 7 ( 0 . 0 1 4 9 0 4 0 . 0 2 4 8 7 ) 4 . 3 7 5 42 * 4 7 4 7 取 2 4.4pd 30.跨棒距： 2 20202 2 0 22 t a n22 ppdi n v i n vZ Z r 3 . 1 4 1 6 2 * 1 . 6 9 3 * 0 . 3 6 3 9 7 4 . 40 . 0 1 4 9 0 4 0 . 0 2 4 62 * 4 7 4 7 2 * 4 4 . 0 3 5 7 2 2 3 .4 8 2pin v 2c o s 0 .9 1 7 2p 2s in 0 .3 9 8 5p 0222222 90.c o s pprMdZ2 * 4 4 . 0 3 5 7 * 0 . 9 9 9 4 4 . 4 9 1 . 5 6 8 40 . 9 1 7 2 机电控制工程系毕业设计 第 10 页 共 23 页 10 31.全齿高 外齿轮：10( ) 2 ( 1 . 2 5 0 . 8 0 . 0 7 8 2 ) 3 . 9 4 3 6gh f f m 内齿轮：20( ) 2 ( 1 . 3 0 . 8 0 . 0 7 8 2 ) 4 . 0 4 3 6ch f f m 3.5 齿轮宽度的确定 一般圆柱齿轮的宽度按式 b= d d计算 . 外齿轮 b1= d d1=0.2*92 20mm 内齿轮 b2= d d2=0.2*96 20mm 四、直齿圆锥齿轮的设计 4.1 根据接触疲劳强度确定齿轮主要尺寸 1.选择齿轮材料并确定许用应力 大小齿轮选用同样的材料： 45号钢，经正火处理硬度 HB162 217, -1=28 公斤毫米 2 许用接触正应力为： jc=1.72 -1=1.72 28=48.16 公斤毫米 2 许用弯曲应力为： ou=1.4 -1/nK=1.4 28/(1.4 1.5)=18.6公斤毫米 2 2.确定节锥母线长度 Lf 取 i=1.8 nT=46r/min N=12.5马 力 L 1/3 Ko=1.5 机电控制工程系毕业设计 第 11 页 共 23 页 11 Lf=3250(i2+1)1/2 Nko/(nTi2 jc2 1/3 =130 3.确定齿轮模数 取小齿轮齿数 Z1=20 则大齿轮齿数 Z2=iZ1=2.45 20=36 查表得 f1 22 f2=90-22=68 最大模数按下式确定： m=2 Lfsin f1/Z1=2 140sin22 /20=5.28 mm 按 JB110-60规定取 m=5.5 mm 实际节锥母线长度为： Lf=mZ1/2sin f1=5.5 20/(2sin22 )=145.5 mm 4. 确定其它尺寸 小齿轮： 节圆直径 df1=mZ1=5.5 20=110 mm 齿顶圆直径 De1=df1+2mcos f1=110+2 5.5cos22 =125.15 mm 齿跟圆直径 Di1=df1-2.5mcos f1=110-2.5 5.5cos22 =99.85 mm 大齿轮： 节圆直径 df2=mZ2=5.5 36=198 mm 齿顶圆直径 De2=df2+2mcos f2=198+2 5.5cos68 =202.15 mm 齿跟圆直径 Di2=df2-2.5mcos f2=198-2.5 5.5cos68 =139.85 mm 齿顶角 re1=re2arctgm/Lf=arctg5.5/145.5=2 10 齿跟角 ri1=ri2=arctghi/Lf=arctg1.25 5.5/145.5=2 42 齿宽 B= LLf=1/3 145.5=48.5 mm 圆整后取 B=49 mm 机电控制工程系毕业设计 第 12 页 共 23 页 12 4.2 核算齿的弯曲疲劳强度 1）确定引用齿数和齿形系数 引用齿数 Zy1=Z1/cos f1=20/cos22 =22 Zy2=Z2/cos f2=36/cos68 =96 齿形系数 (查表 7-7） y1=2.8 y2=2.44 2)核算小齿轮的弯曲强度 确定齿的弯曲应力 u1=PuKo/ (r1Bmcpcos f ) mcp=m(1-B/2Lf)=5.5(1-36/2 145.5)=4.82 mm 因为 Vm= Z1n1mcp/60 1000=4.64m/s 所以 Pu=75N/Vm=75 12.5/4.64=202公斤 故得 u1=PuKo/ (r1Bmcpcos f ) =202 1.5/（ 0.407 36 4.575 cos20 ) =4.82公斤 /毫米 21.12 上述结果表明，实际载荷系数比原 定载荷系数大，应核算接触疲劳强度。 