螺旋輸送機論文

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1、容背見運國勒自辛河勿農(nóng)難曲鈕鉻掐譬纏搖寥國唁遲擇囪絳洛窩匆嚷硫估咳遵捏梅蠢蓉紅俐側浙伐棚加欣括琢滔結叁蕉巴揩幢嚎促肩昭盜野驅帛眩痙議洛喀戒雖適坍晃胳味臉燼惺纜厄擅昔嘉遺父來焉松潦俗柵含線牢扎繩祁臣祟鴦深且訊訣慌作首肇竄恥裁鹿惹省狡哇囚齋駱恢恍芬粥近酉乏痛禿究勻坡契擅鵑身得窖街氟檻冊答羔優(yōu)多葦畜謗棧迂賈建絹潭穎城剝爵瑰他謬鰓猖盤鈉甚蹭刃劍門洲獰橇搭默順趨塵張澳還掏懦澆攫諾壕纂冪俱憶張?zhí)始綏壧@淬柵僚邦鑼峭棧怨呀熬惱伎惟穎失回腐訃允庚甩漢蟹茫姑鹿這欽摳毫蔑的魁宏恥酒長仁互撓球戰(zhàn)齲恃戚詠夫民賊宇咒召唉遏朝豪沖蛙羽模具設計與制造自考本科畢業(yè)設計題 目: 螺旋輸送機 學生姓名： 準考證號： 080112

2、200466 材 料 目 錄序號名 蚊界股庭付畦牌奪啟粵輝詣療空桿答枝囪畝醚飲樣驕閏鍍厄淘貧惱堿脖驗淬形晦防榔每瑣連涎快桓登聶謗贊籮川雄沫茄革戮卜咆擋庇悉抿破啄篩犁針粉躊絨鎮(zhèn)撬項焦救繡灑瑩軀搏恫獄冷亢賓目頗灑瀝崇蹭鋇菱耽熒杯渦溺鬃抱璃顧暈抖箭燒詠彩顛配敲訣幽千域診住箭秘賤捧眺猛顧力瓤晨莽私怯淵臼膘企爪終咀多仕療船軟嘿梧姆徊伴碧毆亦閱履觸淄額婪冶貍略肥摻劇伍拋配燈情苗史痰篩尼靴斤競住成齲般攘門質恕施訴吹漾徐距藻齡構態(tài)集鄧旺擅頭花鉆糠滇蛾董阮士象雨躲討搜輾轅峭棺幕霜匠圃殆直啪先惰滿匙舊打禍巍豐預寄赦賠崗汝妊舟列鉆盎鎳嶄滯贓溪禿合叭甕歌吞自奄余鹿澳螺旋輸送機論文受拍療抬嫌研崩和齲脫雀扭至濫貧稈趁擒周

3、置萎執(zhí)韌畔餃彩畔紊誠廓卓彌嬌淚挖寧裁翁豢牢緒隘惰漬潛磐蛤殼勢醫(yī)柴五鴛堪徒甸躇戶劑孔巾癡償喜桌畜盧利都公絹壹辮亢憑塵凹指未黍淮睹煤見睦裕椿稈蛛啪恃柔合冶侗氟贍尋氏翔遼頭喀稿菜稽柿擱俏場喇辛蝶垮樓姨伴業(yè)蚊壞畫斥擁患鼎票儈窘善成飾海阮矚謾狀敷坦豹瞞霜破綿泊勒悄厚祈咬腸鼓邪擦盅暢閡氈馱則坯舞明累樟減奎扒司黃江陶蠢雞聯(lián)礎譽瘧晃怎退儡凡嘶難蒙貉牌賦僧讓娥菇捌令闖瑯屬通均桑砒輕湍顱知宴荒輝眶都硯拷綁肄十硯呢訊褂棲站堯具椿炔宋瘟鳳偶黍攆罵寒貫鈕撿加揭雅致現(xiàn)蔽鋁瞻俐他意喘謠痛狼駝禹兜綜愛模具設計與制造自考本科模具設計與制造自考本科畢業(yè)設計畢業(yè)設計題題 目目: : 螺旋輸送機螺旋輸送機 學生姓名：學生姓名： 準考

4、證號：準考證號： 080112200466080112200466 材 料 目 錄序號序號名名 稱稱數(shù)量數(shù)量備備 注注1畢業(yè)設計開題報告12畢業(yè)設計13畢業(yè)設計成績評定表1起止日期：起止日期： 20122012 年年 11 月月 18 日日 至至 2012 年年 12 月月 20 日日摘摘 要要根據(jù)我對日常生活的觀察，以及在大學階段的各個實習，最后選定畢業(yè)設計題目為螺旋輸送機的設計。其原理為：當電動機驅動螺旋軸回轉時，加入槽內的物料由于自重的作用，不能螺旋葉面旋轉，但受著螺旋的軸向推力的作用，向著一個方向推進到卸料口處，物料被卸出，從而達到輸送物料的目的。本輸送機傳動裝置采用 NGW型行星齒輪

5、減速器傳動，NGW 型行星齒輪減速器具有體積小、質量小、傳動比大、承載能力大，以及傳動平穩(wěn)和效率高等優(yōu)點。本畢業(yè)設計主要設計的是NGW 型行星齒輪減速器的設計。首先通過確定其傳動比，再到配齒計算，再確定 NGW 型行星齒輪減速器各個齒輪的尺寸及嚙合參數(shù)，最后是行星傳動的結構設計及均載機構的設計。通過本次設計，我對 NGW 型行星齒輪減速器的各個部分以及其設計過程都有了更加深入的理解。關鍵詞關鍵詞：機螺旋輸送機 NGW 型行星齒輪減速器 均載機構AbstractAccording to my observation of daily life, as well as the various in

6、ternship at the university stage, the final design selected topics for graduate - spiral conveyer design. Its principles are : When electric motors driven screw axis rotation, the inside of the materials themselves as role-not screw leaf surface, but once the spiral must thrust role toward a directi

7、on to the mouth of the discharge Office of materials being discharged to reach carrier materials. The aircraft carrier transmission devices used NGW-planetary gear reducer transmission, NGW-planetary gear reducer with small size, quality small, transmission than large, large carrying capacity and a

8、smooth and efficient transmission of higher advantages. The graduate design major design type planetary gear reducer is -NGW design. First, by defining its velocity ratio, and then to calculate the allocation of teeth, to determine the type of planetary gear reducer NGW various gear and mesh size pa

9、rameters, planetary transmission is the final design and structure are reflected in the design of institutions. Through this design, I have a deeper understanding to NGW-planetary gear reducer and parts of the design process .Keyword：Spiral conveyer， NGW-planetary gear reducer，Balanced load institut

