行星齒輪設(shè)計(jì)模板

1、第二章 原始數(shù)據(jù)及系統(tǒng)組成框圖（一）有關(guān)原始數(shù)據(jù)課題 : 一種行星輪系減速器的設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)及工作條件：使用地點(diǎn)：減速離合器內(nèi)部減速裝置；傳動(dòng)比：ip =5.2輸入轉(zhuǎn)速:n=2600r/min輸入功率：P=150w行星輪個(gè)數(shù)： nw=3內(nèi)齒圈齒數(shù)zb =63第五章 行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)（一）行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比和效率計(jì)算行星齒輪傳動(dòng)比符號(hào)及角標(biāo)含義為：1i 23 1 固定件、2主動(dòng)件、3從動(dòng)件1、齒輪b固定時(shí)（圖1 1）, 2K H （NGWV型傳動(dòng)白傳動(dòng)比 擊 為bHiaH =1- iab =1+zb/ zaHb可得iab =1- i H =1- ip =1-5.2=-4.2 aHbza= zb/

2、 iaH -1=63*5/21=15輸出轉(zhuǎn)速：nH = na/ ip =n/ ip =2600/5.2=500r/min2、行星齒輪傳動(dòng)的效率計(jì)算：H nH |*H =1-| na- nH /( iab -1)*HH H= a b*為ag 嚙合的損失系數(shù)，為 b g 嚙合的損失系數(shù)，BH 為軸承的損失系數(shù)，Hiab =-21/5 可得為總的損失系數(shù)，一般取=0.025按 na=2600 r/min 、 nH =500r/min 、H=1-| na- nH /( iab -1)* nH |*H=1-|2600-500/(-4.2-1)*500|*0.025=97.98% （ 二 ） 行星齒輪傳動(dòng)

3、的配齒計(jì)算1、傳動(dòng)比的要求傳動(dòng)比條件即iabH =1+ zb/ za可得 1+ zb/ za=63/5=21/5=4.2 = iabH所以中心輪 a 和內(nèi)齒輪 b 的齒數(shù)滿足給定傳動(dòng)比的要求。2、保證中心輪、內(nèi)齒輪和行星架軸線重合同軸條件為保證行星輪zg 與兩個(gè)中心輪za 、zb 同時(shí)正確嚙合，要求外嚙合齒輪a g 的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪bg 的中心距，即(aw)a g = (aw)b g稱為同軸條件。對(duì)于非變位或高度變位傳動(dòng)，有m/2（za + zg ）=m/2（ zb - zg ）得zg = zb - za /2=63-15/2=243、保證多個(gè)行星輪均布裝入兩個(gè)中心輪的齒間裝配條件想鄰兩

4、個(gè)行星輪所夾的中心角H =2兀/ nw中心輪 a 相應(yīng)轉(zhuǎn)過1 角， 1 角必須等于中心輪 a 轉(zhuǎn)過 個(gè)（整數(shù)）齒所對(duì)的中心角，即1= *2 兀 / Za式中2兀/ Za為中心輪a轉(zhuǎn)過一個(gè)齒（周節(jié)）所對(duì)的中心角。ip =n/ nH = 1/ H =1+Zb/ Za將 1 和 H 代入上式，有2兀* / Za/2 兀 / nw=1+Zb/ Za經(jīng)整理后= Za+ Zb=（15+63） /2=24滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。4、保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰鄰接條件在行星傳動(dòng)中， 為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰， 相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 1 2

5、所示可得l=2aw*sin(180o/nw) >(da)gl=2*2/m*(Za+Zg)*sin 60o =39,3 /2m(da)g =d+2ha =17m滿足鄰接條件。（三）行星齒輪傳動(dòng)的幾何尺寸和嚙合參數(shù)計(jì)算按齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)m的初算公式為m=Km3T1KAKF KFPYFa1 / d£ Flim式中Km算數(shù)系數(shù)，對(duì)于直齒輪傳動(dòng)K m =12.1 ；Ti 一嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩,Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3X 1600=0.2984N*mKA 使用系數(shù)，由參考文獻(xiàn)二表6 7 查得 Ka=1;KF 綜合系

