机械课程设计说明书,行星齿轮减速器传动装置设计单级汇总

你的穴学标蛊r4=r4=学院基于行星轮减速器的传动装置设计XXXXXXXXXXXXXXX业：机械设计制造及其自动化级：机械XXX号:名:XXXXX号:名:XXXXX指导老师:XXXXXXX目

录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、设计选题 .1应用背景 1..题设条件 1.\o"CurrentDocument"二、传动装置的方案设计 2.••选取行星齿轮传动机构 2...总体传动机构的设计 3...\o"CurrentDocument"三、传动装置的总体设计 3...选择电动机 3.传动系统的传动比 5...传动系统各轴转速/功率/转矩 5.四、减速器传动零件的设计 6...齿轮的设计计算与校核 6...确定各齿轮的齿数 .6..初算中心距和模数 .7齿轮几何尺寸计算 ：9..齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核） 11轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 1.6行星轴设计（轴/轴承） 1.行星架结构设计 ：6一9输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核） 2028输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）28TOC\o"1-5"\h\z箱体的设计及润滑密封的选择 3..5箱体的设计 .3.5.润滑密封的选择 .3..7五、课程设计总结 .3..7.六、主要参考文献 .3..8.、设计选题应用背景近些年，随着国际工业水平的不断提高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，一般都比较笨重粗糙，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，承载能力、传动效率高，传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。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=1.30m/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。、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型按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。其中2Z-X型以其结构简单，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0.97〜0.99,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。C冬C冬如上图所示，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4一电动机42—联轴器3一行星齿轮减速器4—卷筒5一5什勿15什勿1勿如图（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，使之带动运输带工作，完成传三、传动装置的总体设计3.1选择电动机三、传动装置的总体设计3.1选择电动机按工作要求和工作条件选用为全封闭自扇冷式结构，电压为工作机有效功率pw=1F00，F=10000N,v=1.3m/soY系列鼠笼三相异步电动机。其结构380Vo根据已知条件所给数据则工作机有效功率有：叹盘二鬻二愀⑷从电动机到工作机输送带之间的总效率为2 3 3七/]X®XX=0.99X0.99X0.98x0.99=0.93式中：〃L'OUM，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3=0.99,n2=0.99"3=0.98"4=0.99所以电动机输出功率为：d〃送0,93按资料查找2Z-X型的行星轮传动比I行星轮=2.8U13工作机卷筒的转速为“一60〃00W3々々/nw=6011000 205〃=-—-1_—“21.1ir/min“21r/min所以电动机转速的可选范围为nd=吃火nw=（2.8『3）x120=（336」1560）r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/minm种，比较三种电机，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/mink 传动系统的传动比总传动比二电机满载转速/工作机转速即1一n970nm121.11=8w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,低速级轴为轴皿，卷筒轴为轴W,则各轴的转速 ri=n=n=970r/min各轴的输入功率Pn=RE[=14咒0.99=13.86kWTOC\o"1-5"\h\zPm=RE24=13.867.9办0.98=1330

山 2Pv=PmR4 =13.3%0.99-0.99=13kW各轴的输入转矩P 14Ti=9550本一=9550%——=137.8Nm

970PP 1386nT-9550=9550汽品=136465nnP 133Tm=9550%—=9550x——=1049.71NE=1050NmT=9550%Rv=9550嚼=1026曲'Z^'mVn

v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/中心距/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4.1齿轮的设计计算与校核4.1.1确定各齿轮的齿数据2Z-X（A）型行星传动的传动比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Zc。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数za=17和行星轮h=3.根据内齿轮 z=（ip-1）Za壬8M咒17=11对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取4=115,此时实际的P值与给定的P值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差i=1Zb i=1Zb 耳5卅=7.76+Z 17aip- 』763%i式计算，即Zc=聋邑=空=49的范围内。实际传动比为其传动比误差由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数Zc应按如下公再考虑到安装条件为 宁033（整数）故行星轮各齿数为 乙二17,Zb=49,Z3=1154.1.2初算中心距和模数（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bs二700MPa,屈服极限％二500MPa,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%讪=920MPa图6-26查得齿轮的弯曲疲劳极限「讪=350MPa行星轮材料为40Cr,调质处理，强度极限讥=700MPa,屈服极限%二500MPa,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,表面硬度为320HBS。齿形终加工为插齿，精度7级。（2）减速器的名义输出转速n2

