機械課程設計說明書,行星齒輪減速器傳動裝置設計(單級)

1、 基于行星輪減速器的傳動裝置設計 學 院： XXXXXXXXXXXXXXX專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機 械 xxx 學 號： XXXXX 姓 名： XXXXX 指導老師： XXXXXXX 目錄一、設計選題11.1應用背景11.2題設條件1二、傳動裝置的方案設計22.1 選取行星齒輪傳動機構22.2 總體傳動機構的設計3三、傳動裝置的總體設計33.1 選擇電動機33.2傳動系統(tǒng)的傳動比53.3 傳動系統(tǒng)各軸轉(zhuǎn)速/功率/轉(zhuǎn)矩5四、減速器傳動零件的設計64.1 齒輪的設計計算與校核64.1.1 確定各齒輪的齒數(shù)64.1.2 初算中心距和模數(shù)74.1.3齒輪幾何尺寸計算94.1.4

2、齒輪強度校核（受力分析/接觸彎曲強度校核）114.2 軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的設計計算與校核164.2.1 行星軸設計（軸/軸承）164.2.2 行星架結構設計194.2.3 輸入軸的設計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵選用及校核）204.2.4 輸出軸的設計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵選用及校核）284.3 箱體的設計及潤滑密封的選擇354.3.1 箱體的設計354.3.2 潤滑密封的選擇37五、課程設計總結37六、主要參考文獻38一、設計選題1.1應用背景近些年，隨著國際工業(yè)水平的不斷提高以及國家對工業(yè)技術的支持助力，越來越多的工業(yè)機器取代了人力，各行各業(yè)從中獲利；同時由于市場工藝方面的需求，涌現(xiàn)了一批體積

3、小，效率高的新型機械產(chǎn)品。它們一般都是以小巧緊湊，平穩(wěn)高效，方便快捷而深獲各行各業(yè)的青睞。這些機器其中就有一些是以行星輪作為其減速器的主要結構。現(xiàn)在市場上常用的減速器大多是普通齒輪減速器，一般都比較笨重粗糙，不太符合一些新興行業(yè)的緊湊高效快捷的理念。而行星齒輪傳動的主要特點就是體積、質(zhì)量小，結構緊湊，承載能力、傳動效率高，傳動比較大且運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。所以，設計出一款滿足市場常用機器的行星輪減速器是很有市場前景的。故本次機械創(chuàng)新設計為一套基于行星輪減速器的傳動裝置設計。 1.2題設條件現(xiàn)取一款市場上常用的運輸帶工作機，其工作拉力F=10000N，運輸帶速度v=1.30m/s，卷

4、筒直徑D=205mm；根據(jù)這款運輸機的工作要求，設計出一套基于行星輪減速器的傳動裝置。另要求該減速器能夠連續(xù)工作10年；承受中等沖擊。40二、傳動裝置的方案設計2.1 選取行星齒輪傳動機構最常見的行星齒輪傳動機構是NGW型行星傳動機構。行星齒輪傳動的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等類型（N內(nèi)嚙合，W外嚙合，G內(nèi)外嚙合公用行星輪）。其中最常用為NGW型。NGW型按基本結構的組成情況不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等類型。其中2Z-X型以其結構簡單，制造方便，在機械傳動中應用最廣。2Z-X型為單級傳動，效率高達0.970.99，故本次設計選

5、用2Z-X型行星輪傳動機構。圖（1）2Z-X(A)行星齒輪傳動機構簡化圖如上圖所示，a為太陽輪，b為內(nèi)齒輪，c為行星輪，x為轉(zhuǎn)臂，II軸III軸可為輸入輸出軸。當II軸為輸入軸時，機構整體為減速；當III軸為輸入軸時，機構整體為加速。2.2 總體傳動機構的設計圖（2）帶式運輸機傳動裝置如圖（2）所示，運輸機總體傳動裝置由電動機、行星輪減速器、卷筒組成。電動機通過聯(lián)軸器將轉(zhuǎn)矩傳遞給行星齒輪減速器，行星齒輪減速器再將轉(zhuǎn)矩經(jīng)聯(lián)軸器傳遞至工作機卷筒，使之帶動運輸帶工作，完成傳動方案。三、傳動裝置的總體設計3.1 選擇電動機按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電