6、數(shù)，由參考文獻(xiàn)二表65 查得 KF =2;KFP一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由參考文獻(xiàn)二公式得 KFP =1.85 ;YFa1 一小齒輪齒形系數(shù),圖 6-22 可得 YFa1=3.15Zi 齒輪副中小齒輪齒數(shù)，Zi = Za =15 ；2 .630 選Flim 一試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，N * mm按由參考文獻(xiàn)二圖 6-262取 Flim =120 N * mm所以m=Km 3 T1 KA KF KfpYI / d Z|Flim=12.13 0.2984 1 221.85 3.15/0.8 152 120=0.658取 m=0.91）分度圓直徑d(a) =m*za =0.9 x

7、15=13.5mmd(g) =m*Z(g)=0.9 X24=21.6mmd(b)=m*z(b)=0.9 x 63=56.7mm2)齒頂圓直徑da*兇頂同ha：外嚙合ha1 = ha*m=m=0.9*內(nèi)嚙合 ha2= ( ha- h ) *m=(1-7.55/ Z2)*m=0.792da(a)=d +2 ha =13.5+1.8=15.3mmda(g) =d(g)+2ha=21.6+1.8=23.4mmda(b)=d(b)-2 ha=56.7-1.584=55.116mm3 )齒根圓直徑df*齒根同 hf = ( ha+c ) *m=1.25m=1.125df(a) = d-2 hf =13.5

8、-2.25=11.25mmdf(g) =d(g)-2 hf =21.6-2.25=19.35mmd f(b) =d(b)+2 hf =56.7+2.25=58.95mm4 )齒寬b參考三表 819選取 d=1b(a)= d *d(a)=1 X13.5=13.5mmb(a) = d *+5=13.5+5=18.5mm加=13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm5)中心距a對(duì)于不變位或高變位的嚙合傳動(dòng)，因其節(jié)圓與分度圓相重合，則嚙合齒輪副的中心距為：1 、ag為外嚙合齒輪副aag =m/2( Za + Zg )=0.9/2 X (15+24)=17.55mm2 、bg為內(nèi)嚙合齒輪副abg

9、=m/2( Za + Zb )=0.9/2 X (63-24)=17.55mm中心輪a行星輪g內(nèi)齒圈b模數(shù)m0.90.90.9齒數(shù)z152463分度圓直徑d13.521.656.7齒頂圓直徑da15.323.454.9齒根圓直徑d f11.2519.3558.95齒寬圖b18.518.58.5中心距aaag =17.55mmabg =17.55mm(四)行星齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算及校核1、行星齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算及校核(1)選擇齒輪材料及精度等級(jí)中心輪a選選用45鋼正火，硬度為162217HBs選8級(jí)精度，要求齒面粗糙度 Ra 1.6 行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛(一般機(jī)械結(jié)構(gòu)零件，硬度大，強(qiáng)度、鋼性、

10、韌性等性能突出，吸水性小，尺寸穩(wěn)定，可用作齒輪、凸輪、軸承材料)選 8級(jí)精度，要求齒面粗糙度Ra 3.2。(2)轉(zhuǎn)矩TT1=Ta/ nw=9549 P/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m=298.4N*mm；(3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核f】則校核合格。由參考文獻(xiàn)三式 8- 24得出 f 如 f(4)齒形系數(shù)YF由參考文獻(xiàn)三表812得YFa=3.15 , YFg =2.7 , YFb =2.29 ;(5)應(yīng)力修正系數(shù)Ys由參考文獻(xiàn)三表 813得% =1.49 , Ysg =1.58 , Ysb=1.74;(6)許用彎曲應(yīng)力 F由參考文獻(xiàn)三圖 824得 尸檢=18

