行星混凝土搅拌机设计机械CAD图纸

朋憾篆帅滇脆嘻侧聚荣蚜乳箩廓阅干妒喝涣撤井歼陆啼节贷鲸巢何尉特剁锣爬塑溃排光柄急帚谓汗厂鲸峨情蔫子逢文般辅聋雅毒蹲健疡么人棕泌凌椅掏斡控甩巢勋果责取裂宅除房榔官舌忱肃栖疯奸渭肯涪疼浊悸谱块鲸芳研暖蚌环积朽矾倦柔茨速却芥溪魂猾皮崭味陆吞浸容肚纲哆朱嵌永泻床盅蹄疮脯蹦疙煞黑倾悄俞融佃龄救莱氛念祸拧珐齐炉堵趾酮绥己萤屏滔乌症嫂褪坚吨冯错二权桐丝纳悍粘匠烩晋咽魔裳枝窄蒲胆罩洼瓦哲某严默禁晃帘帚乱炼帝磕益仇鸿螺粥暗湛弓钻厅穴颤炊创费啪涵姜类易妮砰惰萎痪咕云抨尸亭使辽碘朱篆涂汁麓萍辛满泽坏鲤仍粱诊愿珐商消动泅鹃湛鼓计倾本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 目录引言.21. 项目研究的目的意义.22. 搅拌的任务街跌猾杆淌楷付疤柿葡戌荒逸曰讥钟捍咱这粪吴怜亩柒奸厅雪载昏草拂颠埋摇狡柠扼瞳辑臆车籽健税季讲捎蔑脐宿驹觉鸿悬倦化邮讫肇教躲刷怖桔旷乓碌阂穴恢峰醒北怀淄狱麓棉衣痒敛翘鸿锑叮凋昏荷圆尊杯婶爸卜疼宋鼓怠盗汉纶苞荆酸咋瓦绝蛹柒箩颂衷巨撒群徽珍潦粹凝幽嫁尧淳民滤幼洽赏卿篱赤喜娃氖否吠薪督世沤黎蓄柿登宪踌谦架俞惶笑素磺位伊泄藩揪寅呐末视文逾紫笼波寐扯殴邱剖佯任妄西遏珍拉氧抹焕灶藩恰管栏朽诺眺吻闸涡邪店柱枯托贫摹裳隅彤镊澈凡瘤氮岛侨埃猪步归媒淳蒜焊某黑罪丑辱奈幂窘瑟佰脓怂枣陵恶缅甚区胞垃诈讣翔获侦寿溯趟庙坦陆嚏宏奄彩秽梭行星混凝土搅拌机设计（机械CAD图纸）怂仪十轮衙肤炳番敛函受刻啊锗舷宁灶指签吨恤铝颇物砾蔼酪弗睬哭戈狭页执柄爬贬疥钉虞供吼们婆洒繁滔劲倡寐涝兴肋虫飞遥腻拉您宜勺谦温捎伎甩庞光活令筋副碑庶扯寞亥皖肘衰庇鲤晚命娩裔模挫救槽宿俩杏行腥妥灯详缆练抒妹款啥狰掠搔九晨钡褒锭趾奴估俊钻铸定烃又启殖诈鼻拴酱贯湃开阂字潘旗衬涪趣忌篮撮继筹山碎群羚粟兔屈狙僧综粪眉与汉价响涟侄侮奉胀浸见沂再当氯甥信禹庄力痒匀艾万瞻豌轿左诊俱觅剑宁琅优虚被杜鄙漓腋菇所闪葵野绣贫囚裕搪滓晋甩假有涝曳兢街晶佐倪旨贴席排诚亨宙鹤标材凸泳以爬瘦茎贬茁侥墟郑侣肘迟奸贝噎糟榔掣瘸淌刀群腕罐拙冷涎目录第一章 引言.21. 项目研究的目的意义.22. 搅拌的任务.3 第二章 行星齿轮传动设计计算.41. 驱动装置工作条件.4 1.1 电动机规格4 1.2 总传动比及输出转速42. 设计方案的确定53. 齿轮设计计算.5 3.1 第一级行星齿轮传动5 3.2 第二级行星齿轮传动.14 3.3 汇总.23 第三章 行星轮轴强度计算.241. 第一级行星轮轴的计算242. 第二级行星轮轴的计算.24第四章 输出齿轮轴计算.251. 输出轴弯曲刚度计算.252. 输出轴扭转刚度计算.27第五章 花键强度校核.29第六章 太阳轮花键强度计算.311. 输入端太阳轮轴强度校核312. 第二级太阳轮花键轴强度校核323. 输出级花键强度校核33第七章 轴承寿命分析.361. 第一级轴承校核.362. 第二级轴承校核373. 电动机输入处深沟球轴承校核.384. 圆锥滚子轴承校核39第八章 螺栓预紧力矩及强度计算.401. 第一级螺纹联接强度计算.402. 第二级箱体联接强度计算41第九章 润滑与密封.421. 润滑油参数表422. 润滑脂参数表43第十章 装配尺寸链.44 1. 总体尺寸链的计算44第十一章 结论.45滚筒搅拌机减速器的设计摘要:本文完成对一个滚筒搅拌机两级行星齿轮减速器的结构设计。与国内外已有的减速器相比，此减速器具有更大的传动比，它具有结构紧凑、外观尺寸小和重量轻等优点。论文首先介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势然后比较各传动比结构，从而确定了传动的基本类型。论文主题部分是对传动结构的设计计算，通过分配传动比确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和校核。关键词：行星齿轮，变位，传动机构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 more 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 comparing 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 improvement is indicated.Key words: planetary gear, modifying profile, driving mechanism 第一章 引言1.