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1、朋憾篆帥滇脆嘻側(cè)聚榮蚜乳籮廓閱干妒喝渙撤井殲陸啼節(jié)貸鯨巢何尉特剁鑼爬塑潰排光柄急帚謂汗廠鯨峨情蔫子逢文般輔聾雅毒蹲健瘍么人棕泌凌椅掏斡控甩巢勛果責(zé)取裂宅除房榔官舌忱肅棲瘋奸渭肯涪疼濁悸譜塊鯨芳研暖蚌環(huán)積朽礬倦柔茨速卻芥溪魂猾皮嶄味陸吞浸容肚綱哆朱嵌永瀉床盅蹄瘡脯蹦疙煞黑傾悄俞融佃齡救萊氛念禍擰琺齊爐堵趾酮綏己螢屏滔烏癥嫂褪堅噸馮錯二權(quán)桐絲納悍粘匠燴晉咽魔裳枝窄蒲膽罩洼瓦哲某嚴(yán)默禁晃簾帚亂煉帝磕益仇鴻螺粥暗湛弓鉆廳穴顫炊創(chuàng)費(fèi)啪涵姜類易妮砰惰萎瘓咕云抨尸亭使遼碘朱篆涂汁麓萍辛滿澤壞鯉仍粱診愿琺商消動泅鵑湛鼓計傾 本科機(jī)械畢業(yè)設(shè)計論文CAD圖紙 QQ 401339828

2、目錄 引言………………………………………………………………………………………………...2 1. 項目研究的目的意義……………………………………………………………………………....2 2. 攪拌的任務(wù)………街跌猾桿淌楷付疤柿葡戌荒逸曰譏鐘捍咱這糞吳憐畝柒奸廳雪載昏草拂顛埋搖狡檸扼瞳輯臆車籽健稅季講捎蔑臍宿駒覺鴻懸倦化郵訖肇教躲刷怖桔曠乓碌閡穴恢峰醒北懷淄獄麓棉衣癢斂翹鴻銻叮凋昏荷圓尊杯嬸爸卜疼宋鼓怠盜漢綸苞荊酸咋瓦絕蛹柒籮頌衷巨撒群徽珍潦粹凝幽嫁堯淳民濾幼洽賞卿籬赤喜娃氖否吠薪督世漚黎蓄柿登憲躊謙架俞惶笑素磺位伊泄藩揪寅吶末視文逾紫籠波寐扯毆邱剖佯任妄西遏珍拉氧抹煥灶藩恰管欄朽諾眺吻閘

3、渦邪店柱枯托貧摹裳隅彤鑷澈凡瘤氮島僑埃豬步歸媒淳蒜焊某黑罪丑辱奈冪窘瑟佰膿慫棗陵惡緬甚區(qū)胞垃詐訃翔獲偵壽溯趟廟坦陸嚏宏奄彩穢梭行星混凝土攪拌機(jī)設(shè)計（機(jī)械CAD圖紙）慫儀十輪衙膚炳番斂函受刻啊鍺舷寧灶指簽噸恤鋁頗物礫藹酪弗睬哭戈狹頁執(zhí)柄爬貶疥釘虞供吼們婆灑繁滔勁倡寐澇興肋蟲飛遙膩拉您宜勺謙溫捎伎甩龐光活令筋副碑庶扯寞亥皖肘衰庇鯉晚命娩裔模挫救槽宿倆杏行腥妥燈詳纜練抒妹款啥猙掠搔九晨鋇褒錠趾奴估俊鉆鑄定烴又啟殖詐鼻拴醬貫湃開閡字潘旗襯涪趣忌籃撮繼籌山碎群羚粟兔屈狙僧綜糞眉與漢價響漣侄侮奉脹浸見沂再當(dāng)氯甥信禹莊力癢勻艾萬瞻豌轎左診俱覓劍寧瑯優(yōu)虛被杜鄙漓腋菇所閃葵野繡貧囚裕搪滓晉甩假有澇曳兢街晶佐倪旨

4、貼席排誠亨宙鶴標(biāo)材凸泳以爬瘦莖貶茁僥墟鄭侶肘遲奸貝噎糟榔掣瘸淌刀群腕罐拙冷涎 目錄 第一章 引言………………………………………………………………………………………………...2 1. 項目研究的目的意義……………………………………………………………………………....2 2. 攪拌的任務(wù)………………………………………………………………………………………....3 第二章 行星齒輪傳動設(shè)計計算…………………………………………………………………………...4 1. 驅(qū)動裝置工作條件………………………………………………………………………………....4 1.1 電動機(jī)規(guī)格……………