11、0MPaFlim2=160 MPa ;由表 89 得 sF =1.3由圖 825 得 YN1 =YN2 =1 ；由參考文獻(xiàn)二式 814可得F 1 = YN1 * Flimi / SF =180/1.3=138 MPaF 2 = Yn2* Flim2/ SF =160/1.3=123.077 MPa2_ _ _ 2F1=2KF/bm za*YFaYsa=(2 X 1.1 X 298.4/13.5 X 0.9 X 15) X 3.15 X 1.49=18.78Mpa< F 1=138 MPaF2= F1*YFg YSg/YFa Ysa =18.78 X 2.7 X 1.587/3.15 X

12、1.74=14.62< F 2 =123.077MPa齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。2、齒輪齒面強(qiáng)度的計(jì)算及校核(1)、齒面接觸應(yīng)力hH 1 = H0 KAKVKH K Ha1KHp 2H2= H0 KaKvKh KHa2KHP2H0=ZHZEZ Z . Ft/d1b u 1/u(2)、許用接觸應(yīng)力為Hp許用接觸應(yīng)力可按下式計(jì)算，即Hp= Hlim/SHlim*ZNTZLZVZRZwZx(3)、強(qiáng)度條件校核齒面接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件:大小齒輪的計(jì)算接觸應(yīng)力中的較大H值均應(yīng)不大于其相應(yīng)的許用接觸應(yīng)力為Hp,即H Hp或者校核齒輪的安全系數(shù)：大、小齒輪接觸安全系數(shù)Sh值應(yīng)分別大于其對(duì)應(yīng)的最小安Sh

13、> Sh lim全系數(shù)SHlim ,即查參考文獻(xiàn)二表 611可得Sh lim =1.3所以Sh >1.33、有關(guān)系數(shù)和接觸疲勞極限(1)使用系數(shù)KA查參考文獻(xiàn)二表 6-7選取Ka=1(2)動(dòng)載荷系數(shù)Kv查參考文獻(xiàn)二圖 66可得KV =1.02(3)齒向載荷分布系數(shù)Kh對(duì)于接觸情況良好的齒輪副可取KH =1(4)齒間載荷分配系數(shù)KHa、KFa由參考文獻(xiàn)二表 69查得 KHa1= KFa1 =1.1KHa2 = KFa2 =1.2(5)行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KHp由參考文獻(xiàn)二式 713得KHp =1+0.5 (K：p-1) , ，、一 、一 一 一 '由參考文獻(xiàn).»

14、;圖 719得K =1.5Hp所以 Khp1=1+0.5 (KHp-1) =1+0.5 X (1.5-1 ) =1.25仿上 Khp2=1.75(6)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH由參考文獻(xiàn)二圖 6-9查得ZH =2.06(7)彈性系數(shù)ZE由參考文獻(xiàn)二表 6-10查得Ze =1.605(8)重合度系數(shù)Z由參考文獻(xiàn)二圖 610查得Z =0.82(9)螺旋角系數(shù)ZZ = . cos =1(10)試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限H 1m由參考文獻(xiàn)二圖 611圖615查得1Hlim =520Mpa(11)最小安全系數(shù)SHlim、FHlim由參考文獻(xiàn)二表 6-11可得SHlm =1.5、FHlim =2(12)接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命

15、系數(shù)Z NT由參考文獻(xiàn)二圖 611查得 ZNT=1.38(13)潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) ZL、ZV、ZR由參考文獻(xiàn)二圖 617、圖 618、圖 619查得 Zl=0.9、Zv =0.952、Zr=0.82(14)齒面工作硬化系數(shù)Zw由參考文獻(xiàn)二圖 6 20查得 Zw=1.2(15)接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)Zx由參考文獻(xiàn)二圖 6 21查得 Zx =1 所以H0 = ZHZEZ Z jFt/d1b u 1/u =2.06 X 1.605 x 0.82 X 1 X-132,6252.6:=2.9513,5 13.5 1.6H1= H0 J'KaKvKh KHa1KHP2 =2.95 X 小 1.02

