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1、全套圖紙加扣 3012250582 太原理工大學陽泉學院太原理工大學陽泉學院 畢畢 業(yè)業(yè) 論論 文文 畢業(yè)生姓名 ： 專業(yè)： 10 機制本 學號 ： 指導教師 所屬系（部） ： 機電系 二二一四年五月一四年五月 全套圖紙加扣 3012250582 I 太原理工大學陽泉學院太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)論文評閱畢業(yè)論文評閱 題目：題目： NGW 行星齒輪減速器設計及輸入軸的工藝設計行星齒輪減速器設計及輸入軸的工藝設計 機電機電系系 機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化專業(yè)專業(yè) 姓名姓名 設計時間：設計時間：2014 年年 3 月月 18 日日2014 年年 5 月月 12 日日 評閱意見：評

2、閱意見： 成績：成績： 全套圖紙加扣 3012250582 II 指導教師：指導教師： （簽（簽 字）字） 職職 務：務： 200 年年 月月 日日 太原理工大學陽泉學院太原理工大學陽泉學院 畢業(yè)論文答辯記錄卡畢業(yè)論文答辯記錄卡 機電系系 機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化 專業(yè)專業(yè) 姓名姓名 答答 辯辯 內(nèi)內(nèi) 容容 問問 題題 摘摘 要要評評 議議 情情 況況 記錄員：記錄員： （簽（簽 全套圖紙加扣 3012250582 III 名）名） 成成 績績 評評 定定 指導教師評定成績指導教師評定成績答辯組評定成績答辯組評定成績綜合成績綜合成績 注：評定成績?yōu)樽ⅲ涸u定成績?yōu)?100 分

3、制，指導教師為分制，指導教師為 30%，答辯組為，答辯組為 70%。 專業(yè)答辯組組長：專業(yè)答辯組組長： （簽名）（簽名） 200 年年 月月 日日 太原理工大學陽泉學院太原理工大學陽泉學院-畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書 前前 言言 通過對現(xiàn)有減速器的改進或創(chuàng)新，抑或研發(fā)更新型的減速器，通過提高機構性能， 拓展新的使用范圍，來解決目前生活和生產(chǎn)上所遇到的一些實際問題。來滿足生產(chǎn)上 的要求，提高效率，使的效益和利潤得到提高。并且，對目前嚴重的資源浪費現(xiàn)象， 尤其是能源浪費可以起到十分巨大的緩解，技術的提高帶來的是更高的效率和更合理 的運轉方式。齒輪減速器是各種機器中廣泛采用的重要部件，其主要功能是

4、減速增力 （降低轉速度，增大扭矩） ?，F(xiàn)有的行星減速器具有結構緊湊、重量輕、體積小、傳動 比大及效率高等特點。目前，高速漸開線行星齒輪傳動機構所傳遞的功率已經(jīng)達到 11000KW，輸出轉矩已達。本設計目的在于熟悉并掌握組合式行星齒輪減MKN 2400 速器的設計方法。 因此，減速器的發(fā)展前景還是十分光明的，由于本課題所研究的減速器在生活生 產(chǎn)中應用范圍極其廣泛，因此，能夠順利的解決本類型機械在生產(chǎn)設計上的種種設計 問題，優(yōu)化在使用和配合上的不利因素，必將能夠為生產(chǎn)力的發(fā)展起到極大的推動作 用，為機械生產(chǎn)所涉及的各個行業(yè)帶來長足的進步和巨大的發(fā)展動力提供先進的技術 先決條件。故而，對本課題的研究

5、還是有著重大意義的。 目前對 NGW 型行星減速器的研究已經(jīng)十分的完善，達到了一個非常合理和完備的 高度，研究體系和研究結論都十分值得我們借鑒和學習。本課題就是在目前研究的基 礎上，對 NGW 行星減速器的使用方案進行一次設計，使其在工作生產(chǎn)中得到更廣泛的 應用，也是對目前研究現(xiàn)狀的一次檢驗和發(fā)展，更是對現(xiàn)有知識的一次生動的應用和 鑒定。 太原理工大學陽泉學院太原理工大學陽泉學院-畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書 1 目目 錄錄 總體設計方案設計.7 1. 總體方案的選擇和確定.7 2. 設計計算.7 2.1 行星輪的結構設計與計算.7 2.1.1 選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖.7 2.1.

