机械课程设计说明书,行星齿轮减速器传动装置设计

基于行星轮减速器的传动装置设计
学院： XXXXXXXXXXXXXXX
专业：机械设计制造及其自动化
班级：机械 xxx
学号： XXXXX
姓名： XXXXX
指导老师： XXXXXXX
目录
一、设计选题............................. 错误!未定义书签。

应用背景.............................. 错误!未定义书签。

题设条件.............................. 错误!未定义书签。

二、传动装置的方案设计................... 错误!未定义书签。

选取行星齿轮传动机构................. 错误!未定义书签。

总体传动机构的设计................... 错误!未定义书签。

三、传动装置的总体设计................... 错误!未定义书签。

选择电动机........................... 错误!未定义书签。

传动系统的传动比...................... 错误!未定义书签。

传动系统各轴转速/功率/转矩........... 错误!未定义书签。

四、减速器传动零件的设计................. 错误!未定义书签。

齿轮的设计计算与校核................. 错误!未定义书签。

确定各齿轮的齿数.................. 错误!未定义书签。

初算中心距和模数.................. 错误!未定义书签。

齿轮几何尺寸计算................... 错误!未定义书签。

齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核）错误!未定义
书签。

轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核.... 错误!未定义书签。

行星轴设计（轴/轴承）............. 错误!未定义书签。

行星架结构设计.................... 错误!未定义书签。

输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）错误!未定义书签。

输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核）错误!未定义书签。

箱体的设计及润滑密封的选择........... 错误!未定义书签。

箱体的设计........................ 错误!未定义书签。

润滑密封的选择.................... 错误!未定义书签。

五、课程设计总结......................... 错误!未定义书签。

六、主要参考文献......................... 错误!未定义书签。

一、设计选题
应用背景
近些年，随着国际工业水平的不断提高以及国家对工业技术的支持助力，越来越多的工业机器取代了人力，各行各业从中获利；同时由于市场工艺方面的需求，涌现了一批体积小，效率高的新型机械产品。

它们一般都是以小巧紧凑，平稳高效，方便快捷而深获各行各业的青睐。

这些机器其中就有一些是以行星轮作为其减速器的主要结构。

现在市场上常用的减速器大多是普通齿轮减速器，一般都比较笨重粗糙，不太符合一些新兴行业的紧凑高效快捷的理念。

而行星齿轮传动的主要特点就是体积、质量小，结构紧凑，承载能力、传动效率高，传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。

所以，设计出一款满足市场常用机器的行星轮减速器是很有市场前景的。

故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器的传动装置设计。

题设条件
现取一款市场上常用的运输带工作机，其工作拉力F=10000N，运输带速度v=s，卷筒直径D=205mm；根据这款运输机的工作要求，设计出一套基于行星轮减速器的传动装置。

另要求该减速器能够连续工作10年；承受中等冲击。

二、传动装置的方案设计
选取行星齿轮传动机构
最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。

行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型（N—内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星轮）。

其中最常用为NGW型。

NGW型按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。

其中2Z-X型以其结构简单，制造方便，在机械传动中应用最广。

2Z-X型为单级传动，效率高达~，故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。

图（1）2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图
如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，x为转臂，II轴III轴可为输入输出轴。

当II轴为输入轴时，机构整体为减速；当III轴为输入轴时，机构整体为加速。

总体传动机构的设计
图（2）带式运输机传动装置
如图（2）所示，运输机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、卷筒组成。

电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器，行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒，使之带动运输带工
作，完成传动方案。

