NGW行星减速器的设计

摘要PAGEIVNGW行星减速器的设计摘要本文完成了对一级行星齿轮减速器的结构设计。该减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点，适用于化工、轻工业以及机器人等领域。这些功用对于现代机械传动的发展有着较重要的意义。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就,并获得了许多的研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。齿轮传动原理就是在一对互相啮合的齿轮中，有一个齿轮作为主动轮，动力从它那里输入，另一个齿轮作为从动轮，动力从它输出。也有的齿轮仅作为中转站，一边与主动轮啮合，另一边与从动轮啮合，动力从它那里通过，这种齿轮叫惰轮。

在包含行星齿轮的齿轮系统中，情形就不同了。由于存在行星架，也就是说，可以有三条转动轴允许动力输入/输出，还可以用离合器或制动器之类的手段，在需要的时候限制其中一条轴的转动，剩下两条轴进行传动，这样一来，互相啮合的齿轮之间的关系就可以有多种组合。确定选用2Z-X(A)型的行星传动较为合理。我们简要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，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及行星架的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数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主要零部件的强度校核计算。其中该减速器的设计与其他减速器的结构设计相比有三大特点：其一，为了使三个行星轮的载荷均匀分配，采用了齿式浮动机构，即太阳轮与高速轴通过齿式联轴器将二者连接在一起，从而实现了太阳轮的浮动；其二，该减速器的箱体采用的是法兰式箱体，上下箱体分别铸造而成；其三，内齿圈与箱体采用分离式，通过螺栓和圆锥销将其与上下箱体固定在一起。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速器的整体结构设计。关键词：行星齿轮;传动机构;结构设计;校核计算AbstractThiscompletedasingle-stageplanetarygearreducerdesign.Thegearhasasmallertransmissionratio,andithasacompact，hightransmissionefficiencyoutline,smallsizeandlightweight,carryingcapacity,smoothmotion,shockandvibrationresistantandlownoisecharacteristics,Usedinchemical,lightindustryandroboticsfields.Thefunctionofthedevelopmentofmodernmechanicaltransmissionhasamoreimportantsignificance.Planetarygeartransmissionhasmanyyearsofdevelopmentinourcountry,andithasbeenusedinmanyyears.However,since1960s,ourcountrybegantocarryonthemorethoroughandsystematicresearchandtrialmanufactureofplanetarygeartransmission.Bothinthedesigntheoryorinthetrialproductionandapplicationpractice,havemadegreatachievements,andobtainedalotofresearchresults.Inthepast20yearsespeciallysincethereformandopening-upofourcountry,withtheprogressanddevelopmentofthescientificandtechnologicallevelofthecountry,Chinahasfrommanyoftheworld'sindustrialdevelopedcountriesintroducedalargenumberofadvancedmachineryandequipmentandtechnology,afterourcountrymechanicalscienceandtechnologypersonnelconstantlyactiveabsorptionandelimination,advancingwiththetimes.pioneeringandinnovativeeffortstoforgeahead,planetarytransmissiontechnologyofourcountryhasdevelopedrapidly.Theprincipleofgeartransmissionisinapairofmeshinggears,agearasthedrivinggear,powerisinputtedfromthereit,anothergearasthewheel,thepoweroutputfromit.Alsosomegearsonlyastransferstation,andonesideofthedrivinggear,theothersideandfromthemeshingofwheel,powerfromwhereitthrough,thegearcalledidler.