由Y得噂牛罟二125/min

乙(3)载荷不均衡系数Kp查《行星齿轮传动设计》，取kHp=kFp=1.4(4)齿轮模数m和中心距@(m=25)a八82.5mm)首先计算太阳轮分度圆直径：1Ka1KaKhpKh送Ui1da一Kd#VdHlim（mm）U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);48u――齿数比为一=2.8217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);48u――齿数比为一=2.8217Ka――使用系数为1.25；KHw综合系数为2；T――太阳轮单个齿传递的转矩。1T1=■nP14'=955-〃=9550咒0.99N口=44.12\1m其中 n1np 3"000n-高速级行星齿轮传动效率，取=0.99np一行星轮的数量半d一齿宽系数暂取b/da=0.5Hiim=1450MPa代入下式得:da-ne号768严模数码『72.45取模数m=2.51 1则a0二—口（悬+Zc）=-X2.5咒（17+49）mm=82.5mm取中心距由于装置状况是小齿轮作悬臂布置 故*厂0.4L0.6取*厂0.6计算齿轮齿宽b=g=0.6天2.5X7=25.5mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm般会取小齿轮齿宽等于4=35mm,大齿轮齿宽b-30mm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35mm,太阳轮、内齿轮齿宽30mm。齿轮几何尺寸计算图对于单级的2Z-X（A）型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：10

各齿轮副的几何尺寸的计算结果单位：mm项目计算公式a-c齿轮1（外啮合）副b-c齿轮副（内啮合）分度圆直径dd~m/1d2=m2Z2di=2.5xi7=42.5d2=2.5x49=i22.5di=i22.5d2=2.5xii5=287.5基圆直径dbdqcosabdb2=d2cosadm=42.5COS26=39.94db2=i22.5cos20=ii5九=T5db2=287.5cos26=270.i6齿顶圆直径da外啮合dai=di+2mha*da2=d2：+2mha*dai=47.5da2"27.5内啮合dai=di+2mha*d屋—d2-2mh*dai=i27.5d2=282.5齿根圆直径df外啮合dfi=di-2m(ha*+c*)df2"2—2m(ha*dfi=36.25df2=ii6.25内啮合dfi=di-2m(ha*+£)df2=d2+2m(haJc”)dfj=116.25df2=293.75注：齿顶高系数：太阳轮、内齿轮、行星轮一ha=1,顶隙系数：内齿轮、行星轮一。=0.25；模数m=2.5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,兀现验算其邻接条件:取2aacSinn；已知行星轮c的齿顶圆的直径dac=125,aac=82和np=3代入上式，11则得125<2曲叫=142刖满足邻接条件齿轮强度校核（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心轮、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。FhcFa口Ta/np&r*-输出£笄轮a传动简图构件受力分析传动简图图（4）行星轮结构受力分析输入件所传递的转矩T.传递给太阳轮上，故可得太阳轮（小齿轮）的转矩1盘=学=45.495），式中np为行星轮个数。p对于直齿圆柱齿轮传动，切向力 2。四二452441ndi 42.5径向力Fr=Ftt屋=2162ta0n2CN=77912应力循环次数NbNL60nHnpS=60 848.75 3口口66000=1.008、01010汨厂 沃 几几 次次式中：n；=n-nH=970-121.25=848.75r/min,n"为太阳轮相对于a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Lh=10x330x20=660001。（2）齿轮强度校核在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮，如 2Z-X（A）型传动中的齿轮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。故本节仅列出相啮合的小齿轮（中心轮）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： -MkAkVJkHpkrrr/RU+1式中： -zHzEz£zpJ十VdbU1齿根弯曲应力齿根弯曲应力： F0KAKVK【KFa式中：bF0=bmYFaYSaYY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=1.252）动载荷系数％由小齿轮（中心轮）相对于转臂（行星架）的节点线速度vh确13

