掘進機截割部減速器設計【7張CAD圖紙及說明書全套】【YC系列】

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掘進機是用于開鑿平直地下巷道的機器。掘進機分為開敞式掘進機和護盾式掘進機。價格一般在上億元人民幣。主要由行走機構、工作機構、裝運機構和轉載機構組成。隨著行走機構向前推進，工作機構中的切割頭不斷破碎巖石，并將碎巖運走。有安全、高效和成巷質量好等優(yōu)點，但造價大，構造復雜，損耗也較大。 1.2 掘進機的前進和發(fā)展趨勢 當前，我國已經(jīng)成為世界最大的掘進機制造基地及應用市場。隨著國內城市道交通，鐵路，公路，水利，市政工程等建設事業(yè)的高速度增長，我國掘進機械也迎來了飛速的發(fā)展。我國掘進機械行業(yè)已經(jīng)成為國內高端裝備制造業(yè)和戰(zhàn)略性新興產(chǎn)業(yè)重點支持發(fā)展產(chǎn)業(yè)。 近年來，隨著我國煤炭行業(yè)的快速發(fā)展，與之唇齒相依的煤機行業(yè)也日益受到重視。在煤炭行業(yè)綱領性文件《關于促進煤炭工業(yè)健康發(fā)展的若干意見》中，在全國煤炭工業(yè)科學技術大會上以及國家發(fā)改委出臺的煤炭行業(yè)結構調整政策中，都涉及到發(fā)展大型煤炭井下綜合采煤設備等內容。 掘進和回采是煤礦生產(chǎn)的重要生產(chǎn)環(huán)節(jié)，國家的方針是：采掘并重，掘進先行。煤礦巷道的快速掘進是煤礦保證礦井高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)的關鍵技術措施。采掘技術及其裝備水平直接 掘進機關系到煤礦生產(chǎn)的能力和安全。高效機械化掘進與支護技術是保證礦井實現(xiàn)高產(chǎn)高效的必要條件，也是巷道掘進技術的發(fā)展方向。隨著綜采技術的發(fā)展，國內已出現(xiàn)了年產(chǎn)幾百萬噸級、甚至千萬噸級超級工作面，使年消耗回采巷道數(shù)量大幅度增加，從而使巷道掘進成為了煤礦高效集約化生產(chǎn)的共性及關鍵性技術。 我國煤巷高效掘進方式中最主要的方式是懸臂式掘進機與單體錨桿鉆機配套作業(yè)線，也稱為煤巷綜合機械化掘進，在我國國有重點煤礦得到了廣泛應用，主要掘進機械為懸臂式掘進機。 懸臂式掘進機是集截割、裝運、行走、操作等功能于一體，主要用于截割任意形狀斷面的井下巖石、煤或半煤巖巷道。現(xiàn)在國內的掘進機設計雖然說離國際先進的技術還有段距離，但是國內的技術水平已能基本滿足國內的需求。大中型號的掘進機不斷被創(chuàng)新。主要廠家石煤機、三一、佳木斯都以各自特點屹立國內市場。 1.3掘進機切割頭的結構 掘進機截割部主要由截割電動機、截割機構減速器、截割頭、懸臂筒組成。見圖3-1.截割部是掘進機直接截割煤巖的裝置，其結構型式、截割能力、運轉情況直接影響掘進機的生產(chǎn)能力、掘進效率和機體的穩(wěn)定性，是衡量掘進機性能的主要因素和指標。本次設計主要針對截割機構減速器進行設計。 1-截割頭 2-伸縮部 3-截割減速機 4-截割電機 圖1-1 縱軸式截割部 第二章 傳動方案的確定 2.1 設計任務 設計一個設計掘進機截割部傳動裝置的行星齒輪減速器，即：二級行星齒輪傳動減速器。 原始條件和數(shù)據(jù)： 功率120KW，轉速1470r/min,切割頭轉速 50r/min,允許傳動比偏差 ,中等沖擊,使用壽命10年；且要求該行星齒輪減速器傳動結構緊湊，外廓尺寸較小和傳動效率高。 2.1.1 齒輪傳動的特點 齒輪傳動與其它傳動比較，具有瞬時傳動比恒定、工作可靠、壽命長、效率高、可實現(xiàn)平行軸任意兩相交軸和交錯軸之間的傳動，適應的圓周速度和傳動功率范圍大，但齒輪傳動的制造成本高，低精度齒輪傳動時噪聲和振動較大，不適宜于兩軸間距離較大的傳動。 齒輪傳動是以主動輪的輪齒依次推動從動輪來進行工作的，是是現(xiàn)代機械中應用十分廣泛的一種傳動形式。齒輪傳動可按一對齒輪軸線的相對位置來劃分，也可以按工作條件的不同來劃分。 隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已達到20000kW,輸出轉矩已達到4500kN。據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下。 （1） 標準化、多品種 目前世界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計；而且還演化出多種型式的行星減速器、差速器和行星變速器等多品種的產(chǎn)品。 （2） 硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和氮化等化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。顯然，采用硬齒面、高精度有利于進一步提高承載能力，使齒輪尺寸變得更小。 （3） 高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪中已獲得日益廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 （4） 大規(guī)格、大轉矩 在中低速、重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。 2.1.2 齒輪傳動的兩大類型 輪系可由各種類型的齒輪副組成。由錐齒輪、螺旋齒輪和蝸桿渦輪組成的輪系，稱為空間輪系；而由圓柱齒輪組成的輪系，稱為平面輪系。 根據(jù)齒輪系運轉時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，齒輪傳動分為兩大類型。 （1）普通齒輪傳動（定軸輪系） 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的所有齒輪的幾何位置都是固定不變的，則稱為普通齒輪傳動（或稱定軸輪系）。在普通齒輪傳動中，如果各齒輪副的軸線均相互平行，則稱為平行軸齒輪傳動；如果齒輪系中含有一個相交軸齒輪副或一個相錯軸齒輪副，則稱為不平行軸齒輪傳動（空間齒輪傳動）。 （2）行星齒輪傳動（行星輪系） 當齒輪系運轉時，如果組成該齒輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線位置不固定，而繞著其他齒輪的幾何軸線旋轉，即在該齒輪系中，至少具有一個作行星運動的齒輪，則稱該齒輪傳動為行星齒輪傳動，即行星輪系。 2.2行星機構的類型選擇 2.2.1 行星機構的類型及特點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動的主要特點如下： （1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的（即在承受相同的載荷條件下）。 （2）傳動效率高。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97~0，99。 （3）傳動比較大?？梢詫崿F(xiàn)運動的合成與分解。只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。 （4）運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強。由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 最常見的行星齒輪傳動機構是NGW型行星傳動機構。行星齒輪傳動的型式可按兩種方式劃分：按齒輪嚙合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等類型。按基本結構的組成情況不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等類型。 行星齒輪傳動最顯著的特點是：在傳遞動力時它可進行功率分流；同時，其輸入軸與輸出軸具有同軸性，即輸入軸與輸出軸均設置在同一主軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)的中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要變速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用，表1-1列出了常用行星齒輪傳動的型式及特點： 表1-1常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點 傳動 形式 簡圖 性能參數(shù) 特點 傳動比 效率 最大功率/kW NGW（2Z-X 負號機構） =1.13~13.7推薦2.8~9 0.97~0.99 不限 效率高，體積小，重量輕，結構簡單，制造方便，傳遞公路范圍大，軸向尺寸小，可用于各個工作條件，在機械傳動中應用最廣。單級傳動比范圍較小，耳機和三級傳動均廣泛應用 NW（2Z-X負號機構） =1~50推薦7~21 效率高，徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍較NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯(lián)行星齒輪制造、安裝較復雜，故||7時不宜采用 NN（2Z-X負號機構） 推薦值： =8~30 效率較低，一般為0.7～0.8 40 傳動比打，效率較低，適用于短期工作傳動。當行星架X從動時，傳動比||大于某一值后，機構將發(fā)生自鎖 WW（2Z-X負號機構） =1.2~數(shù)千 ||=1.2~5時，效率可達0.9~0.7，>5以后.隨||增加徒降 20 傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用與動力傳動。