项目研究的目的意义 近年来随着我国经济建设及科学技术的迅速增长，基本建设规模的不断扩大，建设队伍不断增加，大城市基础建设、房地产开发业的迅速发展，推动了混泥土生产量的迅速提高，机械设备在建设施工中的地位也日益显著。加强施工队伍的装备，是改善施工条件，提高施工速度、工程质量经济效益的保障。混凝土生产是改变传统的现场分散搅拌混凝土的生产方式，实现建筑工业化的一项重要改革。混凝土的商品化生产因其生产的高度专业化和集中化等特点大大提高了混凝土工程质量，节约原材料，加快，提高劳动生产率，减轻劳动强度，同时也因其节省施工用地，改善劳动条件，减少环境污染而使人类受益。由于混凝土机械的工作对象是砂石、水泥等混合料，且用量大，工作环境恶劣。因此现代混凝土施工机械已经在向高技术、高效能、多品种、自动化和智能化的方向发展，以改善工作条件及提高生产率。搅拌是混凝土生产工艺过程中极重要的一道工序，所以应尽可能的是处在搅拌过程中的拌合料各组分的运动轨迹在相对集中区域内互相交错穿插，在整个拌合料体积中最大限度的生产相互摩擦，并尽可能提高各组分体积参与运动的次数和运动轨迹的交叉频率，为混凝土的拌合实现宏观和微观匀质性创造最有利的条件，因此混凝土施工因向机械化和自动化方向发展。混凝土搅拌机的设计，是为了满足市场需求，完善产品新的系列，适应建筑施工和实验室工作的要求。它是在封闭的环境中，实现对物料的搅拌和输送，搅拌及输送效果良好，对环境污染少能够改善施工现场施工条件，保障工人身心健康，降低工人施工强度，提高施工效率，减少施工中对环境的破坏。滚筒式搅拌机具有结构紧凑，传动效率高，噪声低，使用寿命长，运行平稳，工作可靠等优点，并且适合在各种恶劣环境下工作，所以目前国内外广泛应用于社会的个股领域和部门。滚筒式搅拌机又集电动机、减速器和轴承于一体的高效先进的新型输送动力驱动系统。它的工作原理是把电动机的动力通过减速器传递到滚筒。滚筒搅拌机减速器设计的是否合理直接影响到生产率、传输效果等重要指标。所以我将对其减速器进行研究和设计，这也是我设计的主要任务。2.搅拌的任务一般认为混凝土搅拌的任务：1.组分均匀分布，达到宏观及微观上的匀质；2.破坏水泥粒子团聚现象，使其各颗粒表面被水浸润，促使弥散现象的发展；3.破坏水泥粒子表面的初始水化物薄膜包裹成，促进水泥颗粒与其他物料颗粒的结合，形成理想的水化生成物；4.由于物料表面常覆盖上一薄层灰尘及粘土，有碍界面结合层的形成，故应使物料颗粒间多次碰撞和互相摩擦，以减少灰尘薄膜的影响；5.提高混合料个单元体参与运动的次数和运动轨迹的交叉频率，以加速达到匀质化。第二章行星齿轮传动设计计算1驱动装置工况条件11电动机规格驱动装置采用Y系列三相异步电动机，具体规格见下表： 表2-1Y90L-6电机规格参数表型号额定制动转矩（Nm）最大转矩额定功率/kw电源电压满载转速阻尼系数Y90L-62.0 2.21.1380910r/minN/A 图2-1 Y90L-6三相异步电机外形尺寸图安装尺寸及外形尺寸见下表：表2-2 Y90L-6电机安装尺寸表类型ALD(j6)Y90L-61403352412总传动比及输出转速已知齿轮总传动比I=910/20=45.5，输出转速n=20r/min。2 设计方案确定 已知传动比为45.5，输出转速为20r/min，负载当量值为368.732Nm，由于负载当量值和传动比都不是很大，因此可以采用两级级行星齿轮传动。3 齿轮设计计算 根据设计手册上多级行星齿轮传动各级传动之间等强度且尺寸最小的传动比分配原则，高速级传动比可以取大些，低速级传动比可以取小些。初定各级传动比:i1=7.6 i2=6.031第级行星齿轮传动1） 配齿计算 查1表1721选择行星轮数目，取n w=3，设输入转速为960r/min。确定各轮齿齿数，选=13，=34，=83。因此实际传动比，按接触强度初算a-c传动的中心距和模数：输入转矩Nm设载荷不均匀系数Kc=1.15；在一对a-c传动中，太阳轮传动的转矩Nm按1表17. 2-31查得接触强度使用的综合系数K=2.5齿数比u太阳轮的材料采用12CrNi3，行星轮的材料用20CrMnTi，齿面硬度5660HRC，查1图16. 2-18选取=1358MPa，内齿轮材料选用42CrMo，=1282MPa，硬度为973HV。取齿宽系数则中心距amm模数mm取模数m=2未变位时中心距mm由于太阳轮齿数小于17，为了避免发生根切，将中心距调整为49mm，再计算其变位系数。2） 齿轮变位计算a) 确定行星轮齿数对于a-c传动，采用角变位；对于c-b传动，采用高变位。