XXXXX畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) (論 文 ) 2Z-X 型 NGW 嚙合兩級(jí)行星齒輪減速設(shè)計(jì)學(xué) 號(hào)：姓 名：專 業(yè)：系 別：指導(dǎo)教師：二○一五年六月I摘 要本文完成了對(duì) 2Z-X 型 NGW 嚙合方式兩級(jí)行星齒輪減速的設(shè)計(jì)。該減速器具有較小的傳動(dòng)比，而且，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、外廓尺寸小和重量輕、承載能力大、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和震動(dòng)的能力較強(qiáng)、噪聲低的特點(diǎn)。首先簡(jiǎn)要介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，然后比較了各種傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動(dòng)的基本類型。論文主體部分是對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件包括太陽(yáng)輪、行星輪、內(nèi)齒圈及轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)計(jì)算，通過(guò)所給的輸入功率、傳動(dòng)比、輸入轉(zhuǎn)速以及工況系數(shù)確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對(duì)其進(jìn)行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算和主要零部件的強(qiáng)度校核計(jì)算。最后對(duì)整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了總結(jié)，基本上完成了對(duì)該減速器的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：行星齒輪；傳動(dòng)機(jī)構(gòu)；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；校核計(jì)算IIABSTRACTThis paper completed the 2Z-X of NGW structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics. Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculationIII目 錄摘 要 .IABSTRACT.II目 錄 .III1 緒論 11.1 研究背景及意義 .11.2 行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀 .11.3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì) .21.4 論文的基本內(nèi)容 .22 總體方案設(shè)計(jì) 32.1 設(shè)計(jì)要求 .32.2 總體方案選擇 .32.2.1 行星機(jī)構(gòu)的類型及特點(diǎn) 32.2.2 確定行星齒輪傳動(dòng)類型 53 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 63.1 配齒計(jì)算 .63.2 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù) .73.2.1 計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù) m .73.2.2 計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù) m .73.3 嚙合參數(shù)計(jì)算 .83.3.1 高速級(jí) 83.3.2 低速級(jí) 83.3.3 高速級(jí)變位系數(shù) 93.3.4 低速級(jí)變位系數(shù) 93.4 幾何尺寸的計(jì)算 .93.4.1 高速級(jí) .93.4.2 低速級(jí) .103.4.3 插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算 103.5 裝配條件的驗(yàn)算 .113.5.1 鄰接條件 113.5.2 同心條件 113.5.3 安裝條件 12IV3.6 傳動(dòng)效率的計(jì)算 .123.6.1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 .121x?3.6.2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定 1323.7 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算 .143.7.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 .143.7.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 .163.7.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 .173.7.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 .183.7.5 低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核 193.7.6 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 214 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 224.1 行星軸設(shè)計(jì) 224.1.1 初算軸的最小直徑 224.1.2 選擇行星輪軸軸承 234.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 244.2.1 輸入軸設(shè)計(jì) .244.2.2 輸出軸設(shè)計(jì) .255 轉(zhuǎn)臂、箱體及附件的設(shè)計(jì) 275.1 轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì) .275.1.1 轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)方案 275.1.2 轉(zhuǎn)臂制造精度 285.2 箱體的設(shè)計(jì) 305.3 其他附件的選用 .315.3.1 標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用 315.3.2 密封和潤(rùn)滑 32結(jié)論 .33致謝 .34參考文獻(xiàn) .3511 緒論1.1 研究背景及意義行星齒輪傳動(dòng)在我國(guó)已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)用。