6、2 行星輪傳動的配齒計算.8 2.1.3 初步計算齒輪的主要參數(shù).8 2.1.4 裝配條件的驗算.10 2.1.5 傳動效率的計算.11 2.1.6 減速器的潤滑和密封.15 2.1.7 齒輪強度驗算.15 2.2 行星架的結構設計與計算.22 2.2.1 行星架的結構設計.22 2.2.2 行星架的結構計算 .23 2.3 齒輪聯(lián)軸器的結構設計和計算.23 2.4 軸的結構設計與計算.25 2.4.1 輸入軸的結構設計與計算.25 2.4.2 輸出軸的設計計算.26 2.5 鑄造箱體的結構設計計算.28 3. 使用說明書.29 3.1 安裝使用.29 3.2 維修保養(yǎng).29 4.輸入軸的工藝

7、設計.30 4.1 零件的分析.30 4.1.1 零件的圖樣分析.30 4.1.2 零件的工藝分析.30 4.2 工藝規(guī)程設計.31 4.2.1 確定毛坯的制造形式.31 4.2.2 基面的選擇.31 4.3 制定工藝路線.31 4.3.1 工藝路線方案一.31 4.3.2 工藝路線方案二.32 4.3.3 工藝路線方案三.33 4.4 機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定.33 4.4.1 機械加工余量的確定.33 4.4.2 毛皮尺寸的確定.34 全套圖紙加扣 3012250582 2 4.5 確定切削用量及基本工時.35 結論.44 致 謝.45 參考文獻.46 中文翻譯.47 英文原

8、文.53 全套圖紙加扣 3012250582 3 摘摘 要要 本設計是 NGW 行星減速器的結構設計，用來傳遞兩軸之間的運動和動力，并實現(xiàn)較 大的傳動比。對齒輪與中心輪組合的受力狀況分析時，應引入不均載系數(shù)根據(jù)傳動，工 作扭矩，載荷，根據(jù)轉速要求計算出齒輪的齒數(shù)，模數(shù)，分度圓直徑，計算出傳動齒的 齒厚，齒面硬度，選擇齒形，根據(jù)上述要求選定達到此要求的材料，并且做出經(jīng)濟效益 最好的選擇，再根據(jù)此材料的彈性影響系數(shù)，各傳動齒輪接觸疲勞強度極限，再對材料 的選擇正確與否做出校核，并且要滿足減速器的使用壽命要求，計算中心距，確定行星 輪系的周轉圓半徑及方向，得到各項數(shù)據(jù)后，依據(jù)設計要求結構大小，確定各

9、部件相對 位置，進入外箱體的設計，秉承體積最小，拆裝方便的原則，定好主軸位置，窺視孔， 潤滑口在箱體上的位置，便于維修判斷。 關鍵詞關鍵詞 行星齒輪；行星機構；傳動軸；強度校核 全套圖紙加扣 3012250582 4 Abstract This design is a bevel gear transmission with NGW planetary bodies in series, forming a combination of institutions, to transfer the two-axis intersection between the movement and mo

10、mentum and to achieve greater transmission ratio. Gear and center round the composition of the force analysis of the situation, should be introduced under the uneven transmission coefficient, the torque, load, in accordance with the requirements in order to speed the gear teeth, module, the circle d

11、iameter, calculated Drive Tooth tooth thick, tooth surface hardness, select profile, in accordance with the requirements of the selected material to this request, and make the best choice for cost-effective, then this material under the impact of the flexibility factor, the transmission gear contact

12、 fatigue limit , And the choice of materials to check whether or not correct, and to meet the requirements of the life of reducer, according to load and transmission torque spindle drive calculated the diameter and location, from the ICC to identify planets revolving round the circle of radius And d

13、irection, and specify the round of the direction of rotation, get the data, based on the design requirements of size, determine the relative position of components into the box, the design is home to the smallest, to facilitate entry to the principle of the spindle good location, Peep hole, I lubric

14、ation in the box on the location, ease of main In addition to gear, the work load of other bear parts such as the axis, keys, the bearings, also had a design Reducer a flange-box structure to meet the conditions for the installation of the working environment.for high-speed cone gear trans mission i

