NGW型行星齿轮减速器设计.doc

西南大学本科毕业论文（设计）

本科毕业论文（设计）

题 目 NGW型行星齿轮减速器设计
学 院 工程技术学院
专 业 机械设计制造及其自动化
年 级 2011级
学 号
姓 名
指 导 教 师 （副教授）
成 绩 ____________________

年 月 日

1

目录
摘要 1
ABSTRACT. 2
0文献综述 3
0.1行星轮的特点 3
0.2发展概况 4
1 传动方案的确定 6
1.2行星机构的类型选择 6
1.2.1行星机构的类型及特点 6
1.1.2确定行星齿轮传动类型 8
2 齿轮的设计计算 9
2.1 配齿计算 9
2.1.1确定各齿轮的齿数 9
2.1.2初算中心距和模数 10
2.2几何尺寸计算 11
2.3 装配条件验算 13
2.3.1 邻接条件 13
2.3.2同心条件 14
2.3.3安装条件 14
2.4 齿轮强度校核 15
2.4.1 a-c传动强度校核 15
2.4.2 c-b传动强度校核 20
3 轴的设计计算 23
3.1行星轴设计 23
3.2 转轴的设计 25
3.2.1 输入轴设计 25
3.2.2 输出轴设计 26
4 行星架及相关部件 28
4.1 行星架的设计与行星轮的支撑 28

4.2行星架变形的计算和校核 29
4.3浮动齿式联轴器的设计与计算 29
4.4减速器的润滑 30
4.4.1减速器润滑方式的选择 30
4.4.2行星齿轮减速器润滑油的选择 31
附录 35
参考文献 36
致谢 38

NGW型行星齿轮减速器设计

摘要：本文介绍了NGW型行星齿轮减速器的设计过程。它具有行星齿轮传动的通用的优点，比如：质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织等工业部门均获得了广泛的应用。首先介绍了行星齿轮减速器的应用背景及发展趋势。接下来是选定型号的行星齿轮减速器的具体设计过程，包括行星机构的类型选择，齿轮齿数的确定，齿轮强度的校核，轴和键的尺寸及强度校核，行星齿轮减速器的结构设计等组成部分。本文设计的行星齿轮减速器采用了双侧板整体式转臂，它具有刚性好的优势。箱体采用了法兰式机体。为了使三个行星轮的载荷均匀分布，采用了齿式浮动机构，这也是本文所设计的行星齿轮减速器的一大特点。最后对本减速器的设计进行了总结，完成了该减速器的总体设计。
关键词：行星齿轮； 传动机构； 结构设计； 校核计算

The design of NGW planetary gear reducer

ABSTRACT:This paper introduces the design process of NGW type planetary gear reducer. It has the general advantages of planetary gear transmission, such as: the quality of small, small size,large transmission ratio, large carrying capacity, smooth transmission and high transmission efficiency. Therefore, the planetary gear transmission is widely used in engineering machinery, lifting transport, metallurgy, petrochemical, construction machinery, textile and light industry and other industrial sectors.The application background and development trend of first introduced the planetary gear reducer. The following is the detailed design process of the planetary gear reducer of the selected type, select the type of planetary mechanism, determine the number of gear teeth,gear strength check, the size and strength check of shaft and the key, planetary gear reducer structure design part. In this paper, the design of planetary gear reducer with double plate over all jib, it has the advantages of good rigidity. The box body adopts the flange body. In order to make the load evenly distributed three planetary gear, the tooth type floating mechanism, a major feature of this paper is the design of planetary gear reducer. Finally, the design of the reducer are introduced, the basic completion of the overall design of the reducer.
Key Words：Planetary gear; transmission mechanism; intensity check; Physical design

