行星齿轮的三维建模与运动仿真

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1、北京工业大学耿丹学院毕业设计（论文）基于Solidwork的行星齿轮的三维建模与运动仿真所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日全运二维图、三维图胃加幽:0115640摘要行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮的几何轴线绕着固定位置转动圆周运动的传动，变速器通常和若干行星轮和传递载荷的作用，为了使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：传动比大，结构紧凑，体积小、质量小，效率高，噪音低，运转平稳，因此被广泛应用于冶金，工程机械，起重，运输，航空，机床，电气机械及国防工业等部门，作为减速、变速或增速的齿轮传动装置NG州行星齿轮传动机构的传动原理：当高速轴由电机驱动，带动太阳轮

2、，然后带动行星轮转动，内齿圈固定，然后带动行星架输出运动的，在行星架上的行星轮既自转和公转，具有相同的结构。二级，三级或多级传输。NG恻行星齿轮传动机构主要由太阳齿轮，行星齿轮，内齿圈，行星架，命名为基本成分后，也被称为 zk-h 型行星齿轮传动机构。本设计是基于行星齿轮结构设计的特点，和 SolidWorks 三维建模和运动仿真。行星齿轮和各种类型的特性的比较，确定方案；其次根据输入功率，相应的输出转速，传动比的传动设计、总体结构设计；三维建模并最终完成了 SolidWorks ，和模型的装配，并完成了传动部分的运动仿真和运动分析。关键词 ： 行星齿轮减速器、运动仿真、装配、三维建模Abst

3、ractPlanetary gear reducer is driving a at least one gear geometric axis rotated around a circular motion of fixed position, the transmission is usually and planetary gear and transfer load, in order to make the power split. Involute planetary gear transmission has the following advantages: large tr

4、ansmission ratio, compact structure, small volume, small mass, high efficiency, low noise, smooth operation, so it is widely used in metallurgy, engineering machinery, lifting, transportation, aviation, machine tools, electrical machinery and defense industry and other departments, as gear reducer,

5、gear or the growthThe transmission principle of NGW type planetary gear transmission mechanism: when the high-speed shaft driven by a motor, to drive the sun gear, and the planet wheel is driven to rotate, the inner gear ring is fixed, and then drives the planetary frame outputting motion, on the pl

6、anet carrier planet wheel both rotation and revolution, has the same structure. The two level, three level or multilevel transmission. The NGW type planetary gear transmission mechanism mainly consists of a sun gear, planet gear, inner gear ring, a planetary frame, named after the basic components,

7、also known as the ZK-H type planetary gear transmission mechanism.This design is the design of planetary gear structure based on SolidWorks, and 3D modeling and motion simulation. Comparison of characteristics of planetary gears, and various types of determination scheme; secondly according to the i

8、nput power, the output speed of the overall design, transmission design, ratio; 3D modeling and finished SolidWorks, assembly and model, and the motion simulation and motion analysis of the transmission part.Keywords: planetary gear reducer, assembly, motion simulation, 3D modeling摘 要 1Abstract3第 1

9、章绪论 61.1 国内外的研究状况及其发展方向 6.1.2 SOLIDWORKS行星齿轮的选题分析及设计内容 7.1.3 主要的工作内容 7.第2章NGW行星轮减速器方案确定 92.1 机构简图的确定 9.2.2 周转轮系部分的选择 9.2.3 NGW 型行星轮减速器方案确定 9.2.4 行星轮系中各轮齿数的确定1.2第3章NGW行星减速器结构设计 143.1 基本参数要求与选择 1.4.3.1.1 基本参数要求1.4.3.1.2 电动机的选择 1.4.3.2 方案设计 1.4.3.2.1 机构简图 1.4.3.2.2 齿形及精度1.5.3.2.3 齿轮材料及性能1.5.3.3 齿轮的计算与校

