0487-2K-H型行星齒輪減速箱設計【優(yōu)秀含4張CAD圖】,優(yōu)秀含4張CAD圖,行星,齒輪,減速,設計,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad 開題報告 題目 2K-H型行星減速箱設計 一、選題的依據(jù)及意義 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。 二、國內外研究概況及發(fā)展趨勢 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用，生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能，傳動功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。 近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展。 據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下： （1） 標準化、多品種 目前世界上已有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種產品。 （2）硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和淡化化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。 （3）高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪傳動中已獲得廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 （4）大規(guī)格、大轉矩，在中低速、重載傳動中，傳動大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展 。 三、研究內容及實驗方案 1、研究內容 給定傳動比i=4.64。作用與太陽輪上的扭矩M=1140NM。設計太陽輪及行星輪材料均采用20CrMnTi,表面淬火硬度HRC=45-56，齒寬=52，模數(shù)=5，行星輪數(shù)=3。 要求：1> 設計一行星減速箱，結構合理、緊湊。 2>行星架工藝流程設計。 3>要求畫出總裝圖及部分主要零件圖紙。 2、試驗方案 根據(jù)課題所給的已知條件初步選定行星齒輪傳動類型為Ab(ax)型。 Ab(ax)型行星齒輪傳動具有結構簡單、制造容易，外形尺寸小，質量小，傳動效率高等特點。通常，其傳動比范圍為=2.8-13，傳動效率=0.97-0.99。目前該傳動類型已獲得了較廣泛的應用。 四、畢業(yè)設計工作內容及完成時間 ： 1、開題報告 第1周 2、總結方案設計 第2周 3、常規(guī)設計 第3周—第7周 4、輸入軸工藝流程設計 第8周—第10周 5、編寫畢業(yè)設計說明書 第11周—第14周 6 外文資料翻譯 （不少于6000字符） 第15周 五、參考文獻 1. 王大康主編.機械設計綜合課程設計.北京：機械工業(yè)出版社,2003 2. 姚家娣、李明、黃興元主編.機械設計指導.南昌：江西高校出版社，2001 3. 任嘉卉、李建平主編.機械設計課程設計.北京：北京航空航天大學出版社，2001 4. 濮良貴、紀名剛主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2001 5. 孫桓、陳作模主編.機械原理.北京：高等教育出版社，2000 6. 饒振綱編著.行星齒輪傳動設計.北京：化學工業(yè)出版社，2003 7. 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 2K-H行星減速箱設計 摘要：在給定傳動比、扭矩、模數(shù)及行星輪個數(shù)的條件下進行了行星減速器的總體方案設計、常規(guī)設計計算、輸出軸的工藝流程設計及繪制總裝圖和部分零件圖。 行星減速器的總體方案設計選用太陽輪浮動的均載機構，太陽輪通過單齒聯(lián)軸器與高速軸聯(lián)接實現(xiàn)浮動，這種浮動方法浮動靈敏，結構簡單，易于制造，便于安裝。太陽輪與齒輪聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套做成一體，內齒輪設計成內齒圈的結構，行星架選用剛性較好的雙側板整體式結構，與輸出軸法蘭式聯(lián)接，行星架與輸出軸通過兩個對稱布置得定位銷保證同軸度。齒輪聯(lián)軸器選用鼓形齒齒輪聯(lián)軸器，鼓形齒齒輪聯(lián)軸器允許兩軸線有較大角位移，相對承載能力較強，并且易于安裝調整。減速器齒輪采用油池潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 根據(jù)總體設計方案和常規(guī)設計計算繪制總裝配圖以及太陽輪、行星架、輸入軸、輸出軸的零件圖。 輸入軸的工藝流程設計對輸入軸進行工藝分析，繪制零件圖；確定毛坯的制造形式；制定零件的機械加工工藝路線并填寫工藝過程卡和工序卡。 關鍵詞：2K-H 行星齒輪 減速箱 2K-H planetary gear box design Abstract：In a given gear ratio, torque, modulus, and the number of planets round under the conditions of the planetary reducer for the overall program design, conventional design, the output shaft of the process design and draw parts assembly diagram and Fig. Planetary reducer selection of the overall design of the sun round the floating bodies are set, the sun wheel gear coupling with a single high-speed shaft connected to the realization of floating, the floating floating method is sensitive, simple structure, easy to manufacture, easy to install. Round the sun gear coupling with the second half of the outer sleeve teeth into one, with gear designed with the structure of ring gear, planetary rigid frame a better selection of both the overall board structure, with the output shaft flange-type connection, planetary output shaft through the frame with two pins in a symmetrical arrangement