机械课程设计说明书,行星齿轮减速器传动装置设计(单级)

1、你的大学标志基于行星轮减速器的传动装置设计学院：XXXXXXXXXXXXXXX专业：机械设计制造及其自动化班级：机械xxx学号：XXXXX姓名：XXXXX指导老师：XXXXXXX目录一、设计选题错误！未定义书签.应用背景错误!未定义书签.题设条件错误!未定义书签.二、传动装置的方案设计错误！未定义书签.选取行星齿轮传动机构错误！未定义书签.总体传动机构的设计错误!未定义书签.三、传动装置的总体设计错误！未定义书签.选择电动机错误！未定义书签.传动系统的传动比错误!未定义书签.传动系统各轴转速/功率/转矩错误！未定义书签.四、减速器传动零件的设计错误！未定义书签.齿轮的设计计算与校核错误！未定义

2、书签.确定各齿轮的齿数错误！未定义书签.初算中央距和模数错误！未定义书签.齿轮几何尺寸计算错误！未定义书签.齿轮强度校核受力分析/接触弯曲强度校核错误!未定义书签.轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核错误！未定义书签.行星轴设计轴/轴承错误！未定义书签.行星架结构设计错误！未定义书签.输入轴的设计轴/轴承/联轴器/键选用及校核错误！未定义书签输出轴的设计轴/轴承/联轴器/键选用及校核错误！未定义书签箱体的设计及润滑密封的选择错误！未定义书签.箱体的设计错误！未定义书签.润滑密封的选择错误！未定义书签.五、课程设计总结错误！未定义书签.六、主要参考文献错误！未定义书签.一、设计选题应用背景近些年

3、,随着国际工业水平的不断提升以及国家对工业技术的支持助力,越来越多的工业机器取代了人力,各行各业从中获利；同时由于市场工艺方面的需求,涌现了一批体积小,效率高的新型机械产品.它们一般都是以小巧紧凑,平稳高效,方便快捷而深获各行各业的青睐.这些机器其中就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结构.现在市场上常用的减速器大多是普通齿轮减速器,一般都比拟笨重粗糙,不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念.而行星齿轮传动的主要特点就是体积、质量小,结构紧凑,承载水平、传动效率高,传动比拟大且运动平稳、抗冲击和振动的水平较强.所以,设计出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的.故本次机械创新设计

4、为一套基于行星轮减速器的传动装置设计.题设条件现取一款市场上常用的运输带工作机,其工作拉力F=10000N运输带速度v=s,卷筒直径D=205mm;根据这款运输机的工作要求,设计出一套基于行星轮减速器的传动装置.另要求该减速器能够连续工作10年；承受中等冲击.二、传动装置的方案设计选取行星齿轮传动机构最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构.行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型N内啮合,W外啮合,G内外啮合公用行星轮.其中最常用为NGW型.NGW型按根本结构的组成情况不同有2Z-X3Z、Z-X-VZ-X等类型.其中2Z-X型

5、以其结构简单,制造方便,在机械传动中应用最广.2Z-X型为单级传动,效率高达,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构.图12Z-XA行星齿轮传动机构简化图如上图所示,a为太阳轮,b为内齿轮,c为行星轮,x为转臂,II轴III轴可为输入输出轴.当II轴为输入轴时,机构整体为减速；当III轴为输入轴时,机构整体为加速.总体传动机构的设计1电动机p-2-联轴器353行星齿轮减速器-/v4-卷筒=-、5运输带27图2带式运输机传动装置如图2所示,运输机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、卷筒组成.电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器,行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒,使之带动运输带

6、工作,完成传动方案.三、传动装置的总体设计选择电动机按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机.具结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V.工作机有效功率巳=二二,根据条件所给数据1000F=10000Nv1.3m/So那么工作机有效功率有：P=-F-v=100001.3=13kW10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为23312340.990.990.980.990.93式中：1,2,3,3分别为弹性联轴器效率,滚动轴承效率,行星轮传动机构效率,卷筒效率10.99,20.99,30.98,40.99所以电动机输出功率为：Pw13Pd14kW0.93按资料查找2Z-X型的行星

