机械课程设计说明书-行星齿轮减速器传动装置设计(单级).docx

你的大学标志基于行星轮减速器的传动装置设计学院:业:机械设计制造及其自动化级:机械XXX号:名，指导老帅:WC目录一、设计选题11.1 应用背景11.2 题设条件1二、传动装置的方案设计22.1 选取行星齿轮传动机构22.2 总体传动机构的设计3三、传动装置的总体设计33.1 选择电动机33.2 传动系统的传动比53.3 传动系统各轴转速/功率/转矩5四、减速器传动零件的设计64.1 齿轮的设计计算与校核64.1.1 确定各齿轮的齿数64.1.2 初算中心距和模数74.1.3 齿轮几何尺寸计算94.1.4 齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核）114.2 轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核164.2.1 行星轴设计（轴/轴承）164.2.2 行星架结构设计194.2.3 输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）.204.2.4 输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）.284.3 箱体的设计及润滑密封的选择354.3.1 箱体的设计354.3.2 润滑密封的选择37五、课程设计总结37六、主要参考文献38一、设计选题1.1 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背睐。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。1.2 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=100OON,运输带速度V=1.30ms,卷筒宜径D=2O5nm: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。二、传动装置的方案设计2.1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-内外哂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0.97099,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。图（1）2ZX（八）行星齿轮传动机构箭化图如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，X为转臂,I1轴Ill轴可为输入输出轴。当Il轴为输入轴时，机构整体为减速:当In轴为输入轴时，机构整体为加速。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，完成传动方案。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Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。工作机有效功率q=偌，根据已知条件所给数据F=100OON,y=1.3，/$。则工作机有效功率有：P=l0000xl3=13kWI(XX)I(XX)从电动机到工作机输送带之间的总效率为体=X×Ih×i=0.99×0.99,×0.98×0.99=0.93式中：,小，小，宿，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7=0.99,%=0.99,-=0.98,%=0.99所以电动机输出功率为:pH|3Pt=I必W"70.93按资料查找2ZX型的行星轮传动比/行.=2813工作机卷筒的转速为60x000u60x1000x1.3D11205×11121.1irnin12IrZmin所以电动机转速的可选范围为zd=A×7m,=(2.813)×120=(3361560)“min符合这一范围的同步转速有750rminJOOOrZmin,1500rmin三种，比较三种电机，选100OMnin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Y1801.6其满载转速为970rmin,额定功率为15KWoZX电动机型号：Y1801.-6额定功率：15KW同步转速：100Ormin满载转速：970rmin总传动比=电机满载转速/工作机转速即nw121.113.3传动系统各轴转速/功率/转矩如图(1)2Z-X（八）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H,低速级轴为轴H1.卷筒轴为轴IV,则各轴的转速nl=nll=nm=970rminw11-n="=121.25r/min/8各轴的输入功率Pi=Pti=4VV昂=6.7=14X0.99=13.86-W1=*%=1386X0.992X0.98=133kWA=%7=13.3×0.99X0.99=13kW各轴的输入转矩7；=9550XC=9550x=137.8N.小/I1970,=955O×-5l=9550×=136.46Mm11H119707'=9550×-=9550×=1049.71/Vw=1050Vm,11W111121"=9550×-=9550×-=1026.03Nm=I026Nm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I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 确定各齿轮的齿敷据2ZX（八）型行星传动的传动比>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Zl,和九。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ZlI=I7和行星轮明,=3.根据内齿轮zz,=4-1%=（8-1）x17=119对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取Z,=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6的范围内。