起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

目录

摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 3

第一章 绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5

1.1.行星齿轮„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 5 1.2.起重机起升结构简介„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 6 1.2.1展开式布置„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7 1.2.2.同轴式展开„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 7 1.3.驱动装置的机械变速方案„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 8 1.4反求设计简介„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 8 第二章:配齿计算及运动分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10

2.1传动原理图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 11 2.2齿轮的几何尺寸计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 13 2.3.运动分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 15

第三章 功率流分析„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 17

3.1 a . b两电机转向相同时„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 17 3.2当a,b电机反向旋转时„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 17 3.3 na=0时，为行星轮系„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 18 第四章 效率计算

4.1:行星轮系„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 19 4.2当a为主动轮„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„20 4.3当转臂H为主动轮时„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 25 第五章 强度验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„39

5.1行星齿轮系的强度设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 39

5.2：电动机的选定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 40 5.3强度的校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 41 第六章 结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 43

6.1剖分式„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 43 6.2：调心轴承„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 44

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6.3工艺性„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 45 6.4密封和润滑„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 46 第七章 结论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„48 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„49 致 谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„50

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起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

【摘 要】

本次对起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计进行的研究，该减速器为多速且传动比比较大的行星齿轮传动，该设计研究将对这种类型的轮系的设计方法进行学习研究，其中包括机构方案设计，齿数计算，运动分析，功率流分析，传动效率计算，动力性能分析，强度校核，结构设计等，并且画出其装配图和零件图。

本次设计的创新点为双电动机行星减速器传动，分三种情况，一种是两个电机同向旋转时，输出功率为两个电机之和，另一种两个电机反向旋转，其中一个电机处于发电状态，还有一种情况就是一个电机闸住，就是行星轮系，特点是起重机有三种速度分析情况。差动轮系效率高，它与适当的定轴轮系组合并配2个动力源，形成行星差动变速机构，这种机构可以在一定范围内解决多速驱动问题，根据两个电动机协同工作情况，可使卷筒有四个转数。以满足某些起重机工作的需要

【关键字】：起重机；齿轮减速器；2K-H差动行星齿轮

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起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

The issue of lifting equipment for the three-speed planetary gear differential

【Abstract】

The issue of lifting equipment for the three-speed planetary gear differential design of the study, the reducer for multi-speed

transmission and larger than the planetary gear transmission, the design study of this type will gear design study methods, including design agencies, number of teeth, the motion analysis, power flow analysis, transmission efficiency, the dynamic performance analysis, strength checking, structural design, and draw the assembly drawing and spare parts map .

The innovation of this design for dual-motor drive planetary gear reducer, probably sub-analysis of three cases, a two motor rotating in the same direction, the output power of two motors and the other a two-motor reverse rotation, One of the electrical power generation in the state, there is a situation in a live gate motor, planetary gear system is characterized by three cranes speed analysis. High efficiency of differential gear train, which with the appropriate combination of a fixed axis gear train is also equipped with two power sources to form a variable differential planetary bodies, such bodies can be resolved within a certain range of multi-speed drive, according to the situation of the two motors work together will enable the reel to the number of four. To meet the needs of some crane work.

【Keyword：Crane】2K-H planetary gear differential； gear reducer

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起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

第一章 绪论

1.1行星齿轮

本次设计通过对起重机差动行星齿轮减速器的结构设计，进一步巩固和掌握机械设计的基本原理与方法，并且进行创新设计，学习新的知识，掌握新的方法，开拓视野，国内外对行星齿轮研究已经有相当长的历史了，1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了，1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用于汽车的减速器，1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后机械行业的蓬勃发展促进了行星齿轮传动的发展。高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英，意，日，美，苏，瑞士等国也获得成功。低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨，榨糖机，矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900KN.m;我国从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已试制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000KW）/高速汽轮机（500KW）和万立方米制氧透平压缩机（6300KW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800KW）。

行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平，我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：

（1）向无级变速行星齿轮传动发展，实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本结构都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的结构加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就 成为无级变速器。

（2）向少齿行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比，小功率传动。

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（3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来 ，国外蜗杆传动，螺旋齿轮传动，圆锥齿轮与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动箱。这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆涡轮——行星齿轮减速器，总传动比i=125r/min,输出转矩27200N.m。

（4）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s:日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw:大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150KN.m在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载，平衡，密封，润滑，零件材料及热处理及高效率，长寿命，可靠性等一系列设计制造技术问题。

（5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿度5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4μm）从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。

1.2：起重机起升结构简介：

起升结构包括：起升机构是塔式起重机最重要的传动机构，它要求重载低速，轻载高速，调速范围大。起升机构调速方式的优劣直接影响整机性能。4绳最大起重量小于等于6t的小中型塔机竞争激烈，成本控制严格，国内以多速电机变极调速为主，方案简单，尚能满足工作需要。8t和8t以上的中大型塔机需要较好的调速性能，调速方式很多，选择原则有三个：首先要平稳，冲击小；其次要经济和可靠，符合国情；三是要便于维修。起重不同的物品，需要不同的取物装置，其驱动装置亦稍有不同，但布置方式基本上相同。当起重量超过10吨时，常设两个起升结构，主起升结构（起重量大）与副起升结构（起重量小）。对于双梁桥式与龙门起重机，主副钩起升结构的卷筒中心线通常布置成互相平行而且与中心线垂直，对于单梁桥式起重机主，副卷筒的中心线也可布置成互相垂直的 。对于单主梁龙门起重机，为了适应吊运大尺寸构件，常需采用分离的双吊点悬挂系统，为了支持物品重量，在起升机构的电动机轴上都装设常闭式制动器。起升机构驱动装置的典型布置方式，

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1.2.1展开式布置 （1），吊钩起重机 （2），电磁起重机 （3），抓斗起重机 1.2.2同轴式布置