定，由《行星齿轮传动设计》公式6-57可求得Hpn 3.142.848.71.89m/s查图6-6「得60KV=1.0260X0003）齿向载荷分布系数\P、KfP接触强度计算： ©ph+Qb-叭-弯曲强度计算：心厂1+@b-^F=1由《行星齿轮传动设计》P158查知，如果2Z-X（A）型和2Z-X（B）型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1时，则取齿向载荷分布系数KhP=KfP=1。4）齿间载荷分布系数KhG、kfqKF125x2141因at= -30———=89.2N/mmV100N/mm,精度6级，硬齿面直齿轮，查《行星齿轮传动设计》表6-9,得Khq=尹=1152二0.756,KFa--0.25=4s（由该书公式6-63得重合度系数Z汀底百二任£=1.15tan%)=0a=6=tan%)=0a=6=20。t1 t2Y厂Y厂0.25Z=a-=05）节点区域系数 ZH按下式计算式中：直齿轮人=0°，1一端面节圆啮合角，a一端面压力角6）弹性系数ZE14

（钢-钢）（钢-钢）7）载荷作用齿顶时的齿形系数YFa根据za=17和xa=0,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Ysasa查《行星齿轮传动设计》图6-24得Ys厂1.509）螺旋角系数Zp、Yp— SnP因直齿轮3e,Z迁序"，丫迁】一芮二1Z.4910）齿数比uU== =2.9Za17齿面接触应力："HO%jkaK/KhpKhg=816.7J1.251.021x0.75&801.aMPa%0=ZHZEZZPdib齿根弯曲应力：b%0=ZHZEZZPdib齿根弯曲应力：bF"FOKAKVKFPKFG-FV42.530 2.9u31.041.251.02V158MPa2141二一YJsaY---前汶2-5—汉2.9沃1.5汉0.25X1=

31.04MPa确定许用接触应力讨铲的各种系数：1）寿命系数2寸因Na=1.008天1010次，查《行星齿轮传动设计》图6-16，得Znt=0.92）润滑系数ZL^V40=165mm2/s,（40C时润滑油的名义运动粘度）《机械设计》P234并由bHlim=920MPa《行星齿轮传动设计》图6-17，得Z「1.1215

3）速度系数Zv因VH=1.89m/s, -Hlim=920MPa查《行星齿轮传动设计》P170图6-18,得Zv=1.014）粗糙度系数ZR取齿面Rz，Ra=6x1.6=9.6Pm，并由日讪=920MPa查《行星齿轮传动设计》图6-19，得Zr=1.155）工作硬化系数Zw因齿轮为硬齿面，且齿面Rz=9.6AmA6Am由《行星齿轮传动设计》图6-20，得Zw=1.26）尺寸系数Zx查《行星齿轮传动设计》表6-15,得Zx=1.07HPbHlimNTLVRWXHPbHlimNTLVRWX=700%=700%0.9x1.12咒1.01天1.15x1.2咒1.07=1052MPa接触强度安全系数S“HS二—接触强度安全系数S“HS二—^-=H8051=801.81.32fmin查《行星齿轮传动设计》表6-11,知可靠性高，符合设计要求。确定许用弯曲应力耳的各种系数1）寿命系数Ynt16

=0.85因Na=1.008天1010次，查《行星齿轮传动设计》图6-31，得Y=0.852）尺寸系数Yx查《行星齿轮传动设计》表6-17,得Yx=1.03）相对齿根圆角敏感系数Y&ew 近似取Y&e1T=1.04）齿根表面状况系数YRre1T查《行星齿轮传动设计》表6-18,得Y硕=1.674-0.529（R+I）。1=1.674-0.529%（37.8+I）o1=R z0.91（齿根Rz=6咒6.3=37.8Am）计算许用弯曲应力诙〃FP〃F1imYNT丫^YRreM=5007.85100.911.0=386.73MPacf386.75.c弯曲强度安全系数SFSF= =2.45SFminF -158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符合要求。4.2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）输入轴行星轴轴承内齿轮输出轴17