实际传动比为/=1+=-+1=7.76Za17其传动比误差加=以=此3=3%8由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮C的齿数z,应按如下公式计算，即ZC=上M=地卫=49c22再考虑到安装条件为二士生=C=33(整数)2故行星轮各齿数为za=17.zfr=49.zf=1154.1.2 初埠中心距和横数(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，强度极限区=700MP”，屈服极限=500M尸“，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。Wn=920MPa图6-26查得齿轮的弯曲疲劳极限。“n=350M&行星轮材料为40Cr,调质处理，强度极限G=700MP4,屈服极限d=5(X)M%,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I100M为,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公rh；,M,j,0loc.由I=-1.得/:>=125rmn4i84(3)载荷不均衡系数KP查行星齿轮传动设计，取K“，=K%=1.4(4)齿轮模数阳和中心距。(m=25,an=82.5/wz/z)首先计算太阳轮分度圆直径：,k-KAKHPKHy“±1/、da=Kd.:X(mm)VHhm式中：正号为外啮合，负号为内啮合；Kli一一算式系数为768(直齿传动)：U齿数比为竺=2.8217KA一使用系数为1.25：Kh一一综合系数为2；T1太阳轮单个齿传递的转矩。7；=&=9550-=9550XX0.99Mm=44.12N.初nl,n,nf3×1000其中一高速级行星齿轮传动效率，取=0.99%一行星轮的数量%齿宽系数暂取板4=0.5%un=1450Mpa代入下式得：,rI邛禹M暗“土】J44.12xl,25x.4×l.6(2.82+1),4=KUT"-X=768XJ：X=41.6mnVfcnuV0.5x1450-2.82模数n=-=2.45取模数"i=25Za17则a。=；m(zti+2f)=×2.5×(17+49)nw=82.5取中心距a0=82.5/7/«由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故由=°406取巧=06计算齿轮齿宽5="=0.6X2.5X17=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：一般会取小齿轮齿宽等于=35,大齿轮齿宽4=30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35nm,太阳轮、内齿轮齿宽30mm,4.1.3 齿轮几何尺寸计算图(3)行星轮结构各齿轮副对于单级的2ZX（八）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：各齿轮副的几何尺寸的计算结果单位：mm项目计算公式ac齿轮副（外啮合）bc齿轮副（内啮合）分度忸直径d4=M1Z1d2=>n2z2J1=2.5x17=42.5=2.5x49=122.54=122.5</,=2.5x115=287.5基圆直径4%=4COSa(th2=d2CoSad”=42.5Xcos20=39.94dtl2=122.5Xcos20=1154=1154=287.5Xcos20=270.16齿顶圆直径dadaldl+2mh;da2d2+2nhtt,%=47.54,2=127.5%=4+2h'dl,1=ft3-2mh；%=127.5=282.5齿根圆直径3ltf=<,-2w<+c)dr2=d2-2fn(h'+c)Jzi=36.25df2=116.25':啮合dndi-2m(h+c)df2=d2+2(ha'+c,)Jzi=116.25d,2=293.75注：齿顶高系数：太阳轮、内齿轮、行星轮一人；=I,顶隙系数:内齿轮、行星轮一c=025;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/安装条件现验算其邻接条件：<<2au>Sln已知行星轮C的齿顶圆的直径=125,g=82和勺=3代入上式,IO则得125<282XSinC=I42满足邻接条件34.1.4 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，多个行星轮受教均匀，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=4=粤竺=4549（N加），式中外为行星轮个数。nf.3对于直齿圆柱齿轮传动，,l÷1,r20007；2000×45.4911i4,切向力F1=!=2141V442.5径向力7；=£tan=2162Xtan20=779NIl应力循环次数MNt=60nnl,1.h=60×848.75×3×66000=1.008x10°次式中：,=“一,产=970-.25=84875"min,成为太阳轮相对于行星架的转速。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1.tI=IOx33O×2O=66（X）0,（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（八）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：,t=%。那,8KHilKH（I式中：,0=ZHZEZCZ0烁耳齿根弯曲应力齿根心曲应力：叫;=OFoKAKVKF5七式中：%。='%xbm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阅宜径时查知K=1.252）动载荷系数KV由小齿轮（中心轮）相对于转臂（行星架）的节点线速度均确定，由行星齿轮传动设计公式6-57可求得杳图6-6,得KV=I.0211d3.14×42.54.756060XIO(X)3)齿向载荷分布系数K必、KFt)接触强度计算：KUti=1+C-1)4=1弯曲强度计算：=1+(-Dzf=1由行星齿轮传动设计PI58查知，如果2ZX（八）型和2ZX(B)型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆自径的比值小与或等于1时，则取齿向载荷分布系数K“=K万=1.4)齿间载荷分布系数K.