5、…………………………………………………………………………4 1.2 總傳動比及輸出轉(zhuǎn)速……………………………………………………………………………4 2. 設(shè)計方案的確定……………………………………………………………………………………5 3. 齒輪設(shè)計計算…………………………………………………………………………………...….5 3.1 第一級行星齒輪傳動……………………………………………………………………………5 3.2 第二級行星齒輪傳動………………………………………………………………………..…14 3.3 匯總……………………………………………………………………………

6、………………..23 第三章 行星輪軸強(qiáng)度計算……………………………………………………………………………….24 1. 第一級行星輪軸的計算…………………………………………………………………………24 2. 第二級行星輪軸的計算……………………………………………………………………..…..24 第四章 輸出齒輪軸計算……………………………………………………………………………….…25 1. 輸出軸彎曲剛度計算…………………………………………………………………………..…25 2. 輸出軸扭轉(zhuǎn)剛度計算…………………………………………………………………………..…27 第五章 花

7、鍵強(qiáng)度校核…………………………………………………………………………………….29 第六章 太陽輪花鍵強(qiáng)度計算…………………………………………………………………………….31 1. 輸入端太陽輪軸強(qiáng)度校核………………………………………………………………………31 2. 第二級太陽輪花鍵軸強(qiáng)度校核…………………………………………………………………32 3. 輸出級花鍵強(qiáng)度校核……………………………………………………………………………33 第七章 軸承壽命分析…………………………………………………………………………………….36 1. 第一級軸承校核…………………………………………………

8、……………………………....36 2. 第二級軸承校核…………………………………………………………………………………37 3. 電動機(jī)輸入處深溝球軸承校核……………………………………………………………...….38 4. 圓錐滾子軸承校核………………………………………………………………………………39 第八章 螺栓預(yù)緊力矩及強(qiáng)度計算…………………………………………………………………….…40 1. 第一級螺紋聯(lián)接強(qiáng)度計算……………………………………………………………………...40 2. 第二級箱體聯(lián)接強(qiáng)度計算………………………………………………………………………41 第九章

9、潤滑與密封…………………………………………………………………………………..…...42 1. 潤滑油參數(shù)表……………………………………………………………………………………42 2. 潤滑脂參數(shù)表……………………………………………………………………………………43 第十章 裝配尺寸鏈……………………………………………………………………………………….44 1. 總體尺寸鏈的計算………………………………………………………………………………44 第十一章 結(jié)論……………………………………………………………………………………...…45 滾筒攪拌機(jī)減速器的設(shè)計 摘要:

10、本文完成對一個滾筒攪拌機(jī)兩級行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計。與國內(nèi)外已有的減速器相比，此減速器具有更大的傳動比，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、外觀尺寸小和重量輕等優(yōu)點(diǎn)。 論文首先介紹了課題的背景以及齒輪減速器的研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢然后比較各傳動比結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動的基本類型。論文主題部分是對傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算，通過分配傳動比確定齒輪減速器的大致結(jié)構(gòu)之后，對其進(jìn)行了整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算和校核。 關(guān)鍵詞：行星齒輪，變位，傳動機(jī)構(gòu) Abstract This paper proposes a design configuration of the two-stage planetary reducer se

11、ttling for some known parameters. Compared with other gear reducers in the word, it has a larger gear ratio. Furthermore, there are other more advantages, such as, compact configuration, small figure, light avoirdupois and so on. The content is as follow. Firstly, the paper introduces the context o

12、f the task and the extent on research of gear reducers. As well as its development trend. Secondly, the drive red type is decided by comparing all kinds of gear configuration. The significant part is about the calculation of the configuration design. After distributing gear ratios, the rough configu

13、ration will be getting. Then, the holistic configuration can be designed and back-checked. Lastly, the paper is summarized, and the needed improvement is indicated. Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism 第一章 引言 1.項目研究的目的意義 近年來隨著我國經(jīng)濟(jì)建設(shè)及科學(xué)技

14、術(shù)的迅速增長，基本建設(shè)規(guī)模的不斷擴(kuò)大，建設(shè)隊伍不斷增加，大城市基礎(chǔ)建設(shè)、房地產(chǎn)開發(fā)業(yè)的迅速發(fā)展，推動了混泥土生產(chǎn)量的迅速提高，機(jī)械設(shè)備在建設(shè)施工中的地位也日益顯著。加強(qiáng)施工隊伍的裝備，是改善施工條件，提高施工速度、工程質(zhì)量經(jīng)濟(jì)效益的保障。 混凝土生產(chǎn)是改變傳統(tǒng)的現(xiàn)場分散攪拌混凝土的生產(chǎn)方式，實(shí)現(xiàn)建筑工業(yè)化的一項重要改革?；炷恋纳唐坊a(chǎn)因其生產(chǎn)的高度專業(yè)化和集中化等特點(diǎn)大大提高了混凝土工程質(zhì)量，節(jié)約原材料，加快，提高勞動生產(chǎn)率，減輕勞動強(qiáng)度，同時也因其節(jié)省施工用地，改善勞動條件，減少環(huán)境污染而使人類受益。 由于混凝土機(jī)械的工作對象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作環(huán)境惡劣。因此