太阳轮行星轮A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Ft=2Fc=2*2141=4282乂当行星轮相对于行星架对称布置时，载18荷「则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙A=2.5mm,齿宽b2=35,贝S跨距长度1。=b+2也=35+5=4000。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10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q=Ft/l0（下图）。lobFbcbFbc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》2_qloFJo428八40M=—= = =21410Nmm888行星轮轴采用40Cr钢，调质bs=500MPa,考虑到可能的冲击振动，取安全系数S=2.519

则许用弯曲应力「\=as/S=（500/2MP）a M0pOa由材料力学中，弯曲应力的强度条件:I 辽d3对于截面是直径为d的圆形，则：W=dZrE2故行星轮轴直径d故行星轮轴直径d十32rlv20Fmm010>取do310.3mm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 Fr2141"FJ2141"FJ遇=—_an20389.5N在相对运动中，轴承外圈的转速z 17nCr^亍848,75京/min=300.6r/min考虑到行星轮轴的直径d-10.7mm,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d=20mm,D=72mm,B=19mm基本额定动载荷：Cr=31.0kN基本额定定载荷C0r=15.2kNnl/13000r/min(油浴);取载荷系数fp=1,2； （中等冲击1.2-1.8）行星轴上所受径向力 Fr=389.5N当量动载荷 P=fpFr=1，2389=5 4N7.4轴承的寿命计算Lh=； 。■可（C。）3=10——汽（32000）~60nH'P'300.6X60,467.416176283120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小时计算，即Lh=16176283hA10x330x20=66000h。所以设计决定选用6404型轴承，并把行星轮轴直径增大到d0=d=20mm。校核行星轮轮缘厚度q是否大于许用值：(df)cd106.5172=17.2551金［思帚n】=2.m2.52.5=6.25nm满足条件DUmin行星轴：

行星轮轴直径d=20mm；深沟球轴承6404型：d= 20mm,D=72mm,B=19mm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，材料选用20MnV。21

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 §止（0.20.a3> （0.2O3）=82[5（16mm这里取6-24mm（a为中心距）行星架外径 D止24=245mm（dc为行星轮分度圆直径）423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d=Ao#~n初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根13.86据下表查得A。13.86轴的材料Q235-A、20Q275、354540Cr、35SiMn[片]/MPa15~2520~3525~4535~55A0149~126135~112126~103112~97轴常用几种材料的2」及A值o，I寸iP5%~7%。dmr八j11王可100r5%~7%。输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大故d=[28.35,28.89]mmmin22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=KT=1.5咒133.7=200.55N-m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1.2~1.5,取K=1.5。T为联轴器所传递的名义转矩，T=9.55"06尸=9.55106天上=1337001mm=133.7Nmn1000由计算转矩查表选用LX3型联轴器Tn=1250Nm>200.55Nm (n1=4750/min1000/min其轴孔直径d为30~48mm,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Li=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，度应该比外伸轴长Lj84mm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，轮彀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d咒DXB=50mm90mm20mm,23

轴承的寿命计算其参数为dXDXB=50mmx90mm20mmCr=35kNC0r=23.2NnIim=8500r/min（油浴）；取载荷系数fp=1.2：（中等冲击1.2-1.8）输入轴上所受径向力Fr=Fttan20=2141tan20=779N350003=874776h>66000h934.8当量动载荷P=fpFr=1.2x350003=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 -P="0器兰GP]kid式中：T一转矩，Nmm；d一轴颈，mm;k-键与轮毂键槽的接触高度， k=0.5h,此处h为键的高度，I一键的工作长度，mm,A型键I=L-b;其中L为键的长度,b为键的宽度；bp]/(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轻微冲击算查相关资料的2P]=1OO[]12OMPa由前面计算知输入轴上的转矩t= 136.46Nmm24

由输入轴~二40mm,选用a型（圆头）键，其型号为bxhxL=12mmx8mmx70mm将数值k=0,5咒8=4mm,I=70—12=58mm,键连接处的轴颈d=55mm代入上式得bp2000"36.464-58冥40=29.41MPabp2000"36.464-58冥40=29.41MPa€CTp故该键满足强度要求。输入轴减速器高速外伸轴直径d=40mm；LX3LX3型联轴器：孔径40mm,长度L=112mm,毂孔长度Li=84mm；深沟球轴承6210型：dXDXB=50mmx90mm20mmA型键：bxhxL=12mmx8mm70mm（5）输入轴的结构设计:25