16、 1 1.1 1.25 =3.5H2 = H 0 JK A Kv Kh_KhOTKhpT =2.95 X /1.021 121.75 =4.32Hp= Hlim /SHlim * ZntZlZvZrZwZ* =520/1.3 X 1.38 X 0.9 X 0.95 X 0.82 X1.2 X 1=464.4所以H Hp齒面接觸校核合格(五)行星齒輪傳動(dòng)的受力分析在行星齒輪傳動(dòng)中由于其行星輪的數(shù)目通常大于1,即nw>1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中心輪之間；所以在 2HHK型行星傳動(dòng)中，各基本構(gòu)件(中心輪 a、b和轉(zhuǎn)臂HD對(duì)傳動(dòng)主軸上 的軸承所作用的總徑向力等于零。因此，為了簡(jiǎn)便起見，本設(shè)計(jì)在行星

17、齒輪傳動(dòng)的受力分析圖中均未繪出各構(gòu)件的徑向力 ,且用一條垂直線表示一個(gè)構(gòu)件，同時(shí)用符號(hào)F代表切向力Fr。為了分析各構(gòu)件所受力的切向力F,提出如下三點(diǎn)：(1)在轉(zhuǎn)矩的作用下，行星齒輪傳動(dòng)中各構(gòu)件均處于平衡狀態(tài)，因此，構(gòu)件間的作用力應(yīng)等于反作用力。2） 如 果在某一構(gòu)件上作用有三個(gè)平行力， 則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。3） 3） 為 了求得構(gòu)件上兩個(gè)平行力的比值， 則應(yīng)研究它們對(duì)第三個(gè)力的作用點(diǎn)的力矩。在 2H K 型行星齒輪傳動(dòng)中， 其受力分析圖是由運(yùn)動(dòng)的輸入件開始， 然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。對(duì)于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖13所示。由于在輸入件中心輪a上

18、受有nw個(gè)行星輪g同時(shí)施加的作用力Fqa和輸入轉(zhuǎn)矩Ta的作ga用。當(dāng)行星輪數(shù)目nw 2 時(shí)，各個(gè)行星輪上的載荷均勻， （或采用載荷分配不均勻系數(shù)kp 進(jìn)行補(bǔ)償） 因此， 只需要分析和計(jì)算其中的一套即可。 在此首先確定輸入件中心輪 a 在每一套中（即在每個(gè)功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為Ti = Ta/ nw=9549 R/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m可得Ta =T1 * nw =0.8952 N*m式中Ta 中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N*m；P1 輸入件所傳遞的名義功率，kw；圖 5-2 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖：按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)算，則可得行星輪g 作用于中心輪a 的

19、切向力為''Faa=2000Ti/ da=2000Ta/ nw da=2000X 0.2984/13.5=44.2N ga而行星輪 g 上所受的三個(gè)切向力為中心輪 a 作用與行星輪g 的切向力為' Fag =- Fga =-2000 Ta / nw d a =-44.2N內(nèi)齒輪作用于行星輪g 的切向力為' Fbg = Fag =-2000 Ta / nw d a =-44.2N轉(zhuǎn)臂 H 作用于行星輪g 的切向力為'FHg =-2 Fag =-4000 Ta/ nw da =-88.4N轉(zhuǎn)臂 H 上所的作用力為FgH =-2 FHg =-4000 Ta /

20、 nw da =-88.4N轉(zhuǎn)臂 H 上所的力矩為 'Th = nw FgH rx =-4000 Ta / da* rx=-4000 X 0.8952/13.5 X 17.55=-4655.0 N*m在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為' Fgb =- Fbg =2000 Ta / nw d a =44.2N在內(nèi)齒輪 b 上所受的力矩為'''Tb=nw Fgb db/2000= Ta db / da =0.8952 X 21.6/13.5=1.43 N*m式中 da中心輪a的節(jié)圓直徑，mm'db內(nèi)齒輪b的下圓直徑，mmx一轉(zhuǎn)臂H的回轉(zhuǎn)半徑，mm根據(jù)參考