15、n order to achieve commutation. As power, drive more, on this bevel gear designed to ramp bevel gear. Low level used to further increase NGW planetary transmission ratio, NGW planetary bodies can convey more power and the realization of the larger transmission ratio, used in the design of the spur g

16、ear. 全套圖紙加扣 3012250582 5 選題背景選題背景 在日常生產(chǎn)和生活中，減速器的應用十分的廣泛，大至各種大型生產(chǎn)機械，例如， 各種機床，車床，礦山機械等，小至生活中常見的汽車，輪船等，都要應用到減速器。 由于減速器對我們生活和生產(chǎn)有著巨大的影響，因此如何提升他的性能，改良他的構造， 發(fā)展他的用途有著十分積極和有利的意義。生產(chǎn)開創(chuàng)研究的意義，研究推動生產(chǎn)的發(fā)展。 任何研究和發(fā)明都是基于人們生產(chǎn)和生活中的需求，本課題也不例外，也是來自于生產(chǎn) 和生活實踐中的需求。 本課題解決關鍵在于減速器內(nèi)部結構及各主要零件的設計，要明確本減速器的使用 范圍和工作要求，如何合理合適的分配傳動比。對行

17、星齒輪與中心輪組合的受力狀況分 析，引入不均載系數(shù)根據(jù)傳動，工作扭矩，載荷，根據(jù)級數(shù)轉速要求計算出齒輪的齒數(shù)， 模數(shù)，分度圓直徑，計算出傳動齒的齒厚，齒面硬度，選擇齒形，根據(jù)上述要求選定達 到此要求的材料，并且做出經(jīng)濟效益最好的選擇，再根據(jù)此材料的彈性影響系數(shù)，各傳 動齒輪接觸疲勞強度極限，再對材料的選擇正確與否做出校核，并且要滿足減速器的使 用壽命要求，根據(jù)載荷和傳動扭矩計算傳動主軸的直徑及定位，計算中心距，確定行星 輪系的周轉圓半徑及方向，并指定輪系的旋轉方向，設計要求結構大小，確定各部件相 對位置，進入外箱體的設計，如何要求體積最小，拆裝方便，定好主軸位置，窺視孔， 潤滑口在箱體上的位置

18、，便于維修判斷，并選擇密封方式，并且要考慮到運輸和裝吊便 捷，吊耳位置要設計合理，要能承受機構本身重量，減速器固定問題可由實際情況來決 定如何選擇，如此則大致即可完成，也是本設計中應解決的各項問題 通過對現(xiàn)有減速器的改進或創(chuàng)新，抑或研發(fā)更新型的減速器，通過提高機構性能， 拓展新的使用范圍，來解決目前生活和生產(chǎn)上所遇到的一些實際問題。來滿足生產(chǎn)上的 要求，提高效率，使的效益和利潤得到提高。并且，對目前嚴重的資源浪費現(xiàn)象，尤其 是能源浪費可以起到十分巨大的緩解，技術的提高帶來的是更高的效率和更合理的運轉 方式。由于本課題所研究的減速器在生活生產(chǎn)中應用范圍極其廣泛，因此，能夠順利的 全套圖紙加扣 3

19、012250582 6 解決本類型機械在生產(chǎn)設計上的種種設計問題，優(yōu)化在使用和配合上的不利因素，必將 能夠為生產(chǎn)力的發(fā)展起到極大的推動作用，為機械生產(chǎn)所涉及的各個行業(yè)帶來長足的進 步和巨大的發(fā)展動力提供先進的技術先決條件。故而，對本課題的研究還是有著重大意 義的。 國內(nèi)外減速器及各類型及型號的齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一 種不可缺少的機械傳動裝置。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已 生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。在航空航天事業(yè)，醫(yī)療事業(yè)、生物工程事業(yè)、 機器人研究制造等領域中，微型發(fā)動減速聯(lián)體機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制 的分子發(fā)動機的尺寸在納米