钢丝绳卷绕系统中，在钢丝绳绕过卷筒或滑轮时要发生1~2次弯折，反复弯折的次数愈多，钢丝绳钟钢丝便愈易疲劳，而钢丝绳同向弯折的耐久性要比反向弯折的耐久性搞一倍，这相当于钢丝绳寿命相同时，同向弯折次数要比反向弯折的次数高一倍。为了提高钢丝绳的耐久性，应尽量减少钢丝绳反向弯折的次数。但在某些起重机的卷绕系统中，反向弯折是不可避免的，此时，可用增大滑轮直径来补偿由此引发钢丝绳寿命之降低。

1.3驱动装置的机械变速方案

此起重装置是利用差动轮系来实现变速传动，用NGW型差动轮系构成的复合轮系，两台电动机的转向相同或相反，或者只启动一个电动机，另一台制动，就可得到4种不同的输出转速，但本课题只考虑三种情况，两个电机同向旋转，两个电机反向旋转，一个旋转一个闸住，这种传动可以解决在一定范围内的多速驱动问题，与定轴传动采用滑移齿轮变速相比，差动轮系变速箱轴向尺寸小，变速时齿轮始终处于齿合状态，传动不会中断，故变速可靠。同时还可以实现带重负荷起动。

1.4反求设计简介

反求设计是对已有的产品或技术进行分析研究，掌握其功能原理、零部件的设计参数、材料、结构、尺寸、关键技术等指标，再根据现代设计理论与方法，对原产品进行仿造设计、改进设计或创新设计。本课题运用已有的数据对齿轮变速结构进行验算。１反求设计中关键性问题的分析探索原产品的设计思想：探索

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原产品设计的指导思想是产品改进设计的前提。了解原产品的设计思想后，可按认知规律，对零件进行推导。探索原产品的原理方案设计：各种产品都是按一定的要求设计的，而满足一定要求的产品，可能有多种不同的形式。所以产品的功能目标是产品设计的核心总题。不同的功能目标可引出不同的原理方案。探索原产品的原理方案设计，可以了解功能目标的确定原则，这对产品的改进设计有极大的帮助。研究产品的结构设计：产品中零、部件的具体结构是产品功能目标的保证，对产品的性能、成本、寿命、可靠性有着极大的影响。对产品的零、部件进行测绘：对产品的零、部件进行测绘是反求设计中工作量很大的一部分工作。用现代设计方法对所测的零件进行分析，进而确定反求时的设计方法。

第二章 配齿计算及运动分析

齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，齿轮传动的主要特点有，

（1）：工作可靠，寿命长，设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，

（2）: 效率高：在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率最高，如一级圆柱齿轮传动的效率可达99%

（3）：结构紧凑：在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小

（4）：传动比稳定，

2.1：传动原理图

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图2.1：三速起重机齿轮传动简图

图2.2，起重机差动行星齿轮减速器传递原理图

图2-2即为起重机用三速差动行星齿轮减速装置的传动原理图，针对此原理图可得知起重机在运行过程中有以下三种情况 1：当Z5闸住，Z1旋转时

i0=

Z2Z1Z4Z3(1+

ZaZb)

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=

128227030(1+

2082)

=16.89

2：当Z5与Z1同向旋转时 n=[Z1

3：当Z5与Z1反向旋转 n=[Z1

根据上图，我们对此差动轮系有了进一步的了解，根据以往经验，为使NEW型轮系效率较高，我们按i0=2.5~4.5 本次我们去i0=4.1

i0ZbZbn01Z2ZaZb+Z5Zan02Z6ZaZb]Z3Z4

n01Z2ZaZb-Z5 Zan02Z6ZaZb] Z3Z4

=

ZbZa 而传动比iahb=1+

ZbZa

=1+82/20 =1+4.1 =5.1

K=2(两个行星轮系)

Za:Zg:Zb:δ

Z1iahb22Z15.122=Z1:=Z1:

:Z1(iahb-1):Z1iabK

:Z1(5.1-1):

