行星齿轮减速器设计

1、北京理工大学珠海学院2015届本科生毕业设计 行星齿轮减速器设计学 院：专 业：姓 名：指导师：机械与车辆学院机械工程及自动化赵文杰学 号：职 称：110401031032宋黎教授中国·珠海二一五年五月北京理工大学珠海学院2015届本科生毕业设计北京理工大学珠海学院毕业设计诚信承诺书本人郑重承诺：我所呈交的毕业设计行星齿轮减速器设计是在指导教师的指导下，独立开展研究取得的成果，文中引用他人的观点和材料，均在文后按顺序列出其参考文献，设计使用的数据真实可靠。承诺人签名： 日期： 年 月 行星齿轮减速器设计摘 要齿轮传动是机械传动中应用最为广泛和特别重要的种机械传动形式。随着科技的日益进

2、步，对齿轮传动的速度、承载能力、可靠性、效率以及体积、重量等技术指标提出了更高的要求。行星齿轮传动正是为了满足这些要求发展起来的。行星减速器是以三或以上个行星轮围绕一个中心轮旋转的减速器。它有体积小，重量轻，承载能力高，传动效率高，精度高，减速范围广，使用寿命长、运转平稳，噪声低等诸多优点。而且NGW行星齿轮减速器能在保证精密传动的前提下，降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转动惯量比。因此，NGW 行星齿轮减速器主要用于冶金、矿山、起重运输等机械设备的减速。本文主要掌握行星齿轮减速器的工作原理，对其的行星传动进行了设计计算。并对行星减速器的齿轮、轴、轴承进行了结构设计和强度校核，对减速器的均载

3、机构、箱体零件和润滑也做了相应的分析。关键字：行星齿轮减速器 行星传动 结构设计IIplanetary gear reducer designAbstractGear transmission is the most widely used in mechanical transmission, and particularly important - mechanical transmission form. With the increasingly progress of science and technology, speed, carrying capacity of gear t

4、ransmission, reliability, efficiency, and technical indicators, such as volume, weight, higher requirements are put forward. Planetary gear transmission is developed to meet these requirements.Planetary gear reducer with three or more of a planet wheel revolve around a center wheel reducer. It has s

5、mall volume, light weight, high bearing capacity, high transmission efficiency, high precision, speed range is wide, long service life, stable running, low noise advantages. And Planetary gear reducer on the premise of guarantee precision transmission, reduce speed increase torque and the rotational

6、 inertia of the load/motor. Therefore, NGW planetary gear reducer is mainly used in metallurgy, mining, lifting transportation machinery and equipment of slowing down.In this paper, to master the working principle of Planetary gear reducer, planetary transmission of its design and calculation. And o

7、f Planetary gear reducer, shaft, bearing the structure design and strength check, the speed reducer of institutions, the box body parts and lubrication are also made a corresponding analysis.Keywords:Planetary gear reducer Planetary transmission physical designIII目录摘 要IAbstractII1前言11.1本设计的目的、意义及应达到

8、的技术要求11.2国内外的发展概况11.3本设计应解决的问题22本设计32.1行星齿轮传动的类型32.2行星齿轮传动的设计32.2.1选取行星齿轮转动的类型32.2.2行星齿轮传动的设计原理32.2.3齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定42.3确定行星齿轮传动的各项参数42.3.1电动机的选择42.3.2传动比分配42.3.3各级的转矩与转速52.3.4行星轮数目52.3.5配齿计算52.3.5齿轮分度圆与模数并校核72.3.6齿轮几何尺寸计算102.3.7齿轮结构设计122.4均载机构的设计132.5行星架、行星轮轴及其轴承设计142.5.1行星架结构设计142.5.2低速级行星轮轴及其轴