運動精度低也不用于分度機構。當行星架X從動時，||從某一數(shù)值起會發(fā)生自鎖。常用作差速器；其傳動比取值為=1.8~3，最佳值為2，此時效率可達0.9 NGW（Ⅰ）型（3Z） 小功率傳動500；推薦：=20~100 0.8~0.9隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于NGW型，工藝性差，適用于中小功率功率或短期工作。若中心輪A輸出，當||大于某一數(shù)值時會發(fā)生自鎖 NGWN（Ⅱ）型（3Z） =60~500推薦：=64~300 0.7~0.84隨增加而下降 短期工作120，長期工作10 結構更緊湊，制造，安裝比上列Ⅰ型傳動方便。由于采用單齒圈行星輪，需角度變?yōu)椴拍軡M足同心條件。效率較低，宜用于短期工作。傳動自鎖情況同上 2.2.2 確定行星齒輪傳動類型 根據(jù)上述設計要求可知，該行星齒輪減速器傳遞功率高、傳動比較大、工作環(huán)境惡劣等特點。故采用雙級行星齒輪傳動。2X-A型結構簡單，制造方便，適用于任何工況下的大小功率的傳動。選用由兩個2X-A型行星齒輪傳動串聯(lián)而成的雙級行星齒輪減速器較為合理。 總的傳動比： 因此名義傳動比可分為,進行傳動。傳動簡圖如圖1所示： 圖1 二級行星齒輪減速器傳動簡圖 行星減速器主要由箱體、減速齒輪、二級行星輪架、輸入、輸出軸構成。太陽輪與行星輪相嚙合，此行星輪通過兩個軸承裝在星輪軸上，兩端裝有孔用彈性擋圈，星輪裝在第一級行星架相應的軸孔內，內輪與箱體組成一體并與行星輪嚙合帶動第一級行星架，實現(xiàn)第一級減速[7]。 第二級的太陽輪與第一級行星架為漸開縣花鍵聯(lián)結，太陽輪與第二行星輪嚙合，此行星輪裝在第二級的輪軸，此輪軸裝在第二級行星架相應軸孔內。這里內輪與減速器殼體組成一體與行星輪嚙合，此星輪不僅自轉還繞太陽輪公轉，從而實現(xiàn)第二級減速器。 第三章 設計計算 3.1 配齒計算 根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動比的值和按其配齒計算公式，可得第一級傳動的內齒輪,行星齒輪的齒數(shù)。 現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，故選取第一級中心齒輪： 選取行星齒輪數(shù)為：。 根據(jù)內齒輪則： 再考慮到其安裝條件為：（整數(shù)），取 對內齒輪齒數(shù)進行圓整后，此時實際的P值與給定的P值稍有變化，但是必須控制在其傳動比誤差范圍內。實際傳動比為： ＝＋ 其傳動比誤差＝＝＝2℅ 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c1的齒數(shù)為： 所求得的適用于非變位或高度變位的行星齒輪傳動。 第二級傳動比，根據(jù)2X-A型行星齒輪傳動比的值和按其配齒計算公式，可得第二級傳動的內齒輪,行星齒輪的齒數(shù)。 現(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廓尺寸，選擇第二級中心齒輪齒數(shù)：； 行星齒輪數(shù)目為：。 根據(jù)內齒輪則： 再考慮到其安裝條件：（整數(shù)），取 根據(jù)同心條件可求得行星齒輪c2的齒數(shù)為： 實際傳動比為 ＝＋ 其傳動比誤差 ＝＝8﹪ 3.2 初步計算齒輪的主要參數(shù) 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,這種材料適合高速，中載、承受沖擊和耐磨的齒輪及齒面較寬的齒輪,故且滿足需要。齒面硬度為58-62HRC，根據(jù)圖二可知，取=1400,=340,中心齒輪加工精度為六級，高速級與低速級的內齒輪均采用42CrMo,這種材料經(jīng)過正火和調質處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調質硬度為217-259HRC，根據(jù)圖三可知，取=780,=420輪B1和B2的加工精度為7級。 3.2.1 計算高速級齒輪的模數(shù)m 按彎曲強度的初算公式，為： 現(xiàn)已知,=340。中心齒輪a1的名義轉矩為： 取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8; 取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)； 由公式可得：； 由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)； 則所得的模數(shù)： 取齒輪模數(shù)為： 3.2.2 計算低速級的齒輪模數(shù)m 按彎曲強度的初算公式，計低速級齒輪的模數(shù)m為： 現(xiàn)已知，=420。