0文献综述

齿轮传动在各种机械设备中已经获得了广泛的应用。齿轮传动分为普通齿轮传动和行星齿轮传动。本文设计的减速器就采用了行星齿轮传动。行星齿轮传动和普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。比如：其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上；同时，在传递动力时它可以进行功率分流。现有的各类减速器多存在消耗能源和材料过多，对于大传动比的减速器，该问题更加突出。而行星齿轮减速器在这方面亦具有独特的优点，在各种机械和高科技领域已用来代替涡轮蜗杆传动和定轴齿轮传动。由于减速器在各部门中应用广泛，所以人们都十分重视研究这个基础部件。无论减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命以及降低成本，都可以促进资源优化配置和节省资源，可以预见，行星齿轮减速器的发展前景是广大的，特别是我国的超大型减速器，比如在水泥、冶金、采矿行业的大型减速器，现在都需要进口。而行星齿轮减速器的一个优势就是可以做超大型的减速器，完全可以替代国外同类型的产品。这将产生巨大的社会效益和经济效益。
0.1行星轮的特点
行星齿轮减速器已经越来越受到人们的青睐。行星齿轮传动的主要特点如下：
传动效率高。由于行星齿轮传动结构的对称性，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动效率选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可以达到0.97~0.99。
体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。
运动平稳、抗冲击和振动的能力较强。由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀的分布于中心轮周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。
传动比较大，可以实现运动的合成与分解。只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮达到很大的传动比。在不作为动力传动而主要用以传递运动的行星机构中，其传动比可达到几千。此外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都可以转动，故可实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。
0.2发展概况
1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星齿轮传动的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用作汽车的差速器。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，高速大功率船舰、透平发电机、透平压缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进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。
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125吨，输出转矩3900kNm。
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型渐开线行星减速器标准系列JB1799-1976。
0.3发展方向
世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，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了长足的进步。目前行星齿轮传动正向着以下几个方向发展：
向高速大功率机低速大转矩的方向发展。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、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。
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构件都转动并传递功率。这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就能成为无级变速器。
向复合式行星齿轮传动发展。
向少齿差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。
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，精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度，从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。

5

1 传动方案的确定
1.1原始条件和数据
传动比i=6，功率p=100kW，输入转速N=1000 rpm，中等冲击。使用寿命10年。且要求该齿轮传动结构紧凑、外廓尺寸较小。
1.2行星机构的类型选择
1.2.1行星机构的类型及特点
最常见的行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动的型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同分有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型。按基本结构的组成情况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。表1-1列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：
表1-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点
Tab.1-1 transmission types of planetary gear and its characteristics
传动
形式
简图
性能参数
特点

传动比
效率
最大功率/kW

NGW（2Z-X
负号机构）

=1.13~13.7推荐2.8~9

0.97~0.99

不限
效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递公路范围大，轴向尺寸小，可用于各个工作条件，在机械传动中应用最广。单级传动比范围较小，耳机和三级传动均广泛应用

NW（2Z-X负号机构）

=1~50推荐7~21

效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较NGW型大，可用于各种工作条件。但双联行星齿轮制造、安装较复杂，故||7时不宜采用

NN（2Z-X负号机构）

推荐值：
=8~30
效率较低，一般为0.7～0.8
40
传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当行星架X从动时，传动比||大于某一值后，机构将发生自锁

WW（2Z-X负号机构）

=1.2~数千
||=1.2~5时，效率可达0.9~0.7，>5以后.随||增加徒降
20
传动比范围大，但外形尺寸及重量较大，效率很低，制造困难，一般不用与动力传动。运动精度低也不用于分度机构。当行星架X从动时，||从某一数值起会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.8~3，最佳值为2，此时效率可达0.9

NGW（Ⅰ）型（3Z）

小功率传动500；推荐：=20~100
0.8~0.9随增加而下降
短期工作120，长期工作10
结构紧凑，体积小，传动比范围大，但效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率功率或短期工作。若中心轮A输出，当||大于某一数值时会发生自锁

NGWN（Ⅱ）型（3Z）

=60~500推荐：=64~300

0.7~0.84随增加而下降

短期工作120，长期工作10

结构更紧凑，制造，安装比上列Ⅰ型传动方便。由于采用单齿圈行星轮，需角度变为才能满足同心条件。效率较低，宜用于短期工作。传动自锁情况同上

1.1.2确定行星齿轮传动类型
根据设计要求：连续运转、传动比小、结构紧凑和外廓尺寸较小。根据表1-1中传动类型的工作特点可知，2Z-X(A)型效率高，体积小，机构简单，制造方便。适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限。本设计选用2Z-X(A)型行星传动较合理，其传动简图如图1-1所示。

