涡轮螺旋桨发动机主减速器的设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】

涡轮螺旋桨发动机主减速器的设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】,说明书+CAD+SOLIDWORKS,涡轮,螺旋桨,发动,机主,减速器,设计,说明书,仿单,cad,solidworks 毕业设计说明书题 目：涡轮螺旋桨发动机主减速器的设计专 业： 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期： 0涡轮螺旋桨发动机主减速器的设计目录摘 要I第一章 绪论11.1涡轮发动机减速器31.2选题目的和意义41.3涡轮螺旋桨发动机工作原理6第二章 发动机主减速器的选择72.1发动机主减速器结构形式的选择10 2.1.1 轮系13 2.1.2 周转轮系的组成14 2.1.3周转轮系的种类152.2行星齿轮传动类型比较与选择152.3传动方案的设计与选定162.4齿轮设计及计算过程17第三章 行星轮传动设计183.1齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定183.2确定主要参数18 3.2.1 传动比分配18 3.2.2 低速级设计18 3.2.3 高速级设计24第四章 行星轮轴的设计294.1 低速级行星轮轴的设计294.1.1 行星轮轴直径的计算294.1.2 行星轮轴的强度校核294.2 高速级行星轮轴的设计304.2.1 行星轮轴直径的计算304.2.2 行星轮轴的强度校核30第五章 输出轴的设计415.1输出轴的弯曲刚度计算415.2输出轴的扭转刚度计算43第六章 花键强度校核44第七章 花键强度校核477.1 太阳轮花键轴强度计算477.2 输出轴花键轴强度计算48第八章 轴承的选用与寿命计算508.1轴承的选用508.2轴承校核50第九章 螺栓计算549.1内齿圈与箱体联接螺纹计算54总结57参考文献58外文文献59 摘 要:涡轮螺旋桨发动机是一种通常用于飞机上的燃气涡轮发动机。涡轮螺旋桨发动机：靠动力涡轮把核心机出口燃气中大部分可用能量转变为轴功率用以驱动空气螺旋桨，由于螺旋桨转速较低，动力涡轮轴与螺旋桨轴之间设有减速器。燃气中的少部分可用能量（约10）则在喷管中转化为气流动能，直接产生反作用推力 本文就涡轮螺旋桨发动机的特点，分析发动机的原理和减速器的原理，设计涡轮螺旋桨的主减速器。本课题采用两级NGW行星齿轮串联传动，由太阳轮输入行星轮输出。根据行星齿轮传动的传动特点以及减速器的输入功率、总传动比，输出转速以确定行星齿轮减速器齿轮的齿数、模数、中心距。并确定齿轮轴的大小及强度校核，以及输入输出轴的设计与强度校核。为了使传动更加平稳，本课题都采用花键连接。以及根据主减速的特点选择润滑方式与润滑油。另外就是箱体与行星架的设计。关键词：发动机原理；减速器原理；行星齿轮减速器；输入输出轴；花键 Abstract:Propeller turbine engine is a gas turbine engine, The turboprop engine: Mainly through the energy turboprop to change the most of the gas which can be burning into energy to shaft power Which be used to drive gas turboprop. Because the low speed of turboprop. Between the Power turbine shaft and propeller shaft have reducer .a little of the the energy gas (about ten percent ) . change into the Turbulence kinetic energy which directly change into Reaction force.The turboprop engine