行星混凝土攪拌機(jī)設(shè)計(jì)機(jī)械CAD圖紙

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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(jiān)噸馮錯(cuò)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(dòng)泅鵑湛鼓計(jì)傾本科機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)論文CAD圖紙 QQ 401339828 目錄引言.21. 項(xiàng)目研究的目

2、的意義.22. 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(jì)（機(jī)械CAD圖紙）慫儀十輪衙膚炳番斂函受刻

3、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(jià)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.21. 項(xiàng)目研究的目的意義.22. 攪拌的任務(wù).3 第二章 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算.41. 驅(qū)動(dòng)

4、裝置工作條件.4 1.1 電動(dòng)機(jī)規(guī)格4 1.2 總傳動(dòng)比及輸出轉(zhuǎn)速42. 設(shè)計(jì)方案的確定53. 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算.5 3.1 第一級(jí)行星齒輪傳動(dòng)5 3.2 第二級(jí)行星齒輪傳動(dòng).14 3.3 匯總.23 第三章 行星輪軸強(qiáng)度計(jì)算.241. 第一級(jí)行星輪軸的計(jì)算242. 第二級(jí)行星輪軸的計(jì)算.24第四章 輸出齒輪軸計(jì)算.251. 輸出軸彎曲剛度計(jì)算.252. 輸出軸扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算.27第五章 花鍵強(qiáng)度校核.29第六章 太陽輪花鍵強(qiáng)度計(jì)算.311. 輸入端太陽輪軸強(qiáng)度校核312. 第二級(jí)太陽輪花鍵軸強(qiáng)度校核323. 輸出級(jí)花鍵強(qiáng)度校核33第七章 軸承壽命分析.361. 第一級(jí)軸承校核.362. 第二級(jí)軸承

5、校核373. 電動(dòng)機(jī)輸入處深溝球軸承校核.384. 圓錐滾子軸承校核39第八章 螺栓預(yù)緊力矩及強(qiáng)度計(jì)算.401. 第一級(jí)螺紋聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算.402. 第二級(jí)箱體聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算41第九章 潤滑與密封.421. 潤滑油參數(shù)表422. 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(jì)算44第十一章 結(jié)論.45滾筒攪拌機(jī)減速器的設(shè)計(jì)摘要:本文完成對(duì)一個(gè)滾筒攪拌機(jī)兩級(jí)行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。與國內(nèi)外已有的減速器相比，此減速器具有更大的傳動(dòng)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(shì)然后比較各傳動(dòng)比結(jié)構(gòu)，從而確定了傳動(dòng)的基本類型。論文

6、主題部分是對(duì)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，通過分配傳動(dòng)比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)算和校核。關(guān)鍵詞：行星齒輪，變位，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)Abstract This paper proposes a design configuration of the two-stage planetary reducer settling for some known parameters. Compared with other gear reducers in the word, it has a larger gear ratio. Furthermore, there are other m

7、ore advantages, such as, compact configuration, small figure, light avoirdupois and so on. The content is as follow.Firstly, the paper introduces the context of the task and the extent on research of gear reducers. As well as its development trend. Secondly, the drive red type is decided by comparin

8、g all kinds of gear configuration. The significant part is about the calculation of the configuration design. After distributing gear ratios, the rough configuration will be getting. Then, the holistic configuration can be designed and back-checked. Lastly, the paper is summarized, and the needed im

9、provement is indicated.Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism 第一章 引言1.項(xiàng)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(duì)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(dòng)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(duì)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?；炷辽a(chǎn)是改變傳統(tǒng)的現(xiàn)場(chǎng)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(xiàng)重要改革?；炷恋纳唐坊a(chǎn)因其生產(chǎn)的高度專業(yè)化和

10、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(dòng)生產(chǎn)率，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度，同時(shí)也因其節(jié)省施工用地，改善勞動(dòng)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(duì)象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作環(huán)境惡劣。因此現(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(dòng)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(dòng)軌跡在相對(duì)集中區(qū)域內(nèi)互相交錯(cuò)穿插，在整個(gè)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(dòng)的次數(shù)和運(yùn)動(dòng)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