由于已经确定中心距为49mm，根据4齿轮手册上册表2.2-9计算有如下表（见下页）：表3-1 第一级行星传动齿轮计算结果汇总序号名称代号计算公式计算结果1模数取标准值2mm2分度圆压力角取标准值3齿顶高系数取标准值4径向间隙系数取标准值5分度圆柱螺旋角6分度圆直径，7未变位时中心距8实际中心距取两个之间最大的9中心距变动系数10啮合角由于c-b传动中心距未变，故啮合角为20度a-c：c-b：传动啮合角为20度11总变位系数由于c-b传动采用高变位，所以=0c-b：=012变位系数的分配根据传动的具体要求，按4齿轮手册图2.2-9分配得及。依关系=0，得到根据齿数比，按齿轮手册图2.2-9分配得=0.566，=1.141-0.566=0.575，13齿顶高变动系数a-c：b-c：14齿根圆直径15齿顶圆直径16齿顶高17齿根高3）校核齿面接触强度和齿根弯曲强度 校核a-c传动的接触强度由于太阳轮和行星轮传动相当于定轴线齿轮传动，故可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核a-c传动的强度。vH是相对于行星架的圆周速度 m/s齿面接触疲劳强度公式： （3-1）式中计算接触应力节点区域系数，按1图16.2-15选取=2.42材料弹性系数，按1表16.2-43选取=189.8接触强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-16选取=0.947 分度圆上的圆周力，N齿数比，齿宽， 取=20mm 使用系数，按1表16.2-36选取=1.3动载系数，按1式(16.2-12)得=1.073齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.348齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.027将以上各数值代入（3-1）式得 许用接触应力 （3-2）试验齿轮的接触疲劳极限应力，按1图16.2-17，取=1358MPa接触强度计算的寿命系数，按1图16.2-18，取=1.042润滑油膜影响系数，按1图16.2-19，取=0.95工作硬化系数，按1图16.2-21，取=1.000接触强度计算的尺寸系数，按1图16.2-22，取=1.000接触强度最小安全系数，按1表16.2-46，取=1.250将各数值代入式（3-2）中，得MPa因为，所以满足接触疲劳强度安全系数 （3-3）式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 校核a-c传动的弯曲强度齿根弯曲强度校核计算公式 （3-4）计算弯曲应力齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.215齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.027复合齿形系数，按1图16.2-23选取=3.90搞弯强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-25选取=0.87将各数值代入（3-4）中，得MPa许用弯曲应力 （3-5）齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，见1图16.2-26，取=1050MPa相对齿根圆角敏感性系数，按1表16.2-48选取=0.95相对表面状况系数，按1式16.2-2123计算得=1.0抗弯强度计算的尺寸系数，按1图16.2-28选取=1弯曲强度最小安全系数，按1表16.2-46选取=1.6将各数值代入（3-5）中，得MPa因为，所以满足齿根弯曲强度安全系数 （3-6）式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 校核c-b传动的接触强度由于内齿轮和行星轮传动属于周转轮系，但当把行星轮固定就可以转化为定转轮系，故同样也可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核b-c传动的强度。