6、壓為380V。工作機有效功率，根據(jù)已知條件所給數(shù)據(jù)F=10000N，。則工作機有效功率有：從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為式中：，分別為彈性聯(lián)軸器效率，滾動軸承效率，行星輪傳動機構效率，卷筒效率所以電動機輸出功率為：按資料查找2Z-X型的行星輪傳動比 工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為 所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min，1500r/min三種，比較三種電機，選1000r/min的電機時，總傳動較小，傳動裝置結構尺寸小，在根據(jù)額定功率大小選擇電機型號，故確定電機的型號為Y180L-6.其滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,額定功率為15KW。電動機型號：Y18

7、0L-6 額定功率：15KW同步轉(zhuǎn)速：1000r/min 滿載轉(zhuǎn)速：970r/min3.2傳動系統(tǒng)的傳動比總傳動比=電機滿載轉(zhuǎn)速/工作機轉(zhuǎn)速 即3.3 傳動系統(tǒng)各軸轉(zhuǎn)速/功率/轉(zhuǎn)矩如圖（1）2Z-X(A)行星齒輪傳動機構簡化圖所標注：電動機軸為軸, 減速器高速級軸為軸，低速級軸為軸，卷筒軸為軸，則各軸的轉(zhuǎn)速 各軸的輸入功率 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 四、減速器傳動零件的設計行星齒輪減速器結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，行星軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架通過鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi)，太陽輪通過聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實現(xiàn)傳動。傳動零件的設計計算，大致包括：齒輪的設計計算與校核(齒數(shù)/

8、模數(shù)/中心距/齒輪材料/彎曲接觸強度校核)軸的設計計算與校核(三個軸:行星軸/輸入軸/輸出軸 軸尺寸及強度校核)軸承的選型與壽命計算鍵的選擇與強度計算箱體的設計潤滑與密封的選擇4.1 齒輪的設計計算與校核4.1.1 確定各齒輪的齒數(shù)據(jù)2Z-X(A)型行星傳動的傳動比值和按其配齒計算（見行星齒輪傳動設計公式（3-27）公式（3-33）可求得內(nèi)齒輪b和行星輪c的齒數(shù)和?，F(xiàn)考慮到行星齒輪傳動的外廓尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數(shù)=17和行星輪=3.根據(jù)內(nèi)齒輪 對內(nèi)齒輪齒數(shù)進行圓整，同時考慮到安裝條件，取，此時實際的p值與給定的p值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差的范圍內(nèi)。實際傳動比為 其傳動比誤差

9、 由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪c的齒數(shù)應按如下公式計算，即 再考慮到安裝條件為 （整數(shù)）故行星輪各齒數(shù)為 4.1.2 初算中心距和模數(shù)（1）齒輪材料、熱處理工藝及制造工藝的選定太陽輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，強度極限，屈服極限，齒面硬度為280HBS。由行星齒輪傳動設計P166圖6-13查得齒輪的接觸疲勞極限 圖6-26查得齒輪的彎曲疲勞極限行星輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，強度極限，屈服極限，齒面硬度為240HBS。行星輪齒形為漸開線直齒。最終加工為磨齒，精度為6級。內(nèi)齒圈材料為30CrMnSi，調(diào)質(zhì)處理，強度極限1100MPa，屈服極限900MPa，表面硬度為320HBS。齒形終加工

10、為插齒，精度7級。（2）減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速由 得 （3）載荷不均衡系數(shù)查行星齒輪傳動設計，?。?）齒輪模數(shù)和中心距a （m=2.5，）首先計算太陽輪分度圓直徑：（mm）式中：正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合； 算式系數(shù)為768（直齒傳動）；齒數(shù)比為使用系數(shù)為1.25；綜合系數(shù)為2；太陽輪單個齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。其中 高速級行星齒輪傳動效率，取=0.99行星輪的數(shù)量齒寬系數(shù)暫取=0.5=1450Mpa代入下式得：模數(shù) 取模數(shù) m=2.5則 取中心距 由于裝置狀況是小齒輪作懸臂布置 故 取計算齒輪齒寬 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm；一般會取小齒輪齒