9、承设计142.5.3低速级行星轮轴弯曲疲劳强度校核152.5.4高速级行星轮轴及其轴承设计152.5.5高速级行星轮轴弯曲疲劳强度校核162.6低速轴、中间轴、高速轴及其轴承设计172.6.1低速轴设计172.6.2中间轴设计182.6.3高速轴及其轴承设计192.7减速器箱体及其润滑202.7.1减速器箱体结构设计202.7.2减速器润滑20参考文献22附 录23谢 辞31IV1前言 齿轮传动是机械传动中应用最为广泛和特别重要的种机械传动形式，可以传递空间任意轴之间的动力和运动。齿轮传动与其他机械传动相比，具有传动平稳可靠、传动效率高、传递功率范围大、速度范围大、结构紧凑、维护简便和使用寿命

10、长等优点。因此，它在机械行业中被广泛使用。但随着科技的日益进步，对齿轮传动的技术指标有了更高的要求。而行星齿轮传动与普通齿轮传动相比，具有许多独特的优点，在各种机械和高科技领域中已经广泛用来代替普通的定轴齿轮传动和蜗杆传动。 行星顾名思义就是围绕恒星转动，因此行星减速器就是如此，有三个行星轮围绕一个太阳轮旋转从而带动行星架转动以此进行传动的减速器。行星减速器是一种用途广泛的工业产品，其性能可与其它军品级减速机产品相媲美但价格只是工业级产品的价格。由于“价廉物美”，因此被应用于广泛的工业场合。1.1本设计的目的、意义及应达到的技术要求 本设计的是均与加料带式运输机用的行星齿轮减速器，要求输出功率

11、为2 Kw，输出轴转速n=140r/min，工作年限8年。本设计的意义为通过此次设计将自己大学4年所学到的知识灵活运用，并借此展现出来。1.2国内外的发展概况在1880年，在德国有人发明了第一个行星齿轮传动装置。自19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动装置的发展有很大影响。1920年，成功制造出第一台行星差动传动并用作汽车的差速器。从1938年起德国集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。而高速大功率行星齿轮传动的广泛实际应用，首先是德国在1951年获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国紧跟着获得成功，投入生产并普遍应用。如：德国的Renk公司生产的船用行

12、星减速器，功率为11030kW；英国的Allen齿轮公司的压缩机用行星减速器，功率为25740kW。至于低速重载行星减速器经过研发后由系列产品发展到生产特殊用产品，如：法国的Citroen公司生产了用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，输出转矩3900kW·m，重量达125t；德国的Renk公司生产了矿井提升机的行星减速器，输出 转矩350 kW·m，传动比13，功率1600kW；日本的宇都兴产公司生产了一台3200 kW，输出转矩2100 kW·m，传动比720/280的行星减速器。至于国内对行星齿轮传动技术的开发及运用，我国自上世纪五十年代就开始了，但前期

13、由于受加工手段、设计理念与水平与热处理质量及材料等方面的限制，我国在行星齿轮传动方面还只是一个刚起步的婴儿，以至于我国的高性能行星齿轮箱，如磨机齿轮箱等都采用进口产品。自改革开放以来，随着国内多家单位引进了国外先进的行星传动设计和生产技术并在此基础上进行了消化吸收和创新开发，使得国内的行星传动技术与制造技术有了长足的进步。在基础研究方面，通过国内相关高校、研究院所以及企业的合作，在行星传动的优化设计技术、均载技术、系统运动学与动力学分析、结构强度分析及制造装配技术等方面都取得了一系列的突破，使得我国全面掌握行星传动的设计、制造技术并形成了一批具有较强实力的研发制造机构。继西安重型机械研究所联合

14、多家单位推出国内第一代通用行星齿轮减速器产品系列并完成其标准化后，目前正在推出性能更为先进、结构更为合理的新一代行星齿轮减速器产品。与此同时，国内其他单位也开发出了一系列专用行星齿轮产品。在制造手段方面，近二十年来通过引进及自主开发的插齿机、磨齿机、热处理装置及加工中心的广泛运用，大大提升了制造水平，在硬件上也切实地保证了产品的加工质量。1.3本设计应解决的问题 根据本设计的要求，应解决的问题为：1、 了解并掌握NGW型行星齿轮传动的原理；2、 传动比的选择；3、 齿轮的设计及校核;4、 轴的设计及校核；5、 轴承的选择及校核；6、 整体结构的设计。2本设计首先在掌握NGW型行星齿轮减速器的工