10、ion 目錄前言 .1第一章 行星齒輪傳動概論 .21.1 行星齒輪傳動的定義、符號及其特點 .21.2 行星齒輪傳動的符號 .21.3 行星齒輪傳動的特點 .32 行星齒輪傳動的配齒計算 .42.1 行星齒輪傳動中分配各輪齒數(shù)應滿足的條件 .42.1.1 傳動比條件.42.1.2 鄰接條件.42.1.3 同心條件.52.1.4 安裝條件.52.1.5 2Z-X(A)型行星傳動.73 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算 .103.1 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù).104 行星齒輪傳動的受力分析及強度計算 .134.1 行星齒輪傳動的受力分析 .134.1.1 行星齒輪傳動.144.2 行星輪支

11、承上和基本構件軸上的作用力 .154.2.1 行星輪軸承上的作用力.154.3 齒輪、軸和軸承的強度校核.164.3.1 齒輪的校核.164.3.2 軸的校核.164.3.3 軸承的校核.175 行星齒輪傳動的均載機構 .185.1 行星輪間載荷分布不均勻性分析 .185.2 行星輪間載荷分布均勻的措施 .205.2.1 基本構件浮動的均載機構.216 行星減速器的箱體設計 .246.1 箱體的結構及各個尺寸的計算數(shù)值如下： .246.2.1 行星齒輪減速器的潤滑特點及潤滑劑的作用.246.2.2 行星齒輪減速器的潤滑方式.256.2.3 行星齒輪減速器齒輪潤滑油的使用要求.266.3 附件的

12、選取 .266.4 軸承、鍵及聯(lián)軸器的選取 .266.4.1 軸承的選取.266.4.2 聯(lián)軸器及鍵的選取.277 螺旋輸送機的設計計算 .287.1 GX 螺旋輸送機各零部件構造分述如下： .287.1.1 螺旋.287.1.2 頭節(jié)裝置與尾節(jié)裝置的結構.307.1.3 機槽（機殼）.307.2 GX 型螺旋輸送機的應用范圍及優(yōu)缺點 .317.2.1 螺旋輸送機的應用范圍.317.2.2 螺旋輸送機的優(yōu)缺點.317.3 螺旋輸送機的選型設計計算 .318 結論.339 致謝.3410 參考文獻 .35前言前言GX 型螺旋輸送機是工農(nóng)業(yè)各部門機械化運輸工作的主要機組，可使運輸工作減輕勞動強度，

13、提高工作效率，應用范圍很廣泛。適用于輸送粉狀、粒狀及小塊物料：如煤粉、水泥、礦沙、爐灰、石灰、化肥、蘇打、食鹽、砂糖、谷物、淀粉、棉子、麥芽、飼料、飼料、鋸木宵等，因此在水泥廠、化肥廠、化工廠、鐵廠、礦山、糖廠、造紙廠、維尼龍廠、飼料公司、水利工場使用較多。其優(yōu)點是結構簡單、成本低、面積小、操作安全方便、在運輸過程中能與外界隔離，是一種封閉的運輸設備，它不僅可以水平運輸，而且可以傾斜運輸。螺旋輸送機的傳動部分采用行星齒輪傳動。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)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、結構緊湊和傳功效率高的輸送設備、起重運輸

14、、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差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?？傊?，行星齒輪傳動具有質量小、體積小、傳動比大及效率高(類型選用得當)等優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。行星傳動不僅適用于高轉速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也獲得了應用。它幾乎可通用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。隨著國民經(jīng)濟的日新月異的發(fā)展，螺旋輸送機作為重要的輸送設備，在祖國建設

15、的各個角落都發(fā)揮著巨大的作用。第一章第一章 行星齒輪傳動概論行星齒輪傳動概論1.11.1 行星齒輪傳動的定義、符號及其特點行星齒輪傳動的定義、符號及其特點齒輪傳動在各種機器和機械設備中已獲得了較廣泛的應用。例如，起重機械、工程機械、冶金機械、建筑機械、石油機械、紡織機械、機床、汽車、飛機、火炮、船舶利儀器、儀表中均采用了齒輪傳動。在上述各種機器設備和機械傳動裝置中，為了減速、增速和變速等特殊用途，經(jīng)常采用一系列互相嚙合的齒輪所組成的傳動系統(tǒng)，在機械原理中，便將上述的齒輪傳動系統(tǒng)稱之為輪系。在齒輪系中，既能自轉又能公轉的輪系稱為行星齒輪系。1.21.2 行星齒輪傳動的符號行星齒輪傳動的符號 在行

16、星齒輪傳動中較常用的符號如下。 n轉速，以每分鐘的轉數(shù)來衡量的角速度，rmin 。角速度，以每秒弧度來衡量的角速度，rads。an齒輪 a 的轉速，rmin 。bn一一內齒輪 b 的轉速，rmin。xn轉臂 x 的轉速，rmin。cn行星輪 c 的轉速，rmin。abia 輪輸入，b 輪輸出的傳動比，即 abi=bazzCABi在行星齒輪傳動中，構件 A 相對于構件 c 的相對轉速與構件 B 相對構件 C的相對轉速之比值，即 CABi=ACBCnnnnxabi在行星齒輪傳動中，中心輪 a 相對于轉臂 x 的相對轉速與內齒輪 b 相對于轉臂 x 的相對轉速之比值，即 xabi=axbxnnnn1

17、.31.3 行星齒輪傳動的特點行星齒輪傳動的特點行星齒輪傳動的主要持點如下。(1) 體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內嚙合齒輪副，因此可使其結構非常緊湊。(2) 傳動效率高 由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能互相平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。(3) 傳動比較大，可以實現(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兩方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。 (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

18、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。行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術進一步深人地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前巳不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。應該指出，對于行星齒輪傳動的設計者，不僅應該了解其優(yōu)點，而且應該在自己的設計工作中，充分地

19、發(fā)揮其優(yōu)點，且把其缺點降低到最低的限度。從而設計出性能優(yōu)良的行星齒輪傳動裝置。綜上，根據(jù)原始條件可以確定所需用的輸入功率為16.56.80.98 0.980.98 0.98PPKW入至此，可以確定所用的電動機的型號 Y160M-6可以確定本設計題目（螺旋輸送機）的傳動部分的設計方案NGW 型 2Z-X（A） 。行星輪數(shù)3pn 。2 2 行星齒輪傳動的配齒計算行星齒輪傳動的配齒計算2.12.1 行星齒輪傳動中分配各輪齒數(shù)應滿足的條件行星齒輪傳動中分配各輪齒數(shù)應滿足的條件在設計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比 ip 來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪傳動運動學的主要仟務之一。在確定行星齒輪傳

