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机械毕业设计论文
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机械毕业设计788行星混凝土搅拌机,机械毕业设计论文
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毕业 设计说明书 题 目： 滚筒搅拌机减速器的设计 专 业： 机械设计制造及其自化 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期： 2014.05.30 nts 目录 第一章 引言 .2 1. 项目研究的目的意义 .2 2. 搅拌的任务 .3 第二章 行星齿轮传动设计计算 .4 1. 驱动装置工作条件 .4 1.1 电动机规格 4 1.2 总传动比及输出转速 4 2. 设计方案的确定 5 3. 齿轮设计计算 . .5 3.1 第一级行星齿轮传动 5 3.2 第二级行星齿轮传动 . 14 3.3 汇总 .23 第三章 行星轮轴强 度计算 .24 1. 第一级行星轮轴的计算 24 2. 第二级行星轮轴的计算 . .24 第四章 输出齿轮轴计算 . 25 1. 输出轴弯曲刚度计算 . 25 2. 输出轴扭转刚度计算 . 27 第五章 花键强度校核 .29 第六章 太阳轮花键强度计算 .31 1. 输入端太阳轮轴强度校核 31 2. 第二级太阳轮花键轴强度校核 32 3. 输出级花键强度校核 33 第七章 轴承寿命分析 .36 1. 第一级轴承校核 . .36 2. 第二级轴承校核 37 3. 电动机输入处深沟球轴承校核 . .38 4. 圆锥滚子轴承校核 39 第八章 螺栓预紧力矩及强度计算 . 40 1. 第一级螺纹联接强度计算 . .40 2. 第二级箱体联接强 度计算 41 第九章 润滑与密封 . .42 1. 润滑油参数表 42 2. 润滑脂参数表 43 第十章 装配尺寸链 .44 1. 总体尺寸链的计算 44 第十一章 结论 . 45 nts 1 滚筒搅拌机减速器的设计 摘要 :本文完成对一个滚筒搅拌机两级行星齿轮减速器的结构设计。与国内外已有的减速器相比，此减速器具有更大的传动比，它具有结构紧凑、外观尺寸小和重量轻等优点。 论文首先介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势然后比较各传动比结构，从而确定了传动的基本类型。论文主题部分是对传动结构的设计计算，通过分配传动比确定齿轮减速器的大致结构之 后，对其进行了整体结构的设计计算和校核。 关键词 ： 行星齿轮，变位，传动机构 Abstract This paper proposes a design configuration of the two-stage planetary reducer settling for some known parameters. Compared with other gear reducers in the word, it has a larger gear ratio. Furthermore, there are other more advantages, such as, compact configuration, small figure, light avoirdupois and so on. The content is as follow. Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers. As well as its development trend. Secondly, the drive red type is decided by comparing all kinds of gear configuration. The significant part is about the calculation of the configuration design. After distributing gear ratios, the rough configuration will be getting. Then, the holistic configuration can be designed and back-checked. Lastly, the paper is summarized, and the needed improvement is indicated. Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism nts 2 第一章 引言 1.项目研究的目的意义 近年来随着我国经济建设及科学技术的迅速增长，基本建设规模的不断扩大，建设队伍不断增加，大城市基础建设、房地产开发业的迅速发展，推动了混泥土生产量的迅速提高，机械设备在建设施工中的地位也日益显著。加强施工队伍的装备，是改善施工条件，提高施工速度、工程质量经济效益的保障。 混凝土生产是改变传统的现场分散搅拌混凝土的生产方式，实现建筑工业化的一项重要改革。混凝土的商品化生产因其生产的高度专业化和集中化等特点大大提高了混凝土工程质量，节约原材料，加快，提高劳动生产率， 减轻劳动强度，同时也因其节省施工用地，改善劳动条件，减少环境污染而使人类受益。 由于混凝土机械的工作对象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作环境恶劣。因此现代混凝土施工机械已经在向高技术、高效能、多品种、自动化和智能化的方向发展，以改善工作条件及提高生产率。 搅拌是混凝土生产工艺过程中极重要的一道工序，所以应尽可能的是处在搅拌过程中的拌合料各组分的运动轨迹在相对集中区域内互相交错穿插，在整个拌合料体积中最大限度的生产相互摩擦，并尽可能提高各组分体积参与运动的次数和运动轨迹的交叉频率，为混凝土的拌合实现宏 观和微观匀质性创造最有利的条件，因此混凝土施工因向机械化和自动化方向发展。 混凝土搅拌机的设计，是为了满足市场需求，完善产品新的系列，适应建筑施工和实验室工作的要求。它是在封闭的环境中，实现对物料的搅拌和输送，搅拌及输送效果良好，对环境污染少能够改善施工现场施工条件，保障工人身心健康，降低工人施工强度，提高施工效率，减少施工中对环境的破坏。 滚筒式搅拌机具有结构紧凑，传动效率高，噪声低，使用寿命长，运行平稳，工作可靠等优点，并且适合在各种恶劣环境下工作，所以目前国内外广泛应用于nts 3 社会的个股领域和部门。滚筒式 搅拌机又集电动机、减速器和轴承于一体的高效先进的新型输送动力驱动系统。它的工作原理是把电动机的动力通过减速器传递到滚筒。滚筒搅拌机减速器设计的是否合理直接影响到生产率、传输效果等重要指标 。 所以我将对其减速器进行研究和设计，这也是我设计的主要任务。 2.搅拌的任务 一般认为混凝土搅拌的任务： 1.组分均匀分布，达到宏观及微观上的匀质； 2.破坏水泥粒子团聚现象，使其各颗粒表面被水浸润，促使弥散现象的发展； 3.破坏水泥粒子表面的初始水化物薄膜包裹成，促进水泥颗粒与其他物料颗粒的结合，形成理想的水化生成物； 4.由于物料表面常覆盖上一薄层灰尘及粘土，有碍界面结合层的形成，故应使物料颗粒间多次碰撞和互相摩擦，以减少灰尘薄膜的影响； 5.提高混合料个单元体参与运动的次数和运动轨迹的交叉频率，以加速达到匀质化。 nts 4 第二章 行星齿轮传动设计计算 1驱动装置工况条件 1 1电动机规格 驱动装置采用 Y 系列三相异步电动机，具体规格见下表： 表 2-1 Y90L-6电机 规格参数表 型号 额定制动转矩（ Nm） 最大转矩 额定功率 /kw 电源电压 满载转速 阻尼系数 Y90L-6 2.0 2.2 1.1 380 910r/min N/A 图 2-1 Y90L-6 三相异步电机外形尺寸图 安装尺寸及外形尺寸见下表： 表 2-2 Y90L-6电机安装尺寸表 类型 A L D(j6) Y90L-6 140 335 24 1 2总传动比及输出转速 已知齿轮总传动比 I=910/20=45.5，输出转速 n=20r/min。 nts 5 2 设计方案确定 已知传动比为 45.5，输出转速为 20r/min，负载当量值为 368.732Nm，由于负载当量值和传动比都不是很大，因此可以采用两级级行星齿轮传动。 3 齿轮设计计算 根据设计手册上多级行星齿轮传动各级传动之间等强度且尺寸最小的传动比分配原则 ，高速级传动比可以取大些，低速级传动比可以取小些。 初定各级传动比 : i1=7.6 i2=6.0 3 1第 级行星齿轮传动 1） 配齿计算 查 1表 17 2 1 选择行星轮数目，取 n w=3，设输入转速为 960r/min。