20、級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。 當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國 外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢， 減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量 問題，也未解決好，并且目前超小型的減速器的研究成果也尚不明顯。 全套圖紙加扣 3012250582 7 總體設計方案設計總體設計方案設計 1. 總體方案的選擇和確定總體方案的選擇和確定 根據(jù)本減速器的設計要求，減速是將原動機的輸入轉矩傳遞放大，并且將轉速降低 的裝置，電動機的初始轉矩經(jīng)由輸入軸輸入該行星減速器，經(jīng) N

21、GW 行星輪系達到減速 要求的轉矩輸出。了解此系統(tǒng)的工作原理后，確定出以下設計方案步驟： 行星齒輪傳動的主要受力構件有中心輪、行星齒輪、行星輪軸及軸承、行星架等。為 了進行齒輪、輸入軸、輸出軸、行星輪軸及強度計算，需分析行星齒輪傳動中各構件受 力狀況。在分析中先假定行星齒輪受載均勻并略有摩擦力和自重的影響，因此，各構件 在輸入轉矩作用下處于平衡狀態(tài)，構件間的作用力等于反作用力。但是，實際上由于各 種誤差的存在使各行星輪受載不均勻，因而在對其中任意一對行星齒輪與中心輪組合的 受力狀況分析時，需引入載荷不均勻系數(shù)。 2. 設計計算設計計算 2.1 行星輪的結構設計與計算行星輪的結構設計與計算 2.

22、1.1 選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)上述設計要求：給定傳動比、結構合理、緊湊。據(jù)各行星輪傳動類型的傳動比 和工作特點可知 2K-H 型結構緊湊，傳動比符合給定要求。其傳動簡圖如圖 2-1 所示。 、 圖中太陽輪 a 輸入，行星架 H 輸出，內(nèi)齒圈 b 固定。 圖 2-1 行星傳動的傳動簡圖 全套圖紙加扣 3012250582 8 2.1.2 行星輪傳動的配齒計算行星輪傳動的配齒計算 在確定行星輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有 關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還應考慮到與其承載能力有關的 其他條件。 在給

23、定傳動比的情況下，行星輪傳動的各輪齒數(shù)的確定方法有兩種：（一） 、計算法； （二） 、查表法。下面采用計算法來確定各輪齒數(shù)： 由公式 3-28（見參考文獻2）得 =-1=5.4-1=4.4 （2-1） a b z z p p i （一般取 38，在滿足的條件下為減小行星傳動的徑向尺寸中心輪 a 和行星輪p p i c 的尺寸應盡可能地小。 ） 由公式 3-29（見參考文獻2）得 （2-2） apab zizpz4 . 4) 1( 取=20 則。 a z88204 . 4 b z 根據(jù)同心條件可以求得行星輪的齒數(shù)： 由公式 3-30（見參考文獻2）得=34，圓整后取。 2 ab c zz z 3

24、4 c z 所以，行星輪傳動的各輪齒數(shù)分別為20，88，34。 a z b z c z 2.1.3 初步計算齒輪的主要參數(shù)初步計算齒輪的主要參數(shù) 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個：齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，齒頂高系數(shù)和頂隙系 數(shù)，在確定上述基本參數(shù)后，齒輪的齒形及幾何尺寸就完全確定了。 已知：，模數(shù)25 . 0 , 1,20,34,88,20 chzzz acba 5 . 2m 齒輪的幾何尺寸計算如下：（見參考文獻2） 全套圖紙加扣 3012250582 9 分度圓直徑： （2-3）50205 . 2 aa mzd 220885 . 2 bb mzd 85345 . 2 cc mzd 齒頂高：外嚙合

25、副 （2-4）ca5 . 2 aacaa mhhh 內(nèi)嚙合副: 5 . 2mhbc ac 285 . 2 mhhh aab 2 * Z 55 . 7 h 齒根高： （2-5）125 . 3 5 . 225. 1 mchh af 全齒高： （2-6） fa hhh 輪 a625. 5h 輪 b5h 輪 c625. 5h 齒頂圓直徑：輪 （2-7）a552 aaaaa hdd 輪 c902 accac hdd 輪 b25.2162 abbab hdd 齒根圓直徑： 輪 （ 2-8）a75.432 faf hdd 輪 b25.2262 fbf hdd 輪 c75.782 fcf hdd 基圓直徑：

