....8/62畢業設計(論文)行星齒輪減速器的設計與箱體的加工工藝PLANETARYGEARREDUCERDESIGNANDMACHININGPROCESSOFTHEBOX摘要本文首先對行星齒輪傳動的特點，減速器的主要型式與其特性，我國行星齒輪傳動技術的發展與目前的水平，常用行星齒輪傳動的類型與其特點等進行了簡要的介紹，然后對行星齒輪減速器的傳動，結構與箱體的加工工藝進行了設計。并采用AutoCAD設計軟件對齒輪軸、行星齒輪、行星軸、齒輪、輸出軸、箱體、總裝圖等進行了工程繪圖。通過查閱大量文獻資料，闡述了行星齒輪傳動設計和主要的強度等的相關容。對行星齒輪減速器傳動機構的基本參數和尺寸進行了選擇和計算。在查閱了大量關于行星齒輪減速器設計的資料和參考了某公司生產的3K型行星齒輪減速器后，確定了此行星齒輪減速器的設計方案。關鍵詞減速器；行星齒輪；箱體AbstractThispaperfirstlyplanetarygeartransmissioncharacteristics,themaintypesandcharacteristicsofgearreducer,ourplanetarygeartransmissiontechnologyandthedevelopmentofthecurrentlevelofplanetarygeartransmission,commonlyusedthetypesandcharacteristicsofetcwerebrieflyreviewedinthispaper,Thentotheplanetarygearsreductiongeartransmission,structureandtheprocessingtechnologyoftheboxonthedesign.andusingAutoCADdesignsoftwareforthegearaxis,aplanetarygear,aplanetaryshaftinthegears,outputshaft,body,assemblyfigureetcengineeringdrawing.Throughconsultingalargenumberofliterature,thispaperexpoundstheplanetarygeartransmissiondesignandmajorstrengthofrelatedcontent.Planetarygearreducerdriveinstitutionsofthebasicparametersandsizewerechosenandcalculation.Alotabouttheplanetsinconsultthematerialanddesignofgearreducerreferenceinacompanyproductionof3Ktypeplanetarygearreducerdefinedafterthisplanetarygearreducerdesignscheme.Keywordsspeedreducerplanetgearthebox目錄1緒論11.1概述11.2行星齒輪傳動的特點：11.3齒輪減速器的現狀與發展趨勢21.4常用行星齒輪傳動的類型與其特點32行星齒輪減速器傳動設計42.1設計參數42.2確定石油機械裝置行星減速器的傳動形式42.3根據給定的傳動比確定各輪的齒數42.4按齒根彎曲強度條件確定模數m52.5嚙合參數的計算62.6幾何尺寸的計算62.7傳動效率的計算72.8裝配條件的驗算92.8.1鄰接條件92.8.2同心條件92.8.3安裝條件92.9強度驗算93行星齒輪減速器結構設計153.1傳動作用力計算153.1.3各行星輪作用在軸上的總力與轉矩173.2軸的設計183.2.1選擇軸的材料183.2.2按許用扭應力初步估算軸徑183.2.3軸的結構設計183.2.4按許用彎曲應力計算軸徑193.2.5軸的疲勞強度安全因數校核計算203.2.6軸的靜強度安全因數校核計算213.3軸承的選用224行星齒輪減速器箱體工藝規程234.1零件的分析234.1.1零件的功用234.1.2零件的工藝分析234.2確定零件生產類型244.2.1確定零件生產類型244.2.2確定零件毛坯制造形式244.3定位基準的選擇244.3.1粗基準的選擇244.3.2精基準的選擇244.4零件各表面加工工序的確定244.4.1各表面加工工序的確定原則244.4.2擬定工藝路線（機加工）244.5毛坯余量與工序間余量的確定254.6箱體的加工25結論35致36參考文獻37朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載此設計說明書（不包含CAD圖紙）。我這里還有一個壓縮包，里面有相應的word說明書（附帶：外文翻譯）和CAD圖紙。需要壓縮包的朋友聯系客服1：1459919609或客服2：1969043202。需要其他設計題目直接聯系！！！1緒論1.1概述齒輪減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器絕大多數都是閉式傳動裝置，按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計，制造和使用特點各不一樣。我國與一些工業化大國的在用減速器數量以百萬計，其中80%以上的中小規格減速器都直接選用了通用系列或標準化系列產品。通用減速器由于實現了系列化和標準化，具有便于組織專業化生產，容易形成批量和規模生產，有利于提高產品的生產水品和質量，降低設計和制造成本，縮短供貨周期，容易獲得備件，便于維修等許多優點，而成為一般用戶的首選產品。只有在特殊用途或選不到合適的產品時才考慮設計和選用專用減速器。通用和專用齒輪減速器在設計方面的一個主要區別是通用減速器齒輪傳動的中心距a，傳動比i等主要參數為有限個數值的有序分檔排列，產品的尺寸和承載能力有規律；專用齒輪減速器則無規律，需視具體要求進行設計。另一區別是通用減速器面向各個行業，但只能按一種特定的工況條件設計，選用時用戶需根據各自的實際工況采用不同的修正系數去修正。