to ensure coaxiality. Selection of drum gear coupling tooth gear coupling, gear coupling crown gear axis to allow the two larger angular displacement, load-bearing capacity is relatively strong, and easy to install and adjust. Used oil tank gear reducer lubrication, bearing lubrication using splash. According to the overall design of conventional design and calculation programs and the general assembly drawing, as well as round the sun, planetary plane, input shaft, output shaft of the parts diagram. Input shaft of the process design of the input shaft to process analysis, mapping parts diagram; to determine the manufacture of blank forms; the development of parts of the machining process and complete the process route and process Card card. Key words: 2K-H planetary gear reducer box 目 錄 1 前言-----------------------------------------------------------------------------------------------------1 1.1選題的依據(jù)及意義-----------------------------------------------------------------------------1 1.2國內外研究概況及發(fā)展趨勢---------------------------------------------------------------1 2 常規(guī)設計計算 3 2.1已知條件 3 2.2設計計算 3 2.2.1 選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 3 2.2.2 行星輪傳動的配齒計算 3 2.2.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 4 2.2.4裝配條件的驗算 5 2.2.5傳動效率的計算 6 2.2.6減速器的潤滑和密封 10 2.2.7 齒輪強度驗算 10 2.2.7.1校核其齒面接觸強度 10 2.2.7.2校核其齒跟彎曲強度 13 3 結構設計計算 15 3.1行星架的結構設計與計算 15 3.1.1行星架的結構設計 15 3.1.2行星架結構計算 15 3.2齒輪聯(lián)軸器的結構設計與計算 16 3.3軸的結構設計與計算 17 3.3.1輸入軸的結構設計與計算 17 3.3.2輸出軸的設計計算 19 3.4鑄造箱體的結構設計計算 20 4 輸入軸的工藝設計 22 4.1零件的分析 22 4.1.1零件的圖樣分析 22 4.1.2零件的工藝分析 22 4.2工藝規(guī)程設計 23 4.2.1確定毛坯的制造形式 23 4.2.2基面的選擇 23 4.3制定工藝路線 23 4.3.1工藝路線方案一 23 4.3.2工藝路線方案二 24 4.3.3工藝路線方案三 25 4.4機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 25 4.4.1機械加工余量的確定 25 4.4.2毛坯尺寸確定 26 4.5確定切削用量及基本工時 26 總結與評價----------------------------------------------------------------------------34 參考文獻 35 致謝 36 - 2 - 其對稱性揭示了行星齒輪減速器獨立振蕩 俄羅斯莫斯科機械工程研究所俄羅斯科學院 摘要：行星減速器的行星齒輪是對稱的機械系統(tǒng)。適用于對稱群的代表理論的振蕩分析是屬于廣義的機械系統(tǒng)。結果發(fā)現(xiàn),由于減速器的對稱性,衍生出了振蕩分解。減速器有獨立的振蕩類別，例如，太陽輪和本輪衛(wèi)星輪角振蕩階段；太陽輪和本輪衛(wèi)星橫向振蕩反階段。太陽輪和本輪振蕩中的一個階段不依賴與角行星輪振蕩。 關鍵詞：行星減速器，對稱性，組代表性的理論，獨立振蕩 一、導言 眾所周知，運作的行星減速器振蕩的因素有太陽輪，本輪，和行星輪，這些因素基本上不利于減速器的運行，在某些情況下可能會導致其曲率的破壞。有大量的專門研究減速器齒輪動力學分析的文件?；旧隙际抢碚撗芯浚谝延械奈募薪榻B了研究減速器動力學的分析方法。 行星減速器具有高度的對稱性。因此，這個結論被廣泛引用，組代表性的理論也適用。這一理論的應用允許用對稱性對其展開深入的動態(tài)分析。為此，必須有一個能考慮到減速器各要素之間剛度聯(lián)系的動力學模型。 對稱組代表性的理輪的數(shù)學儀器被廣泛應用在量子力學，晶體，光譜【2，3，4】。這種方法的優(yōu)點是很難估算的。有他的幫助能夠確定詳盡完備的動力特性，使用結構對稱的系統(tǒng)僅僅不能確定運動方程。然而，這一經典力學方法也不能被廣泛使用。這是因為一些特殊的機械系統(tǒng)所具有的特點。首先，目前需要一個有6個自由度的剛體。不清楚的是要怎樣放置這個剛體才能使系統(tǒng)的對稱性穩(wěn)定。。第二，真正可能的是技術設計的錯誤和安裝上的錯誤。所以即使一個小小的不對稱也可能導致系統(tǒng)成為準對稱系統(tǒng)。有各種對稱組的多個子系統(tǒng)組成了機械系統(tǒng)。在這方面必須有方法，來分析有各種分系統(tǒng)和固體組成的對稱機械系統(tǒng)和準對稱機械系統(tǒng)。在取得了一些初步的進展后，包括數(shù)學儀器的機械系統(tǒng)可以使用。為此，我們提出申請廣義操作。這些操作有適當?shù)拿畹木仃?，而不是表在物理。利用廣義操作可以考慮到所有上述功能的機械系統(tǒng)。對初步的剛度矩陣實施這些操作，導致其分解為獨立的模塊，每個模塊獨立對應與自己的振蕩級?？紤]到固體對稱《相當與點》輸入：這些點選擇在固體上，因此，它們彼此獨立又互相關聯(lián)，并且組成所有系統(tǒng)的對稱組。這些做法也可以用于有限元模型。 二、動態(tài)模型的行星減速器，剛度矩陣。 該模型的行星減速器第一步如圖1所示。 該步驟包括由太陽輪，其質量和半徑等于M1，r1，它的周圍有3個行星輪（它們的質量和半徑均相等，都等于m2,r2）。行星輪和它們連接，并由它帶動。齒輪傳動裝置的太陽輪，行星輪的剛度等于h1后，r是角傳動裝置。 圖1—行星減速器的第一步。 s-太陽輪，?-本輪1，2，3—行星輪。 我們再次考慮所有行星減速器振蕩的步驟：橫向（x,y）,角（j）振蕩（不包括套管）。