Ingearsystemincludesaplanetarygear,thesituationisdifferent.Duetothepresenceofplanetcarrier.Thatistosay,canhavethreerotatingshaftsallowdynamicinput/output,bymeansoftheclutchorbrakeandthelike,needtimewhichlimitsanaxisofrotation,theremainingtwoaxesdrive,asaresult,betweenthegearmeshingrelationshiptoeachothercanhaveavarietyofcombinations.Todeterminethechoiceof2Z-X(A)typeofplanetarytransmissionismorereasonable.Firstpaperintroducesthebackgroundandthesubjectofgearreducersituationanddevelopmenttrend,andthencomparedvarioustransmissionstructures,whichdeterminethebasictypeoftransmission.Thesisisthemainpartofthemaincomponentsofdrivemechanismincludingthesunwheel，planetgear,ringgearandplanetcarrierinthedesigncalculation，givenbytheinputpower，gearratio,inputspeedandtheconditionfactortodeterminetheapproximatestructureafterthegearreducerAndtocarryoutthedesignandcalculationoftheoverallstructureandmaincomponentsofthestrengthcheckcalculation.Oneoftheothergearreducerdesignandcomparedthestructuraldesignofthethreemajorcharacteristics:First,thethreeplanetarygeartomaketheloadevenly,usingagear-typefloatingbody,thesungearandhigh-speedshaftthroughthegeartogetherCouplingthetwotogethertoachieveafloatingsungear;Second,theboxusesareducerflangebox,upperandlowerboxwerecast;Third，theringgearandBoxwithseparate,throughboltsandtaperedpinswillbefixedtogetherwiththeupperandlowerbox.Finally,asummaryoftheentiredesignprocessisbasicallycompletetheoveralldesignofthereducer.Keywords:planetarygear;drivingmachanism;structuraldesign;checkingcalculation前言目录TOC\o"1-3"\h\u25348前言 119583第一章传动方案的确定 148271.1设计任务 1311811.2行星机构的类型选择 139881.3确定行星齿轮传动类型 317499第二章齿轮的设计计算 54882.1配齿计算 5151112.1.1确定各齿轮的齿数 5271372.1.2初算中心距和模数 6325102.2几何尺寸计算 719142.3装配条件验算 10205082.3.1邻接条件 10262752.3.2同心条件 10198922.3.2安装条件 10257942.4齿轮强度校核 1257022.4.1a-c传动强度校核 12192922.4.1c-b传动强度校核 161575第三章轴的设计计算 21252963.1行星轴设计 2151623.2转轴的设计 2378843.2.1输入轴设计 2312243.2.2输出轴设计 2423393结论 2712125谢辞 286083参考文献 29绪论本课题通过对行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该减速器的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。如今，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在机械设计计算中，较常用的计算方有3种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法），其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的2K2H和3K型行星齿轮的效率十分方便。行星齿轮传动具备结构紧凑、体积小、质量小、承载大的优点。这些都是因为在其结构上应用了多个行星轮的传动方式，充分运用了轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮分担载荷，形成功率流，并且合理的采用内啮合传动，使其具备了上述的很多优点。但是，这仅仅是最理想的情况，而在实际应用中，由于加工误差和装配误差的存在，使得在机械传动过程中各行星轮上的载荷分配不均匀，造成载荷集中在一个行星轮上的现象发生，这样一来，行星齿轮的优越性就得不到应有的发挥，甚至不如普通的外传动结构。所以，为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构部分，开始人们只努力地提升齿轮加工的精度，使得行星齿轮的装配和制造变得尤为困难。后来通过采取了对行星齿轮基本构件径向不加限制的措施和其它可以自动调位的方法，就是采用各种机械式地均载机构，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。其中典型的几种均载机构有基本构件浮动的均载机构、杠杆联动均载机构和采用弹性件的均载机构。CNC机床工艺技术的发展，带动了了机械传动结构的发展。在传动系统设计中的PLC、液压传动系统，齿轮、带轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学术交流，将成为新型传动产品发展的趋势。随着我们国家航空、航天、电子、机械、能源及核工业方面的快速发展和工业机器人等一系列产品在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得很好的成绩。同时，随着我国高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求会更加突出。