11、的條件，因此混凝土施工因向機(jī)械化和自動(dòng)化方向發(fā)展。混凝土攪拌機(jī)的設(shè)計(jì)，是為了滿足市場(chǎng)需求，完善產(chǎn)品新的系列，適應(yīng)建筑施工和實(shí)驗(yàn)室工作的要求。它是在封閉的環(huán)境中，實(shí)現(xiàn)對(duì)物料的攪拌和輸送，攪拌及輸送效果良好，對(duì)環(huán)境污染少能夠改善施工現(xiàn)場(chǎng)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(duì)環(huán)境的破壞。滾筒式攪拌機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)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(huì)的個(gè)股領(lǐng)域和部門。滾筒式攪拌機(jī)又集電動(dòng)機(jī)、減速器和軸承于一體的高效先進(jìn)的新型輸送動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)。它的工作原理是把電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過減速器傳遞到滾筒

12、。滾筒攪拌機(jī)減速器設(shè)計(jì)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(duì)其減速器進(jìn)行研究和設(shè)計(jì)，這也是我設(shè)計(jì)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(gè)單元體參與運(yùn)動(dòng)的次數(shù)和運(yùn)動(dòng)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(dòng)設(shè)計(jì)

13、計(jì)算1驅(qū)動(dòng)裝置工況條件11電動(dòng)機(jī)規(guī)格驅(qū)動(dòng)裝置采用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，具體規(guī)格見下表： 表2-1Y90L-6電機(jī)規(guī)格參數(shù)表型號(hào)額定制動(dòng)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-62.0 2.21.1380910r/minN/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ALD(j6)Y90L-61403352412總傳動(dòng)比及輸出轉(zhuǎn)速已知齒輪總傳動(dòng)比I=910/20=45.5，輸出轉(zhuǎn)速n=20r/min。2 設(shè)計(jì)方案確定 已知傳動(dòng)比為45.5，輸出轉(zhuǎn)速為20r/min，負(fù)載當(dāng)量值為368.732Nm，由

14、于負(fù)載當(dāng)量值和傳動(dòng)比都不是很大，因此可以采用兩級(jí)級(jí)行星齒輪傳動(dòng)。3 齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)上多級(jí)行星齒輪傳動(dòng)各級(jí)傳動(dòng)之間等強(qiáng)度且尺寸最小的傳動(dòng)比分配原則，高速級(jí)傳動(dòng)比可以取大些，低速級(jí)傳動(dòng)比可以取小些。初定各級(jí)傳動(dòng)比:i1=7.6 i2=6.031第級(jí)行星齒輪傳動(dòng)1） 配齒計(jì)算 查1表1721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(dòng)比，按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動(dòng)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；在一對(duì)a-c傳動(dòng)中，太陽輪傳動(dòng)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

15、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5660HRC，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amm模數(shù)mm取模數(shù)m=2未變位時(shí)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(jì)算其變位系數(shù)。2） 齒輪變位計(jì)算a) 確定行星輪齒數(shù)對(duì)于a-c傳動(dòng)，采用角變位；對(duì)于c-b傳動(dòng)，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(cè)上冊(cè)表2.2-9計(jì)算有如下表（見下頁）：表3-1 第一級(jí)行星傳動(dòng)齒輪計(jì)算結(jié)果匯總序號(hào)名稱代號(hào)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果1模數(shù)

16、取標(biāo)準(zhǔn)值2mm2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(shí)中心距8實(shí)際中心距取兩個(gè)之間最大的9中心距變動(dòng)系數(shù)10嚙合角由于c-b傳動(dòng)中心距未變，故嚙合角為20度a-c：c-b：傳動(dòng)嚙合角為20度11總變位系數(shù)由于c-b傳動(dòng)采用高變位，所以=0c-b：=012變位系數(shù)的分配根據(jù)傳動(dòng)的具體要求，按4齒輪手冊(cè)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(cè)圖2.2-9分配得=0.566，=1.141-0.566=0.575，13齒頂高變動(dòng)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