26、輪 （2-9）a98.4620cos aba dd 輪 b bb d73.206 輪 c88.79 bc d 全套圖紙加扣 3012250582 10 中心距：副 （2-10）ca mzza ca )(2/15 .67 副 bc 5 . 67)(2/1mzza cb 齒頂圓壓力角：a 輪 （2-11）33.31arccos aa ba a d d c 輪 46.22arccos ab bb a d d b 輪 43.27arccos ac bc a d d 2.1.4 裝配條件的驗算裝配條件的驗算 在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配 有關的條件，即同心條件

27、、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與其承載能力有關 的其他條件。 （1）鄰接條件 由多個行星輪均勻?qū)ΨQ地布置在太陽輪和內(nèi)齒輪之間的行星傳動設計 中必須保證相鄰兩個行星輪齒頂之間不得相互碰撞，這個約束稱之為鄰接條件。 按公式（3-7） （見參考文獻2）驗算其鄰接條件，即 （2-12） p acac n ad sin2 , 式中 行星輪個數(shù)； p n a-c 嚙合副的中心距； ac a 行星輪的齒頂圓直徑。 ac d 已知代入上式可得 5 . 67,90 acac ad （2-13）91.116 3 180 sin 5 . 67290 即滿足鄰接條件。 （2）同心條件 對于 2K-H 型行星傳

28、動，三個基本構件的旋轉軸線必須重合于主軸線， 即由中心輪和行星輪組成的所有嚙合副實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 全套圖紙加扣 3012250582 11 按公式（3-8a） （見參考文獻2）驗算同心條件，即 （2-14） cbac aa 已知 5 . 67, 5 .67 cbac aa 即滿足同心條件。 （3）安裝條件 在行星傳動中，幾個行星輪能均勻裝入并保證中心輪正確嚙合應具備的 齒數(shù)關系和切齒要求，稱之為裝配條件。 按公式（3-20） （見參考文獻2）驗算安裝條件，即 c n zz p ba （整數(shù)） （2-15） 已知3,88,20 pba nzz 36 3 8820 p ba n

29、 zz 即滿足安裝條件。 2.1.5 傳動效率的計算傳動效率的計算 按照表 5-1（見參考文獻2）中所對應的效率計算公式計算： 按公式(5-36) （見參考文獻2）計算如下： m 對于嚙合副（a-c）: 齒頂圓壓力角 （2-16） 33.31arccos aa ba aa d d 43.27arccos ac bc ac d d （2-17）62. 1tantantantan 2 1 1 accaaa zz 對于嚙合副（c-b）: 齒頂壓力角： 43.27 ac 46.22 ab 全套圖紙加扣 3012250582 12 53 . 1 tantantantan 2 1 2 abbacc zz

30、根據(jù)公式（5-37） （見參考文獻2） 得 取1 . 0 m f （2-18）02 . 0 11 2 21 1- zz fm x cma 0097 . 0 11 2 21 2- zz fm x cmb 為小齒輪齒數(shù)，為大齒輪齒數(shù) 1 z 2 z (行星齒輪傳動中大都采用滾動軸承，摩擦損失很小故可忽略) （2-19）976 . 0 1 1 x mb x ma b xa p p 4 . 4 z z p a b 可見，該行星傳動的傳動效率較高，可滿足短期間斷工作方式的使用要求。 行星齒輪傳動功率分流的理想受力狀態(tài)由于受不可避免的制造和安裝誤差，零件變 形及溫度等因素的影響，實際上是很難達到的。若用最

31、大載荷 Fbtamax與平均載荷 Fbta之比 值 Kp來表示載荷不均勻系數(shù)，即 Kp=Fbtamax/Fbta Kp值在的范圍內(nèi)變化，為了減小載荷不均勻系數(shù)，便產(chǎn)生了所謂的均載機構。 pp nK1 均載機構的合理設計，對能否充分發(fā)揮行星傳動的優(yōu)越性有這極其重要的意義。 均載機構分為基本構件浮動的均載機構、采用彈性元件的均載機構和杠桿聯(lián)動式均 載機構。 在選用行星齒輪傳動的均載機構時，根據(jù)該機構的功用和工作情況，應對其提出如 下幾點要求。 （1）均載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好的補償制造和裝配誤差及零件的變形， 且使載荷分布不均勻系數(shù) K 值最小。 （2）均載機構的補償動作要可靠、均載效