一個剛度矩陣可以代表一個塊 這里主要有角剛度（3x3）采取適當?shù)膬热?，和外面的主對角線的剛度，這些要素之間有聯(lián)系。 有15個廣義坐標 具體根據(jù)這些區(qū)塊提附錄。 因此矩陣k是（15x15），一個慣性矩陣m是對角線矩陣。 三、介紹相當于點動態(tài)模型。 對稱性操作憑借對稱性行星輪緊固本輪系統(tǒng)已對稱，如3架c（三角形）。 揭示對稱3架c移動太陽齒輪s和本輪Ep我們將進入坐標L1，L2，L3 ,行星輪固定在太陽輪上的s點如圖2. 將行星輪1，2，3分別固定在圖上太陽輪所示位置。它們是等分點，它們的坐標分別是： 或以矩陣形式寫 類似于本輪上的等分點，但是在圖2中r1必須等于r3。它們將協(xié)調太陽輪和本輪的x,y,j。之后整個坐標系應對稱與c3。因此有可能適用于所有有s,Ep,和三顆行星輪（i=1，2，3）。（如圖3） 該鄰正常投影算子克對稱性點組c3被稱為【2】它是 對于整個系統(tǒng)的操作必須射影派塊對角矩陣 這里每個分矩陣對應與s,Ep,和三個行星輪（i=1,2,3）。因為我們有三個相同的行星輪并且它們有三個自由度，因此有必要深入每一步操作【3，4】，把gst當作每個元素都是對角矩陣（3x3）的快矩陣，它可以代表每一個元素。 因此太陽輪和本輪最初的坐標（x,y,?）E,Ep可以互換A和G.。由此產生的變化是最初的矩陣K等于新產生的矩陣GA,它們看起來很像。 通過應用這一轉變從矩陣K1中我們可以得到 因此，調節(jié)力和力相應的轉變?yōu)椋? 最初的矩陣K(15x15)分為3個獨立塊（5x5），它們看上去很像 慣性矩陣M仍然為對角線矩陣，因為GA是正交的，因此獨立的振振蕩類型只定義為矩陣K*。 四、揭示自然振蕩和強迫振蕩的獨立運動類型 A、自然振蕩 從矩陣（6）中可以看到，由于系統(tǒng)的對稱性，對原始矩陣K進行分解，因此振蕩類型和空間參數(shù)都各不相同。具體的關系在矩陣（6）中表明，有以下的振蕩類型： 第一，太陽輪和本輪角振蕩+行星輪振蕩階段，其確定參數(shù)是： 第二，太陽輪和本輪橫向振蕩+行星輪振蕩反階段。產生了倆個相同的矩陣 （5x5）這意味著在系統(tǒng)中有5個平等頻率。其確定的參數(shù)是： 因此考慮到只有性能的對稱性有可能獲得足夠深的動態(tài)分析性能的系統(tǒng)的行星減速器，他除了能簡化也能優(yōu)化系統(tǒng)的過程。 B、強迫振蕩 強迫振蕩中獨立振蕩的使用僅適用于兩種情況;a,如果點的適用外部有相同類型的對稱性；例如作為設計的。b,如果它們要根據(jù)獨立振蕩的類型處理，真的，然后變換（5）把力 F *換成含零元素或已次子或二次子。 減速器實際裝載力的分析表明，它是有效的，如果系統(tǒng)是不平橫的，同樣的:a,相同的行星輪不平衡+本輪不平衡；b,相同的行星輪不平衡+太陽輪不平衡。 五、進一步的動作分解 進一步分解（6）中子一和二只要有附加條件，使這類系統(tǒng)成為對稱系統(tǒng)是可能的。一些特殊的條件可以使太陽輪和本輪有對稱性，例如： 1、S和EP有相同的傳動剛度，即 2、S和EP有相同的部分頻率和角速度，即 因此，若滿足條件1，2 則會出現(xiàn)反對稱，這一對稱足組的操作 是符合 實施這些操作后矩陣K*會出現(xiàn)相應的變化，真的它們可能有太陽輪和本輪的振蕩對稱和反振蕩對稱。因此，坐標變換是： 和 這個坐標變換出以下獨立運動的類型 具體的關系表明這些矩陣有以下獨立的振蕩類型： I子（矩陣） 太陽輪S的角振蕩和本輪EP的相+行星輪的振蕩軸線 X*在第一階段 II子（矩陣） 太陽輪S的角振蕩和本輪EP的反相+行星輪的振蕩的軸線Y*的階段。同樣發(fā)生分解子二和矩陣而是S和EP的橫向振蕩沿軸X*,(Y*)和振蕩中的行星輪有個反階段。 作為顯示分析矩陣 的振蕩S和EP中的一個階段并不取決于角振蕩行星輪。 從分析和我們注意到，h7=h8=h6=0可能出現(xiàn)。這種振蕩類型是指太陽輪和本輪，行星輪的自由振蕩。 A、強迫振蕩。根據(jù)這些振蕩類型不誘導其它振蕩類型去掉外力，因為它們是相互正交的。沖擊力提供了一個子二獨立的對稱與反對稱性振蕩S和EP如果它們同事適用S和EP有平等的價值。然后轉化為外部力量 表格 加載的外部力量 這些加載的外力不誘導反對稱振蕩類型。 六、結論 有規(guī)定，行星齒輪減速器由于其對稱性其振蕩分解增加。有獨立的振蕩，如太陽輪和本輪的角振蕩+行星輪振蕩階段；太陽輪和本輪的橫向振蕩+行星輪振蕩反階段。 平等的部分頻率的太陽輪和本輪的振蕩階段并不取決與行星輪的角振蕩。自由振蕩的行星輪的一個特定的參數(shù)的選擇是獨立于太陽輪和本輪的角振蕩的。 根據(jù)這些誘導振蕩的振蕩類型去掉外力，因為振蕩類型正交對方。 這些結果是正確的行星減速器齒輪在參數(shù)改變時給出對稱性。 畢業(yè)設計（論文）任務書 I、畢業(yè)設計(論文)題目： 2K-H型行星減速箱設計 II、畢業(yè)設計(論文)使用的原始資料(數(shù)據(jù))及設計技術要求： 給定傳動比i =4.64。作用與太陽輪上扭矩M=1140N·M 。設計太陽輪及行星輪材料均采用 20CrMnTi , 表面淬火硬度HRC= 45—56，齒寬b=52mm, 模數(shù)m=5、行星輪數(shù)c=3。 要求：1、設計一行星減速箱，結構合理、緊湊。 2、輸入軸工藝流程設計。 3、要求出總裝圖及部分主要零件圖紙。 III、畢 業(yè)設計(論文)工作內容及完成時間： 1、開題報告 第1周 2、總體方案設計 第2周 3、常規(guī)設計 第3周-第7周 4、輸入軸工藝流程設計 第8周-第10周 5、編寫畢業(yè)設計說明書 第11周-第14周 6、外文資料翻譯（不少于6000字符） 第15周 Ⅳ 、主 要參考資料： 1、沈紉秋主編《工程材料與制造工藝教程》北京：航空工業(yè)出版社 1991.5 2、胡來熔主編《行星傳動設計與設計》北京：煤炭工業(yè)出版社，1996 3、Ｂ·Ｈ·庫德里亞夫采夫等編著，江更華等譯．行星齒輪傳動手冊．北京 4、齒輪傳動-機械設計手冊 北京：機械工業(yè)出版社 5、Akin..Computer_Assisted Mechanical Design.Englewood Cliffs,Prentice Hall.1990 1、前言 1.1 選題的依據(jù)及意義 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點；這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。 1.2 國內外研究概況及發(fā)展趨勢 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用、生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位；并出現(xiàn)了一些新型的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代機械傳動設備中獲得了成功的應用。 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自二十世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。 