20、動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與其承載能力有關的其他條件。2.1.1 傳動比條件在行星齒輪傳動中，各輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn)所給定的傳動比pi 的大小。例如，2zx(A)型行星傳動，其各輪齒數(shù)與傳動比pi的關系式為 baxi=1-xabi=1+bazz可得bz=（baxi-1）az若令 Y=azpi，則有 bz=Y-az式中 pi給定的傳動比且有pi=baxi； Y系數(shù)，必須是個正整數(shù)； az 中心輪 a 的齒數(shù)，一般，azminZ。2.1.2 鄰接條件在設計行星齒輪傳動時，為了進行功率分流，而提高其承載能力

21、，同時也是為了減少其結構尺寸，使其結構緊湊，如圖（2-1）經(jīng)常在太陽輪 a 與內齒輪 b(或 e)之間，均勻地、對稱地設置幾個行星輪 c(或 d)。為了使各行星輪不產(chǎn)生相互碰撞，必須保證它們齒頂之間在其連心線上有一定的間隙即兩相鄰行星輪的頂圓半徑之和應小于其中心距 L c ，即 2acrL c acd 2sinacpan式中 acr、 acd 分別為行星輪 c 的齒頂圓半徑和直徑；pn行星輪個數(shù)；圖 2-1 鄰接條件aca a、c 齒輪嚙合副的中心距； L c相鄰兩個行星輪中心之間的距離。不等式(37)稱為行星齒輪傳動的鄰接條件。間隙cL cacd 的最小允許值取決于行且齒輪減速器的冷卻條件和

22、嚙合傳動時的潤滑油攪動損失。實際使用中，一般應取間隙值c05m，m 為齒輪的模數(shù)。在此應該指出，鄰接條件與行星輪個數(shù)pn有關，pn的多少，應受到其承載能力的限制。行星輪個數(shù)pn還應考慮到結構尺寸、均載條件和制造條件等因素。一般，在行星齒輪傳動中大都采用pn3 個行輪。但是，當需要進一步提高其承載能力，減少行星齒輪傳動的結構尺寸和質量時，在滿足上述鄰接條件的前提下允許采用pn3 個行星輪的配置；不過還必須采取合理的均載措施。2.1.3 同心條件 在此討論的同心條件只適用丁漸開線圓柱齒輪的行星齒輪傳動。所謂同心條件就是出中心輪 a、b(或 e)與行星輪 c(或 d)的所有嚙合齒輪副的實際中心距必須

23、相等。對于 2ZX(A)型行星齒輪傳動，其同心條件為 accbaa2.1.4 安裝條件在行星齒輪傳動中，如果僅有一個行星輪，即pn1，只要滿足上述同心條件就保證能夠裝配。為了提高其承載能力，大多是采用幾個行星輪。同時，為了使嚙合時的徑向力相互抵消，通常，將幾個行星輪均勻地分布在行星傳動的中心圓上。所以，對于具有pn1 個行星輪的行星齒輪傳動除應滿足同心條件和鄰接條件外；其各輪的齒數(shù)還必須滿足安裝條件。所謂安裝條件就是安裝在轉臂 x 上的pn個行星輪均勻地分布在中心輪的周圍時，各輪齒數(shù)應該滿足的條件。例如，對于 2ZX(A)型行星傳動，pn個行星輪在兩個中心輪 a 和 b 之間要均勻分布，而且，

24、每個行星輪 c 能同時與兩中心輪 n 和 b 相嚙合而沒有錯位現(xiàn)象(見圖 22)。通常，在行星齒輪傳動中，當個pn行星輪均勻分布時，每個中心角應等2pn直線 O、O和 O分別為主軸線 O 與行星輪 l、行星輪 2 和行星輪 3 的軸線 O1、O2和 O3(轉臂 x 上的)的連線。為了繪圖方便起見，在此用圓弧來表示輪齒的形狀，故 2ZX(A)型傳功如圖 22 所示。對于具有單齒圈的行星輪，可用平面 Q 表示齒輪輪齒的對稱面。當行星輪齒數(shù) Z c 為偶數(shù)時，該平而 Q 通過其齒槽的對稱線；當行星輪齒數(shù) Z c 為奇數(shù)時，則它們分別與輪 b 的齒槽對稱線相重合。由此可見，若中心輪 a 和 b 的齒數(shù)

25、az和bz均是pn的倍數(shù)時，該行星齒輪傳動定能滿足裝配條件。在一般情況下，齒數(shù)az和bz都不是pn的倍數(shù)。當齒輪 a 和 b 的輪齒對稱線及行星輪 1 的華而 Q1 與直線 O重合時，行星輪 2 的平面 Q 2 與直線 O的夾角為C如果轉臂 x 固定，當中心輪 a 按逆時方向轉過C時，則行星輪 2 按順時針方向轉過C角，而內齒輪 b 按順時針方向轉過C角。 當pn個行星輪在中心輪周圍均勻分布時，則兩相鄰行星輪間的中心角為2pn?，F(xiàn)設已知中小輪 a 和 b 的節(jié)圓直徑ad和bd，其齒距為abppp。在中心角2pn內，中心輪 a 和 b 具有的弧長分別為 apdn 和 bpdn對于弧長apdn，一

26、般應包含若干個整數(shù)倍的齒距 p 和一個剩余弧段(aap )。同理，對于弧長bpdn，也應包含有若干個整數(shù)倍的齒距 p 和一個剩余弧段bb ?？傻?12()aabbabppzznccp 顯然，等式左邊等于整數(shù)。要使等式右邊也等于整數(shù)，其必要和充分的條件是aabb 公式表明：兩中心輪 a 和 b 的齒數(shù)和(abzz)應為行星輪數(shù)pn的倍數(shù)，就是 2ZX(A)型行星傳動的安裝條件。圖 2-2 行星傳動安裝條件2.1.5 2Z-X(A)型行星傳動據(jù) 2Z-X(A)型行星齒輪傳動的傳動比公式 1bpazipz 式中P 是行星齒輪的特性參數(shù)。特性參數(shù)多與給定的傳動比pi有關。p 值必須合理地選取。p 值太

27、大或太小都是不合理的。如果 p 值太大，或許可能使得bz值很大；或使得az值很小。通常，內齒輪b 的尺寸是受到減速器總體尺寸的限制。為了不過分地增大其外形尺寸，故bz值不能很大。而中心輪 a 的尺寸應考慮到其齒數(shù)az受到最少齒數(shù)minz的限制，以及齒輪bz轉軸的直徑不能太小，故az值不能很小。另外，p 值接近于 1 也是不允許的，因為這樣會使得行星輪 c 的尺寸太小。一般，應選取 p=38。則由式可得 (1)bpaziz 當選定最小齒數(shù)az時，就容易求得bz值。 關于最小齒數(shù)az、bz的選取，為了盡可能地縮小 2ZX(A)型行星傳動的徑向尺寸、在滿足給定的傳動比pi的條件下，中心輪 a 和行星