15、作原理和结构特点的基础上，根据设计的要求设计或计算减速器的参数，并校核分析设计的可行性，然后采用Auto CAD软件对行星齿轮减速器进行具体结构设计：先设计并画出出核心的传动结构，然后向箱体作延伸设计，最后对整体结构设计进行细节上的修整，如：各零件之间要互不相干涉。2.1行星齿轮传动的类型行星齿轮传动可根据组成的基本构件不同划分为：-型、型和-三种。其中基本构件代号：行星架；中心轮；输出机构。行星齿轮传动还可按照齿轮啮合方式的不同划分为：型、型、型、型、型、型和型等。代号为：-外啮合齿轮；-内啮合齿轮；-锥齿轮。2.2行星齿轮传动的设计 本设计为均匀加料带式运输机所配用的行星齿轮减速器。已知输

16、出功率2 Kw，输出轴转速n=140r/min，工作一天24小时，要求工作年限8年。且要求该行星齿轮减速器速度输出平稳、结构紧凑、轴向尺寸较小和传动效率高。2.2.1选取行星齿轮转动的类型 根据上述设计要求：轴向尺寸小、结构简单紧凑、传动比较大、传动效率高。再结合各传动类型的特点，选择NGW型行星传动完全可以满足要求，但由于NGW型行星传动的传动比较小，因此，本设计中为了弥补NGW型行星传动传动比小的缺点，采用二级传动。则本设计的为二级NGW型行星传动传动其传动简图，如右图1.1所示。 图1.1 传动简图 2.2.2行星齿轮传动的设计原理 NGW型行星齿轮传动由内啮合（N）、公用行星轮（G-同

17、时参与内、外啮合）和外啮合（H）组成，故以代号NGW称之。单级行星齿轮传动的工作原理：中心轮旋转并与行星轮外啮合，内齿轮固定在箱体上不能旋转并与行星轮内啮合，从而令行星轮绕中心轮作行星运动，同时带动行星架（安装行星轮的载体）旋转，实现机械传动。2.2.3齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定 40MnB具有较高的强度、硬度、耐磨性及良好的韧性，是一种取代40Cr钢较成功的新钢种。中碳调制钢，冷镦模具钢。该钢价格适中，加工容易，在油中临界淬透直径达1833mm；正火后可切削性良好，冷拔、滚丝、攻丝和锻造、热处理工艺性能也都较好。所以齿轮的材料选用40MnB. 太阳轮、行星轮材料为40MnB,表面淬

18、火处理，表面硬度4555HRC。试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限 齿轮为渐开线直齿，滚齿加工，最终加工为磨齿，精度为6级。 内齿圈材料40MnB，调质处理，硬度为241266HBS。试验齿轮齿根许用弯曲疲劳强度极限齿形的最终加工为插齿，精度为7级。2.3确定行星齿轮传动的各项参数2.3.1电动机的选择考虑到工况一般，输出要求平稳，采用Y型三项异步电动机。由于行星齿轮减速器里面的的结构过于复杂，不能先具体知道所设计穿的组件有多少，不能计算出大概传动功率，则为了稳妥起见，取其较大值。设所设计的NGW型行星齿轮减速器的齿轮传动效率为97% 电动机通过联轴器与输出轴相联，查表得联轴器传动效率为=99%

19、已知输出的功率至少为P=2Kw，则电动机所需输出的功率为： 由于NGW型行星齿轮减速器的单机传动比为39，若选转速为1000r/min系列的电动机，则不能设计为二级减速器;若选转速为1500r/min系列的电动机，两级的传动比都太小了不利于设计。所以选转速为3000r/min系列的电动机。查表19-54，选Y112M-2型电动机。其输出功率为：转速为：由于3.42Kw2.147Kw所以Y100L-2电动机呼符合要求。2.3.2传动比分配 由于本设计的为二级NGW型行星齿轮减速器，则若两级传动的传动比越接近，传动越平稳，空间结构越紧凑。所以在传动比分配中，两级传动比的数值尽量相近。总传动比为：低