21、文獻(xiàn)二式(6 37)得- Ta/ TH =1/ iabH =1/1- iaHb =1/1+P轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)矩為Th =- Ta * (1+P) = -0.8952 X ( 1+4.2 ) =-4.655 N*m仿上 bH- Tb/ TH =1/ iaH =1/1- iab =p/1+P內(nèi)齒輪 b 所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Tb=-p/1+p* Th =-4.2/5.2 X (-4.655)=3.76 N*m第六章 行星輪架與輸出軸間齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知：傳遞功率P=150w,齒輪軸轉(zhuǎn)速n=1600r/min，傳動(dòng)比i=5.2 ,載荷平穩(wěn)。使用壽命 10 年，單班制工作。(一)輪材料及精度等級(jí)行星輪架內(nèi)齒圈選

22、用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 220250HBs齒輪軸選用45鋼正火，硬度為170210HBG選用8級(jí)精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3 m。(二)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應(yīng)用參考文獻(xiàn)四式10 22 求出d1 值。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)。1 ) 轉(zhuǎn)矩T1T1= Ti=Ta/ nw =9549 Pi/ nwn=9549X 0.15/3 X 1600=0.2984N*m2 ） 荷系數(shù) K查參考文獻(xiàn)四表10 11 取 K=1.13）齒數(shù)z1 和齒寬系數(shù) d行星輪架內(nèi)齒圈齒數(shù)Zi取11,則齒輪軸外齒面齒數(shù)Z2=11o因單級(jí)齒輪傳動(dòng)為對(duì)稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻(xiàn)四表10 20

23、選取 d =1。4）許用接觸應(yīng)力H由參考文獻(xiàn)四圖10 24 查得 H lim1 =560Mpa, Hlim2 =530 Mpa由參考文獻(xiàn)四表10 10 查得 SH =19N二60nj Lh =60X 1600X 1 X(10 X 52X40)=1.997 X 109N2 = N-i=1.997 x 10由參考文獻(xiàn)四圖10 27 可得 ZNT 1 =ZNT2 =1.05 。10 13 可得h 1 = Znt1 Him" Sh =1.05 X 560/1=588 MpaH 2 = Znt2 Hlim2/ Sh =1.05 X 530/1=556.5 Mpa（三）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算由參

24、考文獻(xiàn)四式10 24 得出 F ，如da1 da2 mgZ 1 11 11 則校核合格。確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)：1）齒形系數(shù)YF由參考文獻(xiàn)四表10 13 查得YF1 =YF 2 =3.632）應(yīng)力修正系數(shù)YS由參考文獻(xiàn)四表10 14 查得YS1=YS2=1.413）許用彎曲應(yīng)力 F10 25 查得Flim1 =210Mpa, Flim2=190 Mpa10 10 查得SF =1.310 26 查得YNT1=YNT2=1由參考文獻(xiàn)四式 1014可得F 1 = YNti f iimi / Sf =210/1.3=162 MpaF 2 = YNT2 Flim2 / SF =190/1.3=146 Mpa

25、故m1.263'KTYFYS/ dz121=1.26 x31.1 298.4 3.63 1.41/1 112 146 =0.58_22 1.1 298.4F1=2KT1/b m2 Z1gYFYs=X 3.63 X 1.41=27.77MPa< F =162 Mpa11 12 111f 2 = f 1 gYf 2 Ys2/ YF1 Ysi =27.77MPa< f 2 =146 Mpa齒根彎曲強(qiáng)度校核合格。由參考文獻(xiàn)四表 103取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=1（四）主要尺寸計(jì)算d1 =d2=mz=1x 11mm=11mmb1=b2= d d1 =1 x 11mm=11mma=1/2gm（

