機械課程設(shè)計說明書,行星齒輪減速器傳動裝置設(shè)計單級講解

1、偵的穴尋標志基于行星輪減速器的傳動裝置設(shè)計學 專 班 學 姓院：XXXXXXXXXXXXXXX業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化級:機械XXX號： XXXXX名： XXXXX指導老師：XXXXXXX目錄一. 設(shè)計選題11.1應用背景11.2題設(shè)條件1二. 傳動裝置的方案設(shè)計22.1選取行星齒輪傳動機構(gòu)22.2總體傳動機構(gòu)的設(shè)計3三. 傳動裝置的總體設(shè)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54.1齒輪的設(shè)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齒輪強度校核（受力分析/接觸彎曲強度校核）114.2

2、軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的設(shè)計計算與校核164.2.1行星軸設(shè)計（軸/軸承）164.2.2行星架結(jié)構(gòu)設(shè)計194.2.3輸入軸的設(shè)計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵選用及校核）204.2.4輸出軸的設(shè)計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵選用及校核）.284.3箱體的設(shè)計及潤滑密封的選擇354.3.1箱體的設(shè)計354.3.2潤滑密封的選擇37五. 課程設(shè)計總結(jié)37六. 主要參考文獻38一、設(shè)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(shù)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

3、效，方便快捷而深獲各行各業(yè) 的青睞。這些機器其屮就有一些是以行星輪作為其減速器的主要結(jié) 構(gòu)?，F(xiàn)在市場上常用的減速器人多是普通齒輪減速器，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(jié)構(gòu)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(shè)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(shè)計為一套基于行星輪減速器的傳動裝置設(shè)計。12題設(shè)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=1.30in/s,卷筒直徑D=205nun；根據(jù)這款運輸機的I：作

4、 要求，設(shè)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。二、傳動裝置的方案設(shè)計2.1選取行星齒輪傳動機構(gòu)最常見的行星齒輪傳動機構(gòu)是NGW型行星傳動機構(gòu)。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(jié)構(gòu)的 組成情況不同有2ZX、3Z、ZXV、ZX等類型。其+ 2Z-X型以其 結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，在機械傳動中應用最廣。2ZX型為單級傳動, 效率高達0.977.99,故本次設(shè)計選用2Z-X型行星輪傳動機構(gòu)。圖（1） 2

5、Z-X（A）行星齒輪傳動機構(gòu)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(gòu)整體為減速； 當III軸為輸入軸時，機構(gòu)整體為加速。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(shè)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(jié)構(gòu) 為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380Vo工作機有效功率匕=處，根據(jù)已知條件所給數(shù)據(jù)1000F=10000

6、N, v = 1.3m/So則工作機有效功率有：P rx=iooooxi.3=i3kw1000 1000從電動機到工作機輸送帶Z間的總效率為% = 712x4 = 0.99x0.99 x 0.98x 0.99 = 0.93式中：弘，仏，仏，巾，分別為彈性聯(lián)軸器效率，滾動軸承效率，行星輪傳動機構(gòu)效率，卷筒效率肋0.99, Th = 0.99, % = 0.98, % = 0.99所以電動機輸出功率為：Pw = J3_ = 14kw TZ 0.93按資料查找2Z-X型的行星輪傳動比I仃星輪=2.8口 13工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為60xl000vDtt-60x1000x13205121.1 It / in

7、in 12117 inin所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為% = 4 X 心=(2.8 013)x120 = (336 1560)1* / inin符合這范圍的同步轉(zhuǎn)速有750i7miii,lOOOr/nmi, 1500r/nmi三種,比較三種電機，選1000r/niin的電機時，總傳動較小，傳動裝置結(jié)構(gòu) 尺寸小，在根據(jù)額定功率人小選擇電機型號，故確定電機的型號為Y180L-6.其滿載轉(zhuǎn)速為970r/niin,額定功率為15KW。電動機型號：Y180L-6 額定功率：15KW同步轉(zhuǎn)速：1000r/nmi滿載轉(zhuǎn)速：970r/niiiiX)3.2傳動系統(tǒng)的傳動比總傳動比二電機滿載轉(zhuǎn)速/工作機轉(zhuǎn)速 即i

8、= H=2ZL=8% 121.113.3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(gòu)簡化圖所標注：電動機軸為軸丨，減速器高速級軸為軸II,低速級軸為軸III,卷筒軸為軸IV,則各軸的轉(zhuǎn)速= ij| = g 9 7 01/ inill. 970_ .% =11| = - = -= 121.25r/liini各軸的輸入功率 P, = Pd = 14kWPh =耳弘=14 x 0.99 = 13.86kWPHI = P| 仏=13.86x0.992 x 0.98 = 13.3kWPIV = Pm = 13.3x 0.99 x 0.99 = 13kW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩p14T.