10、核1.6.3.3.1 配齿数 1.6.3.3.2 初步计算齿轮主要参数1.63.3.3 按弯强度曲初算模数m 1.93.3.4 齿轮疲劳强度校核2.03.4 轴上部件的设计计算与校核2.63.4.1 轴的计算 2.6.3.4.2 行星架设计3.1.3.5 键的选择与校核 3.5.3.5.1 键的选择 3.5.3.5.2 键的校核 3.6.3.6 联轴器的选择 3.7.3.7 箱体尺寸及附件的设计3.8.第4章SOLIDWORKS建模与运动仿真 434.1 建模软件的介绍 4.3.4.2 行星齿轮机构的建模4.3.4.2.1 对行星齿轮的建模4.34.2.2 行星齿轮其他部件的建模4.54.3

11、行星齿轮机构的虚拟装配4.7.4.4 装配体的实现5.8.4.5 减速机的运动仿真6.0.4.5.1 仿真一般步骤 6.0.4.5.2 机构运动分析的任务和方法 6.14.5.3 运动的生成6.2.4.5.4 运动分析 6.2.总结 64参考文献 65致谢 66第 1 章 绪论1.1 国内外的研究状况及其发展方向国内对行星齿轮传动比较深入的研究最早开始于 20 世纪 60 年代后期， 20 世纪 70年代制定了 NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-197& 一些专业定点厂已成批生产了 NGW 型标准系列产品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多 种行星齿轮减速器，如列车电站燃气

12、轮机（ 3000KW ） 、高速气轮机（ 500KW ）和万立 方米制氧透平压缩机（6300KW）的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮减速器已成批 生产，如矿井提升机的 XL-30 型行星齿轮减速器（800kW） ，双滚筒采煤机的行星齿轮减速器（ 375kW ） 。世界上一些工业发达的国家，如： 日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代的机械传动设备中获得了成功的应用。世界各先进工业国家，经由工业化、信息

13、时代化，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到较高的水平。我国与世界先进水平虽存在明显的差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得很大的进步。目前行星齿轮传动正在向以下几个方面发展：1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产 300kt 合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达 150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行 星齿轮箱，功率为22065kW;大型水泥磨中所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达 4150kN m0在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材

14、 料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都传动并传递功率，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现） ，就能成为变速器。3）向复合式行星齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。4）向少齿差行星齿轮传动方向

15、发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。1.2 SOLIDWORKS 行星齿轮的选题分析及设计内容本设计以本设计基于Solidworks 便于交互及强大的二维、 三维绘图功能。 先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用 SOLIDWORKS 模块实现装配中零部件的装配、运动学仿真等功能。行星齿轮减速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用 Solidworks 自带的模块， ，模拟真实环境中的工作状况进行运动仿真，对元件进行运动分析。减速器作为独立的

16、驱动元部件， 由于应用范围极广， 其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用 Solidworks 工具来实现这一过程，不仅能完善上述工作， ，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度加快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用 Solidworks 参数化建模动态仿真。1.3 主要的工作内容1. 设计计算部分： 分析

17、行星齿轮机构传动方案； 并通过计算分析， 确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。2. 工程仿真分析部分：本论文利用三维软件Solidworks 对行星轮减速器进行三维建模，并完成与整机的装配；利用 Solidworks 减速器机构模型进行全局运动仿真，对内外啮合齿轮传动进行运动学分析第2章NGW型行星轮减速器方案确定NG州行星齿轮减速器的工作过程和结构2.1 机构简图的确定减速器传动比i=5.4,故属于1级NG州行星传动系统。查渐开线行星齿轮传动设计书表 4-1确定np

18、=2或3。从提高传动装置承载力， 减小尺寸和重量出发，取np=3。计算系统自由度W=3*3-2*3-2=12.2 周转轮系部分的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为2Z-X、3Z和Z-X-F三大类（其中Z一中心轮）。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如NGVffl、NW型、NN型、WVffl、ZUWGW、NGWNH、N型等（其中NH内啮合，W外啮合，G一公用齿轮，ZU 一锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表1-1 02.3 NGW型行星轮减速器方案确定NGWr星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向