Z15.12

=20:31:82:51 其中Za=20.Zg=31.Zb=82

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2.2：齿轮的几何尺寸计算

分度圆dmz

d12ha齿顶圆 da

基圆直径 dbdcosa齿宽 d宽=ad 齿顶高系数： 太阳轮、行星轮----ha1

下面对减速箱的各个齿轮的几何尺寸进行计算如下：

m=5 Za=20 d=mz=520=100mm

da=m(z+2)=5(20+2)=110mm

d宽=ad=0.6*100=60mm

m=5 Z Zb=82 d=mz=582=410mm

da=m(z+2)=5 X (82+2)=420mm

d=0.6*410=246mm

d宽=a

m=5 Zg=31

d=mz=531=155mm

da=m(z+2)=5(31+2)=165mm

d=0.6 X155=93mm

d宽=a

m=4 Z1=22

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d=mz=422=88mm

da=m(z+2)=4(22+2)=96mm

d=0.688=52.8mm

d宽=a

m=4 Z2=128

d=mz= 4128=512mm da=m(z+2)=4(128+2)=520mm d宽=a

m=8 Z3=30

d=mz= 830=240mm

dad=0.6512=307.2mm

=m(z+2)=8 X (30+2)=256mm

d宽=a

d =0.6 X240=144mm

m=8 Z4=70 d=mz= 870=560mm

da=m(z+2)=8(70+2)=576mm

d =0.6560=336mm

d宽 =a

m=3 Z5=21

d=mz= 321=63mm

da=m(z+2)=3(21+2)=69mm

d =0.6d宽=a

63=37.8mm

m=3 Z6=158 d=mz=3158=474mm

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da=m(z+2)=3(158+2)=480mm

d =0.6474=284.4mm

d宽=a

齿轮中心距： a=mZ1Z22=3211582=268.5

其他中心距可以依据此公式进行类推

2.3：运动分析

图2.3差动轮系

根据机械原理上的运动分析，参照上图可得： Wh=

WaWbi01i0

主动轮 从动轮 1)Wb=

71522128=122.89

=117.63

(2) Wa=

85521158(1):两个电机同向旋转，输出转速N=52r/min

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Wh==

WaWbi01i0

117.634.1122.8914.1=121.86 N出=Wh37

37=121.86

=52.22r/min

(2): 一个电机反转时可得：

Wh=

117.634.1122.8914.1

=75.73 N出=75.7337

=32.45r/min

(3): 当一个电机闸住时： Wa=0 Wb=122.89 Wh=

04.1122.8914.1

=98.79 N出=98.7937

=42.34r/min

经过上述推导可得到电动机的三种转速：

52r/min 42r/min 32r/min

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第三章 功率流分析

3.1：a . b两电机转向相同时

PaMaWaP=

bMbWb =

iabi

0MaM1=

bi 0=

MH1i

0则

MaM=

1bi

0=

ZbZ>0

aPaP>0

b推导出h电机为主动电机

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3.2 当a, b电机反向旋转时

PaaWaP=

M

bMbWb=

iabi

0MaMb1=

i 0=

MH1i

0则

Ma=1Mi

b0=

ZbZ<0

aPaP<0

b推导出h电机为从动电机

3.3 na=0时，为行星轮系

则b电机为直接输入，H电机输出

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第四章 效率计算:

在进行行星齿轮传动的运动分析时，是通过转臂固定的转化机构的运动关系，求得各构件的转速和传动比的。根据相同的原理，行星齿轮的效率也可以通过转化机构的功率关系或力矩关系求得。因此，假定行星齿轮传动的摩擦损失功率Pf等于它的转化机构的摩擦损失功率PfH，然后通过转化机构的摩擦损失功率的计算关系，进而求得行星齿轮传动的效率。

上述的假定是建立在这样的基础上的：首先，啮合摩擦损失是功率损失的主要部分，其大小取决于齿廓间的摩擦系数、作用力和相对滑动速度，而行星轮系变为转化机构之后，各构件间的相对速度、齿廓间的作用力和摩擦系数并没有改变；其次，略去了行星齿轮传动中由于行星轮的离心作用而增加的轴承摩擦损失。实际上行星传动中转臂等处的摩擦损失不转化机构中该轴承的损失略有增加，当因为行星传动中常用滚动轴承，摩擦系数很小，消耗在全部轴承中的功率损失占整个功率损失的比例较小，故这一差异可忽略不计。

4.1:行星轮系

4.１．１当a为主动轮（即PaH1）若iabH0,PH0)

a0或iab1，依式（4-4），则0,又已知Pa0,则PaHPaa0,这表明转化机构中的a轮仍为主动件。因此应将式（4-4）代入（4-3a）中，求得其传动效率为： aHb1iabiab1HH(1ab)H1iabab1iabiabiab1HHHHH （4-5a）

1H当用iabH0代入时：aHb1H11iabH1HH1iba （4-5b）

H当用iab1代入时：

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aH1biabiab1bHHHH1b1iaH(1iaH)1HbbH11iaHiaHbbH1(11iaHb)H

1(1iHa)1iaH1（4-5c）

2)若

1iab0,依式（44），则Ha0,又已知Pa0,则PaHPaa0,表

明转化机构中的a轮变为从动件。因此应将式（4-4）代入（4-5b）中，求得传动功率为： aHb1iabiab1HH(1baHbaH)1iabiabbaHHHiabbabaiabiabbaiabbabaHHHHHHHHH

HHHHHH1iab/baiab1H1iab/ba1ibaH1(1HiabH1HH1iabH1HiaHHb)(1iab)11 （4-6）

4.１．２ 当转臂H为主动轮时（即PH1）

依式（4-4），则a0,Pa0)

0.。又因为Pa0，故PaH0（因aPaHPa），

这表明转化机构中的a轮仍为从动，故应将式（4-4）代入（4-3d）中，求其效率为： Hab11iabiab1HHH(1baH)1iabbabaiabiabbaiabbaibaiab1HHHHHHHHH1iab1iabHH1iab1HHiabHH

baHHHHHbaH1 =

H当iab(1iab)(11H)iabH1iabH

1ibaH0时H，H占分母很小一部分，可忽略，又iab，代入上式，得：

HH Hab1HHHHibaibaiab1HHiba11HH1iba11iba （4-7） ，故PaH02）

H若iab1，依式（4-4），则PaHa0.。又因为Pa0（因

aPa），这表明转化机构中的a轮仍为从动，故应将式（4-4）

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代入（4-3d）中，求效率过程与（4-7）相似：

Hab(1iab)(11HHH)iabH11HHH11HHH

1iabiab1H因iab1，故有iab11iabHH，则有：

HHb Hab11HHH1111HHb1bHH （4-8）

1iHa1iab1(1iHa)iaH3) 若0PaHiab1H，依式（4-4），则a0。又因为Pa0，故PaH0（因

aPa），这表明转化机构中的a轮仍为主动，故应将式（4-4）代入（4-3c）

中，求其效率为：

Ha1b1iab(1ba)iab11iabHHHH1iab1iabiabbaiab1HHHHH1iab1iabbaHHH1iab1iab(1HHH)

=

1iabiabHHH11iabHHH

1iab 因0iab1，(1iab)1iabHHH，代入上式：

111(1iaH)iaHbbHb Ha11iabHHH1(1iaH)bbH

1iab1(1iaH)

11iaHb11H11iHa1bH （4-9）

最常见的四种型式的2K-H传动的效率计算公式列于表4-1内。

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表4-1 2K-H类行星传动效率计算公式 类型 NGW 固定件 b 主动件 a H 从动件 H a 转化机构传动比 iab0H传动效率 aH1b HH1ibabH WW b a H 0iab1 HaHbb1iHa1bH Hiab1 HaH1iHa1Hab H a iab1 H1bHH 1iHa0iab1 HHab11iHa1bH NW b a H H a H a iab0H 同NGW NN b a H 0iab1 H同WW

根据机械原理表5.1：因为此轮系为2K-H差动轮系, 当转速为52r/min时 差动轮系：

=(0+i0)

WaWbi01i0 (0Wa+i0Wb)