減速器參數的選擇是根據自身的特點為謀求綜合的最佳性能而確定的，不可能像專用減速器那樣針對每一個具體工況選擇不同的參數。盡管由于產品的系列化和通用化給通用減速器不可避免地帶來一些弱點，但這些不足與其眾多的優點相比是微不足道的。事實上，除了由于經驗豐富的技術人員進行設計并由專業商制造外，一般單件小批量生產的專用減速器從設計到制造都很難達到通用減速器的技術指標。通用減速器的某些不足，在專用減速器中也會出現。因此，努力提高各類減速器的設計制造水品，更好的滿足各類用戶的廣泛需求，仍是廣大齒輪工作者的長期任務。1.2行星齒輪傳動的特點：（1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般地，行星齒輪傳動的外輪廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2~1/3。（2）傳動效率高。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97~0.99。（3）傳動比較大。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。（4）運動平穩。總之，行星齒輪傳動具有質量小，體積小，傳動比與效率高的優點。因此，行星齒輪傳動現已廣泛應用于工程機械，冶金機械，起重運輸機械，礦山機械，輕工機械，石油化工機械，機床，機器人，汽車，輪船儀表和儀器等各個方面，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已經獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速圍，故目前行星傳動技術已經成為世界各國機械傳動發展的重點之一。隨著行星傳動技術的迅速發展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已經達到20000kw，輸出轉矩已經達到4500KN.據有關資料介紹，人們認為目前行星傳動技術的發展方向如下：(1）標準化。多品種目前世界上已經有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計，而且還演化出多種形式的行星減速器，差速器和行星變速器等多品種產品。（2）硬齒面。（3）高速轉速。（4）大規格，大轉矩在中低速，重載傳動中，傳遞大轉矩的大規格的行星齒輪傳動已經有了較大的發展。行星齒輪傳動的缺點是：材料優質、結構復雜、制造和安裝較困難。1.3齒輪減速器的現狀與發展趨勢20世紀70年代末以來，世界減速器技術有了很大發展。產品發展的總趨勢是小型化，高速化，低噪聲和高可靠性；技術發展中最引人注目的是硬齒面技術，功率分支技術和模塊化設計技術。到20世紀80年代，國外硬齒面技術已日趨成熟。采用優質合金鋼鍛件，滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于GB/T10095.1—2008的六級，綜合承載能力為中硬齒面調制齒輪的3—4倍，為軟齒面齒輪的4—5倍。一個中等規格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的1/3左右，且噪音低，效率高，可靠性高。功率分支技術主要用于行星與大功率雙分支以與多分支裝置，如中心傳動的水泥磨的主減速器。其核心技術是均載。對通用減速器而言，除了普遍采用硬齒面技術外，模塊化設計技術已成為其發展的一個主要方向。它旨在追求高性能的同時，盡可能的減少零件與毛胚的各種規格和數量，以便于組織生產，形成批量，降低成本，獲得規模效益。同時，利用基本零件，增加產品的形勢和花樣，盡可能多地開發實用的變型設計或派生系列產品，如由一個通用系列派生出多個專用系列；擺脫了傳統的單一有底座實心軸輸出的安裝方式，添加了空心軸輸出的無底座懸掛式，浮動支撐底座，電動機與減速器一體式連接，多方位安裝面等不同形式，擴大了使用圍。改革開放以來，我國陸續引進先進加工裝備，通過引進，消化，吸收國外先進技術和科研攻關，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的技術。材料和熱處理質量與齒輪加工精度都有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從179—1960的8—9級提高到GB/T10095—2001的六級，高速齒輪的制造精度可穩定在4—5級。目前我國已可設計制造2800KW的水泥磨減速器，1700mm軋鋼機各種齒輪減速器。進入20世紀90年代中后期，國外又陸續推出了更新換代的減速器，不但更突出了模塊化設計特點，且在承載能力，總體水品，外觀質量等方面又有明顯提高。1.4常用行星齒輪傳動的類型與其特點表1-1常用行星齒輪的傳動類型與其特點序號型號傳動簡圖傳動比圍傳動效率傳動功率圍特點按基本構件命名按嚙合方式命名12K-HNGW型見參考資料32.8-12.50.97-0.99不限加工與裝配工藝簡單，可用于任何情況下，單級傳動，負號機構22K-H型NW型見參考資料37-170.97-0.99不限雙聯行星輪，加工與裝配復雜，可用于任何情況下，負號機構32K-H型NN型見參考資料330-100效率低不大于30KW制造精度較高，適用于短期間斷作，雙嚙合，正號機構42Z-X型NGW型見參考資料32.8-130.97-0.99不限效率高，體積小，質量小，結構簡單，制造方便。適用于任何工況下大小率的傳動，工作制度不限。可作為減速，增速與差速裝置。當轉臂的轉速高時，行星輪產生很大的離心力應用會受一定限制。53Z型NGWN見參考資料20-1000.8-0.9短期工作，p不大于120長期工作，p不大于10結構緊湊，傳動圍比較大，適用于短期的間斷工作6NGWN見參考資料64-3000.7-0.9結構緊湊,制造安裝較方便.7NGWN見參考資料20-1000.7-0.84與上基本一樣83K-H型NGWN見參考資料320-100效率較低96KW制造與裝配的工藝性不佳，適用于短期間斷工作。