25kw熱發(fā)電太陽能方位角跟蹤內置式的減速器設計【行星齒輪傳動】【說明書+CAD】

購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。。【注】：dwg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。具體請見文件預覽，有不明白之處，可咨詢QQ:12401814

摘 要 太陽能熱發(fā)電裝置具有效率高，便于網絡發(fā)電的優(yōu)勢，25kw熱發(fā)電太陽能發(fā)電裝置是目前國內希望發(fā)展的太陽能發(fā)電裝置，而方位角跟蹤內置式減速器是太陽能發(fā)電裝置的重要部件，齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作性能好，可靠性好，使用壽命長。我國的減速器近幾年發(fā)展很快，幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，多以齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但與國外相比，在材料品質，工藝水平，壽命方面存在著一些差距；國內使用的大型減速器或者一些特許要求的減速器，多從國外（如丹麥、德國等）進口。不管是國內國外，在減速器設計過程中，都在不斷追求傳遞功率大、減速比大、體積小、重量輕和機械效率高等性能的減速器，以便更好更快去滿足社會的需要。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者減速比大而機械效率過低的問題；另外，在材料品質和工藝水平上還有許多弱點，可靠性能不夠，使用壽命不長。本設計首先根據(jù)當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者減速比大而機械效率過低，可靠性能不夠，使用壽命不長的問題，按照設計的尺寸要求；選擇25kw熱發(fā)電太陽能方位角跟蹤內置式減速器方案，再按照設計要求擬定傳動方案，選擇合適電動機，合理分配各級傳動比，計算運動和動力參數(shù)，進行齒輪，軸的強度計算，減速器裝備圖設計，主要零件圖設計。 關鍵詞：太陽能；減速器；行星齒輪； 引言 齒輪減速器在各行各業(yè)中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作性能好，可靠性好，使用壽命長。我國的減速器近幾年發(fā)展很快，幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，多以行星齒輪傳動，齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但與國外相比，在材料品質，工藝水平，壽命方面存在著一些差距；國內使用的大型減速器或者一些特許要求的減速器，多從國外（如丹麥、德國等）進口。不管是國內過外，在減速器設計過程中，都在不斷追求傳遞功率大、減速比大、體積小、重量輕和機械效率高等性能的減速器，以便更好更快去滿足社會的需要。 而行星齒輪傳動具有體積小，重量輕，效率高，傳動比范圍大，傳遞功率范圍大和工作平穩(wěn)等優(yōu)點，因此在各類機械上得到廣泛的應用。行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。 此設計是教師的在研科研項目，主要通過設計了解各種減速器的特性，根據(jù)設計的要求、目的來確定可行的設計方案，通過反復的驗證確定設計的主要結構、繪出主要部件的方案設計草圖，然后進行各種零部件的計算、校核，繪出裝配圖、零件圖、部件圖。寫好設計說明書。 1. 設計要求： 設計一個25kw熱發(fā)電太陽能方位角跟蹤內置式的減速器，滿足輸出扭矩為30000NM，減速比為90000，立柱內徑為600mm的條件。 2. 方案設計 根據(jù)要求，提出以下方案： 方案一：傳動形式為多級蝸輪蝸桿傳動，傳動示意圖如圖1所示： 二級蝸桿傳動 級級蝸傳動桿傳動傳動 一級蝸桿 伺服電機 一級齒輪 圖1 兩級蝸輪蝸傳動示意圖 此方案優(yōu)點是傳動方式簡單，只需兩級蝸桿傳動即可滿足設計要求，但是蝸桿傳動效率較低，特別是此方案采用多級蝸輪蝸桿傳動，效率更低，故設計時放棄了此方案。 