行星轮传动图1-1 减速器设计方案（单级NGW—2Z-X(A)型行星齿轮）
Planetary wheel drive diagram 1-1 reducer design (single stage NGW - 2Z-X (A) planetary tooth)

2 齿轮的设计计算
2.1 配齿计算
2.1.1确定各齿轮的齿数
据2Z-X(A)型行星传动的传动比值和按其配齿计算可求得内齿轮b和行星轮c的齿数和。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮a的齿数=17和行星轮=3.
根据内齿轮 (2-1)
=85
对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取，此时实际的p值与给定的p值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。
实际传动比为
=
其传动比误差

由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数应按如下公式计算，即
(2-2)
因为为偶数，故取齿数修正量为。此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。故
=
在考虑到安装条件为
（整数）
2.1.2初算中心距和模数
1）齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定
太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57~ 61HRC。
试验齿轮齿面接触疲劳极限=1591Mpa。
试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮=485Mpa。
行星轮=4850.7Mpa=339.5Mpa (对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为973HV。
试验齿轮的接触疲劳极限=1282Mpa
验齿轮的弯曲疲劳极限=370MPa
齿形的终加工为插齿，精度为7级。
2）减速器的名义输出转速
由 =
得 ==
=166.67
3）载荷不均衡系数
采用太阳轮浮动的均载机构，取。
4）齿轮模数和中心距a
首先计算太阳轮分度圆直径：
(2-3)
式中： 一齿数比为
一使用系数为1.25；
一算式系数为768；
一综合系数为2；
一太阳轮单个齿传递的转矩。

=
=314
其中 —高速级行星齿轮传动效率，取=0.985
—齿宽系数暂取=0.5
=1450Mpa
代入

=73.13
模数 m=
取 m=4
则
=100
取
齿宽
取
2.2几何尺寸计算
2.2.1计算变位系数
1) a-c传动
啮合角
因 ，得=25.37
变位系数和 (2-4)
=（17+33）
=1.13
中心距变动系数y
y==1 (2-5)
齿顶降低系数
(2-6)

分配边位系数：
齿顶降低系数
(2-7)
分配边位系数：
根据线图法，通过查找线图2-1
得到边位系数
则
2) c-b传动
由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有

从而
且
2.2.2几何尺寸计算结果
对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：

表2-1 各齿轮副的几何尺寸的计算结果
Table 2-1 the results of the geometrical dimensions of the gear pairs
项目
计算公式
a-c齿轮副
b-c齿轮副
分度圆直径

基圆直径

齿顶圆直径
外啮合

内啮合

齿根圆直径
外啮合

内啮合

注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮—，内齿轮—；
顶隙系数：内齿轮—
2.3 装配条件验算
对于所设计的单级2Z-X(A)型的行星齿轮传动应满足如下装配条件
2.3.1 邻接条件
按公式验算其邻接条件，即
(2-8)
已知行星轮c的齿顶圆的直径=146.3，和代入上式，则得
146.3满足邻接条件
2.3.2同心条件
按公式对于角变位有
(2-9)
已知 ， 代入上式得
=55.34满足同心条件
2.3.3安装条件
按公式验证其安装条件，即得
(2-10)
将 代入该式验证得
满足安装条件
啮合要素的验算
1） a-c传动端面重合度
a.顶圆齿形曲率半径
(2-11)
太阳轮
=23.53
行星轮
=38.79
b.端面啮合长度
(2-12)
式中“”号正号为外啮合，负号为内啮合；
端面节圆啮合角。
直齿轮==
则
=17.76
c.端面重合度=1.50 (2-13)
2) 端面重合度
a.顶圆齿形曲率半径