确定 各 轮 齿 齿 数 ， 选az=13 ，cz=34 ，bz=83 。 因 此 实 际 传 动 比1831 1 7 . 3 8 513bazi z ，按接触强度初算 a-c传动的中心距和模数： 输入转矩IT1 / 2 1 8 7 . 9 9 9 / 2 7 0 8 . 1 0 4T T i Nm 设载荷不均匀系数 Kc=1.15； 在一对 a-c传动中，太阳轮传动的转矩 8 . 1 0 4 1 . 1 5 3 . 1 0 63Ia I cwTTKn Nm 按 1表 17. 2-31查得接触强度使用的综合系数 K=2.5 齿数比 u 34 2 . 6 1 513cIaIzu z 太阳轮的材料采用 12CrNi3，行星轮的材料用 20CrMnTi，齿面硬度 5660HRC，查 1图 16. 2-18 选取limH=1358MPa，内齿轮材料选用 42CrMo，nts 6 limH=1282MPa，硬度为 973HV。 取齿宽系数 0.4a ba 则中心距 a 33 22l i m2 . 5 3 . 1 0 64 8 3 1 4 8 3 2 . 6 1 5 1 2 7 . 7 80 . 4 2 . 6 1 5 1 3 5 8aIaHKTauu mm 模数 2 2 2 7 . 7 8 1 . 1 81 3 3 4a I c Iam zz mm 取模数 m=2 未变位时中心距 11 2 1 3 3 4 4 722a I c Ia m z z mm 由于太阳轮齿数小于 17，为了避免发生根切，将中心距调整为 49mm，再计算其变位系数。 2） 齿轮变位计算 a) 确定行星轮齿数 对于 a-c传动，采用角变位；对于 c-b传动，采用高变位。 由于已经确定中心距为 49mm，根据 4齿轮手册上册表 2.2-9 计算有如下表（见下页）： 表 3-1 第一级行星传动齿轮计算结果汇总 序号 名称 代号 计算公式 计算结果 1 模数 m 取标准值 2mm 2 分度圆压力角 取标准值 20 3 齿顶高系数 *ah取标准值 * 1ah 4 径向间隙系数 *c 取标准值 * 0.25c 5 分度圆柱螺旋角 0 0 6 分度圆直径 d aad mz ， ccd mz 2 1 3 2 6ad m m m m nts 7 bbd mz2 3 4 6 8cd m m m m 2 8 3 1 6 6bd m m m m 7 未变位时中心距 a 1 ()21 ()2a c a cb c b ca d da d d1 ( 2 6 6 8 ) 4 721 ( 1 6 6 6 8 ) 4 92acbca m m m ma m m m m 8 实际中心距 a 取两个之间最大的 49a mm 9 中心距变动系数 y acacbcbcaaymaaym4 9 4 7 124 9 4 9 02acbcyy10 啮合角 c o s c o saa 由于 c-b 传动中心距未变，故啮合角为 20 度 a-c： 47c o s c o s 2 0 0 . 9 0 1 3 3 449 25.66 c-b：传动啮合角为 20 度 11 总变位系数 x ( )2 t a naczzx i n v i n v 由于 c-b 传动采用高变位，所以 x=0 1 3 3 4 ( 2 5 . 6 6 2 0 )2 t a n 2 01 . 1 4 1x i n v i n v c-b： x=0 12 变位系数的分配 acxx根据传动的具体要求，按 4齿轮手册图 2.2-9 分配得ax及cx。依关系 x=0，得到bcxx根据齿数比 34 2 . 6 1 513cIaIzu z ，按齿轮手册图 2.2-9 分配得ax=0.566，cx=1.141-0.566=0.575， 0.575bx 13 齿顶高变动系数 y y x y a-c： 1 . 1 4 1 1 0 . 1 4 1y b-c： 0y 14 齿根圆直径 fd 222fa a fafc c fcfb c fbd d hd d hd d h1222 6 2 1 . 3 6 8 2 3 . 2 6 46 8 2 1 . 3 5 0 6 5 . 3 0 01 6 6 2 3 . 6 5 0 1 7 3 . 