、KFa因2工=1.5xJ41_89.2N/nun<1(X)V/nun,精度6级，硬b30齿面直齿轮，查行星齿轮传动设计表6-9,得K11=0.756KFa=-=4,'aZ；1.152,FaY10.25(由该书公式6-63得重合度系数Z,=1.15a=(tanali-tana,)+(tanar2-tanq)=0al=al=20o2r,2;TZ=O.25f11=-=OCoS-45)节点区域系数Z按下式计算Z_2cosbcosa,_I2cos0cos20_7"VCOS%sina,Vcos?20osin20式中：直齿轮4=0。，/一端面节圆啮合角，一端面压力角杳行星齿轮传动设计表6-10,得Z£=189.8«?瓦（钢-钢）7）载荷作用齿顶时的齿形系数,根据ZtJ=I7和j0,查行星齿轮传动设计图6-22得万=2.98）载荷作用齿顶时的应力修正系数几查行星齿轮传动设计图6-24得%=1.509）螺旋角系数Z.、,£R因直齿轮夕=0°,ZZJ=JCoSi=,Yft=-jy=174910）齿数比M=-=2.9Za17齿面接触应力：ll=,a×KfiKvK,llK,la=8I6.7×1.25×1.02×l×0.756=8018MPa为I1.X竺1.l=8i67MP42.5x302.9tfll=ZwZc¾JJv=2.49x189.8x1.15×1×齿根弯曲应力：f=FoKAKYKFDKFa=31.（4×1.25×1.O2×1×4=158MPaOo=J%X%=x2.9l.50.25l=31.04MP4bm30x2.5确定许用接触应力6"的各种系数：1）寿命系数ZAT因M=1.oo8xl0"次，查行星齿轮传动设计图6-16,得Z,vr=0.92）涧滑系数ZC取为=165，$,（40C时涧滑油的名义运动粘度）机械设计P234并由%Mm=920MPa行星齿轮传动设计图6-17,得乙=1.123）速度系数ZV因%=1.89加/s,=920P4查行星齿轮传动设计PI70图6-18,得I=1.OI4）粗糙度系数Z“取齿面凡6Ra=6×1.6=9.6】,并由lfim=92（）MPa查行星齿轮传动设计图6-19,得乙=1.155）工作硬化系数Z”.因齿轮为硬齿面，且齿而R=9.6/zw>6m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4=1.07HP=Cr"IimZArrZ/.ZyZrZwZX=700×0.9×l.12X1.01×1.15×1.2×1.07=1O52/接触强度安全系数与=-=rl=132>min杳行星齿轮传动设计表6-11,知可靠性高，符合设计要求。确定许用弯曲应力的各种系数1）寿命系数因M=1.008l0">次，查行星齿轮传动设计图6-31,得1.=O.852）尺寸系数&查行星齿轮传动设计表6-17,得及=l03）相对齿根圆角敏感系数次rfr近似取r=l04）齿根表面状况系数1.W查行星齿轮传动设计表6-18,得=1.674-0.529(+l)=1.674-0.529×(37.8+1)0,=0.91(齿根A产6=6X6.3=37.8”)计算许用弯曲应力叫#OFP=nimYyrYjirtirYftreirYx=500×0.85×1.0×0.91×1.0=386.75,MPaCOFP386.75CxUC弯曲强度安全系数SFSF=-=2.45>Skmm(TF查行星齿轮传动设计衣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/的设计计算与校核(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴)4.2.1 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=2Fi=2×2141=4282当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷匕则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙=2.5""，齿宽ba=35,则跨距长度4）=b+2A=35+5=40加。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7h6时，就可以把它看成是具有跨距为,”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4=£/（下图）。WWlI/Io图（4）行星轮轴的俄荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩材料力学,.qlF11.4282×40_,.ii.M=-2-=-l2=214ION"w888行星轮轴采用40Cr钢,调质5=500MP,考虑到可能的冲击振动，取安全系数S=25;则许用弯曲应力b=sS=(500/2.5)MPa=200M¼,由材料力学中，弯曲应力的强度条件：nuv=三I对于截面是直径为d的圆形，则：W=-=纪(1/232故行星轮轴直径4N小=3煞/皿=103,取4>10.3”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工j=214"n20=389.5%22在相对运动中，轴承外圈的转速壮'=n'1X=848.75×-rmin=300.6r/minrZ1,48考虑到行星轮轴的直径4>10.7,三,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=20nn,D=72ntn,B=19mm基本额定动载荷：C,=31.0kN基本额定定载荷Cflr=15.2kN/1,t=I30()0rmin(油浴)；取载荷系数£,=1.2：(中等冲击1.2-18)行星轴上所受径向力F,=3895N当量动载荷P=£j；=1.2x389.5=467.4N轴承的寿命计算4=EG）3=一X（如S）3=16176283"60HP300.6×60467.4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4=161762836>10X330x20=66000人所以设计决定选用6404型轴承，并把行星轮轴直径增大到dn-d-20mm.