7、轮传动比I行星轮=2.8:13工作机卷筒的转速为nw601000/D6010001.3205121.1T/min121r/min所以电动机转速的可选范围为ndInw=(2.8:13)120(336:1560)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min三种,比拟三种电机,选1000r/min的电机时,总传动较小,传动装置结构尺寸小,在根据额定功率大小选择电机型号,故确定电机的型号为Y180L-6其满载转速为970r/min,额定功率为15KW.电动机型号：Y180L-6额定功率：15KW同步转速：1000r/min满载转速：970r/min<

8、)传动系统的传动比总传动比=电机满载转速/工作机转速即,nm970121.11i-传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1)2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注：电动机轴为轴I,减速器高速级轴为轴n,低速级轴为轴田,卷筒轴为轴iv,那么各轴的转速n：nnnm970r/minnn970.nmnw-121.25r/mini8各轴的输入功率RPd14kWRP1140.9913.86kW22PwPu22313.860.9920.9813.3kW巳Pm4113.30.990.9913kW各轴的输入转矩P1479550-9550137.8Nmn970R13.86Tn95509550-136.46Nmnn

9、970Tm95509550里31049.71Nm1050Nmnm121心955095501026.03Nm1026Nmnw121四、减速器传动零件的设计行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内,行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内,太阳轮通过联轴器与高速轴联接,以实现传动.传动零件的设计计算,大致包括：齿轮的设计计算与校核齿数/模数/中央距/齿轮材料/弯曲接触强度校核轴的设计计算与校核三个轴:行星轴/输入轴/输出轴轴尺寸及强度校核轴承的选型与寿命计算键的选择与强度计算箱体的设计润滑与密封的选择齿轮的设计计算与校核确定各齿轮的齿数据2Z-XA

10、/行星传动的传动比ip值和按其配齿计算见?行星齿轮传动设计?公式3-27公式3-33可求得内齿轮b和行星轮c的齿数Zb和乙.现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小,应选择中央轮a的齿数Za=17和行星轮np=3.根据内齿轮Zbip1Za8117119对内齿轮齿数进行圆整,同时考虑到安装条件,取4115,此时实际的p值与给定的p值稍有变化,但是必须限制在其传动比误差的范围内.实际传动比为i1亘11517.76Za17其传动比误差iU口且63%ip8由于外啮合采用角度变位的传动,行星轮c的齿数Zc应按如下公式计算,即zcZ_a=H5：lZ4922再考虑到安装条件为二二bC33(整数)2故行星轮各齿数为

11、Za17,Zb49,zc115初算中央距和模数(1)齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮材料为40Cr,调质处理,强度极限s700MPa,屈服极限b500MPa,齿面硬度为280HBs由?行星齿轮传动设计?P166图6-13查得齿轮的接触疲劳极限hlim920MPa图6-26查得齿轮的弯曲疲劳极限Flim350MPa行星轮材料为40Cr,调质处理,强度极限s700MPa,屈服极限b500MPa,齿面硬度为240HBs行星轮齿形为渐开线直齿.最终加工为磨齿,精度为6级.内齿圈材料为30CrMnSi,调质处理,强度极限1100MPa,屈服极限900MPa,外表硬度为320HBs齿形终加工为插

12、齿,精度7级.(2)减速器的名义输出转速n2上n1n11000由i一得n2-125r/minn2i8(3)载荷不均衡系数KP查?行星齿轮传动设计?,取KHpKFp1.4(4)齿轮模数m和中央距a(m=,a082.5mm)首先计算太阳轮分度圆直径：TiKaKhpKhu12dHlim(mm)式中：正号为外啮合,负号为内啮合;Kd算式系数为768直齿传动；u齿数比为2.8217Ka使用系数为；Kh综合系数为2;Ti太阳轮单个齿传递的转矩.TP14T19550-95500.99Nm44.12NmnDn1n031000pp其中一高速级行星齿轮传动效率,取=np一行星轮的数量pd一齿宽系数暂取b/da=H

13、lim=1450Mpa代入下式得:da人3ndHlimu768J44.121.251.41.6(2.821)0.514502.8241.6hm模数m*4162.45Za17取模数m=11那么a0m(zazc)2.5(1749)mm82.5mm22取中央距a082.5mm由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故d0.4:0.6取d0.6计算齿轮齿宽bdd0.62.51725.5mm考虑不可防止的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略为加宽510mm;一般会取小齿轮齿宽等于匕35mm,大齿轮齿宽b230mm这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮.为了保证三者之间的稳定性,选择取行星轮齿宽