19、尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但NGWfc能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点表1-1行星齿轮传动的类型与传动特点传动类型机构简图传动特性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW负广泛地 用于动力 及辅助传 动中，工作 制度不限， 可作为减 速、增速和 差速装置轴向尺寸 小，便于串 联多级传 动，工2性 好山2Z-X号机NGW3X7j卜*Jj1.13 13.7biaX =2.7 9不限jbiaX 7C Vr1d时，径向尺NWr150biaX 二不限寸比NGW1 小，可推荐采用工作制 度不限构X1r6525机1700一个行星轮时iXa=30 xa100

20、 三个行星轮时Xa 30 xa40可用于 短时、间断 性工作制 动力传动转臂X 为从动时， 当，i大于 某值后，机 构自锁500ib =20i ae100100结构很 紧凑，适用 于中小、功 率的短时 工作制传 动工艺性差当a轮从 动时，i达 到某值后 机构会自 锁，即 ”E02.4 行星轮系中各轮齿数的确定在行星轮系中，各齿轮齿数的选配需满足下述四个条件。现以图2-4所示的行星轮系为例，说明如下:图2-4行星轮系参考图图中，太阳轮1,齿数为乙，分度圆半径为3行星轮2,齿数为Z2,分度圆半径为 r2；内齿圈3,齿轮为Z3,分度圆半径为3。(1)保证实现给定的传动比根据上面的行星轮系图示，通过机

21、械原理知识可以知道，因 路=1 + 4/4 ,故Z3/Z1 =。-1(2)保证满足同心条件要行星轮系能正常回转，其三个基本构件的回转轴线必须在同一直线上。因此，对 于图示的行星轮系来说，必须满足下式3 二12当采用标准渐开线直齿齿轮传动或等变位齿轮传动时，上式变为3 =1 +22 或 Z3 =Z1 +2Z2(3)保证安装均布条件为使各个行星轮都能够正确均布地安装在太阳轮和内齿之间，行星轮的数目与各轮之间齿数必须满足一定的关系，否则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉不能正确装配(图2-4所示)。下面就对为了使行星轮能均布且正确装配，行星轮个数k与各轮齿数之间应满足的关系进行分析。(4)保证满足邻接条

22、件对于标准齿轮传动：2 r1r2 sin(180o /k) 2(r2 ham)式中，m为模数，上为齿顶高系数。以上式子说明的是在选择各齿轮的齿数与行星轮个数时，所必需满足的条件。第3章NGW行星减速器结构设计3.1 基本参数要求与选择3.1.1 基本参数要求电动机功率：3KW 总传动比：5.4工作时间：15年（每年按300天计算，每天工作为12小时）3.1.2 电动机的选择根据工作功率与要求选择电动机为：YB2S-6各项参数为：额定功率： P=3KW 转速： n=960r/min工作效率：=83%3.2 方案设计3.2.1 机构简图图2-4机构简图设计图中，太阳轮1,齿数为乙，分度圆半径为3行

23、星轮2,齿数为Z2,分度圆半径为r2；内齿圈3,齿轮为Z3,分度圆半径为自遵循以上原则，通过配齿计算，确定该两级NGW行星齿轮减速机的主要参数见表1。各级齿轮采用相同的材料及热处理工艺，精度6级。表1主要设计参数表齿数传动比第一级太阳轮205.4行星轮34内齿轮88减速器的传动比为5.4, NGW亍星轮部分3.2.2 齿形及精度因属于低速运动，采用压力角=20的直齿轮传动，精度等级为6级。3.2.3 齿轮材料及性能高速机太阳轮和行星轮采用硬齿面，以提高承载能力，减低尺寸，内齿轮用软齿面（便 于切齿，并使道具不致迅速磨损变钝）。高速级部分采用软齿面。两级材料分别如表3-1。疲劳极限6 Hlim和