9K-H-V型N型見參考資料37-710.7-0.9496KW齒形與輸出機構要求較高2行星齒輪減速器傳動設計2.1設計參數試為某石油機械裝置設計所需配用的行星齒輪減速器，已知該行星傳動的輸出功率=1000kw，輸入轉速=1460r/min，傳動比i=210，允許的傳動比偏差δip=0.05，短期間斷的工作方式，每天工作16小時，要求使用壽命10年；且要求該行星齒輪傳動結構緊湊、外廓吃寸較小和傳動效率較高。2.2確定石油機械裝置行星減速器的傳動形式該石油機械裝置的工作特點為：短期間斷式工作、傳動比大，結構要求要緊湊、外廓尺寸小、重量輕，傳動效率比較高。而3K型傳動較適合于短期間斷式工作，其傳動比大，結構也緊湊、重量輕，故選用3K型傳動較合理。圖2-1為3K型行星齒輪減速器結構示意圖。圖2-13K型行星齒輪減速器結構示意圖2.3根據給定的傳動比確定各輪的齒數根據已給定的傳動比i=210，且選取行星輪數目=3。查參考文獻[1]表6-4得各輪齒數=18,=198,=189,=90,=81其傳動比為i=210,其傳動比誤差為式(2.1)故滿足傳動比誤差要求。據給定的傳動比=210,最后確定該石油機械裝置行星減速器各輪齒數為=18,=198,=189,=90,=81。2.4按齒根彎曲強度條件確定模數m根據某石油機械裝置對其行星齒輪減速器的強度、速度與精度的要求，該行星齒輪減速器的齒輪材料均為合金調質鋼，經過調質處理后，其硬度HB〈350為軟齒面。由于該行星齒輪減速器具有短期間斷的工作特點，故可按齒根彎曲強度條件的設計公式可確定其模數m；即式(2.2)由于3K型傳動有三個嚙合齒輪副：a-g、b-g和e-f。在此先按高速級a-g齒輪副進行模數m的初算。首先求得轉矩T1，即式(2.3)式中，輸入軸作用在a輪上的轉矩為式(2.4)即得由參考文獻[12]公式（7.8）和參考文獻[1]表7-2——7-4可得：載荷系數K=1.98;由參考文獻[12]公式（8.11）求得：按=0由參考文獻[12]表7-1和7-2查得：=2.9和=1.52。由參考文獻[12]表7-7初步選取=470N/mm2。初選b*=2。代入公式（2.2），則初算得其模數m為取模數m=6。2.5嚙合參數的計算如前所述，該行星減速器具有三個嚙合齒輪副：a-g、b-g、e-f；而各齒輪副的標準中心距為（2.5）因此三齒輪副的標準中心距相等，無需進行角度變位。2.6幾何尺寸的計算根據參考文獻[12]表5-2公式對該3K型行星齒輪減速器進行幾何尺寸的計算。現將各齒輪副幾何尺寸的計算結果列入表2-1中。表2-1行星齒輪減速器各齒輪副的幾何尺寸容計算公式a-g嚙合b-g嚙合e-f嚙合分度圓直徑db=108=540=540=1188=486=1134齒頂高ha外嚙合=嚙合=ha2=(1-7.6/z2)=6=5.49=6=5.77=6=5.76齒根高齒全高=13.5=12.99=13.5=13.27=13.5=13.26齒頂圓直徑da=120=552=552=1200=498=1146續表2-1容計算公式a-g嚙合b-g嚙合e-f嚙合齒根圓直徑=93=525=525=1173=471=1119基圓直徑=101.49=507.43=507.43=1116.35=456.69=1065.61中心距aa=324a=864a=8102.7傳動效率的計算因為b輪的節圓直徑大于e輪的節圓直徑，故該行星減速器的傳動效率可采用參考文獻[12]表3-4中的公式進行計算，即式（2.6）已知：和p==11式（2.7）其嚙合損失系數式（2.8）式中，和可按參考文獻[12]公式（3-74）計算，即有式（2.9）式（2.10）取輪齒的嚙合摩擦系數=0.1，且將=198,=189,=90,=81帶入公式（2.9）和（2.10）得即有所以，其傳動效率為再考慮到行星輪g、f滾動軸承的摩擦損失，約減少的2％；則得考慮到嚙合和軸承損失后的傳動效率為式（2.11）最后，驗算當e輪輸入而進行逆運轉時，該3K型行星減速器是否自鎖。計算其逆傳動的效率可按參考文獻[12]3-4中的公式（2）計算，即式（2.12）將代入公式（2-12）得>0可見，當e輪輸入進行逆運轉時，該行星減速器不會產生自鎖。但是，隨著其傳動比的增大，當e輪輸入而進行逆運轉時，該行星減速器將會產生自鎖。由自鎖條件；式（2.13）可得；由此可見，當3K型行星傳動的傳動比時，其逆運動才可能產生自鎖。2.8裝配條件的驗算對于設計石油機械裝置行星減速器應滿足如下的裝配條件：2.8.1鄰接條件按參考文獻[12]公式（6.1）驗算其鄰接條件，即式（2.14）將已知的，和值代入公式（2.14），即得552<2324=561.2則滿足鄰接條件。2.8.2同心條件按參考文獻[12]公式（6.14）驗算該3K型行星傳動的同心條件，即式(2.15)各齒輪的嚙合角均為20度，且知=18,=198,=189,=90,=81，代入公式(2.15)得18+90=198-90=189-81=108所以，滿足同心條件。2.8.3安裝條件按參考文獻[1]公式（6.26）驗算其安裝條件，即得式（2.16）式（2.17）所以，滿足安裝條件。2.9強度驗算根據該石油機械裝置行星減速器具有短期間斷的工作特點以與結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大等要求，分別選用各齒輪的材料熱處理極其硬度列于表2-2。表2-2各齒輪的材料熱處理極其硬度名稱材料牌號熱處理硬度抗拉強度極限b(N/mm2)屈服極限S(N/mm2)中心輪a35CrMnSiA調質HB255-300900720行星輪f35CrMnSiA調質HB241-286820640行星輪g35CrMnSiA調質HB241-286820640齒輪e40CrNiMoA調質HB255-300900720齒輪b40CrMoA調質HB241-286820640對于具有短期間斷工作特點的3K型行星傳動，僅需按參考文獻[12]公式(7.17）和(7.18）進行輪齒彎曲強度的驗算。其許用彎曲應力σFp可按參考文獻[1]公式(7.20）求得。現將該3K型傳動按照三個齒輪副a-g、b-g和e-f分別驗算如下：2.9.1a-g齒輪副先按參考文獻[12]公式（7.17）計算小齒輪a的齒輪彎曲應力，即式（2.18）已求得小齒輪傳遞的轉矩為式（2.19）載荷系數K可按參考文獻[12]公式（7.8）求得:K=。