机械毕业设计13NGW（2K-H负号机构）行星减速装置设计

目 录 1.课程设计任务书 2 2.电动机选择 3 3.传动比及其分配 3 4.前减速器设计 3 5.行 星齿轮减速器齿轮设计 7 6.行星齿轮传动轴及键的设计 12 7.轴承寿命计算 21 8.齿轮加工工艺 23 9.箱体结构尺寸 23 10.附录 1 25 11.参考文献 28 12.感想 29 课程设计说明书 2 1.课程设计任务书 设计题目 ： NGW（ 2K-H 负号机构）行星减速装置设计 一设计 要求与安排 1、 学习行星传动运动学原理，掌握 2K-H 机构的传动比计算、受力分析、传动件浮动原理。 2、参考有关书籍、刊物、手册、图册了解 2K-H行星传动装置（减速器）的基本结构及技术组成的关键点。 3、按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。 1）、齿数的选择：传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。 2）、了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。 3）、参考设计 手册根据齿轮、轴、轴承的设计要点进行有关设计计算。 4）、按有关制图标准，绘制完成教师指定的行星传动装置（减速器）总图、部件图、零件图。书写、整理完成设计计算说明书。 4、对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写该零件加工工艺 5、行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用 A0号图面绘制，主要技术参数（特征）、技术要求应表达清楚，在指导教师讲授、指导下标注、完成总图所需的尺寸、明细及图纸的编号等各类要求。按零件图要求完成零图纸的绘制，提出技术要求，上述图纸总量不应少于： A0+ A01/2。 二 设 计条件 1 机器功用 减速装置用于绞车卷筒传动 2 使用寿命 预期寿命 10 年，平均每天工作 12 16 小时 课程设计说明书 3 三 原始数据 1电机功率： 150kw 2 输入转速： n=960r.p.m 输出转速： 43 45r.p.m 3 前减速器传动比 5.62i 4 2K-H 行星传动输出转速 43 45r.p.m 2 电动机的选择 电机功率 150kw，输入转速为 960r.p.m,查表选用 Y200L 4 型。额定功率为 150kw,满载转速 1000r.p.m. 3. 传动比及其分配 （ 1）计算总 传动比 输入转速 n=960r.p.m,输出转速 n=43-45r.p.m,前减速器传动比 i=3.8,行星减速器输入转速1 2 5 2 .1 . .n r p m,取 1 252 . .n r p m（ 2）行星齿轮传动比 试 取 传动比 5.8， 则 输出转速 4 4 .5 / m innr （ 3） 选太阳轮作为浮动机构 太阳轮位 置可沿轴向有一定限度的变 动，太阳轮两端有弹性垫片，输入轴和输出轴的靠近太阳轮一端有凸块，凸块和弹性垫片相对应，限制太阳轮的轴向移动范围。 齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿， 6 级精度；内啮合最终加工为插齿， 7 级精度， 采用变位齿轮传动。 4.前减速器设计 前减速器用齿轮传动，功率 150P kW ，输入转速为 9 6 0 / m innr ，传动比为 1 72b mm 3.8i， 输出转速为1 2 5 2 .2 / m innr. 设计项目及说明 252 5.86 43 252 5.67 45 课程设计说明书 4 1）选择齿轮材料，确定许用应力 由表 6.2选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火 许用接触应力 limlimHHNHZS 接触疲劳极限limH查图 6 4 接触强度寿命系数NZ应用循环次数 N 由式 6 7 116 0 6 0 9 6 0 1 ( 1 0 1 5 3 6 5 )hN n j L 21/N N i查图 6 5得 12,NNZZ 接触强度最小安全系数limHS 1 7 0 0 1 / 1H 2 5 5 0 1 . 