15、現(xiàn)代混凝土施工機(jī)械已經(jīng)在向高技術(shù)、高效能、多品種、自動化和智能化的方向發(fā)展，以改善工作條件及提高生產(chǎn)率。 攪拌是混凝土生產(chǎn)工藝過程中極重要的一道工序，所以應(yīng)盡可能的是處在攪拌過程中的拌合料各組分的運(yùn)動軌跡在相對集中區(qū)域內(nèi)互相交錯穿插，在整個拌合料體積中最大限度的生產(chǎn)相互摩擦，并盡可能提高各組分體積參與運(yùn)動的次數(shù)和運(yùn)動軌跡的交叉頻率，為混凝土的拌合實(shí)現(xiàn)宏觀和微觀勻質(zhì)性創(chuàng)造最有利的條件，因此混凝土施工因向機(jī)械化和自動化方向發(fā)展。 混凝土攪拌機(jī)的設(shè)計，是為了滿足市場需求，完善產(chǎn)品新的系列，適應(yīng)建筑施工和實(shí)驗室工作的要求。它是在封閉的環(huán)境中，實(shí)現(xiàn)對物料的攪拌和輸送，攪拌及輸送效果良好，對環(huán)

16、境污染少能夠改善施工現(xiàn)場施工條件，保障工人身心健康，降低工人施工強(qiáng)度，提高施工效率，減少施工中對環(huán)境的破壞。 滾筒式攪拌機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊，傳動效率高，噪聲低，使用壽命長，運(yùn)行平穩(wěn)，工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，并且適合在各種惡劣環(huán)境下工作，所以目前國內(nèi)外廣泛應(yīng)用于社會的個股領(lǐng)域和部門。滾筒式攪拌機(jī)又集電動機(jī)、減速器和軸承于一體的高效先進(jìn)的新型輸送動力驅(qū)動系統(tǒng)。它的工作原理是把電動機(jī)的動力通過減速器傳遞到滾筒。滾筒攪拌機(jī)減速器設(shè)計的是否合理直接影響到生產(chǎn)率、傳輸效果等重要指標(biāo)。所以我將對其減速器進(jìn)行研究和設(shè)計，這也是我設(shè)計的主要任務(wù)。 2.攪拌的任務(wù) 一般認(rèn)為混凝土攪拌的任務(wù)： 1.組分均勻分布，達(dá)到宏

17、觀及微觀上的勻質(zhì)； 2.破壞水泥粒子團(tuán)聚現(xiàn)象，使其各顆粒表面被水浸潤，促使彌散現(xiàn)象的發(fā)展； 3.破壞水泥粒子表面的初始水化物薄膜包裹成，促進(jìn)水泥顆粒與其他物料顆粒的結(jié)合，形成理想的水化生成物； 4.由于物料表面常覆蓋上一薄層灰塵及粘土，有礙界面結(jié)合層的形成，故應(yīng)使物料顆粒間多次碰撞和互相摩擦，以減少灰塵薄膜的影響； 5.提高混合料個單元體參與運(yùn)動的次數(shù)和運(yùn)動軌跡的交叉頻率，以加速達(dá)到勻質(zhì)化。 第二章 行星齒輪傳動設(shè)計計算 1．驅(qū)動裝置工況條件 1．1．電動機(jī)規(guī)格 驅(qū)動裝置采用Y系列三相異步電動機(jī)，具體規(guī)格見下表： 表2-1　Y90L-6

18、電機(jī)規(guī)格參數(shù)表 型號 額定制動轉(zhuǎn)矩（Nm） 最大轉(zhuǎn)矩 額定功率/kw 電源電壓 滿載轉(zhuǎn)速 阻尼系數(shù) Y90L-6 2.0 2.2 1.1 380 910r/min N/A 圖2-1 Y90L-6三相異步電機(jī)外形尺寸圖 安裝尺寸及外形尺寸見下表： 表2-2 Y90L-6電機(jī)安裝尺寸表 類型 A L D(j6) Y90L-6 140 335 24 1．2．總傳動比及輸出轉(zhuǎn)速 已知齒輪總傳動比I=910/20=45.5，輸出轉(zhuǎn)速n=20r/min。 2． 設(shè)計方案確定 已知傳動比為45.5，輸出轉(zhuǎn)速為20r/min，負(fù)