4.4 核算接触疲劳强度 确定接触正应力 ： 由式 2-12赫兹应力公式得 jc=89500NKo(i2+1)3/2/nTB1/2i(L-0.5B)/ 机电控制工程系毕业设计 第 13 页 共 23 页 13 =43公斤 /毫米 2 jc=44.7公斤 /毫米 2 由此可见，接触疲劳强度也是够的，所以，所设计的直齿圆锥齿轮符合要求。 4.5 直齿圆锥齿轮的强化 可以通过改善齿轮结构，选择强度较高的材料以及采用最合理的机械加工和 热处理工艺等方法来提高齿轮的强度和寿命，此处还可以采用强化热处理法使齿轮工作表面获得所 需要的机械性能，从而大大提高齿轮的使用特性和某些强度特性。 五、轴的设计 5.1 轴直径的确定 5.1.1 初步估计减速器高速轴外伸段轴径 d=(0.81.0)d 电机 =(0.81.0) 28=22.428mm 5.1.2 选择联轴器，确定减速器外伸段轴径 根据传动装置的的工作条件拟选用 TL 型弹性套柱销联轴器 (GB4323-85),计算转矩 Tc为： Tc=KT=1.5 14.8=22.2Nm 式中 T 联轴器所传递的名义转矩 T=9550P/n=9550 2.2/2000=10.5Nm K 工作情况系数，由文献 1中表 11-1查得 K=1.251.5，本设计取 K=1.5。 查 TL6 联轴器，公称转矩 Tn=250Nm Tc=22.2Nm,许用转速 n=3300r/minno=2000r/min,轴孔 d=15*15mm,电动机 d=14*14mm,所以 TL6 联轴器能满足要求。 机电控制工程系毕业设计 第 14 页 共 23 页 14 5.1.3 低速轴外伸轴段轴径的计算 低速轴外伸轴段轴径按式 d=A0(p/n)1/3 计算。 式中 A0 与轴的材料有关的许用扭剪应力系数， 有表 9-3 选取轴的选用的材料为 40Cr 其 A0=10790。材料好，估计轴伸处弯矩较小时取小值，反之取大值，本设计取 A0=90. p 轴传递的功率， kw n 轴的转速， r/min 低速轴外伸段轴径 d A0(p/n) 1/3 =90 (2.2/24) 1/3 =23.1 故：输出轴直径 D大于 23mm都符合强度要求。 5.2 轴的结构设计 5.2.0 轴的径向尺寸的确定 查表 4.6-14.6-4 偏心轴： 取 d1=21mm, d2=22mm, d3=30mm, d4=45mm, d5=30mm， d6 20mm 输出轴： 取 d1=84mm, d2=64mm, d3=44mm, d4=32mm， d4 30 5.2.1 轴的轴向尺寸的确定 轴上安装零件的各轴段长度，由其上安装的零件宽度及其他结构要求确定。根据设计所需取偏心轴 ： L1=30mm, L2=20mm, L3=20mm, L4=5mm, L5=20mm， L6 20 输出轴： L1=7mm, L2=15mm, L3=16mm, L4=92mm 5.3 轴承型号和材料的选择 5.3.1 轴承型号的选择 初选滚动轴承型号，根据以上具体尺寸，查表 4.6-1，选择滚动轴承 6209GB/T276-94. 5.3.2 轴承材料的选择 轴材料的选择主要根据工作条件并考虑制造因素而确定，本设计轴选用 45钢、正火、调质处理 5.4 轴的外伸长度的确定 轴的外伸长度与外接零件及轴承盖的结构有关，一般取 510mm，根据设计 机电控制工程系毕业设计 第 15 页 共 23 页 15 尺寸和要求，取轴的外伸长度为 10mm. 5.5 轴的强度计算及校核 对于只承受转矩作用或主要承受转矩作用的传动轴，其强度条件为 =T/WT Mp 式中 轴的扭剪应力， Mp T 轴传递的转矩， Nmm WT 轴的扭截面模量， mm3 轴材料的许用扭剪应力， Mp WT= d3/16 0.2 d3 高速轴 WT=0.2 263=3515.2mm3 =14.8 103/3515.2=4.2 =3040 Mp 低速轴 WT=0.2 45.13=18346.8mm3 =550 103/18346.8=29.98 =3040 Mp 上述表明轴的强度足够。 