方案二：多級平行軸圓柱齒輪傳動，其傳動示意圖如圖2所示： 圖2多級平行軸圓柱齒輪傳動示意圖 此方案優(yōu)點是：結構相對簡單，圓柱齒輪傳動效率較高，但是此結構體積龐大，并且因為每一級齒輪傳動傳動比有限，達到傳動比90000需要很多級，故此方案不太好。 方案三：行星齒輪傳動，其傳動示意圖如圖3所示： 圖3行星齒輪傳動示意圖 行星齒輪傳動的主要優(yōu)點是傳動比大，體積小，承載能力大，工作平穩(wěn)，在相同條件下，比普通漸開線圓柱齒輪減速器的重量減輕1/2以上，體積縮小1/2~1/3。該設計傳動方案為四級行星齒輪傳動，傳動方式為NGW式太陽輪輸入，行星架輸出。在空間限定的情況下，宜采用此種傳動方式。 根據(jù)設計要求，此減速器具有傳遞扭矩較大、傳動比很大、徑向尺寸受限制、立式安裝、工作環(huán)境惡劣等特點。綜合以上設計方案，并比較以上方案的優(yōu)、缺點，選擇方案三為最終設計方案。 3. 行星齒輪減速器整體結構設計 3.1 原動件選型 根據(jù)設計要求，輸出機構輸出扭矩為30000NM，減速比為90000。 方位角驅動執(zhí)行裝置選用徐州豐禾回轉支承制造有限公司生產的01系列內齒式單排四點接觸球式回轉支承，內齒圈齒數(shù)為74，模數(shù)為5。為了達到要求的傳動比，在回轉支承與行星減速器之間加一個聯(lián)恒精密公司生產的PN450減速器，其傳動比為80，與回轉支撐串聯(lián)時，總傳動比為104，額定輸出轉矩為23000NM。變速器采用四級行星減速器傳動形式，查閱《機械設計手冊》圖17.1-6，可知單級周轉輪系傳動效率在0.95以上。綜合軸承等的功率損失，取傳遞效率為0.95，單頭蝸輪蝸桿傳動效率為0.7。鞍山新田轉盤軸承實際可看做一個蝸桿傳動，則整個減速裝置的綜合傳動效率0.95^4×0.7=0.57，則計算電機所需的功率為 伺服電機選取博美德（黃岡）機械有限公司的SM型60系列電機作為驅動裝置，機型代號為SM 60-006-30LFB，其額定輸出功率200W,轉速3000r/min，額定扭矩0.67Nm，額定電流為2.2A，根據(jù)提供的電機轉矩-轉速曲線可知，該電機為恒扭矩調速。減速驅動裝置總傳動比為90000，回轉支撐和購買的減速器總傳動比為104，則行星齒輪減速器傳動比為 則方位角額定輸出轉速： 最快速轉動需用時間為15分鐘。 輸出扭矩 其中MD為電機額定扭矩，η為總傳動效率。 按照設計要求在一天轉動，一天按12小時計算，則每分鐘需要轉角為 實際伺服電機轉速為 3.2 行星齒輪減速器傳動比分配 根據(jù)設計要求，利用行星傳動功率分流的特點來承擔更大的載荷。由3.1計算得，行星齒輪減速器傳動比為。如果每級傳動比取相同，則。行星齒輪傳動設計需滿足傳動比條件、同心條件、均布條件和鄰接條件，有空間限制時，還需滿足空間設計要求。 對于NGW型行星齒輪傳動，當太陽輪輸入，內齒圈固定，行星軸輸出時，傳動比計算公式為： 式中： ， 傳動比； za ，太陽輪齒數(shù)； zb， 內齒輪齒數(shù)； 根據(jù)設要求，查閱《機械設計手冊》表17.2-4，確定各級傳動比如下： 第一級：5.7273，za =22, zc =41, zb =104 第二級：5.7273 za =22, zc =41, zb =104 第三級：5.1, za =20, zc =31, zb =82 第四級：5.1 za =20, zc =31, zb =82 則總傳動比 傳動方式為NGW型，內齒圈固定，太陽輪輸入，行星架輸出。 將總傳動比加以修正可得： 方位角額定輸出轉速： 最快速轉動需用時間為14.79分鐘。 輸出扭矩 修正后的實際伺服電機轉速為 計算各軸轉速、轉矩和功率如下表： 表1：傳動裝置的運動、動力參數(shù) 第一級輸入軸 第二級輸入軸 第三級輸入軸 第四級輸入軸 轉盤軸承輸入軸 轉盤軸承輸出軸 各軸轉速（r/min） 61.58 10.8 1.877 100.2 0.072 0.000694 各軸轉矩（Nm） 0.67 3.65 20.64 100.02 484.6 34778.8 各軸功率（kw） 0.04 0.038 0.036 0.034 0.032 0.0224 3.3 初步計算齒輪的主要參數(shù) 3.3.1第四級齒輪模數(shù)計算 為了滿足尺寸要求，盡可能減小內齒圈的尺寸，齒輪設計為硬齒面，行星輪和太陽輪材料為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。