近20年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達的國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極地吸收和消化，與時俱進、開拓創(chuàng)新地努力奮進，使得我國的行星傳動技術有了迅速發(fā)展。目前，我國已有許多的機械設計人員開始研究分析和應用上述的新型行星齒輪傳動技術，并期待著能有更大的突破。 據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下： （1） 標準化、多品種 目前世界上已有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種產品。 （2）硬齒面、高精度 行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和淡化化學熱處理。齒輪制造精度一般均在6級以上。 （3）高轉速、大功率 行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪傳動中已獲得廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 （4）大規(guī)格、大轉矩，在中低速、重載傳動中，傳動大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展 。 減速器的代號包括：型號、級別、聯(lián)接型式、規(guī)格代號、規(guī)格、傳動比、裝配型式、標準號。 其標記符號如下： N－NGW（N－內嚙合、G－公用齒輪、W－外嚙合）型； A－單級行星齒輪減速器，B－兩級行星齒輪減速器，C－三級行星齒輪減速器； Z－定軸圓柱齒輪，S－螺旋錐齒輪，D－底座聯(lián)接，F(xiàn)－法蘭聯(lián)接，L－立式行星減速器。 2、常規(guī)設計計算 2.1 已知條件 畢業(yè)設計（論文）使用的原始資料（數(shù)據(jù)）及設計技術要求： 給定傳動比i=4.64,作用于太陽輪上扭矩M=1140N.M。設計太陽輪及行星輪材料均采用20CrMnTi,表面淬火硬度HRC=45-56,齒寛b=52mm,模數(shù)m=5,行星輪數(shù)c=3。 要求：1、設計一行星減速箱，結構合理、緊湊; 2、輸出軸的工藝流程設計； 3、要求畫出總裝圖及部分主要零件圖紙。 2.2設計計算 2.2.1 選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)上述設計要求：給定傳動比、結構合理、緊湊。據(jù)各行星輪傳動類型的傳動比和工作特點可知2K-H型結構緊湊，傳動比符合給定要求。其傳動簡圖如圖2-1所示。、圖中太陽輪a輸入，行星架x輸出，內齒圈b固定。 圖2-1行星傳動的傳動簡圖 2.2.2 行星輪傳動的配齒計算 在確定行星輪傳動的各輪齒數(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，還應考慮到與其承載能力有關的其他條件。 在給定傳動比的情況下，行星輪傳動的各輪齒數(shù)的確定方法有兩種：（一）、計算法；（二）、查表法。下面采用計算法來確定各輪齒數(shù)： 由公式3-28得=-1=4.46-1=3.46（見參考文獻[2]） （一般取3—8，在滿足的條件下為減小行星傳動的徑向尺寸中心輪a和行星輪c的尺寸應盡可能地小。） 由公式3-29（見參考文獻[2]）得 取=17則=3.64X17=61.88，圓整后取=61。 根據(jù)同心條件可以求得行星輪的齒數(shù)： 由公式3-30（見參考文獻[2]）得=22.44，圓整后取。 所以，行星輪傳動的各輪齒數(shù)分別為17，61，22。 2.2.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個：齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)，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。 已知： 齒輪的幾何尺寸計算如下：（見參考文獻[2]） 分度圓直徑： 齒頂高：外嚙合副 內嚙合副 齒根高： 全齒高： 輪 輪 輪 齒頂圓直徑： 輪 輪 輪 齒根圓直徑： 輪 輪 輪 基圓直徑： 輪 輪 輪 中心距：副 副 齒頂圓壓力角：a 輪 b輪 c輪 2.2.4裝配條件的驗算 在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(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。 （1）鄰接條件 由多個行星輪均勻對稱地布置在太陽輪和內齒輪之間的行星傳動設計中必須保證相鄰兩個行星輪齒頂之間不得相互碰撞，這個約束稱之為鄰接條件。 按公式（3-7）（見參考文獻[2]）驗算其鄰接條件，即 式中 np— 行星輪個數(shù)； aac— a-c嚙合副的中心距； dac— 行星輪的齒頂圓直徑。 已知代入上式可得 即滿足鄰接條件。 （2）同心條件 對于2K-H型行星傳動，三個基本構件的旋轉軸線必須重合于主軸線，即由中心輪和行星輪組成的所有嚙合副實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 按公式（3-8a）（見參考文獻[2]）驗算同心條件，即 已知 即滿足同心條件。 （3）安裝條件 在行星傳動中，幾個行星輪能均勻裝入并保證中心論正確嚙合應具備的齒數(shù)關系和切齒要求，稱之為裝配條件。 按公式（3-20）（見參考文獻[2]）驗算安裝條件，即 （整數(shù)） 已知 即滿足安裝條件。 2.2.5傳動效率的計算 按照表5-1（見參考文獻[2]）或5-2（見參考文獻[2]）中所對應的效率計算公式計算： 按公式(5-36) （見參考文獻[2]）計算如下： 對于嚙合副（a-c）: 齒頂圓壓力角： 對于嚙合副（c-b）: 齒頂壓力角： 根據(jù)公式（5-37）（見參考文獻[2]） 得 取 (行星齒輪傳動中大都采用滾動軸承，摩擦損失很小故可忽略) 可見，該行星傳動的傳動效率較高，可滿足短期間斷工作方式的使用要求。 行星齒輪傳動功率分流的理想受力狀態(tài)由于受不可避免的制造和安裝誤差，零件變形及溫度等因素的影響，實際上是很難達到的。若用最大載荷Fbtamax與平均載荷Fbta之比值Kp來表示載荷不均勻系數(shù)，即 Kp=Fbtamax/Fbta Kp值在的范圍內變化，為了減小載荷不均勻系數(shù)，便產生了所謂的均載機構。均載機構的合理設計，對能否充分發(fā)揮行星傳動的優(yōu)越性有這極其重要的意義。 均載機構分為基本構件浮動的均載機構、采用彈性元件的均載機構和杠桿聯(lián)動式均載機構。 在選用行星齒輪傳動的均載機構時，根據(jù)該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求。 （1） 均載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好的補償制造和裝配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數(shù)K值最小。 （2） 均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受的力較大，因此，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 （3） 在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。 （4） 均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動的傳動性能。 （5） 均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。 （6） 均載機構應具有一定的緩沖和減振性能，至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。 在本設計中采用了中心輪浮動的結構。太陽輪通過雙齒或單齒式聯(lián)軸器與高速軸相聯(lián)實現(xiàn)浮動（如圖 2-2 所示），前者既能使行星輪間載荷分布均衡，又能使嚙合齒面沿齒寛方向的載荷分布得到改善；而后者在使行星輪間載荷均衡過程，只能使太陽輪軸線偏斜，從而使載荷沿齒寛方向分布不均勻，降低了傳動承載能力。這種浮動方法，因為太陽輪重量小，浮動靈敏，結構簡單，易于制造，便于安裝，應用廣泛。 根據(jù)2K-H（A）型行星傳動的工作特點、傳遞扭矩的大小和轉速的高低等情況對其進行具體的結構設計。首先應該確定太陽輪a的結構，因為它的直徑d較小，所以輪a應該采用軸齒輪的結構。因為在該設計中采用了中心論浮動的結構因此它的軸與浮動齒輪聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套Ⅱ制成一體或連接(如圖2-3)。且按該行星傳動的扭矩初步估算輸入軸的直徑da，同時進行軸的結構設計。為了便于軸上零件的拆裝，通常將軸制成階梯形?？傊跐M足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造(詳見結構設計計算)。 a） b） 圖2-2齒輪聯(lián)軸器 內齒輪做成環(huán)形齒圈，在該設計中內齒輪是用鍵在圓周方向上實現(xiàn)固定的。 行星輪通過兩個軸承來支撐，由于軸承的安裝誤差和軸的變形等而引起的行星輪偏斜，則選用具有自動調心性能的球面滾子軸承是較為有效的。（但是只有在使用一個浮動基本構件的行星輪傳動中，行星輪才能選用上述自動調心軸承作為支撐。）行星輪心軸的軸向定位是通過螺釘固定在輸出軸上實現(xiàn)的。 行星架的結構選用了剛性比較好的雙側板整體式結構，與輸出軸法蘭聯(lián)接，為保證行星架與輸出軸的同軸度，行星架時應與輸出軸配做，并且用兩個對稱布置得銷定位。行星架靠近輸入軸的一端采用一個向心球軸承支撐在箱體上。 轉臂上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差fa可按公式（9-1）（見參考文獻[2]）計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距a=97.5mm，則 取 圖 2-3太陽輪 各行星輪軸孔的孔距相對偏差的1/2,即 在對所設計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算，驗算其轉配條件，且進行了結構設計之后，繪制該行星齒輪的傳動結構圖（即裝配圖），如下圖2-4 圖2-4行星減速箱結構圖 2.2.6減速器的潤滑和密封 （1）齒輪采用油池潤滑，常溫條件下潤滑油的粘度按表7-2-81選用（見參考文獻[11]）。 （2）軸承采用飛濺潤滑，但每當拆洗重裝時，應注入適量的（約占軸承空間體積1/3）鈣鈉基潤滑脂。 （3）減速器的密封，減速器的剖分面，陷入式端蓋四周和視孔蓋等處應涂以密封膠。 2.2.7 齒輪強度驗算 2.2.7.1校核其齒面接觸強度 （1）確定使用系數(shù)KA 查表6-7（見參考文獻[2]）得 KA=1.1(工作機中等沖擊，原動機輕微沖擊的情況下) （2）確定動載荷系數(shù)KV 取功率P=45KW,na=377.1r/min 已知d1=85mm,有公式（6-57）（見參考文獻[2]）得 計算動載荷系數(shù)kv由公式（6-58）（見參考文獻[2]）得 取傳動精度系數(shù)為7即c=6， B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248 所以kv=1.17. （3）齒向載荷分布系數(shù) 因為該2K-H行星齒輪傳動的內齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于1，所以。 （4）齒間載荷分配系數(shù) 查表6-9（見參考文獻[2]）得 （5）行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 查圖7-19（見參考文獻[2]）取 由公式7-12得（見參考文獻[2]）取 （6）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-9（見參考文獻[2]）得 （7）彈性系數(shù) 查表6-10（見參考文獻[2]）得 （8）重合度系數(shù) 已知a-c副 ,b-c副 所以 （9）螺旋角系數(shù) （10）試驗齒輪的接觸疲勞極限 查圖6-14（a）（見參考文獻[2]）得 （11）最小安全系數(shù) 查表6-11（見參考文獻[2]）得 （12）接觸強度計算的壽命系數(shù) a-c：用表6-13（見參考文獻[2]）得 查表6-12（見參考文獻[2]）得 c-b： 由表6-12（見參考文獻[2]）得 （13）潤滑油膜影響系數(shù) 查圖6-17（見參考文獻[2]）取 查圖6-18（見參考文獻[2]）取 查圖6-19（見參考文獻[2]）取; （14）齒面硬化系數(shù) 已知條件中給定硬度為45-56HRC,取=1.0； （15）尺寸系數(shù) 查表6-15（見參考文獻[2]）得=0.9997 a-c副：許用接觸應力 齒面接觸應力 ,a-c副滿足齒面接觸強度的要求。 c-b副：許用接觸應力 齒面接觸應力 ,c-b副滿足齒面接觸強度的要求。 2.2.7.2校核其齒跟彎曲強度 （1）彎曲強度計算中的切向力Ft，使用系數(shù)KA和動載荷系數(shù)KV與接觸強度計算相同，即; （2）齒向載荷分布系數(shù) =1; （3）齒間載荷分配系數(shù) 查表6-9（見參考文獻[2]）得 （4）齒形系數(shù) 查圖6-22（見參考文獻[2]）得 （5）應力修正系數(shù) 查圖6-23（見參考文獻[2]）得 （6）重合度系數(shù) 按公式（6-75）（見參考文獻[2]）計算，即 （7）螺旋角系數(shù) 查圖6-25（見參考文獻[2]）得 （8）齒輪的彎曲疲勞極限 查圖6-29（見參考文獻[2]）得 （9）彎曲強度計算的壽命系數(shù) 由公式(6-13) （見參考文獻[2]）得 由公式(6-16) （見參考文獻[2]）得 （10）彎曲強度計算的尺寸系數(shù) 由表6-17（見參考文獻[2]）得 （11）相對齒根圓敏感系數(shù) 由圖6-33（見參考文獻[2]）查得 （12）相對齒根表面狀況系數(shù) 由表6-18（見參考文獻[2]）得 （13）最小安全系數(shù) 由表6-11（見參考文獻[2]）查得 副 許用齒根應力 齒根應力 副滿足齒根彎曲強度的要求。 副 許用齒根應力 齒根應力 副滿足齒根彎曲強度的要求。 3．