三、传动装置的总体设计
选择电动机
按工作要求和工作条件选用Y 系列鼠笼三相异步电动机。

其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V 。

工作机有效功率=1000
w F v P ⋅，根据已知条件所给数据 F=10000N ， 1.3/v m s =。

则工作机有效功率有：10000 1.3===13kW 10001000
w F v P ⋅⨯ 从电动机到工作机输送带之间的总效率为
23231340.990.990.980.990.93ηηηηη∑=⨯⨯⨯==⨯⨯⨯
式中：1η，2η，3η，4η，分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，行
星轮传动机构效率，卷筒效率12340.990.990.980.99ηηηη====，，，所以电动机输出功率为：
13140.93
w
d P P kW η∑=== 按资料查找2Z-X 型的行星轮传动比 =2.813I :行星轮
工作机卷筒的转速为
601000601000 1.3n 121.11/min 121/min 205w v r r D ππ
⨯⨯⨯==≈≈⨯ 所以电动机转速的可选范围为
d =(2.813)120(3361560)/min w n I n r ∑=⨯⨯=::
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min ，1500r/min 三种， 比较三种电机，选1000r/min 的电机时，总传动较小，传动装置结构
尺寸小，在根据额定功率大小选择电机型号，故确定电机的型号为Y180L-6.其满载转速为970r/min,额定功率为15KW 。

传动系统的传动比
总传动比=电机满载转速/工作机转速 即 9708121.11
m w n i n === 传动系统各轴转速/功率/转矩
如图（1）2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注：电动机轴为 轴Ⅰ, 减速器高速级轴为轴Ⅱ，低速级轴为轴Ⅲ，卷筒轴为轴Ⅳ，则
各轴的转速 970/min m n n n r ===ⅠⅡ
970121.25/min 8
n n n r i ====ⅡⅢⅣ 各轴的输入功率 14d P P kW ==Ⅰ
1140.9913.86P P kW η=⋅=⨯=ⅡⅠ
2223
13.860.990.9813.3P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯=ⅢⅡ 4113.30.990.9913P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯=ⅣⅢ
各轴的输入转矩
1495509550137.8970P T N m n =⨯=⨯=⋅ⅠⅠⅠ 13.8695509550136.46970
P T N m n =⨯=⨯=⋅ⅡⅡⅡ 13.3955095501049.711050121
P T N m N m n =⨯
=⨯=⋅=⋅ⅢⅢⅢ 13955095501026.031026121P T N m N m n =⨯
=⨯=⋅=⋅ⅣⅣⅣ
四、减速器传动零件的设计
行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过联轴器与高速轴联接，以实现传动。

传动零件的设计计算，大致包括：
齿轮的设计计算与校核
(齿数/模数/中心距/齿轮材料/弯曲接触强度校核)
轴的设计计算与校核
(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴 轴尺寸及强度校核)
轴承的选型与寿命计算
键的选择与强度计算
箱体的设计
润滑与密封的选择
齿轮的设计计算与校核
确定各齿轮的齿数
据2Z-X(A)型行星传动的传动比p i 值和按其配齿计算（见《行星齿轮传动设计》公式（3-27）~公式（3-33））可求得内齿轮b 和行星轮c 的齿数b z 和c z 。

现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择
中心轮a 的齿数a z =17和行星轮p n =3.
根据内齿轮 (1)8117119b p a z i z =-=
-⨯=（） 对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取115b z =，此时实际的p 值与给定的p 值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。

实际传动比为 115117.7617
b a z i z =+=+= 其传动比误差 87.763%8
p p i i
i i --∆=== 由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c 的齿数c z 应按如下公
式计算，即 115-17=4922
b a
c z z z -== 再考虑到安装条件为 332a b z z C +==
（整数） 故行星轮各齿数为 17,49,115a b c z z z ===
初算中心距和模数
（1）齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定
太阳轮材料为40Cr ，调质处理，强度极限700s MPa σ=，屈服极限500b MPa σ=，齿面硬度为280HBS 。

由《行星齿轮传动设计》P166图6-13查得齿轮的接触疲劳极限lim 920H MPa σ= 图6-26查得齿轮
的弯曲疲劳极限lim 350F MPa σ=
行星轮材料为40Cr ，调质处理，强度极限700s MPa σ=，屈服极限500b MPa σ=，齿面硬度为240HBS 。