19、載當(dāng)量值為368.732Nm，由于負(fù)載當(dāng)量值和傳動比都不是很大，因此可以采用兩級級行星齒輪傳動。 3． 齒輪設(shè)計計算 根據(jù)設(shè)計手冊上多級行星齒輪傳動各級傳動之間等強(qiáng)度且尺寸最小的傳動比分配原則，高速級傳動比可以取大些，低速級傳動比可以取小些。 初定各級傳動比: i1=7.6 i2=6.0 3．1．第Ⅰ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17．2—1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設(shè)輸入轉(zhuǎn)速為960r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=13，=34，=83。因此實(shí)際傳動比，按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)： 輸入轉(zhuǎn)矩 Nm 設(shè)載荷不均勻系數(shù)Kc=1.15

20、； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉(zhuǎn)矩Nm 按[1]表17. 2-31查得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)K=2.5 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16. 2-18選取=1358MPa，內(nèi)齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2 未變位時中心距 mm 由于太陽輪齒數(shù)小于17，為了避免發(fā)生根切，將中心距調(diào)整為49mm，再計算其變位系數(shù)。 2） 齒輪變位計算 a) 確定行星輪齒數(shù) 對于a-c傳動，采用角變位；對于c-

21、b傳動，采用高變位。 由于已經(jīng)確定中心距為49mm，根據(jù)[4]齒輪手冊上冊表2.2-9計算有如下表（見下頁）： 表3-1 第一級行星傳動齒輪計算結(jié)果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結(jié)果 1 模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 2mm 2 分度圓壓力角 取標(biāo)準(zhǔn)值 3 齒頂高系數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 4 徑向間隙系數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實(shí)際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角

22、 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關(guān)系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.566，=1.141-0.566=0.575， 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強(qiáng)

23、度和齒根彎曲強(qiáng)度 ① 校核a-c傳動的接觸強(qiáng)度 由于太陽輪和行星輪傳動相當(dāng)于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強(qiáng)度計算公式來校核a-c傳動的強(qiáng)度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： （3-1） 式中——計算接觸應(yīng)力 ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.42 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.947 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=20mm ——使用系數(shù)，按[1]

24、表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.073 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.348 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 將以上各數(shù)值代入（3-1）式得 許用接觸應(yīng)力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，

25、取=1.000 ——接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 校核a-c傳動的彎曲強(qiáng)度 齒根彎曲強(qiáng)度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應(yīng)力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.027 ——復(fù)

26、合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.90 ——搞彎強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.87 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應(yīng)力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-4

27、6選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強(qiáng)度 由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動屬于周轉(zhuǎn)輪系，但當(dāng)把行星輪固定就可以轉(zhuǎn)化為定轉(zhuǎn)輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強(qiáng)度計算公式來校核b-c傳動的強(qiáng)度。 齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： （3-1） 式中——計算接觸應(yīng)力 ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 —

28、—接觸強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.843 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=25mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.103 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.141 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.189 將以上各數(shù)值代入（3-1）公式得 許用接觸應(yīng)力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強(qiáng)度

29、計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強(qiáng)度 齒根彎曲強(qiáng)度校核計算公式

30、 （3-4） ——計算彎曲應(yīng)力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.215 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復(fù)合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=4.12 ——搞彎強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.708 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應(yīng)力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面

31、狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．2．第Ⅱ級行星齒輪傳動 1） 配齒計算 查[1]表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n w=3，設(shè)輸入轉(zhuǎn)速為119.74r/min。確定各輪齒齒數(shù)，選=16，=40，=98。因此實(shí)際傳動比， 2） 按接觸

32、強(qiáng)度初算a-c傳動的中心矩和模數(shù) 輸入轉(zhuǎn)矩 Nm 設(shè)載荷不均勻系數(shù)=1.1； 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉(zhuǎn)矩Nm 按[1]表17.2-31查得接觸強(qiáng)度使用的綜合系數(shù)K=2.2 齒數(shù)比u 太陽輪的材料采用12CrNi3，行星輪的材料用20CrMnTi，均采用滲碳淬火，齒面硬度56～60HRC，查[1]圖16.2-18選取=1358MPa，內(nèi)齒輪材料選用42CrMo，=1282MPa，硬度為973HV。 取齒寬系數(shù) 則中心距a mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=2.0 未變位時中心距 mm 為了保證加工齒輪時不發(fā)生根切以及同心條件，將中心距調(diào)整為58，采用外嚙合角

