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

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1、实用文档你的大学标志基于行星轮减速器的传动装置设计学 院：XXXXXXXXXXXXXXX专 业： 机械设计制造及其自动化班 级： 机械xxx学号：XXXXX姓名：XXXXX指导老师：XXXXXXX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

2、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标准文案一、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

3、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。1.2 题设条件现取一款市场

4、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。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 NG颂行星传动机构。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 NNWW NGWN 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NGV。 NGM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，

5、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 0.970.99 ,故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。图（1） 2Z-X（A）行星齿轮传动机构简化图如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，x为转臂, 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。2.2 总体传动机构的设计1电动机2联轴器2一行星齿轮;成速器4一卷筒5一运输带 2图（2）带式运输机传动装置如图（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

6、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。具结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。工作机有效功率Pw = F、，根据已知条件所给数据 1000F=10000N v 1.3m/s。则工作机有效功率有：pv = -F-v = 10000 1.3=i3kW 10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为2331234 0.99 0.990.98 0.99 0.93式中：12,3,4,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i 0.99, 2 0.99 3 0.9a 4 0.

7、99所以电动机输出功率为:Pw13Pd 14kW0.93按资料查找2Z-X型的行星轮传动比I行星轮=2.8: 13工作机卷筒的转速为60 1000V 60 1000 1.3nw121.1T/min 121r/minD205所以电动机转速的可选范围为nd Inw=(2.8: 13) 120 (336 : 1560)r / min符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min , 1500r/min三种,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

8、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/minL)3.2 传动系统的传动比总传动比=电机满载转速/工作机转速即,nm970 Qi8nw 121.113.3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 ,低速级轴为轴田，卷筒轴为轴iv,则各轴的转速 n： nn nm 970r / minn 口 970nm n121.25r / mini 8各轴的输入功率R Pd 14kWPn R 1 14 0.99 13.86kW22Pw R 22 3 13.86 0.9

9、92 0.98 13.3kWPvPm 4 1 13.3 0.99 0.99 13kW各轴的输入转矩P14Z 9550 9550137.8N mn970Pi13.86Tn 9550 9550-136.46Nmn 口970Pe13.3Tm 9550 95501049.71Nm1050Nmnm121Pv13Tw 9550 95501026.03N m 1026N mnv121实用文档四、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

10、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Zco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np=3.根据内齿轮Zb （ip 1）Za （8 1） 17 119对内齿轮齿数进行圆整，同

11、时考虑到安装条件，取 .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 标准文案实用文档的范围内。实际传动比为i 1为115 1 7.76Za17其传动比误差 i 上 8 7.76 3% ip8由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数Zc应按如下公式计算，即Zc 二a =115- 4922再考虑到安装条件为马C 33 (整数)2故行星轮各齿数为Za 17, Zb 49, Zc 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s 700MPa ,屈服极 限b 500MPa ,齿面硬度为280HBs由行

12、星齿轮传动设计P166 图6-13查得齿轮的接触疲劳极限 h Hm 920MPa 图6-26查得齿轮 的弯曲疲劳极限Flim 350MPa行星轮材料为40Cr,调质处理，强度极限s 700MPa ,屈服极 限b 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n2nin11000由 i 一 得 n2 - 125r/mini8(3)载荷不均衡系数KP查行星齿轮传动设计，取Khp Kfp 1.4

13、4)齿轮模数m和中心距a(m=2.5, a0 82.5mm)首先计算太阳轮分度圆直径：HKaKhpKh u 1daKd3 1A 4 H(mm,-i d Hlimu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)；u 齿数比为2.8217Ka 使用系数为1.25;Kh 综合系数为2;T1 太阳轮单个齿传递的转矩。工 Ta9550-P-9550 -40.99N m 44.12N mnpn1np3 1000其中 一高速级行星齿轮传动效率，取 =0.99np一行星轮的数量 pd一齿宽系数暂取b/da=0.5Hlm =1450Mpa代入下式得：d K 3T小小 u 1 768 3