查閱《機械設計手冊》圖16.2-17和圖16.2-26可知， =1400,=340表面滲碳淬火處理，內齒圈材料為42CrMo，這種材料經過正火和調質處理，以獲得相當?shù)膹姸群陀捕鹊攘W性能。調質硬度為217-259HRC，查閱《機械設計手冊》圖16.2-17和圖16.2-26可知，=1250,=420，表面滲氮處理，圖4為第四級行星齒輪傳動示意圖。 圖4 第四級行星齒輪傳動示意圖 根據(jù)3.1計算得知驅動裝置的輸出扭矩為 轉盤軸承的傳動比為104，它實際上就是一個單頭蝸桿傳動，傳動效率按0.7計算，則轉盤軸承輸入轉矩為： 轉盤軸承蝸桿輸入端通過聯(lián)軸器與行星齒輪減速器的輸出端相連，故轉盤軸承的輸入轉矩就是行星齒輪減速器的輸出轉矩，值為 。輸入電機的輸出轉矩為0.67Nm，故行星齒輪減速器的第一級輸入轉矩為0.67Nm。 根據(jù)設計要求，減速器需要放置在內徑為600mm的立柱內，所以減速器外徑尺寸應小于600mm。由于行星齒輪減速器最后一級的扭矩最大，計算減速器最大尺寸時，只需將最后一級尺寸控制在設計要求內即可。 一般情況下，單級周轉輪系的傳動效率大于0.95，考慮到其他損耗，此減速器每一級傳動效率取0.95。 由3.2得，第四級傳動參數(shù)如下： 5.1, za =20, zc =31, zb =82，np=3 式中， ：第四級傳動比； za ：第四級太陽輪齒數(shù)； zc ：第四級行星輪齒數(shù)； zb ：第四級內齒圈齒數(shù)。 由以上計算可知，第四級行星齒輪的傳動比為5.1，輸出扭矩為484.6Nm，傳動效率為0.95。則第四級太陽輪的輸入扭矩為： 按照設計要求在一天轉動，一天按12小時計算，則每分鐘需要轉角為 此轉速為轉盤軸承的輸出轉速，由轉盤軸承的傳動比為104，計算得轉盤軸承的輸入轉速為 此轉速即為第四級行星齒輪傳動的輸出轉速。 依據(jù)傳動比關系即可計算出第四級行星齒輪太陽輪的輸入轉速： 按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)： 中心距計算公式為： 輸入轉矩 Nm 取載荷不均勻系數(shù)KcH=1.1，KcF=1.15 在一對a-c傳動中，太陽輪傳動的轉矩 按《機械設計手冊》查得接觸強度使用的綜合系數(shù)K=2 接觸強度計算最小安全系數(shù)： 許應接觸應力： 齒數(shù)比u： 太陽輪行星輪的材料用40Cr，熱處理方式為表面淬火處理，齒面硬度56～60HRC，查《機械設計手冊》圖16.2-17和圖16.2-26得=1400MPa，內齒輪材料選用45，=1250MPa。 取齒寬系數(shù) 則中心距a： mm 模數(shù)mm 取模數(shù)m=3mm 中心距 mm 3.3.2校核齒面接觸強度和齒根彎曲強度 ① 校核a-c傳動的接觸強度 由于太陽輪和行星輪傳動相當于定軸線齒輪傳動，故可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核a-c傳動的強度。vH是相對于行星架的圓周速度 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設計手冊》圖16.2-15計算 式中 ——材料彈性系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-43 選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)， 查表得 ， ， 將以上數(shù)據(jù)代入得 所以 ——分度圓上的圓周力， ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=32mm 根據(jù)選取的尺寸，確定 ——使用系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-36 選取KA=1.25 ——動載系數(shù)，其計算公式為： 取齒輪的制造精度為6級精度， 查閱《機械設計手冊》表16.2-39可得 ，，因為此減速器太陽輪與行星輪相對滑移速度為 ，故可忽略此滑移 則： ——齒向載荷分布系數(shù)，經查閱《機械設計手冊》表16.2-41和 計算得=1.096 ——齒間載荷分配系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-42 選取=1.1 將以上各數(shù)值代入（3-1）式得 