20、速级传动比： 高速级传动比： 取：实际输出的的转速：，允许则实际总传动比为：2.3.3各级的转矩与转速电动机输出的转矩为：高速级输出的转矩为：高速级输出的转速为：低速级输出的转矩为：低速级输出的转速为：数据总结 表2.1输出的转矩(N·m)输出的转速（r/min）电动机高速级低速级 2.3.4行星轮数目行星轮c数目，取：2.3.5配齿计算由于NGW型行星齿轮传动为一种特殊的齿轮传动形式，为了使传动正常运行，则必须满足一下条件：传动比条件：由于齿轮传动的外形尺寸没有规定，则先设计计算出中心轮，然后到内齿轮。同心条件：为了保证行星轮与内齿轮以及中心轮同时接触，也为了保证正确地啮合，中心轮

21、与内齿轮必须同心，即外啮合（中心轮与行星轮）的中心距与内啮合(内齿轮与行星轮）的中心距相等。装配条件：由于，单级NGW型行星齿轮传动中有3个或以上的行星轮，为了使个行星轮均布在中心轮周围并都满足装配条件，则中心轮与内齿轮的齿数和必须为行星轮齿数的整数倍。邻接条件：为了使单级传动中的各行星轮互不干涉，所以相邻两个行星轮的中心距必须大于他们的齿顶圆半径之和。1.低速级配齿按传动比条件选择中心轮a、内齿轮b行星轮的齿数、和 ，则按式： （2-1） （2-2） M= （2-3）根据传动比条件、同心条件和装配条件联立求解，得配齿计算式：将 带入配齿公式得： 见上式，若为30的整数倍，即可使式中各项均为整

22、数。结合考虑齿轮强度传动平稳性等条件，取，则 校核邻接条件:则符合要求2.高速级配齿中心轮a、内齿轮b、行星轮的齿数、和将 代入配齿计算式得：可见，若为4的整数倍（如），即可使式中各项均为整数，结合考虑齿轮强度及传动平稳性等条件，取，则 校核邻接条件:（则符合要求2.3.5齿轮分度圆与模数并校核1.高速级齿轮分度圆与模数并校核 大小齿轮的材料均采用40MnB钢。小齿轮（中心轮）调质，齿面硬度HB=280（表11-1）;大齿轮（行星轮），齿面硬度HB=250。传动采用6级精度。按接触强度设计计算初算中心轮的分度圆直径 mm （2-4）式中 K-载荷系数，查2表11-3，取K=1.25； 小齿轮转

23、矩，N·mm； -齿宽系数，查2表11-6，取=0.7； -区域系数，取=2.5； -齿数比系数，取=1.15； -弹性影响系数，表211-4，取=189.8； -许用接触应力，查表11-12，得：于是得 取：mm齿数模数 ， 取： 中心轮的分度圆直径 ：内齿轮的分度圆直径 ：行星轮的分度圆直径 ：则计算中心距： 取中心轮齿宽： 取则取行星轮齿宽: 内齿轮齿宽: 按弯曲强度校核计算 （2-5）式中 K-载荷系数，K=1.25（表11-3）； -圆周力，； -齿形系数，查2图11-8，取； -应力校正系数，查2图11-9，取； b-齿宽，； m-模数，m=1.5； -齿根许用应力， 于

24、是 则由上式可知满足强度2.低速级齿轮分度圆与模数并校核 大小齿轮的材料均采用40MnB钢。小齿轮（中心轮）调质，齿面硬度HB=280（表11-1）;大齿轮（行星轮），齿面硬度HB=250。传动采用6级精度。按接触强度设计计算初算中心轮的分度圆直径 mm式中 K-载荷系数，查2表11-3，取K=1.25； 小齿轮转矩，； -齿宽系数，查2表11-6，取=0.7； -区域系数，=2.5； -齿数比系数，=1.15； -弹性影响系数，查2表11-4，取=189.8； -许用接触应力，查2表11-1，取于是得 齿数模数 ， 取 (表4-1)中心轮的分度圆直径: 内齿轮的分度圆直径: 行星轮的分度圆直