行星轮由上面计算得，=38.79
内齿轮
=53.91
b.端面啮合长度

=
=20.45
c.端面重合度 = =1.73
2.4 齿轮强度校核
2.4.1 a-c传动强度校核
本节仅列出相啮合的小齿轮(太阳轮)的强度计算过程，大齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。
1)确定计算载荷
名义转矩
=313.53N·m
名义圆周力
==N=9221N (2-14)
2)应力循环次数
=60=次=次 (2-15)
===133.33 (2-16)
= =1000-133.33 (2-17)
=866.67
式中 —太阳轮相对于行星架的转速()
—寿命期内要求传动的总运转时间(h)
t=10a=51200h
3)确定强度计算中的各种系数
a.使用系数K
取K=1. 25
b.动负荷系数K
因z=17<50，可根据圆周速度
==
=2.97
查得（6级精度)：K=1. 039
c.齿向载荷分布系数K、K
(2-18)
=1+(-1)=1+(1.12-1)1=1.12 (2-19)
查图6-8得 =1.12，由图6-7得为0.7，由图6-7得为1。
d.齿间载荷分布系数K、K
因=1. 25=192.10，精度6级，硬齿面直齿轮，查得K=K=1.0
e.节点区域系数Z按下式计算
Z== (2-20)
=2.186
式中 直齿轮= 0
—端面节圆啮合角
直齿轮==
—端面压力角
直齿轮==20
f.弹性系数
查得 =189.8(钢-钢)
g.载荷作用齿顶时的齿形系数Y
根据 z=17和x=0.55
查得Y=2.160
h.载荷作用齿顶时的应力修正系数Y
由图6-24查得Y=1.796
i.重合度系数z、
z===0.91 (2-21)
=0.25+=0.25+=0.75 (2-22)
j.螺旋角系数、按下式计算
因 =0，z= 得=1
= 得=1
4)齿数比 ===1.941
5)计算接触应力的基本值
= (2-23)
=2.186189.80.911MPa
=698.75MPa
6)接触应力
= (2-24)
=698.75
=839MPa
7)弯曲应力的基本值
=YYYY (2-25)
=
=111.58MPa
8)齿根弯曲应力
= (2-26)
=111.581.251.0681.121
=166.83MPa
9)确定计算许用接触应力时的各种系数
a.寿命系数Z
因N= ，由表6-12得=
b.润滑系数Z
因=220和>1200MPa
由图6-18查得Z=1.0
c.速度系数Z
因=2.97和=1591 MPa
查得Z=0.900
d.粗糙度系数Z
因 >1200 MPa和齿面R=1.66=9.6
查得Z=1.000
e.工作硬化系数
=1.012
f.尺寸系数
查得Z=1.0
10)许用接触应力
= (2-27)
=15910.8661.00.911.0121.0
=1254.91MPa
11)接触强度安全系数S
S===1.50
12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数
a.试验齿轮的应力修正系数= 2.0
b.寿命系数
c.相对齿根圆角敏感系数
由=1.796，查得= 1.0
d.齿根表面状况系数= 0.925(齿根R=6.36= 37. 8)
e.尺寸系数 可按下式计算
=0.01==1.01 (2-28)
13)许用弯曲应力
= (2-29)
=4852.00.851.00.9251.01MPa
=770.29 MPa
14)弯曲强度安全系数S
S===4.62 (2-30)
2.4.2 c-b传动强度校核
本节仅列出相啮合的大齿轮(内齿轮)的强度计算过程，小齿轮(行星轮)的计算方法相同，从略。
1）名义切向力
=9221N
2）应力循环次数N
N=60 =60次=1.53610次
式中 n—太阳轮相对于行星架的转速()
= n-n==166.67
3）确定强度计算中的各种系数
a.使用系数K 取K=1. 25
b.动负荷系数K
根据 ==
=2.97
由图6-6得=1.060
c.齿向载荷分布系数K,K
同太阳轮，，
d.齿间载荷分布系数K、K
因 =，精度7级，非硬齿面直齿轮由表5-9查得K=K=1.0
e.节点区域系数Z可查图5-13或按下式计算
Z==
=2.495
式中 直齿轮= 0
—端面节圆啮合角
直齿轮==20
—端面压力角
直齿轮==20
f.弹性系数Z
查得 Z=189.8(钢一钢)
g.载荷作用齿顶时的齿形系数Y
查得Y=2.053
h.载荷作用齿顶时的应力修正系数Y
查得Y=2.65
i.重合度系数z，Y
z===0.870
=0.25+=0.25+=0.68
j.螺旋角系数Z , Y可按下式计算
因 =0，z= 得z=1
Y=
所以 z=1,Y=1
4)齿数比u===2.58
5)计算接触应力的基本值
=
=2.495189.80.8701MPa
=347.88MPa
6)接触应力
=
=347.88
=416.15MPa
7)弯曲应力的基本值
= YYYY
=
=142.14MPa
8)齿根弯曲应力
=KKKK
=142.141.251.0601.121
=210.94MPa
9）确定计算许用接触应力时的各种系数
a.寿命系数Z
，根据太阳轮计算
b.润滑系数Z
因和=1282MPa
查得Z=1
c.速度系数Z
因v=2.97和=1282MPa
查得Z=0.900
d.粗糙度系数Z
因 =1282 MPa和齿面R=6.36=9.6
查得Z=1.000
e.工作硬化系数
取=1.0
f.尺寸系数
查得Z=1.0
10)许用接触应力
= Z Z Z ZZw Z
=12820.86610.911.0121
=1011MPa
11)接触强度安全系数S
S==
12)确定计算许用弯曲应力时的各种系数
a.试验齿轮的应力修正系数Y= 2.0
b.寿命系数因N=1.53610，查得Y=0.85
c.相对齿根圆角敏感系数Y
由Y= 1.796，查得Y= 1.0
d.齿根表面状况系数0.925(齿根R=6.36= 37. 8)
e.尺寸系数Y 可按下式计算
Y=0.006m=1.03-0.0065=1.0
13)许用弯曲应力
=YYYYY
=37020.8510.9251.006MPa
=585.32MPa
14)弯曲强度安全系数S
S===2.77

