【行星齿轮减速器结构设计计算案例1500字】

行星齿轮减速器结构设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u26861行星齿轮减速器结构设计计算案例 1260811.1各构件的力 1203541.2轴的设计及校核 128371.3轴承的选用及校核 6248711.4结构的设计 8117741.5箱体零件参数 81.1各构件的力分度圆上的切向力中心轮双联行星轮转臂QUOTE=﹣44298.5N内齿轮各行星轮作用在轴上的总力及转矩1.2轴的设计及校核选择轴的材料输入轴与输出轴都是主要承受转矩作用的传动轴，所以采用40QUOTE为轴的材料。并通过热处理，提高轴的许用扭剪应力，QUOTEN/mm行星齿轮轴是主要承受弯矩作用的心轴，所以采用40QUOTE为轴的材料。并通过热处理，提高轴的许用弯曲应力，QUOTEN/mm按扭应力初步估算轴径输入轴输出轴由于输入轴与输出轴都要用键连接，所以直径增大7％圆整为QUOTE和QUOTE行星齿轮轴圆整为d=40mm图3-1轴的弯扭合成图轴传递的扭矩齿轮的圆周力齿轮的径向力齿轮的轴向力水平面支撑反力由QUOTE得由QUOTE得垂直面支撑反力水平弯矩图水平弯矩垂直弯矩图合成弯矩图扭矩图轴的疲劳强度安全因数校核计算确定危险截面，根据弯矩图、转矩图、应力集中和轴的结构尺寸等参数进行分析，选取轴上的BCD截面进行受力分析，其中C截面最危险，故选C截面进行校核。校核危险截面的安全因数A．弯矩作用时的安全因数QUOTE（3-1）QUOTE弯曲疲劳极限QUOTEQUOTE：弯曲应力幅值QUOTEQUOTE：弯曲平均应力QUOTEQUOTE：正应力有效应力集中因数QUOTEQUOTE表面质量因数QUOTEQUOTE：尺寸因数QUOTEQUOTE：材料弯曲时的平均应力折算因数QUOTEB．转矩作用时的安全因数QUOTE（1.2）QUOTE扭转疲劳极限QUOTE;QUOTE：弯曲应力幅值QUOTEQUOTE：弯曲平均应力QUOTE;QUOTE：扭剪有效应力集中因数QUOTEQUOTE表面质量因数QUOTE;QUOTE：尺寸因数QUOTEQUOTE：材料扭转时的平均应力折算因数QUOTE查表得QUOTEQUOTE，所以C的疲劳强度足够。轴的静强度安全因数校核计算A．弯矩作用时的安全因数QUOTE（1.3）QUOTE：材料正应力屈服点QUOTEB．扭矩作用时的安全因数QUOTE（1.4）QUOTE：材料切应力屈服点QUOTE查表得QUOTEQUOTE，所以C的疲劳强度足够1.3轴承的选用及校核选用：根据内径确定选用的轴承是7234c、7026c和7014c三种型号的轴承校核：查表得7014C，C=38.3KN,C0=35.2KN,Nmax=5300r/min，D=110,B=20轴齿轮受切向力=11657.5N齿轮分度圆直径d=90mm齿轮转速n=1500r/min查滚动轴承标准，角接触球轴承7014c的基本额定动载荷C=38.3KN基本额定静载荷C0=35.2KN2计算轴向力和查表轴承派生轴向力QUOTE其中e为判断系数，其值由QUOTE的大小来确定由于未知，故先取e=0.4因为QUOTE所以QUOTE因此QUOTE查表得e1=0.46e2=0.43两次计算的QUOTE值相差不大，因此确定。e1=0.46Fa1=2996.67Ne1=0.43Fa1=2211.49N因为查表的径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1X1=1Y1=0轴承2X1=1Y1=0查表中等冲击载荷Fd=1.2由于p1>p2所以按轴承1受力验算故所选轴承满足要求1.4结构的设计其中一个主要原因是能量由多个行星齿轮传递。然而，在齿轮和行星齿轮架的生产和安装过程中不可避免地会出现误差，这将导致行星齿轮箱之间的负载不均。因此，在行星齿轮箱的结构上增加了负载的平衡结构。由于本设计为两级NGW行星减速器，考虑到低功率、低速度、低价格等因素，采用了中心与行星架同时游动的浮动主件平衡加载机构。根据本设计中的减速器的参数（各部件的转速、传递的扭矩等），再结合2Z-X(B)型行星齿轮的传动特点对其进行具体的结构设计。太阳轮:首先，应确定中心轮的结构，由于它的直径d相对较小，所以a采用齿轮轴的结构形式。转臂:由于行星齿轮减速器的整体尺寸较大，所以转臂采用双侧板整体式，采用焊接制造。转臂靠近输入端的一侧采用两个大小不同的向心球轴承分别与输入轴和箱体相配合。输出轴端采用两个较大的向心球轴承支承安装在箱体上。齿圈:齿圈用弹性销钉直接固定在壳体上。行星轮:QUOTE行星轮为双联齿轮，由于两齿轮都是硬齿面所以制造时将两齿轮分开制造，最后装配到一起，由于传递功率较大，且齿轮直径较小所以采用滑动轴承。目前广泛采用的滑动轴承以齿轮的轮缘为轴瓦，一与其相配合的心轴为轴颈。通常在钢制心轴上浇注抗磨材料：QUOTE和QUOTE合金层厚度为1-3mm心轴表面粗糙度QUOTE。1.5箱体零件参数表3