33、變位，內(nèi)嚙合高變位，具體計算如下表： 表3-2 第二級行星傳動齒輪計算結(jié)果匯總 序號 名稱 代號 計算公式 計算結(jié)果 1 模數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 2mm 2 分度圓壓力角 取標(biāo)準(zhǔn)值 3 齒頂高系數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 4 徑向間隙系數(shù) 取標(biāo)準(zhǔn)值 5 分度圓柱螺旋角 6 分度圓直徑 ， 7 未變位時中心距 8 實(shí)際中心距 取兩個之間最大的 9 中心距變動系數(shù) 10 嚙合角 由于c-b傳動中心距未變，故嚙合角為20度 a-c： c-b：傳動

34、嚙合角為20度 11 總變位系數(shù) 由于c-b傳動采用高變位，所以=0 c-b：=0 12 變位系數(shù)的分配 根據(jù)傳動的具體要求，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得及。依關(guān)系=0，得到 根據(jù)齒數(shù)比，按[4]齒輪手冊圖2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.558 13 齒頂高變動系數(shù) a-c： b-c： 14 齒根圓直徑 15 齒頂圓直徑 16 齒頂高 17 齒根高 3）校核齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度 ① 校核a-c傳動的接觸強(qiáng)度 由于太陽輪和行

35、星輪傳動相當(dāng)于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強(qiáng)度計算公式來校核a-c傳動的強(qiáng)度。vH是相對于行星架的圓周速度 m/s 齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： 式中——計算接觸應(yīng)力 ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.923 ——分度圓上的圓周力，N ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=30mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.011 ——齒向載荷分

36、布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.257 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.010 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計算公式得 MPa 許用接觸應(yīng)力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，按[1]圖16.2-17，取=1358MPa ——接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1

37、.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ② 核a-c傳動的彎曲強(qiáng)度 齒根彎曲強(qiáng)度校核計算公式 ——計算彎曲應(yīng)力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.214 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1.1 ——復(fù)合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.386 ——搞彎強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.829 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應(yīng)力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)

38、度基本值，見[1]圖16.2-26，取=1050MPa ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ③ 校核c-b傳動的接觸強(qiáng)度 由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動屬于周轉(zhuǎn)輪系，但當(dāng)把行星輪固定就可以轉(zhuǎn)化為定轉(zhuǎn)輪系，故同樣也可

39、以用定軸線齒輪傳動的強(qiáng)度計算公式來校核b-c傳動的強(qiáng)度。 齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： 式中——計算接觸應(yīng)力 ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按[1]圖16.2-15選取=2.5 ——材料彈性系數(shù)，按[1]表16.2-43選取=189.8 ——接觸強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-16選取=0.815 ——分度圓上的圓周力， N ——齒數(shù)比， ——齒寬，取=35mm ——使用系數(shù)，按[1]表16.2-36選取=1.3 ——動載系數(shù)，按[1]式(16.2-12)得=1.026 ——齒向載荷分布系數(shù)，按[1]表16.2-41選取=1.143 ——齒間載荷分配系數(shù)，

40、按[1]表16.2-42選取=1.041 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計算公式得 MPa 許用接觸應(yīng)力 ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，按[1]圖16.2-17，取=1282MPa ——接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)，按[1]圖16.2-18，取=1.042 ——潤滑油膜影響系數(shù)，按[1]圖16.2-19，取=0.95 ——工作硬化系數(shù)，按[1]圖16.2-21，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-22，取=1.000 ——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46，取=1.250 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 MPa 因為<，所以滿足接

41、觸疲勞強(qiáng)度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ④ 校核b-c傳動的彎曲強(qiáng)度 齒根彎曲強(qiáng)度校核計算公式 ——計算彎曲應(yīng)力 ——齒向載荷分布系數(shù)，按表[1]16.2-41選取=1.174 ——齒間載荷分配系數(shù)，按[1]表16.2-42選取=1. 01 ——復(fù)合齒形系數(shù)，按[1]圖16.2-23選取=3.92 ——搞彎強(qiáng)度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，按[1]圖16.2-25選取=0.898 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 MPa 許用彎曲應(yīng)力 ——齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值，按[1]圖16.2-26，取=850MPa ——相對齒根

42、圓角敏感性系數(shù)，按[1]表16.2-48選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，按[1]式16.2-21～23計算得=1.0 ——抗彎強(qiáng)度計算的尺寸系數(shù)，按[1]圖16.2-28選取=1 ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.6 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 MPa 因為<，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度 安全系數(shù) 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 3．3．匯總 具體參數(shù)及校核結(jié)果： 表3-7 各級行星傳動齒輪計算結(jié)果匯總 齒數(shù) 齒寬系數(shù) 模數(shù) m 傳動比 中心距（mm） 行星輪個數(shù) 校核結(jié)果