0 5 / 1H 许用弯曲应力 F由式 6 12， li mli mFF N XFYYS 弯曲疲劳强 度极限limF查图 6 7，双向应力乘 0.7 弯曲强度寿命系数NY查图 6 8 弯曲强度尺寸系数XY查图 6 9 弯曲强度最小安全系数minFS则 123 7 8 1 1 / 1 . 42 9 4 1 1 / 1 . 4FF 2）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 31 1 10 . 0 1 3 0 . 0 2 2 /v n P n估取圆周速度 4/tv m s，参考表 6.7、表 6.8 选取 课程设计说明书 5 小轮分度圆直径1d，由式 6 5 得 2 13112EHHduZ Z Z KTdu 齿宽系数d查表 6.9，按齿轮相对轴承为对称布置 小轮齿数1z在推荐值 20 40 中选 21 3 . 8 2 2 1 2 3 . 6 4z iz 圆整取 齿数比1u1 2 1/ 1 2 4 / 2 2u z z传动比误差 / ( 5 . 6 4 5 . 6 2 ) / 5 . 6 2 0 . 0 0 3 6 0 . 0 5uu 小轮转矩1T66119 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 0 / 1 4 7 0T P n 初定螺旋角 0载荷系数 K AVK K K K KAK使用系数 查表 6.3 VK动载系数 由推荐值 1.05 1.4 K 齿间载荷分配系数 由推荐值 1.0 1.2 K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1.0 1.2 载荷系数 K 1 1 . 2 1 . 1 1 . 1AVK K K K K 材料弹性系数EZ查表 6.4 节点区域系数HZ查图 6 3 重合度系数 Z由推荐值 0.85 0.92 螺旋角系数 0c o s c o s 1 2Z 故 2 13112EHHduZ Z Z KTdu 课程设计说明书 6 231 1 8 9 . 8 2 . 4 5 0 . 9 9 2 1 . 4 5 1 9 4 8 9 8 5 . 6 4 15 7 7 0 . 8 5 . 6 4d 齿轮法面模数 nm011c o s / 8 0 c o s 1 2 / 2 2 3 . 5 6nm d z 按表 6.6 圆整取标准值 中心距 a 012( ) / ( 2 c o s ) 3 . 7 5 ( 2 2 1 2 4 ) / ( 2 c o s 1 2 )na m z z 分度圆螺旋角 12c o s ( ) / ( 2 ) a r c c o s 3 . 7 5 ( 2 2 1 2 4 ) / ( 2 2 8 0 )na r c m z z a 小轮分度圆直径1d11 3 . 7 5 2 2d m z 圆周速度 v 11 / 6 0 0 0 0 8 2 . 5 1 4 7 0 / 6 0 0 0 0v d n 齿宽 b 1 0 . 8 8 2 . 5 6 6db d m m 行星轮齿宽2b2bb太阳轮齿宽1b 12 5 1 0bb3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 有式 6 10 112F F a S a FKT Y Y Yb d m当量齿数 128 7 .5480aad mmd mm vz331122/ c o s 2 2 / c o s 1 2 . 1 3/ c o s 1 2 4 / c o s 1 2 . 1 3ovovzzzz 齿形系数FaY查表 6.5 小轮1FaY大轮2FaY应力修正系数SaY查表 6.5 小轮1SaY大轮2SaY重合度 1 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2 aazz = 1 3 . 7 5 2 2 c o s 2 0 . 3 5 2 2 t a n ( a r c c o s ) t a n 2 0 . 3 5 2 3 . 7 5 2 2 3 . 7 5 2 o o 3 . 7 5 2 7 c o s 2 0 . 3 51 2 4 ( t a n ( a r c c o s ) t a n 2 0 . 3 5 ) 3 . 7 5 1 2 4 3 . 7 5 2 o o 课程设计说明书 7 重合度系数 0 .2 5 0 .7 5 /Y螺旋角系数 Y由推荐值 0.85 0.92 故 1 2 1 . 