然而，自 20 世紀(jì)60 年代以來(lái)，我國(guó)才開(kāi)始對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無(wú)論是在設(shè)計(jì)理論方面，還是在試制和應(yīng)用實(shí)踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近 20 多年來(lái)，尤其是我國(guó)改革開(kāi)放以來(lái)，隨著我國(guó)科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國(guó)已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過(guò)我國(guó)機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時(shí)俱進(jìn)，開(kāi)拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國(guó)的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展[1]。本課題通過(guò)對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和裝配尺寸，并對(duì)涉及結(jié)果進(jìn)行參數(shù)化分析，為行星齒輪減速器產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)和性能評(píng)價(jià)實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)?；a(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。通過(guò)本設(shè)計(jì)，要能弄懂該減速器的傳動(dòng)原理，達(dá)到對(duì)所學(xué)知識(shí)的復(fù)習(xí)與鞏固，從而在以后的工作中能解決類似的問(wèn)題。1.2 行星齒輪減速器研究現(xiàn)狀我國(guó)的低速重載齒輪技術(shù)，特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測(cè)繪仿制等階段，從無(wú)到有逐步發(fā)展起來(lái)。除了摸索掌握制造技術(shù)外，在 20 世紀(jì) 80 年代末至 90 年代初推廣硬齒面技術(shù)過(guò)程中，我們還作了解決“斷軸” 、 “選用”等一系列有意義的工作。（1）漸開(kāi)線行星齒輪效率的研究行星齒輪傳動(dòng)的效率作為評(píng)價(jià)器傳動(dòng)性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一，國(guó)內(nèi)外有許多學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了系統(tǒng)的研究?，F(xiàn)在，計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)效率的方法很多，國(guó)內(nèi)外學(xué)者提出了許多有關(guān)行星齒輪傳動(dòng)效率的計(jì)算方法，在設(shè)計(jì)計(jì)算中，較常用的計(jì)算方有 3 種：嚙合功率法、力偏移法、和傳動(dòng)比法（克萊依涅斯法） ，其中以嚙合功率法的用途最為廣泛，此方法用來(lái)計(jì)算普通的 2K2H 和 3K 型行星齒輪的效率十分方便。（2）漸開(kāi)線行星齒輪均載分析的研究現(xiàn)狀行星齒輪傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小、承載能力大等優(yōu)點(diǎn)。這些都是由于在其結(jié)構(gòu)上采用了多個(gè)行星輪的傳動(dòng)方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，使2用了多個(gè)行星輪來(lái)分擔(dān)載荷，形成功率流，并合理的采用了內(nèi)嚙合傳動(dòng)，從而使其具備了上述的許多優(yōu)點(diǎn)。為了更好的發(fā)揮行星齒輪的優(yōu)越性，均載的問(wèn)題就成了一個(gè)十分重要的課題。在結(jié)構(gòu)方面，起初人們只努力地提高齒輪的加工精度，從而使得行星齒輪的制造和裝配變得比較困難。后來(lái)通過(guò)時(shí)間采取了對(duì)行星齒輪的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其它可自動(dòng)調(diào)位的方法。1.3 行星齒輪減速器發(fā)展趨勢(shì)隨著我國(guó)市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的推進(jìn)， “九五”期間，齒輪行業(yè)的專業(yè)化生產(chǎn)水平有了明顯提高，如一汽、二汽等大型企業(yè)集團(tuán)的齒輪變速箱廠、車轎廠，通過(guò)企業(yè)改組、改制，改為相對(duì)獨(dú)立的專業(yè)廠，參與市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)；隨著軍工轉(zhuǎn)民用，農(nóng)機(jī)齒輪企業(yè)轉(zhuǎn)加工非農(nóng)用齒輪產(chǎn)品，調(diào)整了企業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)；私有企業(yè)的堀起，中外合資企業(yè)的涌現(xiàn)，齒輪行業(yè)的整體結(jié)構(gòu)得到優(yōu)化，行業(yè)實(shí)力增強(qiáng)，技術(shù)進(jìn)步加快。當(dāng)今世界各國(guó)減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢(shì)是向六高、二低、二化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動(dòng)效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國(guó)家的工業(yè)水平，因此，開(kāi)拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國(guó)有廣闊的前景。1.4 論文的基本內(nèi)容（1）選擇傳動(dòng)方案。傳動(dòng)方案的確定包括傳動(dòng)比的確定和傳動(dòng)類型的確定。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算及校核。傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，都大致包括：選擇傳動(dòng)方案、傳動(dòng)零件齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核、軸承的選型與壽命計(jì)算、鍵的選擇與強(qiáng)度計(jì)算、箱體的設(shè)計(jì)、潤(rùn)滑與密封的選擇等。