3 0fffd m md m md m m nts 8 15 齿顶圆直径 ad *222a a a a aa c c a ca b fcd d hd d hd d a a c m 2 6 2 2 . 8 5 0 3 1 . 76 8 2 2 . 8 6 8 7 3 . 7 3 66 5 . 3 2 4 9 2 0 . 2 5 21 6 4 . 3aaacacd m md m mdmm 16 齿顶高 ah *()0 . 5 ( )a a a aa c a ca b b a bh m h x yh m h x yh d d 2 (1 0 . 5 6 6 0 . 1 4 1 )2 . 8 5 02 (1 0 . 5 7 5 0 . 1 4 1 )2 . 8 6 80 . 5 (1 6 6 1 6 4 . 3 )0 . 8 5aaacabh m mmmh m mmmh m mmm 17 齿根高 fh *()()fa a afc a cfb a bh m h c xh m h c xh m h c x 2 (1 0 . 2 5 0 . 5 6 6 )1 . 3 6 82 (1 0 . 2 5 0 . 5 7 5 )1 . 3 5 02 (1 0 . 2 5 0 . 5 7 5 )3 . 6 5 0fafcfbmmmh m mmmh m mmm 3）校核齿面接触强度和齿根弯曲强度 校核 a-c传动的接触强度 由于太阳轮和行星轮传动相当于定轴线齿轮传动，故可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核 a-c传动的强度。 vH是相对于行星架的圆周速度 11 11 2 6 2 2 9 5 17 . 3 8 5 2 . 71 0 0 0 6 0 1 0 0 0 6 0aIHdn iv m/s 齿面接触疲劳强度公式： 11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u （ 3-1） 式中H 计算接触应力 HZ 节点区域系数，按 1图 16.2-15选取HZ=2.42 EZ 材料弹性系数，按 1表 16.2-43选取EZ=189.8 Z 接触强度计算的重合度与螺旋角 系数，按 1图 16.2-16 选取Z =0.947 nts 9 tF 分度圆上的圆周力， 2 2 3 . 1 0 6 2 3 8 . 9 20 . 0 2 6aItI aITF d N u 齿数比， 34 2 . 6 1 513cIaIzu z b 齿宽， 0 . 4 5 0 2 0aba 取 b =20mm AK 使用系数，按 1表 16.2-36选取AK=1.3 VK 动载系数，按 1式 (16.2-12)得VK=1.073 HK 齿向载荷分布系数，按 1表 16.2-41选取HK=1.348 HK 齿间载荷分配系数，按 1表 16.2-42选取HK=1.027 将以上各数值代入（ 3-1）式得 2 3 8 . 9 2 . 6 1 5 12 . 4 2 1 8 9 . 8 0 . 9 4 7 1 . 3 1 . 0 7 3 1 . 3 4 8 1 . 0 2 7 5 3 3 . 4 82 0 2 6 2 . 6 1 5H M P a 许用接触应力 l i mm i nH N T L V R W XHPHZ Z Z ZS （ 3-2） limH 试验齿轮的接触疲劳极限应力，按 1图 16.2-17，取limH=1358MPa NTZ 接触强度计算的寿命系数，按 1图 16.2-18，取NTZ=1.042 LVRZ 润滑油膜影响系数，按 1图 16.2-19，取LVRZ=0.95 WZ 工作硬化系数，按 1图 16.2-21，取WZ=1.000 XZ 接触强度计算的尺寸系数，按 1图 16.2-22，取XZ=1.000 minHS 接触强度最小安全系数，按 1表 16.2-46，取minHS=1.250 将各数值代入式（ 3-2）中，得 1 3 5 8 1 . 0 4 2 0 . 9 5 1 1 10751 . 2 5HP MPa 因为HSp，故安全。 2. 第二级太阳轮花键轴强度校核 1). P=1.95KW， n2=310.8r/min，太阳轮 -花键轴的材料为 12CrNi3，调质处理，由 3表 3-2-42 查得： 930bMPa， 685sMPa， 4501 MPa，2601 MPa。 2) 太阳轮 -花键轴的最小直径 取 A=104（按 2表 6-1-19 选取，因只受扭矩作用，载荷较平衡） 轴的危险截面的最小直径 33221 . 