43、第Ⅰ級傳動 =13 0.4 2 i1=7.6 滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度 =83 =34 第Ⅱ級傳動 =16 0.5 2 i2=6.0 滿足齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度 =98 =40 =51 =19 第三章 行星輪軸強(qiáng)度計算 1. 第一級行星輪軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強(qiáng)度進(jìn)行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=79.64N，d=15mm，則行星輪軸所受的剪切應(yīng)力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應(yīng)力MPa 故此行星輪軸強(qiáng)度滿足。 2. 第二級行星輪

44、軸計算 由于行星輪軸只受到剪切作用，故可以按銷軸的剪切強(qiáng)度進(jìn)行校核。已知行星輪軸的材料為20Cr2Ni4A，所受的橫向力F=457.08N，d=20mm，則行星輪軸所受的剪切應(yīng)力為 MPa 根據(jù)[3]查得行星輪軸的許用剪切應(yīng)力MPa 故此行星輪軸強(qiáng)度滿足。 第四章 輸出齒輪軸計算 1. 輸出軸的彎曲剛度計算 由圖可知，輸出軸的各段直徑相差比較小，因此可以采用當(dāng)量直徑法作為近似計算法使用。 將階梯軸轉(zhuǎn)化為直徑為的等直徑軸 （5-1） 式中：——階梯軸第段的直徑（mm）； ——階梯軸第

45、段的長度（mm）； 在此設(shè)計中，我們將輸出軸分為四段，分別為=52mm，=143mm，=72mm，=132mm。各段的軸徑分別為=70mm，=80mm，=112mm，=224mm。故代入以上數(shù)據(jù)計算得: 按當(dāng)量直徑，然后依據(jù)材料力學(xué)的計算方法計算撓度和偏轉(zhuǎn)角，過程如下： 軸的結(jié)構(gòu)圖，受力簡化圖，有關(guān)尺寸以及彎矩圖如下所示： 圖4-1 輸出軸的結(jié)構(gòu)圖 圖4-2 輸出軸的受力簡化圖 設(shè)為小齒輪傳動產(chǎn)生的徑向力，計算公式如下： 由于漸開線花鍵傳動不產(chǎn)生徑向力，而且圓柱直齒輪傳動和漸開線花鍵均不產(chǎn)生軸向力，故輸出軸在軸向上只受重力作用，而重力

46、作用方法沿軸線，故不產(chǎn)生彎曲變形。 利用材料力學(xué)中彎曲變形的公式求得圓錐滾子軸承處和小齒輪的撓度和轉(zhuǎn)角分別為： （5-2） （5-3） （5-4） 式中：，分別表示圓錐滾子軸承處的轉(zhuǎn)角，表示小齒輪處的轉(zhuǎn)角，表示小齒輪處的撓度。表示小齒輪處作用的徑向力，即。查得，，，，代入以上數(shù)據(jù)，得： 查資料得，對于剛度要求高的軸，應(yīng)符合以下要求： （5-5） 式中：為兩支撐間的跨度，即=145mm，顯然，

47、。 而對于轉(zhuǎn)角有以下要求： 圓錐滾子軸承處：； 安裝齒輪處： 顯然，從上述計算知，圓錐滾子軸承處以及小齒輪處的轉(zhuǎn)角均符合要求，因此，綜合以上我們得出結(jié)論，輸出軸的彎曲剛度符合條件，安全。 2. 輸出軸的扭轉(zhuǎn)剛度計算 根據(jù)軸的類型為實(shí)心圓軸，計算公式為： （5-6） 式中：——每米長軸的扭轉(zhuǎn)角； ——軸材料的切變模量，對于鋼； ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩； ——受轉(zhuǎn)矩作用的軸長； ——軸的直徑； ——每米長軸的許用扭轉(zhuǎn)角，取=。 由前可知，階梯軸的各段所傳遞的轉(zhuǎn)矩相等，均以當(dāng)

48、量載荷計算，即： 代入上述數(shù)據(jù)，計算得： 顯然，，故輸出軸的扭轉(zhuǎn)剛度符合條件，安全。 第五章 花鍵強(qiáng)度校核 花鍵類型：圓柱直齒漸開線花鍵，標(biāo)準(zhǔn)壓力角。 主要優(yōu)點(diǎn)：受載時齒上有徑向力，能起自動定心作用，強(qiáng)度高，壽命長，加工容易。 花鍵的擠壓強(qiáng)度較核： （6-1） 式中：——轉(zhuǎn)矩，; ——各齒載荷不均勻系數(shù)，取=0.75； ——齒數(shù)； ——齒的工作長度，mm; ——平均直徑 D——分度圓直徑； h——齒的工作高度，mm，h=m； ——許用壓強(qiáng)，Mpa，查表取=120 Mpa。 設(shè)計花鍵時按最大輸出轉(zhuǎn)矩為