25、径: 则计算中心距 取中心轮齿宽 取则取行星轮齿宽 内齿轮齿宽 按弯曲强度校核计算式中 K-载荷系数，查2表11-3，取K=1.25； -圆周力，； -齿形系数，查图211-8，取； -应力校正系数，查2图11-9，取； b-齿宽，； m-模数，m=1.5； -齿根许用应力， 于是 则由上式可知满足强度数据总结 表2.2齿数模数mm齿宽mm分度圆直径mm高速级中心轮28行星轮内齿轮低速级中心轮行星轮内齿轮2.3.6齿轮几何尺寸计算已知分度圆 （2-6） 齿顶圆 （2-7）齿根圆 (2-8)(“”号中正号用于外啮合，负号用于内啮合) 基圆 （2-9） 齿顶高系数：中心轮、行星轮 内齿轮 顶隙系数

26、：中心轮、行星轮 内齿轮齿高变动系数（高度变位直齿轮传动）根据上述公式计算1.高速级： 已知 压力角中心轮行星轮内齿轮2.低速级：中心轮行星轮内齿轮数据总结 表2.3齿顶圆mm齿根圆mm基圆mm高速级中心轮4538.2539.5行星轮55.548.7549.33内齿轮144.6150.3138.13低速级中心轮4841.2542.28行星轮61.554.7554.97内齿轮159.6165.3152.232.3.7齿轮结构设计齿轮结构设计 首先按下式估算中心轮轴的轴径（轴的材料用40MnB钢） (2-10)高速级太阳轮轴轴径 查2表15-3取； 轴传递的功率； 轴的转速 ； 代入得： 低速级太

27、阳轮轴轴径查2表15-3,取； 轴传递的功率:； 轴的转速: ； 代入得： 由于计算得出的轴的最小直径接近中心轮的分度圆，则取用齿轮轴的形式。又由于中心轮齿顶圆直径远小于，故将其均做成实心结构的齿轮。2.行星轮结构设计行星轮做成中空的齿轮，以便在内孔中装置行星轮轴及轴承，为了减少行星轮间的尺寸差，可将同一传动中的行星轮成组一次加工，加工中用齿轮端面做轴向定位。轴承装在行星轮内，为了增大轴承间距，减小行星轮倾斜，将弹簧挡圈装在轴承内侧（如右图2.4所示），此法存在的一个缺点是拆卸轴承比较复杂。 图2.4 行星轮装配示意图3. 内齿轮既不浮动也不旋转，因此低速级的内齿轮用3个圆柱销定位并用3个内六

28、角螺钉压紧，以此达到与机体的精确定位配合。高速级的内齿轮做成薄壁带孔结构以增加柔性，起缓冲和弹性均载作用。2.4均载机构的设计行星齿轮传动在相同德尔体积和传动比时，能比其他机械传动出阿迪更大的功率，其主要原因之一是功率由若干个行星轮分流传递。但因为齿轮和行星架在制造与安装时不可避免地会出现误差，从而导致行星轮之间的载荷不均。所以在行星齿轮减速箱结构设计的时候加入均衡载荷结构。由于本设计的是二级NGW型行星齿轮减速器，再考虑到功率与速度不大以及成本的因素，采用基本构件浮动的均衡载荷机构，即为中心轮与行星架同时浮动。1.中心轮浮动的均载机构中心轮浮动的机构为：输入轴经齿轮联轴器与中心轮相联，因齿轮

29、联轴器具有综合补偿各种位移的能力，可使中心轮浮动。又考虑到使用一般的齿轮联轴器，中心轮在传动中可能会位移并与行星架相碰，影响传动效果。因此在齿轮联轴器装上弹性挡圈。如右图2.5所示。 图2.5 中心轮均载机构示意图 2.行星架浮动的均在机构 行星架通过特殊的齿轮联轴器与高、低速轴联接而实现浮动。在 NGW 型传动中，由于行星架受力较大而有利于浮动。行星架浮动不需支承，可简化结构，尤其有利于多级行星传动。但由于行星架自重大、速度高会产生较大离心力，影响浮动效果，所以常用于中小规格的中低速型传动中。2.5行星架、行星轮轴及其轴承设计2.5.1行星架结构设计行星架是行星齿轮传动中结构比较复杂的一个重