9 51 0 4 1 9 . 1 83 1 0 . 8PdAn mm，取 2d =20mm 3) 太阳轮 -花键轴的强度 由于此太阳轮 -花键轴只承受扭转作用，故可以按只 考虑扭转作用的强度计算公式来校核。考虑到此轴会发生正反转，因此应按交变应力作用下的计算公式来校核。此时，危险截面的抗扭截面系数为 3 3 3 63 . 1 4 ( 2 0 1 0 ) 1 . 5 7 1 01 6 1 6tWd m3 nts 32 最大扭转应力maxm a x 66 0 . 3 3 8 . 4 11 . 5 7 1 0tTW MPa 最小扭转应力 min min 38.41 MPa r=-1 此时安全系数 S maKS 1式中 1 对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取 1 =260MPa K 扭转时的应力集中系数，按 2表 6-1-32 取K=1.60 表面质量系数，按 2表 6-1-36 取 =0.89 扭转时的尺寸影响系数，按 2表 6-1-34 取=0.89 a 扭转应力的应力幅，取a=38.41MPa 材料扭转时的平均应力折算系数，按 2表 6-1-33 取=0.21 m 平均应力，取m=0 代入各数值得 260 3 . 3 51 . 6 3 8 . 4 1 00 . 8 9 0 . 8 9S 按 2表 6-1-26 许用安全系数 Sp=1.3， SSp，故安全。 3. 输出级花键轴强度校核 1) 已知输入功率 P=1.95KW， n=8.5r/min，太阳轮 -花键轴的材料为 12CrNi3，调质处理，由 3表 3-2-42 查得： 930bMPa， 685sMPa，4501 MPa， 2601 MPa。 nts 33 2) 初算太阳轮 -花键轴的最小直径 取 A=100（按 2表 6-1-19 选取，因只受扭矩作用，载荷较平衡） 轴的危险截面的最小直径 33111 . 9 51 0 0 6 1 . 2 28 . 5PdAn mm，取 4d =62mm 3) 精确校核太阳轮 -花键轴的强度 由于此太阳轮 -花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核。考虑到此轴会发生正反转，因此应按交变应力作用下的计算公式来校核。此时，危险截面的抗扭截面系数为 3 3 3 63 . 1 4 ( 6 2 1 0 ) 4 6 . 7 9 1 01 6 1 6tWd m3 最大扭转应力maxm a x 62188 4 6 . 7 24 6 . 7 9 1 0tTW MPa 最小扭转应力 min min 46.72 MPa r=-1 此时安全系数 S maKS 1式中 1 对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取 1 =260MPa K 扭转时的应力集中系数，按 2表 6-1-32 取K=1.62 表面质量系数，按 2表 6-1-36 取 =0.89 扭转时的尺寸影响系数，按 2表 6-1-34 取=0.74 a 扭转应力的应力幅，取a=46.72MPa 材料扭转时的平均应力折算系数，按 2表 6-1-33 取=0.21 nts 34 m 平均应力，取m=0 代入各数值得 260 2 . 2 61 . 6 2 4 6 . 7 2 00 . 8 9 0 . 7 4S 按 2表 6-1-26 许用安全系数 Sp=1.3， SSp，故安全。nts 35 第七章 轴承寿命分析 由轴承寿命公式，得 61060CL nnP（ 8-1） 式中： Ln 轴承寿命，（小时）； C 基本额定动载荷（ N）； P 当量动载荷（ N）； 对接触角 0 o 时， P X YFFra， （ 8-2） 对接触角 0 o 时， P Fr （ 8-3） X、 Y值可查 3表 39.3-3 寿命指数， 球轴承 =3，滚子轴承 103； n 轴承转速（ r/min） . 同时，又有 2 1a c aa c bz z znnz z z （ 8-4） 式中： 1n 太阳轮转速， r/min; 2n 行星轮转速， r/min; az、bz、cz 分别为太阳轮 、内齿轮及行星轮齿数； 经计算，一至三级的太阳轮和行星轮转速依次为： 11 2 2 9 5 / m i nrn ， 12 4 2 9 . 