14、44.121.251.4 1.6 (2.82 1)do Kd3n768n4 1.6mma . d 2Hlimu ,0.5 14502.82模数 m da 41.6 2.45 取模数 m=2.5 Za 171 ,、一 一则a0m(za zc)2.5 (17 49)mm 82.5mm22取中心距a0 82.5mm由于装置状况是小齿轮作悬臂布置故d 0.4: 0.6取d 0.6计算齿轮齿宽 b d d 0.6 2.5 17 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(510) mm一般会取小齿轮齿宽等于白35mm ,大齿轮齿宽d 30mm这里由于内齿轮、太

15、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30mm4.1.3 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: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齿轮副（外啮合）b-c齿轮副（内啮合）分度圆 直径ddimizid2m2 Z2di 2.5 i7 42.5d2 2.5 49 i22.5di i22.5d2 2.5 ii5 287.5基圆 直径dbdb1di cosdb2 d2 cosdbi 42.5 cos2。39.94db2 i22.5 c

16、os2。ii5dbi ii5db2 287.5cos20 270.i6齿顶圆 直径da外 啮 合daidi2mhda2 d22mhadai 47.5da2 i27.5 a 2内 啮 合*daidi2mhada2d22mhadai i27.5 a ida2 282.5 a 2齿根圆 直径df外 啮 合.-，.*、dfi di 2m(1% c).-， *、df2 d2 2m(ha c)dfi 36.25df2 ii6.25内 啮 合.一 ，.*、dfi di 2m(ha c)df2 d2 2m(ha c)dfi ii6.25df2 293.75注：齿顶高系数：太阳轮、内齿轮、行星轮一ha1,顶隙系

17、数：内齿轮、行星轮一c 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/安装条件现验算其邻接条件：dac 2aac sin 一np已知行星轮c的齿顶圆的直径dac 125, aac 82和np 3代入上式, ac则得125 2 82 sin 142mm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

18、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。图（4）行星轮结构受力分析输入件所传递的转矩 。传递给太阳轮上，故可得太阳轮（小齿轮）的转矩T1n13646 45.49N m）,式中np为行星轮个数。np3对于直齿圆柱齿轮传动，2000T12000 45.49切向力 Ft 1 2141Nd142.5径向力 Fr Ft tan2162 tan20 =779N应力循环次数NbNa 60nHnpLh 60 848.75 3 66000 1.008 1010次式中：n； na nH 970 121.25 848.75r / min , nH 为太阳轮相对于 行

19、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 10 330 20 66000h。（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：hh 0、KaKv Kh-Kh-式中：H0 ZhZeZZ .三LJ d1b u齿根弯曲应力齿根弯曲应力：F

20、FoKaKvKf Kf式中：F0 白 YFaYSaYYbm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KvVH确由小齿轮（中心轮）相对于转臂（行星架）的节点线速度由行星齿轮传动设计公式 6-57可求得Vh. HdnL 3.14 42.5 848.75 1.89m/s 查图 6-6 ,得 Kv =1.02606010003)齿向载荷分布系数Kh 、Kf接触强度计算：KH1 ( b 1) h=1弯曲强度计算：KF1 ( b 1) f=1标准文案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

21、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 KH =KF =1。4）齿间载荷分布系数Kh、Kf因强 1.25 21413089.2N/mm 100N/mm,精度 6 级，硬齿面直齿轮，查行星齿轮传动设计表 6-9 ,得11 c 八11KH F 2 0.756 Kf4H Z21.152（由该书公式6-63得重合度系数Z1.15Zi .a 2-(tanat1,、Z2 八,、tanat) (tanat2 tanat )=0atat 20Y 0.25an0cos b5）节点区域系数Zh按下式计算Zh2cos b cos tcos2 sin t2cos00cos20cos220