4 5 1 9 4 8 9 8 2 . 5 3 1 . 8 3 1 / 6 6 8 0 3 . 7 5F 2 2 1 . 4 5 1 9 4 8 9 8 2 . 1 8 5 1 . 7 8 / 7 2 4 6 5 3 . 7 5 . 5F 4）齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 2d22 / c o s 3 . 7 5 1 2 4 / c o s 1 2 . 1 3 ond m z 根圆直径 fd11222 8 2 . 5 2 1 . 2 5 3 . 7 52 4 7 5 2 1 . 2 5 3 . 7 5ffd d hd d h 顶圆直径 ad11222 8 2 . 5 2 2 . 52 4 7 5 2 2 5aad d hd d h 5.行星齿轮减速器 传动齿轮设计 设 计 项 目 及 说 明 1） 选择齿轮材料，确定许用应力 由表 6.2选 太阳轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 行星轮 20CrMnTi 渗碳淬火回火 内齿圈 45 表面淬火 许用接触应力 limlimHHNHZS 接触疲劳极限limH查图 6 4 接触强度寿命系数NZ应用循环次数 N 由式 6 7 116 0 6 0 2 6 2 3hN n jL （ 1 0 3 6 5 1 5 ） 21/N N i课程设计说明书 8 查图 6 5得 12,NNZZ 接触强度最小安全系数limHS 1 1475 1 /1H 2 1358 1 /1H 许用弯曲应力 F 由式 6 12， li mli mFF N XF YYS 弯曲疲劳强度极限limF查图 6 7，双向应力乘 0.7 弯曲 强度寿命系数NY查图 6 8 弯曲强度尺寸系数XY查图 6 9 弯曲强度最小安全系数minFS则 1238 7 0 1 1 / 1 . 47 3 0 1 1 / 1 . 47 4 0 1 1 / 1 . 4FFF 1） 太阳轮行星轮 齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 31 1 10 . 0 1 3 0 . 0 2 2 /v n P n估取圆周速度 4/tv m s，参考表 6.7、表 6.8 选取 太阳轮分度圆直径1d，由式 6 5 得 2 13112EHHduZ Z Z KTdu 齿宽系数d查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 太阳轮齿数1z在推荐值 20 40 中选 31311H Zi Z 1 3 1 3 1( ) /i Z Z Z圆整取 课程设计说明书 9 齿数比1u1 2 1/ 2 7 / 2 1u z z太阳轮转矩1T66119 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 0 / 2 6 2T P n 载荷系数 K AVK K K K KAK使用系数 查表 6.3 VK动载系数 由推荐值 1.05 1.4 K 齿间载荷分配系数 由推荐值 1.0 1.2 K 齿向载荷分布系数 由推荐值 1.0 1.2 载荷系数 K 1 . 3 5 1 . 0 2 3 1 . 1 5 1 . 3AVK K K K K 材料弹性系数EZ查表 6.4 节点区域系数HZ查图 6 3 重合度系数 Z由推荐值 0.85 0.92 故 231 1 8 9 . 8 2 . 2 0 . 9 2 2 . 4 2 1 0 9 3 5 1 0 0 . 1 71 3 5 8 0 . 3 5 1 . 1 7d 齿轮模数 m 11/ 5 5 / 2 3 2 . 4m d z m m 按表 6.6 圆整 太阳轮分度圆直径1d114 .5 2 3d m z 圆周速度 v 11 / 6 0 0 0 0 4 2 1 4 2 0 / 6 0 0 0 0v d n 标准中心距 a 12( ) / 2 4 . 5 2 3 2 7 / 2a m z z 齿宽 b 1 0 . 3 5 1 0 3 . 5 3 6 . 