由參考文獻[1]表7.2查得使用場合系數=1.25；再由參考文獻[12]公式（7.9）得式（2.20）式中式（2.21）按8級精度和值由參考文獻[12]表7-3查得動載荷系數，取。因，按參考文獻[12]表7-4查得載荷分布系數=1.22。所以，載荷系數K為K=2=1.98按齒輪b“浮動”的情況和由參考文獻[12]公式（8.11）可得：行星論間載荷分布不均勻系數為據=18和=0由參考文獻[12]圖7.1查得應力集中系數YF1=2.9和由參考文獻[12]圖7.2查得應力集中系數YS1=1.52。工作齒寬，取b=220mm代入公式（2.18）得再按參考文獻[12]公式（7.16）計算小齒輪a的許用彎曲應力，即式(2.22)由參考文獻[12]表7-7查得：，。循環次數，可取彎曲壽命系數。。按模數m值由參考文獻[12]表7-8查得尺寸系數。因輪a為受載的可正、反方向運轉的齒輪，故應乘以系數0.77。帶入公式（2.22），則得所以再按參考文獻[12]公式（7.18）計算大齒輪g的齒輪彎曲應力，即式（2.23）仿上，據，，由參考文獻[12]圖7-1和參考文獻[12]圖7-2可查得，則由參考文獻[1]表7-7得，；同理，和。因行星齒輪g為承受雙向對稱載荷的齒輪，故應乘以系數0.7。代入參考文獻[12]公式（7.20），則得g輪的許用齒根彎曲應力為所以=<式（2.24）2.9.2b-g齒輪副先按參考文獻[1]公式（7.17）計算小齒輪g的齒輪彎曲應力，即式(2.25)已知：，，b=220mm，，m=6。而與外嚙合a-g不同系數有：因b*=0.7，可查得=0.962,故得載荷系數；因齒輪b浮動，。小齒輪g上的轉矩T1可按參考文獻[12]公式（7.29）計算，即式（2.26）轉矩Tb可按參考文獻[12]公式（7.42）求得，即式（2.27）按參考文獻[1]圖3.10查得=0.75，即則代入公式（2.25），可得g輪的齒根彎曲應力為所以，按參考文獻[12]公式（7.18）計算齒輪b的齒根彎曲應力，即式（2.28）因齒輪b的齒型系數和應力修正系數。代入公式（2.28）得同上可得，；同理，取和。。因齒輪b為承載的正、反方向運轉齒輪，故應乘以系數0.77。代入參考文獻[12]公式（7.18），則得b輪的許用齒根彎曲應力為式（2.29）所以<式（2.30）2.9.3e-f齒輪副先按參考文獻[12]公式（7.17）計算小齒輪f的齒輪彎曲應力，即式（2.31）將齒輪f上的轉矩按參考文獻[12公式（7.37）計算，即轉矩Te可按參考文獻[12公式（7.41）求得，即式(2.32)由參考文獻[1]圖3-10查得，即則因各系數和幾何參數值與b-g齒輪副相等，則可得式(2.33)所以，<齒輪e的系數YF2=2.15，YS2=1.86。代入參考文獻[1]公式（7.18）計算齒輪e的輪齒彎曲應力，即式(2.34)可得，；取和。同理，應將值乘以系數0.77。代入參考文獻[1]公式（7.20）則得e輪的許用齒根彎曲應力為式（2.34）所以<上述計算結果表明，該3K型行星齒輪減速器中的各嚙合齒輪副均滿足齒輪的彎曲強度條件。3行星齒輪減速器結構設計3.1傳動作用力計算圖3-1傳動作用力示意圖3.1.1分度圓上的切向力太陽輪a：式（3.1）行星輪g：行星輪f：齒輪b：齒輪e：式（3.2）行星架x：3.1.2徑向力太陽輪a：行星輪g：行星輪f：齒輪b：齒輪e：行星架x：單個行星輪作用在軸上或行星輪軸上的力太陽輪a：行星輪x’方向y’方向齒輪b：齒輪e：行星架x：3.1.3各行星輪作用在軸上的總力與轉矩太陽輪a：行星輪：對行星軸（o’）轉矩Mo’=0齒輪b：齒輪e：行星架x：3.2軸的設計3.2.1選擇軸的材料軸材料選用45鋼，經調質處理，由參考文獻查得材料力學性能為：=650MPa,=270MPa,=155MPa。3.2.2按許用扭應力初步估算軸徑根據參考文獻初步估算軸徑，材料為45鋼取A=110，軸的輸出端直徑式（3.3）考慮裝連軸器端有鍵槽，軸徑應增大4%～5%，取d=100mm3.2.3軸的結構設計圖3-2齒輪軸各軸段示意圖如圖3-2所示，根據軸的結構設計原則，軸段①②之間應有定位軸肩，軸段③④之間應有裝配軸肩，④⑤與⑥⑦之間應有定位軸肩，為配合軸承使用，今取=100mm（安裝連軸器）,=125mm,==125mm(安裝滾動軸承),=149mm（齒輪軸段），=125mm,=84mm.兩端支承處采用深溝球軸承，初選型號為6008。根據結構要求初步確定各軸段長度，得軸段①為268mm，軸段②為242mm,軸段③為224mm,軸段④為145mm,軸段⑤為72mm,軸段⑥為38mm,軸段⑦50mm，軸的總長度為1202mm。圖3-3軸的受力示意圖3.2.4按許用彎曲應力計算軸徑a.軸上受力分析軸傳遞的轉矩式（3.4）齒輪的圓周力式（3.5）齒輪的徑向力式（3.6）齒輪的軸向力式（3.7）b.求支承反力水平面支承反力R=0垂直面支承反力c.求彎矩水平面彎矩式（3.8）垂直面彎矩合成彎矩式（3.9）d.按當量彎矩計算軸徑查參考文獻得，根據參考文獻公式計算齒輪處軸徑=95.94mm式（3.10）所以在設計中取149mm是滿足強度要求的。3.2.5軸的疲勞強度安全因數校核計算確定危險截面，根據載荷分布、應力集中和軸的尺寸結構，選取軸段④上D截面進行校合計算彎矩作用時的安全因數由于該軸轉動，彎矩引起對稱循環變應力，根據參考文獻彎矩作用時的安全系數式(3.11)式中——45鋼彎曲對稱循環時的疲勞強度，由前知=270MPa——彎曲應力幅，=Mb/W=3630/772×=4.7MPa查表得抗彎截面系數W=772×——彎曲平均應力，=0——正應力有效應力集中因數，按配合（H7/r6）查得=2.625——表面質量因數，軸徑車削加工，按參考文獻查得=0.92——尺寸因數，按參考文獻查得=0.75——材料彎曲時的平均應力折算因數，按參考文獻查得=0.34b.轉矩作用時的安全因數考慮到機器運轉的不均勻引起的慣性力和震動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環變應力。