11、寬等于，大齒輪齒寬這里由于內(nèi)齒輪、太陽輪內(nèi)外嚙合公用行星輪。為了保證三者之間的穩(wěn)定性，選擇取行星輪齒寬35mm，太陽輪、內(nèi)齒輪齒寬30mm。4.1.3齒輪幾何尺寸計算圖（3）行星輪結構各齒輪副對于單級的2Z-X(A)型的行星齒輪傳動按公式進行幾何尺寸的計算，各齒輪副的計算結果如下表：各齒輪副的幾何尺寸的計算結果 單位：mm項目計算公式a-c齒輪副（外嚙合）b-c齒輪副（內(nèi)嚙合）分度圓直徑基圓直徑齒頂圓直徑外嚙合內(nèi)嚙合齒根圓直徑外嚙合內(nèi)嚙合注：齒頂高系數(shù)：太陽輪、內(nèi)齒輪、行星輪，頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪、行星輪；模數(shù)m=2.5齒輪裝配需滿足4個條件：傳動比條件/鄰接條件/同心條件/安裝條件本文前面齒輪尺

12、寸選取已經(jīng)滿足傳動比條件/同心條件/安裝條件現(xiàn)驗算其鄰接條件： 已知行星輪c的齒頂圓的直徑，和代入上式，則得 滿足鄰接條件4.1.4 齒輪強度校核（受力分析/接觸彎曲強度校核）（1）行星輪結構受力分析首先進行行星齒輪傳動的受力分析，行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪、行星輪、轉(zhuǎn)臂、內(nèi)齒輪和行星齒輪軸及軸承等。進行受力分析時，假設行星齒輪轉(zhuǎn)動為等速旋轉(zhuǎn)，多個行星輪受載均勻，且不考慮摩擦力及構件自重的影響。即在輸入轉(zhuǎn)矩的作用下各構件處于平衡狀態(tài)。圖（4）行星輪結構受力分析 輸入件所傳遞的轉(zhuǎn)矩T傳遞給太陽輪上，故可得太陽輪（小齒輪）的轉(zhuǎn)矩 , 式中np為行星輪個數(shù)。對于直齒圓柱齒輪傳動，切向力 徑向

13、力 應力循環(huán)次數(shù) 式中：，為太陽輪相對于行星架的轉(zhuǎn)速。該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按330天計算，每天按20小時計算，即。（2）齒輪強度校核在行星齒輪傳動中，外嚙合的中心輪，如2Z-X(A)型傳動中的齒輪a（太陽輪），由于它處于輸入軸上，且同時與幾個行星輪相嚙合，應力循環(huán)次數(shù)最多，承受載荷較大，工作條件較差，通常是行星傳動中的薄弱環(huán)節(jié)。故本節(jié)僅列出相嚙合的小齒輪(中心輪)的強度計算過程，大齒輪(行星輪)的計算方法相同，故略。齒面接觸強度校核：a-c傳動強度校核 齒面接觸應力： 式中：齒根彎曲應力齒根彎曲應力：式中：確定強度計算公式中的各種系數(shù):1）使用系數(shù) 由前面計算太陽輪分度圓直徑時查知

14、=1.252）動載荷系數(shù)由小齒輪（中心輪）相對于轉(zhuǎn)臂（行星架）的節(jié)點線速度確定，由行星齒輪傳動設計公式6-57可求得 查圖6-6，得=1.023）齒向載荷分布系數(shù)、接觸強度計算： 彎曲強度計算： 由行星齒輪傳動設計P158查知，如果2Z-X(A)型和2Z-X(B)型行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小與或等于1時，則取齒向載荷分布系數(shù)。 4）齒間載荷分布系數(shù)、因，精度6級，硬齒面直齒輪，查行星齒輪傳動設計表6-9，得 ，（由該書公式6-63得重合度系數(shù) 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù)按下式計算式中：直齒輪，端面節(jié)圓嚙合角，端面壓力角6）彈性系數(shù)查行星齒輪傳動設計表6-10，得 (鋼-鋼)7）載

15、荷作用齒頂時的齒形系數(shù)根據(jù)和，查行星齒輪傳動設計圖6-22得8）載荷作用齒頂時的應力修正系數(shù)查行星齒輪傳動設計圖6-24得9）螺旋角系數(shù)、 因直齒輪，10）齒數(shù)比 齒面接觸應力：齒根彎曲應力：確定許用接觸應力的各種系數(shù):1）壽命系數(shù)因，查行星齒輪傳動設計圖6-16，得2）潤滑系數(shù)取，(40時潤滑油的名義運動粘度)機械設計P234并由 行星齒輪傳動設計圖6-17，得=1.123）速度系數(shù)因， 查行星齒輪傳動設計P170圖6-18，得4）粗糙度系數(shù)取齒面，并由查行星齒輪傳動設計圖6-19，得5）工作硬化系數(shù)因齒輪為硬齒面，且齒面由行星齒輪傳動設計圖6-20，得6）尺寸系數(shù)查行星齒輪傳動設計表6-1