9、= 9550 x-L= 9550 x =137.8N m11)970T = 9550 x 比=9550 x 旦竺=136.46N -in叫970p133Tm = 9550 x=9550 x = 1049.71N m= 1050N 訂 11皿121p13T1V = 9550 x=9550 x 二 1026.03N m = 1026N mm121行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)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(shè)計計算，大致包括：齒輪的設(shè)計計算與校核（齒數(shù)/模數(shù)沖心距/齒輪材

10、料/彎曲接觸強度校核）軸的設(shè)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(shè)計潤滑與密封的選擇4.1齒輪的設(shè)計計算與校核 4.1.1確定各齒輪的齒數(shù)據(jù)2ZX（A）型行星傳動的傳動比ip值和按其配齒計算（見行 星齒輪傳動設(shè)計公式（327）公式（333）可求得內(nèi)齒輪b和行 星輪c的齒數(shù)乙和4?，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)za=17和行星輪=3.根據(jù)內(nèi)齒輪厶二代-1）=（ 21x1 7二對內(nèi)齒輪齒數(shù)進行圓整，同時考慮到安裝條件，取4 = 115,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

11、6的范圍內(nèi)。實際傳動比為i = l+玉54 =7.：za 17其傳動比誤差 M =寧 = 1= 3%由于外嚙合采用角度變位的傳動，行星輪C的齒數(shù)Zc應按如下公 式計算，即4 =生二仝=竺乞=49c99再考慮到安裝條件為 塵電= C = 33 (整數(shù))7故行星輪各齒數(shù)為za = 17, = 49, zc = 1154.1.2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crs = 700MPa ,屈服極 限(rb = 500MPa ,齒面硬度為280HBSo由行星齒輪傳動設(shè)計P166 圖6-13查得齒輪的接觸疲勞極限r(nóng)Hhm = 920MPa圖

12、6-26查得齒輪 的彎曲疲勞極限Fhm = 350MPa行星輪材料為40Ct,調(diào)質(zhì)處理，強度極限crs = 700MPa ,屈服極 限bb = 500MPd ,齒面硬度為240HBSo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llOOMPa,屈服 極限900MPa,農(nóng)面硬度為320HBS。齒形終加工為插齒，精度7級。(2)減速器的名義輸出轉(zhuǎn)速由兒知1、1000/由 1=得幾=丄=125T/inm山 i 8(3)載荷不均衡系數(shù)查行星齒輪傳動設(shè)計，取Khp二Kfp =1.4(4)齒輪模數(shù)m和中心距a (m=2.5,an = 82.5mm )

13、首先計算太陽輪分度圓直徑:, Tr /TKAKHPKHy u 1 z 、da = Kh 3 八 $px (nun)式中：正號為外嚙合，負號為內(nèi)嚙合；Kd一一算式系數(shù)為768 (直齒傳動)；u一一齒數(shù)比為 =2.8217Ka使用系數(shù)為1.25；KH2綜合系數(shù)為2；T太陽輪單個齒傳遞的轉(zhuǎn)矩。Tpid二土；二 9550上一二 9550xxO.99N m二 44.12N -in1 npiiip3x1000其中一高速級行星齒輪傳動效率，取77 =0.99嗎一行星輪的數(shù)量% 齒寬系數(shù)暫取b/d, =0.5 bHig=1450Mpa代入下式得:_768% J44.12xl.25xl.4xl.62.82+1)

14、= 41.6nnii9u90.5X145022.82模數(shù) m=蟲二丄9 2.4 取模數(shù)ni=2.5J 17則 嗎=-m(za + zc) = x 2.5x(17 + 49)mm= 82.5mm取中心距a0 = 8 2 . fiin由于裝置狀況是小齒輪作懸臂布置故0 = 0.4匚0.6取如= 0.6計算齒輪齒寬 b = Q d = 0.6x2.5x 17 = 25.5inm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬(510) mm；一般會取小齒輪齒寬等于bj = 35inm,人齒輪齒寬b? = 30mm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