中心齒輪a2的名義轉矩： 取算式系數(shù)，按表6-6取使用系數(shù); 按表6-4取綜合系數(shù)=1.8;取接觸強度計算的行星齒輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由表查得齒形系數(shù)；由表查的齒寬系數(shù)；則所得的模數(shù)為 取齒輪模數(shù)為 3.3 嚙合參數(shù)計算 3.3.1高速級 在兩個嚙合齒輪副中，中，其標準中心距a1為 3.3.2低速級 在兩個嚙合齒輪副中，中，其標準中心距a2為 由此可見，高速級和低速級的標準中心距均相等。因此該行星齒輪傳動滿足非變位的同心條件因此取變位系數(shù)為：。 3.4 幾何尺寸的計算 對于雙級的型的行星齒輪傳動按公式進行其幾何尺寸的計算，各齒輪副的幾何尺寸的計算結果如下表： 3.4.1 高速級 項目 計算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 頂圓 直徑 外嚙合 內嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙 合 3.4.2 低速級 項目 計算公式 齒輪副 齒輪副 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂圓 直徑 外嚙合 內嚙 合 齒根圓直徑 外嚙合 內嚙 合 3.5 裝配條件的驗算 對于所設計的雙級2X-A型的行星齒輪傳動應滿足如下裝配條件 3.5.1鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即 已知高速級的，和代入上式 則得: 滿足鄰接條件 將低速級的，和代入，則得 滿足鄰接條件 3.5.2 同心條件 按公式對于高度變位有已知高速級， 滿足公式則滿足同心條件。 已知低速級， 也滿足公式則滿足同心條件。 3.5.3 安裝條件 按公式驗算其安裝條件，即得 （高速級滿足裝配條件） （低速級滿足裝配條件） 3.7 齒輪強度的驗算 校核齒面接觸應力的強度計算，大小齒輪的計算接觸應力中的較大值均小于其相應的許用接觸應力，即 3.7.1接觸強度的校核 考慮到由齒輪嚙合外部因素引起的附加動載荷影響的系數(shù)，它與原動機和工作機的特性，軸和連軸器系統(tǒng)的質量和剛度以及運行狀態(tài)有關，原動機工作平穩(wěn)，為中等沖擊[8]。故選為1.6, 工作機的環(huán)境惡劣，屬于嚴重沖擊[9]。故選為1.8 1）動載荷系數(shù) 考慮齒輪的制造精度，運轉速度對輪齒內部附加動載荷影響的系數(shù)，查表可得=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對齒面接觸應力影響的系數(shù)，該系數(shù)主要與齒輪加工誤差，箱體軸孔偏差，嚙合剛度，大小齒輪軸的平行度，跑合情況等有關。 查表可得， 則 3）齒間載荷分配系數(shù)、 齒間載荷分配系數(shù)是考慮同時嚙合的各對齒輪間載荷分布不均勻影響的系數(shù)。它與齒輪的制造誤差，齒廓修形，重合度等因素有關。查表可得=1 ，=1 4）行星齒輪間載荷分配不均勻系數(shù) 考慮在各個行星齒輪間載荷分配不均勻對齒接觸應力影響的系數(shù)。它與轉臂X和齒輪及箱體精度，齒輪傳動的結構等因素有關。查表取 =1.4 5）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 考慮到節(jié)點處齒廓曲率對接觸應力的影響。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和泊松比對接觸應力影響的系數(shù)，查表可得為 189.80 7）重合度系數(shù) 考慮重合度對單位齒寬載荷的影響，而使計算接觸應力減小的系，故取0.897 8）螺旋角系數(shù) 考慮螺旋角造成的接觸線傾斜對接觸應力影響的系數(shù)。，取為1 9）最小安全系數(shù)， 考慮齒輪工作可靠性的系數(shù)，齒輪工作的可靠性要求應根據(jù)重要程度，使用場合等。取=1 10）接觸強度計算的壽命系數(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，它與一對相嚙合齒輪的材料，熱處理，直徑，模數(shù)和使用潤滑劑有關。 取=1.039，=1.085 11）潤滑油膜影響系數(shù)，， 齒面間的潤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轉過程中對調質剛的大齒輪產(chǎn)生冷作硬化。還考慮因尺寸增大使材料強度降低的尺寸效應因素的系數(shù)。故選=1，=1 根據(jù)公式計算高速級外嚙合齒輪副中許用接觸應力[10]，即中心齒輪a1的 =1422 MPa 行星齒輪c1的=1486 MPa 外嚙合齒輪副中齒面接觸應力的計算中，則 ，經(jīng)計算可得 MPa 則 MPa， MPa滿足接觸疲勞強度條件。 3.7.2彎曲強度的校核 1）名義切向力 已知，=3和=68mm,則得 使用系數(shù)，和動載系數(shù)的確定方法與接觸強度相同。 