chracteristics, analysis of the principle of engine and reducer principle, design of propeller turbine main reducer. The subject of the use of two NGW planet gear series transmission, composed of a sun wheel input planetary gear output. According to the characteristics of transmission and the planetary gear reducer input power, the total transmission ratio, output speed to determine the planetary gear reducer gear teeth, modulus, center distance. And to determine the size and strength check of the gear shaft, and the input and output shaft design and strength check. In order to make the transmission more stable, this topic are connected by a spline. And according to the main reduction features a selection of lubrication and lubricants. The other is the box body and a planetary frame design.Key words: Propeller turbine engine; energy ; turbine shaft; turboprop engine characteristics; engine and reducer principle input and output shaft; spline第一章 绪论1.1涡轮发动机减速器涡轮发动机减速器是发动机驱动螺桨或旋翼必不可少的部件，它是涡桨发动机、涡轮轴发动机的组成部分。将涡轮螺旋桨发动机、涡轮轴发动机输出轴的转速降低到空气螺旋桨（或旋翼）所需转速的齿轮传动装置。减速器可以装在发动机内，也可装在发动机外成为一个独立的机外减速器4。图1.2 涡轮螺旋桨发动机 涡轮轴发动机工作原理与涡轮螺旋桨发动机基本相同，主要用于直升机上，也可用于飞机和其他航空器。由于在直升机上还有主减速器，所以涡轮轴发动机输出轴的转速比涡轮螺旋桨发动机高，它的减速器体积和重量都要小一些。输出轴伸出的位置比较灵活，可以从前面伸出，也可以向后或向两侧伸出1.2 选题目的和意义目的：本课题贴合机械设计及其自动化专业，涡轮发动机是飞机的核心部件，技术之复杂，工艺之苛刻，通过对课题的研究，深入了解涡轮发动机主减速器的工作原理、部件组成及其构造，特别是减速器进行细致了解，其内部零件的结构，工作状态、工作环境，进而对它们进行专门研究制造。意义：通过对发动机减速器的及主要构件的加工制造的研究，通过查阅相关书籍，使我了解了行星齿轮传动的特点与设计，通过这次的毕业设计可以说把我大学里学的专业课又重新翻阅一便，巩固了专业知识，在此基础上，又学到许多专业以外的知识，拓宽了自己的知识面，熟悉了word办公软件的使用。1.3 涡轮螺旋桨发动机工作原理涡轮螺旋桨发动机是是燃气涡轮发动机中的一种，它主要用于时速小于800千米的飞机。涡轮螺旋桨发动机包括压气机，燃气室，燃气涡轮(由驱动压气机的涡轮和驱动螺旋桨的动力涡轮组成)，减速器，螺旋桨的部件。涡轮螺旋桨发动机是介于活塞发动机与涡轮喷气发动机之间承前启后的一种发动机，所以涡轮螺旋桨发动机在原理上与活塞发动机和涡轮喷气发动机都有一些相似与不同之处之处。涡桨发动机它的驱动原理大致上与使用活塞发动机作为动力来源的传统螺旋桨飞机雷同，是以螺旋桨旋转时所产生的力量来作为飞机前进的推进力。