15、穩(wěn)定性，選擇取行星輪齒寬35nun,太陽輪、內(nèi)齒輪齒寬30nmio4.1.3齒輪幾何尺寸計算圖(3)行星輪結(jié)構(gòu)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(jié)果如下表：各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果 單位：nun項目計算公式AC齒輪副（外嚙合）bc齒輪副（內(nèi)嚙合）分度圓 直徑4 =屮d = 2.5x17 = 42.5Q =122.5d(= 11b Zod. = 2.5x49 = 122.5d. = 2.5x115 = 287.551電=d cosckdy = 42.5 x cos 20 = 39.944 產(chǎn) 1154=* cosa4? = 122.5 x

16、 cos 20 =115心二 287.5 X cos 20 =270.16外 嚙4i=d,+2mh/dal = 47.5齒頂圓 直徑合da2 = d2+ 211111*da2 = 127.5內(nèi) 嚙4=4+ 2mh/dal= 127.5合d*2 = 4_2inh/da2 = 282.5外 嚙clfl =d1-2m(ha*+c*)dn = 36.25齒根圓 直徑合df2 = d2 -2m(l*+c*)df2= 116.25df內(nèi) 嚙df嚴 di-2m(h/+cjdfl =116.25合df2 = d2 4- 2111(11 * 4- c*)df2 = 293.75注：齒頂高系數(shù)太陽輪、內(nèi)齒輪、行星

17、輪-h； = l,頂隙系數(shù)：內(nèi)齒輪、行星輪一=0.25 ；模數(shù)in=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：dac 00 4 5A4 9 T切向力 Ft =蘭=2141N1442.5徑向力 Fr = Ft t a MZ = 2 16 2 t 訂1 2 （N：li應力循環(huán)次數(shù)NbNa = 60疋訃= 60x 848.75 x3x 66000 = 1.008 xlO10 次式中:if =n -nH = 970 121.25= 84&75r/min, nJ1 為太陽輪相對于n行星架的轉(zhuǎn)速。該減速

18、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 = 10x330x20 = 660001.（2）齒輪強度校核在行星齒輪傳動屮，外嚙合的屮心輪，如2ZX（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，承受載荷較人，工作條件較差，通常是行星傳動 中的薄弱壞節(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，犬齒輪（行星輪）的計算方法相同，故略。齒面接觸強度校核：ac傳動強度校核齒面接觸應力：式屮:6/m由行星齒輪傳動設(shè)計圖6-20,得氐=1.26）尺寸系數(shù)Zx查行星齒輪傳動設(shè)計表6-15,得乙=1.07HP = Hh

19、m ZlZ ZrZZx=700x0.9 xl.12xl.01xl.15xl.2x 1.07 =1052MPa接觸強度安全系數(shù) =- 1.32 SHmiO*hoU 1.0查行星齒輪傳動設(shè)計表6-11,知可靠性高，符合設(shè)計要求。確定許用彎曲應力Rp的各種系數(shù)1）壽命系數(shù)Kt因凡=1.008x10】。次，查行星齒輪傳動設(shè)計圖6-31,得為=0.852）尺寸系數(shù)査行星齒輪傳動設(shè)計表6-17,得5 = 1.03）相對齒根圓角敏感系數(shù)途打近似取617=1.04）齒根表面狀況系數(shù)綣如15查行星齒輪傳動設(shè)計表6-18,得綣小=1 674 一 0.529(& +1)01 = 1.674-0.529 x (37.

20、8+1咒=0.91(齒根 & u 6& = 6 x 6.3 = 37.8/zm )計算許用彎曲應力SpcrFP =帀血為 百 errE = 500x 0.85 x 1.Ox 0.91 x 1.0 = 386.75MPa彎曲強度安全系數(shù)練查行星齒輪傳動設(shè)計6-11,知可靠性高，符合設(shè)計要求。故行星齒輪結(jié)構(gòu)強度校核符合要求。4.2軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的設(shè)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(shè)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Ft = 2Fac = 2x2141=4282N ,當行星輪相對于行星架對稱布置時，載16荷耳則作用在軸跨距的

21、中間。取行星輪與行星架之間的間隙 A =2.5nmi,齒寬 1）尸35,則跨距長度lb+24 =35+5 = 40inm。當 行星輪軸在轉(zhuǎn)臂屮的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距 為1。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口=耳/1。（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=4282X40 = 21410N.n.n8 8 8行星輪軸采用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)s = 500MPa ,考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù)s = 2.5;17則許用彎曲應力 0L = o;/S= ( 50 0 /皿(,由材料