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，所以，开拓和发展齿轮技术和减速器在我国有广阔的前景。论文的基本内容：（1）选择传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。（2）设计计算及校核。传动结构的设计计算，都大致包括：选择传动方案、传动零件齿轮的设计计算与校核、轴的设计计算与校核、轴承的选型与寿命计算、键的选择与强度计算、箱体的设计、润滑与密封的选择等。在对行星齿轮减速器的结构进行深入分析的基础上，依据给定的减速器设计的主要参数，通过CAD绘图软件建立行星齿轮减速器各零件的二维平面图，绘制出减速器的总装图对其进行分析。REF_Ref168484390\r\h错误！未找到引用源。REF_Ref168484424\h错误！未找到引用源。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文第一章传动方向的确定PAGE6PAGEPAGE30第一章传动方案的确定1.1设计任务设计一个行星齿轮传动减速器。原始条件和数据：传动比i=11，功率p=5.5kw，输入转速N=1500rpm，中等冲击。使用寿命8年，每天工作16小时。且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小。1.2行星机构的类型选择表1-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：表1-1常用行星齿轮传动的传动类型及其特点传动形式简图性能参数特点传动比效率最大功率/kWNGW[2Z-X(A)]负号机构）=1.13~13.7推荐2.8~90.97~0.99不限效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用NW（2Z-X负号机构）=1~50推荐7~21效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故||7时不宜采用NN（2Z-X负号机构）推荐值：=8~30效率较低，一般为0.7～0.840传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比||大于某一值后，机构将发生自锁WW（2Z-X负号机构）=1.2~数千||=1.2~5时，效率可达0.9~0.7，>5以后.随||增加徒降20传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时，||从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.8~3，最佳值为2，此时效率可达0.9NGW（Ⅰ）型（3Z）小功率传动500；推荐：=20~1000.8~0.9随增加而下降短期工作120，长期工作10结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出，当||大于某一数值时会发生自锁NGWN（Ⅱ）型（3Z）=60~500推荐：=64~3000.7~0.84随增加而下降短期工作120，长期工作10结构更紧凑，制造，安装比上列Ⅰ型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上1.3确定行星齿轮传动类型根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表1-1中传动类型的工作特点可知，2Z-X(A)型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2Z-X(A)型行星传动较合理，其传动简图如图1-1所示。其中a为中心轮，b和c为内齿轮，x为转臂。图1-1减速器设计方案（单级NGW—2Z-X(A)型行星齿轮传动）拟定的设计方案如下图：图2-2减速器整体装配图沈阳化工大学科亚学院学士学位论文第二章齿轮的设计计算第二章齿轮的设计计算2.1配齿计算2.1.1确定各齿轮的齿数据2Z-X(A)型行星传动的传动比值和按其配齿计算（见参考文献[1]）公式（2-1）-公式（2-）可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。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=17和行星轮=3。根据内齿轮对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，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的齿数应按如下公式计算，即=在考虑到安装条件为（整数）2.1.2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和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57~61HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。行星轮=4850.7Mpa=339.5Mpa(对称载荷)。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38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa齿形的终加工为插齿，精度为7级。2.减速器的名义输出转速由得=3.载荷不均衡系数采用太阳轮浮动的均载机构，取。4.齿轮模数和中心距a首先计算太阳轮分度圆直径：式中：—齿数比为—使用系数为1.25；—算式系数为768；—综合系数为2；—太阳轮单个齿传递的转矩。其中—高速级行星齿轮传动效率，取=0.985—齿宽系数暂取=0.5=1450Mpa代入=24.6模数取m=1.5则=35.25取齿宽取2.2几何尺寸计算1.计算变位系数(1)a-c传动啮合角因所以变位系数和=（17+30）=1.141图2-1选择变位系数线图中心距变动系数y齿顶降低系数分配边位系数：分配边位系数：根据线图法，通过查找线图2-1得到边位系数则(2)c-b传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有从而且2.几何尺寸计算结果对于单级的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：表3-1各齿轮副的几何尺寸的计算结果项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副分度圆直径基圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮—，内齿轮—；顶隙系数：内齿轮—2.3装配条件验算对于所设计的单级2Z-X(A)型的行星齿轮传动应满足如下装配条件2.3.1邻接条件按公式验算其邻接条件，即已知行星轮c的齿顶圆的直径=164.513，和代入上式，则得164.513满足邻接条件2.3.2同心条件按公式对于角变位有已知，代入上式得满足同心条件2.3.2安装条件按公式验证其安装条件，即得将代入该式验证得满足安装条件啮合要素的验算1.a-c传动端面重合度（1）顶圆齿形曲率半径太阳轮=29.31行星轮=42.416（2）端面啮合长度式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；端面节圆啮合角。