轉矩作用時的安全因數式(3.12)式中——45鋼扭轉疲勞極限，由前知=155MPa——切應力幅,查參考文獻得抗扭截面系數——平均切應力，——扭剪有效應力集中因數，按配合（H7/r6）查得=1.89——表面質量因數，軸徑車削加工，按參考文獻查得=0.92——尺寸因數，按參考文獻查得=0.73——材料扭轉時的平均應力折算因數，按參考文獻[2]表15.17查得=0.21截面D的疲勞強度安全因數式(3.13)由參考文獻知,，S>該軸截面D的疲勞強度足夠。3.2.6軸的靜強度安全因數校核計算確定危險截面，根據載荷較大，截面較小，選取D截面進行靜強度校合彎矩作用時的安全因數式(3.14)式中s——45鋼材料正應力屈服點，由參考文獻查得=360MPa——工作時短時最大載荷，由題知W——抗彎截面系數，Wb.彎矩作用時的安全因數式(3.15)式中——45鋼材料切應力屈服點，由參考文獻查得s=0.6，=216MPa——工作時短時最大載荷，由題知——抗扭截面系數，截面D的靜強度安全因數由參考文獻知式（3.16）由參考文獻查得，該軸靜強度足夠。3.3軸承的選用根據參考文獻輸入軸③、⑤段選用6007型深溝球軸承支承，⑦段選用6003型深溝球軸承支承，輸出軸采用6012型深溝球軸承支承。4行星齒輪減速器箱體工藝規程4.1零件的分析4.1.1零件的功用3K型行星減速器箱體是減速器的基礎零件之一。它主要用于支承減速器間各軸，保持它們之間的正確的相對位置，以便于協調一致的工作。4.1.2零件的工藝分析減速器箱體是平面型薄壁殼體零件，尺寸大，結構復雜，其上面有幾個精度要求較高的平面和孔系以與部分連接用的螺紋。3K型行星減速器箱體技術要求如下：（1）前端面粗糙度1.6平面度0.01精度等級9級（2）后端面粗糙度1.6平面度0.01精度等級9級（3）上端面粗糙度1.6平面度0.01精度等級9級（4）底面粗糙度3.2平面度0.01精度等級9級（5）底座上表面粗糙度3.2平面度0.01精度等級9級（6）62H7軸承孔粗糙度0.8（7）底座上安裝孔4-22粗糙度12.5（8）安裝孔上槽粗糙度6.3各螺紋孔7H為滿足以上技術要求，特采用以下加工方法（1）前端面、后端面與上端面：粗銑——精銑（2）底面、底座上表面：一次銑（3）62H7軸承孔：粗鏜——精鏜（4）安裝孔4-22：鉆——鉸（5）安裝孔上槽：锪（6）螺紋孔：鉆——攻絲4.2確定零件生產類型4.2.1確定零件生產類型3K型行星減速器殼體年產量Q=5000臺備品率廢品率生產綱領4.2.2確定零件毛坯制造形式本零件采用的材料是灰鑄鐵HT200，根據以下原則，選用毛坯造形。（1）制造方法應與材料的制造工藝性相適應。HT200材料適合用鑄造獲得毛坯。（2）毛坯的制造方法應與生產型相適應。本零件為大量生產，故采用金屬模鑄造。此外，現場還應考慮工廠的實際生產能力等。4.3定位基準的選擇4.3.1粗基準的選擇根據粗基準的選擇原則（1）粗基準的選擇必須要使表面有足夠且均勻的加工余量；（2）粗基準在同一尺寸方向上只能用一次。以底座上表面為粗基準加工下表面和定位孔。4.3.2精基準的選擇根據基準統一原則，后續各工序均采用一面兩孔定位。4.4零件各表面加工工序的確定4.4.1各表面加工工序的確定原則根據“基準先行”的原則，應先加工定位基準——下表面和定位孔。根據“先面后孔”“先粗后精”的原則，應把銑平面放在鏜孔鉆孔之前，特別是重要表面的粗加工，更應該排在前面，以便與時發現原料缺陷和防止浪費次要表面的加工工時。主要表面的粗精加工要盡量分開。4.4.2擬定工藝路線（機加工）通過對箱體的分析，參考資料《機械制造基礎》，初步擬定加工工藝路線如下：(1)．粗精銑底面(2).鉆、鉸定位孔(3).粗精銑上端面(4).粗精銑前后端面(5).銑底座上表面(6).锪定位孔上槽(7).三面攻絲(8).粗精鏜軸承孔4.5毛坯余量與工序間余量的確定本零件為大量生產，采用金屬型鑄造，由參考文獻查得鑄件質量工差等級為7-9級，取MT=8級。由參考文獻查得鑄件機械加工余量等級為F級。由參考文獻確定鑄件單側加工余量值為4.5mm,孔在半徑方向上的余量為4.0mm。兩側面加工余量等級需比底面升一級選用，定底面為MA-F級，則側面為MA-E級。由參考文獻為取粗銑平面單側余量為：底座上下表面各4.0mm，前后端面各為3.5mm。鏜孔余量由參考文獻定為：粗鏜3.5，精鏜0.5。查參考文獻鉸孔22余量為0.2。綜上所述，各表面以與孔加工余量和工序尺寸如表4-1、4-2。表4-1各表面加工余量與工序尺寸銑平面總余量粗銑余量精銑余量底面4.54.5上端面4.54.00.5前端面4.54.00.5后端面4.54.00.5底座上表面4.54.5表4-2各孔加工余量與工序尺寸鏜孔粗鏜余量精鏜余量軸承孔3.50.5鉆孔鉆鉸安裝孔4-222022H84.6箱體的加工4.6.1銑底面采用X52K型立式銑床粗銑：銑削刀具的選擇，根據加工材料（HT200）和加工性質（粗銑），選用YG6硬質合金端銑刀，再據加工寬度可取D=400mm，其z=28。切削深度（一次走刀切除）每齒進給量切削速度v=70m/min計算轉速實際轉速n47.5r/min實際切削速度實際進給速度4.6.2銑上端面采用X52K型立式銑床a.粗銑：銑削刀具的選擇，根據加工材料（HT200）和加工性質（粗銑），選用YG6硬質合金端銑刀，再根據加工寬度取D=80mm，其z=10。切削深度=4.0mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.2mm/齒切削速度v=70m/min計算轉速實際轉速n=235r/min實際切削速度實際進給速度b.精銑：刀具D=400，YG6硬質合金端銑刀切削深度=0.5mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.10mm/齒由于粗精銑共用一個進給系統，所以所以實際轉速切削速度4.6.3銑前端面采用X52K型立式銑床a.粗銑：銑削刀具的選擇，根據加工材料（HT200）和加工性質（粗銑），選用YG6硬質合金端銑刀，再根據加工寬度取D=100mm，其z=10。