《行星滚筒搅拌机减速器的设计》12000字

第一章引言1.项目研究的目的意义随着我国城市经济社会建设和工业科技创新力量近年来快速的健康增长,,基建项目建设投资规模的增加力量也在不断扩大,建设企业力量不断扩大增加,城市的房地产开发业和公共基础设施建设迅速健康发展,随之而来的结果就是混凝土的迫切生产需求。混凝土的高度商品化施工生产因其施工生产的高度技术专业化和高度集中生产化等多个特点大大提高了钢筋混凝土建筑工程质量,节约施工原材料,加快提高施工劳动生产率,减轻劳动强度,同时也因其大大节省建筑施工工程用地,改善施工劳动条件,减少自然环境严重污染而使世界人类充分受益。我国现代钢筋混凝土建筑施工工程机械已经在向高质量技术、多样化品种、自动化和工业智能化的方向飞速发展,有效改善企业工作环境条件的同时提高工业生产率。在目前我国建筑混凝土质性搅拌技术生产工艺过程制造阶段过程建筑中的施工还有一项复杂的工序非常重要,就是建筑质性加工搅拌,为了使我国建筑混凝土的加工搅拌技术施工工艺实现最有利的施工工艺条件,因此目前我国建筑混凝土质性搅拌工艺施工需要向搅拌生产工艺机械化和搅拌施工工艺自动化两个发展方向快速稳步发展。行星滚筒搅拌机工作传动原理是把齿轮电动机的能量通过齿轮减速器传递输送至滚筒，使其运转搅拌，是电动机、减速器和传动轴承于一体的高效先进机械驱动搅拌系统。减速器结构设计的质量是否合理直接可以影响接受到设备生产效率、传输动力效果和安全保障等重要指标。行星式滚筒搅拌机专用减速器的研发设计,是为了充分满足新的市场需求,完善公司产品新的功能系列,适应现代建筑施工和化学实验室设备工作的各种要求。它主要是在完全封闭的施工环境中,实现对现场物料的自动搅拌和物料输送,搅拌及物料输送搅拌效果良好,对现场环境直接污染少。它能够有效改善物料施工现场专业施工环境条件,保障专业工人身心健康,提高现场施工效率,减少物料施工中对现场环境的直接破坏。因此市场对行星式滚筒搅拌机减速器有需要，具有发展前景。2.搅拌的任务一般认为混凝土搅拌的任务：1.搅拌均匀,达到微观上的匀质;2.避免出现部分粒子的弥散团聚渗水现象,使其各部分颗粒物的表面被大量水泥所浸润,促使水泥弥散渗水现象的持续发展;3.把这些活性水泥水化物料中的粒子处于固体外层表面的初始活性水化材料物质用弹性薄膜紧紧包裹在固体外层上并进行化学分解,促进这些活性水泥物料粒子固体颗粒与其他活性水泥水化物料中的含水粒子颗粒的相互作用结合,形成理想的初始活性水化物料粒子固体生成物;4.物料之间若有灰尘或其他微小粒子覆盖，会严重影响物料互相结合，因此要尽可能使其多次碰撞摩擦5.增加了在混合物材料个体和单元体之间参与混合运动的测量次数,加快混合运动运行轨迹的纵向交叉运动频率,以通过加速运动达到整体匀质化。第二章行星齿轮传动设计计算1．动力1．1．驱动装置的选用 在动力装置方面，采用Y90L-6电机作为牵引驱动动力装置，电机规格如下：表2-1Y90L-6电机规格参数表名称功率/kw电压负载阻抗比正常转矩（Nm）最大转矩（Nm）最大转速Y90L-6电机1.0380N/A2.32.5900r/min图2-1Y90L-6电机比例及其二维图安装尺寸及外形尺寸见下表：表2-2Y90L-6电机安装尺寸表名称机座底脚孔中心径向距机座底脚孔中心轴向距转轴轴伸直径Y90L-6145340251．2．转速计算和传动比值计算代入数值于公式中，总体传动比值为：I=900/20=45，最大转速为：n=20r/min。2．传动方式的选用 当计算出总的传动比值为45,转速最大为20r/min则可以推导得负载传动比的值为368.732nm,在整体的传动比和负载传动比都较低的情况下可以使用只需两级齿轮的齿轮箱。3．传动比值的确定如果一个齿轮传动系统中传动分为了多个级别，则根据机械原理，对于传动系统中强度不同的各级别齿轮传动、传动尺寸不等的齿轮传动比进行分配时,高速行星级齿轮传动百分比原则可以直接取大些,低速级齿轮传动百分比原则可以取一个相对较小的数值。 