在對(duì)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行深入分析的基礎(chǔ)上，依據(jù)給定的減速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，通過(guò) CAD 繪圖軟件建立行星齒輪減速器各零件的二維平面圖，繪制出減速器的總裝圖對(duì)其進(jìn)行分析。32 總體方案設(shè)計(jì)2.1 設(shè)計(jì)要求電機(jī)功率： 75kW；輸入轉(zhuǎn)速： 735r/min；輸出轉(zhuǎn)速約為： 26.3r/min；工作年限的按 2 年，每天工作 16-18 小時(shí)；使用系數(shù)選?。篕A=1.5。2.2 總體方案選擇2.2.1 行星機(jī)構(gòu)的類型及特點(diǎn)行星齒輪傳動(dòng)與普通齒輪傳動(dòng)相比較，它具有許多獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)。行星齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)如下：（1）體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸和質(zhì)量約為普通齒輪傳動(dòng)的 （即在承受相同的載荷條件下） 。51~2（2）傳動(dòng)效率高。在傳動(dòng)類型選擇恰當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率值可達(dá)0.97~0，99。（3）傳動(dòng)比較大?？梢詫?shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)的合成與分解。只要適當(dāng)選擇行星齒輪傳動(dòng)的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個(gè)齒輪而獲得很大的傳動(dòng)比。在僅作為傳遞運(yùn)動(dòng)的行星齒輪傳動(dòng)中，其傳動(dòng)比可達(dá)到幾千。應(yīng)該指出，行星齒輪傳動(dòng)在其傳動(dòng)比很大時(shí)，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、體積小等許多優(yōu)點(diǎn)。（4）運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)。由于采用了數(shù)個(gè)結(jié)構(gòu)相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時(shí)，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動(dòng)的能力較強(qiáng)，工作較可靠。最常見(jiàn)的行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是 NGW 型行星傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。行星齒輪傳動(dòng)的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有 NGW、 NW、NN、WW、NGWN 和 N 等類型。按基本結(jié)構(gòu)的組成情況不同有 2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X 等類型。4行星齒輪傳動(dòng)最顯著的特點(diǎn)是：在傳遞動(dòng)力時(shí)它可進(jìn)行功率分流；同時(shí)，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設(shè)置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動(dòng)現(xiàn)已被人們用來(lái)代替普通齒輪傳動(dòng)，而作為各種機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對(duì)于那些要求體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)緊湊和傳動(dòng)效率高的航空發(fā)動(dòng)機(jī)、起重運(yùn)輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動(dòng)裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動(dòng)裝置，行星齒輪傳動(dòng)已得到了越來(lái)越廣泛的應(yīng)用，表 2-1 列出了常用行星齒輪傳動(dòng)的型式及特點(diǎn)：表 2-1 常用行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)類型及其特點(diǎn)性能參數(shù)傳動(dòng)形式 簡(jiǎn)圖 傳動(dòng)比 效率 最大功率/kW特點(diǎn)NGW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1.1BAXi3~13.7推薦2.8~9效率高，體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個(gè)工作條件，在機(jī)械傳動(dòng)中應(yīng)用最廣。單級(jí)傳動(dòng)比范圍較小，耳機(jī)和三級(jí)傳動(dòng)均廣泛應(yīng)用NW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）=1~5BAXi0 推薦7~210.97~0.99 不限效率高，徑向尺寸比 NGW型小，傳動(dòng)比范圍較 NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復(fù)雜，故| | 7 時(shí)BAXi?不宜采用NN（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）推薦值：=8~3BXEi0效率較低，一般為0.7～0.840?傳動(dòng)比打，效率較低，適用于短期工作傳動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂 X 從動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)比 | |大i于某一值后，機(jī)構(gòu)將發(fā)生自鎖WW（2Z-X負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)） =1.2BXAi~數(shù)千| |=1.2~BXAi5 時(shí)，效率可達(dá)0.9~0.7，5 以后.i隨| |增加徒降20?傳動(dòng)比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動(dòng)力傳動(dòng)。運(yùn)動(dòng)精度低也不用于分度機(jī)構(gòu)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂 X從動(dòng)時(shí)，| |從某一數(shù)值起i會(huì)發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動(dòng)比取值為=1.8~3，最佳值為 2，XABi5此時(shí)效率可達(dá) 0.9NGW（ Ⅰ）型（3Z）小功率傳動(dòng)BAEi500；?