26、z1 + z2 ）=1/2 x 1 x （11+11）mm=11mm（五）驗(yàn)算齒輪的圓周速度vv=d1 Q/60 x 1000= x 11 x 1600/60 x 1000=0.921m/s由參考文獻(xiàn)四表 1022,可知選用8級(jí)精度是合適的。第七章行星輪系減速器齒輪輸入輸出軸的設(shè)計(jì)（一）減速器輸入軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件 選用45號(hào)鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)四表14-4查得強(qiáng)度極限B=650MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力1b =60MPa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑根據(jù)參考文獻(xiàn)四表 14-1得C=118107。又由式142得dC 3/P / n =（118 107）如1

27、5 /1600 =5.36 4.86 勾0.15/1600dl取直徑d1=8.5mm3、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d1=8.5mmd7,考慮到軸在整個(gè)減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d2 =9.7mm, d3=10mm,d4=11mm, d5=11.5mm, d6=12mm, d7=15.42mm, d8 =18mm4、確定各軸段的長(zhǎng)度齒輪輪廓寬度為20.5mm,為保證達(dá)到軸于行星齒輪安裝的技術(shù)要求及軸在整個(gè)減速離合器中所必須滿足的安裝條件，初定： L=107mm, L1 =3.3mm,L2 =2mm, L3 =44.2mm,L4 =4mm, L5=18.5mm,L6 =

28、1.5mm, L7=16.3mmb按設(shè)計(jì)結(jié)果畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖：(a)水平面彎矩圖(b)垂直面內(nèi)的彎矩圖(c)合成彎矩圖(d)轉(zhuǎn)矩圖圓周力：Ft = 2Ti /di=2X298.4/13.5=44.2N '0徑向力：Fr= Ftgtan a =44.2 x tan 20 =16.1N法向力：Fn=Ft/cos a =44.2/ cos 200 =47.04Nb、作水平面內(nèi)彎矩圖(7-2a)。支點(diǎn)反力為：Fh = Ft/2=22.1N彎矩為： MH1=22.1 X 77.95/2=861.35N gmmM h 2 =22.1 X 29.05/2=321 N gmmc、作垂直面內(nèi)的彎矩圖(7

29、-2b),支點(diǎn)反力為：Fv = Fr/2=8.04N彎矩為： M v1=8.04 X 77.95/2=313.5N gmmM v2 =8.04 X 29.05/2=116.78 N gmmd、作合成彎矩圖(7-2c) : M1 = JmHI一MX = J861.352313.52 =994.45 N gmmM 2= . M；2 M% = . 3212 116.782 =370.6 N gmme、作轉(zhuǎn)矩圖(7-2d):T=9549R/n=9549 X 0.15/1600=0.8952N*m=895.2 N gmmf、求當(dāng)量彎矩Me1= ,M12 (aT )2 = 994.452 (0.6 895

30、.2)2 =1130.23 N gmmMe2 M； (aT)2 = .370.6 2 (0.6 895.2)2 =652.566 N gmmg、校核強(qiáng)度 33ei = Mei/W=1130.23/0.1 d6 =1130.23/0.1 X 12 =6.54Mpa33e2= M e2/W=652.566/0.1 d4 =652.566/0.1 X 11 =4.9 Mpa所以 滿足e 1b =60Mpa的條件，故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定裕量。（二）行星輪系減速器齒輪輸出軸的設(shè)計(jì)1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由已知條件：齒輪軸選用45鋼正火，由參考文獻(xiàn)四表144查得強(qiáng)度極限B=600MPa,再由表142得許用彎曲應(yīng)力1b =55MPa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸徑 P =Pr =0.15 X 97.98%=0.147kw根據(jù)參考文獻(xiàn)四表 14-1得C=118107。又由式142得dC3/p / n =（118 107） 3/0.147 /1600 =5.34 4.83 乂0.147/1600d取直徑d2 d =8.9mm3、確定各軸段的直徑軸段1（外端）直徑最少d6=8.9m考慮到軸在整個(gè)減速離合器中的安裝所必須滿足的條件，初定：d1=12mm,d2 = d4