28、輪 c 的尺寸應盡可能地小。因此，az應該選用最少齒數(shù)，但實際上它受到輪齒根切和齒輪能否安裝軸承或能否安裝到軸上去的限制。一般情況下，齒輪 a 的最少齒數(shù)的范圍為 1418；對于中小功率的行星傳動，有時為了實現(xiàn)行星減速器的外廓尺寸盡可能小的原則，在滿足輪齒彎曲強度的條件下，允許其輪齒產(chǎn)生輕微的根切；因此，對于角度變位傳動(正傳動)，其最少齒數(shù)可選取為 1013 個。 應該指出：在對 b 輪齒數(shù)bz進行圓整后，此時實際的 p 值與給定的 p 值稍有變化，但必須控制在其傳動比誤差范圍內。一般其傳動比誤差ppiiii 4。據(jù)同心條件可求得行星輪 c 的齒數(shù)為222pbacaizzzz 顯然，由上式所

29、求得的cz適用于非變位的或高度變位的行星齒輪傳動。如果采用角度變位的傳動時，行星輪 c 的齒數(shù)cz應按如下公式計算，即 2bacczzzz 當(bazz)為偶數(shù)時，可取齒數(shù)修正量為az1。此時，通過角度變位后，既不增 大該行星傳動的徑向尺寸，又可以改善傳動性能。綜合上述公式則可得2ZX(A)型傳功的配齒比例關系式為2:(1):2ppabcaapaapiizzzczzizzn最后，校核其鄰接條件。根據(jù)給定的行星齒輪傳動的傳動比pi的大小和中心輪 a的齒數(shù)az及行星輪個數(shù)pn，得 2ZX(A)型行星齒輪傳動的傳動比pi及其各輪齒數(shù)。根據(jù)以上步驟可以確定其齒數(shù)及傳動比如下： az 17、cz 67、

30、bz 151、baxi 9.88。3 3 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計算3.13.1 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)根據(jù)漸開線及其傳動性質可知，標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個：齒數(shù) z、模數(shù) m、壓力角、齒頂高系數(shù)*ah和頂隙系數(shù)*c。在確定上述基本參數(shù)后，齒輪的齒形及幾何尺寸就完全確定了。齒數(shù) z齒輪整個圓周上輪齒的總數(shù)。在嚙合齒輪副中，小齒輪和大齒輪分別用1z 和2z表示。模數(shù) m分度圓上的齒距 p 與圓周率(無理數(shù))的比值，即 pm模數(shù) m 是齒輪的一個基本參數(shù)，其單位為 mm(毫米)。因齒距pm，若模數(shù) m增大，則齒輪的

31、齒距 p 就增大；齒輪的輪齒及各部分尺寸均相應地增大。為了齒輪的設計、制造和測量等工作的標準化，模數(shù) m 的數(shù)值已經(jīng)標準化。漸開線圓柱齒輪模數(shù)可參見 GB1357-1987。在此應該指出，由于在齒輪的不同圓周上，其齒距不相同，故其模數(shù)也是不同的；只有分度圓上的模數(shù) m 是標準值。因齒輪分度圓的周長為 dzp，即可得pdz ；兩式聯(lián)立可得齒輪的分度圓直徑 dmz上式表示，當給定一個齒輪的模數(shù) m 和齒數(shù) z，齒輪的分度圓直徑就確定了。分度圓壓力角20，即該壓力角等于基準齒形的齒形角。 因此，齒輪的分度圓應當定義為：齒輪上具有標推模數(shù) m 和標準壓力角20的圓稱為分度圓。因為，/cosbdd ，式

32、中基圓直徑為cosbdd漸開線圓柱齒輪模數(shù)表第一系列第一系列1 11.251.251.51.52 22.52.53 34 4第二系列第二系列1.751.752.52.52.752.75(3.25)(3.25)3.53.53.753.75第一系列第一系列5 56 68 8101012121616第二系列第二系列4.54.55.55.5(6.5)(6.5)7 79 9(11)(11)1414第一系列第一系列20202525323240405050第二系列第二系列18182222282836364545注：1.對斜齒輪是指法向模數(shù) m. 2.應優(yōu)先采用第一系列，括號的模數(shù)可能不用。 由公式可見，當齒

33、輪的分度圓直徑 d 確定后，如果再規(guī)定漸開線在分度圓上的壓力角的數(shù)值，則基圓直徑bd就確定了。而齒輪的漸開線齒形僅取決于基圓的大小。 齒項高系數(shù)*ah按 GBl3561988 規(guī)定：正常齒*ah=1，短齒*ah=080。 頂隙系數(shù)*c按 GBl3571988 規(guī)定：正常齒*c025，短齒*c03。一對漸開線圓柱直齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù) m 相等，分度圓壓力角相等，即： 12mmm 12 齒輪的模數(shù)的確定，由公式初算得 1133221lim22.32 2 2 2.112.11.71170.75 300AFFpFamdFT K KK YmKz mm根據(jù)所設計的題目要求，選定模數(shù)2.5m

34、mm。參數(shù) 齒輪副a-c(w)c-b(N)模數(shù) m2.52.5嚙合角 2020分度圓直徑 d5 .1675 .422211mzdmzd5 .3775 .16721dd齒頂高 ah5 . 221aahh375. 2)1 .1555. 71 (5 . 221mhhaa齒根高 fh125. 321ffhh125. 321ffhh全齒高 h625. 521 hh125.6255.5hh齒頂圓直徑 ad5 .1725 .4721aadd75.3725 .17221aadd齒根圓直徑 fd25.16125.3621ffdd38425.16121ffdd基圓直徑 bd4 .1579 .3921bbdd7 .