結構設計計算 3.1行星架的結構設計與計算 行星架是行星傳動中結構比較復雜而重要的構件。當行星架作為基本構件時，它是機構中承受外力矩最大的零件。因此行星架的結構設計和制造質量對行星輪間的載荷分配以及傳動裝置的承載能力、噪聲和振動等有重大影響。 3.1.1行星架的結構設計 行星架的常見結構形式有雙臂整體式、雙臂裝配式和單臂式三種。在制造工藝上又有鑄造、鍛造和焊接等不同形式。 雙臂整體式行星架結構剛性較好，采用鑄造和焊接方法可得到與成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。鑄造行星架常用于批量生產地中、小型行星減速器中，如用鍛造，則加工余量大，浪費材料和工時，不經濟。焊接行星架通常用于單件生產的大型行星傳動結構中。 該設計選用雙臂式整體行星架（軸與行星架法蘭連接），如圖3-1所示 圖3-1行星架 3.1.2行星架結構計算（見參考文獻[1]） 當兩側板不裝軸承時： 取 取 連接板的內圓半徑 取 行星架厚度 為內齒輪寬度（b=52mm） 行星架外徑 取 3.2齒輪聯(lián)軸器的結構設計與計算 齒輪聯(lián)軸器是用來聯(lián)接同軸線的兩軸，一同旋轉傳遞轉矩的剛性可移式機構，基本形式見圖3-2. 圖3-2齒輪聯(lián)軸器 1—外齒軸套 2—端蓋 3—內齒圈 齒輪聯(lián)軸器是漸開線齒輪應用的一個重要方面，一般由參數(shù)相同的內外齒輪副相互配合來傳遞轉矩，并能補償兩軸線間的徑向、軸線傾斜的角位移，允許正反轉。 沿分度圓（如圖3-3所示）位置剖切外齒，剖切面得齒廓為直線時，稱之為直齒聯(lián)軸器；齒廓為腰鼓形曲線時，稱之為鼓形齒聯(lián)軸器。齒輪聯(lián)軸器的內齒圈都用直齒。 鼓形齒聯(lián)軸器的主要特點： （1）外齒輪齒厚中間厚兩端薄，允許兩軸線有較大的角位移，一般設計為，特殊的設計在以上也能可靠地工作。 （2）能承受較大的轉矩和沖擊載荷，在相同的角位移時，比直齒聯(lián)軸器的承載能力高15％-20％，外形尺寸小。 （3）易于安裝調整。 A A A A 圖3-3 加工鼓形齒常用滾齒法和插齒法，用磨齒和剃齒法也可獲得一定得鼓形量。 齒輪聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套和太陽輪做成一體，直徑較小而承受轉矩較大情況下常取，并設計成鼓形齒。 已知 內齒圈寬度（見參考文獻[1]） 取 取 聯(lián)軸器外殼的壁厚為： 取 3.3軸的結構設計與計算 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結構主要取決于以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸的連接方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等等。 3.3.1輸入軸的結構設計與計算 （1）擬定軸上零件的裝配方案 擬定軸上的裝配方案是進行軸的結構設計的前提，它決定軸的基本形式。所謂裝配方案就是預定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關系。如圖2-4中的裝配方案是軸承、套筒、軸承、軸承端蓋依次從軸右端向左裝。 （2）軸上零件的定位 為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向和周向的相對運動，軸上零件出了游動或空轉的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。 1>軸上零件的軸向定位是以套筒、軸承端蓋和軸承蓋來保證的； 2>軸上零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。常用的周向定位的零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等。 (3）各軸段直徑和長度的確定 1>按扭矩計算軸徑 軸的材料選用40Gr,則查表15-3（見參考文獻[5]）得 計算軸的直徑： 有公式（15-2）（見參考文獻[5]）得 取 2>初步確定各軸段直徑和長度如圖3-4所示 圖3-4輸入軸 (4)軸上零件的選擇 1>軸承的選擇 2>鍵的選擇 （見參考文獻[7]表14-1）bxh=16x10，L=70mm 3.3.2輸出軸的設計計算 (1）擬定軸上零件的裝配方案 如圖2-4中的裝配方案是行星架、軸承和軸承蓋，依次從軸左端向右裝。 (2）軸上零件的定位 1>軸上零件的軸向定位是以定位軸肩、軸承端蓋和軸承蓋來保證的； 2>軸上零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。常用的周向定位的零件有鍵、和過盈配合等。 (3）各軸段直徑和長度的確定 1>按扭矩計算軸徑 選用的原動機為p=45kw，n=377.1， 根據(jù)公式（15-2）（見參考文獻[5]）得 取。 2>初步確定各軸段直徑和長度如圖3-5所示 (4）軸上零件的選擇 1>軸承的選擇 （見參考文獻[4]） 2>鍵的選擇 （見參考文獻[7]表14-1）bxh=25x14，L=50mm （a） （b） 圖3-5輸出軸 3.4鑄造箱體的結構設計計算（見參考文獻[1]） 鑄造機體的壁厚： 查表7.5（見參考文獻[1]）得 下列計算均按表7.5-16（見參考文獻[1]）算： 機體壁厚： 前機蓋壁厚： 后機蓋壁厚： 機蓋法蘭凸緣厚度： 加強肋厚度： 加強肋的斜度為2. 機體寬度： 機體機蓋緊固螺栓直徑： 軸承端蓋螺栓直徑： 底腳螺栓直徑： 機體底座凸緣厚度： 取 地腳螺栓孔的位置： 取 取 4.輸入軸的工藝設計 4.1零件的分析 4.1.1零件的圖樣分析 （1) 兩個的同軸度公差為0.025mm，兩個的圓柱面的圓跳動公差為0.025mm； （2）與兩個圓柱的同軸度公差為0.025mm，圓柱面的圓跳動公差為0.025mm； （3）齒頂圓圓跳動公差為0.022mm； （4）鍵槽的對稱度公差為0.015mm； （5）正火處理后硬度為179-229HBS； （6）材料為40Cr。 (a) (b) 圖4-1輸入軸 4.1.2零件的工藝分析 （1）圖樣中對鍵槽對稱度的檢查，可采用偏擺儀及量塊配合完成，也可采用專用對稱度檢具進行檢驗； （2）輸入軸各部同軸度的檢查，可采用偏擺儀和百分表結合進行檢查。 4.2工藝規(guī)程設計 4.2.1確定毛坯的制造形式 零件材料為40Cr，毛坯為鍛件。 4.2.2基面的選擇 基面的選擇是工藝規(guī)程設計中的重要工作之一。基面選擇的正確與合理可以使加工質量得到保證，生產率得以提高。否則，加工工藝中問題百出，更有甚者還會造成零件的大批報廢，使生產無法正常進行。 （1）粗基準的選擇原則 沒有經過切削加工的表面作為定位的基準，稱為粗基準，其原則是： 1)選與加工表面有較高相對位置要求的不加工表面作為粗基準。 2)粗基準的選擇必須使重要的加工表面有足夠且均勻的加工余量。 3)粗基準在同一尺寸方向上一般情況下只能使用一次。 (2) 精基準的選擇原則 選精基準主要應考慮減少定位誤差，保證加工精度要求和安裝方便準確其原則是： 1)基準重合原則 盡可能用設計基準或工序基準作為定位基準； 2)基準統(tǒng)一原則 一個零件的整個工藝過程中，出了個別工序外，盡量用同一的定位基準面，以便簡化夾具的設計和制造，有利于保證零件的相互位置精度； 3)自為基準原則 用加工表面本身作為定位基準； 4)互為基準原則 就是用有相互位置精度要求的表面分別作為精基準進行加工。 