推薦：=20~BAEi1000.8~0.9 隨增加而下降短期工作120?，長(zhǎng)期工作10結(jié)構(gòu)緊湊，體積小，傳動(dòng)比范圍大，但效率低于NGW 型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪 A 輸出，當(dāng)||大于某一數(shù)值時(shí)會(huì)發(fā)生i自鎖NGWN（Ⅱ）型（3Z）=60~BAEi500 推薦：=64~3000.7~0.84隨 增bAEi加而下降短期工作120?，長(zhǎng)期工作10結(jié)構(gòu)更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動(dòng)方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動(dòng)自鎖情況同上2.2.2 確定行星齒輪傳動(dòng)類型根據(jù)上述設(shè)計(jì)要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動(dòng)比較大、工作環(huán)境惡劣等特點(diǎn)。故采用雙級(jí)行星齒輪傳動(dòng)?？倐鲃?dòng)比為：95.27min/3.2675??ri輸 出輸 入2Z-X 型結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)。選用由兩個(gè)2Z-X 型 NGW 嚙合方式的行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的雙級(jí)行星齒輪減速器較為合理，名義傳動(dòng)比可分為 , 進(jìn)行傳動(dòng)。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖 2-1 所示：16pi?24.p圖 2-1 傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖63 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 配齒計(jì)算根據(jù) 2Z-X 型行星齒輪傳動(dòng)比 的值和按其配齒計(jì)算公式，可得第一級(jí)傳動(dòng)的內(nèi)pi齒輪 ,行星齒輪 的齒數(shù)?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸，故選取第一級(jí)中心1b1c齒輪 數(shù)為 17 和行星齒輪數(shù)為 。根據(jù)內(nèi)齒輪a3pn???11bapiz????16785bz??根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數(shù)為11234cba?所求得的 適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動(dòng)。再考慮到其安裝條件為：ZC＝ C＝5112zab???整 數(shù)第二級(jí)傳動(dòng)比 為 4.66，選擇中心齒輪數(shù)為 23 和行星齒輪數(shù)目為 3，根據(jù)內(nèi)齒輪2pizb1＝ ??1iza?＝zb4.62384.1??對(duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整后，此時(shí)實(shí)際的 P 值與給定的 P 值稍有變化，但是必須控制在其傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為＝ ＋ ＝4.652i12zab其傳動(dòng)比誤差 ＝ ＝ ＝0.2%i?pi?4.652再考慮到其安裝條件，選擇 的齒數(shù)為 852zb根據(jù)同心條件可求得行星齒輪 c1 的齒數(shù)為＝ ﹙ － ﹚／ 2＝311zcb1za實(shí)際傳動(dòng)比為 ＝ ＋ ＝4.696i1zab7其傳動(dòng)比誤差 ＝ ＝1%i?pi?3.2 初步計(jì)算齒輪的主要參數(shù)齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪 A1 和中心齒輪 A2，以及行星齒輪 C1 和 C2均采用 20CrMnTi,這種材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨的齒輪及齒面較寬的齒輪 ,故且滿足需要。齒面硬度為 58-62HRC，根據(jù)圖二可知，取=1400 , =350 ,中心齒輪加工精度為六級(jí)，高速級(jí)與低速級(jí)limH?2NlimF?2N的內(nèi)齒輪均采用 42CrMo,這種材料經(jīng)過(guò)正火和調(diào)質(zhì)處理，以獲得相當(dāng)?shù)膹?qiáng)度和硬度等力學(xué)性能。調(diào)質(zhì)硬度為 217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取=780 , =420 輪 B1 和 B2 的加工精度為 7 級(jí)。li2li23.2.1 計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù) m按彎曲強(qiáng)度的初算公式，為 1132liAFPaTKYmdz????現(xiàn)已知 ＝17, =3401aZm2N中心齒輪 a1 的名義轉(zhuǎn)矩為：11 759549434.8PTmn????取算式系數(shù) ，按表 6-6 取使用系數(shù) ; 按表 6-4 取綜合系數(shù) =1.8;取2.mK1.5AK?fk?接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) ，由公式可得2hpk；由表查得齒形系數(shù) ；由表查????1.61.621.3fphpk??????12.67faY?的齒寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) m 為0.8d?324.571. 4.0173m?????取齒輪模數(shù)為 ?83.2.2 計(jì)算低速級(jí)的齒輪模數(shù) m按彎曲強(qiáng)度的初算公式，計(jì)低速級(jí)齒輪的模數(shù) m 為1132liAFPaTKYmdz????現(xiàn)已知 ＝23， =420 。中心齒輪 a2 的名義轉(zhuǎn)矩 =m2N 2aT???1xa??6324.819.???取算式系數(shù) ，按表 6-6 取使用系數(shù) ; 按表 6-4 取綜合系數(shù)mk1.5ak?=1.8;取接觸強(qiáng)度計(jì)算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù) ，由公式可得f? 1.2hp；由表查得齒形系數(shù) ；由表查的齒????1.61.621.3fphp???????1.4faY?寬系數(shù) ；則所得的模數(shù) 為0d?6.07mm3948.5412.6230m??