24、6Flim查书【1】图10-20 （c）、（d）, 10-21 （d）、（e）选取，行星轮的6 Flim是乘以0.7后的数值。表3-1齿轮材料及性能齿轮材料热处理6 Hlim(N/mm2)6 Flim(N/mm2)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC586214003756级行星轮267.5内齿轮40Cr调质HB2622866502757级3.3 齿轮的计算与校核3.3.1配齿数表1主要设计参数表齿数传动比第一级太阳轮205.4行星轮34内齿轮883.3.2初步计算齿轮主要参数(1)选择齿轮材料、热处理方法及精度等级齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动

25、尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械基础P322表1410,小齿轮选用45号钢,调质处理，硬度236HBS;大齿轮选用45号钢,正火处理，硬度为190HBS。精度等级初选减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大,根据机械设计学基础P145表57,初选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为:Ze 2 KT1 u 1dT.32%口）du确定载荷系数K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基

26、础P147表5-8,得K的范围为1.41.6, 取K=1.5。接触疲劳许用应力CJ bH lim r PZnsHm imi ）接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图530中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度,查得45钢的调质处理后的极限应力为二 he =600MPa ,二Him2=560MPaii）接触疲劳寿命系数Zn应力循环次数公式为N=60 n jth工作寿命每年按300天，每天工作2X8小时，故th=(300X10X2X 8)=48000h. _ , ，一一9Ni=60X466.798X 1 X 48000=1.344 X 109N29N11.344 1 0i -4.19 3.207

27、6查机械设计学基础P151图531,且允许齿轮表面有一定的点蚀Zni=1.02Zn2=1.15iii）接触疲劳强度的最小安全系数 SHmin查机械设计学基础P151表5 10,得SHmin = 1iv）计算接触疲劳许用应力仃HP。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得二 z_ H lim1 ZN1一Sh min600 1.02MPa =612MPa 1,.Hlim2ZN2 =560 1.15 MPa =644MPaSH minvii）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础P326表14 12,得到齿宽系数的范围为0.81.1。取九=1Vi）计算小齿轮直径d1

28、由于仃p2Ip1,故应将仃g代入齿面接触疲劳设计公式，得 pp pd1 .2.32 3 ( ZE )2KT1u 11 m ：d uf f /123%Ji189.8) 1.5x92.45x103 5.4 + 1= 2.32黑 3l| 乂x mm = 58.4mmVV612 J15.4圆周速度v二 nG60 1000二 576 58.460 1000=1.7598m/s查机械设计学基础P145表57, V12m/s,该齿轮彳动选用9级精度（1）用【5】式（6-6）进行计算式中系数，KA、*d、KHy、KHP如表3-2u=29/19,电动机效率n 0=0.83,电机与输入轴间弹性柱销联轴器之间的效率

29、为“1=0.99。M输入功率：na = p *n0 1 = 30.830.99 = 2.456kw则太阳轮的传递扭矩为= 8.143N.m(3-5)1=954维 =960 父 2.456np.na 3 960直齿轮算式系数Kd =7.68,则太阳轮分度圆直径z LTiKAKheHhp u 1d1 - kd32, d- Hlimu= 768 38.143 1.25 1.80 1.20 29 19 K20.7 1400219-24.816(3-6)表3-2接触强P度有关系数代号名称说明取值KA使用系数查书【5】表6-5 ,轻微冲击1.25K HP行星轮间载荷分配不均系数查书【5】表7-2行星架浮动

30、，6级精度1.20KHE综合系数np=3,高精度，硬齿面1.80外齿宽系数查书【5】表6-60.73.3.3按弯强度曲初算模数mY因为 Flim 取 Fl Fliml 和 F Flim 2 -Fa1中的较小值YFa2丫 Fa1Flim 2 -Fa2525 2.842.54= 293.5 109,按5图 6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表 8-101Zl润滑油系数V50 =150M10m2/s2,查【4】图 6-171.03Zv速度系数查【5】图6-20 ,0.95Zr粗超度最小安全系数查【5】图6-211.01ZW工作硬化系数内齿轮均为硬齿面，查【5】图6-221Zx尺寸系数查【