（5）输入轴的结构设计:25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-B4080B-I5050I-C462C-D5020D-E4846E-F5020F-G5812G-H4635H-M3440M-N42.530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L1=84mm略短一些，即取A-B的长度lA_B=80mm。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I=30mm ，故取"斗“50mm。26

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Ic』=lE』二20mm。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按照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《互换性与测量技术基础》可得下表中。齿轮的啮合特性数值参数名称代号数值/mm齿距累计总偏差Fp0.021单个齿距极限偏差±Ftpt士0.0075齿廓累计总偏差Fa0.010螺旋线总偏差Fp0.011公法线长度Wk=n.666；Z7计算公法线长度极限偏差①由中心距a计算最小法向侧隙).「22jbmin=-"0.060.005a|+0.03m)=-x(0.060.00582.50.032.5)=0.117nmmin3 3②计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量Jbn=J②计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量Jbn=Jo.88f翕+f；2)+口.77/ 2 2 「讨存⑺5+8.5)+L77+0.34佝)卜2=23加56bn2T27③计算齿厚上偏差EnsnsL/j+JL/j+Jhbmm bn±E—(W④计算齿厚公差f+a2n)、a,0.117+0.0232=—( +2cos20101000tan20)=-0.078mmT=Jb；+F22tana=J49.142+1722Xtan20"=37.8八msn r咒 n X⑤计算齿厚下偏差Esni=Ens—Tsn=-0.078-0.03785=-0.116mm⑥计算跨齿数k+0.5=17+0.5=2.39进一取整，取k=3进一取整，取k=3⑦公法线上下偏差EWS=Esnscosan-0.72Frsin«=[(-0.078天cos20°)-0.72X0.017sin20°」mm=-0.077mmEWi=EsniCOsCtn-0.72Frsinmm=-0.105mm=[(-0.116咒COS20°)-0.72X0.017咒sin20mm=-0.105mm⑧计算公法线长度W=m[2.952rk-0.5)+0.014z]=2.5咒[2.952咒(3-0.5)+0.014咒17]=11.666mm28

（7）输入轴的载荷分析:以图上所标力的方向为正方向，求水平面支反力吁F NHI+FNH2=2141Nl”6FNHi=0解得Fnh1=-3633N FnH2=5774N（负号表示方向与图上相反）求垂直面支反力Fr fnvi+FNV2=779nJ112-66F.029解得Fnvi-1322N Fnv2=21O1N（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=5774NFnv「-1322N，Fnv2=21O1N弯矩MM=-239792NmmHMv=-87252Nmm总弯矩M=JMH+MV=J(-239792)+(-87252:9=255173Nmm扭矩TTCUUCPHCUUC13.86Tn=9550%—=9550X---=136460Nmmnn 97O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，取僮=0.6,轴的计算应力° 曲+(订)：JA_Q_3r3.4MPaca= —— ——2—2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bj=7OMPa。因此bc£lbj，故安全。424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心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装联轴器时，则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k]=45MPa,即求出输出轴伸出端直径同理，查表取Ao=100,得dm4押二10〃，|度二47.4mm考虑联轴器端有键槽，轴颈应该增大4%~5%,30

故cU=49.3「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二KT=1.5咒1016.12=1524.18N”m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1.2~1.5,取K=1.5。T为联轴器所传递的名义转矩，P 133八9.55106-=9.551C”—=1016120Jm」016.12~m

n 125由计算转矩查表选用LX4联轴器TnTn=2500NmA1524.18Nm3870/min1r25/min其轴孔直径d为40飞3mm,可满足电动机的轴径要求。d=50mm;选择半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度L=112mm,d=50mm;与轴配合毂孔长度 ：=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径外伸轴长度取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31

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（da47.5mm。故按结构要求选用单列深沟球轴承6216型