行星轮齿形为渐开线直齿。

最终加工为磨齿，精度为6级。

内齿圈材料为30CrMnSi ，调质处理，强度极限1100MPa ，屈服极限900MPa ，表面硬度为320HBS 。

齿形终加工为插齿，精度7级。

（2）减速器的名义输出转速2n
由 12n i n = 得 121000125/min 8
n n r i === （3）载荷不均衡系数P K
查《行星齿轮传动设计》，取 1.4P P H F K K ==
（4）齿轮模数m 和中心距a （m=，082.5a mm =）
首先计算太阳轮分度圆直径：
a d d K =（mm ） 式中：正号为外啮合，负号为内啮合；
d K ——算式系数为768（直齿传动）；
u ——齿数比为48 2.8217
= A K ——使用系数为；
H K ∑——综合系数为2；
1T ——太阳轮单个齿传递的转矩。

11114955095500.9944.1231000
a p p T P T N m N m
n n n ηη===⨯⨯⋅=⋅⨯
其中 η—高速级行星齿轮传动效率，取η=
p n —行星轮的数量
d ϕ—齿宽系数暂取a d b =
lim H σ=1450Mpa
代入下式得：
76841.6a d K mm === 模数 41.6
2.4517
a a d m z === 取模数 m = 则 011
() 2.5(1749)82.522
a c a m z z mm mm =
+=⨯⨯+= 取中心距 082.5a mm =
由于装置状况是小齿轮作悬臂布置 故0.40.6d φ=: 取0.6d φ= 计算齿轮齿宽 0.6 2.51725.5d b d mm φ=⋅=⨯⨯=
考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm ；
一般会取小齿轮齿宽等于135b mm =，大齿轮齿宽230b mm = 这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。

为了保证三者之间的稳定性，选择取行星轮齿宽35mm ，太阳轮、内齿轮齿宽30mm 。

齿轮几何尺寸计算
图（3）行星轮结构各齿轮副
对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：
各齿轮副的几何尺寸的计算结果 单位：mm
注：齿顶高系数：太阳轮、内齿轮、行星轮—1=*
a h ，
顶隙系数：内齿轮、行星轮—25.0=*c ；模数m=
齿轮装配需满足4个条件：传动比条件/邻接条件/同心条件/安装条件
本文前面齿轮尺寸选取已经满足传动比条件/同心条件/安装条件
现验算其邻接条件：p
ac ac n a d π
sin
2'
<
已知行星轮c 的齿顶圆的直径125ac d =，'82ac a =和3=p n 代入上式，则得 125282sin
1423
mm π
<⨯⨯= 满足邻接条件
齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核） （1）行星轮结构受力分析
首先进行行星齿轮传动的受力分析，行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。

进行受力分析时，假设行星齿轮转动为等速旋转，多个行星轮受载均匀，且不考虑摩擦力及构件自重的影响。

即在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态。

图（4）行星轮结构受力分析
输入件所传递的转矩T Ⅱ传递给太阳轮上，故可得太阳轮（小齿轮）的转矩 1136.46
45.49()3
II P T T N m n =
==⋅, 式中n p 为行星轮个数。

对于直齿圆柱齿轮传动， 切向力 112000200045.49
214142.5
t T F N d ⨯=
== 径向力 °tan 2162tan20=779r t F F N α==⨯ 应力循环次数b N
10a 6060848.75366000 1.00810H
a p h N n n L ==⨯⨯⨯=⨯次
式中：970121.25848.75/min H H a a n n n r =-=-=，H
a
n 为太阳轮相对于
行星架的转速。

该减速器要求连续工作10年，每年按330天计算，每天按20小时计算，即103302066000h L h =⨯⨯=。

（2）齿轮强度校核
在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮，如2Z-X(A)型传动中的齿轮a （太阳轮），由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条件较差，通常是行星传动中的薄弱环节。