其与活塞式螺桨机主要的差异点除了驱动螺旋桨中心轴的动力来源不同外，还有就是涡桨发动机的螺旋桨通常是以恒定的速率运转，而活塞动力的螺旋桨则会依照发动机的转速不同而有转速高低的变化。第二章 发动机主减速器的选择2.1 发动机主减速器结构形式的选择2.1.1 轮系由一系列齿轮组成的传动装置成齿轮机构或轮系，是应用最为广泛的机械传动形式之一。 根据轮系运转时各齿轮的几何轴线相对位置是否变动可将轮系分，为下列两种基本类型： 1）轴轮系 当轮系运转时，若组成该轮系的所有齿轮的几何轴线位置是固定不变的，称为定轴轮系或普通轮系。2.2 行星齿轮传动类型比较与选择行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。而现在一般根据前苏联库德鲁 略夫采夫提出的按行星传动机构的基本结构的不同来进行分类。 这是因为库氏的分类方法较好的体现了行星传动机构的特点， 而且我国和国外（如前苏联、日本等）早已被人们普遍采用和接受了。在此分类法中，基本构件代号为：K中心轮，H转臂，V-输出轴。根据基本构件代号来命名，行星齿轮传动可分为 2K-H、3K 和 K-H-V 三种基本类型，其他结构型式的行星齿轮传动大都是 它们的演化型是或组合型式。 此外，前苏联的特卡钦科提出的按传动机构中齿轮的 啮合方式，将行星齿轮传动分为三种基本型式，即 AA、II 和 AI 三种，A 表示外 啮合，I 表示内啮合。这与我国机械行业标准“NGW 型行星齿轮减速器标准 （JBT 65021993） ”相似。按其传动机构中齿轮的啮合方式，可将上述三大基 本类型再细分为许多传动型式，如 NGW、NW、NN、NGWN 和 ZUWGW 型等， 其中按首字汉字拼音 N内啮合，W外啮合，G内外啮合公用行星齿轮，ZU 锥齿轮。 2.3 传动方案的设计与选定通过齿轮轴输入第一级，每一级传动之间联接均采用渐开线花键联接，第二级太阳轮与花键为一体式。第一、二级的内齿圈和箱分开制造根据设计要求，利用行星传动功率分流的特点来承担更大的载荷，因此均载设计使其结构设计的关键。第一级和第二级均为太阳轮浮动的设计。两级行星齿轮传动采用浸油润滑，输出轴与输出齿轮通过花键连接，输出轴上的轴承采用脂润滑。行星传动结构示意图如下图所示：图2.5 减速器传动简图1一级太阳轮；2一级行星轮；3一级固定齿圈 4二级太阳轮；5二级行星轮；6二级固定齿圈 7螺旋桨轴2.4 齿轮设计及计算过程 传动齿轮的设计方法：齿轮传动被广泛应用于工程，是一种透射式。它具有可靠的传输，高传输精度，大的传输功率范围，结构紧凑，使用寿命长，优点等。齿轮传动装置的设计，包括传送方案设计（传输模式，安排模式，透射率等）和承载能力设计（主要为强度设计）的内容两方面15。承载能力设计的主要目的是为了防止从失败的齿轮在正常载荷和正常使用寿命。在工程应用中，齿轮常见故障形式包括：齿面接触疲劳磨损（俗称点蚀），齿弯曲疲劳断裂，齿接合，齿面磨削磨粒磨损，过载断，齿体与牙齿表面的塑性变形等。相应的承载能力主要计算：齿面接触疲劳强度计算，齿根的计算弯曲疲劳强度，在接触区域中，静态强度计算的温度的计算。牙齿接触疲劳强度计算和弯曲疲劳强度计算中最常见的计算中的两个。第三章 行星轮传动设计已知减速器的输入功率是2850kw，传动比i=11.2，输出转数是1000转每分钟，要求结构紧凑。3.1 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定1） 太阳轮与行星轮 材料为20，表面渗碳淬火处理，表面硬度5662HRC试验齿轮齿面接触疲劳极限试验齿轮齿根弯曲疲劳极限，太阳轮 行星轮（对称载荷）齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为六级2） 内齿圈 材料为42，调质处理，硬度为262HBS-302HBS3.2 确定主要参数3.2.1 传动比分配已知i总=11.2，根据设计要求，通常令低数级传动比为固定，且取=4，则高数级3.2.2 