31、4】表6-151SH lim最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-221.25接触应力基本值Ft(u 1)685.7 (1.526 1)2H0=ZHZEZZ： t2.5 189.8 0.9 1 .一()=724.6N/mm2H E , d1bU，23.75 17 1.526(3-10)接触应力=_. KAKVKHKH 1KHp =724.06 1.25 1.01 1.065 1 1.2 =919.64N/mm2H - H0(3-11 )许用接触应力:QhP =；Hlim Zn ZlZvZrZwZx/Shim1400 1 1.03 0.95 1.01 1 12(3-12)1.25二1106.88

32、N / mm故仃H 3x1061Yst试验齿轮应力修正系数按所给仃Flim区域图取仃Flim2Y ，1 串T.a太阳轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.96Y ，/1 承T.c行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.97Y .1 reT齿根表面形状系数RZ = 2.4 ,查【5】图6-351.045SFlim最小安全系数按局可罪度，查【5】表6-81.6太阳轮：弯曲应力基本值：仃F0一一一250。a = FtYFa.aYsaaYp/ bm = 685.7 M 2.84 父1.57M 0.72M 1/(17 M 1.25) = 105.9N / mm(3-13)弯曲应力：仃 Fp。a=

33、仃 Flim .a . Yst . Ynt . YrelF.a . YelT.a .Y X =37.5 父 2 父 1 父 0.96 父 1.045 M 1/1.6 = 470.25N/mm :(3-14)故仃Fa = Fp.a,弯曲强度通过行星轮2仃F0。c = Ft. YFa.c. Y5a.e YYp/bm=685.7 父 2.54 父 1.72 M 0.72 父 1/(17 父 1.25) =103.79N/mm 仃 Fp。c = Flim.c . YST YST YNT YelT.a YrelT / SFlim_. 2= 262.5 2 1 0.97 1.045 1/1.6 =332.

34、60N/mmaF c =F0 c. K A . KV . KFp. KF 口. KFP ._. . .2 =103.79 1.25 1.01 1.054 1 1.3 =179.54N/mm故5。Cp。c,弯曲强度通过(2)内啮合齿轮接触疲劳强度外、仃hp仍用【5】式(6-19)、(6-20)、(6-21)计算，其中与外啮合取值，不同的参数为 u=77/29=2.655 ,Z =0.87, ZN=1.03, Zr =0.97, ZW=1.11; H0=ZH . ZE. Z . Z .Z ： Ft.U-1-2.5 189.8 0.87 1 _685-7 1.947-1H E . 二 db u, 3

35、6.25 17 1.9472 =305.879N/mm(3-15)人=入0 KA.KV.KH：.KH 1KHp =305.879 .1.25 1.01 1.065 1 1.20 = 388.536N/m m2(3-16).HlimZNZLZVZRZWZX _ 656 1.03 1.05 0.93 0.97 1.11 1 _5631N/mm ,FL SHlim-1.25一 .(3-17)故；F；HP齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮，计算公式仍为书【5】(6-34)、(6-35)和式6-36 ,其中取值与外啮 合不同的系数：YFa =2.23, Ysa=1.83, Y/0.683 YgT = 1.0

36、2 YrelT =1.045仃产 FtYFa.aYSa.aY，p/ bm = 685.7 . 2.23乂 1.83乂 0.683乂 1/(17 父 1.25) = 89.94N / mm2 (3-18)QF c = 0F0 . K A . KV . K Fp. K Fq. K FP=89.94 1.25 1.01 1.054 1 1.3 = 155.59N/mm 2(3-19)Fp =aFlim.c . YST YST YNT YelT.a YrelT / SFlim _ 2= 275 2 1 1.02 1.045 1/1.25 =468.996N/m m(3-20)故叫Ofp，弯曲强度通过3