22、sin202.49式中：直齿轮t 一端面节圆啮合角,一端面压力角6）弹性系数Ze查行星齿轮传动设计表 6-10,得Ze 189.8VMPa （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Ysa查行星齿轮传动设计图6-24得Ysa 1.509）螺旋角系数Z、Y因直齿轮 0 , zJcos- 1 , Y 1 1120Zc 4910）齿数比u u 土竺2.9Za 17齿面接触应力：H0ZhZeZ ZH0KAKVKH KH816.7 .1.25 1.020.756 801.8/IPa2141 29

23、12.49189.81.151816.MPa 42.5 30 2.9FF0KAKV KF KFF0YY齿根弯曲应力:31.04 1.25 1.02 1 4 158MPa21412.9 1.5 0.25 1 31.04MPa30 2.5确定许用接触应力HP的各种系数:1）寿命系数Znt因Na 1.008 1010次，查行星齿轮传动设计图6-16 ,得Znt 0.92）润滑系数Zl取V40 165mm2/s, （40 C时润滑油的名义运动粘度）机械设计P234并由Hiim 920MPa行星齿轮传动设计图 6-17,得Zl=1.123）速度系数Zv因 Vh 1.89m/s, Hiim 920MPa查

24、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 6Ra 6 1.6 9.6 m,并由 Hiim 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 9.6 m 6 m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 1.07HPH lim ZNTZlZvZrZwZx700 0.9 1.12 1.01 1.15 1.2 1.07 1052MPa接触强度安全系数ShSh 3 舞 1.32 SHminh 801.8查行星齿轮传动设计表6-11 ,知可靠性高，

25、符合设计要求。确定许用弯曲应力FP的各种系数1）寿命系数Ynt因Na 1.008 1010次，查行星齿轮传动设计图6-31 ,得Ynt0.852）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YreiT 近似取YreiT 1.0实用文档4)齿根表面状况系数YRrelT查行星齿轮传动设计表 6-18,得YRrelT1.674 0.529(Rz 1)0.1 1.674 0.529 (37.8 1)0.1 0.91(齿根 Rz 6Ra 6 6.3 37.8 m)计算许用弯曲应力fpFPFlimYNTYrelTYRrelTYX 500 0.85 1.0 0.91 1

26、0 386.75MPac FP 386.75弯曲强度安全系数SFSF/P2.45 SFminF 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)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标准文案实用文档Ft 2Fac 2 2141=4282N ,当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷Ft则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙2.5mm,齿宽b2=35,则跨距长度10 b 235 5 40mm。当行星轮轴在转臂中

27、的配合选为 H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为1。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/l。（下图）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.2ql0 FJ 0 4282 40M 0t-021410N mm888行星轮轴采用40Cr钢，调质s 500MPa ,考虑到可能的冲击振标准文案动，取安全系数S 2.5；则许用弯曲应力b s/S (500/2.5)MPa 200MPa,由材料力学中，弯曲应力的强度条件:maxmaxI对于截面是直径为d的圆形，则：W=L Hd /232故行星轮轴直径d03 322

28、1410200mm10.3mm取 d0 10.3mm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 FrFrFt tan20o 2141 tan20o389.5N22在相对运动中，轴承外圈的转速H H Z17nH nH 848.75 r/min 300.6r/min c azc48考虑到行星轮轴的直径d0 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 15.2kN nhm 13

29、000r/min （油浴）；取载荷系数fp 1.2;（中等冲击1.2-1.8 ） p行星轴上所受径向力 Fr 389.5N当量动载荷 P fpFr 1.2 389.5 467.4N p 1轴承的寿命计算Lh106 (C0)360nH Pc10631000 3300.6 60 (467.4)16176283!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 16176283h 10 330 20 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c是否大于许用值：(d)D106.51 72217

30、25mmmin 2.5m 2.5 2.5 6.25mm满足条件c min行星轴：】行星轮轴直径d=20mm;深沟球轴承6404型：d 20mm, D 72mm, B 19mm66000h60na P 60 1000 934.8 a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2000Tkld式中：T 转矩，N mm ；d 一轴颈，mm;k 键与轮毂键梢的接触高度，k 0.5h,此处h为键的高度，l键的工作长度，mmA型键l L b;其中L为键的长度，b