故本节仅列出相啮合的小齿轮(中心轮)的强度计算过程，大齿轮(行星轮)的计算方法相同，故略。

齿面接触强度校核：a-c 传动强度校核 齿面接触应力：
H H σσ=
式中：0H H E Z Z Z Z εβ
σ=齿根弯曲应力
齿根弯曲应力：0F F A V F F K K K K βα
σσ=
式中：0
t F Fa Sa F Y Y Y Y bm
εβσ= 确定强度计算公式中的各种系数:
1）使用系数A K 由前面计算太阳轮分度圆直径时查知A K = 2）动载荷系数V K
由小齿轮（中心轮）相对于转臂（行星架）的节点线速度H v 确定，由《行星齿轮传动设计》公式6-57可求得
1 3.1442.5848.75
1.89/60
601000H
a
H d n v m s π⨯⨯=
=
=⨯
查图6-6，得V K =
3）齿向载荷分布系数H K β、F K β
接触强度计算： 1(1)=1H b H K βθμ=+-
弯曲强度计算： 1(1)=1F b F K βθμ=+-
由《行星齿轮传动设计》P158查知，如果2Z-X(A)型和2Z-X(B)
型行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小与或等于1时，则取齿向载荷分布系数==1H F K K ββ。

4）齿间载荷分布系数H K α、F K α
因
1.252141
89.2/100/30
A t K F N mm N mm b ⨯==<，精度6级，硬齿面直齿轮，查《行星齿轮传动设计》表6-9，得 22
11
0.7561.15
H K Z α
ε===，1140.25F K Y αε=== （由该书公式6-63
得重合度系数 1.15Z ε=
==
''1212z z (tan tan )(tan tan )=022a t t t t a a a a εππ=
-+-
'
20t t a a ==︒ 0.25Y ε= 2
cos a
an b
εεβ=
=
5）节点区域系数H Z 按下式计算
2.49H Z === 式中：直齿轮0b β=︒，t α—端面节圆啮合角，α—端面压力角 6）弹性系数E Z
查《行星齿轮传动设计》表6-10，得
E Z = (钢-钢) 7）载荷作用齿顶时的齿形系数Fa Y
根据z 17a =和0a x =，查《行星齿轮传动设计》图6-22得=2.9Fa Y
8）载荷作用齿顶时的应力修正系数sa Y
查《行星齿轮传动设计》图6-24得 1.50Sa Y = 9）螺旋角系数Z β、Y β
因直齿轮0β=︒
，1Z β==，11120
Y ββεβ
︒
=-
=
10）齿数比u c 49 2.917a Z u Z =
== 齿面接触应力：
0816.7801.8H H MPa
σσ===
0 2.49189.8 1.151816.7H H E Z Z Z Z MPa εβ
σ==⨯⨯⨯=
齿根弯曲应力：
031.04 1.25 1.0214158F F A V F F K K K K MPa
βασσ==⨯⨯⨯⨯=0
2141
2.9 1.50.25131.0430 2.5
t F Fa Sa F Y Y Y Y MPa bm εβσ==⨯⨯⨯⨯=⨯ 确定许用接触应力HP σ的各种系数: 1）寿命系数NT Z
因101.00810a N =⨯次，查《行星齿轮传动设计》图6-16，得0.9NT Z = 2）润滑系数L Z
取240165/v mm s =，(40℃时润滑油的名义运动粘度)《机械设计》P234 并由lim 920H MPa σ= 《行星齿轮传动设计》图6-17，得L Z = 3）速度系数v Z
因 1.89/H v m s =， lim 920H MPa σ=
查《行星齿轮传动设计》P170图6-18，得 1.01v Z =
4）粗糙度系数R Z
取齿面66 1.69.6z a R R m μ≈=⨯=，并由lim 920H MPa σ=
查《行星齿轮传动设计》图6-19，得 1.15R Z = 5）工作硬化系数W Z
因齿轮为硬齿面，且齿面9.66z R m m μμ=> 由《行星齿轮传动设计》图6-20，得 1.2W Z = 6）尺寸系数X Z
查《行星齿轮传动设计》表6-15，得 1.07X Z =
lim 7000.9 1.12 1.01 1.15 1.2 1.071052HP H NT L V R W X
Z Z Z Z Z Z MPa
σσ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
接触强度安全系数H S min 1052
1.32801.8
HP H H H S S σσ=
==> 查《行星齿轮传动设计》表6-11，知可靠性高，符合设计要求。