一、二级传动比值:i1=7.6i2=6.0 3．1．行星齿轮——一级传动齿轮齿轮相关参数计算行星齿轮额定输入转速为960r/min时取nw=3，，取。实际工作中的传动比值，此时的传动齿轮中心线距离、齿轮模数要根据实际的接触情况计算：工作时额定转矩Nm假定受载不匀系数；二者的传动结构里，太阳外齿轮的整体转矩为：Nm可以看到，负载情况一般系数而齿轮的模数比值为：是此传动中最合适的太阳轮材料，而行星轮最佳材料应为，齿轮表面刚度值为，可以得到，内齿轮的最佳材料为，，硬度为。齿轮轴向长度相对值求得齿轮圆心距离毫米推算可得毫米设齿轮模数m为2 求得齿轮无变位时圆心距离毫米考虑到一个太阳轮的运动齿数通常低于17,为了尽量避免此时可能出现齿根渐开线被切除,应当把轴心距长度增幅大两毫米，即49毫米,再重新进行计算它的径向变位运动系数。行星传动齿轮变位数据确定两级行星传动结构中的齿轮数据使用角变位的传动方式；使用高变位的传动方式。根据齿轮设计手册的上页和卷表2.2-9所示的图来精确计算具体间距 如下两个图表：表3-1第一级行星传动齿轮计算结果汇总符号专业名称取值标准最终数值三齿轮的分度圆基准直径，模数由基准得分度圆压力角由基准得分度圆柱螺旋角齿顶高系数由基准得齿顶高变动系数a-c：b-c：主轴齿轮啮合角a-c：c-b：中心啮合角20度齿顶圆直径齿根高轮轴径向的间隙系数由基准得齿轮顶部高度两级中心变位系数两级行星变位系数c-b传动使用高变位，故=0c-b：=0齿轮底部圆直径变位系数的分配由及关系，=0，求得由齿轮模数比，再依照分配公式可以得=0.566，=1.141-0.566=0.575，未变位时齿轮的中心距离实际传动中心距选用二者之间高的3）工作时齿轮表面相关强度数据的校核计算a-c传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。表示齿面在轴架外做周期旋转运动时的加速度。EQm/s两齿轮啮合时强度关系：公式中各符号的意义：：指材料抗形变值，对照表[1]可取=179.6：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取=0.849：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取=2.44；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取=1.074：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取=1.348；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将所有数值代入公式可求出齿轮的安全接触应力为（3-2）：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将所有数值代入公式可求出MPa安全接触强度的条件为<，符合要求由以上数据可以求得安全系数为（3-3）a-c传动齿轮组弯曲数据齿轮根部抗弯公式（3-4）：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取=0.87：多级齿轮比值，对照表[1]取=3.90：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取=1.027：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取=1.215：齿根抗弯应力最终值将所有数值代入公式可求出MPa 安全范围内可承受应力（3-5） ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可求出MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数（3-6）c-b传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。