取齒輪模數(shù)為 m?3.3 嚙合參數(shù)計(jì)算3.3.1 高速級(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中 ， 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 a1 為1ac?1b????11 4730222acacmz??????11 851bcbc??3.3.2 低速級(jí)在兩個(gè)嚙合齒輪副中 ， 中，其標(biāo)準(zhǔn)中心距 a2 為2ac?2b????22116316acbcmz?????22 52bcbc??由此可見(jiàn)，高速級(jí)和低速級(jí)的標(biāo)準(zhǔn)中心距均相等。因此該行星齒輪傳動(dòng)滿足非變9位的同心條件, 但是在行星齒輪傳動(dòng)中，采用高度變位可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量[2]；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其載荷能力。由于嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位 ，大齒輪采用負(fù)變位 。內(nèi)??10x???20x?齒輪的變位系數(shù)和其嚙合的外齒輪相等，即 ， 型的傳動(dòng)中，當(dāng)傳動(dòng)比2?zA?時(shí)，中心齒輪采用正變位，行星齒輪和內(nèi)齒輪采用負(fù)變位，其變位系數(shù)關(guān)系為4baxi?。0ca???3.3.3 高速級(jí)變位系數(shù)確定外齒輪副的變位系數(shù)，因其高度變位后的中心距與非變位的中心距不變，在嚙合角仍為 ， 根據(jù)表選擇變位系數(shù)102a??125z???.35x.3bx?0.315cx?3.3.4 低速級(jí)變位系數(shù)因其嚙合角仍為 根據(jù)表選擇變位系數(shù)162a??1254z???20.15ax?0.b?0.1cx?3.4 幾何尺寸的計(jì)算對(duì)于雙級(jí)的 型的行星齒輪傳動(dòng)按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計(jì)算，各齒輪副的2xA幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果如下表：3.4.1 高速級(jí)項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑1dmz?268d?2336d?240103.4.2 低速級(jí)項(xiàng)目 計(jì)算公式 齒輪副1ac?齒輪副1bc?分度圓直徑 1dmz?238d?2686d?250外嚙合??112amdxh???2178.52ad?4b頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合2a?3a?????21afmc??插 齒 14.8b?23a外嚙合1fdxh212f????160.5fd?2348f齒根圓直徑 f內(nèi)嚙合fa??202?插 齒 123.48f?50f113.4.3 插齒刀齒根圓直徑的計(jì)算已知模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 18，變位系數(shù)為4m?，試求被插齒的內(nèi)齒輪 ， 的齒圓直徑。??0.1x中 等 磨 損 程 度 1b2齒根圓直徑 按下式計(jì)算，即2fd??20fad???插 齒——插齒刀的齒頂圓直徑0a——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距2???00aomaoxzh????4182.3582.m???高速級(jí)： 2fd?.40低速級(jí)：選擇模數(shù) ，盤形直齒插齒刀的齒數(shù)為 176m00aoaoxz??????1726.518.2???﹙填入表格﹚22f ?8.38.m3.5 裝配條件的驗(yàn)算對(duì)于所設(shè)計(jì)的雙級(jí) 2Z-X 型的行星齒輪傳動(dòng)應(yīng)滿足如下裝配條件3.5.1 鄰接條件外嚙合??112amadxh???2215.38ad?296齒頂圓直徑 1a內(nèi)嚙合a?23a?????1afmdc??插 齒 2196.a?308外嚙合1f xh212f a????124.38fd?69f齒根圓直徑 f內(nèi)嚙合f ??202fad?插 齒 169.2f?2348f12按公式驗(yàn)算其鄰接條件，即2sinacacpd???已知高速級(jí)的 ， 和 代入上式，則得14.8ac?10ac??3滿足鄰接條件14.820sin76.3m???將低速級(jí)的 ， 和 代入，則得92acd2ac?pn滿足鄰接條件96.si80.5?3.5.2 同心條件按公式對(duì)于高度變位有 2acbz?已知高速級(jí) ， 滿足公式則滿足同心條件。17a?34c85?已知低速級(jí) ， 也滿足公式則滿足同心條件。b3.5.3 安裝條件按公式驗(yàn)算其安裝條件，即得??1abpCzn??整 數(shù) ??2abpCzn??整 數(shù)（高速級(jí)滿足裝配條件）178534abp（低速級(jí)滿足裝配條件）26abpz??3.6 傳動(dòng)效率的計(jì)算雙級(jí) 2Z-X 型的基本行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的，故傳動(dòng)效率為122baxax??由表可得： 11bxaxp?????13221bxaxp?????3.6.1 高速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定1x在轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中，其損失系數(shù) 等于嚙合損失系數(shù) 和軸承損失系數(shù) 之和即:1x 1xm?1xn111xxxmn????其中 1ab——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xmb 11c——轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪 與行星齒輪 之間的嚙合損失1xa a可按公式計(jì)算即xmb?1xb122mfz??????????高速級(jí)的外嚙合中重合度 =1.584,則得:1xma12.486mf????????式中 ——齒輪副中小齒輪的齒數(shù)1z——齒輪副中大齒輪的齒數(shù)2——嚙合摩擦系數(shù)，取 0.2mf=0.0411xa?12.4860.743?????????內(nèi)外嚙合中重合度 =1.864,則得?1xmb122.96mfz??????=0.00801xb.0.43???即得 =0.041+0.008=0.049, 1xm?16.049.57bax?????143.6.2 低速級(jí)嚙合損失系數(shù) 的確定2x?外嚙合中重合度 =1.627?= =0.0372xma?12.54mfz????????1.540.234????????內(nèi)嚙合中重合度 =1.858=0.0192xma12.97mf????????1.970.239?????????即得 =0.037+0.019=0.056, 2xm?2410.56.bax??則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為:= =122baxax??0.95.?0974傳動(dòng)效率高滿足短期間斷工作方式的使用要求。