2 2 5db d m m 行星轮齿宽2b2bb太阳轮齿宽1b 12 5 1 0bb2） 太阳轮行星轮 齿根弯曲疲劳强度校核计算 课程设计说明书 10 有式 6 10 112F F a S a FKT Y Y Yb d m齿形系数FaY查表 6.5 小轮1FaY大轮2FaY应力修正系数SaY查表 6.5 小轮1SaY大轮2SaY重合度 1 1 2 21 ( t a n t a n ) ( t a n t a n )2 aazz = 1 4 . 5 2 3 c o s 2 0 2 3 t a n ( a r c c o s ) t a n 2 0 2 4 . 5 2 3 4 . 5 2 oo 4 . 5 2 7 c o s 2 02 7 ( t a n ( a r c c o s ) t a n 2 0 ) 4 . 5 2 7 4 . 5 2 o o 重合度系数 0 .2 5 0 .7 5 /Y故 1 2 2 . 4 2 1 0 9 3 5 1 0 2 . 1 0 6 1 . 8 3 1 / 4 3 1 0 3 . 5 4 . 5F 2 2 2 . 4 2 1 0 9 3 5 1 0 2 . 0 6 9 1 . 8 6 / 4 0 1 2 1 . 5 4 . 5F 许用弯曲应力： 太阳轮： 21 6 2 2 /F N m m 行 星轮： 22 5 2 0 /F N m m 3） 行星轮内齿轮 接触疲劳强度校核 同上可得： 实际接触应力 25 1 7 /H N m m 行星轮许用接触应力 21 1 2 5 9 /H N m m 内齿轮许用接触应力 22 1 0 0 4 /H N m m 实际接触应力 25 1 7 /H N m m 满足接触疲劳强度要求 课程设计说明书 11 4） 齿轮其他主要尺寸计算 太阳轮分度圆直径2d224 .5 2 7d m z 内齿轮分度园直径3d334 .5 7 9d m z 根圆直径fd11 2 1 0 3 . 5 2 1 . 2 5 4 . 5ffd d h 22 2 1 2 1 . 5 2 1 . 2 5 4 . 5ffd d h 33 2 3 5 5 . 5 2 1 . 2 5 4 . 5ffd d h 顶圆直径ad11 2 1 0 3 . 5 2 6 . 3 7aad d h 22 2 1 2 1 . 5 2 6 . 5 3aad d h 33 2 3 5 5 . 5 2 1 . 7 9aad d h 5） 齿轮的变位 采用外啮合角变位，内啮合高变位 （ 1）未变位时，太阳轮与行星轮中心距12( ) / 2 ( 1 0 3 . 5 1 2 1 . 5 ) / 2a d d 选取变位系数： 太阳轮： 0.549ax ，内齿圈： 0.584bx ， 行星轮： 0.584cx 太阳轮与行星轮传动的变位系数之和 0 . 5 4 9 0 . 5 8 4a c a cx x x (2) 太阳轮与行星轮传动的端面啮合角 25.37tac 变位后太阳轮与行星轮无侧隙啮合时中心距为 a 00c o s / c o s 1 1 2 . 5 c o s 2 0 / c o s 2 5 . 3 7aa 即 实际中心距为 117mm. (3)分离系数 y 分离量 1 1 7 1 1 2 . 5y m a a 分度圆分离系数 y ：120 . 5 ( ) ( c o s / c o s 1 )y z z （ 4）齿顶高变动系数 外啮合齿轮具有标准顶隙时，其中心距 a 为： 1 2 1 2( ) / 2 ( )a m z z x x m 课程设计说明书 12 即 4 . 5 ( 2 3 2 7 ) / 2 (1 . 1 3 3 4 . 5 )a 12( ) 1 . 1 3 3 1x x y 备注：所有数据都在附录 1 中有具体的说明！ 6.行星齿轮减速器 传动轴 及其键 的设计 （ 1）输入轴 的 设计与校核 输入功率 1 30P kw转速 1 2 6 2 / m innr输出功率 2 29.1P kw输出转速 2 58 / m innr设计项目及说明 结 果 1） 计算作用在轴上 的力 转矩 66119 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 0 / 2 6 2T P n 2） 初步估算轴的直径 选用 45 号钢作为轴的材料，调质处理 由式 8 2 3 PdAn计算轴的最小直径并加大 3以考虑键槽的影响 查表 8.6 取 A 110 则 3m in 30110 262d 3）轴的结构设计 （ 1）确定轴的结构方案 轴承靠轴肩定位 ，左端轴承靠套筒与端盖定位。 （ 2）确定轴各段直径和长度 1 段 根据mind圆整，选择连轴器 4HL型，连轴器毂孔长 84mm，该段应比连轴器短 1 4mm 1 1093510T N m m g轴材料： 45 号钢 m in 5 3 .4 mdm课程设计说明书 13 2 段 为使连轴器定位，轴肩高度 ( 2 3 )h c m m ，孔倒角 C 取 3mm, 212d d h且符合标准密封内径，取端盖宽度15mm，端盖外端面与半连轴器相距 20mm.则 2 30l mm 3 段 该段装轴承，轴承为 32213 型圆锥滚子轴承，6 5 , 1 2 0 , 3 2 . 7 5 , 7 4ad m m D T m m d m m ，为了使定位可靠，轴段长度应比 T 小。3 30l mm。 4 段 该段为两个轴承之间，应比轴承内径略小，装套筒以使轴承轴向定位。 5 段 该段装轴承，为 32213 型圆锥滚子轴承，同第三段， 5 65d mm5 30l mm 6 段 该段用于轴承的轴向定位，是一轴肩，取 6 70d mm 6 15l mm 7 段 该段与连轴器相连接 ，选用5HL型连轴器，轴孔直径 75d mm ，孔长 107l mm 4）轴的强度校核 齿轮采用的是直齿， 因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。 扭转强度条件为： 6 39 . 5 5 1 0 0 . 2TTTTPW d n 2/N mm 3 PdAnmm 式中，T轴的扭转切应力， 2/N mm ； T 轴所受的扭矩， Nmmg ； TW轴的抗扭截面模量， 3mm ； 115582d mml mm226030d mml mm336530d mml mm446035d mml mm556530d mml mm667015d mml mm7775103d mml mm45 钢 T30 40 课程设计说明书 14 n 轴的转速， /minr ； P 轴所传递的功率， Kw; T轴的许用扭转切应力， 2/N mm ，见表 8.6； A 取决于轴材料的许用扭转切应力 T的系数，其值可查表 8.6. 6633 309 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 00 . 2 0 . 2 5 5 2 6 2TTTPW d n 223 2 . 8 6 / 4 0 /TTN m m N m m 5）精确校核轴的疲劳强度 （ 1）选择危险截面 在第一段轴与第二段轴之间有应力集中源，第一段 轴上有键，其应力 较大，应力集中严重，选其接近第二段轴处截面为危险截面。 （ 2）计算危险截面上工作应力 轴主要承受扭矩，其 扭矩 1097700T N m m g 轴 上 有 双 键 ， 其 抗 弯 截 面 系 数 ：3 2 3 2( ) 5 5 1 6 4 . 3 ( 5 5 4 . 3 )3 2 3 2 5 5d b t d tW d 抗 扭 截 面 系 数 ： 3 2 3 2( ) 5 5 1 6 4 . 3 ( 5 5 4 . 3 )1 6 1 6 5 5T d b t d tW d 截面上的扭剪应力： / 1 0 9 7 7 0 0 / 2 9 4 5 2 . 2TTW 扭切应力： /2am （ 3）确定轴材料机 械性能 查表 8.2，弯曲疲劳极限 21 275mm ，剪切疲劳极限21 1 5 5 /N m m 23 2 . 8 6 /T N m m 109770T N m m g轴的强度满足要求 31 3 1 1 8 .4W m m32 9 4 5 2 . 2TW m m23 7 .3 /N m m 21 8 . 6 5 /am N m m课程设计说明书 15 碳钢材料特性系数： 0.1 ， 0.5（ 4）确定综合影响系数 K,K轴 肩 圆 角 处 有 效 应 力 集 中 系 数 k， k，根据/ 1 . 6 / 5 5 0 . 0 2 9rd ，由表 8.9 插值计算得 1.86k ， 1.30k 配合处综合影响系数 K， K，根据 d ，b，配合 7/ 6Hr，由表 8.11 插值计算得 3.4K , 0 . 4 0 . 6 2 . 4 4KK 键槽处有效应力集中系数 k， k，根据b，由表 8.10 插值计算得 1.80k ， 1.61k 尺寸系数 ，根据 d ，由表 8-12 查得， 0.81 ， 0.75 。 表面状况系数，根据 b，表面加工方法查图 8-2 得 0 .8 4轴肩处的综合影响系数 K， K为： 1 . 