37、.4轴上部件的设计计算与校核3.4.1 轴的计算3.4.1.1 输出轴1.输出轴上的功率Pe,转速ne,和转矩Tepe = pd =2.432x0.98 =2.383KW (“为齿轮啮合效率)T 9550peene9550 2.383 =383125N.mm59.42.求齿轮上的力2Tede2 383125181.875= 4213Ntan 二 nFr - Ft一n -1533N, Fa = Ft tan . =0cos -2.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理I根据表1】式（15-3）,取 A。=100,于是得 dmin =

38、A0）Pe = 100M3 J2强=34.2mm1.ne. 59.4轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径di-n,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【1】表14-1 ,取Ka =1.3,则Tca =KATe =1.3M383125=498062.5N.mm（3-47）cae按计算转矩Tca小于联轴器公转转矩条件，查【6】表11-17, ZL3弹性柱销齿式联轴器d i =38,半联轴器长度L=82，半联轴器与轴配合得毂孔长度 L1=60。3.轴的结构设计(1 )根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求I - R轴端有段需制造出轴肩，故R

39、 -田段，dn- w=46mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=5Q半联轴器与轴配合得毂孔长度Li =60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故I - H 段的长度应该L1略短一些，现取L I - n =58mm2)初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010,其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mtt,dw- w=dm皿=50mmW Lw-16mm.端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的6010轴间高度，h=3,因此选取dvi- w=56o1) 取安装齿轮出的轴段IV - V的直径div-v =54,齿轮的左端与轴承之间采用套

40、筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮 毂宽度，故取Liv-v=56mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h=6mm则轴环处的直径 dv-vi=64mm。轴环宽度取10mm2) 轴承端盖的总宽度为21mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，取Lw-w=30.5。3) 取齿轮距箱体的内壁之间的距离 a=10.5,.(2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书11表6-1查的平键截面bxh =16M10mm,键槽用槽铳刀加工，长度为50mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 ;同时半联轴器

41、的连接，选用平键为n6H 710mmM 8mmM 50mm ,半联轴命的配合为 。慑动轴承与轴的周向止包是由过度配合k6来保证的，此处的直径尺寸公差为 m64.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为 L1+L2=72.5+127.5=200mm令水平面为 H面，垂直面为 V面Fr0(3-47)(3-48)图3-3轴的载荷分析图3 Ft =4164.08N,Fr = 1515.77N1=383125N.mmFNH1 FNH2=Ft ,FV1FV2 - FtFnh1=(L1 L2) -FtL2 = 0,代入数值可得：

42、FNH1 =1509.479N则截面 C处的 MH =FNH1.L1 =1924.59N.mmdeM e Fr. =140209N.mme r 2Fnv1(L1 + L2) - M E - FrL2 = 0,代入数值可得,M e FrL2 FNV1r=1250.5N(3-49)L1 L2MV1 = Fnv1.L1 =159440N.mmMV2 =M1 -Me = 159440-140209 =19231N.mm总弯矩： M1 =，M： +M；1 =249923N.mm(3-50)M2 = M ； +M；2 =193417 N.mm(3-51 )5.按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校

43、核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应 力，取口 =0.6 ,轴的计算应力caM12 (：Te)二 2499232 (0.6 383125)2W 一.0.1 503-27.16M P a(3-52)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由1】表15-1查得，o = 70MPa,故二 ca；4 =70MPa3.4.1.2输入轴1 .输入轴上的功率Pa、转速na、和转矩TaPa=2.465kw, na=960r/min, Ta=8.413N.m2 .求作用在齿轮上的力Ft =2T/da= 685.7NF