30、要零件，在NGW型传动中，它也是承受外力矩最大的零件。行星架有双避整体式、双壁剖分式和单壁式三种型式。本例选用双壁整体式的行星架，采用铸造工艺制造，材料为ZG35的铸钢，其结构如右图2.6所示。右图为高速级行星架，而低速级行星架结构近似有图，只是与输出轴的链接部分有所差异。 行星架两壁的距离为相应的行星齿宽加5mm，壁厚为10，各齿面离支撑住的安全距离至少为10mm。 图2.6行星架示意图 2.5.2低速级行星轮轴及其轴承设计 由于采用双壁整体式行星架，行星轮轴承固定于壁中，属于固定轮轴，验算弯曲强度。材料取45号钢，调质处理。根据工业实践，行星轮内孔设置的轴承直径范围如下：轴承内孔直径；轴承

31、外圈直径；即 轴承内孔直径： 轴承外圈直径： 结合以上条件，查4表13-1,得 初选，轴承代号为6003。基本额定动载荷。 由于行星轮齿宽30mm是单个轴承宽度的2倍以上，则在行星齿轮里装配2个轴承。行星轮啮合时作用于轴上的径向载荷作用于单个行星轮轴承的当量工作载荷 载荷系数，取（表16-9）已知此行星齿轮减速器工作寿命8年，按一天工作24小时算。行星轮轴承相对转速计算额定动载荷(选用球轴承)由于，则初选的轴承符合要求2.5.3低速级行星轮轴弯曲疲劳强度校核低速级行星轮轴的计算简图和弯矩图，如下图所示：图2.7弯曲应力的计算公式为： （2-11）式中 轴所受的弯矩（），； 轴的抗弯截面系数（）

32、，。则而轴的弯曲条件为：查表15-1得许用弯曲应力，因，故行星轮轴的弯曲疲劳强度满足设计要求。2.5.4高速级行星轮轴及其轴承设计由于采用双壁整体式行星架，行星轮轴承固定于壁中，属于固定轮轴，验算弯曲强度。材料取45号钢，调质处理。根据工业实践，行星轮内孔设置的轴承直径范围如下：轴承内孔直径： 轴承外圈直径： 结合以上条件，查4表13-1 初选，,。轴承代号为6003。基本额定动载荷。由于行星轮齿宽28mm，则在行星齿轮里装配2个轴承。行星轮啮合时作用于轴上的径向载荷作用于单个行星轮轴承的当量工作载荷 载荷系数，取（表16-9）已知此行星齿轮减速器工作寿命8年，按一天工作24小时算。行星轮轴承

33、相对转速计算额定动载荷(选用球轴承)由于则初选的轴承符合要求2.5.5高速级行星轮轴弯曲疲劳强度校核高速级行星轮轴的计算简图和弯矩图，如下图所示：图2.8弯曲应力的计算公式为： 式中 轴所受的弯矩（），； 轴的抗弯截面系数（），。则轴的弯曲条件为：查2表15-1得许用弯曲应力，因，故行星轮轴的弯曲疲劳强度满足设计要求。数据总结： 表2.10轴承代号轴承外径Dmm轴承内径dmm轴承宽Bmm高速级6003351710低速级60033517102.6低速轴、中间轴、高速轴及其轴承设计2.6.1低速轴设计低速轴与低速级行星架通过花键相连，并靠紧定螺钉定位，另一端则与LT型弹性套柱销联轴器配合，考虑到安