低速级设计1、行星轮数取=3载荷不均匀系数低数级采用太阳轮浮动的均载机构取-计算接触强度行星轮齿间载荷分配不均衡系数-计算弯曲强度行星轮齿间载荷分配不均衡系数配齿计算根据行星齿轮2H-K型传动的配齿关系式选取的齿数就可以确定各齿轮齿数，然后校核其邻接条件最后确定齿轮齿数=20，=19，=58齿轮模数m和中心距a首先按计算太阳轮分度圆直径式中u-齿数比为19/20=0.95-使用系数1.25-算式系数为768（直齿齿轮为768）-综合系数为2.0T-太阳轮单个齿传动的转矩 =2556.18Nm其中为高速级行星齿轮传动效率，去=0.98、为齿宽系数暂取0.8代入=159.5mm模数 =7.8 取 m=6则 = 取 =120 取 b=100mm计算变位系数a-g传动啮合角因 所以 变位系数和=0.557中心距变动系数y齿顶降低系数分配变位系数因 =0.5560.5所以 取=0.556=0g-b传动啮合角变位系数和=0.557中心距变动系数y齿顶降低系数分配变位系数因 =0.5560.5所以 取=0.556=0几何尺寸计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径齿顶高系数 行星轮、太阳轮 内齿圈齿轮顶隙系数代入上组公式计算太阳轮 行星轮 内齿圈 齿宽 取b=100mm则取啮合要素验算(1)a-g传动端面重合度1)顶圆齿形曲率半径太阳轮 mm 行星轮 mm端面啮合长度式中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合端面节圆啮合角 直齿轮 =78.005mm3）端面重合度g-b端面重合度1)顶圆齿形曲率半径内齿轮mm 行星轮 mm端面啮合长度式中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合端面节圆啮合角 直齿轮=98.569mm3）端面重合度8齿轮强度验算a-g传动小齿轮的强度计算过程确定计算负荷名义转矩 T=2556.18N.m名义圆周力 应力循环次数式中太阳轮相对于行星架的转速t寿命期内要求传动的总运动时间代入=次确定强度计算中的各种系数使用系数取 =1.25(b)动负荷系数根据圆周速度 =18.848m/s查表得=1.2（c)齿向载荷分布系数、式中计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数齿间载荷分布系数和因，精度6级，硬面直齿轮查得=1.0节点区域系数 =2.589式中直齿轮端面节圆啮合角 直齿轮端面压力角 直齿轮弹性系数查得载荷作用齿顶时的齿形系数根据=20和=0查得=2.8载荷作用齿顶时的应力修正系数查得=1.55重合度系数和螺旋角系数和可按下式计算齿数比u 计算接触应力的基本值=408.8Mpa接触应力=523.6Mpa弯曲应力的基本值=216.3Mpa齿根弯曲应力=471.1Mpa确定计算许用接触应力寿命系数次=0.8（b）润滑系数因 和查得 =1.03（c）速度系数因 v=18.8m/s和查得=1.05（d）粗糙度系数因和齿面粗糙度查得=0.90（e）工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面取=1.0（f）尺寸系数查得=0.90许用接触应力=986.58Mpa接触强度安全系数确定计算许用弯曲应力时的各种系数试验齿轮的应力修正系数寿命系数因 查得=0.82(c）相对齿根圆角敏感系数因查得=0.98（d)齿根表面状况系数因齿根粗糙度查得=0.925(e)尺寸系数可按下式计算=许用弯曲应力=517.4Mpa弯强度安全系数g-b传动小齿轮的强度计算过程1）确定计算负荷名义转矩 T=2556.18N.m名义圆周力 2）应力循环次数式中太阳轮相对于行星架的转速t寿命期内要求传动的总运动时间代入=次确定强度计算中的各种系数（a)使用系数取 =1.25(b)动负荷系数根据圆周速度=12.23m/s查得=1.25（c)齿向载荷分布系数、式中计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数4) 齿间载荷分布系数和因，精度6级，硬面直齿轮查得=1.05) 节点区域系数 =2.589式中直齿轮端面节圆啮合角 直齿轮端面压力角 直齿轮6) 弹性系数查得7) 载荷作用齿顶时的齿形系数根据=19和=0.556查得=2.88) 载荷作用齿顶时的应力修正系数查得=1.559) 