14、35mm,太阳轮、内齿轮齿宽30mm.齿轮几何尺寸计算图3行星轮结构各齿轮副对于单级的2Z-XA/的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算,各齿轮副的计算结果如下表：各齿轮副的几何尺寸的计算结果单位：mm工程计算公式a-c齿轮副外啮合b-c齿轮副内啮合分度圆直径ddimZid2m2Z2d12.51742.5d22.549122.5d1122.5d22.5115287.5基圆直径dbdb1d1cosdb2d2cosdb142.5cos2(o39.94db2122.5cos2(°115db1115db2287.5cos20270.16齿顶圆直径da外啮合da1d12mlida2d22mha

15、da147.5aida2127.5内啮合*da1d12mhada2d22mhada1127.5a1da2282.5齿根圆直径df外啮合.-,.*、df1d12m(hac).一,.*、df2d22m(hac)df136.25df2116.25内啮合*df1d12m(hac)df2d22m(hac)df1116.25df2293.75注：齿顶高系数：太阳轮、内齿轮、行星轮一ha1,顶隙系数：内齿轮、行星轮一c0.25；模数m=齿轮装配需满足4个条件：传动比条件/邻接条件/同心条件/安装条件本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/安装条件'现验算其邻接条件：dac2aacsin一n

16、P行星轮c的齿顶圆的直径dac125,aac82和np3代入上式,那么得125282sin142mm满足邻接条件3齿轮强度校核(受力分析/接触弯曲强度校核)(1)行星轮结构受力分析首先进行行星齿轮传动的受力分析,行星齿轮传动的主要受力构件有中央轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等.进行受力分析时,假设行星齿轮转动为等速旋转,多个行星轮受载均匀,且不考虑摩擦力及构件自重的影响.即在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态图(4)行星轮结构受力分析输入件所传递的转矩口传递给太阳轮上,故可得太阳轮(小齿轮)的转矩T1n1364645.49(Nm),式中np为行星轮个数.nP3对于直齿圆柱齿轮传动,

17、2000T1200045.49切向力Ft12141Nd142.5径向力FrFttan2162tan20=779N应力循环次数NbNa60n?npLh60848.753660001.0081010次式中：n；nanH970121.25848.75r/min,nH为太阳轮相对于行星架的转速.该减速器要求连续工作10年,每年按330天计算,每天按20小时计算,即Lh103302066000h.(2)齿轮强度校核在行星齿轮传动中,外啮合的中央轮,如2Z-X(A/传动中的齿轮a太阳轮,由于它处于输入轴上,且同时与几个行星轮相啮合,应力循环次数最多,承受载荷较大,工作条件较差,通常是行星传动中的薄弱环节.

18、故本节仅列出相啮合的小齿轮中央轮的强度计算过程,大齿轮行星轮的计算方法相同,故略.齿面接触强度校核：a-c传动强度校核齿面接触应力：HH0KaKvKhKhf+FuFtu1式中：H0ZhZeZZ.-u-齿根弯曲应力齿根弯曲应力：FF0kakvkfkf式中：F01YFaYsaYYbm确定强度计算公式中的各种系数：1使用系数Ka由前面计算太阳轮分度圆直径时查知Ka=2动载荷系数Kv由小齿轮中央轮相对于转臂行星架的节点线速度Vh确定,由?行星齿轮传动设计?公式6-57可求得Vh,HdQ603.1442.5848.756010001.89m/s查图6-6,得Kv=3齿向载荷分布系数Kh、Kf接触强度计算

19、:弯曲强度计算:Kh1(b1)h=1Kf1(b1)f=1由?行星齿轮传动设计?P158查知,如果2Z-XA型和2Z-XB/行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小与或等于时,那么取齿向载荷分布系数Kh=Kf=14齿间载荷分布系数Kh、KfmKAFt1.252141-因89.2N/mm30100N/mm,精度6级,硬齿面直齿轮,查?行星齿轮传动设计?表6-9,得KhZ21.1520.756,Kf0.25由该书公式6-63得重合度系数ZJ4J%01.15乙.(tanat12.z2“tanat)(tan&22tanat尸0atat200.25an2cosb5节点区域系数Zh按下式计