3.7 齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算，大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大 值均小于其H?相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力 ，即Hp?p??3.7.1 高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)，原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊[8] 。故選 為 1.5, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖擊[9]。故選 為 1.8aKaK（1）動(dòng)載荷系數(shù) v考慮齒輪的制造精度，運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)輪齒內(nèi)部附加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，查表可得=1.108v（2）齒向載荷分布系數(shù) H?考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，該系數(shù) 主要與HK?15齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關(guān)。查表可得 ，??1HbK??????1.2b??3H?則 .23.6（3）齒間載荷分配系數(shù) 、HakF齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關(guān)。查表可得 =1 ， =1HakFa（4）行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) Hp考慮在各個(gè)行星齒輪間載荷分配不均勻?qū)X接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂 X 和齒輪及箱體精度，齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)等因素有關(guān)。查表取 =1.4Hpk（5）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Hz考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。根據(jù) ，取 為 2.4952cosintaHtz???Hz（6）彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得 為 189.80? eZ（7）重合度系數(shù) ?考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷 的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系：tbF，故取 0.89743aZ???（8）螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取 為 1cos???（9）最小安全系數(shù) ，minHSinF考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應(yīng)根據(jù)重要程度，使用場(chǎng)合16等。取 =1minHS（10）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí)，它與一對(duì)相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑有關(guān)。取 =1.039， =1.0851NtZ2Nt（11）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.987, =0.991LZVR（12）齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wZx考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)調(diào)質(zhì)剛的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選 =1， =1wxZ根據(jù)公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力 [10]，即：HP?中心齒輪 a1 的 =1422minlNtLVRWXHpZS?? PaM行星齒輪 c1 的 =1486inltLp a外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中 ，12H??110AUHaPHK???01t EubFZd???經(jīng)計(jì)算可得 2987PaHM?則 ， 滿足接觸疲勞強(qiáng)度條件。14p?221486H???Pa3.7.2 高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核（1）名義切向力 tF已知 ， =3 和 =153mm,則得235.aNmT?pnad?172002351960atP NTFnd????使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。aKv（2）齒向載荷分布系數(shù) F?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 ??1FbFK??????由圖可知 =1， ，則 =1.311F?1.4b??（3）齒間載荷分配系數(shù) Fa齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.1（4）行星齒輪間載荷分配系數(shù) Fp行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算K??1.621.3Fp????（5）齒形系數(shù) faY查表可得， =2.421, =2.6561f 2fa（6）應(yīng)力修正系數(shù) s查表可得 =1.684, =1.5771sa2a（7）重合度系數(shù) Y?查表可得 10.7538???（8）螺旋角系數(shù) ?（9）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f?=18711tFaAVFaFPFbmYK????? PaM=18922ta a???a（10）計(jì)算許用齒根應(yīng)力 Fp?minFSTNtrelTRrlXpYs???18已知齒根彎曲疲勞極限 =400minF?2N查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如iSSTYNrelT?RrelTYx下：查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù)0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1， 1rel?20.95relTY??相對(duì)齒根表面狀況系 =1.043??.1.674.RrelTz???