此外精基準的選擇還應使工件定位穩(wěn)定，加緊可靠。 4.3制定工藝路線 4.3.1工藝路線方案一 （1）鍛造 鍛造 （2）熱處理 正火 （3）車 裝夾工件左端，粗車右端面，留半精車余量0.5mm，鉆中心孔B2.5，粗車 外圓，均留半精加工余量2mm，粗車右端面見光為止。 （4）車 調頭裝夾工件，粗車左端面留半精車余量0.5mm，粗車孔至粗車至，粗車外圓見圓為止。 （5）車 夾工件右端，半精車左端面，保證尺寸50mm，半精車孔至圖樣尺寸，半精車至圖樣尺寸。 （6）插齒 以右端面定位，插m6內齒至圖樣要求。 （7）倒角 倒齒端圓角。 （8）鉗 修齒部毛刺。 （9）熱處理 齒部高頻淬火，硬度為50HRC。 （10）車 夾工件左端頂右端，精車右端各部至圖樣尺寸，孔口倒角1.5X45. （11）劃線 劃鍵槽線。 （12）銑 銑鍵槽。 （13）檢驗 按圖樣檢查各部尺寸精度。 （14）入庫 涂油入庫。 4.3.2工藝路線方案二 （1）鍛造 鍛造 （2）熱處理 正火 （3）車 裝夾工件左端，粗車右端面，留半精車余量0.5mm，鉆中心孔B2.5，粗車 外圓，均留半精加工余量2mm，粗車右端面見光為止。 （4）車 夾工件左端頂右端，精車右端各部至圖樣尺寸，孔口倒角1.5X45. （5） 車 調頭裝夾工件，粗車左端面留半精車余量0.5mm，粗車孔至， 粗車至，粗車外圓見圓為止。 （6）車 夾工件右端，半精車左端面，保證尺寸50mm，半精車孔至圖樣尺寸，半精車至圖樣尺寸。 （7）插齒 以右端面定位，插m6內齒至圖樣要求。 （8）倒角 倒齒端圓角。 （9）鉗 修齒部毛刺。 （10）熱處理 齒部高頻淬火，硬度為50HRC。 （11）劃線 劃鍵槽線。 （12）銑 銑鍵槽。 （13）檢驗 按圖樣檢查各部尺寸精度 （14）入庫 涂油入庫。 4.3.3工藝路線方案三 （1）鍛造 鍛造 （2）熱處理 正火 （3）車 裝夾工件左端，粗車右端面，留半精車余量0.5mm，鉆中心孔B2.5，粗車 外圓，均留半精加工余量2mm，粗車右端面見光為止。 （4） 車 調頭裝夾工件，粗車左端面留半精車余量0.5mm，粗車孔至,粗車至，粗車外圓見圓為止。 （5）車 夾工件右端，半精車左端面，保證尺寸50mm，半精車孔至圖樣尺寸，半精車至圖樣尺寸。 （6）插齒 以右端面定位，插m6內齒至圖樣要求。 （7）倒角 倒齒端圓角。 （8）熱處理 齒部高頻淬火，硬度為50HRC。 （9）劃線 劃鍵槽線。 （10）銑 銑鍵槽。 （11）車 夾工件左端頂右端，精車右端各部至圖樣尺寸，孔口倒角1.5X45. （12）鉗 修齒部毛刺。 （13）檢驗 按圖樣檢查各部尺寸精度 （14）入庫 涂油入庫。 相比較而言，方案三得工藝路線最好。方案一方案二中先加工好了工件右各部分在加工左端齒輪部分，工件右端各部的精度要求比較高，在加工好后在裝夾，表面精度就得不到保證，所以選擇方案一。 4.4機械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的確定 4.4.1機械加工余量的確定 （1）外圓的加工余量 查表1-20（見參考文獻[9]）得 粗車 2.0mm 半精車 1.0mm 精車 0.5mm （2）端面的加工余量 查表1-25（見參考文獻[9]）得 粗車 2.0mm 精車 1.0mm （3）孔的加工余量 查表1-25（見參考文獻[9]）得 粗車 2.0mm 精車 1.0mm （4）插齒的加工余量 插表17.4-20（見參考文獻[12]） 4.4.2毛坯尺寸的確定 如下圖所示： 圖4-1 4.5確定切削用量及基本工時 工序二 加工件左端，粗車右端面留半精車余量0.5mm，鉆中心孔B2.5，粗車工件右端外圓，留精加工余量2mm。 1、加工條件 工件材料：40Gr，HBS=179-229,鍛造，正火處理 機床： CA6140 2、切削用量 （1）粗車右端面 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留0.5mm做半精車余量，取粗車切削深度ap=1mm; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.6mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （2）粗車外圓 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留2.0mm做精車余量，取粗車切削深度ap=2mm，車兩刀; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.9mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書，取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （3）粗車外圓 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留2.0mm做精車余量，取粗車切削深度ap=2mm，車五刀; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.9mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （4）粗車外圓 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留1.0mm做精車余量，取粗車切削深度ap=2mm車三刀; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.9mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （5）粗車右端面 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留1.0mm做精車余量，取粗車切削深度ap=2mm，車一刀; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.9mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t 工序三 掉頭裝夾工件，粗車左端面留半精車余量0.5mm，粗車孔至，粗車至，粗車外圓見圓為止。 1、加工條件 加工條件同工序二。 2、切削用量 （1）粗車左端面 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留0.5mm做半精車余量，取粗車切削深度ap=1mm; 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.6-0.9mm/r 取f=0.6mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.5-1.83m/s 取V=1.5m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=5.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （2）粗車孔至 1）確定切削深度ap 由毛坯尺寸可知留3mm做半精車余量，取粗車切削深度ap=2mm，走兩刀； 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.4-0.7mm/r 取f=0.5mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=0.667-1.00m/s 取V=1.