20、算Zh2cos0cos20-c22.49cos20sin202cosbcost2cossint式中：直齿轮b0,t一端面节圆啮合角,一端面压力角6弹性系数Ze查?行星齿轮传动设计?表6-10,得ZE189.8VMPa钢-钢7载荷作用齿顶时的齿形系数YFa根据Za17和Xa0,查?行星齿轮传动设计?图6-22得YFa=2.98载荷作用齿顶时的应力修正系数Ysa查?行星齿轮传动设计?图6-24得YSa1.509螺旋角系数Z、Y因直齿轮0,ZJcos1,Y1112010齿数比uZc49Za172.9齿面接触应力:HH0KaKvKh_Kh_816.71.251.0210.756801.8MPahoZh

21、ZeZZ21412912.49189.81.151816.MPa,42.5302.9FF0KAKVKFKF齿根弯曲应力:31.041.251.0214158MPa21412.91.50.25131.04MPa302.5确定许用接触应力HP的各种系数:1寿命系数Znt因Na1.0081010次,查?行星齿轮传动设计?图6-16,得Znt0.92润滑系数Zl取V40165mm2/s,40C时润滑油的名义运动粘度?机械设计?P234并由Hlim920MPa?行星齿轮传动设计?图6-17,得Zl二3速度系数Zv因Vh1.89m/s,Hlim920MPa查?行星齿轮传动设计?P170图6-18,彳#Zv

22、1.014粗糙度系数Zr取齿面Rz6Ra61.69.6m,并由Hlim920MPa查?行星齿轮传动设计?图6-19,得Zr1.155工作硬化系数Zw因齿轮为硬齿面,且齿面Rz9.6m6m由?行星齿轮传动设计?图6-20,得Zw1.26)尺寸系数Zx查?行星齿轮传动设计?表6-15,得Zx1.07HPHlimZNTZlZvZrZwZx7000.91.121.011.151.21.071052MPa接触强度平安系数ShSh上黑1.32SHmin查?行星齿轮传动设计?表6-11,知可靠性高,符合设计要求确定许用弯曲应力FP的各种系数1)寿命系数Ynt因Na1.0081010次,查?行星齿轮传动设计?

23、图6-31,得Ynt0.852)尺寸系数Yx查?行星齿轮传动设计?表6-17,得Yx1.03)相对齿根圆角敏感系数YrelT近似取YrelT1.04)齿根外表状况系数Yr®t查?行星齿轮传动设计?表6-18,得YRre1T1.6740.529(Rz1)0.11.6740.529(37.81)0.10.91(齿根Rz6Ra66.337.8m)计算许用弯曲应力FPFPFlimYNTY向tYr向TYX5000.851.00.911.0386.75MPa弯曲强度平安系数SfSF386.751582.45SFmin查?行星齿轮传动设计?表6-11,知可靠性高,符合设计要求故行星齿轮结构强度校核

24、符合要求轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核三个轴:行星轴/输入轴/输出轴行星轴设计轴/轴承1初算轴的最小直径在相对运动中,每个行星轮轴承受稳定载荷Ft2Fac22141=4282N,当行星轮相对于行星架对称布置时,载荷Ft那么作用在轴跨距的中间.取行星轮与行星架之间的间隙2.5mm,齿宽b2=35,那么跨距长度l0b235540mm.当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时,就可以把它看成是具有跨距为l0的双支点梁.当轴较短时,两个轴承几乎紧紧地靠着,因此,可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷qF"l°下列图.图4行星轮轴的载荷简图危险截面在跨度中间内的弯矩?材料力学?q

25、ioFJo428240821410Nmm行星轮轴采用40Cr钢,调质s500MPa,考虑到可能的冲击振动,取平安系数S2.5;那么许用弯曲应力bs/S(500/2.5)MPa200MPa,由材料力学中,弯曲应力的强度条件:Mmaxmaxmax=.WId3|对于截面是直径为d的圆形,那么：W=d/232故行星轮轴直径d0q32214103mm120010.3mm取d010.3mm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定(2)选择行星轮轴轴承及寿命计算在行星轮内安装两个轴承,每个轴承上的径向载荷FrFrHncFttan20o2141tan20o389.5N22在相对运动中,轴承外圈的转速hz17na-84