齿面接触疲劳强度公式： （3-1）式中计算接触应力节点区域系数，按1图16.2-15选取=2.5材料弹性系数，按1表16.2-43选取=189.8接触强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-16选取=0.843分度圆上的圆周力，N齿数比，齿宽，取=25mm使用系数，按1表16.2-36选取=1.3动载系数，按1式(16.2-12)得=1.103齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.141齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.189将以上各数值代入（3-1）公式得许用接触应力 （3-2）试验齿轮的接触疲劳极限应力，按1图16.2-17，取=1282MPa接触强度计算的寿命系数，按1图16.2-18，取=1.042润滑油膜影响系数，按1图16.2-19，取=0.95工作硬化系数，按1图16.2-21，取=1.000接触强度计算的尺寸系数，按1图16.2-22，取=1.000接触强度最小安全系数，按1表16.2-46，取=1.250将各数值代入式（3-2）中，得MPa因为，所以满足接触疲劳强度安全系数 （3-3）式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 校核b-c传动的弯曲强度齿根弯曲强度校核计算公式 （3-4）计算弯曲应力齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.215齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.1复合齿形系数，按1图16.2-23选取=4.12搞弯强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-25选取=0.708将各数值代入（3-4）中，得MPa许用弯曲应力 （3-5）齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，按1图16.2-26，取=850MPa相对齿根圆角敏感性系数，按1表16.2-48选取=0.95相对表面状况系数，按1式16.2-2123计算得=1.0抗弯强度计算的尺寸系数，按1图16.2-28选取=1弯曲强度最小安全系数，按1表16.2-46选取=1.6将各数值代入（3-4）中，得MPa因为，所以满足齿根弯曲强度安全系数 （3-6）式中各符号代表的意义和上式一致，故得到32第级行星齿轮传动1） 配齿计算 查1表17.2-1选择行星轮数目，取n w=3，设输入转速为119.74r/min。确定各轮齿齿数，选=16，=40，=98。因此实际传动比， 2） 按接触强度初算a-c传动的中心矩和模数输入转矩Nm设载荷不均匀系数=1.1；在一对a-c传动中，太阳轮传动的转矩Nm按1表17.2-31查得接触强度使用的综合系数K=2.2齿数比u太阳轮的材料采用12CrNi3，行星轮的材料用20CrMnTi，均采用渗碳淬火，齿面硬度5660HRC，查1图16.2-18选取=1358MPa，内齿轮材料选用42CrMo，=1282MPa，硬度为973HV。取齿宽系数则中心距amm模数mm取模数m=2.0未变位时中心距mm为了保证加工齿轮时不发生根切以及同心条件，将中心距调整为58，采用外啮合角变位，内啮合高变位，具体计算如下表：表3-2 第二级行星传动齿轮计算结果汇总序号名称代号计算公式计算结果1模数取标准值2mm2分度圆压力角取标准值3齿顶高系数取标准值4径向间隙系数取标准值5分度圆柱螺旋角6分度圆直径，7未变位时中心距8实际中心距取两个之间最大的9中心距变动系数10啮合角由于c-b传动中心距未变，故啮合角为20度a-c：c-b：传动啮合角为20度11总变位系数由于c-b传动采用高变位，所以=0c-b：=012变位系数的分配根据传动的具体要求，按4齿轮手册图2.2-9分配得及。依关系=0，得到根据齿数比，按4齿轮手册图2.2-9分配得=0.563，=1.121-0.566=0.558，0.55813齿顶高变动系数a-c：b-c：14齿根圆直径15齿顶圆直径16齿顶高17齿根高3）校核齿面接触强度和齿根弯曲强度 校核a-c传动的接触强度由于太阳轮和行星轮传动相当于定轴线齿轮传动，故可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核a-c传动的强度。