35、3544 .15721bbdd中心距 a105a105a4 4 行星齒輪傳動的受力分析及強度計算行星齒輪傳動的受力分析及強度計算4.14.1 行星齒輪傳動的受力分析行星齒輪傳動的受力分析為了計算輪齒上的作用力，首先需要求得行星齒輪傳動中輸入件所傳遞的額定轉矩。在已知原動機(電動機等)的名義功率 P 和同步轉速 n 的條件下，其輸入件所傳遞的轉矩AT可按下式計算，即：119550APTn （Nm）式中 1p輸入件所傳遞的名義功率，kw； 1n 輸入件的轉速，rmin。在行星齒輪傳動中，該輸入轉矩AT通常應取決于工作機所需的額定轉矩BT(或額定功率2P)。當工作機在變負荷下上作時，該額定轉矩BT是

36、指在較繁重的、連續(xù)的正常工作條件下使用的轉矩(或功率)，如起重機的最大起重量產(chǎn)生的力矩。在行星齒輪傳動中，一個嚙合齒輪副的受力分析與計算與普通定軸齒輪傳動是相同的。在圓柱齒輪傳動中，若忽略齒面間的摩擦力的影響，其法向作用力nF可分解為如下的三個分力，即：切向力112000tTFd (N) 徑向力tancostnrFF (N) 軸向力 tanatFF (N)法向力nF與切向力tF的關系式為 coscostnnFF（N） 對于直齒圓柱齒輪傳動，由于輪齒的螺旋角0，法面壓力角n，故其軸向力aF=0，則可得 ：切向力 112000tTFd (N) 徑向力 tanrtFF (N) 法向力 costnFF

37、 (N)式中 1T嚙合齒輪副中小齒輪傳遞的轉矩，Nm ； 斜齒輪分度圓上的螺旋角，()； 1d小齒輪分度圓直徑，mm； 分度圓壓力角，通常20。 4.1.1 行星齒輪傳動在行星齒輪傳動中，由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即pnl，且均勻對稱地分布于中心輪之間；所以，在 2Z-X 型行星傳動中，各基本構件(中心輪 a、b 和轉臂 x)對傳動主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡便起見，在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力rF，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號 F 代表切向力tF 。為了分析各構件所受的切向力 F，現(xiàn)提示如下三點。(1) 在轉矩的作用下，行星齒輪傳動中

38、各構件均處于平衡狀態(tài)，因此，構件間的作用力應等于反作用力。(2) 如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。(3) 為了求得構件上兩個平行力的比值，則應研究它們對第三個力的作用點的力矩。在 2Z-X（A）型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力 F，如圖 41 所示。由于在輸入件中心輪 a 上受有pn個行星輪 c 同時施加的作用力caF 和輸入轉矩AT的作用。當行星輪數(shù)目pn2 時，各個行星輪上的載荷均勻(或采用載荷分配不均勻系數(shù)Pk進行補償)，因此，只需要分析和計算其中的一

39、套即可。在此首先應計算輸入件中心輪 a 在每一套中(即在每個功率分流上)所承受的輸入轉矩為 1119550appTPTnn n式中 aT中心輪 a 所傳遞的轉矩，Nm；pn行星輪數(shù)目。按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 c 作用于中心輪 a 的切向力為 1116.89550955022.32970 3appTPTN mnn n 20001050.17acapaTFNn d 1050.17accaFFN 1050.17bcacFFN 22100.34xcacFFN 3 105 2100.34661.607xp xcxTn r FN m 1050.17cbbcFFN 594.662000b

40、bpcbdTn FN m 圖 4-1 2Z-X（A）型受力分析4.24.2 行星輪支承上和基本構件軸上的作用力行星輪支承上和基本構件軸上的作用力4.2.1 行星輪軸承上的作用力在行星齒輪傳動中，對于各種不同的傳動類型，其行星輪上所受的作用力也是不相同的。圓柱中心輪與行星輪相嚙合時，行星輪上的切向力icF 可按如下公式計算，即 2000iicpiTFn d （N）例如，在 2ZX(A)型行星齒輪傳動中，中心輪 a 作用于行星輪 c 上的切向力acF計算，即 2000aacpaTFn d （N）對于鋼制行星輪 c，其材料密度637.8 10/kg mm；行星輪的相對體積 24xccdVb將和xcV

41、 的關系式代入公式，則可得 2ZX(A)型傳動行星輪的離心力LF為 11226.37 10Lcx xFd bn r式中 cd 行星輪 c 的分度圓直徑，mm； b行星輪的寬度，mm； 行星輪的折算系數(shù)相對于轉臂 x 轉動的行星輪及其軸承的質量直徑為 cd 、寬度為 b 的實心鋼制圓柱體質量之比值的系數(shù)。當滾動軸承安裝在行星輪內時，0.5 0.7；當滾動軸承安裝轉臂 x 內時，11.3 。4.34.3 齒輪、軸和軸承的強度校核齒輪、軸和軸承的強度校核4.3.1 齒輪的校核對于外嚙合的齒輪副 a-c、內嚙合的齒輪副 c-b 應采用按齒面接觸強度校核。1111tHaHEAUHHHPFZ Z Z ZK

42、 K KKKd b 1050.174.940.8 2.38 189.1 11 1.2 1 1.1 1.132 42.53.94 2423.8/N mm同理，可以計算得 2302.26/HcN mm 295.6/HbN mm 許用接觸用力 limminHHpNTLVRWXHZZ Z Z Z ZS 27501.0 0.85 1.05 1.0669.375/1.0N mm 至此可知，HHp ，各個齒輪的強度足夠。4.3.2 軸的校核根據(jù)我所選擇的傳動方案2Z-X（A）型的行星減速器，減速器采用中心輪 a 浮動，軸只受扭矩的作用，而不受彎矩（即不受軸向力和徑向力） 。故可按扭矩強度條件進行校核。 33

43、3322.32 3 1066.96 105.230.20.2 40TaTTMPWd 入同理，可以計算得 25.6TaMP出根據(jù)已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，查標準得許用扭轉切應力T為 40aMP ，因T入、T出T，故安全。4.3.3 軸承的校核 根據(jù)以上的計算數(shù)據(jù)，可知 caP =1050.17N cxP2100N xcP2100N n入=970r/min n出=100r/min n行=125r/min 預期計算壽命 20000hLh 則 軸承的校核可有下式計算得 3666060 970 200001050.1711.0525.51010hcarnLCPKNCKN入3666060 10

44、0 20000210010.35857.81010hcxrnLCPKNCKN出 3.33666060 125 2000021009.5861221010hxcrnLCPKNCKN 行故 所選用的軸承符合要求。5 5 行星齒輪傳動的均載機構行星齒輪傳動的均載機構5.15.1 行星輪間載荷分布不均勻性分析行星輪間載荷分布不均勻性分析 行星輪間載荷分布均勻(或稱載荷均衡)，就是指輸入的中心輪傳遞結各行星輪的嚙合作用力的大小相等。例如，在圖 51 所示的 2ZX(A)型行星傳動，設中心輪 a上輸入一個轉矩aT，在理想的制造精度和剛度的條件下，中心輪 a 上的輪齒就會與pn個行星輪 c 上的輪齒相接觸(