0=12

=0.990.99 =0.98

i0=4.1 Wa=117.63 Wb=122.89

代入上式得



21

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

=(0.98+4.1)（117.634.1122.89）(0.98117.63+4.1122.89)

14.1=

3157.113323157.54465

=0.9998

当转速为32 r/min时： 差动轮系：

=

n0j0WhWa1i

0Wh0Wa0=990.99=0.98 i0=4.1 代入上式得



=0.984.175.73117.6314.175.730.98117.63

=

267.0784270.9456

=0.98

当转速为42r/min时： 为行星轮系：

=

0i01i

00=0.990.99

=0.98 i0=4.1 代入上式得：

=

0.984.114.1

=0.996

Wa=117.63 22 Wh=75.73

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

（3）：公式验算 2k-H型行星齿轮装置

在下表中所示的2K-H行星齿轮结构中，将太阳内齿轮C固定，系杆S顺时钟方向（作为正方向）以角速度（S>0）作主动件旋转，太阳外齿轮A以角速度a以角速度旋转，是被动件，在这种情况下，我们来求计算速比μ和效率η和作用在各基本轴上的转矩的计算式，a采用表2.1很容易求得。 表2.1 用合成法求旋转角速度

C B A S 使整个系统 S S S s 同时旋转 系杆固定 -SZcZb S

ZcZbZcZb (

ZaZb) 0

ZcZa合计 0 S（1-

由此得下式：

a=S（1+

） S (1+) S

ZcZa）

=S (1+i0) (2.1)

=

as=1+i0 (2.2)

其中：i0=

ZcZa (2齿轮A与系杆回转方向相同（正方向），而且是增速旋转。

再看图2.1（b）当系杆S绕O点以角速度S顺时针回转时，则太阳外齿轮A以角速度a作顺时针旋转，当在行星齿轮B的中心点加的力为Ws则齿轮A对齿轮B的作用力为反力WA，作用点为行星齿轮B和太阳齿轮A的齿合点，固定内齿轮C对行星齿轮B的作用力为WC。这三个力以图2.1（C）所示的状态保持平衡，行星齿轮B可以看成是以内齿轮C的轴心为支点的“杠杆”，据此力WS,WA,WC

23

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

对O点的转矩MS,Ma,Mc的方向如图2.1（B）来决定，这几个转矩的平衡式为：-Ma-Mc+MS=0 (2.3)

如以=

MMas (

as) (2.4)

当对表2.1“合计”栏所示的各运动，都分别加上一个系杆的旋转方向相反的回转角速度（-S）时，则得到“系杆固定”栏所示的将系杆固定时的运动。因为不论是对A,B.C.S，各要素上作用力，还是各要素之间的相对运动在以上两个“栏目”中均不发生变化，因此，就可以求出这个行星齿轮机构的效率，这就是在表2.1的“系杆固定”栏中，内齿轮C的角速度是c (-S)是负方向，齿轮A的角速度a’ =(S*

ZcZa=a*i0)是正方向。现在将转矩与旋转方向相同一侧作为

主动侧，转矩与旋转方向相反的一侧作为从动侧，因为这时MC是负方向，MA也是负方向，所以齿轮C是驱动侧，齿轮A是从动侧，于是将系杆S固定时得到基准齿合效率，可由下式求得：

0=

MMac (

ac’)=

MMac (i0) (2.5)

而由2.3式得

Mc=MS-Ma

将此式代入（2.5）式则得下式 0=

MaMsMi0a

据此得下式：

MMas=

00i0 (2.6)

将式（2.2）和（2.6）式代入（2.4）式，则得下式： =

MMas (

as)

=0

1i00i0 (2.7)

现设齿轮A与B的齿合效率为η1，齿轮B和C的齿合效率为η2，则将系杆

24

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

S固定时的效率（基准效率）η。用下式表示： 0 =12 (2.8)

式（2.7）就是使齿轮C固定，系杆S为主动件，齿轮A为从动件的效率计算式，用同样的方法可以求得当C固定时，以A为主动，S为被动时，还有 将A固定,S为主动C为从动时，以及将A固定，C为主轴，S为从动时的速比和效率的计算式，这些速比和效率计算式的一览表如表一所示，由上述（2.6）式得： Ma=

00i0MS (2.9)

由式（2.3）得Mc=MS-Ma 将（2.9）式代入则得下式

M=ci00i0MS (2.10)

由上述（2.9），（2.10）式，就可以求出当作用在主动轴上的转矩MS已知时，作用在从动轴A，固定轴C上的转矩，这样得到的转矩计算式表示在附表1中，当假定η0=1（η1=1，η2=1）时，这些转矩计算式则表示在附表1的最下面一栏中。

2K-H型差动齿轮装置

在图4.1所示的2K-H型差动齿轮机构中，我们试求以轴A和轴C为主动轴，系杆S为从动轴时的效率和轴转矩的计算式。

加在行星轮B上的力和回转角速度的关系如图4.2所示，这时设WA,WC,WS分别为齿轮A,C和系杆S作用于行星轮B的力，a

, c ，S 为齿轮A,C和系杆S的旋转速度，往往设S为顺时针方向。转矩于转速方向相同时为输入一侧，转矩于转速方向相反时为从动一侧，加在行星轮B的力的平衡关系，将W和ω的关系表如图4.2所示 在图4.1的2K-H差动齿轮装置中，下式成立

25

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

图4.1 2K-H型差动齿轮机构（I型）

图4.2 加在行星轮B上的力和转速的关系

SZaaZccZaZc=

=

ai0c1i0 (4.1)

其中：当以ZA,ZC分别表示齿轮A，C的齿轮时 则i0以下式表示，i0=将（4.1）式变形则：

ZcZa (4.2)

26

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

assc=i0ZcZa>1 (4.1)

如果a>S 则由式（4.1）得S>c由此得下式 0<c < S<a (4.3)

如果a<S则由式（4.1）得S<c由此得下式 0<a<S <c (4.4)