切削深度=4.0mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.2mm/齒切削速度v=70m/min計算轉速實際轉速n190r/min實際切削速度實際進給速度b.精銑：刀具D=100，YG6硬質合金端銑刀切削深度=0.5mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.10mm/齒由于粗精銑共用一個進給系統，所以所以實際轉速切削速度4.6.4銑后端面采用X52K型立式銑床a.粗銑：銑削刀具的選擇，根據加工材料（HT200）和加工性質（粗銑），選用YG6硬質合金端銑刀，再根據加工寬度取D=400mm，其z=28。切削深度=4.0mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.2mm/齒切削速度v=70m/min計算轉度實際轉速n47.5r/min實際切削速度實際進給速度b.精銑：刀具D=400，YG6硬質合金端銑刀切削深度=0.5mm（一次走刀切除）每齒進給量=0.10mm/齒由于粗精銑共用一個進給系統，所以所以實際轉速切削速度4.6.5銑底座上表面采用X52K型立式銑床a.粗銑：銑削刀具的選擇，根據加工材料（HT200）和加工性質（粗銑），選用YG6硬質合金端銑刀，再根據加工寬度取D=80mm，其z=10。切削深度4.5mm（一次走刀切除）每齒進給量0.2mm/齒切削速度v=70m/min計算轉速實際轉速n=235r/min實際切削速度實際進給速度4.6.6加工底座4-22通孔a.鉆孔采用Z535型立式鉆床切削速度v=16m/min進給量f=0.15mm/r主軸轉速實際轉速取n=400r/min實際切削速度b.鉸孔切削速度v=10m/min主軸轉速實際轉速取n150r/min實際切削速度4.6.7銑底座通孔上槽采用X52K型立式銑床,高速鋼立銑刀,取D=16mm，z=4切削深度4.0mm（一次走刀切除）每齒進給量0.05mm/齒切削速度v=70m/min計算轉速實際轉速n=1180r/min實際切削速度實際進給速度4.6.8鉆上端面螺紋底孔M181.5采用Z535型立式鉆床切削深度切削速度v=15m/min進給量f=0.15mm/r主軸轉速實際轉速取n=275r/min實際切削速度4.6.9鉆前端面螺紋底孔6M101采用Z535型立式鉆床切削深度切削速度v=15m/min進給量f=0.15mm/r主軸轉速實際轉速取n=400r/min實際切削速度4.6.10鉆后端面螺紋底孔6M101采用Z535型立式鉆床切削深度切削速度v=15m/min進給量f=0.15mm/r主軸轉速實際轉速取n=400r/min實際切削速度4.6.11鏜62H7軸承孔選用T616型臥式鏜床a.粗鏜(毛坯孔58,鏜至61.5)鏜刀材料:高速鋼,加工材料HT200切削深度平均切削速度取進給量取f=0.58mm/r計算轉速實際轉速n=113r/min切削速度每分鐘進給量b.精鏜(鏜至62)切削深度平均切削速度取進給量取f=0.2mm/r計算轉速實際轉速n=370r/min切削速度每分鐘進給量經驗證，以上所選機床與加工過程均切實可行。結論本設計主要闡述了行星齒輪傳動的傳動特點，傳動類型，傳動比，配齒計算和結構設計等，并對行星齒輪減速器的各主要零件進行了詳細的計算，畫出裝配圖和數零件圖。在查閱了大量資料后，確定了此課題的主要設計依據和容。通過對行星齒輪減速器的現有條件的分析，依據《機械設計》和《減速器設計與使用數據速查》等資料得出此設計，在本設計中，主要對各齒輪的參數，幾何尺寸，傳動效率，傳動作用力等進行了計算，并對齒輪和軸的強度進行了校核。依據《機械制造基礎》等資料對箱體的加工工藝進行了詳細的介紹。對本設計來說，無論是計算部分還是繪圖說明部分，都是按照傳統設計方法進行的，因此整個設計在理論上是可行的，由于在該設計中箱體的厚度沒有準確的數據，而是依傳統同類產品的相應零件厚度來確定的，這對最后尺寸的精確性有一定的影響。致影響著每個學生的畢業，對我們極為重要的畢業設計終于完成了。在我心喜之余，不得不對在這次設計中給予我極大幫助的指導老師元越老師于衷心的感。在設計過程中，他給了我許多重要的參考意見，犧牲自己寶貴的時間對我進行悉心輔導，經常和我一起討論設計過程中所遇到的難題，并為我提供了大量的參考資料。因此，我的這篇畢業設計的完成與元越老師的悉心幫助是分不開的，在此，我再次對元越老師表示衷心的感。參考文獻[1]占權，白寧，戰曉紅.行星齒輪減速器的設計[J].煤礦機械,2000-11.[2]王太晨.寶鋼減速器圖冊.機械工業出版，1995.[3]展.減速器設計與使用數據速查.機械工業，2009-7.[4]胡來瑢.行星傳動設計與計算.煤炭工業，1996.[5]桓，作模，文杰.機械原理（第七版）.高等教育，2006-5.[6]梅.行星齒輪減速器的設計和應用[J].職業技術學院學報，2005-3.[7]邱宣懷.機械設計（第四版）.高等教育，1997.[8]海霞，王泉祥，高鵬程.組合式減速箱體加工工藝分析.中國期刊全文數據庫，2010.[9]定，江熒，躍忠.薄板焊接型減速箱體加工工藝分析.中國期刊全文數據庫，2006-5.[10]勇.AutoCAD2006基礎培訓教程.人民郵電，2007-9.[11]思沖.畫法幾何與機械制圖.機械工業，1999-6.[12]饒振綱.行星傳動機構設計.：國防工業，1994.