重合度系数和10)螺旋角系数和可按下式计算11) 齿数比u 12) 计算接触应力的基本值=337.2Mpa13) 接触应力=431.9Mpa14) 弯曲应力的基本值 =209.5Mpa15) 齿根弯曲应力=360.7Mpa16) 确定计算许用接触应力(a) 寿命系数次=1.0（b）润滑系数因 和查得 =1.03（c）速度系数因 v=12.3m/s和查得=1.1（d）粗糙度系数因和齿面粗糙度查得=0.90（e）工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面取=1.0（f）尺寸系数查得=0.9017) 许用接触应力=1291.2Mpa18) 接触强度安全系数19) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数(a) 试验齿轮的应力修正系数(b) 寿命系数因 查得=1.0(c）相对齿根圆角敏感系数因查得=0.98（d)齿根表面状况系数因齿根粗糙度查得=0.925(e)尺寸系数可按下式计算 =许用弯曲应力=646.75Mpa21) 弯强度安全系数3.2.3 高速级设计1、行星轮数取=32、载荷不均匀系数低数级采用太阳轮浮动的均载机构取-计算接触强度行星轮齿间载荷分配不均衡系数-计算弯曲强度行星轮齿间载荷分配不均衡系数3、配齿计算根据行星齿轮2H-K型传动的配齿关系式选取的齿数就可以确定各齿轮齿数，然后校核其邻接条件最后确定齿轮齿数=32，=13，=584、齿轮模数m和中心距a首先计算太阳轮分度圆直径式中u-齿数比为13/32=0.41-使用系数1.25-算式系数为768-综合系数为2.0T-太阳轮单个齿传动的转矩=2556.18Nm其中为高速级行星齿轮传动效率，去=0.98、为齿宽系数暂取0.56代入=106.6mm模数 =3.33 取 m=4则 =mm 取 =95mmmm 取 b=60mm5、计算变位系数1)a-g传动啮合角因 所以 变位系数和=1.47中心距变动系数y齿顶降低系数分配变位系数因 =1.470.5所以 取=1.47=0g-b传动啮合角mm变位系数和=1.47中心距变动系数y齿顶降低系数分配变位系数因 =1.470.5所以 取=1.47=06、几何尺寸计算分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径齿顶高系数 行星轮、太阳轮 内齿圈齿轮顶隙系数代入上组公式计算太阳轮 mm 行星轮 内齿圈 齿宽 取b=60mm则取7、啮合要素验算(1)a-g传动端面重合度1)顶圆齿形曲率半径太阳轮 mm 行星轮 mm2）端面啮合长度式中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合端面节圆啮合角 直齿轮=13.868mm3）端面重合度（2）g-b端面重合度1)顶圆齿形曲率半径内齿轮行星轮 mm2）端面啮合长度式中“”号，正号为外啮合，负号为内啮合端面节圆啮合角 直齿轮=36.48mm3）端面重合度8、齿轮强度验算（1）a-g传动小齿轮的强度计算过程1）确定计算负荷名义转矩 T=912.9N.m名义圆周力 2）应力循环次数式中太阳轮相对于行星架的转速t寿命期内要求传动的总运动时间代入=次3）确定强度计算中的各种系数(a)使用系数取 =1.25(b)动负荷系数根据圆周速度=48.23m/s查表得=1.2（c)齿向载荷分布系数、式中计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数查表得=1.11（=0.56）=0.854) 齿间载荷分布系数和因，精度6级，硬面直齿轮查表得=1.05) 节点区域系数=2.2式中直齿轮端面节圆啮合角 直齿轮端面压力角 直齿轮6) 弹性系数查表得7) 载荷作用齿顶时的齿形系数根据=32和=0查表得=2.558) 载荷作用齿顶时的应力修正系数查表得=1.69) 重合度系数和10)螺旋角系数和可按下式计算11) 齿数比u 12) 计算接触应力的基本值=913.1Mpa13) 接触应力=1250.2Mpa14) 弯曲应力的基本值=96.6Mpa15) 齿根弯曲应力=220.5Mpa16) 