17、根彎曲強(qiáng)度 校核a-c傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度由于太陽輪和行星輪傳動(dòng)相當(dāng)于定軸線齒輪傳動(dòng)，故可以用定軸線齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算公式來校核a-c傳動(dòng)的強(qiáng)度。vH是相對(duì)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(jì)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(jì)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表16.2-36選取=1.3動(dòng)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

18、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(yàn)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(jì)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(jì)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?yàn)?，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) （3-3）式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 校核a-c傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度齒根彎

19、曲強(qiáng)度校核計(jì)算公式 （3-4）計(jì)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)合齒形系數(shù)，按1圖16.2-23選取=3.90搞彎強(qiáng)度計(jì)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(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)，按1表16.2-48選取=0.95相對(duì)表面狀況系數(shù)，按1式16.2-2123計(jì)算得=1.0抗彎強(qiáng)度計(jì)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

20、6選取=1.6將各數(shù)值代入（3-5）中，得MPa因?yàn)?，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) （3-6）式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 校核c-b傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動(dòng)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(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算公式來校核b-c傳動(dòng)的強(qiáng)度。齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式： （3-1）式中計(jì)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(jì)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.

21、3動(dòng)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(yàn)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(jì)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(jì)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

22、為，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) （3-3）式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 校核b-c傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算公式 （3-4）計(jì)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(jì)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(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)，按1表16.2-48選取=0.95相對(duì)表面狀況系數(shù)，按1式16.2-21

23、23計(jì)算得=1.0抗彎強(qiáng)度計(jì)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?yàn)?，所以滿足齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) （3-6）式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到32第級(jí)行星齒輪傳動(dòng)1） 配齒計(jì)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(dòng)比， 2） 按接觸強(qiáng)度初算a-c傳動(dòng)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(duì)a-c傳動(dòng)中，太陽輪傳動(dòng)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

24、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5660HRC，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amm模數(shù)mm取模數(shù)m=2.0未變位時(shí)中心距mm為了保證加工齒輪時(shí)不發(fā)生根切以及同心條件，將中心距調(diào)整為58，采用外嚙合角變位，內(nèi)嚙合高變位，具體計(jì)算如下表：表3-2 第二級(jí)行星傳動(dòng)齒輪計(jì)算結(jié)果匯總序號(hào)名稱代號(hào)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果1模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值2mm2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(shí)中心距8實(shí)際中

25、心距取兩個(gè)之間最大的9中心距變動(dòng)系數(shù)10嚙合角由于c-b傳動(dòng)中心距未變，故嚙合角為20度a-c：c-b：傳動(dòng)嚙合角為20度11總變位系數(shù)由于c-b傳動(dòng)采用高變位，所以=0c-b：=012變位系數(shù)的分配根據(jù)傳動(dòng)的具體要求，按4齒輪手冊(cè)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(cè)圖2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.55813齒頂高變動(dòng)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 校核a-c傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度由于太陽輪和行星輪傳動(dòng)相當(dāng)于定軸線齒輪傳動(dòng)，故可以用定軸線齒輪傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算公式來校

26、核a-c傳動(dòng)的強(qiáng)度。vH是相對(duì)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(jì)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(jì)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(dòng)載系數(shù)，按1式(16.2-12)得=1.011齒向載荷分布系數(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(jì)算公式得MPa許用接觸應(yīng)力試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，按1圖1

27、6.2-17，取=1358MPa接觸強(qiáng)度計(jì)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(jì)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?yàn)?，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 核a-c傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算公式計(jì)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

28、1圖16.2-23選取=3.386搞彎強(qiáng)度計(jì)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)度基本值，見1圖16.2-26，取=1050MPa相對(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)，按1表16.2-48選取=0.95相對(duì)表面狀況系數(shù)，按1式16.2-2123計(jì)算得=1.0抗彎強(qiáng)度計(jì)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?yàn)椋詽M足齒根彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 校核c-b傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度由于內(nèi)齒輪和行星輪傳動(dòng)屬于周