34、装的方便，低速轴的结构如右图所示。 图2.11 低速轴示意图 1.低速级输出轴轴径查2表14-2，取； 轴传递的功率为：； 轴的转速为：代入得则取轴的的轴径为：40mm2.键的型式及强度计算采用圆头平键联接，尺寸为（GB/T1095-2003）。平键联接强度条件： 式中 传递的扭矩（），。 键与轮毂的接触高度（），； 键的工作长度（），圆头平键； ； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（MPa），查2表6-2得：（键的材料为铸铁）。代入得因,故键的强度满足设计要求。3.轴的强度校核依据式式中 轴传递的转矩（），； 许用扭转切应力（MPa），查2表15-2得 MPa（材料为45钢,调质处理

35、）。代入得因，故轴的强度满足设计要求2.6.2中间轴设计中间轴直径即为齿轮联轴器轴上的弹簧挡圈能通过的轴的最大直径。由于外齿轮的齿根圆直径，则取中间轴直径。轴的强度校核依据式：式中 轴传递的转矩（），； 许用扭转切应力（MPa），查2表15-2得 MPa（材料为45钢，调质处理）。代入得因故轴的强度满足设计要求。2.6.3高速轴及其轴承设计 高速轴轴的结构如右图所示。取高速轴与轴承搭配的轴径为20mm，查4表13-1，选用轴承6004(GB/T276-1994)。最小的轴径为18mm。两轴承见得距离为50mm，最右端与LT型弹性套柱销联轴器配合。 图2.12高速轴示意图1.键的型式及强度计算

36、采用圆头平键联接，尺寸为（GB/T1095-2003）。平键联接强度条件：式中 传递的扭矩（），。 键与轮毂的接触高度（），； 键的工作长度（），圆头平键； 轴径（），此处暂取20； 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（MPa），查2表6-2得：（键的材料为铸铁）。代入得因,故键的强度满足设计要求。2.轴的强度校核因为高速轴是传动轴，主要承受扭矩的作用，故仅验算扭转强度。轴的扭转强度依据式式中 轴传递的转矩（），； 许用扭转切应力（MPa），查2表15-2得 MPa（材料为45钢，调质处理）。代入得因，故轴的强度满足设计要求。2.7减速器箱体及其润滑2.7.1减速器箱体结构设计 机体结构

37、要根据安装工艺、制造工艺和经济性以及使用维护的方便等条件来决定。机体的形状根据传动部件的安装型式分为立式、卧式和法兰式等，本设计采用卧式整体结构，高、低速级采用同一机体。 因为铸造机体能有效地吸收振动和降低噪音，且有良好的耐腐蚀性，所以机体由灰铸铁HT200铸造。而且机体应尽量避免壁厚突变，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷，。由于机体的强度和刚度的设计很复杂，所以一般都是按经验方法确定其结构尺寸，同时保证各部件之间互不相扰。有关尺寸的如下表所示：表2.14名称数值机体中心高度前机盖壁厚后机盖壁厚机盖（机体）法兰凸缘厚度加强筋斜度机体宽度机体内壁直径机体可机盖的紧固螺栓直径轴承端盖的紧固螺栓直径地脚

38、螺栓直径机体底座凸缘厚度地脚螺栓孔的位置2.7.2减速器润滑1.齿轮的润滑行星减速器中各齿轮的圆周速度：高速级 中心轮 行星轮 内齿圈低速级 太阳轮 行星轮 内齿圈 由于各齿轮圆周速度<1215 m/s，因此采用油池浸浴润滑，即把齿轮浸在油池中。待齿轮转动时，将润滑油带到啮合表面，同时将油甩上箱壁，用来散热。由于油池中的油量取决于齿轮传递功率的大小，对于单级传动，每传递1KW的功率，需要油量约为0.350.7L，对于多级传动，需要的油量按级数成倍增加，则油池容量： 2.轴承的润滑 当减速器中齿轮圆周速度时，不能依靠飞溅的润滑油来润滑轴承，应采用润滑脂来润滑。所以在装配支承元件时，就把润滑