这个差动齿轮装置可看作是当将太阳内轮C固定，使太阳外齿轮回转的第一成分行星齿轮装置和将太阳外齿轮A固定，使太阳内齿轮C旋转的第二成分行星齿轮装置组合而成的，

a>S时

第一成分

行星齿轮装置（C固定，A主动，S从动）

这是将图（4.2）的全体加上一个-c得到的装置，这时候因为4.3式成立有

a=(a-c)>0, S=(S-c)>0,则ω’的方向如图4.3所示从图4.3可知，A

是主动侧，S是从动侧，也就是将内齿轮C固定，由于太阳外齿轮A驱动，使系杆S以角速度ωS1而传递输出功率N01，因为c=0由式（4.1）得到下式 ωS1=a /(1+io) (4.5)

27

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

图4.3，第一成分行星齿轮装置的W和ω’的关系

这个第一成分行星齿轮装置的效率i由附表1得以下式表示

i=

10i01i0 (4.6)

其中0是系杆S固定时的基准效率，设齿轮A与B的齿合效率为1，齿轮B和C的齿合效率为2，则η0可由下式求得，

0=1 2 (4.7)

这时由轴A输入的功率Ni1从下式求得： Ni1=

N0ii (4.8)

第二成分行星齿轮装置（A固定，S主动，C从动

这是将图4.2的全体加上一个-a所得的装置，因为这时式（4.3）成立，有c=(c-a)<0, S=(S-a)<0

所以ω’的方向如图4.4所示，从图中可知：S是主动侧，C是从动侧，也就是可堪称是将外齿轮A固定由系杆S驱动，由C输出功率为Ni2的第二成分行星齿轮装置，因为a=0，由（4.1）式得下式：s2=c 

i01i0 (4.9)

图4.4，第2成分行星齿轮装置的W和ω’的关系

28

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

ii=0

1i010i0 (4.10)

由图4.4 下式成立，Nio=No2ii (4.11)

于是设从动轴S输出的总输出功率为N0，则整体的效率η的下式所示

=

NN0i=

N0Ni0Ni2=

N0N01IN02ii (4.12)

现设输出转矩为MS，则下式成立：

No=MS S=MS (s1+s2)=Nio+No2

N0即得下式：MS=由此得下式：

N01=s1N0S=

N01s1=

N02s2

SN0=a=aN00i0cN0 (=MSωS1)(4.13)

N=s2o2S0i0c (=MSωS2)(4.14)

将式（4.13），（4.14）代入式（4.12），又将（4.6）和（4.10）式用在这里，则得下式： =

10i0ai00 (4.15)

1i0a0i0c现在，若设轴A的轴转矩为MA，轴C的轴转矩为MC， 则下式成立：

Ma=

Ni1aNi2=

N0ia1=

Mss1a1 (4.16)

iicM=cc=N02iic=MSs2

(4.17)

将（4.5），（4.6）式代入（4.16）式，得下式： Ma=

Ms10i0 (4.18

将（4.9）（4.10）式代入（4.17）式，得下式

29

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

Mc=

a0i0M10i0s (4.19)

<S时

第一成分行星齿轮装置（C固定，S主动，A从动）

这时给图4.2的全体家-J-c而得到的装置。这时，因为（4.4）式常来，当

a=（a-c）<0, S=(S-c)<0, ω’的方向如图4-5所示，在这个图可知：

S是主动侧，A是从动侧（但是，这个差动齿轮装置本来是A为驱动侧，S为从动侧），即将内齿轮C固定，由于系杆S驱动将输入功率传递，有齿轮A输出功率NiI。

图4.5第一成分行星齿轮装置的W和ω’的关系。 因为c=0

据（4.1）得ωS1得到（4.5）式，这个第一成分行星齿轮装置的效率I据附表1可以下式表示，

I=

01i00i0 (4.20)

其中，η0是将系杆S固定时的基准效率，可由（4.7）式算得，而且这种情况下下式成立：

30

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

NiI=N01I (4.21)

第2成分行星齿轮装置(A固定，C主动，S从动)

这时将图4.2的全体加上一个-a所得。因为这时式（4.4）成立，有

c=(c-a)>0, S=(S-a)>0

则ω’的方向如图4.6所示，

图4.6，第2成分行星齿轮装置的W和ω’的关系

从这个图可知C是主动侧，S是从动侧，即将齿轮A固定时，由于齿轮C的驱动，系杆S以角速度ω’S2传递输出功率N02，因为a=0，由（4.1）式算得ωS2得到（4.9）式，这个第2成分行星齿轮装置的效率II据附表1以下式表示：

II=

i01i0 (4.22)

而且，由图4.6得到下式： Ni2=

N02II (4.23)

于是，设由S轴输出的总功率为N0时，全体的效率η以下式计算：

31

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

=

NN0i=

N0N02N01II (4.24)

N01由（4.13）求得，N02由（4.14）式求得，

将（4.13）（4.14）（4.20）（4.22）式代入（4.24）式得到下式： =(0+i0)

ai0c1i00ai0c (4.25)

轴A的转矩Ma，轴C的转矩Mc由下式求得：

Ma=

Ni1aNi2=

Mss1ia (4.26)

M=ccN02

=

IIcS

S2=M=0MaMs0i0IIc (4.27)

把（4.5）和（4.20）式代入（4.26）式得到下式:

Ma=

Ms00i0 (4.28)

把（4.9）和（4.22）式代入（4.27）式得到下式:

M=cMsi00i0 (4.29)

例：求，当太阳外齿轮A为主动件，太阳内齿轮C和系杆S为从动件时效率和轴转矩的计算式。

根据加在行星轮上的力的平衡，力W和回转角速度ω的关系，如图4.7所示：

32

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

图4.7，加在行星轮B上的力与回转角速度的关系

这种齿合设WA,WC，WS分别为齿轮A,C和系杆S加在行星齿轮B上的力，设a，

c, S为齿轮A,C和系杆S的旋转角速度，S通常定为顺时针方向。转矩与回

转角速度同向时为主动侧，相反时则为从动侧。规定W和ω的关系就如图4.7所示，那么在这个I型2K-H差动齿轮装置中（4.1）式成立，将此式变形得下式：

a=(1+i0)S-i0c (4.30)