直齿轮==则（3）端面重合度=1.2652.端面重合度（1）顶圆齿形曲率半径行星轮由上面计算得，=42.416内齿轮=61.597（2）端面啮合长度==24.05（3）端面重合度==1.632.4齿轮强度校核2.4.1a-c传动强度校核本节仅列出相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程，大齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。1．确定计算载荷名义转矩=376.89N·m名义圆周力==N=8868N2．应力循环次数=60=次=次===181.82===818.18式中—太阳轮相对于行星架的转速()—寿命期内要求传动的总运转时间(h)t=10a=70400h3.确定强度计算中的各种系数1)使用系数K取K=1.252)动负荷系数K因z=17<50和==143.03<150，可根据圆周速度===3.64查得（6级精度)：K=1.0393)齿向载荷分布系数K、KK=1+(K-1)KKK=1+(K-1)KK式中K—计算接触强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，查得K=1.11(=0.5);K—计算接触强度时的跑合影响系数，查得K=0.72(=3.64，HB=450)；K—计算弯曲强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，查得K=1.13(=12.4)K—计算弯曲强度时的跑合影响系数，查得K=0.97(=3.64，HB=450)；K—与均载系数有关的系数，K=0.7K—与均载系数有关的系数，K=0.85则K=1+(1.11-1)0.720.7=1.215K=1+(1.13-1)0.970.85=1.1764)齿间载荷分布系数K、K因=1.25=178.789，精度6级，硬齿面直齿轮，查得K=K=1.05)节点区域系数Z按下式计算Z===2.171式中直齿轮=0—端面节圆啮合角直齿轮==—端面压力角直齿轮==206)弹性系数查得=189.8(钢-钢)7)载荷作用齿顶时的齿形系数Y根据z=17和x=0.549查得Y=2.1568)载荷作用齿顶时的应力修正系数Y查得Y=1.7969)重合度系数z、z===0.955=0.25+=0.25+=0.84310)螺旋角系数、按下式计算因=0，z=得=1=得=14．齿数比===1.7655．计算接触应力的基本值==2.171189.80.9551MPa=638.93MPa6．接触应力==638.93=802MPa7．弯曲应力的基本值=YYYY==93.378MPa8．齿根弯曲应力==93.3781.251.0681.1761=143MPa9．确定计算许用接触应力时的各种系数l)寿命系数Z因N=，得Z=1.02)润滑系数Z因=220和>1200MPa查得Z=1.03)速度系数Z因=3.64和=1591MPa查得Z=0.9754)粗糙度系数Z因>1200MPa和齿面R=1.66=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面R=9.6>6，由图5-17取=1.06)尺寸系数查得Z=1.010．许用接触应力==15911.01.00.9751.0261.01.0=1592MPa11．接触强度安全系数SS===1.98512．确定计算许用弯曲应力时的各种系数l)试验齿轮的应力修正系数=2.02)寿命系数因N=，查得=0.833)相对齿根圆角敏感系数由=1.796，查得=1.04)齿根表面状况系数=0.925(齿根R=6.36=37.8)5)尺寸系数可按下式计算=0.01m==1.013．许用弯曲应力==4852.00.831.00.9251.0MPa=745MPa14．弯曲强度安全系数SS===c-b传动强度校核本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程，小齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。齿轮强度验算按第5章中的有关公式和图表进行。1．名义切向力=8868N2．应力循环次数NN=60=60次=2.310次式中n—太阳轮相对于行星架的转速()=n-n==181.823．确定强度计算中的各种系数1)使用系数K取K=1.252)动负荷系数K根据===3.76查得（7级精度)：K=1.0683)齿向载荷分布系数K，K由式(5-1)和(5-2)K=1+(K-1)KKK=1+(K-1)KK式中K—计算接触强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，查得K=1.187(=0.5);K—计算接触强度时的跑合影响系数，查得K=0.83(v=3.76，HB=450)；K—计算弯曲强度时运转初期(未经跑合)的齿向载荷分布系数，由图5-4查得K=1.12(=12.4)K—计算弯曲强度时的跑合影响系数，由图5-5查得K=0.95(v=3.76，HB=450)；K—与均载系数有关的系数，K=0.7K—与均载系数有关的系数，K=0.85则K=1+(1.187-1)0.830.7=1.149K=1+(1.12-1)0.950.85=1.0974)齿间载荷分布系数K、K因==178.79，精度7级，非硬齿面直齿轮由表5-9查得K=K=1.05)节点区域系数Z可查图5-13或按下式计算Z===2.495式中直齿轮=0—端面节圆啮合角直齿轮==20—端面压力角直齿轮==206)弹性系数Z查得Z=189.8(钢一钢)7)载荷作用齿顶时的齿形系数Y查得Y=2.0538)载荷作用齿顶时的应力修正系数Y查得Y=2.659)重合度系数z，Yz===0.889=0.25+=0.25+=0.7110)螺旋角系数Z，Y可按下式计算因=0，z=得z=1Y=所以z=1，Y=14．齿数比u===2.6335．计算接触应力的基本值==2.495189.80.8891MPa=323.75MPa6．接触应力==323.75=401MPa7．弯曲应力的基本值=YYYY==110.497MPa8．齿根弯曲应力=KKKK=110.491.251.0681.0971=161.812MPa9．确定计算许用接触应力时的各种系数l)寿命系数Z因N=2.310，查得Z=12)润滑系数Z因和=1282MPa查得Z=13)速度系数Z因v=3.76和=1282MPa查得Z=0.9754)粗糙度系数Z因=1282MPa和齿面R=6.36=9.6查得Z=1.0265)工作硬化系数取=1.06)尺寸系数查得Z=1.010．