6 / m i nrn ； 21 3 1 0 . 8 / m i nrn ， 22 6 1 . 0 7 / m i nrn ； 31 4 3 .6 / m i nrn ， 32 1 4 . 9 2 / m i nrn ； 1. 第一级轴承校核 所选轴承型号为； FAG滚针轴承 K15 19 17 nts 36 其相应的参数如下： 11300NC r ， 103； 查 3表 36.2-12得 NGW型行星齿轮传动受力分析： 行星轮圆周力为： 1000T aF t n raw（ 8-5） 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 1 2FFrt g （ 8-6） 这里， 3nw ， 11 2 1 3 1322m zr a ， （转矩单位： Nmg ，长度单位 mm ，力的单位： N） 轴承受径向力 1FFrr 代入数据计算： 119549 9 5 4 9 1 . 9 5 8 . 1 1 ( )2295P NmT a n g功 1 0 0 0 8 . 1 1 2 0 7 . 9 53 1 3F t N 1 2 2 2 0 7 . 9 5 4 1 5 . 9 0rFF t N 1 4 1 5 . 9 0P FFrr (N) 将所有数值代入（ 8-1）式，的 121066113001 0 1 0 63 2 . 3 4 1 0 ( )6 0 6 0 4 2 9 . 6 4 1 5 . 9C r hL nnP 1 2 7 0 . 7 5 ( )2 4 3 6 0L nL n 年 所以该轴承寿命约 270.75年，满足要求。 2. 第二级轴承校核 所选轴承型号为； FAG滚针轴承 K25 35 30 其相应的参数如下： 47000NC r ， 103； 查 3表 36.2-12得 NGW型行星齿轮传动受力分析： nts 37 行星轮圆周力为： 1000T aF t n raw（ 8-7） 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 1 2F Ftr g （ 8-8） 这里， 3nw ， 11 2 1 6 1622m zr a ， （转矩单位： Nmg ，长度单位 mm ，力的单位： N） 轴承受径向力： 1FFrr 代入数据计算： 219549 9 5 4 9 1 . 9 5 6 0 . 0 ( )3 1 0 . 8P NmT a n g功 1 0 0 0 6 0 . 0 12503 1 6F t (N) 1 2 2 1 2 5 0 2 5 0 0FFrt (N) 1 2500P FFrr (N) 将所有数值代入（ 8-1）式，的 221066470001 0 1 0 3 64 . 8 2 ( )106 0 6 0 6 1 . 0 7 2 5 0 0C r hL nnP 1 5 5 8 . 0 8 ( )2 4 3 6 0L nL n 年 所以该轴承寿命约 558.08 年，满足要求。 3. 电动机输入处深沟球轴承校核 所选轴承型号为； FAG深沟球轴承 16012 其相应的参数如下： 20000NC r ， =3， 17600Cor ， 0 .2 8 3m kg轴 承该轴承径向受力不大，可认为是 0，由于变奖减速器运动为 360o ，当电动机成倒 90o 时，第一级太阳轮全部压在该轴承上，估算出该齿轮轴向上受第一级太阳轮几其相连套筒及轴承本身的重力，共计约 40N，即轴承受轴向力 40NFa nts 38 则得 4 0 / 1 7 6 0 0 0 . 0 0 2 2 7F aC or 查 3表 39.3-3，由线性插值法计算出 e=0.031， X=0.56， Y=0.38 0 . 5 6 0 0 . 3 8 4 0 1 5 . 2 ( )P X Y NFFra 将所有数值代入（ 8-1）式，得 10366 200001 0 1 0 1 . 6 5 1 0 ( )6 0 6 0 2 2 9 5 1 5 . 2C r hL n nP 101 1 . 6 5 10 2 0 ( )2 4 3 0 0 2 4 3 0 0L nL n 年所以该轴承寿命满足要求。 4.圆锥滚子轴 承的校核 由装配图可看出减速器两圆锥滚子轴承与输出齿轮满足下图关系； 图 7-1 输出齿轮受力简图 因为输出齿轮； m=14， z=14 计算出输出齿轮径向力： 32 2 9 5 4 9 1 . 