3 轴的设计计算
3.1行星轴设计
3.1.1初算轴的最小直径
在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较短时，两个轴承的距离较近，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷
危险截面（在跨度中间）内的弯矩
Nmm (3-1)
=147536 Nmm
行星轮轴采用40Cr钢,调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直径
取
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。
3.1.2选择行星轮轴轴承
在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷
N (3-2)
=1678N
在相对运动中，轴承外圈以转速
=429.29 (3-3)
考虑到行星轮轴的直径，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6306型，其参数为

kN kN
取载荷系数 ；
当量动载荷 N=2014N； (3-4)
轴承的寿命计算 h=93617h (3-5)
根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即h。所以设计决定选用6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到。
校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：
= mm (3-6)
式中 行星轮模数（mm）
mm
=35.712=8mm
满足条件>。
由于行星轮宽度mm，因此两个轴承之间安装一厚度为6mm，宽度为13mm的套筒。
3.2 转轴的设计
3.2.1 输入轴设计
1）初算轴的最小直径
由下式

初步估算轴的最小直径，选取轴材料为40Cr钢，调质处理。根据表3-2查得=112

输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%~7%。
故
其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。
2）选择输入轴轴承
a.轴的结构设计
根据估算所得直径，轮彀宽及安装情况等条件，轴的结构尺寸可进行草图设计。该轴中间一段对称安装一对深沟球轴承6217型，其尺寸为。
轴承的寿命计算 其参数为

kN kN （油浴）；
取载荷系数 ；
当量动载荷 N=4027.2N;
轴承的寿命计算 h=146993h>51200h
故该对轴承满足寿命要求。
3.2.2 输出轴设计
1)初算轴的最小直径
在三个行星轮均布的条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上的力是相互平衡的，在输出轴轴端安装膜片盘式联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用42CrMo合金钢，其许用剪切应力MPa，即求出输出轴伸出端直径