确定计算许用接触应力(a) 寿命系数次得 =0.8（b）润滑系数因 和查得 =1.03（c）速度系数因 v=48.23m/s和查表得 =1.1（d）粗糙度系数因和齿面粗糙度查表得 =0.90（e）工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面取=1.0（f）尺寸系数查表得=1.017) 许用接触应力=1376Mpa18) 接触强度安全系数19) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数(a) 试验齿轮的应力修正系数(b) 寿命系数因 次查表得=0.8(c）相对齿根圆角敏感系数因查表得=0.98（d)齿根表面状况系数因齿根粗糙度查表得=0.925(e)尺寸系数按下式计算=20) 许用弯曲应力=527.9Mpa21) 弯强度安全系数2、g-b传动小齿轮的强度计算过程1）确定计算负荷名义转矩 T=912.9N.m名义圆周力 2）应力循环次数式中太阳轮相对于行星架的转速t寿命期内要求传动的总运动时间代入=次3）确定强度计算中的各种系数（a)使用系数取 =1.25(b)动负荷系数根据圆周速度 =22.86m/s查表得=1.25（c)齿向载荷分布系数、式中计算接触强度时运转初期的齿向载荷分布系数查表得 =1.11（=0.56）计算接触强度时的跑合影响，查得=3.4（v=22.86)4）齿间载荷分布系数和因，精度6级，硬面直齿轮查表得=1.05）节点区域系数=2.2式中直齿轮端面节圆啮合角 直齿轮端面压力角 直齿轮6）弹性系数查表得7）载荷作用齿顶时的齿形系数根据=13和=1.47查表得=2.08）载荷作用齿顶时的应力修正系数查表得=1.99）重合度系数和10）螺旋角系数和可按下式计算11）齿数比u 12）计算接触应力的基本值=513.7Mpa13）接触应力=730.3Mpa14）弯曲应力的基本值=108.4Mpa15） 齿根弯曲应力=247.4Mpa16）确定计算许用接触应力（a) 寿命系数次=0.8（b）润滑系数因 和查表得 =1.03（c）速度系数因 v=22.86m/s和查表得 =1.1（d）粗糙度系数因和齿面粗糙度查表得 =0.90（e）工作硬化系数因大小齿轮均为硬齿面，且齿面取=1.0（f）尺寸系数查表得=0.90许用接触应力=1033.56Mpa18) 接触强度安全系数19) 确定计算许用弯曲应力时的各种系数(a) 试验齿轮的应力修正系数(b) 寿命系数因 查表得=1.0(c）相对齿根圆角敏感系数因查表得=0.98（d)齿根表面状况系数因齿根粗糙度查表得=0.925(e)尺寸系数可按下式计算 = 许用拉力:=659.8Mpa第四章 行星轮轴的设计4.1 低速级行星轮轴的设计4.1.1 行星轮轴直径的计算当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴式沿整个跨度承受均布载荷危险截面（在跨度中间）的弯矩行星轴采用45号钢调质，考虑到可能的冲击振动，取安全系数S=2.5;则许用弯曲应力故行星轮轴直径取=45mm4.1.2 行星轮轴的强度校核由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45，所受的横向力F=42600N，d=45mm，则行星轮轴所受的剪切应力为根据3查得行星轮轴的许用剪切应力，故此行星轮轴强度满足。4.2 高速级行星轮轴的设计4.2.1 行星轮轴直径的计算当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以吧它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴式沿整个跨度承受均布载荷危险截面（在跨度中间）的弯矩行星轴采用45号钢调质，考虑到可能的冲击振动，取安全系数S=2.5;则许用弯曲应力故行星轮轴直径取=25mm4.2.2 行星轮轴的强度校核由于行星轮轴只受到剪切作用，故可以按销轴的剪切强度进行校核。已知行星轮轴的材料为45，所受的横向力F=42600N，d=40mm，则行星轮轴所受的剪切应力为查表得行星轮轴的许用剪切应力，故此行星轮轴强度满足。