44、r = Ft tan n = 249.6N3 .初步确定轴的最小直径先按书【1】式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理根据表1】式(15-3),取A0 =100,于是得Pa3 2.456dmin =Aoa =10013.7mm(3-53)1. na9604.轴的结构设计按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-4所示选滚动轴承型号为 ：6005 dxDxT = 25 X 47父12 (单位为mm)联轴器处键槽：d D T = 6 6 32dab=18, lab =40dbc=22,lbc=32 dcd =25,lcd=12 dde=30,lde=6def=18

45、,lef =16lfg=20dgh=24,lgh =243.4.1.3滚动轴承的寿命校核1 .求轴向力与径向力的比值根据【1】表13-5 Fa/Fr =015x300x12 = 5.4x104，满足寿命要求。3.4.2行星架设计因为单臂式行星架结构简单，可容纳较多的行星轮，所以选择单臂式行星架。轴与孔之见采用过盈配合（H7）,用温差装配，配合长度为1.5d-2.5d范围内取，取配合长u7度为20mm。取左端与齿轮轴配合长度为20mm,孔与轴之间采用间隙配合。基本几何参数如图3-7所示（三）、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N

46、基本额定静载荷为：Cor =82500N 求两轴承受到的径向载荷 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知:F r1V_ _ _ dF re 106 - F ae288 106458 106 -312 21194= 216.47NFr2V =FreFr1V =458216.47 =241.53NFr1H106106 88Fte1061218 = 665.51N194Fr2H =Fte - Fr1h =1218 - 665.51 =552.49NFr1F 2r1vF2r1H = .216.472 665.512 =699.83NFr2 = . F2r2VF2r2H

47、= 241.532 552.492 = 602.98N求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力 Fd=F, Y由设计手册查得为1.9,因此可以估算:2Yd1FriY699.831.9-368.33Nd2Fr2Y602.981.9= 317.36NFae +Fd2 =312 + 317.36=629.36Fd1则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧,轴承2被放松Fa1 =Fae Fd2 =312 317.36 = 629.36Fa2 =Fd2 -317.36N求轴承当量动载荷R和P2查设计手册知e=0.31Fa1Fr1629.36699.83= 0.89 eFa2Fr231

48、7.36602.98= 0.53 e查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1Xi =0.4,Yi =1.9轴承 2 X1 =0.4,丫 =1.9因轴承运转中有轻微冲击，查课本表13-6得fp =1.0-1.2，取fp =1.1则P1=fpX1Fr1 YFa1 =1.10.4 699.83 1,9 629.36 =1623.3NP2 = fp X2Fr2 Y2Fa2 =1.10.4 602.98 1,9 317.36 =1591,9N验算轴承寿命因为P P2,所以按轴承1的受力大小验算10.106 iC 1106(75200 瓦Lh = = =12751727h Lh60n60 M

49、466.67 1623.3 J_ _ _ _ _ _ _ Lh =20 300 24 =144000h选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N基本额定静载荷为：Cor =63000N 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知:F r1V_ _ _ dFre 91 - Fae291 102437 91 -298 75.1 = 90.09N193Fr2V =Fre - Fr1V =437 90.09 =346.91NFr1H911164=548.83N193Fr2H = F

50、te - FMh =1164 - 548.83 = 615.17NFr1 hJF2r1v F2r1H = .90.092 548.832 =556.17NFr2 = F2r2VF2r2H = 346.912615.172 = 706.24N求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力 Fd =1，Y由设计手册查得为2Y1.9,因此可以估算:d1Fr1Y556.171.9-292.72Nd2Fr2Y706.241.9= 371.71NFae +Fd2 =298 + 371.71 = 669.71 a Fd1贝脖由有向左窜动的趋势，轴承放松1被压紧，轴承2被Fa1 =FaeFd2 =298 371.71 =669.71Na aeFa2 =Fd2 =371.71N求轴承当量动载荷P1和P2查设计手册知e=0.31Fa1Fr1669.71556.17= 1.20 eFa2Fr2371.71706.24= 0.53 e查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1Xi =0.4,Yi =1.9轴承 2 X1 =