还有因（4.1）式成立，然后因为从图4.7可见c<0, 据（4.1）式a>S,据此得，

c<S<a (4.31) 其中 c<0

可认为把这个差动齿轮装置的太阳内齿轮固定，使太阳外齿轮A旋转，成为第1成分行星齿轮装置，以及将系杆S固定，使齿轮A回转的第2成分行星齿轮装置组合而成。

第1成分行星齿轮装置（C固定，A驱动，S从动）

这时给图4.7的整个图面加上-J-c得到的。因为这时（4.30）式成立，由此得出，a=(a-c)>0, S=(S-1)>0. ω’的方向如图4.8所示

33

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

图4.8，第1成分行星齿轮装置的W和ω’的关系

因此得出A为主动侧，S为从动侧，即中心内齿轮C固定，由主动中心齿轮A输入功率Ni1,系杆从动输出功率N01，因为c=0,由（4.30）式得下式： ωA1=（1+i0）S (4.32)

这时的效率i据附表1以下式表示： i=

10i01i0 (4.33)

而且，往系杆S输出的功率N01以下式表示： N01=Ni1i (4.34)

第2成分行星齿轮装置(S固定，A主动，C从动)这是将图4.7整个图面家-J-S得到的，这时，因为（4.31）式成立，从而得到a=(a-S)>0, c=(c-S)<0, ω’的方向如图4.9所示，

34

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

图4.9第2成分行星齿轮装置的W和ω’的关系

从这个图知：A是主动侧，C是从动侧，也就是说，系杆S固定，太阳外齿轮A以输入功率Ni2驱动，太阳内齿轮C输出功率为N02,是从动件，在这个第2成分行星齿轮装置力，因为S=0，由（4.30）式得到下式， ωA2=-i0c (4.35)

这时的效率以下式表示：II=0 （4.36） 而且，从图4.9得下式：N02=Ni0II (4.37)

现设往中心齿轮A输入的总功率为Ni，轴转矩为MA，则得下式：

Ni=Maa=Ma(A1+A2)=Ni1+Ni2

由此得下式： Ma==

Nia

Ni1A1Ni2A2

=



于是得下式：

Ni1=A1Nia

35

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

=(1+i0)=MaA1Ni1i0s i0c

(4.38)

Ni Ni2=A2=-i0=MaNiAC1i0-i0c

 A2 (4.39)

然而下式成立：

==

NN0i

N01N02Ni

=

Ni1INi2III (4.40)

将（4.33），（4.36），（4.38），（4.39）式代入（4.40）式得下式： =

10i0s0i0c (4.41)

1i0si0c先若设系杆S的轴转矩为MS，中心齿轮C的转矩为MC则得下式： Ms=

N01s

=Ni1=Ma MC=

Is

NA1Is （4.42）

N02c

IIc=Ni2=Ma

IIcA2 (4.43)

36

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

将（4.32）和（4.33）式代入（4.42）式得下式： Ms=(1+0由此Ma=

Msi0)Ma (4.44)

10i0 (4.45)

0i0M又将（4.35）和（4.36）式代入（4.43）式得下式：=(4.46)

将（4.45）式代入（4.46）则得下式， MCa

=

0i0M10i0s (4.47)

用同样的方法可求得I型的2K-H差动行星齿轮机构的角速度和效率以及转矩的计算式

37

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

第五章 强度验算

5.1行星齿轮系的强度设计：

行星齿轮传动都可以分解为两对齿轮副的啮合传动（外啮合齿轮副和内啮合齿轮副），因此，其齿轮强度可分别采用定轴线齿轮传动的公式，但需要考虑行星传动的特点----多个行星齿轮啮合（对于NGW型传动，行星齿轮的轮齿既参与外啮合又参与内啮合）和运动特点（行星齿轮既自传又公转）。在一般情况下，NGW型行星齿轮的承载能力注意取决于外啮合副，因而要计算啮合齿轮副的强度。但是，对于太阳轮和行星齿轮的轮齿为渗碳淬火、磨削加工，而内齿圈为调质处理、插齿加工的行星传动，且速比较小，内齿圈的强度为薄弱环节，也需要进行强度校核。

每一种行星轮系传动结构皆可分解为几对齿轮副，因此，其齿轮强度可分别采用前面定轴齿轮传动的公式计算，但要考虑行星轮系传动的结构特点（多个行星齿合特点，对于NGW型行星轮系传动，行星轮的轮齿即参与外齿合，又参与内齿合）和运动特点（行星轮即作自转又作公转，一般情况下，NGW型行星轮系的承载能力主要取决于外齿合齿轮副，因而要计算外齿合齿轮副的强度。 对于NGW型行星轮系的行星轮，各齿轮副中小齿轮的计算转矩M1为： 对于1.2齿轮副，

当Z1<=Z2时， Mj=M1

当Z1>Z2时， Mj=M1KP

对于2-3齿轮副 Mj=M1KP

对于2K-H型行星齿轮传动，其承载能力取决于外齿合副（a-g），同时又是硬齿

Kkp

Z2kZ1

Z2kZ1

38

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

面，通常弯曲强度是主要矛盾，只要满足弯曲强度，则齿面接触强度和内齿合副（a-b）的强度，一般是较易通过校核计算的。 d1>=13(2T1KZ1/bd X [σ]Yf) 式中，Z1---a-g副中小齿轮的齿数

K-----载荷系数，取决于使用工况和过载能力，通常K=1.1~1.8，一般取K=1.2

Bd*=b/d1----齿宽系数，通常bd*=0.5当Za则bdg*<=0.60.