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=3.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t 工序四 夾工件右端，半精車左端面，保證尺寸50mm，半精車孔至圖樣尺寸，半精車至圖樣尺寸 1、加工條件 加工條件同工序二。 2、切削用量 （1）半精車左端面，保證尺寸50mm 1）確定切削深度ap ap=0.5mm 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.45-0.6mm/r 取f=0.5mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.667-2.17m/s 取V=2.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=4.5r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t 工序五 裝夾工件以右端面定位，插m6內齒至圖樣尺寸 1、 加工條件 工件材料同上 機床 插床Y5150（見參考文獻[12]） 工序六 倒齒端圓角 加工條件 CA6140 工序十 銑鍵槽 加工條件 X52K（見參考文獻[12]） 工序十一 裝夾工件左端頂右端，精車右端各部至圖樣尺寸，孔口倒角1.5X45.。 1、加工條件 加工條件同工序二。 2、切削用量 （1）精車工件右端面保證尺寸120 1）確定切削深度ap ap=0.5mm 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.45-0.6mm/r 取f=0.5mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.667-2.17m/s 取V=2.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=8.83r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （2）精車外圓保證尺寸 1）確定切削深度ap ap=1mm 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.2-0.3mm/r 取f=0.2mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.667-2.17m/s 取V=2.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=8.83r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （3）精車外圓保證尺寸 1）確定切削深度ap ap=1mm 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.2-0.3mm/r 取f=0.2mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.667-2.17m/s 取V=2.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=7.75r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t （4）半精加工 1）確定切削深度ap ap=1mm 2）確定進給量 查表11-1（見參考文獻[8]）得 f=0.2-0.3mm/r 取f=0.2mm/r; 3）確定切削速度v 查表11-5（見參考文獻[8]）得 v=1.667-2.17m/s 取V=2.0m/s 4）確定主軸轉速n 有公式（見參考文獻[8]） 根據(jù)機床說明書（見參考文獻[8]），取n=8.25r/s,此時切削速度為 5）計算基本工時t 總結與評價 由于行星齒輪類產品一系列獨特的優(yōu)點，行星傳動類產品的應用近些年來有逐步擴大之勢，更多的專業(yè)廠家也把研發(fā)的重點放在了行星傳動類產品上，由此也必將推動行星傳動類產品技術的提高和應用的進一步普及。隨著研發(fā)工作的深入和制造手段的加強，未來幾年我國行星傳動技術及產品的發(fā)展將會得到更大的進步。 行星傳動技術在我國的發(fā)展及應用目前尚處于發(fā)展階段，國內業(yè)界還有很長的路要走，但經過數(shù)十年發(fā)展而形成的具有一定競爭力的研發(fā)制造優(yōu)勢將是其獲取進一步發(fā)展的堅實保證，國內行星傳動技術及產品有能力步入國際同行業(yè)強者的行列。 參考文獻 [1].《齒輪手冊》委員會.齒輪手冊上冊.北京.機械工業(yè)出版社2000 [2].饒振綱.行星齒輪傳動設計.北京.化學工業(yè)出版社.2003.7 [3].廖念釗等.互換性與技術測量.北京.中國計量出版社.2007.6 [4].《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊.滾動軸承.北京.機械工業(yè)出版社.2007.3 [5].濮良貴、紀名剛主編.機械設計第八版.北京.高等教育出版社.2006.5 [6].馮開平、左宗義.畫法幾何與機械制圖.廣州.華南理工大學出版社.2001.9 [7].王昆.機械設計、機械設計基礎課程設計.北京.高等教育出版社.1996 [8].陳宏鈞等.典型零件機械加工生產實例.北京.機械工業(yè)出版社.2004.8 [9].孫本緒、熊萬武.機械加工余量手冊.北京.國防工業(yè)出版社.1999.11 [10].趙家齊.機械制造工藝學課程設計指導書.北京.機械工業(yè)出版社 [11].江耕華、胡來瑢、陳啟松主編.機械傳動設計手冊.煤炭工業(yè)出版社 [12].孟少農主編.機械加工工藝手冊.第2卷.機械工業(yè)出版社.1991.9 致謝 經過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)論文設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)論文，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在論文寫作過程中，得到了袁寧老師的親切關懷和耐心的指導。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，袁老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。除了敬佩袁寧老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。在此謹向袁老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 ????在論文即將完成之際，我的心情無法平靜，從開始進入課題到論文的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意! 36