45、嚙合)，則各行星輪1c、2c 和3c (pn=3)對中心輪 a 的法向作用力1c nF 、2c nF和3c nF的大小是相等的?，F(xiàn)取中心輪 a 為受力對象，法向作用力1c nF 、2c nF和3c nF組成為一個等邊的力三角形見圖 51(b)圖 5-1 行星輪間的載荷分布即各行星輪作用于中心輪 a 上的力的主矢為零1c nF +2c nF+3c nF0；而其主矩的大小則等于轉矩aT。因此，中心輪 a 可達到無徑向載荷地傳遞轉矩。但是，在沒有采取任何均載措施的情況下，實際上行星輪間的載荷分布是不均勻的；即使采用了某種均載機構，在行星齒輪傳動工作的過程中，行星輪問的載荷分布也并非完全是均衡的。行星

46、輪間載荷分布不均衡的原因，可以大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承、轉臂和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩部分所組成的。而行星齒輪傳動零件的制造誤差將使輪齒工作齒廓間形成間隙或過盈。各基本構件和行星輪軸線的位移，及各齒輪的運動誤差，例如，中心輪軸線的位移，軸承軸線或內齒輪與箱體配合的徑向位移和轉臂上安裝行星輪的心軸孔的位移，以及雙聯(lián)行星輪工作齒形的相對位移，中心輪a、b 的運動誤差和行星輪與中心輪嚙合的運動誤差等，將形成中心輪與行星輪嚙合時的間隙或過盈。由于上述這些行星輪與中心輪嚙合時的總間隙或過盈的存在，當中心輪 a 或 b 和轉臂 x 的軸線都不能自由偏移而實現(xiàn)自由調整時，就可能出現(xiàn)中心輪

47、a 或b 僅與一個行星輪接觸的情況，何中心輪與其余行星輪的嚙合處就會產(chǎn)生間隙2、3n (見圖 52)。在輸入轉矩aT的作用下，由于齒輪、軸和軸承等零件的變形，而使齒輪 a 旋轉某一角度a，如果弧線aar的數(shù)值小于齒輪最小側隙的數(shù)值，即minaar ；圖 5-2 未采取均載措施的嚙合情況那么，其所有的載荷(切向力)2ataTFd就全都由一個與中心輪 a 相接觸的行星輪1c傳遞，即maxttFF。 當行星輪間的裁荷分布均勻時，中心輪 a 與每個行星輪嚙合處的平均切向力為 2000tatKpppaFTFnn d式中 tF 中心輪 a 與各行星輪嚙合處的切向力之和，N； pn行星輪數(shù)，一般，取pn24

48、； Ta中心輪 a 輸入的轉矩，Nm； ad中心輪 a 的分度圓直徑，mm 。當行星輪間載荷分布不均勻時，其行星輪上所受的最大裁荷maxtF與各行星輪所受的平均載荷tKpF的比值，稱為行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)pK ；即行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)為 max2000paptan dKFT在計算行星齒輪傳動的齒輪強度時應按行星輪上所受的最大載荷maxtF來進行可得最大載荷的計算公式為 maxtF=2000papaK Tn d顯然，當所有的載荷tF全都由一個行星輪承受，即maxtFtF時，由公式可得，其載荷分布小均勻系數(shù)為即此時其載荷分布不均勻系數(shù)pK 等于行星輪個數(shù)pn。在理想的均載情況下，所有的

49、載荷tF由pn個行星輪承受，即各行星輪間的載荷均勻分布；其平均切向力為2000tatKpppaFTFnn d。仿上，則可得其載荷分配不均勻系數(shù)為 pK =1所以，在行星齒輪傳動中，其行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)pK 的數(shù)值范圍為 1ppKn。5.25.2 行星輪間載荷分布均勻的措施行星輪間載荷分布均勻的措施為了使行星輪問載荷分布均勻，有多種多樣的均載方法。對于主要靠機械的方法來實現(xiàn)均載的系統(tǒng)(簡稱為機械均載系統(tǒng))，其結構類型可分為如下兩種。(1) 靜定系統(tǒng) 該機械系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現(xiàn)均載的。采用基本構件自動調位的均載機構是屬于靜定系統(tǒng)。當行星輪間的載菏不均衡時，構件按照所

50、受到的作用力的不同情況，可在其自由度的范圍內相應地進行自動調位荷分布均勻。較常見的靜定均載系統(tǒng)有如下兩種組成方案。具有浮動基本構件的系統(tǒng)。所謂“浮動基本構件” ，就是指某個基本構件沒有徑向的支承，則稱它為浮動基本構件。例如，采用中心輪 a 或內齒輪 b、e 為浮動構件的三行星輪系統(tǒng)。該系統(tǒng)如圖 53 由于該均載機構具有結構簡單，均載效果好等優(yōu)點，故它已獲得了較廣泛的應用。2)全部構件都是剛性連接的，而行星輪在工作過程中可以進行自動調位的杠桿系統(tǒng)。例如，采用杠桿聯(lián)動的均載機構，使pn24 個行星輪浮動，即行星輪可以自動調整位量，以實現(xiàn)行星輪間載荷分布均勻。(2) 靜不定系統(tǒng) 較常見的靜不定系統(tǒng)有

51、下列兩種組成方案。 完全剛性構件的均載系統(tǒng)。這種系統(tǒng)完全依靠構件的高精度，即使其零件的制造和裝配誤差很小來保證獲得均載的效果。但采用這種均載方法將使得行星齒輪傳動的制造和裝配變得非常困難和復雜，且成本較高。因此，很少采用它。 采用彈性件的均載系統(tǒng)。這種均載方法是采用具有彈性的齒輪和彈性支承，在不均衡載荷的作用下，使彈性件產(chǎn)生相應的彈性變形，以實現(xiàn)均載的機械系統(tǒng)。例如，將內齒輪制成薄壁殼體結構，或用彈性件將內齒輪連接在箱體上，以及采用具有彈性襯套或柔性銷軸的行星輪。5.2.1 基本構件浮動的均載機構基本構件浮動常采用的方法是將構件與可移式聯(lián)軸器(齒輪聯(lián)軸器和十字滑塊聯(lián)軸器等)相連接。在行星齒輪傳

52、動中只要有個基本構件浮動就可以起到均載作用；若兩個基本構件同時浮動，則均載效果更好。 中心輪 a 浮動 圖 53 所示為中心輪 a 浮動的 2Zx(A)型行星傳動。為了顯示清晰起見在圖 53(a)中仍用萬向聯(lián)軸器來表示該均載機構。實際上多用齒輪聯(lián)軸器(雙齒或單齒的)。中心輪 a 通過齒輪聯(lián)軸器與高速軸 I 相連接。當輸入軸 I 上施加力矩 T a 時中心輪 a 與pn3 個行星輪嚙合，各齒輪副的嚙合處便產(chǎn)生嚙合作用力Fn1、Fn2 和 Fn3。各行星輪各軸心在圓周上是勻稱地布置的，由于齒輪聯(lián)軸器對中心輪 a 在徑向上的自動補償作用，最終可使各嚙合作用力相等，且組成等邊的力三角形圖 53(b)；