Yf----齿形系数，根据齿数Z1和变位系数 [σF]---钢制齿轮的许用弯曲应力， M=M1KPZg时，取bda*0.7;在Zg/K

pn输入转矩：Ta=M1=9550 =

95507.575

=101.6N.mm 小齿轮转矩T1;

T1=TaKpnp

=58.4N.mm

5.2：电动机的选定

用类比法查找电动机手册

主电机：YZR160L-8(S3,FC40%) 7.5KW 705r/min 副电机：YZR112H-6(S3,FC40%) 1.5KW 866r/min 1.5*4.1=6.15kw

根据论文：1.5 X4.1=6.15kw 输出功率：1.5+6.15=7.55KW

不管是分别启动每个电机，还是2台电动机同时启动，转矩Mh是按恒转矩输出

39

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

的 ，

5.3强度的校核

P1+P2=Mhnhg9549 M95501.56.15h=

52

=1404N.M~1400N.M

T1=TaKpn

p=14001.153

=536.6N.m =536666n.mm 当转速为52r/min时:

Mha=0M

0i0=0.98Mh4.10.98

=

1Mh5

MB=i0Mh

0i0=4.1Mh4.10.98

=

4Mh5

当转速为32r/min时:

40

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

a, h为从动轮，b为主动轮 Mh=

95506.151.532

=1387.7N.M~1388N.M 根据上述原理可得： =

1MH5

4MH5M=B

当转速为42r/min时: 一个电机闸住，

Mh==

95506.1542=1398.4N.M~1398N.M

M1MH5a

M=B4MH5 验算：

M出=1400N.M=T出

T1=

14003773=600

52=H

许应力 m=3 σF1=

=

2KT1YF11Z12m3

=

212.7311511034.120.630283 41

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

80.73<165 m=4 σF2=

21.42.734.3830000.622234

=146.78<165 m=5 σF3=

21.42.54.3830000.620235249830030000

=

=83.27<165 m=8 σF4=

21.42.54.3830000.6302.832498300276480

=

=9<165

根据机械手册查得在这个范围内很安全。

42

起重设备用三速差动行星齿轮减速装置的设计

第六章 结构设计

6.1剖分式

采用双剖分式

立体定位与微量挤压配合 现代工业生产存在着大量的减速机和轴承箱，这些设备中的传统密封元件——骨架油封失效快，更换频繁，且更换时需对设备停机解体，费工费时。而传统的剖分式油封为单剖分，剖分口易错位、整体刚度差，因此，油封的剖分技术成为密封行业的难题。双剖分式油封采用新型技术，彻底解决了以上问题：

1．立体定位技术——由骨架和密封主体的立体定位对接，保障径向和轴向的双向锁定，实现剖分端面的辅助定位和自动锁紧。

2．微量挤压配合——剖分处骨架两端口在自由状态下有微量间距，对接后密封主体剖分端面自动形成微量挤压配合，确保弹性补偿和密封性能。 打破了传统骨架油封不能剖分的常规，开辟了密封技术的新领域。 优势特点： 1.无需拆卸设备，方便快捷， 2．骨架采用特种高分子复合弹性材料，确保剖分后的回弹性和刚度。3．以进口特种合成橡胶为弹性主体，且磨擦系数极低，使用寿命长。 4．弹性材料唇口配合进口Z形弹簧，提高唇口对轴的追随性，避免了硬质材料唇口的固有缺点。 5.国际领先的无模具加工工艺，无尺寸限制，

安装步骤：1）将油封拉开箍在轴上，露出的骨架插入另一端沟槽中吻合好。 2）对接口朝上，将油封推入腔体。

6.2：调心轴承

调心滚子轴承：调心滚子轴承具有两列滚子，主要承受径一载荷，同时也能承受任一方向的轴向载荷。有高的径向载荷能力，特别适用于重载或振动载荷下工作，但不能承受纯轴向载荷。该类轴承外圈滚道是球面形，故其调心性能良好，能补偿同轴度误差。 调心滚子轴承分为：圆柱形内孔、圆锥形内孔。圆锥内孔的锥度分别为1：12的后置代号为K的调心滚子轴承（153000型或113000型）

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和 1：30的后置代号为K30的调心滚子轴承。此类轴承在与圆锥形轴个配时，内圈沿轴向移动可以调整轴承的径向游隙。将后置代号为K、K30的圆锥孔调心滚子轴承，安装在相配的紧定套上，则成为后置代号为K+H型和K30+H型轴承。此种轴承可以装在没有轴肩的光轴上，适用于需要经常安装和拆卸轴承的场合。为了改善轴承的润滑性能，在轴承外圈车有环形油槽并钻有均匀分布的三个油孔，其后置代号为W33。 特别是在高温环境下的长寿命轴承。 STJ2型的钢材，可以在很大的温度范围，由室温至250摄氏度的温度范围内延长使用寿命。此钢材是LH系列的自动调心滚子轴承的标准材料。此轴承特点如下(与SUJ2的对比)大温度范围的长寿命轴承，在室温下是普通材料寿命的3.5倍，在高温下（250度）下是普通材料寿命的30倍，防止表面损伤，7倍的防剥落能力，1.4倍的防擦伤能力，2.5倍的防磨损能力，高温条件下的尺寸稳定性，在250摄氏度时几乎无尺寸的变化，加强破裂疲乏的强度，在高温及紧配合的情况下，增加2倍的防破裂疲乏寿命。增加2倍的防破裂疲乏强度，简化零件储存管理程序，由室温至250度都可使用单一标准轴承型号，自动调心滚子轴承将逐渐转成\"LH系列\"。

6.3工艺性：

用组装式装配减速箱；根据齿轮的装配位置,转速,以及惯量的不同 他们的配合要求是不同的。

典型零件加工工艺实际中，零件的结构千差万别，但其基本几何构成不外是外圆、内孔、平面、螺纹、齿面、曲面等。很少有零件是由单一典型表面所构成，往往是由一些典型表面复合而成，其加工方法较单一典型表面加工复杂，是典型表面加工方法的综合应用。下面介绍轴类零件、箱体类和齿轮零件的典型加工工艺。

第一节 轴类零件的加工

一轴类零件的分类、技术要求

轴是机械加工中常见的典型零件之一。它在机械中主要用于支承齿轮、带轮、凸轮以及连杆等传动件，以传递扭矩。按结构形式不同，轴可以分为阶梯轴、锥度心轴、光轴、空心轴、曲轴、凸轮轴、偏心轴、各种丝杠等