2）齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù)按公式計算，即 由圖可知=1，，則=1.311 3）齒間載荷分配系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù)可查表=1.1 4）行星齒輪間載荷分配系數(shù) 行星齒輪間載荷分配系數(shù)按公式計算 5）齒形系數(shù) 查表可得，=2.421, =2.656 6）應力修正系數(shù) 查表可得=1.684, =1.577 7）重合度系數(shù) 查表可得 8）螺旋角系數(shù) 9）計算齒根彎曲應力 =187 MPa =189 MPa 10）計算許用齒根應力 已知齒根彎曲疲勞極限=400 查得最小安全系數(shù)=1.6,式中各系數(shù)，，，和取值如下： 查表=2，==1 查表齒根圓角敏感系數(shù)=1， 相對齒根表面狀況系=1.043 =1.043 許用應力694, 因此；， a-c滿足齒根彎曲強度條件。 第四章 結構設計 4.1 軸的設計 4.1.1 輸入軸 根據(jù)ZX-A型的行星齒輪傳動的工作特點，傳遞功率的大小和轉速的高低情況，首先確定中心齒輪a1的結構，因為它的直徑較小，所以a1采用齒輪軸的結構形式；即將中心齒輪a1與輸入軸連成一體。 輸入功率,轉速 按公式mm 按照3﹪-5﹪增大，試取為50mm,同時進行軸的結構設計[3]，為了便于軸上的零件的裝拆，將軸做成階梯形。 帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為50mm,再過臺階為65mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定。設為60mm,寬度為10mm。根據(jù)軸承的選擇確定為60mm。對稱安裝軸承，試確定其他各段等。 4.1.2 中間軸 輸入功率,轉速 根據(jù)=112，帶有雙鍵槽[4]，按照3﹪-5﹪增大，試取為90mm與轉臂2相連作為輸出軸。取為90mm，選擇63X32的鍵槽。再到臺階為100mm。輸出連接軸為90mm，選擇70X36的鍵槽。 4.1.3 輸出軸 輸入功率,轉速 根據(jù)=112，帶有雙鍵槽[4]，按照3﹪-5﹪增大，試取為150mm與轉臂2相連作為輸出軸。取為150mm，選擇63X32的鍵槽。再到臺階為160mm。輸出連接軸為150mm，選擇70X36的鍵槽。 4.2內齒輪的設計 內齒輪b1采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。 4.3 行星齒輪設計 行星齒輪采用帶有內孔結構，它的齒寬應該加大[5]，以保證該行星齒輪c與中心齒輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和行星齒輪c相嚙合。在每個行星齒輪的內孔中，可安裝四個滾動軸承來支撐著。 而行星齒輪的軸在安裝到轉臂X的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸的固定。 4.4 轉臂的設計 一個結構合理的轉臂x應是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，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。對于2X-A型的傳動比時，選擇雙側板整體式轉臂。因為行星齒輪的軸承一般安裝在行星齒輪的輪緣內。轉臂X作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，承受的外轉矩最大。 轉臂X1上各行星齒輪軸孔與轉臂軸線的中心極限偏差可按公式計算，先已知高速級的嚙合中心距a=102mm[6]，則得 取=37.4 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取0.04=40 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即 先已知低速級的嚙合中心距a=171mm，則得 取=44.4 各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即 取0.040=40 轉臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即 4.5 箱體及前后機蓋的設計 按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不部分機體，為整體鑄造機體，其特點是結構簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。如圖12、13、14所示 壁厚 ——機體表面的形狀系數(shù) 取1 ——與內齒輪直徑有關的系數(shù)取2.6 _____作用在機體上的轉矩 4.6 齒輪聯(lián)軸器的設計 浮動的齒輪聯(lián)軸器是傳動比的內外嚙合傳動，其齒輪的齒廓曲線通常采用漸開線。