39、脂填入轴承。添油时可拆去端盖，使用油枪供油。润滑脂的装入量约占轴承空间的1/3。补充新油的间隔为3个工作月，并且每年，拆开清洗部件，并换新油。21参考文献1吴克坚，于晓红。钱瑞明：机械设计 M.北京：高等教育出版社，2003.2杨可桢，程光蕴，李仲生: 机械设计基础（第五版）M.北京：高等教育出版社，2006.5.3孙德志，张伟华，邓子龙: 机械设计基础课程设计M（第二版）.北京：科学出版社，2010.8.4孔凌嘉: 简明机械设计手册M.北京：北京理工大学出版社，2008.2.5张展，张弘松，张晓维：行星差动传动装置M.北京：，2008.12.6楼应侯，孙树礼，卢桂平:互换性与技术测量M.武汉

40、：华中科技大学出版社，2012.8.7闻邦椿：机械设计手册M.北京：机械工业出版社，2011.8.8吴宗泽：机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.9邱宣怀：机械设计第4版M.北京：高等教育出版社，1997.10吴宗泽，刘莹： 机械设计教程M北京机械工业出版社，2003.11胡家秀：简明机械零件设计使用手册M.北京：机械工业出版社，1999.12朱孝录：齿轮传动设计手册M.北京：化学工业出版社，1993.13孔凌嘉，王晓力:机械设计M.北京：北京理工大学出版社，2001.14中国机械设计大典编委会:中国机械设计大典M.南昌：江西科学技术出版社，2002.15濮良贵，纪名刚:机械设计（第7版

41、）M.北京高等教育出版社，2003.附 录Gear mechanismsGear mechanisms are used for transmitting motion and power from one shaft to another by means of the positive contact of successively engaging teeth. In about 2,600B.C., Chinese are known to have used a chariot incorporating a complex series of gears like those il

42、lustrated in Fig.2.7. Aristotle, in the fourth century B .C .wrote of gears as if they were commonplace. In the fifteenth century A.D., Leonardo da Vinci designed a multitude of devices incorporating many kinds of gears. In comparison with belt and chain drives ,gear drives are more compact ,can ope

43、rate at high speeds, and can be used where precise timing is desired. The transmission efficiency of gears is as high as 98 percent. On the other hand, gears are usually more costly and require more attention to lubrication, cleanliness, shaft alignment, etc., and usually operate in a closed case wi

44、th provision for proper lubrication.Gear mechanisms can be divided into planar gear mechanisms and spatial gear mechanisms. Planar gear mechanisms are used to transmit motion and spatial gear mechanisms. Planar gear mechanisms are used to transmit motion and power between parallel shafts ,and spatia

45、l gear mechanisms between nonparallel shafts.Types of gears(1) Spur gears. The spur gear has a cylindrical pitch surface and has straight teeth parallel to its axis as shown in Fig. 2.8. They are used to transmit motion and power between parallel shafts. The tooth surfaces of spur gears contact on a

46、 straight line parallel to the axes of gears. This implies that tooth profiles go into and out of contact along the whole facewidth at the same time. This will therefore result in the sudden loading and sudden unloading on teeth as profiles go into and out of contact. As aresult, vibration and noise

47、 are produced.(2) Helical gears. These gears have their tooth elements at an angle or helix to the axis of the gear(Fig.2.9). The tooth surfaces of two engaging helical gears inn planar gear mechanisms contact on a straight line inclined to the axes of the gears. The length of the contact line chang

48、es gradually from zero to maximum and then from maximum to zero. The loading and unloading of the teeth become gradual and smooth. Helical gears may be used to transmit motion and power between parallel shaftsFig. 2.9(a)or shafts at an angle to each otherFig. 2.9(d). A herringbone gear Fig. 2.9(c) i

49、s equivalent to a right-hand and a left-hand helical gear placed side by side. Because of the angle of the tooth, helical gears create considerable side thrust on the shaft. A herringbone gear corrects this thrust by neutralizing it , allowing the use of a small thrust bearing instead of a large one

50、 and perhaps eliminating one altogether. Often a central groove is made around the gear for ease in machining.(3) Bevel gars. The teeth of a bevel gear are distributed on the frustum of a cone. The corresponding pitch cylinder in cylindrical gears becomes pitch cone. The dimensions of teeth on different transverse planes are different. For convenience, parameters and dimensions at the large end