16、5，得接觸強度安全系數(shù) 查行星齒輪傳動設計表6-11，知可靠性高，符合設計要求。確定許用彎曲應力的各種系數(shù)1）壽命系數(shù)因，查行星齒輪傳動設計圖6-31，得2）尺寸系數(shù)查行星齒輪傳動設計表6-17，得3）相對齒根圓角敏感系數(shù) 近似取4）齒根表面狀況系數(shù)查行星齒輪傳動設計表6-18，得（齒根）計算許用彎曲應力彎曲強度安全系數(shù) 查行星齒輪傳動設計表6-11，知可靠性高，符合設計要求。故行星齒輪結構強度校核符合要求。4.2 軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的設計計算與校核 (三個軸:行星軸/輸入軸/輸出軸) 4.2.1 行星軸設計（軸/軸承）（1）初算軸的最小直徑在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相

17、對于行星架對稱布置時，載荷則作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之間的間隙，齒寬b2=35，則跨距長度。當行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較短時，兩個軸承幾乎緊緊地靠著，因此，可以認為軸是沿著整個跨度承受均布載荷（下圖）。 圖（4）行星輪軸的載荷簡圖危險截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩 材料力學 行星輪軸采用40Cr鋼,調(diào)質(zhì)，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù);則許用彎曲應力 ,由材料力學中，彎曲應力的強度條件： |對于截面是直徑為d的圓形，則：故行星輪軸直徑 取 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。（2）選擇行星輪軸軸承及壽命計算在行星輪內(nèi)安裝兩個軸承

18、，每個軸承上的徑向載荷 在相對運動中，軸承外圈的轉(zhuǎn)速考慮到行星輪軸的直徑，以及安裝在行星輪體內(nèi)的軸承，其外廓尺寸將受到限制，故初步選用深溝球軸承6404型，其參數(shù)為基本額定動載荷：基本額定定載荷 （油?。?；取載荷系數(shù) ；（中等沖擊1.2-1.8）行星軸上所受徑向力 當量動載荷 軸承的壽命計算 根據(jù)設計要求，該減速器要求連續(xù)工作10年，每年按330天計算，每天按20小時計算，即。所以設計決定選用6404型軸承，并把行星輪軸直徑增大到。校核行星輪輪緣厚度是否大于許用值： 滿足條件行星軸：行星輪軸直徑d=20mm；深溝球軸承6404型：4.2.2 行星架結構設計一個結構合理的行星架應是外廓尺寸小，質(zhì)

19、量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝?；谝陨弦?，結合行星齒輪傳動設計的行星架結構特點，決定選用雙側(cè)板分開式行星架,材料選用20MnV。 圖（5）行星架結構圖（5）所示行星架的主要結構外形尺寸可按經(jīng)驗公式確定：行星架厚度 這里取 （a為中心距）行星架外徑 （dc為行星輪分度圓直徑）4.2.3 輸入軸的設計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的尺寸選用及校核）（1）初算軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑，選取軸材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)下表查得。軸常用幾種材料的及值軸的材料Q235-A、20Q275、354540Cr、35SiMn1525

20、20352545355514912613511212610311297查表取，得 輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開有鍵槽，軸頸增大5%7%。故 其實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。（2）選擇輸入軸聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用LX型聯(lián)軸器,計算轉(zhuǎn)矩為： 式中：K為工況系數(shù)，查機械設計教材得工作機為帶式運輸機時K為1.21.5，取K=1.5。T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，由計算轉(zhuǎn)矩查表選用LX3型聯(lián)軸器 其軸孔直徑d為3048mm，選擇半聯(lián)軸器的孔徑為40mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=84mm,故最后確定減速器高速外伸軸直徑d=40mm；為了保證軸端擋圈只