許用接觸應力的計算，公式如下： （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，按機械設計手冊，取=1400MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù) 第四級太陽輪輸入轉速為0.37r/min，此減速器壽命設計為10年，每天工作12小時，則太陽輪的接觸應力循環(huán)次數(shù)為： 次 查《機械設計手冊》圖16.2-18 得 ——潤滑油膜影響系數(shù) 太陽輪的接觸應力循環(huán)次數(shù)為 次，小于滲碳淬火剛的持久壽命循環(huán)次數(shù)次，故可按靜強度計算，取 ——工作硬化系數(shù)，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)， HBS>470,所以取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-46 選取=1.25 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 綜上所述，a-c傳動的接觸強度滿足要求。 ② 校核a-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-41和 計算得=1.096 ——齒間載荷分配系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-42 選取=1.1 ——復合齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》圖16.2-23和圖16.2-24查得=4.35, =4.11 ——抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) ，， 所以 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值， 查《機械設計手冊》圖16.2-26 得=800Mpa ——彎曲強度壽命系數(shù)， 查《機械設計手冊》圖16.2-27 得=1.05 ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)， 查《機械設計手冊》表16.2-48 選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)， 查《機械設計手冊》圖16.2-41 得=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.8 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 ， 故以上設計滿足彎曲疲勞強度計算。 ③ 校核c-b傳動的接觸強度 由于內齒輪和行星輪傳動屬于周轉輪系，但當把行星輪固定就可以轉化為定轉輪系，故同樣也可以用定軸線齒輪傳動的強度計算公式來校核b-c傳動的強度。 齒面接觸疲勞強度公式： （3-1） 式中——計算接觸應力 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設計手冊》圖16.2-15計算 式中 ——材料彈性系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-43 選取=189.8 ——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)， 查表得 ， ， 將以上數(shù)據(jù)代入得 所以 ——分度圓上的圓周力， ——齒數(shù)比， ——齒寬， 取=26mm 根據(jù)選取的尺寸，確定 ——使用系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-36 選取KA=1.25 ——動載系數(shù)，其計算公式為： 取齒輪的制造進度為6級精度， 查閱《機械設計手冊》表16.2-39可得 ，，因為此減速器太陽輪與行星輪相對滑移速度為 ，故可忽略此滑移 則： ——齒向載荷分布系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-41和 計算得=1.086 ——齒間載荷分配系數(shù)，查閱《機械設計手冊》表16.2-42 選取=1.1 