确定许用弯曲应力FP σ的各种系数 1）寿命系数NT Y
因101.00810a N =⨯次，查《行星齿轮传动设计》图6-31，得0.85NT Y = 2）尺寸系数X Y
查《行星齿轮传动设计》表6-17，得 1.0X Y = 3）相对齿根圆角敏感系数relT Y δ 近似取 1.0relT Y δ= 4）齿根表面状况系数RrelT Y
查《行星齿轮传动设计》表6-18，得
0.10.11.6740.529(1) 1.6740.529(37.81)0.91
RrelT z Y R =-+=-⨯+=（齿根66 6.337.8z a R R m μ≈=⨯=）
计算许用弯曲应力FP σ
lim 5000.85 1.00.91 1.0386.75FP F NT relT RrelT X Y Y Y Y MPa δσσ==⨯⨯⨯⨯=
弯曲强度安全系数F S min 386.75
2.45158
FP F F F S S σσ===> 查《行星齿轮传动设计》表6-11，知可靠性高，符合设计要求。

故行星齿轮结构强度校核符合要求。

轴/轴承/联轴器/键的设计计算与校核 (三个轴:行星轴/输入轴/输出轴)
行星轴设计（轴/轴承） （1）初算轴的最小直径
在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷
ac 222141=4282t F F N ==⨯，当行星轮相对于行星架对称布置时，载
荷t F 则作用在轴跨距的中间。

取行星轮与行星架之间的间隙
2.5mm ∆=，齿宽b 2=35，则跨距长度0235540l b mm =+∆=+=。

当
行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为0l 的双支点梁。

当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷0/l F q t =（下图）。

图（4）行星轮轴的载荷简图
危险截面（在跨度中间）内的弯矩 《材料力学》
20042824021410888
t ql Fl M N mm ⨯====⋅
行星轮轴采用40Cr 钢,调质s 500MPa σ=，考虑到可能的冲击振动，取安全系数5.2=S ;
则许用弯曲应力 []s b /(500/2.5)200S MPa MPa σσ===, 由材料力学中，弯曲应力的强度条件：[]max
max =
M W
σσ≤ |对于截面是直径为d 的圆形，则：3
z =/232
I d W d π=
故行星轮轴直径
010.3d mm ≥=
=
取 010.3d mm ≥
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。

（2）选择行星轮轴轴承及寿命计算
在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷r F
tan 202141tan 20389.522
t r F F N ⨯===o o
在相对运动中，轴承外圈的转速
17
848.75/min 300.6/min 48
H
H a c
a
c z n n r r z =⨯=⨯=
考虑到行星轮轴的直径010.7d mm ≥，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用深沟球轴承6404型， 其参数为20,72,19d mm D mm B mm === 基本额定动载荷：31.0kN r C =
基本额定定载荷 015.2kN r C = lim 13000/min n r = （油浴）；
取载荷系数 1.2p f =；（中等冲击） 行星轴上所受径向力 389.5r F N = 当量动载荷 1.2389.5467.4p r P f F N
==⨯=
轴承的寿命计算 6633
0300.6101031000()()161762836060467.4
h H
c C L h n P ==⨯=⨯ 根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按330天计算，每天按20小时计算，即16176283103302066000h L h h =>⨯⨯=。

所以设计决定选用6404型轴承，并把行星轮轴直径增大到
020d d mm ==。

校核行星轮轮缘厚度c ∆是否大于许用值：
[]min ()106.5172
17.255 2.5 2.5 2.5 6.2522f c c d D mm m mm
--∆===≥∆==⨯=
满足条件[]min c ∆>∆
行星架结构设计
一个结构合理的行星架应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。

基于以上要求，结合
《行星齿轮传动设计》
的行星架结构特点，决定选用双侧板分开式行星架,材料选用20MnV 。

图（5）行星架结构
图（5）所示行星架的主要结构外形尺寸可按经验公式确定： 行星架厚度 (0.20.3)(0.20.3)82.5(16.524.75)a mm δ≈-=⨯=::
这里取 24mm δ≈ （a 为中心距）
行星架外径 2245c D d mm ≈= （d c 为行星轮分度圆直径） 输入轴的设计（轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核） （1）初算轴的最小直径 3
0n
P
A d =
初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr 钢，调质处理。

根据下表查得0A 。

轴常用几种材料的[]T τ及0A 值
查表取0112A =，得
min 11227d A mm === 输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%~7%。

故 min [28.3528.89]d mm =，
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。

（2）选择输入轴联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用LX 型联轴器,计算转矩为：
= 1.5133.7200.55C T KT N m
=⨯=⋅
式中：K 为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运输机时K 为~，取K=。

T 为联轴器所传递的名义转矩，
6
6149.5510=9.5510=133700133.71000
P T N mm N m n =⨯⨯⨯⋅=⋅ 由计算转矩查表选用LX3型联轴器
1250200.55n T N m N m
=⋅>⋅
[]4750/min 1000/min n r r =>
其轴孔直径d 为30~48mm ，选择半联轴器的孔径为40mm ，半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L 1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径d=40mm ；
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，外伸轴长度应该比L 1=84mm 略短一些，即取80mm 。

（3）选择输入轴轴承及寿命计算
根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。

该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6210型，其尺寸为509020d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯， 轴承的寿命计算 其参数为
509020d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
35r C kN = 023.2r C kN = lim 8500/min n r = （油浴）； 取载荷系数 1.2p f =；（中等冲击）
输入轴上所受径向力 tan202141tan20779r t F F N ==⨯=o o
当量动载荷 1.2779934.8p r P f F N ==⨯=
轴承的寿命计算 6633
010*******()()=874776h>66000h 60601000934.8
h a C L n P =
=⨯⨯ 故该对轴承满足寿命要求。

（4）输入轴上键的选择及强度计算
平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。

因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。

普通平键连接的强度条件按下式计算 []
p p 2000σσ≤=kld
T
式中：T －转矩，N mm ⋅；
d －轴颈，mm;
k －键与轮毂键槽的接触高度，h k 5.0=，此处h 为键的高度，
l －键的工作长度，mm,A 型键 b L l -=；其中L 为键的长度，b 为键的宽度；
2
p /()N mm σ-⎡⎤⋅⎣⎦
－许用挤压应力，在这里键、轴、轮毂材料为钢，键取45钢。

其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的
p 100120MPa σ⎡⎤=⎣⎦:
由前面计算知输入轴上的转矩136.46T N mm =⋅ 由输入轴40d mm =,选用A 型(圆头)键，其型号为
12870b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
将数值0.584mm k =⨯=，701258mm l =-=， 键连接处的轴颈 d =55mm 代入上式得
p 2000136.46
29.4145840
p MPa σσ⨯⎡⎤==<⎣⎦⨯⨯
故该键满足强度要求。

（5）输入轴的结构设计：
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
减速器高速外伸轴直径d=40mm ，即A-B 轴段直径为40mm 为了满足联轴器的轴向定位要求，A-B 轴段右端需制出一轴肩，故取B-C 段的直径为50mm （定位轴肩直径相差7-8mm ，齿轮处相差10-12mm ，非定位轴肩直径相差2-4mm 。

这里为了配合箱体的尺寸，选取轴肩直径差10mm ），半联轴器与轴配合毂孔长度L 1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，外伸轴长度应该比L 1=84mm 略短一些，即取A-B 的长度 80A B l mm -=。

轴承端盖的总宽度为20mm ，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为
30l mm =,故取50B I l mm -=。