=1.043??0.121.6740.529RrelTz???許用應(yīng)力 694 , 1Fp?PaM247Fp?Pa因此 ； ， a-c 滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。??2F?3.7.3 高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似。選擇 =1.272， =1.189, =189.8, =1, =2.495, =1.098, =0.844，vKH?Z?hHaKZ?=1.095, =1.151, =1, =1, =0.987, =0.974, 1NZ2N1L2L1V2V=0.991, =0.982, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1R1W2W1XminHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=16771minlNtLVRXHpZS?? paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1 的接觸許用應(yīng)力=6411minlNtLVRWXHp pa而 = =39612??10AUHaHPHK?pa則 641 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。H?pa193.7.4 低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核（1）選擇使用系數(shù) aK原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊。故選 為 1.6, 工作機(jī)的環(huán)境惡劣，屬于嚴(yán)重沖a擊。故選 為 1.8a（2）動(dòng)載荷系數(shù) v0.251349Vk???????????（3）齒向載荷分布系數(shù) HK?=1.229??1Hb?????（4）齒間載荷分配系數(shù) 、HakF查表可得 =1.021 =1.021Ha（5）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) z取 =2.4952cosintaHtz???（6）彈性系數(shù) eZ考慮材料彈性模量 E 和泊松比 對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得 為 189.80? eZ（7）重合度系數(shù) ?考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷 的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)tbF，故取 0.88943aZ???（8）螺旋角系數(shù) ?考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。 ，取 為 1cosZ???計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力 代人參數(shù)110AUHaHPHK???=145112H?paM20（9）最小安全系數(shù) ，minHSinF取 =1minH（10）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NtZ取 =1.116， =1.1171NtZ2Nt（11）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) ， ，LVR齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得 =1， =0.958, =0.996LVZR（12）齒面工作硬化系數(shù) ，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)wZx選 =1， =1wZx計(jì)算許用接觸應(yīng)力=1770 ﹙中心齒輪 a2﹚1minlNtLVRWXHpS?? paM=1525 ﹙行星齒輪 c2﹚ 2inltLVRXpHZpa接觸強(qiáng)度校核： 1451 ﹤ ﹙滿足接觸強(qiáng)度校核﹚12H?2H?3.7.5 低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核（1）名義切向力 tF已知 ， =3 和 =276mm,則得623.47aNmT?pnad?001623.47862tPa Nnd???使用系數(shù) ，和動(dòng)載系數(shù) 的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。Kv（2）齒向載荷分布系數(shù) F?齒向載荷分布系數(shù) 按公式計(jì)算，即 ??1FbFK??????由圖可知 =1， ，則 =1.229F?1.29b??（3）齒間載荷分配系數(shù) Fa21齒間載荷分配系數(shù) 可查表 =1.021FaKFa（4）行星齒輪間載荷分配系數(shù) p行星齒輪間載荷分配系數(shù) 按公式計(jì)算F??1.621.3Fp????（5）齒形系數(shù) faY查表可得， =2.531, =2.5841f 2fa（6）應(yīng)力修正系數(shù) s查表可得 =1.630, =1.5901sa2a（7）重合度系數(shù) Y?查表可得 10.7518???（8）螺旋角系數(shù) ?（9）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 f?=39611tFaAVFaFPFbmYK????? PaM=39422ta a???a（10）計(jì)算許用齒根應(yīng)力 Fp?minFSTNtrelTRrlXpYs???已知齒根彎曲疲勞極限 =400minF2查得最小安全系數(shù) =1.6,式中各系數(shù) ， ， ， 和 取值如i STYNrelT?RrelTYx下查表 =2， = =1STYNT壽 命 系 數(shù)0.2631L???????查表齒根圓角敏感系數(shù) =1，1rel?2relTY??相對(duì)齒根表面狀況系22=1.043??0.11.6740.529RrelTzY???=1.0430.12rel許用應(yīng)力 674 , 1Fp?PaM248Fp?Pa因此 ； ， a2-c2 滿足齒根彎曲強(qiáng)度條件。??2F?3.7.6 低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副中彎曲強(qiáng)度校核可以忽略，主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度相似[11]。選擇 =1.051， =1.213, =189.8, =1, =2.495, vKH?Z?? hZ=1.098, =0.844HaZ?=1.192, =1.261, =1, =1, = 0.958, =0.912, 1N2N1L2L1V2V=0.996, =0.992, =1.153, =1.153, =1, =1, =1R1RWW1XminHS計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為=17821minlNtLVRXHpZS?? paM計(jì)算內(nèi)齒輪 c1 的接觸許用應(yīng)力：=6651minlNtLVRWXHp pa而 = =65212??10AUHaHPHK?pa則 652 得出結(jié)論：滿足接觸強(qiáng)度的條件。