21、壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，外伸軸長度應該比L1=84mm略短一些，即取80mm。（3）選擇輸入軸軸承及壽命計算根據(jù)估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結構尺寸可進行草圖設計。該軸中間一段對稱安裝一對深溝球軸承6210型，其尺寸為，軸承的壽命計算 其參數(shù)為 （油?。?；取載荷系數(shù) ；（中等沖擊1.2-1.8）輸入軸上所受徑向力 當量動載荷 軸承的壽命計算 故該對軸承滿足壽命要求。（4）輸入軸上鍵的選擇及強度計算平鍵連接傳遞轉(zhuǎn)矩時，其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，通常只按工作面上的擠壓應力進行強度校核計算。普通平鍵連接的強度條件按下式計算 式中：轉(zhuǎn)矩，；軸頸，mm; 鍵與輪轂鍵槽的

22、接觸高度，此處為鍵的高度，鍵的工作長度，mm,型鍵 ；其中為鍵的長度，為鍵的寬度；許用擠壓應力，在這里鍵、軸、輪轂材料為鋼，鍵取45鋼。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的 由前面計算知輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 由輸入軸,選用型(圓頭)鍵，其型號為將數(shù)值，鍵連接處的軸頸 =55mm代入上式得故該鍵滿足強度要求。輸入軸：減速器高速外伸軸直徑d=40mm；LX3型聯(lián)軸器：孔徑40mm，長度L=112mm，轂孔長度L1=84mm；深溝球軸承6210型：型鍵：（5）輸入軸的結構設計：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段軸徑/mm軸長/mmA-B4080B-I5050I-C462C-D5020D-E4

23、846E-F5020F-G5812G-H4635H-M3440M-N42.530減速器高速外伸軸直徑d=40mm，即A-B軸段直徑為40mm為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑為50mm（定位軸肩直徑相差7-8mm，齒輪處相差10-12mm，非定位軸肩直徑相差2-4mm。這里為了配合箱體的尺寸，選取軸肩直徑差10mm），半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，外伸軸長度應該比L1=84mm略短一些，即取A-B的長度 。軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外

24、端面與聯(lián)軸器右端面間的距離為,故取。由于選擇的軸承是深溝球軸承，可用雙支點各單向固定的支承。根據(jù)所選的深溝球軸承6210型，故可得。 G-F軸段對E-F段安裝的軸承起軸肩定位功能，故取軸徑58mm。M-N段的軸徑及軸長是太陽輪的直徑及輪寬。其余各段的軸徑及軸長按照與箱體裝配之間的距離及與已確定軸徑關系可確定。（6）輸入軸上太陽輪的嚙合特性：由前文齒輪齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、精度等級等查互換性與測量技術基礎可得下表中。齒輪的嚙合特性數(shù)值參數(shù)名稱代號數(shù)值/mm齒距累計總偏差 0.021單個齒距極限偏差0.0075齒廓累計總偏差0.010螺旋線總偏差0.011公法線長度計算公法線長度極限偏差由中心距計算

25、最小法向側(cè)隙計算齒輪箱體制造、安裝誤差引起的側(cè)隙減少量計算齒厚上偏差計算齒厚公差 計算齒厚下偏差計算跨齒數(shù) 進一取整，取k=3公法線上下偏差計算公法線長度（7）輸入軸的載荷分析：以圖上所標力的方向為正方向，求水平面支反力解得（負號表示方向與圖上相反）求垂直面支反力解得（負號表示方向與圖上相反）危險截面B處的參數(shù)值載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩 扭矩T（8）輸入軸的強度校核：按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面選軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處

26、理，由機械設計課本表15-1查得。因此，故安全。4.2.4 輸出軸的設計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的尺寸選用及校核）（1）初算軸的最小直徑在三個行星輪均布的條件下，輪齒嚙合中作用于中心輪上的力是相互平衡的，在輸出軸軸端安裝聯(lián)軸器時，則輸出軸運轉(zhuǎn)時只承受轉(zhuǎn)矩。輸出軸選用40Cr鋼，其許用剪切應力取，即求出輸出軸伸出端直徑同理，查表取=100，得 考慮聯(lián)軸器端有鍵槽,軸頸應該增大4%5%，故（2）選擇輸出軸聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選用計算轉(zhuǎn)矩為：式中：K為工況系數(shù)，查機械設計教材得工作機為帶式運輸機時K為1.21.5，取K=1.5。T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，由計算轉(zhuǎn)矩查表選用LX4聯(lián)軸器 其軸