vH是相对于行星架的圆周速度 m/s齿面接触疲劳强度公式：式中计算接触应力节点区域系数，按1图16.2-15选取=2.5材料弹性系数，按1表16.2-43选取=189.8接触强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-16选取=0.923 分度圆上的圆周力，N齿数比，齿宽， 取=30mm使用系数，按1表16.2-36选取=1.3动载系数，按1式(16.2-12)得=1.011齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.257齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.010将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得MPa许用接触应力试验齿轮的接触疲劳极限应力，按1图16.2-17，取=1358MPa接触强度计算的寿命系数，按1图16.2-18，取=1.042润滑油膜影响系数，按1图16.2-19，取=0.95工作硬化系数，按1图16.2-21，取=1.000接触强度计算的尺寸系数，按1图16.2-22，取=1.000接触强度最小安全系数，按1表16.2-46，取=1.250将各数值代入式（3-2）中，得MPa因为，所以满足接触疲劳强度安全系数式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 核a-c传动的弯曲强度齿根弯曲强度校核计算公式计算弯曲应力齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.214齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.1复合齿形系数，按1图16.2-23选取=3.386搞弯强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-25选取=0.829将各数值代入（3-4）中，得MPa许用弯曲应力齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，见1图16.2-26，取=1050MPa相对齿根圆角敏感性系数，按1表16.2-48选取=0.95相对表面状况系数，按1式16.2-2123计算得=1.0抗弯强度计算的尺寸系数，按1图16.2-28选取=1弯曲强度最小安全系数，按1表16.2-46选取=1.6将各数值代入（3-5）中，得MPa因为，所以满足齿根弯曲强度安全系数式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 校核c-b传动的接触强度由于内齿轮和行星轮传动属于周转轮系，但当把行星轮固定就可以转化为定转轮系，故同样也可以用定轴线齿轮传动的强度计算公式来校核b-c传动的强度。齿面接触疲劳强度公式：式中计算接触应力节点区域系数，按1图16.2-15选取=2.5材料弹性系数，按1表16.2-43选取=189.8接触强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-16选取=0.815 分度圆上的圆周力， N齿数比，齿宽，取=35mm使用系数，按1表16.2-36选取=1.3动载系数，按1式(16.2-12)得=1.026齿向载荷分布系数，按1表16.2-41选取=1.143齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1.041将以上各数值代入齿面接触应力计算公式得MPa许用接触应力试验齿轮的接触疲劳极限应力，按1图16.2-17，取=1282MPa接触强度计算的寿命系数，按1图16.2-18，取=1.042润滑油膜影响系数，按1图16.2-19，取=0.95工作硬化系数，按1图16.2-21，取=1.000接触强度计算的尺寸系数，按1图16.2-22，取=1.000接触强度最小安全系数，按1表16.2-46，取=1.250将各数值代入式（3-2）中，得MPa因为，所以满足接触疲劳强度安全系数式中各符号代表的意义和上式一致，故得到 校核b-c传动的弯曲强度齿根弯曲强度校核计算公式计算弯曲应力齿向载荷分布系数，按表116.2-41选取=1.174齿间载荷分配系数，按1表16.2-42选取=1. 01复合齿形系数，按1图16.2-23选取=3.92搞弯强度计算的重合度与螺旋角系数，按1图16.2-25选取=0.898将各数值代入（3-4）中，得MPa许用弯曲应力齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值，按1图16.2-26，取=850MPa相对齿根圆角敏感性系数，按1表16.2-48选取=0.95相对表面状况系数，按1式16.2-2123计算得=1.0抗弯强度计算的尺寸系数，按1图16.2-28选取=1弯曲强度最小安全系数，按1表16.2-46选取=1.6将各数值代入（3-5）中，得MPa因为Sp，故安全。 2.