22、力學屮，彎曲應力的強度條件：入臥二叫竺SbI對于截面是直徑為d的圓形，則：帕斗故行星輪軸直徑3221410 ,nun = 10 iiln tt x 200取山 10.3inin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，每個軸承上的徑向載荷耳 Ft tail 2092141xtan2(T9=389.5N在相對運動中，軸承外圈的轉(zhuǎn)速7I /n：=疋 x-2- = 848.75xr/mm=300.6r/minzc48考慮到行星輪軸的直徑10.71111）1,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 d

23、 = 2011)111, D = 7211U11, B = 19111111基本額定動載荷：Cr =31.0kN基本額定定載荷 COr = 15.2kN 1 = 1300017111111 （油?。? 取載荷系數(shù)fp=1.2；（中等沖擊1.2-1.8）行星軸上所受徑向力Fr = 389.5N當量動載荷P= fpFx =1.2 10 x330 x 20 = 6600011.所以設(shè)計決定選用6404型軸承，并把行星輪軸直徑增大到 = d = 201mm校核行星輪輪緣厚度乂是否人于許用值：A （df） D 106.51 72r A iAc = 17.255nun AJ = 2.5m = 2.5 x

24、2.5 = 6.25iranJ滿足條件比卜皿行星軸:行星輪軸直徑d=20imn；深溝球軸承6404型：d = 20imn D = 72nmi B = 19nmi4.2.2行星架結(jié)構(gòu)設(shè)計一個結(jié)構(gòu)合理的行星架應是外廓尺寸小，質(zhì)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。基于以上要求，結(jié)合行星齒輪傳動設(shè)計 的行星架結(jié)構(gòu)特點，決定選用雙側(cè)板分開式行星架，材料選用20MnVo19圖（5）行星架結(jié)構(gòu)圖（5）所示行星架的主要結(jié)構(gòu)外形尺寸可按經(jīng)驗公式確定：行星架厚度 5總（0.2 0a30.2 X）.3） =825（1這里取5Q 24mm （a為中

25、心距）行星架外徑 D24= 245n:（山為行星輪分度圓直徑）4.2.3輸入軸的設(shè)計（軸/軸承/聯(lián)軸器/鍵的尺寸選用及校核）（1）初算軸的刃、直徑d =初步估算軸的最小直徑，選取軸材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理。根軸常用幾種材料的&及A）值軸的材料Q235A、20Q275、 354540Ci 35SiMnrT/MPa15 2520 35257535 55A149 126135 112126 103112 97查表取4 = 112,得20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嚀7%。故 = 28.35,28.89nini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

26、動裝置的工作條件擬選用LX型聯(lián)軸器,計算轉(zhuǎn)矩為:l=KT = 1.5x133.7 = 200.55N-m式中：K為工況系數(shù)，查機械設(shè)計教材得工作機為帶式運輸機時K為L21.5,取K=1.5o T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，p14T = 9.55x106-=9.55x106 x=133700N-nnn= 133.7N-111n1000由計算轉(zhuǎn)矩查表選用LX3型聯(lián)軸器1； = 1250Nm200.55N-mn = 475 / min 1Q00其軸孔直徑d為3078mm,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L】=84mm,故最后確定 減速器高速外伸軸直

27、徑d=40nun；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80mm。(3) 選擇輸入軸軸承及壽命計算根據(jù)估算所得直徑，輪殼寬及安裝情況等條件，軸的結(jié)構(gòu)尺寸可 進行草圖設(shè)計。該軸中間一段對稱安裝一對深溝球軸承6210型，其 尺寸為 dxDxB = 50miii x 90nun x 20nnn,21 軸承的壽命計算其參數(shù)為dxDxB = 50min x 90nun x 20nmiCr = 35kN COr = 2 3 . kb = 850017mill （油?。?；取載荷系數(shù)fp=1.2;（中等沖擊1.2-1.8）輸入軸上所受徑向力Fr =耳

28、tail20 = 2141 x tail20 = 779N當量動載荷 P= fpF, = 1.2x779 = 934.8N軸承的壽命計算 k =旦（9）3 = x（型22）3=874776h66000h6011 P 60x1000934.8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 7p =馬器/49.142 +172 x 2 x tan 20 = 37.85/zm 計算齒厚下偏差E . =- T = -0.078- 0.03785 = -0.1

29、16imnsn ns si 計算跨齒數(shù)k.20z17k=f 0.5=f 0.5 = 2.391809進一取整，取k=3 公法線上下偏差% = E“ cos% - 0.72Fr sin %=(-0.078x cos 20)- 0.72 x 0.017 x sin 20Jinm= -0.077mmcos% - 0.72Fr sin %= (-0.116xcos20). 0.72x 0.017 xsin20mm = -0.105min 計算公法線長度帆=m2.952 x(k-0.5)+ 0.014z= 2.5x2.952x(3-0.5)+0.014xl7 = 11.666mm26（7）輸入軸的載荷分