27、孔直徑d為4063mm，可滿足電動機的軸徑要求。選擇半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，半聯(lián)軸器的長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=84mm,故最后確定減速器高速外伸軸直徑d=50mm；外伸軸長度取84mm。最后確定減速器低速外伸軸直徑d=50mm。（3）選擇輸出軸軸承及壽命計算由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），所示軸承的尺寸應由結構要求來確定。減速器低速外伸軸直徑d=50mm。由于結構特點，輸出軸軸承須兼作行星架軸承。為了太陽輪安裝方便，使太陽輪能通過行星架輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應大于太陽輪的齒頂圓直徑。故按結構要求選用單列深溝球軸承6216型，其尺

28、寸為軸承的壽命計算 其參數(shù)為 （油?。?；因為輸入軸軸承選用6210型，滿足壽命要求，輸出軸軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出行星架裝置的自重），故輸出軸軸承選用6216型，應該滿足壽命要求。（4）輸出軸上鍵的選擇及強度計算普通平鍵連接的強度條件按下式計算 同輸入軸上鍵的選擇方法知輸出軸上的轉(zhuǎn)矩 由,選用型(圓頭)鍵，其型號為將數(shù)值，許用擠壓應力，在這里鍵、軸、輪轂材料為鋼，鍵取45鋼。其許用擠壓應力值按輕微沖擊算查相關資料的 這里取較大值鍵連接處的軸頸 =50mm代入上式得故該鍵強度不夠，采取雙鍵。兩個平鍵沿周向相隔180考慮兩個鍵上載荷分配的不均勻性，在強度校核中只按1.5個鍵計算。即雙鍵的

29、工作長度故該雙鍵滿足強度要求。輸出軸：減速器低速外伸軸直徑d=50mm；LX4型聯(lián)軸器：孔徑50mm，長度L=112mm，轂孔長度L1=84mm；深溝球軸承6216型：型雙鍵：（5）輸出軸的結構設計：根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段軸徑/mm軸長/mmA-B5084B-C6549C-D804D-E762E-F8026F-G7654G-H8026H-M9012M-N16413N-P7026減速器低速外伸軸直徑d=50mm，即A-B軸段直徑為50mm。為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B軸段右端需制出一軸肩，故取B-C段的直徑為65mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂孔長度L1=84mm,為了保證

30、軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，外伸軸長度應該比L1=84mm略短一些，但是考慮到鍵的尺寸，最終取A-B的長度為84mm。軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離為29mm ,故取B-C長度為49mm。由于選擇的軸承是深溝球軸承，可用雙支點各單向固定的支承。根據(jù)所選的深溝球軸承6216型，故可得E-F和G-H的長度為26mm，軸徑為80mm。 M-N段的軸是用來軸向定位行星架，所以軸徑大于太陽輪到行星輪的中心距，故取M-N段的軸徑為164mm，N-P段的軸是支承行星架的，故取N-P段的軸徑為70mm，軸長為26

31、mm。其余各段的軸徑及軸長按照與箱體裝配之間的距離及與已確定軸徑關系可確定。（6）輸出軸的載荷分析：對于減速器輸出軸所受轉(zhuǎn)矩：（7）輸出軸的強度校核：由輸出軸的結構設計知，軸徑最小部分為外伸端接工作機的那段。軸徑，故可得抗彎截面系數(shù)： 故可得截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機械設計課本表15-1查得。因此，故安全。4.3 箱體的設計及潤滑密封的選擇4.3.1 箱體的設計按照行星傳動的安裝形式的不同，可將機體分為臥式、立式和法蘭式。按照結構的不同，又可將機體分為整體式和剖分式。根據(jù)2Z-X(A)型行星的傳動特點，選用臥式整體式機體。其特點是結構簡單、緊湊，能夠有效地吸收振動和噪聲，還具有良好的耐腐蝕性。機體材料選擇HT200。鑄造機體的壁厚可查行星齒輪傳動設計表9-4，由尺寸系數(shù)查出壁厚。尺寸系數(shù)，（D是機體內(nèi)壁的直徑，由于齒圈齒根圓直徑為293.75mm，故取D為320mm計算。機體寬度B計算公式，可得，B=140mm）參考表9-4可得，機體厚度，這里取鑄造機體的壁厚。圖（6）箱體結構箱體參數(shù)表名稱代號數(shù)值（mm）機體壁厚10前機蓋壁厚8后機蓋壁厚10加強筋厚度10加強筋斜度機體和機蓋法蘭凸緣厚度12.5機體寬度140機體內(nèi)壁直徑32