29、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(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算公式來校核b-c傳動(dòng)的強(qiáng)度。齒面接觸疲勞強(qiáng)度公式：式中計(jì)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(jì)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(dòng)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)，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(jì)算公式

30、得MPa許用接觸應(yīng)力試驗(yàn)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(jì)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(jì)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?yàn)?，所以滿足接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)式中各符號(hào)代表的意義和上式一致，故得到 校核b-c傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度齒根彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算公式計(jì)算彎曲應(yīng)力齒向載荷分布系數(shù)，按表116.2-41選取=1.174齒間載荷

31、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(jì)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(duì)齒根圓角敏感性系數(shù)，按1表16.2-48選取=0.95相對(duì)表面狀況系數(shù)，按1式16.2-2123計(jì)算得=1.0抗彎強(qiáng)度計(jì)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?yàn)镾p，故安全。 2.第二級(jí)太陽輪花鍵軸強(qiáng)度校核1).P=1.95

32、KW，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。 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(xiǎn)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(jì)算公式來校核?？紤]到此軸會(huì)發(fā)生正反轉(zhuǎn)，因此應(yīng)按交變應(yīng)力作用下的計(jì)算公式來校核。此時(shí)，危險(xiǎn)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MPar=-1此時(shí)安全系數(shù)S式中對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限，取=260MPa 扭轉(zhuǎn)

33、時(shí)的應(yīng)力集中系數(shù)，按2表6-1-32取=1.60 表面質(zhì)量系數(shù)，按2表6-1-36取=0.89扭轉(zhuǎn)時(shí)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(shí)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，SSp，故安全。 3. 輸出級(jí)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=100（按2表6-1-19選取，因只受

34、扭矩作用，載荷較平衡）軸的危險(xiǎn)截面的最小直徑mm，取=62mm3) 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(jì)算公式來校核?？紤]到此軸會(huì)發(fā)生正反轉(zhuǎn)，因此應(yīng)按交變應(yīng)力作用下的計(jì)算公式來校核。此時(shí)，危險(xiǎn)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MPar=-1此時(shí)安全系數(shù)S式中對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的材料扭轉(zhuǎn)疲勞極限，取=260MPa 扭轉(zhuǎn)時(shí)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=0.89扭轉(zhuǎn)時(shí)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(shí)的平均應(yīng)力折算

35、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，SSp，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(shí)）； 基本額定動(dòng)載荷（N）； 當(dāng)量動(dòng)載荷（N）； 對(duì)接觸角時(shí)， ， （8-2） 對(duì)接觸角時(shí)， （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(shí)，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(jì)算，一至三級(jí)的太陽輪和行星輪轉(zhuǎn)速依次為： ， ；， ；， ；1. 第一級(jí)軸承校核所選軸

36、承型號(hào)為；FAG滾針軸承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(dòng)受力分析： 行星輪圓周力為： （8-5） 單個(gè)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(jì)算：NN(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(jí)軸承校核所選軸承型號(hào)為；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(dòng)受力分析： 行星輪圓周力為： （8-7） 單個(gè)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

37、）軸承受徑向力：代入數(shù)據(jù)計(jì)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(dòng)機(jī)輸入處深溝球軸承校核所選軸承型號(hào)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(jiǎng)減速器運(yùn)動(dòng)為，當(dāng)電動(dòng)機(jī)成倒時(shí)，第一級(jí)太陽輪全部壓在該軸承上，估算出該齒輪軸向上受第一級(jí)太陽輪幾其相連套筒及軸承本身的重力，共計(jì)約40N，即軸承受軸向力 則得 查3表39.3-3，由線性插值法計(jì)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?yàn)檩敵鳊X輪；m=14， z=14計(jì)算出輸出齒輪徑向力： （N）由圖可以計(jì)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(hào)為； 30216-A 其相應(yīng)的參數(shù)如下：，m=1.68kg，e=0.42;由于變獎(jiǎng)減速器運(yùn)動(dòng)為，當(dāng)電動(dòng)機(jī)成時(shí)，各級(jí)太陽輪和行星輪都?jí)涸谠撦S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