選取齒數(shù)為23 ，因為它們是模數(shù)和齒數(shù)相等的嚙合齒輪副[8]。 4.7 標準件及附件的選用 軸承的選擇：根據(jù)軸的內徑選擇輸入軸承為GB/T276-1994中的內徑為60mm ，外徑為110mm。行星齒輪中的軸承為雙列角接觸球的軸承內徑為30mm,外徑為50mm 。行星齒輪2中的軸承為GB/T283-1994的圓柱滾子軸承。輸出軸承為GB/T276-1994的深溝球軸承。 螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計。以及油標的設計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計。 4.8 密封和潤滑 行星齒輪減速器采取飛濺油潤滑的方式，通過內齒輪和行星齒輪的傳動把油甩起來，帶到零件的各個部分。在輸入軸的前機蓋上有兩個通油孔，便與油入軸承。在油標中顯示油位，便于即時補油。密封的方式為采用氈圈式密封。簡單低廉。但接觸面的摩擦損失大，因而功能耗大，使用期限短。 結 論 通過對行星齒輪的設計過程的熟悉，與傳統(tǒng)的減速器的設計有很大的不同， 計算方式不一樣、安裝方式不一樣、要求精度不一樣等。行星輪系減速器較普通齒輪減速器具有體積小、重量輕、效率高及傳遞功率范圍大等優(yōu)點。行星齒輪減速器的類型很多，本設計主要通過對ZX—A型的進行系列設計的。 計算兩級中主要參數(shù)，確定主要零件的各部位的尺寸。通過對每個零件的建模再進行組裝。通過對行星齒輪減速器的設計，基本熟悉設計的一般流程。理解行星減速器的工作原理。對于傳遞轉矩要求高的行星齒輪減速器，行星齒輪中應當安裝滑動軸承，輸入軸應盡量避免采用齒輪軸的形式。行星齒輪的安裝較為復雜。在設計中，同時由于本人能力和經(jīng)驗有限，在設計過程中難免會犯很多錯誤，也可能有許多不切實際的地方，個人覺得設計行星減速器的工藝要求很高，在裝配零件圖較為復雜。運動仿真主要困難在于行星齒輪與轉臂的運動上。我以后會做更多的關于行星齒輪減速器的研究。 、 致 謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作，畢業(yè)設計接近了尾聲，在這段時間中我所做的工作是比較膚淺的，很多方面由于知識跨度較大，我的設計方面的基礎顯得很欠缺，所以遇到了不小的困難。在論文寫作的關鍵步驟上，導師給了我很大的幫助和指導，同時在學習的每一個細節(jié)上都為我考慮得很周到，論文能夠完成，首先要感謝的是我的導師。支他平日里工作繁多，但在我做設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，收據(jù)分析等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計分析較為復雜煩瑣，但是老師仍然細心地糾正分析過程的錯誤，讓我少走了很多彎道。除了敬佩老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作 在本文的完成過程中，我還要感謝的是在大學期間給我授過課的老師，正是他們出色的工作使我掌握了較為扎實的基礎知識，本課題的研究工程中我多次得益于大學階段的學習。本文所引用文獻的作者也給我了很大的幫助，正是他們做在前面的工作使我在做這個課題的時候有很多資料可以借鑒，有很多前人的方法可以參考，他們的工作大大的豐富了我的思路，給我了很多有益的啟示。 然后，感謝我的家人。是他們在挫折時，給與我信心與前進的動力；是他們在快樂時，分享我的喜悅。感謝所有關心和幫助過我的人。? ? 參考文獻 [1]馮澄宇.漸開線少齒差行星傳動.人民教育出版社,1981.3 [2] 饒振綱.行星傳動機構設計.國防工業(yè)出版社,1980.11 [3] 成大先.機械設計手冊.化學工業(yè)出版社.第四版,2002.1 [4] 唐保寧，高學滿.機械設計與制造簡明手冊.同濟大學出版社,1993.7 [5] 孫寶鈞.機械設計課程設計.機械工業(yè)出版社,2004.4 [6]甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W技術出版社，2005.7 [7]馬從謙，陳自修.漸開線行星齒輪傳動設計.北京：機械工業(yè)出版社，1987 [8]王云根.封閉行星傳動系統(tǒng).機械設計與研究，1995 [9] 殷玉楓. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社，?2006 [10] 孫巖, 陳曉羅, 熊涌主編. 機械設計課程設計. 北京理工大學出版社?， 2007 [11]寇尊權, 王多主編. 機械設計課程設計. 機械工業(yè)出版社?， 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