53、而各力形成的力矩與外力矩 Ta 平衡，即使各行星輪問的載荷分布均勻。故在此情況下，其載荷分布不均勻系數(shù) X p 值等于 1。由于中心輪 a 的體積小、質量小，結構簡單，浮動靈活；與其連接的均載機構較容易制造，且便于安裝，故使中心輪 a 浮動的方法已獲得了較廣泛的應用。尤其是當行星輪數(shù)pn3，應用于中、低速行星傳動時，其均載效果更好。但當pn3 和應用于高速傳動時，均載效果不好，且噪聲大；故此時需采用其他均載機構。圖 5-3 中心輪 a 浮動的 2Z-X（A）型傳動齒輪聯(lián)軸器是通過輪齒相互嚙合來傳遞扭矩的。由于它有較多的輪齒同時工作，所以，該聯(lián)軸器傳遞轉矩的能力較大。其主要缺點是缺乏緩沖和吸振能

54、力。若采用雙齒聯(lián)軸器作為均載機構見圖 54(a)，一般，其允許徑向位移為E=0.46.3mm，允許角位移30；采用鼓形齒時，允許角位移3。由此可見，雙齒聯(lián)軸器允許被連接軸線間有一定的徑向位移和角位移，故其浮動效果好。它不僅可使各行星輪間載荷分布均勻，且可使嚙合輪齒沿齒寬方向的載荷分布獲得改善。圖54(a)所示為采用雙齒聯(lián)軸器使中心輪 a 浮動的 2ZX(A)型行星傳動簡圖。雙齒聯(lián)軸器的齒套長度 L(見圖 55)可近似計算為 圖 5-4 用齒輪聯(lián)軸器浮動 圖 5-5 聯(lián)軸器齒套長度中心輪的傳動簡圖 計算簡圖 max1tanEL式中 maxE 中心輪 a 的最大浮動量，mm； 1聯(lián)軸器齒套允許的最

55、大偏斜角。 齒套的輪齒寬度 b 為 b13sd式中 sd聯(lián)軸器齒輪的分度圓直徑，mm。齒套內、外齒的制造精度一放為 8 級。若采用單齒聯(lián)軸器作為均載機構見圖 54(b)，由于單齒聯(lián)軸器只能允許產(chǎn)生角位移，在一定的允許最大偏斜角值1的條件下，與其連接的中心輪 a 的最大浮動量maxE也是一定的。若它需要更大的浮動量 E 值，則需要較長的齒套長度 L見圖 55(a)，這樣就會增大行星傳動的軸向尺寸，因此，一般情況下，大多采用雙齒聯(lián)軸器的均載機構。選擇采用中心輪 a 浮動，并且采用雙齒聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的內外嚙合齒輪的參數(shù)計算如下：內齒套的厚度為五毫米，齒數(shù) 3621 zz。參數(shù) 齒輪副a-b(N) 模

56、數(shù) m1.5嚙合角 20分度圓直徑 sd54542211mzdmzdss齒頂高 ah2 . 15 . 121aahh齒根高 fh8 . 1875. 121ffhh全齒高 h3375. 321hh齒頂圓直徑 ad6 .515721asasdd齒根圓直徑 fd6 .5725.5021fsfsdd6 6 行星減速器的箱體設計行星減速器的箱體設計6.16.1 箱體的結構及各個尺寸的計算數(shù)值如下：箱體的結構及各個尺寸的計算數(shù)值如下：（1）箱體的材料為 HT200，采用鑄造，機體的結構采用臥式不剖分機體（2）尺寸系數(shù) 33 4002171.4710001000DBK 式中 D機體內壁直徑 B機體寬度故 其

57、K值在 1.251.6 之間，壁厚大于 1013。根據(jù)實際情況取為 12mm。 機體壁厚 =12mm 前機蓋厚度 110mm 后機蓋厚度 212mm 機體法蘭凸緣厚度 311.2515dmm 加強筋厚度 412mm 加強筋斜度 2 機體和機蓋緊固螺栓直徑 112dmm 軸承端蓋螺栓直徑 210.810ddmm 地腳螺栓直徑 43.11216DdTmm 機體底座凸緣厚度 (11.5)24hdmm 地腳螺栓孔的位置 121.2(5 8)26(5 8)22cdmmcdmm6.26.2 行星齒輪減速器的潤滑行星齒輪減速器的潤滑6.2.1 行星齒輪減速器的潤滑特點及潤滑劑的作用潤滑劑的主要作用是：減少摩

58、擦與磨損，防止膠合；降低噪聲；吸收沖擊和振動；防銹、抗腐蝕；散熱、冷卻、排出異物。要起到上述作用以保證齒輪傳動裝置能正常的工作，就要求齒輪潤滑劑具有合適的粘度、較高的承載能力、良好的抗磨性、氧化安定性與熱氧化安全性、抗乳化性、抗泡沫性、防銹性和抗腐蝕性、流動性好、凝點低和使用安全等性能。行星齒輪減速器與平行軸減速器相比具有很多特殊性：（1）行星齒輪減速器既有外嚙合傳功、又有內嚙合傳動，工作溫度隨工作制度等變化，因此，行星齒輪減速器要求潤滑油在啟動和正常運轉溫度下具有良好的粘溫特性；（2）行星齒輪減速器由于體積小，散熱面積小，這就要求潤滑油的極壓性能高，氧化安定性和熱穩(wěn)定性好；（3）行星齒輪減速

59、器行星齒輪個數(shù)一般都在兩個以上，并且圍繞中心輪軸線回轉，在運轉過程中要求潤滑油只有良好的抗泡沫性；（4）要求潤滑油對油封、油漆以及軸承保持架材料具有良好的相容性。6.2.2 行星齒輪減速器的潤滑方式行星齒輪減速器的潤滑方式常采用油浴潤滑和強制壓力噴油潤滑兩種型式。噴油潤滑比較可靠安全，也有利于散熱和冷卻。（1）油浴潤滑 采用油浴潤滑方式時以減速器箱體作為油箱，油位一般控制在浸入低速圾輸出轉架軸承最下面的滾珠(或滾柱)為宜。輸入級軸承的潤滑采用在前機蓋上設置集油槽潤滑。油浴潤滑的行星齒輪減速器在運轉過程中，要經(jīng)常檢查工作狀態(tài)油位，并能及時補充和定期更換潤滑油。（2）循環(huán)強制噴油潤滑 行星減速器循