8 0 2 . 7 30 . 8 1 0 . 8 4kK g2 . 4 4 3 . 8 70 . 7 5 0 . 8 4kK g键槽处综合影响系数 K， K为： 1 . 8 0 2 . 6 40 . 8 1 0 . 8 4kK g1 . 6 1 2 . 5 60 . 7 5 0 . 8 4kK g同一截面上有两个以上应力集中源，取其中较大的综合影响系数来计算安全系数，故按配合处系数 K， K。 （ 5）计算安全系数 21 275mm 21 1 5 5 /N m m 0.1 0.05 1.86k 1.30k （轴肩圆角处） 3.4K 2.44K （配合处） 1.80k 1.61k （键槽处） 0.81 0.75 0 .8 4 2.73K 3.87K 2.64K 2.56K 课程设计说明书 16 由表 8.13 取许用安全系数 1.6S 由式 8-6 1 2753 . 4 1 0 . 1 0amS k 1 1552 . 4 4 1 6 . 5 0 . 0 5 1 6 . 5amS k 22caSSSSS 6）轴的弯矩图和扭矩图 （ 1）求轴承反力 H 水平面 1 2 3 6 0 .7HRN，2 2 3 6 0 .7HRNV 垂直面 1 1 2 0 8 .4VRN, 2 549.3VRN(2)求第一个轴承处弯矩 H 水平面 2 2 4 2 6 6 .5HMNV 垂直面 1 140616VMN, 2 52155VMN合成弯矩 M 1 264704M N m m g， 2 230251M m m g扭矩 T 1097700T N m m g 弯扭合成 当量弯矩 12709823697706cacaM N m mM N m mgg7）轴上键的设计及校核 1.6S 80.1S 3.77S 5.2caS 疲劳强度安全 1 2 3 6 0 .7HRN2 2 3 6 0 .7HRN1 1 2 0 8 .4VRN2 549.3VRN2 2 4 2 6 6 .5HMN 1 140616VMN2 52155VMN1 264704M N m m g2 230251M m m g1097700T N m m g 课程设计说明书 17 静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4PPTdhl式中， T 转矩， Nmmg ； d 轴径， mm; h 键的高度， mm; l 键的工作长度， mm, A 型键 l L b； B 型键 lL ； C型键 /2l L b ，其中 L 为键的长度， b 为键的宽度； P许用挤压应力， 2/N mm ，见表 3.2； 根据轴径，选用 C 型键， b=16mm,h=10mm,L=4580mm,取 L=60mm / 2 6 0 1 6 / 2l L b 4 4 1 0 9 7 7 05 5 1 0 5 2P Tdhl 按轻微冲击算 21 0 0 1 2 0 /P N m m 用双键， 180 度布置，按 1.5 个键计算 1 .5PP 52l mm 16b mm 10h mm 21 5 3 /P N m m 21 5 0 1 8 0 /P N m m 用两个键，满足强度要求。 弯矩图，扭矩图如下： 课程设计说明书 18 课程设计说明书 19 （ 2）输出轴的设计与校核 输出转速2 58 / m innr，转矩 2 4791470T N m m g计算项目及说明 结 果 1）计算作用在轴上的力 转矩2 4791470T N m m g，总传动效率取 0.97 ，则输出功率 2 30 0.97P 2）初步估算轴的直径 选用 40Cr 作为轴的材料， 由式 8 2 3 PdAn计算轴的最小直径并加大 3以考虑键槽的影响 查表 8.6 取 A 100 332 9 . 1100 58PdA n3）轴的结构设计 （ 1）确定轴的结构方案 行星轮 上有一与行星轮固联的圆盘，该圆盘与输出轴相连，从而将转矩传递到输出端。 输出轴一端与圆盘相连，另一端通过连轴器输出，轴共分为八段。 （ 2）确定各轴段的直径和长度 1 段 根据 mind ， 并由 2T 和 2n 选择连轴器 ，选用型号为 6HL ,孔径 75d mm ，轴孔长 107l mm 。 轴的长度应比毂孔长度短 1 4mm。 2 段 第二段轴装轴承端盖，用以使轴承轴向定位以及密封，取其长度为 20mm。 