外文翻譯英文原文：GEARANDSHAFTINTRODUCTIONAbstract:Theimportantpositionofthewheelgearandshaftcantfalterintraditionalmachineandmodernmachines.Thewheelgearandshaftsmainlyinstallthedirectionthatdeliversthedintattheprincipalaxisbox.Thepassingtoprocesstomakethemcanisdividedintomanymodelnumbers,usedingformanysituationsrespectively.Sowemustbethemultilayerstotheunderstandingofthewheelgearandshaftinmanyways.Keywords:Wheelgear;ShaftIntheforceanalysisofspurgears,theforcesareassumedtoactinasingleplane.Weshallstudygearsinwhichtheforceshavethreedimensions.Thereasonforthis,inthecaseofhelicalgears,isthattheteetharenotparalleltotheaxisofrotation.Andinthecaseofbevelgears,therotationalaxesarenotparalleltoeachother.Therearealsootherreasons,asweshalllearn.Helicalgearsareusedtotransmitmotionbetweenparallelshafts.Thehelixangleisthesameoneachgear,butonegearmusthavearight-handhelixandtheotheraleft-handhelix.Theshapeofthetoothisaninvolutehelicoid.Ifapieceofpapercutintheshapeofaparallelogramiswrappedaroundacylinder,theangularedgeofthepaperbecomesahelix.Ifweunwindthispaper,eachpointontheangularedgegeneratesaninvolutecurve.Thesurfaceobtainedwheneverypointontheedgegeneratesaninvoluteiscalledaninvolutehelicoid.Theinitialcontactofspur-gearteethisalineextendingallthewayacrossthefaceofthetooth.Theinitialcontactofhelicalgearteethisapoint,whichchangesintoalineastheteethcomeintomoreengagement.Inspurgearsthelineofcontactisparalleltotheaxisoftherotation;inhelicalgears,thelineisdiagonalacrossthefaceofthetooth.Itisthisgradualoftheteethandthesmoothtransferofloadfromonetoothtoanother,whichgivehelicalgearstheabilitytotransmitheavyloadsathighspeeds.Helicalgearssubjecttheshaftbearingstobothradialandthrustloads.Whenthethrustloadsbecomehighorareobjectionableforotherreasons,itmaybedesirabletousedoublehelicalgears.Adoublehelicalgear(herringbone)isequivalenttotwohelicalgearsofoppositehand,mountedsidebysideonthesameshaft.Theydevelopoppositethrustreactionsandthuscanceloutthethrustload.Whentwoormoresinglehelicalgearsaremountedonthesameshaft,thehandofthegearsshouldbeselectedsoastoproducetheminimumthrustload.Crossed-helical,orspiral,gearsarethoseinwhichtheshaftcenterlinesareneitherparallelnorintersecting.Theteethofcrossed-helicalfearshavepointcontactwitheachother,whichchangestolinecontactasthegearswearin.Forthisreasontheywillcarryoutverysmallloadsandaremainlyforinstrumentalapplications,andaredefinitelynotrecommendedforuseinthetransmissionofpower.Thereisondifferencebetweenacrossedhelicalgearandahelicalgearuntiltheyaremountedinmeshwitheachother.Theyaremanufacturedinthesameway.Apairofmeshedcrossedhelicalgearsusuallyhavethesamehand;thatis,aright-handdrivergoeswitharight-handdriven.Inthedesignofcrossed-helicalgears,theminimumslidingvelocityisobtainedwhenthehelixangleareequal.However,whenthehelixanglearenotequal,thegearwiththelargerhelixangleshouldbeusedasthedriverifbothgearshavethesamehand.Wormgearsaresimilartocrossedhelicalgears.Thepinionorwormhasasmallnumberofteeth,usuallyonetofour,andsincetheycompletelywraparoundthepitchcylindertheyarecalledthreads.Itsmatinggeariscalledawormgear,whichisnotatruehelicalgear.Awormandwormgearareusedtoprovideahighangular-velocityreductionbetweennonintersectingshaftswhichareusuallyatrightangle.Thewormgearisnotahelicalgearbecauseitsfaceismadeconcavetofitthecurvatureoftheworminordertoprovidelinecontactinsteadofpointcontact.However,adisadvantageofwormgearingisthehighslidingvelocitiesacrosstheteeth,thesameaswithcrossedhelicalgears.Wormgearingareeithersingleordoubleenveloping.Asingle-envelopinggearingisoneinwhichthegearwrapsaroundorpartiallyenclosestheworm..Agearinginwhicheachelementpartiallyenclosestheotheris,ofcourse,adouble-envelopingwormgearing.Theimportantdifferencebetweenthetwoisthatareacontactexistsbetweentheteethofdouble-envelopinggearswhileonlylinecontactbetweenthoseofsingle-envelopinggears.Thewormandwormgearofasethavethesamehandofhelixasforcrossedhelicalgears,butthehelixanglesareusuallyquitedifferent.Thehelixangleonthewormisgenerallyquitelarge,andthatonthegearverysmall.Becauseofthis,itisusualtospecifytheleadangleontheworm,whichisthecomplementofthewormhelixangle,andthehelixangleonthegear;thetwoanglesareequalfora90-deg.Shaftangle.Whengearsaretobeusedtotransmitmotionbetweenintersectingshaft,someofbevelgearisrequired.Althoughbevelgearareusuallymadeforashaftangleof90deg.Theymaybeproducedforalmostanyshaftangle.Theteethmaybecast,milled,orgenerated.Onlythegeneratedteethmaybeclassedasaccurate.Inatypicalbevelgearmounting,oneofthegearisoftenmountedoutboardofthebearing.Thismeansthatshaftdeflectioncanbemorepronouncedandhaveagreatereffectonthecontactofteeth.Anotherdifficulty,whichoccursinpredictingthestressinbevel-gearteeth,isthefacttheteetharetapered.Straightbevelgearsareeasytodesignandsimpletomanufactureandgiveverygoodresultsinserviceiftheyaremountedaccuratelyandpositively.Asinthecaseofsqurgears,however,theybecomenoisyathighervaluesofthepitch-linevelocity.Inthesecasesitisoftengooddesignpracticetogotothespiralbevelgear,whichisthebevelcounterpartofthehelicalgear.Asinthecaseofhelicalgears,spiralbevelgearsgiveamuchsmoothertoothactionthanstraightbevelgears,andhenceareusefulwherehighspeedareencountered.Itisfrequentlydesirable,asinthecaseofautomotivedifferentialapplications,tohavegearingsimilartobevelgearsbutwiththeshaftoffset.Suchgearsarecalledhypoidgearsbecausetheirpitchsurfacesarehyperboloidsofrevolution.Thetoothactionbetweensuchgearsisacombinationofrollingandslidingalongastraightlineandhasmuchincommonwiththatofwormgears.Ashaftisarotatingorstationarymember,usuallyofcircularcrosssection,havingmounteduponitsuchelementsasgears,pulleys,flywheels,c