（3-1）公式中各符合得意义为：：指材料抗形变值，对照表[1]可取=179.6：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取=0.849：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取=2.44；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取=1.074：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取=1.348；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将所有数值代入公式可求出许用接触应力（3-2）：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将所有数值代入公式可求出MPa可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数（3-3）c-b传动齿轮组应力数据齿轮根部抗弯公式（3-4）：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将所有数值代入公式可求出MPa 齿轮的安全弯曲应力为（3-5） ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可以求得MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式可以推导出安全系数（3-6）3．2．行星齿轮——二级传动齿轮1）齿轮相关参数计算行星齿轮数目由[1]表17．2—1得，额定输入转速为119.64r/min时取nw=3，，取。实际工作中的传动比值，此时的传动齿轮中心线距离、齿轮模数要根据实际的接触情况计算：工作时额定转矩Nm假定受载不匀系数；二者的传动结构里，太阳外齿轮的整体转矩为；Nm在[1]表格的可以看到，负载情况一般系数得而齿轮的模数比值为是此传动中最合适的太阳轮材料，而行星轮最佳材料应为，齿轮表面刚度值为，由表[1]中可以得到，内齿轮的最佳材料为，，硬度为。齿轮轴向长度相对值求得齿轮圆心距离mm推算可得mm设齿轮模数m为2 求得齿轮无变位时圆心距离mm为了尽量避免此时可能出现齿根渐开线被切除,应当把轴心距长度增幅大为58毫米,再重新进行计算它的径向变位运动系数，计算参数请参阅下表：表3-2第二级行星传动齿轮计算结果汇总符号专业名称取值标准最终数值三齿轮的分度圆基准直径，模数取标准值2mm分度圆压力角取标准值分度圆柱螺旋角齿顶高系数取标准值齿顶高变动系数a-c：b-c：主轴齿轮啮合角c-b传动中心距无改动，故啮合角为20度a-c：c-b：传动啮合角为20度齿顶圆直径齿根高轮轴径向的间隙系数取标准值齿轮顶部高度两级中心变位系数两级行星变位系数c-b传动使用高变位，所以=0c-b：=0齿轮底部圆直径变位系数的分配由传动的基本规范，按[4]齿轮手册图2.2-9分配得及。依关系=0，得到根据齿数比，按[4]齿轮手册图2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.558未变位时齿轮的中心距离3）工作时齿轮表面相关强度数据的校核计算①a-c传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。