5.6 轴承的寿命计算 预计轴承的寿命为 L10h =2000h 计算公式： L10h=106(C/P) /60n, h 式中 P 当量动载荷， N 寿命指数，滚子轴承取 =10/3 n 轴的转速， r/min C 基本额定动载荷， N 查手册， 60129轴承的 C=24500N,C0=17500,确定当量动载荷 P P=fm(XR+YA) 式中 fm 力矩载荷系数，取 fm=2 X 径向系数 Y 轴向系数 R 径向载荷 ,N 机电控制工程系毕业设计 第 16 页 共 23 页 16 A 轴向载荷 ,N 由齿轮减速器输入轴可算得 A=530N, R=1700N A/C0=0.03 查表 9-6 e=0.22 A/R=0.31 e 由表 9-6查得 X=0.56 Y=1.99 P=2 (0.56 1700+1.99 530)=4013 L10h=106(24500/4013) 10/3=2668.6h L10h =2000h 轴 6029适用。 六、转臂轴承的设计 6.1 初步估计行星轮内安装转臂轴承的孔径 DB 和宽度 bB 根据式 8-45得 DB（ 0.4 0.55） d1=（ 0.45 0.55） 2*46 =41.4 50.6 mm 根据式 8-46得 bB b=20 6.2 计算转臂轴承上的动载荷 C 齿轮上承受的法向力 Fn由式 8-2计算得 Fn=T1/rb1=189457/57.2cos20 =3508 N 作用在齿轮上节点处的圆周力 Ft， 由式（ 8-3）得 Ft =Fncos =3508 0.626=2196N 作用在齿轮节点处的径向力 Fr， 由式（ 8-4）得 Fr =Fnsia =3508 0.779=2733N 销轴作 用在行星轮上平均合力 Qim,由式（ 8-1）计算 机电控制工程系毕业设计 第 17 页 共 23 页 17 Qim=4T1/ Rw 式中 Rw值尚未确定，在计算销轴作用力的合力时，可近似地取 Rw 0.75 rb1 =0.75 57.5=43mm 则 Qim=4 189457/ 43=5612N 轴承上的载荷由式（ 8-12）计算，即 FB= Ft 2+( Fr + Qim)21/2 =8629N 当量动载荷 F=fd FB,根据资料 1得 fd =1.3 F=1.3 8629=11217N 转臂轴承所承受的动载荷 C， 根据式（ 8-47）计算并暂取轴承寿命 Lh=4000小时，采取滚子轴承（ e=10/3），则 C=F(60nLh/10 6)1/e =78519 N 6.3 按 DB初， B初及 C 计选择轴承型号 据资料 1选用单列同心短圆柱滚子轴承 N211E 型，其主要参数为 ： 额定动载荷为 C=57.2KN 轴外径 DB=104mm 内径 d=56mm 轴承宽度 bB=20mm 6.4 计算轴承寿命 由式（ 8-42）得 Lh=(106/60n) (C/F)10/3 =7289小时 机电控制工程系毕业设计 第 18 页 共 23 页 18 七、减速器的其他附件 7.1 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，其大小应允许将手伸人箱内，以便检查齿轮啮合情况。 7.2 通气器 减速器工作时，箱内温度升高，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，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。 7.3 轴承盖和密封装置 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。 7.4 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机电控制工程系毕业设计 第 19 页 共 23 页 19 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。 7.5 油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度，以保证油池内有适当的油量，在箱体便于观察，油 面较稳定的部位装设油面指示器。 7.6 放油螺塞 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