校核行星轮轮缘厚度A,是否大于许用值：A<_1脓：72_Jz255mm11il=2.5m=2.5×2,5=6.25mm满足条件r>,n行星轮轴直径d=20mm;深沟球轴承6404型：d=20，D=12mm,B=19mn4.2.2 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20MnVu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>（O.2-O.3）=（O.20.3）×82.5=（16.524.75）“这里取5h24"u"（a为中心距）行星架外径0=24=245（de为行星轮分度圆直径）4.2.3 ，入轴的设计（轴/轴承/联轴罂/键的尺寸选用及校核）（D初算轴的最小直径八优初步估算轴的最小宜径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据下表查得人，轴常用几种材料的卜/及'值轴的材料Q235-A、20Q275、354540Cr.35SiMn|MPa15-2520-3525-4535-554149126135112126103112-97查表取4=i2,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i11=（28.35,28.89mm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1.X型联轴器,计算传矩为：Tc=KT=1.5x133.7=200.55Nm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I.2l5,取K=1.5°T为联轴器所传递的名义转矩，pidT=9.55×KT1-=9.55×106×=133700Nmm=133.7Nmn100o由计算转矩查表选用1.X3型联轴器T11=1250N-m>200.55Nm”=4750rmin>100Or/min其轴孔直径d为3048mm,选择半联轴器的孔径为40mm,半联轴器的长度1.=I12mm,半联轴器与轴配合教孔长度1.=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴宜径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，外伸轴长度应该比1.=84mm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宜径，轮毂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dxx8=50mmX90"×20mn,轴承的寿命i算其参数为d×D×B=×90“X20Cf=35ANGr=23.23%=8500rmin（油浴）；取载荷系数£,=1.2：（中等冲击121.8）愉入轴上所受径向力v=tan20=2l4l×tan20=779V当量动载荷P=5=12x779=934.8N轴承的寿命计算（=-×（5）'=874776h>66000h60JP60x1000934.8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4=喀bjRICl式中：了一转矩.Nmmd一轴颈，mm;人一键与轮毅键槽的接触高度，A=O.5人此处分为键的高度，/一键的工作长度，mm,A型键I1.-bi其中1.为键的长度，为键的宽度：%（N“一）一许用挤压应力，在这里键、轴、轮毅材料为钢，键取45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的fp=100-20MPa由前面计算知输入轴上的转矩7=13646Nm由输入轴d=AQnun,选用A型(圆头)键，其型号为b×h×1.=2mmX8mm×JIonIm将数值A=0.5×8=4nm,/=70-12=58mm,键连接处的轴颈"=55mm代入上式得2000×136.46.z11wn=29.4MPa<n4×58×401.0故该键满足强度要求。减速器高速外伸轴宜径d=40mm:1.X3型联轴器:孔径40mm,长度1.=II2mm,在孔长度1.=84mm:深沟球轴承6210型:dXDxB=50mmX90»X20"A型键：bxhx1.=I×8/7”XIOnunJ(5)输入轴的结构设计:NM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-B408()B-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24mm.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1.=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1.=84mm略短一些，即取A-B的长度trt=80wn。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涧滑油的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为/=30”,故取=50O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j,=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宜径及轮宽。