9 5 1 0 2 0 8 1 3 6 . 0 51 4 1 4 8 . 5Tt g t g t gFFrt nnd o（ N） 由图可以计算出：1 5 6 1 5 .4 4 NF r ， 2 1 3 7 5 1 .4 9 NF r 4.1 润滑油密封处圆锥滚子 轴承的校核 所选轴承型号为； 30216-A 其相应的参数如下： 154000 NC r ， 103， m=1.68kg， e=0.42; 由于变奖减速器运动为 360o ，当电动机成 90o 时，各级太阳轮和行星轮都压在该轴承上，估算出该总的轴和轮的质量及其上所负零件和轴承本身的重力，共计约 2000N，即受轴向力 1Fa 2000N，同时由径向力产生的附加轴向力， nts 39 1 0 . 4 2 5 6 1 5 . 4 4 2 3 5 8 . 4 82 eFFar N 则总的轴向力为 12F F Fa a a 2000+2358.48=4358.48（ N） 因为1/ eFFar ，故 X=0.40， Y=1.30，所以 1 0 . 4 0 5 6 1 5 . 4 4 1 . 3 0 4 3 5 8 . 4 8 7 9 1 2 . 2P X YFFra N 将所有数值代入（ 8-1）式，的 10661540001 0 1 0 73 3 . 8 9 1 06 0 6 0 8 . 5 7 9 1 2 . 2C rL nnP 1 5 4 0 1 . 4 3 2 0 ( )2 4 3 0 0L nL n 年 所以该轴承寿命满足要求。 4.2 润滑脂密封处圆锥滚子轴承的校核 所选轴承型号为； 30218-A 其相应的参数如下： 199000 NC r ， 103， e=0.42， m=2.64kg 由于变奖减速器运动为 360o ，当电动机成 90o 时，各级太阳轮和行星轮都压在该轴承上， 估算出该总的轴和轮的质量其上所负零件和轴承本身的重力，共计约 2000N，即受轴向力 1Fa 2000N，同时由径向力产生的附加轴向力， 1 0 . 4 2 1 3 7 5 1 . 4 9 5 7 7 5 . 6 32 eFFar N 则总的轴向力为 12F F Fa a a 2000+5775.63=7775.63（ N） 因为2/ eFFar ，故 X= 0.40， Y= 1.36，所以 2 0 . 4 0 1 3 7 5 1 . 4 9 1 . 3 6 7 7 7 5 . 6 3 1 6 0 7 5 . 4 5P X YFFra 将所有数值代入（ 8-1）式，的 10661990001 0 1 0 3 68 . 6 0 106 0 6 0 8 . 5 1 6 0 7 5 . 4 5C rL nnP 1 1 1 9 5 . 0 8 2 0 ( )2 4 3 0 0L nL n 年 所以该轴承寿命满足要求。 nts 40 第八章 螺栓预紧力矩及强度计算 采用普通螺栓时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩 T，假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为0F，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中今后作用在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转对，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O的 连线相垂直。根据作用在箱体上的力矩平衡及联接强度的重要条件，应有 rzTKF n0（ 9-1） 式中nK 可靠性系数，取nK=1.2 联接摩擦副的摩擦因数，查 2表 5-1-52得 =0.15 r 转矩作用半径 z 螺栓个数 1. 第一级螺纹联接强度计算 由齿轮的设计计算说明书中可知1 421.5T Nm， r=0.1015m， z=8.代入具体数值，得 11 . 2 4 2 1 . 5 4 1 5 2 . 70 . 1 5 0 . 1 0 1 5 8FN 此接合面选用 M10 的外六角螺栓联接，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力 2F 的拉伸作用而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩的扭转而产生扭转切应力，使螺栓处于拉伸扭转的复合应力状态下。