（1）尺寸精度 轴类零件的主要表面常为两类：一类是与轴承的内圈配合

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的外圆轴颈，即支承轴颈，用于确定轴的位置并支承轴，尺寸精度要求较高，通常为IT 5~IT7；另一类为与各类传动件配合的轴颈，即配合轴颈，其精度稍低，常为IT6~IT9。

(2) 几何形状精度 主要指轴颈表面、外圆锥面、锥孔等重要表面的圆度、圆柱度。其误差一般应限制在尺寸公差范围内，对于精密轴，需在零件图上另行规定其几何形状精度。

⑶ 相互位置精度 包括内、外表面、重要轴面的同轴度、圆的径向跳动、重要端面对轴心线的垂直度、端面间的平行度等。

⑷ 表面粗糙度 轴的加工表面都有粗糙度的要求，一般根据加工的可能性和经济性来确定。支承轴颈常为0.2~1.6μm，传动件配合轴颈为0.4~3.2μm。 ⑸ 其他 热处理、倒角、倒棱及外观修饰等要求。

本减速箱采用两中心孔定位装夹

一般以重要的外圆面作为粗基准定位，加工出中心孔，再以轴两端的中心孔为定位精基准；尽可能做到基准统一、基准重合、互为基准，并实现一次安装加工多个表面。中心孔是工件加工统一的定位基准和检验基准，它自身质量非常重要，其准备工作也相对复杂，常常以支承轴颈定位，车（钻）中心锥孔；再以中心孔定位，精车外圆；以外圆定位，粗磨锥孔；以中心孔定位，精磨外圆；最后以支承轴颈外圆定位，精磨（刮研或研磨）锥孔，使锥孔的各项精度达到要求。

6.4.密封和润滑

轴承在运动过程中，轴承内外圈以及滚动体之间必然产生相对运动，这样运动体之间就要产生摩擦，消耗一部分动力，引起内外圈和滚动体之间发热、磨损。为了减少摩擦阻力，减缓轴承的磨损速度并控制轴承的温升，提高轴承的使用寿命，在使用轴承的机构设计中必须考虑轴承的润滑问题，而为了使轴承保持润滑，还必须考虑轴承的密封。 润滑的作用

减少摩擦、磨损 在摩擦面之间加入润滑剂，在相对运动体之间形成液体或半液体摩擦，降低相对运动体之间的摩擦系数，从而减少摩擦力。由于在相对运动体

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之间形成油膜隔离，避免两摩擦面之间相互接触导致磨损。 降低温升

由于摩擦系数降低，减少了两摩擦面的摩擦，相应减少轴承的发热；同时润滑油流过润滑面时，可以带走一部分热量。

防止锈蚀和清洗作用 润滑油能够形成油膜，保护零件表面免受锈蚀，同时滚动体带动润滑油流过零件表面时可以把摩擦面之间的赃物带走，起到清洗作用。

密封 润滑剂可以形成密封的作用，并与密封装置在一起，阻止外界的灰尘等杂物进入轴承，保护轴承不受外物的入侵。

润滑剂的选用原则

为了获得良好的润滑效果，润滑剂必须具备：较低的摩擦系数，良好的吸附能力以及渗入能力，以便能够很好地渗入到摩擦副的微小间隙内，牢固吸附在摩擦面上，形成具有一定强度的抗压油膜。机械结构的设计中，应该根据轴承的类型、速度和工作负荷选择润滑剂的种类和润滑方式，如果润滑剂和润滑方式选择得合适，可以降低轴承的工作温度并延长轴承的使用寿命。 滚动轴承的润滑 滚动轴承可以用润滑脂或润滑油来润滑。试验说明，在速度较低时，用润滑脂比用润滑油温升低；速度较高时，用润滑油较好。一般情况下，判断的指标是速度因数dn。d为轴承内径（mm），n为转速（r/min）。各种滚动轴承适用脂润滑或油润滑，油润滑适用什么样的润滑方式的

dn值，可以查《机床设计手册》。

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第七章 总 结

通过这次毕业设计复习和巩固机械设计以及相关课程的基本知识，进一步巩固和掌握机械设计的基本原理与方法，并且进行创新设计，学习了新的知识，掌握了新的方法，培养了我的的综合能力和创新能力，通过英文翻译，提高运用英语的能力，特别是对机械专业英语的专业术语有了进一步的了解，对英文原著的阅读水平有了一定的提高。

这次设计通过对起重机差动行星齿轮减速器的结构设计，开拓视野，为以后的设计打下良好的基础。

通过这次设计，让我们明白了我们需要实际学习掌握的技能还很多、很多。社会需要的是有能力的人才。作为即将走上工作岗位的大四学生，我们要有创新精神才能保证在未来的社会竞争中有自己的位置。从这次设计我还认识到自己本身还是存在着很大的不足，在今后的学习工作中要注意。

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参考文献

主要参考资料：

[1] 濮良贵、纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2001

[2] 姚家娣、李明、黄兴元主编.机械设计指导.南昌：江西高校出版社，2001

[3] 任嘉卉、李建平主编.机械设计课程设计.北京：北京航空航天大学出版社， 2001

[4] 饶振纲编著.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2003 [5] 孙桓、陈作模主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2000

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[7] 成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004 [8] 孙宝均 ：机械设计课程设计 机械工业出版社， 2004.

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致 谢

本次毕业设计在桂乃磐老师的精心指导和帮助下完成了。在毕业设计期间，桂乃磐老师认真负责，每周都给我们答疑解惑，耐心指导，平时有了疑问或难题，还经常对我进行指导帮助，给了我很大的帮助，帮我解决了不少难题，提出了不少的建议和意见，并且也介绍了许多宝贵的设计经验。在此，特向桂乃磐老师表示由衷的感谢。同时设计期间也得到其他一些老师和同学的帮助，以及学院领导的深切关怀，在此一并表示感谢

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