H?pa4 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算行星齒輪減速器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：行星輪軸承安裝在行星輪內(nèi)，行星軸固定在轉(zhuǎn)臂的行23星輪軸孔中；輸出軸和轉(zhuǎn)臂通過(guò)鍵聯(lián)接其支承軸承在減速器殼體內(nèi)，太陽(yáng)輪通過(guò)雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接，以實(shí)現(xiàn)太陽(yáng)輪浮動(dòng)。太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理如圖 4-1 所示：圖 4-1 太陽(yáng)輪浮動(dòng)原理4.1 行星軸設(shè)計(jì)4.1.1 初算軸的最小直徑在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，每個(gè)行星輪軸承受穩(wěn)定載荷 ，當(dāng)行星輪相對(duì)于轉(zhuǎn)臂KNFt862??對(duì)稱布置時(shí)，載荷 則作用在軸跨距的中間。取行星輪與轉(zhuǎn)臂之間的間隙 ，tF m5.2??則跨距長(zhǎng)度 。當(dāng)行星輪軸在轉(zhuǎn)臂中的配合選為 H7/h6 時(shí)，mbl 475220????就可以把它看成是具有跨距為 的雙支點(diǎn)梁。當(dāng)軸較短時(shí)，兩個(gè)軸承幾乎緊緊地靠著，0l因此，可以認(rèn)為軸是沿著整個(gè)跨度承受均布載荷 （見(jiàn)圖 4-2） 。0/lFqt?圖 4-2 行星輪軸的載荷簡(jiǎn)圖危險(xiǎn)截面（在跨度中間）內(nèi)的彎矩N.m=1538N.m81762802??lFqMt行星輪軸采用 40Cr 鋼,調(diào)質(zhì) MPa，考慮到可能的沖擊振動(dòng)，取安全系數(shù)40s??;則許用彎曲應(yīng)力 MPa=176MPa,故行星輪軸直徑5.2?S??)5.2/(/bS24??mMdb 85.2176532330 ??????取 8.0其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。4.1.2 選擇行星輪軸軸承在行星輪內(nèi)安裝兩個(gè)軸承，每個(gè)軸承上的徑向載荷 rFN=1614KN20tan8620tan????rF在相對(duì)運(yùn)動(dòng)中，軸承外圈以轉(zhuǎn)速=463.6430178.?caHcznminrinr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d5.2?寸將受到限制，故初步選用單列深溝球軸承 6006 型，其參數(shù)為md30?D5B1?kN kN （油?。?；.27rC2.0r 0limninr取載荷系數(shù) ；1pf當(dāng)量動(dòng)載荷 N=137N;14.??rFP軸承的壽命計(jì)算 h=7377h3306 )19720(6.)(?PCnLHch校核行星輪輪緣厚度 是否大于許用值：?= mmc??mDdcf 5.22)(in???式中 行星輪模數(shù)（mm）mmm??.74.13min????c=35.712 =12.5mmci?滿足條件 。??min254.2 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì)輸入功率 轉(zhuǎn)速 175Pkw?1735/minnr?輸出功率 輸出轉(zhuǎn)速 268.026./i4.2.1 輸入軸設(shè)計(jì)（1）初算軸的最小直徑由下式 30nPAd?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)表 4-2 查得 。0A表 4-2 軸常用幾種材料的 及 值??T?0A軸的材料 Q235-A、20Q275、35（ 1Cr18Ni9Ti）45 40Cr、35SiMn38SiMnMo/??T?PaM15~25 20~35 25~45 35~550A149~126 135~112 126~103 112~97查表取 =112，得 mnPd34.5271330min ???輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開(kāi)有鍵槽，軸頸增大 3%~5%。故 ]9.45[in，其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。（2）選擇輸入軸軸承(1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)估算所得直徑，輪彀寬及安裝情況等條件，軸的結(jié)構(gòu)尺寸可進(jìn)行草圖設(shè)計(jì)。該軸中間一段對(duì)稱安裝一對(duì)深溝球軸承 6213 型，其尺寸為，可畫(huà)出輸入軸草圖（如附圖 03） 。mBDd20165???軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為N N （油?。?；2.83rC8.630r5li?ninr26取載荷系數(shù) ；2.1?pf當(dāng)量動(dòng)載荷 N=3873N;328.?rFP軸承的壽命計(jì)算 h=1258h700h306 )8720(16)(??PCnLah故該對(duì)軸承滿足壽命要求。4.2.2 輸出軸設(shè)計(jì)（1）初算軸的最小直徑在三個(gè)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，在輸出軸軸端安裝膜片盤式聯(lián)軸器時(shí)，則輸出軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)只承受轉(zhuǎn)矩。輸出軸選用 42CrMo合金鋼，其許用剪切應(yīng)力 MPa，即求出輸出軸伸出端直徑??45??（2）輸出軸的設(shè)計(jì)與校核 mnPAd7.13.26081330min??輸入軸的最小直徑安裝法蘭，該截面處開(kāi)有鍵槽，軸頸增大 3%~5%。故 ]45[in，其實(shí)際尺寸將在選擇軸承時(shí)最后確定。（3）選擇輸出軸軸承由于輸出軸的軸承不承受徑向工作載荷（僅承受輸出轉(zhuǎn)臂裝置的自重） ，所示軸承的尺寸應(yīng)由結(jié)構(gòu)要求來(lái)確定。輸出軸端，軸頸 mm。1602?d由于結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，輸出軸軸承須兼作轉(zhuǎn)臂軸承。為了太陽(yáng)輪安裝方便，使太陽(yáng)輪能通過(guò)轉(zhuǎn)臂輪轂中的孔，故輪轂孔的直徑應(yīng)大于太陽(yáng)輪的齒頂圓直徑 =17mm。??ad故按結(jié)構(gòu)要求選用特輕系列單列深溝球軸承 6237 型，其尺寸為，可畫(huà)出轉(zhuǎn)臂草圖（如附圖 03） 。mBDd402815???軸承的壽命計(jì)算 其參數(shù)為kN kN （油?。?；rC0r3li?ninr取載荷系數(shù) ；2.1pf