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±G±0.0075齿廓累计总偏差Fa0.010螺旋线总偏差FB0.011公法线长度叱=11.666计算公法线长度极限偏差由中心距Q计算最小法向侧隙Alllin2,、2晨n=3x(6+O°54+OO3""=3x(OO6+OOO5825+()O3x2.5)=O.II7"""计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量JE=JO88(制+糜)+1.77+0.3衅)”=J.88×(7.52+8.52)+1.77+0.34×()2J×I22=23.2m计算齿厚上偏差En,E=T+4+园tan%)=T0'"7+00232+-!5-tan20o)=-0.078三rt2cosb14,12cos20o1000计算齿厚公差Ttn=yb;+F；X2tan%=49.142+172×2×tan20o=37.85，计算齿厚下偏差E1.=E-T=-0.078-0.03785=-0.116nun计算跨齿数0。,17=-÷0.5=-+0.5=2.39180。9进一曲整，取k=3公法线上下偏差EM=WruCOSa“-0.72ESinafJ=(-0.078×cos200)-0.72×0.017×sin20。=-0.077mm=EwCOSq,-0.72ESina“=(-0.116×cos20o)-0.72×0.017×sin20oJw?;=-0.105?？计算公法线长度W；=m2.952×(-0.5)+0.014z=2.5×2.952X(3-0.5)+0.014×17=11Mmm（7）输入轴的载荷分析IFr=779N以图上所标力的方向为正方向,j仆u+%=2141N求水平面支反力-J112£+66GHI=O解得"h=-3633NFmi2=5774N（负号表示方向与图上相反）Er&vi+&v，=779N求垂立面支反力f-1126+66户NVI=O解得EVv1.-1322NEV2=2101N(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垂宜面V支反力F1.ln=-3633N,Ew=5774N&11=1322N,&v2=2101N弯矩MMfl=-239792N，5/Wv=-87252/V-z?wh总弯矩M=QMM；=(-239792)2+(-87252)2=255173Nmm扭矩T7J,=9550×5l=9550×旦生=136460Nm/n"zll970(8)输入轴的强度校核：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做面(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=().6,轴的计算应力jM2+(aT)2J2551732+(0.6x136460)2Cea=J=134MPa22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=70MP"o因此故安全。4.2.4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，轮齿啮令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=45MP4,即求出输出轴伸出端直径同理，查表取=oo,得dtng=AA=100X=41Amm考虑联轴器端有槌槽,轴颈应该增大4%5%,故d11,ll=49.349.77（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：A=XT=I.5x1016.12=1524.18N”?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l.2l.5,取K=I.5。T为联轴器所传递的名义转矩，p33=9.55×1O6-=9.55×1O6×-=1016120Vm三=1016.12Vwn125由计算转矩查表选用1.X4联轴器T11=2500,m>1524.1SNmn=3870rmin>125rmin其轴孔宜径d为4063mm,可满足电动机的轴径要求。选择半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度1.=I12mm,半联轴器与轴配合毅孔长度1.=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴宜径d=50mm;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。减速器低速外伸轴宜径d=50mnu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毅中的孔，故轮般孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径（4）=47.5。故按结构要求选用单列深沟球轴承6216型，其尺寸为d×D×B=80×140"×26"轴承的寿命计算其参数为4xx?=80/V/X14（）"，？X26mmC,=71.5NG,=54.2ANHlim=5300rmin（油浴）：因为输入轴轴承选用6210型，满足寿命要求，输出轴轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的H重），故输出轴轴承选用6216型，应该满足寿命要求。（4）输出轴上键的选择及强度计算普通平键连接的强度条件按卜式计算4=鬻卜AICl同输入轴上键的选择方法知输出轴上的转矩T=Io49.7IN"lm由4=50,选用A型（圆头）键，其型号为b×h×1.=4mmXl）nrnX80”将数值A=O.59=4.5mm,=80-14=66mm.（Nmn2）许用挤压应力，在这里键、轴、轮教材料为钢，键取45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的%=10012。MPa这里取较大值键连接处的轴颈d=50mm代入上式得2000x1049.71入会n=166P>,4.5×56×501.'故该键强度不够，采取双键。两个平键沿周向相隔180°考虑两个键上载荷分配的不均匀性,在强度校核中只按1.5个键计算。即双健的工作氏度/=1.5X66=9911un%=aS三=943M*血故该双键满足强度要求。输出轴;减速器低速外伸轴直径d=50mm;1.X4型联轴器:孔径50mm,长度1.=I12mm,毅孔长度1.=84mm:深沟球轴承6216型: