行星齒輪減速器設(shè)計(jì)最終

1、 目錄目錄I摘 要IAbstractII第一章 緒論11.1 課題背景及發(fā)展?fàn)顩r11.2 本設(shè)計(jì)的已有條件1第二章 主要零件的設(shè)計(jì)計(jì)算22.1行星齒輪減速器的傳動(dòng)類(lèi)型及其運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖的選擇22.2 行星輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算22.2.1高速級(jí)各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇32.2.2低速級(jí)各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇42.3 齒輪材料的選擇和基本參數(shù)的計(jì)算52.3.1齒輪材料的選擇62.3.2齒輪基本參數(shù)的計(jì)算62.4 齒輪幾何尺寸的計(jì)算92.5 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計(jì)算102.6傳動(dòng)效率的計(jì)算102.6.1高速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定112.6.2低速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定11第三章 整體結(jié)構(gòu)設(shè)

2、計(jì)133.1 液壓馬達(dá)的選擇133.2 摩擦片組的選擇143.3 高速級(jí)齒輪和軸的設(shè)計(jì)143.3.1高速軸的設(shè)計(jì)143.3.2高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核153.3.3高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核173.3.4高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核193.3.5高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核203.3.6花鍵的設(shè)計(jì)213.3.7內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì)223.4 低速級(jí)齒輪和軸的設(shè)計(jì)233.4.1低速軸和花鍵的設(shè)計(jì)233.4.2低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核233.4.3低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核253.4.4低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核263.4.5低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)273

3、.4.6內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì)283.5 輸出軸的設(shè)計(jì)293.6 行星齒輪的設(shè)計(jì)和基本構(gòu)件上的作用力303.6.1行星齒輪設(shè)計(jì)303.6.2基本構(gòu)件上的作用力313.7 其余零件的設(shè)計(jì)313.7.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)323.7.2箱體及前后機(jī)蓋的設(shè)計(jì)333.7.3標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用363.7.4密封和潤(rùn)滑373.8 運(yùn)動(dòng)仿真37結(jié)論39參考文獻(xiàn)40摘 要減速機(jī)是工作機(jī)和原動(dòng)機(jī)之間的獨(dú)立的封閉式的機(jī)械傳動(dòng)裝置，它能夠降低原動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速或增大原動(dòng)機(jī)的扭矩，是一種被廣發(fā)應(yīng)用在工礦企業(yè)、運(yùn)輸、建筑等部門(mén)中的機(jī)械裝置。以2X-A行星輪減速機(jī)為物理模型，在已有研究成果和設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步研究了二級(jí)行星輪減速機(jī)的問(wèn)題。提

4、出了液壓制動(dòng)的二級(jí)行星輪減速機(jī)的設(shè)計(jì)。通過(guò)對(duì)該行星輪減速機(jī)的研究，我們認(rèn)識(shí)到對(duì)國(guó)外進(jìn)口設(shè)備進(jìn)行的國(guó)產(chǎn)化改造完全可以根據(jù)我們的實(shí)際情況對(duì)其核心部分進(jìn)行必要的改造。這樣一來(lái)可以降低使用廠家維護(hù)設(shè)備的成本和費(fèi)用，也可以提高改造單位的制造能力和知名度，去得明顯的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。本論文首先在第二章中對(duì)二級(jí)行星輪減速機(jī)的主要零件進(jìn)行了設(shè)計(jì)，包括材料的選擇、尺寸的計(jì)算和校核等；在第三章中，根據(jù)第二章及相關(guān)內(nèi)容對(duì)減速機(jī)的零件進(jìn)行選擇；之后，利用solidworks、ug等軟件繪制零件度，并進(jìn)行裝配、仿真機(jī)數(shù)控編程；最后，完善設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)。關(guān)鍵詞：二級(jí)行星輪減速機(jī)；液壓制動(dòng)；solidworks；仿真 IAb

5、stractReducer is closed between the prime mover and the working machine mechanical transmission device, and can reduce the speed of prime mover or increase the torque. It is a widely used in industrial and mining enterprises and transportation, construction and other sectors of the mechanical parts.

6、 2X-A planetary gear, a physical model, is based on existing research results and experience in the design, and we further study of the two planetary gear reducer. Hydraulic brake secondary planetary gear reducer design. Through the search of planetary gear, we recognize that the domestic transforma

7、tion of the imported equipment can be implemented according to the actual situation of their core part. This can reduce the costs and expenses of maintaining equipment and can improve manufacturing capability and visibility of the transformation units, achieve remarkable economic and social benefits

8、. In this thesis, the second chapter is mainly about the main parts of the two planetary gear reducer design, including material selection, sizing and check; the third chapter, based on Chapter II and related content, select the part of the reducer; Then, using solidWorks software paint parts diagra

9、m, assembly ,simulation and numerical control programming; The last but not least, I improve the design specification.Key words: Two planetary gear reducer; Hydraulic brake; Solidworks; SimulationII第一章 緒論1.1 課題背景及發(fā)展?fàn)顩r雖然行星輪傳動(dòng)在我國(guó)已經(jīng)有了很多年的發(fā)展歷史，但是自20世紀(jì)60年代之后，我國(guó)才開(kāi)始了對(duì)行星齒輪傳動(dòng)進(jìn)行了較為深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。在理論設(shè)計(jì)和試制、應(yīng)用實(shí)踐方

10、面均取得了較大的成就且獲得了許多的研究成果1。近20多年來(lái)，特別是我國(guó)改革開(kāi)放以來(lái)，隨著我國(guó)科學(xué)技術(shù)水平的進(jìn)步和發(fā)展，我國(guó)已從世界上許多工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家引進(jìn)了大量先進(jìn)的機(jī)械設(shè)備和技術(shù)，經(jīng)過(guò)我國(guó)機(jī)械科技人員不斷積極的吸收和消化、與時(shí)俱進(jìn)、開(kāi)拓創(chuàng)新地努力奮進(jìn)，使我國(guó)的行星傳動(dòng)技術(shù)有了迅速的發(fā)展。1.2 本設(shè)計(jì)的已有條件本文中為了使減速機(jī)實(shí)現(xiàn)即時(shí)制動(dòng)和穩(wěn)定性，設(shè)計(jì)了此液壓制動(dòng)。已知本文中行星齒輪減速器的傳動(dòng)比為，允許傳動(dòng)比變化范圍為，工作轉(zhuǎn)速n3=56r/min，輸出功率P3=14kw，每天要求工作時(shí)間為16小時(shí)，要求壽命為2年(每年工作300天)、結(jié)構(gòu)緊湊，外廓尺寸較小和傳動(dòng)效率高2。40 第二章 主

11、要零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1行星齒輪減速器的傳動(dòng)類(lèi)型及其運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖的選擇根據(jù)設(shè)計(jì)要求可知：該行星齒輪減速器具有傳遞功率高、傳動(dòng)比較大、工作環(huán)境惡劣等的特點(diǎn)，所以選擇了采用雙級(jí)行星齒輪傳動(dòng)3。由于2X-A型的行星齒輪的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便、適用于任何工況下的大小功率的傳動(dòng)，所以選用由兩個(gè)2X-A型的行星齒輪進(jìn)行傳動(dòng)串聯(lián)而成的雙級(jí)行星齒輪減速器較為合理。名義傳動(dòng)比可分為，。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1-1所示：圖1-1 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖2.2 行星輪傳動(dòng)的配齒計(jì)算漸開(kāi)線圓柱直齒輪是該設(shè)計(jì)中所選的齒輪4。為了合理選擇各齒輪的齒數(shù)和行星輪的數(shù)目，正確的設(shè)計(jì)行星輪傳動(dòng)，有必要作配齒計(jì)算。2.2.1高速級(jí)各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇 根據(jù)

12、2X-A型的行星齒輪的傳動(dòng)比的值和配齒計(jì)算公式，可得第一級(jí)傳動(dòng)的內(nèi)齒輪和行星齒輪的齒數(shù)。由于需要行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸盡量小些，而選取第一級(jí)中心齒輪數(shù)為17和行星齒輪個(gè)數(shù)為np1=3。根據(jù)內(nèi)齒輪,得： (1-1)行星傳動(dòng)各輪齒數(shù)的選擇和行星輪數(shù)目應(yīng)滿(mǎn)足四個(gè)條件:1. 傳動(dòng)比條件：中心輪齒數(shù)Za1和內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1必須滿(mǎn)足給定的傳動(dòng)比要求5。對(duì)內(nèi)齒輪的齒數(shù)進(jìn)行圓整后，實(shí)際的傳動(dòng)比與給定的稍有變化，但是變化率必須控制在傳動(dòng)比的誤差范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為 70588 (1-2)其傳動(dòng)比誤差5所以所選齒數(shù)符合要求。2. 裝配條件：太陽(yáng)輪和內(nèi)齒輪與行星輪數(shù)目之比應(yīng)為整數(shù)6。3個(gè)行星輪在中心輪與內(nèi)齒輪之間需

13、要均勻分布, 并且使輪齒與中心齒輪和內(nèi)齒輪正確嚙合： ，為整數(shù)故符合裝配條件。3. 同心條件：為了中心論、內(nèi)齒輪和行星架三者的軸線同心，應(yīng)該使中心輪與行星輪的嚙合中心距等于內(nèi)齒輪與行星輪嚙合的中心距7。即所以可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為 再考慮到裝配條件，選行星齒輪Zc1=40。所求得的Zc1適用于高度變位或非變位的行星齒輪傳動(dòng)中。4.鄰接條件：3個(gè)行星輪之間需要有一定的間隙，使相鄰的兩行星輪不至于相配，此間隙應(yīng)大于0.5mm,其條件是2aacsin,式中aac是a與c的中心距，dac1是行星輪c的齒頂圓直徑8。試取m=2,得：2aacsin= (1-3)m=3時(shí)，原式=148.1>135

14、,所以當(dāng)m，符合臨接條件。 綜上所述內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1=103,小太陽(yáng)輪齒數(shù)Za1=17,行星輪齒數(shù)Zc1=40,行星輪個(gè)數(shù)np1=3。2.2.2低速級(jí)各輪齒數(shù)和行星輪數(shù)目的選擇 同理可設(shè)計(jì)出第二級(jí)行星輪各輪的齒數(shù)和行星輪的數(shù)目根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動(dòng)比的值和按其配齒計(jì)算公式9，可得第二級(jí)傳動(dòng)的內(nèi)齒輪b2,行星齒輪c2的齒數(shù)。由于需要行星齒輪傳動(dòng)的外廓尺寸盡量小些，所以選取第一級(jí)中心輪齒數(shù)為23和行星輪齒個(gè)數(shù)為3。根據(jù)內(nèi)齒輪 Zb2=(ip2-1)Za1 (1-4)得 同樣該級(jí)行星輪數(shù)目和行星傳動(dòng)各輪齒數(shù)的選擇也應(yīng)滿(mǎn)足四個(gè)條件10：1.傳動(dòng)比條件：中心輪齒數(shù)Za1和內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb1必須滿(mǎn)足給定

15、的傳動(dòng)比要求。實(shí)際的傳動(dòng)比和給定的稍有變化，這是因?yàn)閷?duì)內(nèi)齒輪齒數(shù)進(jìn)行圓整的原因，但是變化率必須控制在傳動(dòng)比誤差范圍內(nèi)。實(shí)際傳動(dòng)比為5其傳動(dòng)比誤差0所以所選齒數(shù)符合要求。2.裝配條件：兩個(gè)中心輪齒數(shù)之和與行星輪個(gè)數(shù)之比應(yīng)為整數(shù) 3個(gè)行星輪的輪齒與中心輪和內(nèi)齒輪應(yīng)正確嚙合，前提是它們?cè)谥行妮喓蛢?nèi)齒輪之間均勻分布： 調(diào)整內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb2=91。此時(shí)傳動(dòng)比誤差故符合裝配條件。3.同心條件：為保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合。應(yīng)使中心輪與行星輪嚙合中心距等于內(nèi)齒輪與行星輪嚙合的中心距。即、 （1-5）所以可求得行星齒輪c2的齒數(shù)為ZC2=(Zb2-Za2)/2=34所求得的Zc1適用于高速變位或非變位

16、的行星齒輪傳動(dòng)中。4.鄰接條件：3個(gè)行星輪之間應(yīng)有一定間隙，使相鄰的兩行星齒輪的齒數(shù)不至于相配。 此間隙大于0.5mm,其條件是2aacsin,式中aac是a與c的中心距，dac2是行星輪c的齒頂圓直徑。試取m=2，得：2aacsin=所以符合臨接條件 綜上所述內(nèi)齒輪齒數(shù)Zb2=91,小太陽(yáng)輪齒數(shù)Za2=23,行星輪齒數(shù)Zc2=34,行星輪個(gè)數(shù)np2=32.3 齒輪材料的選擇和基本參數(shù)的計(jì)算2.3.1齒輪材料的選擇齒輪材料和熱處理的選擇：中心齒輪a1和中心齒輪a2，以及行星齒輪c1和c2均采用20CrMnTi,滲碳淬火或氮化處理11。這樣的材料適合于高速、中載、耐磨和承受沖擊的齒輪及齒面較寬的

17、齒輪，所以滿(mǎn)足需要。齒面硬度58-62HRC,芯部HRC。查機(jī)械設(shè)計(jì)課本知，。中心齒輪加工精度選為7級(jí)。高速級(jí)和低速級(jí)的內(nèi)齒輪都采用42CrMo，這樣的材料經(jīng)調(diào)質(zhì)和正火處理，以獲得相當(dāng)?shù)挠捕群蛷?qiáng)度等力學(xué)性能12，調(diào)質(zhì)硬度為217-259HRC。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課本可知，取。輪b1和b2的加工精度為7級(jí)13。2.3.2齒輪基本參數(shù)的計(jì)算1.計(jì)算高速級(jí)齒輪的模數(shù)m（1)輸出軸的轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm。查表知行星齒輪減速機(jī)的效率為0.95-0.98，選擇0.97故可求：T1=T3/(i13)=71.48Nm（2）選擇7級(jí)精度（3）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-1選擇第一級(jí)小太陽(yáng)

18、輪和行星輪的材料為20CrMnTiM,硬度為58-62HRC14。（4）又小太陽(yáng)輪Za1=17,行星輪Zc1=40。由齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) ，計(jì)算公式10-9a進(jìn)行試算，即 d1t=2.32 （1-6）確定公式中的各個(gè)計(jì)算數(shù)值1)試選擇載荷系數(shù) Kt=1.32)計(jì)算小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)矩T1=T2/(i12)=71.48Nm3)由表10-7選擇齒寬系數(shù)4)由表10-6查：材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa0.55)由圖10-21d，由齒面硬度查得小太陽(yáng)輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為 ；6）由傳動(dòng)比和輸出轉(zhuǎn)速，可計(jì)算小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)速n1=1988r/min齒數(shù)比=2.35由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1

19、=60n1jLh=1.38109N2=N1/=5.871087） 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.958） 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取其失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得；（5）設(shè)計(jì)計(jì)算1） 確定小齒輪分度圓直徑d1t=2.32=35.177mm2） 計(jì)算圓周速度v=3） 計(jì)算齒寬b=35.177mm4） 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)mt=；齒高h(yuǎn)=2.25mt=4.63；=7.555) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=3.67m/s，選擇7級(jí)精度，由圖10-8，查得載荷系數(shù)為KV=1.13。直齒輪KHA=KFA=1由機(jī)械設(shè)計(jì)課本上表10-2查得使用系數(shù)KA=1.85

20、由表10-4插值法查得7級(jí)精度、小太陽(yáng)輪非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHB=1.421，故可求得KFB=1.28，所以K=KVKAKHBKHa=2.9716) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所計(jì)算得的分度圓直徑，則 7） 計(jì)算模數(shù)m=d1/Za1=2.71符合臨接條件，又按優(yōu)先系列選為m=3mm。2.計(jì)算低速級(jí)齒輪的模數(shù)m按齒根彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 （1-7）(1) 確定公式里的各計(jì)算數(shù)值1） 由圖10-20c查得第二級(jí)小太陽(yáng)輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2） 由圖機(jī)械設(shè)計(jì)課本10-18取彎曲疲勞強(qiáng)度極限KFN1=0.853） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得4） 計(jì)算載荷系數(shù)K=KVKAKFBKFa

21、=2.6765） 查取齒形系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表10-5查得 YFa1=2.976) 查得應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=1.527) T2=T3/(ip1=492.3Nm（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算將上述各數(shù)值代入計(jì)算公式，得m3.23mm,符合臨接條件，又根據(jù)模數(shù)的優(yōu)先系列選m=4mm。2.4 齒輪幾何尺寸的計(jì)算根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，對(duì)二級(jí)型的行星齒輪傳動(dòng)，按公式進(jìn)行其幾何尺寸的計(jì)算，可得各齒輪副的幾何尺寸的計(jì)算結(jié)果如下表：1.高速級(jí)模數(shù)m1=3mm表2-1 高速機(jī)齒輪參數(shù)項(xiàng)目齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑小太陽(yáng)輪Za1=17d1=m1Za1=51mmdf1=43.5mmda1=57mm行星輪Zc1=40d1=1

22、20mmdf1=111.5mmda1=126mm大太陽(yáng)輪Zb1=103d1=309mmdf1=316.5mmda1=303mm2.低速級(jí)模數(shù)m2=4mm表2-2 低速級(jí)齒輪參數(shù)項(xiàng)目齒數(shù)分度圓直徑齒根圓直徑齒頂圓直徑小太陽(yáng)輪Za2=23d1=m2Za1=92mmdf2=82mmda2=100mm行星輪Zc2=34d1=136mmdf2=126mmda2=144mm大太陽(yáng)輪Zb2=91d1=364mmdf2=374mmda2=356mm3.轉(zhuǎn)矩的計(jì)算輸出轉(zhuǎn)矩T3=9550P3/n3=2387.5Nm高速級(jí)小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)矩T1=T3/(i12)=71.48Nm低速級(jí)小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)矩T2=T2/(ip1=

23、492.3Nm液壓馬達(dá)的輸入轉(zhuǎn)矩T=71.48Nm,輸出軸的轉(zhuǎn)矩T2=2387.5Nm,低速級(jí)小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)矩T2=492.3Nm2.5 關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，其齒根圓直徑的計(jì)算高速級(jí)傳動(dòng)的模數(shù)選為m=3mm，盤(pán)形直齒插齒刀的齒數(shù)Z01=18，求被插齒的內(nèi)齒輪，的齒根圓直徑15。齒根圓直徑按下式計(jì)算，即df2=da0+2a01插齒刀的齒頂圓直徑插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距da0=,a02=127.5mm (1-8)高速級(jí)：df2=da0+2a01=315mm=315mm這與理論計(jì)算的齒根圓直徑df=316.5mm相似，都具有一定的加工余量，故所選插齒較為合理。低速級(jí)：選擇模數(shù)m=4，盤(pán)形直齒插

24、齒刀的齒數(shù)Z02=17da0=,a02=148mm =372mm (1-9) 同理，這與理論計(jì)算出來(lái)的齒根圓直徑df=374mm相差無(wú)幾，也具有一定的活動(dòng)余量。所以所選插齒符合要求16。2.6傳動(dòng)效率的計(jì)算雙級(jí)2X-A型的基本行星齒輪傳動(dòng)串聯(lián)而成的，故傳動(dòng)效率為由表可得: ， 2.6.1高速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中，損失系數(shù)等于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和17。即：=+其中=+轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪與行星齒輪之間的嚙合損失 行星齒輪和轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)中中心輪之間的嚙合損失可按公式計(jì)算即式中Z1齒輪副中小齒輪之齒數(shù)Z1 齒輪副中大齒輪之齒數(shù)嚙合摩擦系數(shù)內(nèi)外嚙合中重合度=1.864,則的=0.0080=

25、0.041高速級(jí)的外嚙合中重合度=1.584,則得即得 =0.041+0.008=0.049, 2.6.2低速級(jí)嚙合損失系數(shù)的確定內(nèi)嚙合中重合度=1.858=0.019外嚙合中重合度=1.627=0.037即得 =0.037+0.019=0.056,則該行星齒輪的傳動(dòng)效率為0.97，傳動(dòng)效率高滿(mǎn)足短期間斷工作方式的使用要求。 第三章 整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1 液壓馬達(dá)的選擇由前所述，知高速級(jí)小太陽(yáng)輪的轉(zhuǎn)矩T1=71.48Nm；轉(zhuǎn)速n1=ipn3=1988r/min查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第四卷，選擇的液壓馬達(dá)為CM-D45C-FL。其額定進(jìn)口壓力為P=10MPa，額定轉(zhuǎn)速n=1800r/min,最大轉(zhuǎn)速nm

26、ax=2400r/min,排量V=46.05ml/r,額定扭矩T=73.5Nm,重量m=14.5k18。花鍵連接軸的選擇選有6個(gè)齒的漸開(kāi)線花鍵：已知花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T=73.5Nm,載荷分配系數(shù)，齒數(shù)為6，齒的工作長(zhǎng)度為2419，花鍵齒面的工作高度為h=0.8m=2.4,=45.，花鍵的平均直徑dm=d1=51。校核所選的花鍵：動(dòng)連接，(載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)連接在使用、制造情況良好的情況下，)。故所選花鍵符合要求圖3-1 花鍵軸3.2 摩擦片組的選擇該行星輪減速機(jī)的制動(dòng)器部分的核心零部件包括：動(dòng)靜摩擦片組（其中5個(gè)靜摩擦片、4個(gè)動(dòng)摩擦片）、活塞及24個(gè)圓柱形彈簧。彈簧產(chǎn)生的作用壓力作用在活塞上，之

27、后通過(guò)4個(gè)動(dòng)摩擦片轉(zhuǎn)化成制動(dòng)力矩20。彈簧的幾何性能參數(shù)：彈簧絲直徑2.0mm、有效圈數(shù)15、彈簧中徑10.mm、自由高度55.5mm、圈數(shù)17、自由高度55. 5mm、剪切彈性模量80000N mm2 、節(jié)距3.5mm、單圈剛度160Nmm 2、材料65Si2M nWA、右旋。 單個(gè)彈簧產(chǎn)生的彈簧力為：N 1= 197. 3N , 24 個(gè)彈簧產(chǎn)生的彈簧力為：N = 24N 1= 4736N。泄油時(shí)，動(dòng)、靜摩擦片表面上的作用力N = 4736N，則制動(dòng)力矩T = 8，其中dF = p rdr，= 0. 15，p = N /S = 9. 85×104Pa計(jì)算得: T4= 328. 7

28、Nm71.48Nm直接作用在行星輪減速機(jī)上的輸入軸上的制動(dòng)力矩，通過(guò)減速機(jī)的減速和增加力矩的作用，之后作用在減速機(jī)輸出軸上的制動(dòng)力矩可達(dá)到：T5=T4i=328.7=10979.221N·m （1-10）是作用在輸入軸上制動(dòng)力矩的33.4倍21。如果不將制動(dòng)器直接與輸出軸相連接不作用在輸入軸上，那么在同樣制動(dòng)力矩作用下,制動(dòng)器的實(shí)際體積將會(huì)增大許多而無(wú)法適應(yīng)空間較小的工作環(huán)境。將制動(dòng)器置于輸入端處可通過(guò)較小的制動(dòng)力矩產(chǎn)生很好的制動(dòng)效果。在一定范圍內(nèi), 每增加一對(duì)摩擦副(一個(gè)動(dòng)摩擦片和一個(gè)靜摩擦片)，在輸入軸上的制動(dòng)力矩將增加82.175Nm，輸出軸上可承載的力矩也為增加且為3608.

29、3Nm，制動(dòng)器的厚度增加5.2mm。所以這種制動(dòng)器結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜：體積小、制動(dòng)力矩大、性能可靠。3.3 高速級(jí)齒輪和軸的設(shè)計(jì)3.3.1高速軸的設(shè)計(jì)根據(jù)2X-A型的行星齒輪傳動(dòng)的工作特點(diǎn)和傳遞功率的大小、轉(zhuǎn)速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結(jié)構(gòu)。因?yàn)樗闹睆捷^小mm，所以a1采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。同時(shí)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)。為了便于軸上零件的裝拆現(xiàn)將將軸做成階梯形。如圖3-2所示：圖3-2 高速軸3.3.2高速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)使大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大值小于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力，即<。 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附

30、加動(dòng)載荷影響的系數(shù)，它與原動(dòng)機(jī)和工作機(jī)的特性、軸和連軸器系統(tǒng)的質(zhì)量和剛度以及運(yùn)行狀態(tài)有關(guān)22。原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)，為中等沖擊，故選Ka為1.6,工作機(jī)的環(huán)境惡劣屬于嚴(yán)重沖擊。故選Ka為1.8（1）動(dòng)載荷系數(shù)Kv考慮齒輪的制造精度、輪齒內(nèi)部受運(yùn)轉(zhuǎn)速度對(duì)其附加動(dòng)載荷的影響的系數(shù)，查表可得Kv=1.108。（2）齒向載荷分布系數(shù)考慮沿齒寬方向載荷分布不均勻?qū)X面接觸應(yīng)力的影響的系數(shù)。該系數(shù)K主要與齒輪加工的誤差、箱體軸孔的偏差、嚙合剛度、大小齒輪的平行度、跑合情況等有關(guān)。=1+查表可得，。則（3）齒間載荷分配系數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時(shí)嚙合的各對(duì)齒輪間載荷分布不均勻的影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，

31、齒廓修形，重合度等有關(guān)。查表可得=1 ，=1。(4)行星齒輪間載荷分配不均的系數(shù)考慮在各個(gè)行星輪間載荷分配不均勻?qū)X輪接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。它與轉(zhuǎn)臂、齒輪及箱體精度、齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)等有關(guān)。查表取=1.4（5）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)考慮到節(jié)點(diǎn)處齒廓曲率對(duì)接觸應(yīng)力的影響。并將分度圓上的切向力折算為節(jié)圓上的法向力的系數(shù)。根據(jù)，取為2.495（6）彈性系數(shù)考慮材料彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80（7）重合度系數(shù)考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.897（8）螺旋角系數(shù)考慮螺旋角使接觸線傾斜而對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1（9）最小安全系數(shù)，考慮齒輪工作

32、可靠性的系數(shù)。齒輪工作的可靠性要求根據(jù)重要程度，使用場(chǎng)合等來(lái)確定。取=1（10）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)考慮齒輪壽命小于或大于持久壽命條件循環(huán)次數(shù)時(shí)，它與一對(duì)相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤(rùn)滑劑有關(guān)的系數(shù)。取=1.039，=1.085（11）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.991（12）齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)考慮到經(jīng)光整加工的硬齒面的小齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中對(duì)調(diào)質(zhì)的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化的影響的系數(shù)，還考慮因尺寸增大使材料強(qiáng)度降低的尺寸效應(yīng)因素的系數(shù)。故選=1，=1根據(jù)公式計(jì)算高速級(jí)外嚙合齒輪副中許用接觸應(yīng)力，即中心齒輪a1

33、的 行星齒輪c1的外嚙合齒輪副中齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算中，則，經(jīng)計(jì)算可得則，滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度條件。3.3.3高速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核1、名義切向力已知，np=3和da=153mm，則得使用系數(shù)和動(dòng)載系數(shù)的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。2、齒向載荷分配的系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即=1+由圖可知=1，則=1.3113、齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.14、行星齒輪間在和分配的系數(shù)行星輪間載荷分配的系數(shù)按公式計(jì)算=1+1.6(1.2-1)=1.325、齒形系數(shù)查表可得，=2.421, =2.6566、應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.684, =1.5777、重合度系數(shù)查表可得 8、螺旋

34、角系數(shù)9、計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力10、計(jì)算許用齒根應(yīng)力。已知齒根彎曲疲勞極限查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)許用應(yīng)力694MPa，474 MPa因此； ，a-c滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度條件。3.3.4高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核 行星齒輪減速機(jī)的彎曲強(qiáng)度對(duì)其影響程度較接觸強(qiáng)度較弱，接觸強(qiáng)度主要表現(xiàn)為接觸強(qiáng)度的計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度校核相似。選擇=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.98

35、2，=1.153，=1.153，=1， =1，=1計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力： （3-1）計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力： （3-2）而=396MPa則641MPa 得出結(jié)論：滿(mǎn)足接觸強(qiáng)度的條件。3.3.5高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核為了安全起見(jiàn)，對(duì)高速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副的彎曲強(qiáng)度進(jìn)行校核。1.名義切向力已知Ta=T1=424.2Nm，=3和=309mm,則得Ft=915.21N使用系數(shù)和動(dòng)載系數(shù)的確定方法和接觸強(qiáng)度是相同的。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即=1+由圖可知=1，則=1.3113.齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.34.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷

36、分配系數(shù)按公式計(jì)算=1+1.6(1.2-1)=1.325.齒形系數(shù)查表可得，=2.53, =2.676.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.71, =1.6557.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力10.計(jì)算許用齒根應(yīng)力已知齒根彎曲疲勞極限查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查齒根圓角敏感的系數(shù)=1，相對(duì)齒根表面狀況的系數(shù)：許用應(yīng)力694MPa，474 MPa因此； ，滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度條件。3.3.6花鍵的設(shè)計(jì)1、左端花鍵軸的直徑為d2=d1=51mm,中間軸段d3=45mm2、選擇圓柱滾子軸承，其中D=85mm,d=45mm,B=19mm3、故安裝在行星輪

37、中間的銷(xiāo)軸直徑為45mm如下圖3-3所示：圖3-3 花鍵3.3.7內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì)內(nèi)齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來(lái)，從而可以將其固定23在箱體上。如圖3-4所示圖3-4 高速級(jí)內(nèi)齒輪3.4 低速級(jí)齒輪和軸的設(shè)計(jì)3.4.1低速軸和花鍵的設(shè)計(jì)1、右端仍然選擇做成齒輪軸，往左選直徑為80mm的退刀槽，2、花鍵的設(shè)計(jì)花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=492.3Nm左端花鍵選漸開(kāi)線花鍵Z=6，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花鍵的平均直徑dm=105mm,載荷分配系數(shù)=0.8。 校核(在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)連接，使用和制造情況良好時(shí)，)。故選擇直徑為50的銷(xiāo)軸在安裝圓柱滾子軸承中，其參數(shù)是d=50mm,D=90m

38、m，B=20mm。3.4.2低速級(jí)外嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核1.選擇使用系數(shù)Ka原動(dòng)機(jī)工作平穩(wěn)且為中等沖擊，故選Ka為1.6。工作機(jī)環(huán)境惡劣，屬?lài)?yán)重沖擊，所以選Ka為1.8。2.動(dòng)載荷系數(shù)Kv3.齒向載荷分布系數(shù)=1+=1.2294.齒間載荷分配系數(shù)、查表可得=1.021，=1.0215.節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)取=2.4956.彈性系數(shù)考慮材料的彈性模量E和泊松比對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80。7.重合度系數(shù)考慮重合度對(duì)單位齒寬載荷的影響，而使計(jì)算接觸應(yīng)力減小的系數(shù)，故取0.8898.螺旋角系數(shù)考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對(duì)接觸應(yīng)力影響的系數(shù)。，取為1計(jì)算齒面的接觸應(yīng)力，代入?yún)?shù)得：=14

39、51。9.最小安全系數(shù)，取=110.接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)取=1.039，=1.08511.潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，齒面間的潤(rùn)滑油膜影響齒面的承載能力。查表可得=1，=0.987, =0.99112.齒面工作硬化系數(shù)，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)，選=1，=1。計(jì)算許用接觸應(yīng)力 中心齒輪a2 行星齒輪c2 接觸強(qiáng)度校核：=1451MPa滿(mǎn)足接觸強(qiáng)度校核3.4.3低速級(jí)外嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的校核1.名義切向力已知，np=3和da=276mm，則得，使用系數(shù)Ka，和動(dòng)載系數(shù)Kv的確定方法與接觸強(qiáng)度相同。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即=1+。由圖可知=1，則=1.2293. 齒形系數(shù)查表可得，=

40、2.531, =2.5844.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算=1+1.6(1.2-1)=1.325. 齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.0216.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.630, =1.5907.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 （3-2）10.計(jì)算許用齒根應(yīng)力，已知齒根彎曲疲勞極限。查出最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對(duì)齒根表面狀況系許用應(yīng)力674MPa，484 MPa因此； ，a-c滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度條件。3.4.4低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副接觸強(qiáng)度的校核低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副的校核主要表現(xiàn)為

41、接觸強(qiáng)度的校核計(jì)算，校核上與高速級(jí)外嚙合齒輪副中的強(qiáng)度的校核相似。選擇=1.272，=1.189，=1，=2.495，=1.098，=0.844，=1.095，=1.151，=1, =1，=0.987，=0.974，=0.991，=0.982，=1.153，=1.153，=1， =1，=1計(jì)算行星齒輪的許用應(yīng)力為計(jì)算內(nèi)齒輪c1的接觸許用應(yīng)力而=652則652MPa。得出結(jié)論：滿(mǎn)足接觸強(qiáng)度的條件。3.4.5低速級(jí)內(nèi)嚙合齒輪副彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)1.名義切向力已知Ta=T2=1908.8Nm，Ta=16223.47Nm，=3和da=276mm,則得Ft=3495.97N。使用系數(shù)和動(dòng)載系數(shù)的確定方法和接

42、觸強(qiáng)度是相同的。2.齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計(jì)算，即=1+。由圖可知=1，=1.301，則3.齒間載荷分配系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.0214.行星齒輪間載荷分配系數(shù)行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計(jì)算=1+1.6(1.2-1)=1.325.齒形系數(shù)查表可得，=2.622, =2.5516.應(yīng)力修正系數(shù)查表可得=1.621, =1.5847.重合度系數(shù)查表可得 8.螺旋角系數(shù)9.計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 （3-3）10.計(jì)算許用齒根應(yīng)力已知齒根彎曲疲勞極限為查得最小安全系數(shù)，式中各系數(shù)，和取值如下： 查表=2，壽命系數(shù)查表齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對(duì)齒根表面狀況的系數(shù)：許用應(yīng)力674MP

43、a，484 MPa因此； ，滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度條件，a3-c3滿(mǎn)足齒根彎曲強(qiáng)度條件。3.4.6內(nèi)齒輪的設(shè)計(jì)內(nèi)齒輪b1、b2采用緊固螺釘與箱體連接起來(lái)，從而可以將其固定。如圖3-5所示：圖3-5 低速級(jí)內(nèi)齒輪3.5 輸出軸的設(shè)計(jì)為便于軸上零件裝拆將輸出軸做成階梯軸，同上可設(shè)計(jì)出輸出軸左端花鍵軸。左端花鍵選漸開(kāi)線花鍵Z=36，l=45mm,h=0.8m=3.2mm花鍵的平均直徑dm=80mm,載荷分配系數(shù)=0.8。(在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)連接，使用和制造情況良好時(shí)，)左邊留有退刀槽，其直徑為75mm,寬10mm，軸肩80mm，長(zhǎng)8mm,右端選軸承為圓錐滾子軸承30217，d=85mm,D=150mm,

44、B=28mm。其所在軸段長(zhǎng)50mm。再往右軸承選為30218的圓錐滾子軸承，d=90mm,D=170mm,B=32mm。圖3-6 輸出軸3.6 行星齒輪的設(shè)計(jì)和基本構(gòu)件上的作用力3.6.1行星齒輪設(shè)計(jì)為了保證行星齒輪和中心輪的嚙合較為良好，現(xiàn)將行星齒輪成帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，且加大了它的齒寬。與此同時(shí)，安裝了2個(gè)滾動(dòng)軸承作為支撐來(lái)保證其與內(nèi)齒輪、行星輪相嚙合。見(jiàn)圖3-7所示： 圖3-7 行星輪3.6.2基本構(gòu)件上的作用力 在行星齒輪傳動(dòng)時(shí)，輸出軸及其基本構(gòu)件不僅受到來(lái)自行星齒輪的嚙合力，而且在軸的伸出端還受到其他連接零件的作用力，在進(jìn)行輸出軸和軸承的計(jì)算時(shí)，作用力的大小可以按下列公式計(jì)算如：式中T傳

45、動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩。D圓柱銷(xiāo)中心分布圓的直徑在2X-A型中，中心齒輪a作用在行星齒輪c上的切向力Fac為Fac=高速級(jí) Fa1k1=Fb1k1=1410.0288N；低速級(jí)Fa2k2=Fb2k2=31851.7081N基本構(gòu)件的軸承上所承受的作用力的大小可按下列公式計(jì)算。 （3-4）式中的傳動(dòng)軸的直徑齒輪的螺旋角 法面壓力角制造和安裝誤差的休正系數(shù)在2X-A型傳動(dòng)中，作為中間齒輪的行星齒輪在行星齒輪傳動(dòng)中總是承受雙向的彎曲載荷。所以，行星齒輪易出現(xiàn)齒輪疲勞折斷。需注意：在行星齒輪傳動(dòng)中齒輪折斷具有很大的破壞性。如果行星齒輪中的某個(gè)輪齒折斷，其碎塊落在內(nèi)齒輪的齒輪上，當(dāng)行星輪與內(nèi)齒輪嚙合時(shí)容易使兩嚙合

46、的齒輪卡死，從而產(chǎn)生過(guò)載而燒壞電機(jī)，或是破壞整個(gè)行星齒輪減速機(jī)，所以應(yīng)當(dāng)提高齒輪的彎曲強(qiáng)度增加其工作的強(qiáng)度相當(dāng)重要3.7 其余零件的設(shè)計(jì)3.7.1轉(zhuǎn)臂的設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)臂的結(jié)構(gòu)應(yīng)該合理，即外廓尺寸小、質(zhì)量小、足夠的強(qiáng)度和剛度、動(dòng)平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對(duì)于2X-A型的傳動(dòng)比時(shí)，選擇雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂。因?yàn)樾行驱X輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內(nèi)。轉(zhuǎn)臂作為行星齒輪傳動(dòng)的基本構(gòu)件承受的外轉(zhuǎn)矩最大24。如圖3-8所示圖3-8 行星架轉(zhuǎn)臂上各行星齒輪軸孔和轉(zhuǎn)臂軸線的中興極限偏差可按公式計(jì)算，現(xiàn)已知高速級(jí)的嚙合中心距a=85.5mm，則得 取=51.7各行星齒輪的軸孔

47、孔距相對(duì)偏差按公式計(jì)算，即取0.062=62轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即先已知低速級(jí)的嚙合中心距a=228mm，則得 取=55.9各行星齒輪軸孔的孔距相對(duì)偏差按公式計(jì)算，即取0.069=69轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對(duì)偏差的，即都等于34.5微米3.7.2箱體及前后機(jī)蓋的設(shè)計(jì)根據(jù)工作環(huán)境的需要和安裝類(lèi)型的不同，本減速機(jī)選用了整體鑄造的臥式機(jī)體。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、能有效的用于行星齒輪傳動(dòng)中。鑄造機(jī)體應(yīng)盡量避免壁厚突變，設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選灰鑄鐵。如圖3-9所示壁厚機(jī)體表面的形狀系數(shù) 取1作用在機(jī)體上的轉(zhuǎn)矩與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)取2.6 圖3-9 輸入法欄

48、 圖3-10 中間法圖3-11輸出法蘭3.7.3標(biāo)準(zhǔn)件及附件的選用軸承的選擇：根據(jù)軸的內(nèi)徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內(nèi)徑為140mm，外徑為210mm。行星齒輪1中的圓柱滾子軸承的內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，B=19mm。 行星齒輪2中的軸承為圓柱滾子軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=70mm，寬B=18mm。輸出軸左端為圓錐滾子軸承且內(nèi)徑d=85mm，外徑D=130mm，寬B=20mm；右端也為圓錐滾子軸承，內(nèi)徑d=90mm，外徑D=160mm,寬B=40mm。螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設(shè)計(jì)參照標(biāo)準(zhǔn)。通氣塞的設(shè)計(jì)參照設(shè)計(jì)手冊(cè)自行設(shè)計(jì)。以及油標(biāo)的設(shè)計(jì)根據(jù)

49、GB1161-89的長(zhǎng)形油標(biāo)的參數(shù)來(lái)設(shè)計(jì)。圖3-12 圓錐滾子軸承 圖3-13 深溝球圓柱滾子軸承3.7.4密封和潤(rùn)滑本行星齒輪減速器采取了油潤(rùn)滑的方式，通過(guò)內(nèi)齒輪和行星齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)把油甩進(jìn)零件的各個(gè)部分，軸承為脂潤(rùn)滑。在輸入軸的前機(jī)蓋上有兩個(gè)通油孔，便與油入軸承。在油標(biāo)中顯示油位，便于即時(shí)補(bǔ)油。制動(dòng)部分為雙密封，簡(jiǎn)單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。3.8 運(yùn)動(dòng)仿真 行星齒輪減速器裝配完成后，利用Solidworks中制作動(dòng)畫(huà)的模式讓行星減速器運(yùn)動(dòng)起來(lái)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真設(shè)計(jì)。把液壓馬達(dá)安裝在輸入軸上，通過(guò)設(shè)置輸入軸上的齒輪來(lái)帶動(dòng)行星齒輪繞著中心輪轉(zhuǎn)動(dòng)同時(shí)也繞著行星軸自轉(zhuǎn)。同時(shí)轉(zhuǎn)臂1進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。通過(guò)齒輪的傳動(dòng)，帶動(dòng)了輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。最后保存為AVI的格式動(dòng)畫(huà)，可以對(duì)外輸出。圖3-14 減速機(jī)的仿真結(jié)論本論文闡述的是關(guān)于二級(jí)行星輪減速機(jī)的設(shè)計(jì)，主要包括零件設(shè)計(jì)、零件選擇、solidworks繪制零件圖、裝配、仿真、模具設(shè)計(jì)、數(shù)控編程等27。首先，對(duì)此次設(shè)計(jì)要求作了簡(jiǎn)單的介紹；第二，闡述了主要零件的設(shè)計(jì)；第三，根據(jù)零件的設(shè)計(jì)選擇零件，并且對(duì)部分零件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理化設(shè)計(jì)；第四，繪制零件圖并裝配，及運(yùn)動(dòng)仿真；最后，對(duì)具體的零件進(jìn)行數(shù)控編程和模具設(shè)計(jì)28。目前，在行