49、2188Nm設(shè)計： 各級傳動比分別為：=7.385，=7.125，=4.923. 輸入軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩：，各級輸出軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩為：=60.3Nm，=429.6Nm，=2188Nm. 表5-1 花鍵強(qiáng)度較核結(jié)果 m z D 擠壓強(qiáng)度p 最小長度L 實(shí)際長度L 是否滿足強(qiáng)度 花鍵1 1.5 16 24 19.9 2.3 14 是 花鍵2 2 21 42 21.6 5.4 30 是 花鍵3 2.5 27 67.5 32.1 10.6 40 是 各漸開線花鍵副參數(shù)表如下： 表5-2 第一級輸出端花鍵副 內(nèi)花鍵參數(shù)

50、表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478.1-1995 標(biāo)記 表5-3 第一級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 16 模數(shù) m 1.5 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標(biāo)記 表5-4 第二級輸出端花鍵副 內(nèi)花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6H 6H GB/T3478

51、.1-1995 標(biāo)記 表5-5 第二級輸出端花鍵副 外花鍵參數(shù)表 項目 代號 數(shù)值 齒數(shù) 21 模數(shù) m 2 壓力角 公差等級與配合類別 6h 6h GB/T3478.1-1995 標(biāo)記 第六章 太陽輪花鍵軸強(qiáng)度計算 1. 輸入端太陽輪軸強(qiáng)度校核 1) 已知設(shè)定輸入功率P=1.95KW，n2=2295r/min，太陽輪軸的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 初算太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=104（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩

52、作用，載荷較平衡）.軸的危險截面的最小直徑 mm，取=22mm 3) 精確校核太陽輪-花鍵軸的強(qiáng)度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉(zhuǎn)作用，故可以按只考慮扭轉(zhuǎn)作用的強(qiáng)度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉(zhuǎn)，因此應(yīng)按交變應(yīng)力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數(shù)為 m3 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa 最小扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa r=-1 此時安全系數(shù)S 式中——對稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限，取=352MPa ——扭轉(zhuǎn)時的應(yīng)力集中系數(shù)，按[2]表6-1-32取=1.75 ——表面質(zhì)量系數(shù)，按[2]表6-1-36取=0.90 ——扭轉(zhuǎn)時的尺寸影響系數(shù)

53、，按[2]表6-1-34取=0.89 ——扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅，取=3.91MPa ——材料扭轉(zhuǎn)時的平均應(yīng)力折算系數(shù)，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應(yīng)力，取=0 代入各數(shù)值得 按[2]表6-1-26許用安全系數(shù)Sp=1.3，S>Sp，故安全。

54、

55、

56、

57、 2. 第二級太陽輪花鍵軸強(qiáng)度校核 1). P=1.95KW，n2=310.8r/min，太陽輪-花鍵軸的材料為12CrNi3，調(diào)質(zhì)處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。

58、 2) 太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=104（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩作用，載荷較平衡） 軸的危險截面的最小直徑 mm，取=20mm 3) 太陽輪-花鍵軸的強(qiáng)度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉(zhuǎn)作用，故可以按只考慮扭轉(zhuǎn)作用的強(qiáng)度計算公式來校核。考慮到此軸會發(fā)生正反轉(zhuǎn)，因此應(yīng)按交變應(yīng)力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數(shù)為 m3 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa 最小扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa r=-1 此時安全系數(shù)S 式中——對稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限，取=260MPa ——扭轉(zhuǎn)時的應(yīng)力集中系數(shù)，按[2]表6-1-32取=1.60 —

59、—表面質(zhì)量系數(shù)，按[2]表6-1-36取=0.89 ——扭轉(zhuǎn)時的尺寸影響系數(shù)，按[2]表6-1-34取=0.89 ——扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅，取=38.41MPa ——材料扭轉(zhuǎn)時的平均應(yīng)力折算系數(shù)，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應(yīng)力，取=0 代入各數(shù)值得 按[2]表6-1-26許用安全系數(shù)Sp=1.3，S>Sp，故安全。 3. 輸出級花鍵軸強(qiáng)度校核 1) 已知輸入功率P=1.95KW，n=8.5r/min，太陽輪-花鍵軸的材料為12CrNi3，調(diào)質(zhì)處理，由[3]表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 初算太陽輪-花鍵軸的最小直徑 取A=10