將以上各數(shù)值代入（3-1）公式得 許用接觸應力 （3-2） ——試驗齒輪的接觸疲勞極限應力，取=1250MPa ——接觸強度計算的壽命系數(shù) 第四級太陽輪輸入轉速為0.37r/min，此減速器壽命設計為10年，每天工作12小時，則太陽輪的接觸應力循環(huán)次數(shù)為： 次 按照傳動比計算得行星輪的應力循環(huán)次數(shù)為： 次 查《機械設計手冊》圖16.2-18 得 ——潤滑油膜影響系數(shù) 太陽輪的接觸應力循環(huán)次數(shù)為 次，小于滲碳淬火剛的持久壽命循環(huán)次數(shù) 次，故可按靜強度計算，取 ——工作硬化系數(shù)，取=1.000 ——接觸強度計算的尺寸系數(shù)， HBS>470,所以取=1.000 ——接觸強度最小安全系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-46 選取=1.25 將各數(shù)值代入式（3-2）中，得 安全系數(shù) （3-3） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 故c-b接觸疲勞強度滿足要求。 ④ 校核b-c傳動的彎曲強度 齒根彎曲強度校核計算公式 （3-4） ——計算彎曲應力 ——齒向載荷分布系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-41和 計算得 =1.086 ——齒間載荷分配系數(shù)，查《機械設計手冊》表16.2-42 選取 =1.1 ——復合齒形系數(shù)，查《機械設計手冊》圖16.2-23 選取 =3.97 ——抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數(shù) ，， 所以 將各數(shù)值代入（3-4）中，得 許用彎曲應力 （3-5） ——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值， 查《機械設計手冊》圖16.2-26 得=800Mpa ——彎曲強度壽命系數(shù)， 查《機械設計手冊》圖16.2-27 得=1.28 ——相對齒根圓角敏感性系數(shù)， 查《機械設計手冊》表16.2-48 選取=0.95 ——相對表面狀況系數(shù)，=1.0 ——抗彎強度計算的尺寸系數(shù)， 查《機械設計手冊》圖16.2-41 得=1 ——彎曲強度最小安全系數(shù)，按[1]表16.2-46選取=1.8 將各數(shù)值代入（3-5）中，得 因為<，所以滿足齒根彎曲強度 安全系數(shù) （3-6） 式中各符號代表的意義和上式一致，故得到 故c-b齒輪滿足彎曲疲勞強度要求。 為了便于加工，將傳動比相同的兩級齒輪設計成相同的模數(shù)，第三級行星齒輪的模數(shù)與齒數(shù)跟第四級相同，第一、二級行星齒輪傳動的所有參數(shù)相同。 由于第三級行星齒輪旋轉速度高于第四級，扭矩小于第四級，而齒數(shù)模數(shù)相同，所以不需另外校核其接觸疲勞強度與彎曲疲勞強度。通過查閱手冊可知，對于傳動齒輪，模數(shù)不能夠2mm，為了合理的布局齒輪箱內尺寸，將第一、二級齒輪模數(shù)取為2mm。根據(jù)前面的設計計算可知，第一、二級齒輪模數(shù)取為2完全能夠滿足傳動需求。至此，行星齒輪減速器齒輪強度計算完畢，設計參數(shù)如下表2： 表2：行星齒輪每級模數(shù)和齒數(shù) 參數(shù) 級數(shù) 模數(shù)(mm) Za Zc Zb 第一級 2 22 41 104 第二級 2 22 41 104 第三級 3 20 31 82 第四級 3 20 31 80 3.4 幾何尺寸的計算 3.4.1第四級行星齒輪 由已知：za =20, zc =31, zb =80，m=3，=20和取=0.25，=1 表3：齒輪傳動幾何尺寸的計算 項目 計算公式 太陽輪 周轉輪 內齒輪 分度圓直徑（mm） 60 93 240 基圓直徑（mm） 56.38 87.39 225.53 齒頂高（mm） 3 3 3 齒根高（mm） 3.75 3.75 3.75 齒全高（mm） 6.75 6.75 6.75 齒頂圓直徑（mm） 66 99 234 （） 齒根圓直徑（mm） 52.5 85.5 247.5 （） 齒距（mm） 9.42 9.42 9.42 齒厚（mm） 4.71 