3 段 该段轴上装轴承，轴承选用 7216C 型角接触球轴承，80d mm ， 26B mm 4 段 第四段轴在一对轴承之间，上面用套筒保证两个轴承之2 29.1P kwmin 75d mm1175103d mml mm227820d mml mm338025d mml mm课程设计说明书 20 间的轴向距离，长度取 40mm。 5 段 该段轴装另一轴承，其要求与第三段相同，所以80d mm ， 25l mm 6 段 轴肩，使轴承轴向定位， 88d mm ， 10l mm 7 段 该段轴较大，与行星轮上的圆盘相联，是传递运动和动力的主要部分。 234d mm ， 15l mm 8 段 该段轴与行星轮上圆盘相连的同时，其端面有一凸起，和弹性垫片一起，限制太阳轮的轴向移动。 轴起到定位和传递运动和力的辅助作用， 其大小应大于轴的最小直径，长度小于 行星轮上圆盘厚度。80d mm ， 10l mm 。 4）轴的强度校核 齿轮采用的是直齿，因此轴主要承受扭矩，其工作能力按扭转强度条件计算。轴的材料为 40Cr. 扭转强度条件为： 6 39 . 5 5 1 0 0 . 2TTTTPW d n 2/N mm 3 PdAnmm 式中，T轴的扭转切应力， 2/N mm ； T 轴所受的扭矩， Nmmg ； TW轴的抗扭截面模量， 3mm ； n 轴的转速， /minr ； P 轴所传递的功率， Kw; T轴的许用扭转切应力， 2/N mm ，见表 8.6； A 取决于轴材料的许用扭转切应力 T的系数，其值可查表 8.6. 447740d mml mm558025d mml mm668810d mml mm7723415d mml mm888010d mml mm100A 24 0 5 2 /T N m m 课程设计说明书 21 6633 309 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 00 . 2 0 . 2 7 5 2 6 2TTTPW d n 24 3 .5 /T N m m T 50 2/N mm 5）轴上键的设计及校核 转矩 247491470 /T N m m min 75d mm静联接，按挤压强度条件计算，其计算式为： 4PPTdhl式中， T 转矩， Nmmg ； d 轴径， mm; h 键的高度， mm; l 键的工作长度， mm, A 型键 l L b； B 型键 lL ； C 型键/2l L b ，其中 L 为键的长度， b 为键的宽度； P许用挤压应力 ， 2/N mm ，见表 3.2； 选用 A 型键， 22b mm ， 14h mm ， 6 3 2 5 0L m m ，取 130L mm 1 3 0 2 2l L b 4 4 4 7 9 1 0 4 77 5 1 4 1 0 8P Tdhl 采用双键对称布置 1 .5PP 24 3 .5 /T N m m 满足强度要求 键的参数： 108l mm 22b mm 14h mm 21 6 9 /P N m m 双键，满足强度要求。 7.减速器 轴承的寿命计算 计算项目及说明 结 果 轴承寿命hL610 ()60 th fCL nP式中， P 当量动载荷， N； 寿命指数，球轴承 3 ，滚子轴承 10/3 ； tf温度系数； 11403PN 课程设计说明书 22 1）输入轴上轴承的寿命计算 滚 动 轴 承 当 量 动 载 荷 P ( ) 1 . 4 ( 1 8 1 4 4 . 9 4 0 . 9 2 0 )pP f x R y A 式中， x,y 径向载荷系数和轴向载荷系数； pf载荷系数； R 实际径向载荷； A 实际轴向载荷。 所用轴承为圆锥滚子轴承， 32213 型 160rC kN222OCC kN轴承工作温度 低于 150 度，则温度系数 0.9tf 6 6 3 1 0 / 31 0 1 0 0 . 9 1 6 0 1 0( ) ( )6 0 6 0 2 6 2 1 1 4 0 3th fCL nP 每天工作 12 16 小时，按 15 小时算 / 1 5 / 3 6 5 6 .5hL 即轴承寿命为 6.5 年，按 5 年一大修可满足要求 2）输出轴上轴承的寿命计算 采用角接触球轴承， 7316C 型 89.5rC kN滚动轴承当量动载荷 P ( ) 1 . 4 ( 1 8 1 4 4 . 9 4 0 . 9 2 0 )pP f x R y A 轴承工作温度 低于 15