60、0（按[2]表6-1-19選取，因只受扭矩作用，載荷較平衡） 軸的危險截面的最小直徑 mm，取=62mm 3) 精確校核太陽輪-花鍵軸的強(qiáng)度 由于此太陽輪-花鍵軸只承受扭轉(zhuǎn)作用，故可以按只考慮扭轉(zhuǎn)作用的強(qiáng)度計算公式來校核?？紤]到此軸會發(fā)生正反轉(zhuǎn)，因此應(yīng)按交變應(yīng)力作用下的計算公式來校核。此時，危險截面的抗扭截面系數(shù)為 m3 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa 最小扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 MPa r=-1 此時安全系數(shù)S 式中——對稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限，取=260MPa ——扭轉(zhuǎn)時的應(yīng)力集中系數(shù)，按[2]表6-1-32取=1.62 ——表面質(zhì)量系數(shù)，按[2]表6-1-36取=

61、0.89 ——扭轉(zhuǎn)時的尺寸影響系數(shù)，按[2]表6-1-34取=0.74 ——扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的應(yīng)力幅，取=46.72MPa ——材料扭轉(zhuǎn)時的平均應(yīng)力折算系數(shù)，按[2]表6-1-33取=0.21 ——平均應(yīng)力，取=0 代入各數(shù)值得 按[2]表6-1-26許用安全系數(shù)Sp=1.3，S>Sp，故安全。 第七章 軸承壽命分析 由軸承壽命公式，得 （8-1） 式中：——軸承壽命，（小時）； ——基本額定動載荷（N）； ——當(dāng)量動載荷（N）； 對接觸角時， ， （8-2） 對接觸角

62、時， （8-3） X、Y值可查[3]表39.3-3 ——壽命指數(shù)， 球軸承=3，滾子軸承； ——軸承轉(zhuǎn)速（r/min）. 同時，又有 （8-4） 式中：——太陽輪轉(zhuǎn)速，r/min; ——行星輪轉(zhuǎn)速， r/min; 、、——分別為太陽輪、內(nèi)齒輪及行星輪齒數(shù)； 經(jīng)計算，一至三級的太陽輪和行星輪轉(zhuǎn)速依次為： ， ； ， ； ， ； 1. 第一級軸承校核 所選軸承型號為；FAG滾針軸

63、承K151917 其相應(yīng)的參數(shù)如下：，； 查[3]表36.2-12得NGW型行星齒輪傳動受力分析： 行星輪圓周力為： （8-5） 單個行星輪作用在行星輪軸的力： （8-6） 這里，，， （轉(zhuǎn)矩單位：，長度單位，力的單位：N） 軸承受徑向力 代入數(shù)據(jù)計算： N N (N) 將所有數(shù)值代入（8-1）式，的 所以該軸承壽命約270.75年，滿足要求。 2. 第二級軸承校核 所選軸承型號為

64、；FAG滾針軸承K253530 其相應(yīng)的參數(shù)如下：，； 查[3]表36.2-12得NGW型行星齒輪傳動受力分析： 行星輪圓周力為： （8-7） 單個行星輪作用在行星輪軸的力： （8-8） 這里，，， （轉(zhuǎn)矩單位：，長度單位，力的單位：N） 軸承受徑向力： 代入數(shù)據(jù)計算： (N) (N) (N) 將所有數(shù)值代入（8-1）式，的 所以該軸承壽命約558.08年，滿足要求。 3. 電動機(jī)輸入處

65、深溝球軸承校核 所選軸承型號為；FAG深溝球軸承 16012 其相應(yīng)的參數(shù)如下：，=3，， 該軸承徑向受力不大，可認(rèn)為是0，由于變獎減速器運(yùn)動為，當(dāng)電動機(jī)成倒時，第一級太陽輪全部壓在該軸承上，估算出該齒輪軸向上受第一級太陽輪幾其相連套筒及軸承本身的重力，共計約40N，即軸承受軸向力 則得

66、 查[3]表39.3-3，由線性插值法計算出e=0.031， X=0.56，Y=0.38 將所有數(shù)值代入（8-1）式，得 所以該軸承壽命滿足要求。 4.圓錐滾子軸承的校核 由裝配圖可看出減速器兩圓錐滾子軸承與輸出齒輪滿足下圖關(guān)系； 圖7-1 輸出齒輪受力簡圖 因為輸出齒輪；m=14， z=14 計算出輸出齒輪徑向力： （N） 由圖可以計算出：， 4.1潤滑油密封處圓錐滾子軸承的校核 所選軸承型號為； 30216-A 其相應(yīng)的參數(shù)如下：，，m=1.68kg，e=0.42; 由于變獎減速器運(yùn)動為，當(dāng)電動機(jī)成時，各級太陽輪和行星輪都壓在該軸承上，估算出該總的軸和輪的質(zhì)量及其上所負(fù)零件和軸承本身的