26、8.75r/min300.6r/min448考虑到行星轮轴的直径d010.7mm,以及安装在行星轮体内的轴承,其外廓尺寸将受到限制,故初步选用深沟球轴承6404型,其参数为d20mm,D72mm,B19mm根本额定动载荷：Cr31.0kN根本额定定载荷C0r15.2kNnhm13000r/min油浴；取载荷系数fp1.2;(中等冲击)当量动载荷P行星轴上所受径向力Fr389.5NfDFr1.2389.5467.4NpI轴承的寿命计算Lh106户0、360nHPc106310003300.660467.416176283!根据设计要求,该减速器要求连续工作10年,每年按330天计算,每天按20小

27、时计算,即Lh16176283h103302066000h.所以设计决定选用6404型轴承,并把行星轮轴直径增大到d0d20mm.校核行星轮轮缘厚度c是否大于许用值:(d)D2106.5172217.255hmmin2.5m2.52.56.25mm满足条件cmin/星轴:行星轮轴直径d=20mm;深沟球轴承6404型：d20mm,D72mm,B19mm/行星架结构设计一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小,质量小,具有足够的强度和刚度,动平衡性好,能保证行星齿轮间的载荷分布均匀,而且具有良好的加工和装配工艺.基于以上要求,结合?行星齿轮传动设计?的行星架结构特点,决定选用双侧板分开式行星架,材料选

28、用20MnV.图(5)行星架结构图(5)所示行星架的主要结构外形尺寸可按经验公式确定：行星架厚度(0.20.3)a(0.2:0.3)82.5(16.5:24.75)mm这里取24mma为中央距行星架外径D2dc245mmdc为行星轮分度圆直径输入轴的设计轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核1初算轴的最小直径dAo,：初步估算轴的最小直径,选取轴材料为40Cr钢,调质处理.根据下表查得Ao.轴常用几种材料的T及Ao值轴的材料Q235-A、20Q275、354540Cr、35SiMnT/MPa15-2520-3525-4535-55A149126135112126103112-97查表取Ao112

29、,得P13.86dm.Ao3112327mmn1000输入轴的最小直径安装法兰,该截面处开有键梢,轴颈增大5%7%故dmin28.35,28.89mm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定.2选择输入轴联轴器根据传动装置的工作条件拟选用LX型联轴器,计算转矩为：TC=KT1.5133.7200.55Nm式中：K为工况系数,查机械设计教材得工作机为带式运输机时K为,取K=.T为联轴器所传递的名义转矩,_6P614_T9.55106=9.5510=13370Nmm133.7Nmn1000由计算转矩查表选用LX3型联轴器Tn1250Nm200.55Nmn4750r/min1000r/min其轴孔直径d为3

30、048mm,选择半联轴器的孔径为40mm,半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径d=40mm;为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比L=84mm略短一些,即取80mm.(3)选择输入轴轴承及寿命计算根据估算所得直径,轮毂宽及安装情况等条件,轴的结构尺寸可进行草图设计.该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6210型,其尺寸为dDB50mm90mm20mm,轴承的寿命计算其参数为dDB50mm90mm20mmCr35kNC0r23.2kNnhm8500r/min(油浴)；取载荷系数fp1.2;(中等冲击)输入

31、轴上所受径向力FrFttan20o2141tan20o779N当量动载荷PfpFr1.2779934.8Np轴承的寿命计算Lh106&1060n'P601000350003)3=874776h>66000h934.8故该对轴承满足寿命要求.(4)输入轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时,其主要失效形式是工作面被压溃.因此,通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算.普通平键连接的强度条件按下式计算2000Tpkld式中：T转矩,Nmm；d一轴颈,mm;k-键与轮毂键梢的接触高度,k0.5h,此处h为键的高度,l键的工作长度,mm,A型键lLb;其中L为键的长度,b为键