表示齿面在轴架外做周期旋转运动时的加速度EQm/s两齿轮啮合时强度关系：公式中各符号的意义：：指材料抗形变值，对照表[1]可取：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取；指安全过载率，对照表[1]可得：内部附加载荷系数，对照表[1]可取：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将这些数据全部代入齿面接触应力的计算公式可推出MPa齿轮的安全接触应力：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将各数值代入式（3-2）中，得MPa安全接触强度的条件为<，符合要求由以上数据可以求得安全系数为a-c传动齿轮组弯曲数据齿轮根部抗弯公式：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将所有数值代入公式可求出MPa 安全范围内可承受应力 ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可求出MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数c-b传动齿轮组应力数据因为固定强度轴线传动齿轮的轴向传动与一个太阳轮和其他行星轮的轴向传动时的情况是一模一样的,这种情况的传动校正可以使用固定主轴轴线齿轮传动函数计算公式来进行。公式中各符合得意义为：：指材料抗形变值，对照表[1]可取：指两角度相互连接接触、受到应力的强度来计算其重合程度比值，对照表[1]可取：齿廓形状对接触应力影响系数，对照表[1]可取；指安全过载率，对照表[1]可得=1.3：内部附加载荷系数，对照表[1]可取：指轮齿接触线方向的载荷分配值，对照表[1]16.2-41选取；指轮齿之间的载荷分配值，对照表[1]可得：指分布在圆周上的载荷，N：指传动齿轮齿数比，：指传动齿轮齿轴向长度，取：齿轮齿间接触载荷 将这些数据全部代入齿面接触应力的计算公式得MPa许用接触应力：齿轮的危险接触应力值，对照表[1]得：最低安全啮合值，对照表[1]，取：齿轮使用时间系数，对照表[1]，取：齿轮硬化比值，对照表[1]，取=1.000：啮合润滑影响值，对照表[1]，取：啮合面强度系数，对照表[1]，取=1.000将各数值代入式（3-2）中，得MPa可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式推导得安全系数c-b传动齿轮组应力数据齿轮根部抗弯公式：齿轮抗弯度、螺旋度比值，对照表[1]取：多级齿轮比值，对照表[1]取：齿轮齿向应力比值，对照表[1]取：齿轮轴向应力比值，对照表[1]取：齿根抗弯应力最终值 将各数值代入（3-4）中，得MPa 齿轮的安全弯曲应力为 ：齿轮材料弯曲疲劳强度标准值，对照表[1]，取 ：齿轮根部受力敏感度，对照表[1]计算出 ：齿轮啮合时轮齿情况，对照表[1]计算出 ：齿轮齿抗形变度，对照表[1]选取 ：最大危险弯曲系数值，对照表[1]选取 将所有数值代入公式可以求得MPa 可以看到<，所以这个齿轮是安全的由上式可以推导出安全系数3．3．行星数据整合 具体参数及校核结果：表3-7各级行星传动齿轮计算结果汇总第Ⅰ级传动第Ⅱ级传动齿轮齿数=13=83=34=16=98=40齿轮轴向比值0.40.5齿轮模数m22齿轮传动比i1=7.6i2=6.0齿轮中心距（mm）传动行星轮个数校核结果符合要求符合要求第三章行星轮轴强度计算1.第一级行星轮轴计算销轴的剪切强度来校核行星轮轴是可行的，因为他们都只受剪切力。行星轮轴使用20Cr2Ni4A，它受的横向力F=79.64N，d=15mm，由公式计算出它承受的剪切应力为MPa行星轮轴许用剪切应力MPa，查表[3]得所以这个行星轮轴的强度足够。2.第二级行星轮轴计算销轴的剪切强度来校核行星轮轴是可行的，因为他们都只受剪切力。行星轮轴使用20Cr2Ni4A，它受的横向力F=457.08N，d=20mm，由公式计算出它承受的剪切应力为MPa行星轮轴许用剪切应力MPa，查表[3]得所以这个行星轮轴的强度足够。