由于选择的轴承是深沟球轴承，可用双支点各单向固定的支承。

根据所选的深沟球轴承6210型，故可得20C D E F l l mm --==。

G-F 轴段对E-F 段安装的轴承起轴肩定位功能，故取轴径58mm 。

M-N 段的轴径及轴长是太阳轮的直径及轮宽。

其余各段的轴径及轴长按照与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定。

（6）输入轴上太阳轮的啮合特性：
由前文齿轮齿数、模数、压力角、精度等级等查《互换性与测量技术基础》可得下表中。

齿轮的啮合特性数值
计算公法线长度极限偏差
①由中心距a 计算最小法向侧隙min b j
()()min 22
0.060.0050.030.060.00582.50.03 2.50.11733b n j a m mm
=⨯++=⨯+⨯+⨯=②计算齿轮箱体制造、安装误差引起的侧隙减少量bn J
23.2bn J m
μ===
③计算齿厚上偏差ns E
min 0.1170.023210
(
tan )(tan20)0.0782cos 2cos201000
b bn ns a n n j J E f mm αα++=-+=-+︒=-︒
④计算齿厚公差
2tan 2tan 2037.85sn n T m αμ==⨯︒=
⑤计算齿厚下偏差
0.0780.037850.116sni ns sn E E T mm =-=--=-
⑥计算跨齿数k
2017
0.50.5 2.39
1809z k ︒=
+=+=︒ 进一取整，取k=3
⑦公法线上下偏差
()cos 0.72sin 0.078cos20-0.720.017sin 200.077Ws sns n r n
E E
F mm mm
αα=-=-⨯︒⨯⨯︒=-⎡⎤⎣⎦ ()cos 0.72sin 0.116cos20-0.720.017sin 200.105Wi sni n r n
E E
F mm mm αα=-=-⨯︒⨯⨯︒=-⎡⎤⎣⎦
⑧计算公法线长度
()()2.9520.50.0142.5 2.95230.50.0141711.666k W m k z mm
=⨯-+⎡⎤⎣⎦
=⨯⨯-+⨯=⎡⎤⎣⎦
（7）输入轴的载荷分析：
以图上所标力的方向为正方向， NH1NH2=2141
F F
N +
NH1112660t F F +=
解得NH1NH2=-3633N =5774N F F （负号表示方向与图上相反） NV1NV2=779F F N +
NV1112660r F F +=
解得12-1322 2101NV NV F N F N ==（负号表示方向与图上相反）
危险截面B 处的参数值
求水平面支反力
求垂直面支反力
（8）输入轴的强度校核： 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B ）的强度。

根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力
13.4ca MPa σ=
==
前面选轴的材料为40Cr 钢，调质处理，由《机械设计》课本表15-1查得[]170MPa σ-=。

因此[]1ca σσ-<，故安全。

输出轴的设计（轴/轴承/联轴器/键的尺寸选用及校核） （1）初算轴的最小直径
在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。

输出轴选用40Cr 钢，其许用剪切应力取[]45MPa τ=，即求出输出轴伸出端直径
同理，查表取0A =100，得
min 10047.4d A mm === 考虑联轴器端有键槽,轴颈应该增大4%~5%， 故min 49.349.77d mm =: （2）选择输出轴联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用 计算转矩为：
= 1.51016.121524.18C T KT N m
=⨯=⋅
式中：K 为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运输机时K 为~，取K=。

T 为联轴器所传递的名义转矩，
6
613.3
9.5510=9.5510=10161201016.12125
P T N mm N m n =⨯⨯⨯⋅=⋅ 由计算转矩查表选用LX4联轴器
25001524.18n T N m N m
=⋅>⋅
[]3870/min 125/min n r r =>
其轴孔直径d 为40~63mm ，可满足电动机的轴径要求。

选择半联轴器的孔径为50mm ，半联轴器的长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L 1=84mm,故最后确定减速器高速外伸轴直径d=50mm ；外伸轴长度取84mm 。