32、的宽度;p/(Nmm2)一许用挤压应力,在这里键、轴、轮毂材料为钢,键取45钢.其许用挤压应力值按稍微冲击算查相关资料的0100:120MPap由前面计算知输入轴上的转矩T136.46Nmm由输入轴d40mm,选用A型(圆头)键,其型号为bhL12mm8mm70mm将数值k0.584mm,l701258mm,键连接处的轴颈d=55mm代入上式得2000136.46p29.41MPapp45840p故该键满足强度要求.减速器高速外伸轴直径d=40mm;LX3型联轴器:孔径40mm,长度L=112mm,毂孔长度L=84mm;深沟球轴承6210型:(5)输入轴的结构设计:NME1GFEDCBA根据轴

33、向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段轴径/mm轴长/mmA-B4080B-I5050I-C462C-D5020D-E4846E-F5020F-G5812G-H4635H-M3440M-N30减速器高速外伸轴直径d=40mm,即A-B轴段直径为40mm为了满足联轴器的轴向定位要求,A-B轴段右端需制出一轴肩,故取B-C段的直径为50mm(定位轴肩直径相差7-8mm,齿轮处相差10-12mm,非定位轴肩直径相差2-4mm.这里为了配合箱体的尺寸,选取轴肩直径差10mm),半联轴器与轴配合毂孔长度Li=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比Li=84mm略短

34、一些,即取A-B的长度1ab80mm.轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为l30mm,故取1b50mm.由于选择的轴承是深沟球轴承,可用双支点各单向固定的支承.根据所选的深沟球轴承6210型,故可得1cd1eF20mm.G-F轴段对E-F段安装的轴承起轴肩定位功能,故取轴径58mm.M-N段的轴径及轴长是太阳轮的直径及轮宽.其余各段的轴径及轴长根据与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定.(6)输入轴上太阳轮的啮合特性：由前文齿轮齿数、模数、压力角、精度等级等查?互换性与测量技术根底?可得下表中.齿轮的啮合特性数

35、值参数名称代号数值/mm齿距累计总偏差Fp单个齿距极限偏差Fpt士齿廓累计总偏差F螺旋线总偏差F公法线长度Wk11.666票计算公法线长度极限偏差由中央距a计算最小法向侧隙jbminJbmin2一-0.060.00辆0.03m31120.060.00582.50.032.50.117nm3计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量Jbn一一_2_2_L2_2jbminJbnEns(2cosnfatan0.1170.02322cos2010100tan20)0.078mm计算齿厚公差Tsn,b；Fr22tan,49.1421722tan2037.85m计算齿厚下偏差EsniEnsTsn0.078

36、0.037850.116mmJbn*0.88(fptifpt2)1.770.34(JF计算跨齿数k20z0.5171809公法线上下偏差0.52.39进一取整,取k=3EWiEsnscosn0.72Frsinn0.078cos20-0.720.017sin20mmEsnic0sn0.72Frsinn0.116cos20-0.720.017sin20mm0.077mm0.105mm计算公法线长度W<m2.952k0.50.014z2.52.95230.50.0141711.666mm(7)输入轴的载荷分析:以图上所标力的方向为正方向,民水?"分21广112Ft66Fnhi0L解得

37、Fnhi=-3633NFnh2=5774N负号表示方向与图上相反FrFnviFnv2=779N求垂直面支反力.112Fr66Fnvi0L解得Fnvi-1322NFnv22101N负号表示方向与图上相反危险截面B处的参数值载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi=-3633N,Fnh2=5774NFnvi=-1322N,Fnv2=2101N弯矩MMh239792NmmMv87252Nmm总弯矩m,/MhmV小:2397922(872521255173Nmm扭矩TR13.86Tn95509550136460Nmmnn970(8)输入轴的强度校核:按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受

38、最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度.根据上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴的计算应力ca"m2(T)2也551732(0.6136460)134Mpa前面选轴的材料为40Cr钢,调质处理,由?机械设计?课本表15-1查得170MPa.因此ca1,故平安.ca输出轴的设计(轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核)(1)初算轴的最小直径在三个行星轮均布的条件下,轮齿啮合中作用于中央轮上的力是相互平衡的,在输出轴轴端安装联轴器时,那么输出轴运转时只承受转矩.输出轴选用40Cr钢,其许用剪切应力取45MPa,即求出输出轴伸出端直径同理,查表取A