4.71 4.71 齒槽寬（mm） 4.71 4.71 4.71 頂隙（mm） 0.75 0.75 0.75 第三級行星齒輪幾何尺寸的計算 由已知：za =20, zc =31, zb =82，m=2.5，=20和取=0.25，=1 表4：齒輪傳動幾何尺寸的計算 項目 計算公式 太陽輪 周轉輪 內齒輪 分度圓直徑（mm） 50 77.5 205 基圓直徑（mm） 46.98 72.83 192.64 齒頂高（mm） 2.5 2.5 2.5 齒根高（mm） 3.125 3.125 3.125 齒全高（mm） 5.625 5.625 5.625 齒頂圓直徑（mm） 55 82.5 200 （） 齒根圓直徑（mm） 43.75 71.25 211.25 （） 齒距（mm） 7.85 7.85 7.85 齒厚（mm） 3.93 3.93 3.93 齒槽寬（mm） 3.93 3.93 3.93 頂隙（mm） 0.625 0.625 0.625 3.4.2第二級行星齒輪 由已知：za =22, zc =41, zb =104，m=1.5，=20和取=0.25，=1 表5：齒輪傳動幾何尺寸的計算 項目 計算公式 太陽輪 周轉輪 內齒輪 分度圓直徑（mm） 33 61.5 156 基圓直徑（mm） 31 57.79 146.59 齒頂高（mm） 1.5 1.5 1.5 齒根高（mm） 1.875 1.875 1.875 齒全高（mm） 3.375 3.375 3.375 齒頂圓直徑（mm） 36 64.5 153 （） 齒根圓直徑（mm） 29.25 57.75 159.75 （） 齒距（mm） 4.71 4.71 4.71 齒厚（mm） 2.36 2.36 2.36 齒槽寬（mm） 2.36 2.36 2.36 頂隙（mm） 0.375 0.375 0.375 第一級行星齒輪幾何尺寸的計算 由已知：za =22, zc =41, zb =104，m=1.25，=20和取=0.25，=1 表6：齒輪傳動幾何尺寸的計算 項目 計算公式 太陽輪 周轉輪 內齒輪 分度圓直徑（mm） 27.5 51.25 130 基圓直徑（mm） 25.84 48.16 122.16 齒頂高（mm） 1.25 1.25 1.25 齒根高（mm） 1.56 1.56 1.56 齒全高（mm） 2.81 2.81 2.81 齒頂圓直徑（mm） 30 53.75 127.5 （） 齒根圓直徑（mm） 24.38 48.13 133.12 （） 齒距（mm） 3.93 3.93 3.93 齒厚（mm） 1.96 1.96 1.96 齒槽寬（mm） 1.96 1.96 1.96 頂隙（mm） 0.31 0.31 0.31 3.5 軸的結構設計與計算 3.5.1輸入軸的計算 在做軸的結構設計時，通常是只按軸所受的扭矩來初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結果。軸的材料選擇45鋼，軸的扭轉強度條件為 式中： ——扭轉切應力，MPa; ——軸所受的扭矩，Nmm; ——軸的抗扭截面系數(shù)，; ——軸的轉數(shù) r/min; ——軸傳遞的功率 kW; ——計算截面處軸的直徑，mm; ——許用扭轉切應力，Mpa，見機械設計課本表15-3 由上式可得軸的直徑 式中，，按上式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3。取，于是得 為了與電機相匹配，取輸入軸尺寸為14mm。 3.5.2輸出軸的計算 軸的材料選擇45鋼，同理，調質處理。根據(jù)表15-3。取由上節(jié)公式可得軸的最小直徑 考慮尺寸要求，取輸出軸的尺寸為55mm。 3.5.2第四級行星軸的計算 第四級行星排輸出扭矩為484.6Nm，由于有3個行星輪，故每個行星輪承擔： 根據(jù): 其中，F(xiàn)為行星軸的受力，L為行星軸與太陽輪中心的距離。 根據(jù)設計： ，故： 由于行星輪兩端支撐較近，其因受力而產生的彎矩可忽略不計，故只需對行星軸進行剪切強度計算。 行星輪軸受力簡圖如下： 其F1為行星輪對行星軸的作用力，F(xiàn)2為行星架的支反力，很明顯可以看出，F(xiàn)2= 0.5F1=1.045KN。 行星輪軸所受的剪應力為： 代入數(shù)據(jù)得： 行星軸材料為45鋼，屈服極限為355MPa，故此軸完全滿足強度要求。據(jù)此，不再對其他行星軸進行計算，其尺寸按照整體尺寸進行設計。