31、为键的宽度;p /(N mm2)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0100 : 120MPap由前面计算知输入轴上的转矩 T 136.46N mm由输入轴d 40mm,选用人型(圆头)键，其型号为b h L 12mm 8mm 70mm将数值 k 0.5 8 4mm, l 70 12 58mm,键连接处的轴颈d =55m毗入上式得2000 136.46p 29.41MPa pp 4 58 40p故该键满足强度要求。输入轴:减速器高速外伸轴直径d=40mm;LX3型联轴器:孔径40mm,长度L=112mm,毂孔长度Li=84mm;深沟球轴

32、承6210型:d D B 50mm 90mm 20mmA 型键：b h L 12mm 8mm 70mm(5)输入轴的结构设计:ADECN M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

33、取轴肩直 径差10mrm,半联轴器与轴配合毂孔长度 Li=84mm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Li=84mm略短一些，即取A-B的长度1AB 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 1 30mm,故取 1b i 50mm。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lc D Ie f 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 58mmM-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

34、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Fpt士 0.0075齿廓累计总偏差F0.010螺旋线总偏差F0.011公法线长度Wk11.666 0嘘k0.105计算公法线长度极限偏差由中心距a计算最小法向侧隙jbmh2 -_2 _jbmin-0.06 0.005a|0.03m0.06 0.005 82.5 0.03 2.5 0.11mm3 3计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量Jbn一一 .2

35、2一一 L 2 _ 2Jbn J0.88(fptifpt2)1.77 0.34(-)F0.88 (7.52 8.52)56 221.77 0.34 ()1223.2 m300.117 0.0232(2cos20tan20)0.078mm计算齿厚上偏差Ensl/ jbmin Jbn上工一 、Ens(- fa tan n)2cos n计算齿厚公差Tsnbr2Fr2 2tan n计算齿厚下偏差EsniEns Tsn0.078计算跨齿数k20 z17k z 0.50.5 2.391809公法线上下偏差EwsEsns cos n 0.72 Fsin0.078 cos20 -0.72、49.142 17

36、2 2 tan20 37.85 m0.037850.116mm进一取整，取k=3n0.017 sin 20 mm 0.077 mmEWiE sni c0s n0.72 Fr sin n0.116 cos20 -0.72 0.017 sin 20 mm0.105 mm计算公法线长度W. m 2.952 k 0.5 0.014z2.5 2.952 3 0.5 0.014 1711.666mm(7)输入轴的载荷分析:以图上所标力的方向为正方向,Ft厂F求水平面支反力 -NH1 F NH2 =2141 NJ 112Ft 66Fnhi 0解得Fnhi = - 3633NFnh2 =5774N (负号表示

37、方向与图上相反)Fr 厂 FNV1求垂直面支反力-Fnv2 =779 N112Fr 66Fnvi解得Fnvi -1322N Fnv2 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垂直面V支反力FFnhi =-3633N, Fnh2 =5774NFnv1 = -1322N, Fnv2 =2101N弯矩MMh 239792N mmMv 87252N mm总弯矩M Jm： MV a 2397922 ( 87252)2 255173N mm扭矩TTn 9550 比 9550 1386 136460N mm n 口970（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

38、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0.6,轴的计算应力caM2 ( T)22,2551732 (0.6 136460)2213.4MPa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 1 70MPa。因此ca 1 ,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45MPa

39、即求出输出轴伸出端直径同理，查表取A = 100,得dmin A0 31100 3/TT.r 47-4mm1,n ,125考虑联轴器端有键梢，轴颈应该增大4%5%故dmin 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 = KT 1.5 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1.21.5 ,取K=1.5。T为联轴器所传递的名义转矩， Pa 133T 9.55 106 =9.55 106=101612N mm 1016.12J mn125由计算转矩查表选用LX4联轴器Tn 2500N m 1524.18N m n 3870r/min 125r/min其轴孔直径d为4063m