39、76;=100,得PP-13.3dminA0,100；47.4mm,n1125考虑联轴器端有键梢翅颈应该增大4%5%故dmin49.3:49.77mm(2)选择输出轴联轴器根据传动装置的工作条件拟选用计算转矩为：TC=KT1.51016.121524.18Nm式中：K为工况系数,查机械设计教材得工作机为带式运输机时K为,取K=oT为联轴器所传递的名义转矩,.P.133T9.55106=9.551C6-=1016120Jmm1016.12Jmn125由计算转矩查表选用LX4联轴器Tn2500Nm1524.18Nmn3870r/min125r/min其轴孔直径d为4063mm,可满足电动机的轴径要

40、求.选择半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径d=50mm;外伸轴长度取84mm.最后确定减速器低速外伸轴直径d=50mm.(3)选择输出轴轴承及寿命计算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),所示轴承的尺寸应由结构要求来确定.减速器低速外伸轴直径d=50mm.由于结构特点,输出轴轴承须兼作行星架轴承.为了太阳轮安装方便,使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔,故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径daa47.5mm.故按结构要求选用单列深沟球轴承6216型,其尺寸为dDB80mm140m

41、m26mm轴承的寿命计算其参数为dDB80mm140mm26mmCr71.5kNC0r普通平键连接的强度条件按下式计算2000Tkld同输入轴上键的选择方法知输出轴上的转矩T1049.71Nmm由d50mm,选用A型(圆头)键,其型号为54.2kNnlim5300r/min油浴；由于输入轴轴承选用6210型,满足寿命要求,输出轴轴承不承受径向工作载荷(仅承受输出行星架装置的自重),故输出轴轴承选用6216型,应该满足寿命要求.(4)输出轴上键的选择及强度计算bhL14mm9mm80mm将数值k0.594.5mm,l801466mm,p/(nmm2)许用挤压应力,在这里键、轴、轮毂材料为钢,键取

42、45钢.其许用挤压应力值按稍微冲击算查相关资料的100:120MPap这里取较大值键连接处的轴颈d=50mm代入上式得20001049.714.55650166MPa故该键强度不够,采取双键.两个平键沿周向相隔180考虑两个键上载荷分配的不均匀性,在强度校核中只按个键计算.即双键的工作长度l1.56699mm20001049.7194.3MPa4.59950故该双键满足强度要求输出轴：减速器低速外伸轴直径d=50mm;LX4型联轴器：孔径50mm,长度L=112mm,毂孔长度L1=84mm;深沟球轴承6216型dDB80mm140mm26mmA型双键：bhL14mm9mm80mm(5)输出轴的

43、结构设计:ABEFGHMN根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段轴径/mm轴长/mmA-B5084B-C6549C-D804D-E762E-F8026F-G7654G-H8026H-M9012M-N16413N-P7026减速器低速外伸轴直径d=50mm,即A-B轴段直径为50mm.为了满足联轴器的轴向定位要求,A-B轴段右端需制出一轴肩,故取B-C段的直径为65mm,半联轴器与轴配合毂孔长度Li=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,外伸轴长度应该比Li=84mm略短一些,但是考虑到键的尺寸,最终取A-B的长度为84mm.轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖

44、的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为29mm,故取B-C长度为49mm.由于选择的轴承是深沟球轴承,可用双支点各单向固定的支承.根据所选的深沟球轴承6216型,故可得E-F和G-H的长度为26mm,轴径为80mm.M-N段的轴是用来轴向定位行星架,所以轴径大于太阳轮到行星轮的中央距,故取M-N段的轴径为164mm,N-P段的轴是支承行星架的,故取N-P段的轴径为70mm,轴长为26mm.其余各段的轴径及轴长根据与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定.(6)输出轴的载荷分析:接工作机几对于减速器输出轴所受转矩:Pm133Tw955095501049.71Nm1050Nmnm121(7)输出轴的强度校核：由输出轴的结构设计知,轴径最小局部为外伸端接工作机的那段.轴径dmin50mm,故可得抗弯截面系数:WT0.2d30.250325000mm3故可得截面上的扭转切应力Tm1050100042MPaWT25000轴的材料为40Cr钢,调质处理.由?机械设计?课本表15-1查得1200MPa.因止匕11,故平安箱体的设计及润滑密封的选择箱体的设计根据行星传动的安装形式的不同,可将机体分为卧式、立式和法兰式.根据结构的不同,又可将机体分为整体式和剖分式.根据2Z-XA