第四章行星轮轴输出轴数据1.轮轴抗弯数据使用当量直径法条件为输出计算轴的各个直线段度之间的直线长度当量相差不大，依图可见符合条件，所以可以使用。设直径为，则依照公式可得（5-1）其中：：段轮轴轴径，单位为mm：段轮轴轴长,单位为mm将行星齿轮轮轴分为四部分，取52.0mm，取143.0mm，取72.0mm，取132.0mm。轮轴直径取为70.0mm，为80.0mm，为112.0mm，224.0mm。由公式得:轮轴应力、结构设计图：图4-1齿轮轴输出端结构图4-2轮轴承受应力情况求得径向应力：由于圆柱直齿轮传动和渐开线花键都不会对其本身产生任何轴向作用力以及渐开线花键在承受轴向重力传动时不产生径向作用力，输出轴仅承受重力作用，同时重力作用方向与轴线一致，所以它不产生形变。计算公式：（5-2）（5-3）（5-4）代表小齿轮所受径向力，即。查得，，，，代入这些数值，计算出：行星轮轴需要符合：（5-5）横跨长度=145mm推得，。轮轴弯曲部位需要符合：轮轴滚子部位转角值：；轮轴安装部位转角值：由上述得计算结果可以得知，轮轴滚子部位转角值、轮轴安装部位转角值都在安全范围内，所以符合使用要求。2.轮轴抗扭数据由材料力学得圆型实心齿轮轴公式：（5-6）其中符号表示：n轮轴每一米长度所承受的扭力；：齿轮轴圆周方向所属载荷；：单位长度的轴所受载荷大小；：齿轮轴总长度；：单位长度的轴所能承受的极限扭载，取=。汇总上列公式可以推导得出：可以看到，所以这个齿轮轴符合要求是安全的。第五章行星轮轴花键数据选用圆柱形的直齿渐开线式花键，选用压力角系数的圆形、直尺型轮廓渐开花键。可取处：性能优秀，加工要求简单，在承受载力时花键齿上会产生径向应力，起定心作用。此花键的各项数据关系：（6-1）其意义：花键扭转应力，;：齿轮受载分配不匀值，取=0.75；；花键的齿数；；齿的实际受力长度值，单位毫米;：各花键齿的直径：花键齿中心圆直径；H：实际参与传动的齿轮高度；；安全范围内压强，取。出于安全考虑，此花键应用极限扭矩：三级花键传动系数为：.花键总扭矩：花键总扭矩所分配出的三个次级扭矩：.表5-1轮轴花键承载数据合格/不合格花键a1.5015.025.020.52.513合格花键b2.0020.043.025.64.929合格花键c2.6028.066.530.510.539合格其他参数：表5-21级内花键数据轮轴使用的花键参数参数符号参数值花键齿数15齿模1.6受载度配合方式6H6HGB/T3478.1-1995标记表5-31级外花键数据轮轴使用的花键参数参数符号参数值花键齿数15齿模1.6受载度配合方式6h6hGB/T3478.1-1995标记表5-42级内花键数据轮轴使用的花键参数代号数值齿数22齿模3受载度配合方式6H6HGB/T3478.1-1995标记表5-52级外花键数据项目代号数值齿数22模数3压力角公差等级与配合类别6h6hGB/T3478.1-1995标记

第六章太阳轮花键轴强度计算1.输入端太阳轮轴强度校核设P=1.95KW，n2=2295r/min，使用材料42CrMo并调质处理太阳轮轴，由[3]表3-2-42得：MPa，MPa，MPa，MPa。初算安全运转条件中太阳轮轴与花键轴的许用直径两轴的安全运转直径进一步测量校对花键轮轴、太阳轮轴的安全许用程度扭转作用强度计算公式进行校核的条件为太阳轮-花键轴仅承受一个扭转作用，此处符合条件可以使用。由于轴会发生相对的正反向旋转,所以进行校准时，校准公式要考虑实际情况所受的复合应力：m3可以推导得出r实际取值应为负一再通过数据计算求得S符号意义：太阳轮轴在两级周转载荷中的抗扭极限， ：花键扭转时载荷聚集度，取 ：太阳轮轴外表耐用度，取：太阳轮轴扭转时轮轴规格影响程度，取：太阳轮轴扭转状态时的载幅，取：太阳轮轴受扭时平均载荷系数值，取：太阳轮轴所受平均载荷，取将数据代入计算可以看到，由于最大危险值为，所以此轮轴可行。