第五章 输出轴的设计5.1 输出轴的弯曲刚度计算由图可知，输出轴的各段直径相差比较小，因此可以采用当量直径法作为近似计算法使用。将阶梯轴转化为直径为的等直径轴式中：阶梯轴第段的直径（mm）阶梯轴第段的长度（mm）；在此设计中，我们将输出轴分为四段，分别为=60mm，=90mm，=55mm，=45mm,=110mm各段的轴径分别为=130mm，=140mm，=150mm，=160mm，=164mm。故代入以上数据计算得: 按当量直径，然后依据材料力学的计算方法计算挠度和偏转角，过程如下： 轴的结构图， 图5-1 输出轴的结构图设为小齿轮传动产生的径向力，计算公式如下：利用材料力学中弯曲变形的公式求得滚子轴承处和小齿轮的挠度和转角分别为： ，式中：，分别表示轴承处的转角，表示小齿轮处的转角，表示小齿轮处的绕度。表示小齿轮处作用的径向力，即。查得，代入以上数据，得：， 查资料得，对于刚度要求高的轴，应符合以下要求：对于安装齿轮的轴，应符合以下要求：式中：为两支撑间的跨度，即=88.5mm，显然，。 而对于转角有以下要求：两处双列向心球面滚子轴承处：； 安装齿轮处：显然，从上述计算知，圆柱滚子轴承处和调心滚子轴承处以及小齿轮处的转角均符合要求，因此，综合以上我们得出结论，输出轴的弯曲刚度符合条件，安全。5.2 输出轴的扭转刚度计算根据轴的类型为实心圆轴，计算公式为：式中：每米长轴的扭转角；轴材料的切变模量，对于钢；轴传递的转矩；受转矩作用的轴长；轴的直径；每米长轴的许用扭转角，取=。由前可知，阶梯轴的各段所传递的转矩相等，均以当量载荷计算，即：代入上述数据，计算得：显然，故输出轴的扭转刚度符合条件，安全第六章 花键强度校核花键类型：圆柱直齿渐开线花键，标准压力角。主要优点：受载时齿上有径向力，能起自动定心作用，强度高，寿命长，加工容易。花键的挤压强度较核：式中：转矩，;各齿载荷不均匀系数，取=0.75；齿数；齿的工作长度平均直径D分度圆直径h齿的工作高度许用压强，查表取=120Mpa。各级传动比分别为：=2.8，=4.输入轴所传递的转矩：T=912.9N.m，各级输出轴所传递的转矩为：=912.9Nm，=2556Nm。表7-1 花键强度较核结果mzD挤压强度p最小长度L实际长度L是否满足强度花键134012023.646.935是花键243212839.457.2422是花键352613060.1827.5855是各渐开线花键副参数表如下：表7-2 第一级输出端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数40模数m3压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记表7-3 第二级输入端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数32模数m4压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记表7-4 第二级输出端花键副 内花键参数表项目代号数值齿数26模数m5压力角公差等级与配合类别6H6H GB/T3478.1-1995标记表7-5 输出轴端花键副 外花键参数表项目代号数值齿数26模数m5压力角公差等级与配合类别6h6h GB/T3478.1-1995标记第七章 花键强度校核7.1 太阳轮花键轴强度计算 轴的危险截面的最小直径，取=120mm 3) 太阳轮-花键轴的强度由于此太阳轮-花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核。考虑到此轴会发生正反转，因此应按交变应力作用下的计算公式来校核。此时，危险截面的抗扭截面系数为最大扭转应力MPa最小扭转应力MPa，r=-1此时安全系数S式中对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取=300MPa扭转时的应力集中系数，按2表6-1-32取=1.70表面质量系数，按2表6-1-36取=0.9扭转时的尺寸影响系数，按2表6-1-34取=0.89扭转应力的应力幅，取=34MPa材料扭转时的平均应力折算系数，按2表6-1-33取=0.21平均应力，取=0代入各数值得按2表6-1-26许用安全系数Sp=1.3，SSp，故安全。