32、果要好。為此，應使均載構件上所受的力較 全套圖紙加扣 3012250582 13 大，因此，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 （3）在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調(diào)整位移量補償行星齒輪傳動存在的 制造誤差。 （4）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動的 傳動性能。 （5）均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。 （6）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能，至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪 聲。 在本設計中采用了中心輪浮動的結構。太陽輪通過雙齒或單齒式聯(lián)軸器與高速軸相 聯(lián)實現(xiàn)浮動（如圖 2-2 所示） ，前者既能使行星輪間載荷分布均衡，又能使嚙合齒面沿

33、齒寛方向的載荷分布得到改善；而后者在使行星輪間載荷均衡過程，只能使太陽輪軸線 偏斜，從而使載荷沿齒寛方向分布不均勻，降低了傳動承載能力。這種浮動方法，因為 太陽輪重量小，浮動靈敏，結構簡單，易于制造，便于安裝，應用廣泛。 根據(jù) 2K-H（A）型行星傳動的工作特點、傳遞扭矩的大小和轉速的高低等情況對其進 行具體的結構設計。首先應該確定太陽輪 a 的結構，因為它的直徑 d 較小，所以輪 a 應 該采用軸齒輪的結構。因為在該設計中采用了中心輪浮動的結構因此它的軸與浮動齒輪 聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套制成一體或連接，且按該行星傳動的扭矩初步估算輸入軸的直 徑 da，同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件的拆

34、裝，通常將軸制成階梯形?？傊?滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造(詳見結構設計計 算)。 內(nèi)齒輪做成環(huán)形齒圈，在該設計中內(nèi)齒輪是用鍵在圓周方向上實現(xiàn)固定的。 行星輪通過兩個軸承來支撐，行星輪與行星軸作為一體，軸承選圓柱滾子軸承。 圖 2-2 齒輪聯(lián)軸器 全套圖紙加扣 3012250582 14 行星架的結構選用了剛性比較好的雙側板裝配式結構，與輸出軸法蘭聯(lián)接，為保證 行星架與輸出軸的同軸度，行星架時應與輸出軸配做，并且用兩個對稱布置得銷定位。 行星架靠近輸入軸的一端采用一個向心球軸承支撐在箱體上。 轉臂上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差 fa 可按公式（9-

35、1） （見參考文獻 2）計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距 a=67.5mm，則 mm a fa0368 . 0 1000 83 （2-20） 取 mfa 5 . 32 相對偏差m a 24 1000 5 . 4-3 各行星輪軸孔的孔距相對偏差的 1/2,即轉臂的偏心誤差 1 mex122/ 1 全套圖紙加扣 3012250582 15 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算，驗算其裝配條件， 且進行了結構設計之后，繪制該行星齒輪的傳動結構圖（即裝配圖） ，如上。 2.1.62.1.6 減速器的潤滑和密封減速器的潤滑和密封 （1）齒輪采用油池潤滑，常溫條件下潤滑油的粘度按表 7-2-81

36、選用（見參考文獻8） 。 （2）軸承采用飛濺潤滑，但每當拆洗重裝時，應注入適量的（約占軸承空間體積 1/3） 鈣鈉基潤滑脂。 （3）減速器的密封，減速器的剖分面，陷入式端蓋四周和視孔蓋等處應涂以密封膠。 2.1.7 齒輪強度驗算齒輪強度驗算 （1）校核其齒面接觸強度 確定使用系數(shù) KA 1 查表 6-7（見參考文獻2）得 KA=1.1(工作機均勻平穩(wěn)，原動機輕微沖擊的情況下)如帶式輸送機， 全套圖紙加扣 3012250582 16 確定動載荷系數(shù) KV 2 取功率 P=11.4KW, n=640min/r （2-21） min/51.118 4 . 41 640 1 r p n n a x m