2.第二级太阳轮花键轴强度校核1). 设P=1.95KW，n2=310.8r/min，使用材料42CrMo，取，，，。2)安全运转条件中太阳轮轴与花键轴的许用直径两轴的安全运转直径mm，取=20mm3)进一步测量校对花键轮轴、太阳轮轴的安全许用程度扭转作用强度计算公式进行校核的条件为太阳轮-花键轴仅承受一个扭转作用，此处符合条件可以使用。由于轴会发生相对的正反向旋转,所以进行校准时，校准公式要考虑实际情况所受的复合应力：m3MPaMPar=-1可以推导得出r实际取值应为负一再通过数据计算求得S符号意义：太阳轮轴在两级周转载荷中的抗扭极限， ：花键扭转时载荷聚集度，取 ：太阳轮轴外表耐用度，取：太阳轮轴扭转时轮轴规格影响程度，取：太阳轮轴扭转状态时的载幅，取：太阳轮轴受扭时平均载荷系数值，取：太阳轮轴所受平均载荷，取代入各数值得可以看到，由于最大危险值为，所以此轮轴可行。3.输出级花键轴强度校核P=1.95KW，n2=2295r/min，使用材料42CrM取：，，，。安全运转条件中太阳轮轴与花键轴的许用直径两轴的安全运转直径mm，取=62mm精确校核太阳轮-花键轴的强度扭转作用强度计算公式进行校核的条件为太阳轮-花键轴仅承受一个扭转作用，此处符合条件可以使用。由于轴会发生相对的正反向旋转,所以进行校准时，校准公式要考虑实际情况所受的复合应力：m3MPaMPa可以推导得出r实际取值应为负一再通过数据计算求得S符号意义：太阳轮轴在两级周转载荷中的抗扭极限， ：花键扭转时载荷聚集度，取 ：太阳轮轴外表耐用度，取：太阳轮轴扭转时轮轴规格影响程度，取：太阳轮轴扭转状态时的载幅，取：太阳轮轴受扭时平均载荷系数值，取：太阳轮轴所受平均载荷，取代入各数值得可以看到，由于最大危险值为，所以此轮轴可行。。第七章齿轮轴耐用度计算由材料力学原理：公式一各符号意义：：齿轮轴最大使用时间：齿轮轴正常受载值：工作运转受载值对接触角时，，对接触角时，：耐用系数，滚动轴，球型轴，；：齿轮轴每分钟转速.公式二各符号意义：；太阳齿轮轴每分钟运转次数;：行星齿轮轴每分钟运转次数;：太阳齿轮的齿数；：内齿轮的齿数；：行星齿轮的齿数；1至3级别的太阳轮轴与行星轮轴每分钟转速：，；，；，；1.一级的轴承参数计算名称：平面滚针轴承（带圆柱滚子的滚子轴承）轴承规格：K16.020.018.0平面滚针轴承使用参数：，；轴承外圆所受载荷：每个齿轮独立传递给轴承的载荷：其中，，，齿轮齿径方向所受载荷将各项参数计算得：N参数值代入公式可推导：综上所述，该平面滚针轴承许用寿命完全足够。2.二级的轴承参数计算名称：平面滚针轴承（带圆柱滚子的滚子轴承）轴承规格：K24.036.032.0平面滚针轴承使用参数：，；轴承外圆所受载荷：每个齿轮独立传递给轴承的载荷：其中，，齿轮齿径方向所受载荷将各项参数计算得：参数值代入公式可推导：综上所述，该平面滚针轴承许用寿命完全足够。3.输入级双列滚动轴承计算名称：【】双列滚动轴承选用规格：，=3，，根据实际运转情况可以得知，轴承工作时与中心线垂直的径向受力微乎其微，,可以直接确定受力为零,并且减速器轴向运动时受力也为零,当两个电动机上的转子方向成90°时,轴承承受着整个一级太阳轮,可以大概预估轴承大体承受四十牛顿的应力，轴承此时的轴向力代入公式参数值代入公式可推导：综上所述，该双列滚轴承许用寿命完全足够。4.分离型锥形滚道轴承计算该轴承由于结构型式特殊，当轴承在运转时若有径向的载荷分配，则轴承会产生一个主轴轴线的分应力，如图所示；分离型锥形滚道轴承受力示意图滚道方向的轴承径向应力为：（N）根据示意图可以得知：，4.1.