许用接触应力=ZZZZZwZ=1282110.9751.02611=1283MPa11．接触强度安全系数SS===3.212．确定计算许用弯曲应力时的各种系数l)试验齿轮的应力修正系数Y=2.02)寿命系数因N=2.310，查得Y=1.03)相对齿根圆角敏感系数Y由Y=2.65，查得Y=1.04)齿根表面状况系数0.925(齿根R=6.36=37.8)5)尺寸系数Y可按下式计算Y=0.006m=1.03-0.0065=1.013．许用弯曲应力=YYYYY=3702110.9251MPa=684.5MPa14．弯曲强度安全系数SS===4.23沈阳化工大学科亚学院学士学位论文第三章轴的设计计算第三章轴的设计计算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，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图3-1所示：图3-1太阳轮浮动原理3.1行星轴设计1.初算轴的最小直径在相对运动中，其中每个行星轮轴承受的稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷就作用于轴跨距中间。选取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度为。当行星轮轴在转臂中的配合为H7/h6时，就可以把它看成是拥有跨距为的双支点梁。当轴比较短时，两个轴承几乎靠着，因此，可以确定轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图3-2）。图3-2行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩Nmm=148538Nmm行星轮轴采用40Cr钢，调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa，故行星轮轴直径取其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2.选择行星轮轴轴承在行星轮内部安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷为N=1614N相对运动中，轴承外圈以转速=463.64考虑行星轮轴的直径应，及安装在行星轮体内的轴承，其外廓的尺寸将受到限制，所以初步选用单列深沟球轴承型号为6306型，其参数为kNkN（油浴）；取载荷系数；当量动载荷N=1937N轴承的寿命计算h=97377h根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即h。所以设计决定选用6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到。校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：=mm式中行星轮模数（mm）mm=35.712=12.5mm满足条件>。由于行星轮宽度mm，因此两个轴承之间安装一厚度为5mm，宽度为13mm的套筒。3.2转轴的设计3.2.1输入轴设计1．初算轴的最小直径由下式初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表3-2查得。表3-2轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo/15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97查表取=112，得输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%~7%。故其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。2．选择输入轴轴承(1)轴的结构设计根据估算所得直径，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6217型，其尺寸为，可画出输入轴草图（如附图03）。轴承的寿命计算其参数为kNkN（油浴）；取载荷系数；当量动载荷N=3873N;轴承的寿命计算h=165258h>70400h故该对轴承满足寿命要求。3.2.2输出轴设计1．初算轴最小直径三个行星轮均布的情况下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力应是相互平衡的，在输出轴得轴端安装膜片盘式联轴器时，输出轴运转时应该只承受转矩。输出轴选用42CrMo的合金钢，其许用剪切应力MPa，即求出输出轴伸出端直径=88.423Nmm=6114Nmm式中—输出轴转矩；—齿轮啮合传动的效率，取=0.97。2．选择输出轴轴承因为输出轴的轴承不承受径向工作的载荷（只承受输出行星架装置的自重），所示轴承尺寸应由结构要求来确定。输出轴端，轴颈mm。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=99.076mm。故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6030型，其尺寸为，可画出行星架草图（如附图03）。轴承的寿命计算其参数为kNkN（油浴）；取载荷系数；当量动载荷N=5088N;轴承的寿命计算h=1600938h>70400h故该轴承满足寿命要求。3．输出轴上键的选择及强度计算平键连接传递转矩时，其主要失效形式为工作面被压溃。所以我们，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核及计算。普通平键连接的强度条件则按（3-2）式计算式中－转矩，；－轴颈，mm;－键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度，mm；－键的工作长度，mm，型键；型键；型键，其中为键的长度，为键的宽度；－许用挤压应力，，在这里键材料为45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的=100~120。由前面计算知输入转矩Nm，选用型键，其型号为，将数值，，键连接处的轴颈=110mm代入式（3-6）得=39.9<故该键满足强度要求。结论沈阳化工大学科亚学院学士学位论文结论结论通过对行星齿轮的设计过程的熟悉，与传统的减速器的设计有很大的不同，计算方式不一样、安装方式不一样、要求精度不一样等。我们所做的设计是自己独立完成的一项机械设计任务，我们工科生作为祖国未来的的应用型人才，将来所从事的工作都是高新技术的应用及实际的操作。所以我们应该培养自己市场调查、收集资料、综合应用能力，提高计算、绘图、实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力。行星轮系减速器较普通齿轮减速器具有体积小、重量轻、效率高及传递功率范围大等优点。行星齿轮减速器的类型很多，本设计主要通过对ZX-A型的进行系列设计的。计算主要参数，确定主