7.2 输出轴花键轴强度计算1) 已知输入功率P=2850KW，n=1000r/min，太阳轮-花键轴的材料为45钢，调质处理，查表得：MPa，MPa，MPa，MPa。2) 初算太阳轮-花键轴的最小直径取A=90（因只受扭矩作用，载荷较平衡）轴的危险截面的最小直径，取=130mm3) 精确校核太阳轮-花键轴的强度由于此太阳轮-花键轴只承受扭转作用，故可以按只考虑扭转作用的强度计算公式来校核。考虑到此轴会发生正反转，因此应按交变应力作用下的计算公式来校核。此时，危险截面的抗扭截面系数为m3最大扭转应力MPa最小扭转应力MPa，r=-1此时安全系数S式中对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，取=155MPa扭转时的应力集中系数，取=1.6表面质量系数，取=0.89扭转时的尺寸影响系数，取=0.74扭转应力的应力幅，取=41.75MPa材料扭转时的平均应力折算系数，取=0.21平均应力，取=0代入各数值得按许用安全系数Sp=1.3，SSp，故安全。第八章 轴承的选用与寿命计算8.1 轴承的选用根据轴承的受力与轴的尺寸大小选用轴承型号 表8-1代号轴承型号dDB第一个轴承（输入轴）GB 276-64单列向心球轴承100092010014020第二个轴承（一级行星轴）GB 290-64滚针轴承452490525 3717第三个轴承（二级行星轴）GB 290-64滚针轴承4524908406222输出一GB 286-64双列球面滚子轴承300312814021053输出二GB 286-64双列球面滚子轴承3003130150225568.2 轴承校核由轴承寿命公式，得式中：轴承寿命，（小时）；基本额定动载荷（N）；当量动载荷（N）； X、Y值可查机械设计手册寿命指数， 球轴承=3，滚子轴承；轴承转速（r/min）. 同时，又有 式中：太阳轮转速，r/min;行星轮转速， r/min; 、分别为太阳轮、内齿轮及行星轮齿数；经计算，一至二级的太阳轮和行星轮转速依次为：， ；， ；第一级所选轴承型号为； NA滚针轴承4524905其相应的参数如下：，； NGW型行星齿轮传动受力分析：行星轮圆周力为： 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 这里，（转矩单位：，长度单位，力的单位：N）轴承受径向力代入数据计算：(N)将所有数值代入得所以该轴承寿命约11.92年，满足要求。第二级轴承校核所选轴承型号为；NA滚针轴承4524908其相应的参数如下：，；NGW型行星齿轮传动受力分析： 行星轮圆周力为： 单个行星轮作用在行星轮轴的力： 这里，（转矩单位：，长度单位，力的单位：N）轴承受径向力：代入数据计算：NN第九章 螺栓计算根据作用在箱体上的力矩平衡及联接强度的重要条件，应有式中可靠性系数，取=1.2联接摩擦副的摩擦因数，查2表5-1-52得=0.15 r转矩作用半径 z螺栓个数内齿圈与箱体联接螺纹计算由齿轮的设计计算说明书中可知=2556Nm代入具体数值，得则螺栓预紧力状态下的计算应力为螺栓的许用拉应力为MPa式中n安全系数因此，螺栓强度满足。此时可以算得螺栓的拧紧力矩为参考文献1张国瑞主编.行星传动技术M. 上海交通大学出版社 1989. 2陈启松主编.行星齿轮传动手册M. 冶金工业出版社 1986. 3饶振纲主编.行星传动机构设计M. 国防工业出版社 1980. 4孙恒主编.机械原理M . 高等教育出版社 2006. 5纪名刚主编.机械设计M. 高等教育出版社 2006. 6吴宗泽主编.机械设计课程设计手册M . 高等教育出版社 2006. 7梁正主编.机械零件设计计算实例M .中国铁道出版社 1989. 8颜思健主编.渐开线行星齿轮传动设计与制造M. 机械工业出版社 2002. 9成大先主编.机械设计图册M . 化学工业出版社 2001. 10 张维凯，王曙光. AutoCAD2007中文版标准教程北京:清华大学出版社，2007. 11胡来瑢主编.行星传动设计与计算M. 煤炭工业出版社 49