30、析:fr=779NMv以圖上所標力的方向為正方向,Ft求水平面支反力- 112Ft + 66FNH1=0解得 Fnh1=-3633NFNH2=5774N （負號表示方向與圖上相反）Fr求垂直面支反力LFmi + Fnv2 =*779NL 112耳+66陥嚴027解得Fnv1=-1322N FW2 = 2101N (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FFnhi 二3633N, FNH2=5774NFNV1=-1322N,FNV2=2101N彎矩MMh =-239792N-nnnMv =-87252N-imn總彎矩M = Jm； +M; = J(-239792)

31、2 + (-87252)? = 255173N inm扭矩TP 2 O/TT =9550x =9550x= 136460N-nmi1叫970(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人彎矩和扭矩的截面(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a = 0.6,軸的計算應力Jm2+(T)2J2551732 +(0.6x136460)2“ =、 = 13.4MPaca 2 2前面選軸的材料為40C1鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計課本表151 査得0J = 7OMPa。因此故安全。4.2.4輸出軸的設(shè)計(軸/軸承/聯(lián)軸器

32、/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406鋼，其許用剪切應力取r = 45MPa,即求出輸28 出軸伸出端直徑同理，查表取入=100,得dnun= A/|- = 100x= 47.4i】im考慮聯(lián)軸器端有鍵槽，軸頸應該增人4%-5%,故 dmm = 49.3 49.7711）111nun（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：= 1.5x1016.12= 1524.18N-m式中：K為工況系數(shù)，查機械設(shè)計教材得工作機為帶式運輸機時K為

33、1.21.5,取K=1.5o T為聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，p13 3T = 9.55xl06-=9.55xl06 x=1016120N-nnn=1016.12N mn125由計算轉(zhuǎn)矩査表選用LX4聯(lián)軸器= 2500N in 1524.18N-mn = 3870 / min 1125 /其軸孔直徑d為40T53mm,可滿足電動機的軸徑要求。選擇半聯(lián)軸器的孔徑為50imn,半聯(lián)軸器的氏度L=112mm,半聯(lián)軸器 與軸配合轂孔長度LL84mm,故最后確定減速器高速外伸軸直徑 d=50miTi；夕卜伸軸長度取84nmio最后確定減速器低速外伸軸直徑d=50innio（3）選擇輸出軸軸承及壽命計算由于輸

34、出軸的軸承不承受徑向匸作載荷（僅承受輸出行星架裝置29的自重），所示軸承的尺寸應由結(jié)構(gòu)要求來確定。減速器低速外伸軸直徑d=50nuiio由于結(jié)構(gòu)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直徑(da )& =47.5inm。故按結(jié)構(gòu)要求選用單列深溝球軸承6216型，其尺寸為d xD xB = 80nmix MOnmix 26nun軸承的壽命計算其參數(shù)為dxDxB = 80nunx 140nunx 26nunCr =71.5kN COr =54.R卜= 5300t/inin （油?。?；因為輸入軸軸承選用6210型，滿足壽命

35、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弓=需 apK1CI同輸入軸上鍵的選擇方法知輸出軸上的轉(zhuǎn)矩T = 1049.71Nnmi由d = 50mm,選用A型（圓頭）鍵，其型號為b x h x L = 14nunx 9ininx80nmi0.5x 9 = 4.5nmi, 1 = 80-14 = 66nmi, crp/（N-nmr2） 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(guān)資料的故該鍵強度不夠，采取雙鍵。兩個

36、平鍵沿周向相隔180?？紤]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。即雙鍵的工作長度1 = 1.5x66 = 99nun2000x1049.714.5x99x50=94.3MPa 4.5x齒輪寬度b,可得B4.5x30 = 135, B=140nun)參考表9-4可得，機體厚度583 10,這里取鑄造機體 的壁厚5 = 1 Onun。圖(6)箱體結(jié)構(gòu)35箱體參數(shù)表名稱代號數(shù)值（mm）機體壁厚$10前機蓋壁厚4 = 0.858后機蓋壁厚10加強筋厚度10加強筋斜度2機體和機蓋法蘭凸緣厚度12.5機體寬度B140機體內(nèi)壁直徑D320機體機蓋緊固螺栓直徑% = (0.85 1)510軸承端蓋螺栓直徑d2 = 0.8d8地腳螺栓直徑25機體底座凸緣厚度