在齿轮润滑油处分离型锥形滚道轴承的参数计算名称；【】分离型锥形滚道轴承选用规格：，，m=1.68kg，e=0.42;该根据实际运转情况可以得知，轴承工作时与中心线垂直的径向受力微乎其微，,可以直接确定受力为零,并且减速器轴向运动时受力也为零,当两个电动机上的转子方向成90°时,轴承承受着整个一级太阳轮,可以大概预估轴承大体承受两千牛顿的应力，轴承此时的轴向力代入公式：N2000+2358.48=4358.48（N）N参数值代入公式可推导：综上所述，该分离型锥形滚道轴承在齿轮润滑处许用寿命完全足够。4.2.在齿轮润滑脂处分离型锥形滚道轴承的参数计算名称；【】分离型锥形滚道轴承该根据实际运转情况可以得知，轴承工作时与中心线垂直的径向受力微乎其微，,可以直接确定受力为零,并且减速器轴向运动时受力也为零,当两个电动机上的转子方向成90°时,轴承承受着整个一级太阳轮,可以大概预估轴承大体承受两千牛顿的应力，轴承此时的轴向力代入公式：N2000+5775.63=7775.63（N）参数值代入公式可推导：综上所述，该分离型锥形滚道轴承在齿轮润滑脂许用寿命完全足够。第八章螺栓联接强度参数使螺栓联接强度发生变化的因素很多，例如螺栓材料、联接结构、螺栓尺寸、制造工艺、螺纹配合程度、承受的应力幅度等，在这里我主要考虑螺栓的强度及螺栓所受的转矩。螺栓接合面间，螺纹牙根、收尾、与头部都配合完成后，转矩是影响联接强度最重要的指标之一，如果摩擦力力矩聚集在螺栓中心位置接合面就有可能发生相对转对现象，为阻止接合面发生相对转对,应通过参数计算避免应力集中、避免附件弯曲应力，由机械设计联接强度与力矩平衡的公式得： （9-1） 各符号意义： ：螺栓许用度，可取 ；螺纹处的摩擦系数，可取 r：的影响半径 z:承受载荷的螺栓数1.一级别的内部螺纹 根据螺纹的联接准则和参考说明可取，，.将数据代入公式可得N此处采用最简单的直接接触型联接法，螺栓型号为型六角螺栓,螺栓因预紧力的方向为横向导致螺栓被拉伸，如果此时螺栓的短距过小，则有可能出现撕裂的现象，这种复杂的情况，对于螺栓的受力分析需要更加准确。 螺纹稳定受载时的最大载荷 螺纹安全范围内的最大拉伸强度MPaN.m由计算结果可得出该螺纹的强度在安全范围内。2.二级别的外部螺纹 根据螺纹的联接准则和参考说明可取，，.将数据代入公式可得此处采用最简单的直接接触型联接法，螺栓型号为型六角螺栓,螺栓因预紧力的方向为横向导致螺栓被拉伸，如果此时螺栓的短距过小，则有可能出现撕裂的现象，这种复杂的情况，对于螺栓的受力分析需要更加准确。 螺纹稳定受载时的最大载荷 螺纹稳定受载时的最大载荷MPaN.m由计算结果可得出该螺纹的强度在安全范围内。第九章装配在整个设计的行星滚筒搅拌机减速器的装配关系中，根据相关的零件尺寸和相对的位置关系所组成的一条尺寸链称之为装配尺寸链。目前装配尺寸链最主流的计算方式有：完全互换法尺寸链、统计互换法尺寸链、分组装配法、修配装配法、固定调整法尺寸链的解算及设尺寸公差的确定原则，出于对生产的批量化要求，应当选用零件为输入与输出轴、第二、三级太阳轮之间设计出相对简单的尺寸链。由于此设计零件精度不一,如果在生产的时候盲目刻板的根据传统装配精度的要求来加工每一项零件,则很难进行零件的加工工作。因此在计算出零件的极限公差为但是实际的装配要求为时，除了依照标准要求,使之更加易于安装和进行的同时,还要在装配过程中应该采取一定的技术措施,从而保证其装配的精度。在此处我们推荐的方法是固定调整法、修配装配法作为修正方法。对于整个行星滚筒搅拌机减速器的装配环节，应当尽量以经济可行、又在质量允许的范围之内的装配方向考虑。具体的装配方式请见装配图。

第十章结论通过深入了解对通用行星滚筒搅拌机减速器的制造设计以及制造工作过程的深刻认识和充分熟悉,我认识到它与采用传统齿轮减速器机的设计制造方法相比存在着很大的技术差异,计算公式不同、安装操作方法不一样、所设计需要的工作精度不同等。计算两级零件中的各种主要参数,确定各种主要组成部分以及零件的整体结构和安装尺寸。然后通过随机建模每一个重要零部件,再对其进行二次分类和再组装。通过学习了解这种行星模型齿轮传动减速器的总体设计,基本正确掌握了这种齿轮减