因此，进行仅受预力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力 扭转切应力的作用。 则螺栓预紧力状态下的计算应力为 112214 1 5 2 . 71 . 3 1 . 3 6 8 . 7 70 . 0 1 044F M P ad 螺栓的许用拉应力为 2254.1315 n slp MPa 式中 n 安全系数 nts 41 lp 1因此，螺钉强度满足。 此时可以算得螺栓的拧紧力矩为 010 . 2 0 . 2 4 1 5 2 . 7 0 . 0 1 8 . 3 0 5T F d N.m 2. 第二级箱体联接螺纹强度计算 由齿轮的设计计算说明书中可知2 1685.35T Nm， r=0.1295m， z=10 代入具体数值，得 21 . 2 1 6 8 5 . 3 5 1 0 4 1 1 . 40 . 1 5 0 . 1 2 9 5 1 0FN此接合面选用 M12 的外六角螺栓联接，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力 2F 的拉伸作用而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩的扭转而产生扭转切应力，使螺栓处于拉伸扭转的复合应力状态下。因此，进行仅受预力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力扭转切应力的作用。 则螺栓预紧力状态下的计算应力为 222221 0 4 1 1 . 41 . 3 1 . 3 1 1 9 . 7 40 . 0 1 244F M P ad 螺栓的许用拉应力为 2254.1315 n slp MPa 式中 n 安全系数 lp 2因此，螺栓强度满足。 此时可以算得螺栓的拧紧力矩为 3020 . 2 0 . 2 1 0 4 1 1 . 4 1 0 1 0 2 0 . 8T F d N.m nts 42 第九 章 润滑与密封 考虑该减速器的工作形式，所有齿轮都须润滑，故采取全浸油式润滑。为防止减速箱内润滑油泄漏和外界杂质，灰尘等侵入，各接合表面须安装密封装置，可以在各接合面上安装纸垫，并用螺钉（螺栓）拧紧，以保证减速器的密封性。齿轮油选用 Mobil SHC XMP 460 润滑油，油封下轴承采用 Mobil SHC 460 润滑脂润滑。 1. 润滑油参数表 表 9-1 Mobilgear SHC XMP 460 型润滑油技术参数 ISO粘度等级 460 粘度 ASTM D 445(cST40OC ) 460 粘度 ASTM D 445(cST100OC ) 48.7 粘度指数 ASTM D 2270 166 倾点 OC ASTM D 97 -36 闪点 OC ASTM D 92 232 密度 15OC kg/l， ASTM D4025 0.863 失效级数 10 GFT级 高 FZG齿轮试验， DIN51534（修订） A/16.6/90，失效级数 14+ 四球抗磨试验， ASTM D4172， mm（每分转 1800 转， 20kg，54C， 60分钟） 0.25 防锈试验， ASTM D665，海水 合格 分水性， ASTM D1401， 82C达到 40/37/3时的时间，分钟， min 10 泡沫试验， ASTM D892，顺序 |，倾向性 /稳定性，毫升 /毫升 (ml/ml) 0/0 nts 43 2. 润滑脂参数表 表 10.2 Mobilth SHC 460 型润滑脂参数 NLGI级数 1.5 DIN 51825 KPHC 1-2N-40 增稠剂类型 复合锂基 外观颜色 红色 针入度 (工作温度 25OC ASTM D217) 305 滴点 ， OC ， ASTM D2265 255 基础油粘度 ASTM D445(cST40OC ) 460 Timken OK负荷值， ASTM D2509，磅， lb 50 四球焊接负荷， ASTM D 2596， Kg 250 C失重， wt %水冲失， ASTM D
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