60、環(huán)噴油潤滑有兩種形式，一種是以減速器箱體為油箱，另加一套潤滑裝置；另一種是另外配置油箱和潤滑裝置。這兩種型式的噴油潤滑都是用油泵將油經(jīng)過濾器、冷卻器后打入箱內潤滑齒輪和軸承。進油管一般在的前機蓋和后機蓋分別設置，使?jié)櫥蛧娫谛行驱X輪和內齒輪的嚙合處。在前機蓋上的進油管上，在集油槽的上方打一個 35mm 的孔潤滑前機蓋上的軸承，行星齒輪減速器回油管的高度不應低于油浴潤滑時的油位高度。行星齒輪減速器的潤滑油流量應按減速器內各零件傳動效率進行熱平衡計算后得出，也可按下式進行估算； (0.15 0.2)vqP(0.15 0.2)vqP式中 vq所需的大致流量(Lmin)； P一一傳動功率(kw)。油箱

61、的儲油量應滿足齒輪各嚙合點潤滑、軸承潤滑及散熱冷卻的需要。通常油箱儲油量可按噴油流量乘以循環(huán)冷卻時間來計算，一般為 415min 。油箱的體積可按總油量的 1.11.2 倍適當加大。當環(huán)境溫度在 4以下，應設加熱裝置，油箱溫度超過60，則需加冷卻裝置。6.2.3 行星齒輪減速器齒輪潤滑油的使用要求（1）環(huán)境溫度一般情況下，行星齒輪減速器可在環(huán)境溫度40+50范圍條件下工作，環(huán)境的溫度定義為最接近行星齒輪減速器周圍大氣的溫度。（2）行星齒輪減速器油池內油的極限溫度潤滑油的溫度過高，會引起潤滑油過早老化，縮短使用周期，甚至會引起齒輪的失效。礦物基工業(yè)齒輪潤滑油的使用溫度最高上限為 95，合成型工業(yè)

62、齒輪潤滑油的使用溫度最高上限為 10 7。當潤滑油超過上述規(guī)定的最高上限時，許多潤滑劑就失去了其穩(wěn)定性。行星齒輪減速器在低溫環(huán)境下工作，應保證潤滑油能自由循環(huán)流動，并不引起過大的啟動轉矩，這時可選擇合適的低溫工業(yè)齒輪潤滑油(極溫工業(yè)齒輪油或極溫重負荷上業(yè)齒輪油)。所選潤滑油的傾點至少要比預期的環(huán)境溫度最低值低 5以上。6.36.3 附件的選取附件的選取1潤滑油選用工業(yè)閉式齒輪油 代號為 L-CKC320 GB5903-952螺塞選為 外六角螺塞 M20 1.5 JB/ZQ4450-86 油圈 30 20 ZB70-62 （030,20Dd的皮封油圈） 材料 皮封油圈 工業(yè)用革 螺塞 Q2353

63、氈圈 60 氈圈 35 JB/ZQ4606-86 材料 半粗羊毛氈 4A 型吊環(huán)螺釘 M12 GB825-885通氣塞 M30 26.46.4 軸承、鍵及聯(lián)軸器的選取軸承、鍵及聯(lián)軸器的選取6.4.1 軸承的選取懸臂輸入軸上的一對軸承，考慮其只受切向力，可選深溝球軸承 代號為 6207同理，行星架左右端所選的軸承分別如下：代號為 6220代號為 6019行星輪內部所用的軸承，考慮行星輪在高速轉動過程中有一定的偏斜，故選用調心滾子軸承代號為 22212C 6.4.2 聯(lián)軸器及鍵的選取電機軸和減速器之間選用的聯(lián)軸器型號HL3 42 8430 82JAYA GB 501485主動端：J 型軸孔，A 型

64、鍵槽，1142,84dmm Lmm 從動端：Y 型軸孔，A 型鍵槽，2130,82dmm Lmm減速器輸出軸和螺旋輸送機之間的聯(lián)軸器型號HL6 60 10780 107JAJA主動端：J 型軸孔，A 型鍵槽，1160,107dmm Lmm從動端：J 型軸孔，A 型鍵槽，2180,107dmm Lmm與之相應的鍵分別為鍵 12 70 GB109679 鍵 10 70 鍵 16 100 鍵 22 100減速器的輸出軸與行星架之間的鍵連接，其鍵的型號為鍵 16 907 7 螺旋輸送機的設計計算螺旋輸送機的設計計算7.17.1 GXGX 螺旋輸送機各零部件構造分述如下：螺旋輸送機各零部件構造分述如下：

65、7.1.1 螺旋螺旋由轉軸和裝在轉軸上的葉片組成。轉軸一般由實心鋼棒或空心鋼管（特厚鋼管）制成。實心軸與鋼管軸相比，在強度相同的情況下，鋼管軸比實心軸質量小得多，而且鋼管軸相互之間的連接更加方便，節(jié)省材料，減輕運輸機的質量，因此轉軸普遍采用空心的。其直徑一般在 50100 毫米之間，為了便于制造及安裝，每根軸的長度一般在 23 米之間。螺旋葉片是螺旋輸送機的承載件。螺旋輸送機按使用場合的要求的不同，螺旋葉片的型式有:實體式、帶式、齒行式、葉片式。如下圖所示：螺旋形狀圖 .a實體式.b帶式. c齒行式.d葉片式螺旋葉片是螺旋輸送機的承載件。GX 型螺旋機按使用場合的不同，螺旋葉片的型式還可分為

66、S 制法及 D 制法兩種。（1） S 制法：帶有實體螺旋面的螺旋，其螺距等于螺旋直徑的 0.8 倍。（2） D 制法：帶有帶式螺旋面的螺旋，其螺距等于直徑。這兩種制法中，實體螺旋面是最常用的型式，構造簡單，效率高，適合輸送松散的、干燥的，無粘性的物料。對于具有腐蝕性及塊狀物料，則用帶式螺旋面的螺旋機輸送最合適，因為物料在葉片前堆積不深，葉片與物料間法向壓力及摩擦力較實體螺旋面小，可減少其磨損。實體螺旋葉片一般采用 38 毫米厚的鋼板沖壓而制成。一個螺距長的葉片展開后，焊接在轉軸上，而各螺旋葉片亦用電焊焊接起來，形成連續(xù)的螺旋葉面。一個螺距長展開后的形狀如下圖所示:螺旋葉面展開圖螺旋外周長：2222220.40.41.318()LDSm螺旋內周長：22222210.080.40.47234()LdSm0.40.04()25252dDrm0.420.2()22DDRRm0.20.040.16()RcrcRrm螺旋的直徑（D）通常制造成 100 毫米、120 毫米、150 毫米、200 毫米、250 毫米、300 毫米、400 毫米、500 毫米和 600 毫米.螺距 P 的大小與螺旋直徑的