最后确定减速器低速外伸轴直径d=50mm 。

（3）选择输出轴轴承及寿命计算
由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。

减速器低速外伸轴直径d=50mm 。

由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。

为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径()47.5a a d mm =。

故按结构要求选用单列深沟球轴承6216型，其尺寸为
8014026d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
轴承的寿命计算 其参数为
8014026d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
71.5r C kN = 054.2r C kN = lim 5300/min n r = （油浴）；
因为输入轴轴承选用6210型，满足寿命要求，输出轴轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），故输出轴轴承选用6216型，应该满足寿命要求。

（4）输出轴上键的选择及强度计算
普通平键连接的强度条件按下式计算 []
p p 2000σσ≤=
kld
T
同输入轴上键的选择方法知输出轴上的转矩1049.71T N mm =⋅ 由50d mm =,选用A 型(圆头)键，其型号为
14980b h L mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯
将数值0.59 4.5mm k =⨯=，801466mm l =-=，2
p /()N mm σ-⎡⎤⋅⎣⎦
－许用挤压应力，在这里键、轴、轮毂材料为钢，键取45钢。

其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的p 100120MPa σ⎡⎤=⎣⎦:
这里取较大值
键连接处的轴颈 d =50mm 代入上式得
p 20001049.71
1664.55650
p MPa σσ⨯⎡⎤=
=>⎣⎦⨯⨯ 故该键强度不够，采取双键。

两个平键沿周向相隔180°
考虑两个键上载荷分配的不均匀性，在强度校核中只按个键计算。

即双键的工作长度 1.56699mm l =⨯=
p 20001049.71
94.34.59950
p MPa σσ⨯⎡⎤=
=<⎣⎦⨯⨯ 故该双键满足强度要求。

（5）输出轴的结构设计：
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
减速器低速外伸轴直径d=50mm，即A-B轴段直径为50mm。

为了满足联轴器的轴向定位要求，A-B轴段右端需制出一轴肩，故取B-C段的直径为65mm，半联轴器与轴配合毂孔长度L
=84mm,为
1
了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，外伸轴长度应该比L
=84mm略短一些，但是考虑到键的尺寸，最终取A-B的长度
1
为84mm。

轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为29mm ,故取B-C长度为49mm。

由于选择的轴承是深沟球轴承，可用双支点各单向固定的支承。

根据所选的深沟球轴承6216型，故可得E-F 和G-H 的长度为26mm ，轴径为80mm 。

M-N 段的轴是用来轴向定位行星架，所以轴径大于太阳轮到行星轮的中心距，故取M-N 段的轴径为164mm ，N-P 段的轴是支承行星架的，故取N-P 段的轴径为70mm ，轴长为26mm 。

其余各段的轴径及轴长按照与箱体装配之间的距离及与已确定轴径关系可确定。

（6）输出轴的载荷分析：
对于减速器输出轴所受转矩：
13.3955095501049.711050121P T N m N m
n =⨯=⨯=⋅=⋅ⅢⅢⅢ
（7）输出轴的强度校核：
由输出轴的结构设计知，轴径最小部分为外伸端接工作机的那段。

轴径min 50d mm =，故可得抗弯截面系数：
333
0.20.25025000T
W d mm ==⨯= 故可得截面上的扭转切应力
10501000
4225000
T T T MPa W τ⨯===Ⅲ
轴的材料为40Cr 钢，调质处理。

由《机械设计》课本表15-1查得
1200MPa τ-=。

因此1T ττ-<，故安全。

箱体的设计及润滑密封的选择 箱体的设计
按照行星传动的安装形式的不同，可将机体分为卧式、立式和法兰式。

按照结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。

根据2Z-X(A)型行星的传动特点，选用卧式整体式机体。

其特点是结构简单、紧凑，能够有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。

机体材料选择HT200。

铸造机体的壁厚δ可查《行星齿轮传动设计》表9-4，由尺寸系数查出壁厚。

尺寸系数33320140
1.110001000
D B K δ+⨯+=
==，
（D 是机体内壁的直径，由于齿圈齿根圆直径为，故取D 为320mm 计算。

机体宽度B 计算公式 4.5b B ≥⨯齿轮宽度，可得 4.530135B ≥⨯=，B=140mm ）参。