37、in/49.521rnn xa 為轉臂轉速 x n 已知 d1=50mm,有公式（6-57） （見參考文獻2）得 （2-22） smsm nnd v x x /36 . 1 / 19100 11 為小齒輪轉速 1 n 計算動載荷系數(shù) kv由公式（6-58） （見參考文獻2）得 （2-23） B X v VA A k 200 取傳動精度系數(shù)為 7 即 c=7， B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248 所以 kv=1.218. 齒向載荷分布系數(shù) 3 FH KK , 因為該 2K-H 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于 1，所以 。1 f

38、h kk 齒間載荷分配系數(shù) 4 FH KK, 查表 6-9（見參考文獻2）得 1 . 1 FH KK 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 5 FPHP KK, 查圖 7-19（見參考文獻2）取 精度等級 7，硬齒面 全套圖紙加扣 3012250582 17 3 . 1 HP K 由公式 7-12 得（見參考文獻2）取 45. 1) 13 . 1 (5 . 11 FP k 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 6 H Z 查圖 6-9（見參考文獻2）得 05 . 2 H Z 彈性系數(shù) 7 E Z 查表 6-10（見參考文獻2）鋼-鋼 得 2 / 8 . 189mmNZE 重合度系數(shù) 8 Z 已知 a-c 副 ,b-c 副62

39、. 1 1 53 . 1 2 89 . 0 3 4 )( 1 Zca 91 . 0 3 4 )( 2 Zbc 螺旋角系數(shù) 9 Z 1cos Z （1）試驗齒輪的接觸疲勞極限 10 limH 查圖 6-14（a） （見參考文獻2）得 2 lim 1300Nmm H （2）最小安全系數(shù) minmin,FH SS 查表 6-11（見參考文獻2）得 6 . 1,25 . 1 minFmin SSH 全套圖紙加扣 3012250582 18 （3）接觸強度計算的壽命系數(shù) NT Z a-c：用表 6-13（見參考文獻2）得 （2-24） 9 1 10096 . 1 )(60tnnnN pxaL 查表 6-

40、12（見參考文獻2）得 （2-25）89 . 0 ) 102 ( 0191 . 0 1 6 1 L NTI N Z 8 12 1015. 2/ pLL unNN 91 . 0 102 0191 . 0 2 6 2 L NT N Z c-b：77 . 2 c b z z u 8 2 1049 . 2 )(60 ptxbL nnnN 8 2 1 1024 . 2 p L L n uN N 由表 6-12（見參考文獻2）得 91 . 0 102 0191 . 0 1 6 1 L NT N Z 91 . 0 102 0191 . 0 2 6 2 L NT N Z 潤滑油膜影響系數(shù) 11 RVL ZZZ

41、, 查圖 6-17（見參考文獻2）取; 1 L Z 查圖 6-18（見參考文獻2）取;94 . 0 V Z 查圖 6-19（見參考文獻2）取;95 . 0 R Z 齒面硬化系數(shù) 12 W Z 全套圖紙加扣 3012250582 19 給定硬度為 45-56HRC,取=1.0； W Z 尺寸系數(shù) 13 X Z 查表 6-15（見參考文獻2）得=1.05 X Z a-c 副：許用接觸應力 HP 由公式（6-54）見參考文獻2 （2-26） 6 . 849 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 齒面接觸應力由公式（6-53）見參考文獻2 H （2-27） 4 . 536 1

42、 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 齒寬 b 為 30mm 由公式（6-51）見參考文獻2 2 . 743 1101 HPHHUAHH KKKKK ,a-c 副滿足齒面接觸強度的要求。 HPH c-b 副：許用接觸應力 HP 07.859 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 齒面接觸應力 H （u 為傳動比）18.508 1 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 4 . 703 1101 HPHHUAHH KKKKK ,c-b 副滿足齒面接觸強度的要求。 HPH （2）校核其齒跟彎曲強度 彎曲強度計算中的切向力 Ft，使用系數(shù) KA和動載荷系數(shù) KV與接觸強度計算相同， 1 全套圖紙加扣 3012250582 20 即;218 . 1 , 1 . 1 VA KK 齒向載荷分布系數(shù) 2 F K =1; F K 齒間載荷分配系數(shù) 3 F K 查表 6-9（見參考文獻2）得 1 . 1 F K 齒形系數(shù) 4 Fa Y 查圖 6-22（見參考文獻2）得 053 . 2 Fa