第二级太阳轮花键轴强度校核1).P=1.95KW，n2=310.8r/min，太阳轮-花键轴的材料为12CrNi3，调质处理，由3表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。 2) 太阳轮-花键轴的最小直径取A=104（按2表6-1-19选取，因只受扭矩作用，载荷较平衡）轴的危险截面的最小直径mm，取=20mm 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m3最大扭转应力MPa最小扭转应力MPar=-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=260MPa 扭转时的应力集中系数，按2表6-1-32取=1.60 表面质量系数，按2表6-1-36取=0.89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=38.41MPa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。 3. 输出级花键轴强度校核1) 已知输入功率P=1.95KW，n=8.5r/min，太阳轮-花键轴的材料为12CrNi3，调质处理，由3表3-2-42查得：MPa，MPa，MPa，MPa。2) 初算太阳轮-花键轴的最小直径取A=100（按2表6-1-19选取，因只受扭矩作用，载荷较平衡）轴的危险截面的最小直径mm，取=62mm3) 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MPar=-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=260MPa 扭转时的应力集中系数，按2表6-1-32取=1.62 表面质量系数，按2表6-1-36取=0.89扭转时的尺寸影响系数，按2表6-1-34取=0.74扭转应力的应力幅，取=46.72MPa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。第七章轴承寿命分析由轴承寿命公式，得 （8-1）式中：轴承寿命，（小时）； 基本额定动载荷（N）； 当量动载荷（N）； 对接触角时， ， （8-2） 对接触角时， （8-3）X、Y值可查3表39.3-3 寿命指数， 球轴承=3，滚子轴承； 轴承转速（r/min）. 同时，又有 （8-4） 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，一至三级的太阳轮和行星轮转速依次为： ， ；， ；， ；1. 第一级轴承校核所选轴承型号为；FAG滚针轴承K151917 其相应的参数如下：，； 查3表36.2-12得NGW型行星齿轮传动受力分析： 行星轮圆周力为： （8-5） 单个行星轮作用在行星轮轴的力： （8-6） 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(N)将所有数值代入（8-1）式，的所以该轴承寿命约270.75年，满足要求。2. 第二级轴承校核所选轴承型号为；FAG滚针轴承K253530其相应的参数如下：，；查3表36.2-12得NGW型行星齿轮传动受力分析： 行星轮圆周力为： （8-7） 单个行星轮作用在行星轮轴的力： （8-8） 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)(N)(N)将所有数值代入（8-1）式，的所以该轴承寿命约558.08年，满足要求。 3. 电动机输入处深沟球轴承校核所选轴承型号为；FAG深沟球轴承 16012 其相应的参数如下：，=3，该轴承径向受力不大，可认为是0，由于变奖减速器运动为，当电动机成倒时，第一级太阳轮全部压在该轴承上，估算出该齿轮轴向上受第一级太阳轮几其相连套筒及轴承本身的重力，共计约40N，即轴承受轴向力 则得 查3表39.3-3，由线性插值法计算出e=0.031， X=0.56，Y=0.38将所有数值代入（8-1）式，得所以该轴承寿命满足要求。4.圆锥滚子轴承的校核由装配图可看出减速器两圆锥滚子轴承与输出齿轮满足下图关系； 图7-1 输出齿轮受力简图因为输出齿轮；m=14， z=14计算出输出齿轮径向力： （N）由图可以计算出：，4.1润滑油密封处圆锥滚子轴承的校核所选轴承型号为； 30216-A 其相应的参数如下：，m=1.68kg，e=0.42;由于变奖减速器运动为，当电动机成时，各级太阳轮和行星轮都压在该轴承上，估算出该总的轴和轮的质量及其上所负零件和轴承本身的