=85.65，取86mm。
Nmm
=5557Nmm
式中 —输出轴转矩；
—齿轮啮合传动的效率，取=0.97。
2)选择输出轴轴承
由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置的自重），所示轴承的尺寸应由结构要求来确定。
输出轴端，轴颈mm。
由于结构特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过行星架轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=79.36mm。
故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承6030型，其尺寸为。
轴承的寿命计算 其参数为

kN kN （油浴）；
取载荷系数 ；
当量动载荷 N=5088N;
轴承的寿命计算
h=1746460h>70400h
故该轴承满足寿命要求。
3)输出轴上键的选择及强度计算
平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件计算
（3-7）
式中 －转矩，；
－轴颈，mm;
－键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度，mm；
－键的工作长度，mm,型键；型键；型键，其中为键的长度，为键的宽度；
－许用挤压应力，，在这里键材料为45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查相关资料的=100~120。
由前面计算知输入转矩Nm，
选用型键，其型号为，
将数值，，
键连接处的轴颈 =110mm代入式（3-2）得
=39.9<
故该键满足强度要求。

4 行星架及相关部件
4.1 行星架的设计与行星轮的支撑
在行星轮传动中，行星轮上的支撑所受的负荷最大。
在一般用途的低速传动和航空机械的传动中采用滚动轴承作为行星齿轮的支撑。在高速传动中，滚动轴承往往不能满足使用寿命的要求，所以要采用滑动轴承来支撑行星轮。
常见的采用滚动轴承作为支点的支撑结构。为了减小传动装置的轴向尺寸，轴承直接装入行星齿轮内孔。但由于轴承外圈旋转，其使用寿命要有所降低。
对于斜齿的NGW型传动，行星轮中也可装一个滚动轴承，但该轴承内外圈之间不可以有相对的轴向移动。如向心球轴承、球面调心滚子轴承等。对于行星轮为斜齿轮和双联齿轮的情况，允许装一个滚动轴承，因为行星轮受由啮合力产生的倾覆力矩的作用。
为了减小由制造误差和变形引起的沿齿长载荷分布不均，行星轮内装一个球面调心轴承是很有利的。应注意，此时传动的浮动构件只能有一个，并要计算机构自由度，不能有多余的自由度存在。
一般情况下，行星轮内可以装两个滚动轴承。为了避免轴承在载荷作用下，因为初始径向游隙和配合直径的不同而导致行星轮的倾斜。预先对轴承进行挑选配对是有必要的。还可以将轴承之间的距离加大，以减小这种倾斜。为了使行星轮和轴承之间可以做到轴向定位，采用矩形截面的弹性挡圈是最恰当的。它避免了在行星轮内设置工艺性并不好的台阶。调节环用于补偿轴向尺寸误差。为了增强挡圈在载荷作用下抵挡轴承外圈倾斜的能力，可在挡肩和轴承外圈之间增加一个倒角。
当行星轮直径较小。安装普通标准轴承不能满足承载能力要求时，可采用专用的轴承。在这种情况下，轴外表面和行星轮内孔可直接作为轴承的滚道。用于这种结构的轴和齿轮要采用合金渗碳钢来制造。
行星架的合理结构应该是重量轻、加工好、便于加工和装配。其常见结构形式有双臂整体式、双臂分开式和单臂式三种。双臂整体式行星架刚性更为优秀，因此使用的也就更加广泛，我们在此就采用了这种行星架。
将滚动轴承装在行星架上的方法可以解决因为轴承径向尺寸大，行星轮内无法容纳的困难。这时为了装配的可能性，行星架常常要做成分开式。在这种结构下，轴承因径向游隙而造成的行星轮倾斜将减小，但这种结构的缺点是结构复杂，轴向尺寸大。
行星轮的支撑如果采用两个可以轴向调整的轴承，则其工作性能取决于轴向调整的准确性。对斜齿轮和双联齿轮来说，因为有倾翻力矩的作用，轴向调整的重要性尤其突出。为简化装配时的调整工作，无特殊需要时，一般不采用可以轴