行星减速箱设计

2K-H 行星减速箱设计摘要：在给定传动比、扭矩、模数及行星轮个数的条件下进行了行星减速器的总体方案设计、 常规设计计算、 输出轴的工艺流程设计及绘制总装图和部分零件图。行星减速器的总体方案设计选用太阳轮浮动的均载机构， 太阳轮通过单齿联轴器与高速轴联接实现浮动，这种浮动方法浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装。太阳轮与齿轮联轴器的外齿半联轴套做成一体， 内齿轮设计成内齿圈的结构，行星架选用刚性较好的双侧板整体式结构， 与输出轴法兰式联接， 行星架与输出轴通过两个对称布置得定位销保证同轴度。 齿轮联轴器选用鼓形齿齿轮联轴器，鼓形齿齿轮联轴器允许两轴线有较大角位移， 相对承载能力较强， 并且易于安装调整。减速器齿轮采用油池润滑，轴承采用飞溅润滑。根据总体设计方案和常规设计计算绘制总装配图以及太阳轮、 行星架、输入轴、输出轴的零件图。输入轴的工艺流程设计对输入轴进行工艺分析， 绘制零件图；确定毛坯的制造形式；制定零件的机械加工工艺路线并填写工艺过程卡和工序卡。关键词： 2K-H行星齿轮减速箱指导老师签名：2K-H planetary gear box designAbstract：In a given gear ratio, torque, modulus, and the number of planets roundunder 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-Hplanetary gearreducer boxSignature of Supervisor:目录1前言 -11.1 选题的依据及意义 -11.2国内外研究概况及发展趋势-12常规设计计算 - 32.1 已知条件2.2 设计计算- 3- 32.2.1选取行星轮传动的传动类型和传动简图- 32.2.2行星轮传动的配齿计算 -32.2.3初步计算齿轮的主要参数 -42.2.4装配条件的验算 -52.2.5传动效率的计算 -62.2.6减速器的润滑和密封 -102.2.7齿轮强度验算 -102.2.7.1校核其齿面接触强度 -102.2.7.2校核其齿跟弯曲强度 -133结构设计计算 -153.1行星架的结构设计与计算 -153.1.1行星架的结构设计 - -153.1.2行星架结构计算 -153.2齿轮联轴器的结构设计与计算 -163.3轴的结构设计与计算 -173.3.1输入轴的结构设计与计算 -173.3.2输出轴的设计计算 - -193.4铸造箱体的结构设计计算 -204输入轴的工艺设计 -224.1零件的分析 -224.1.1零件的图样分析 -224.1.2零件的工艺分析 -224.2工艺规程设计 -234.2.1确定毛坯的制造形式 -234.2.2基面的选择 -234.3制定工艺路线 -234.3.1工艺路线方案一 -234.3.2工艺路线方案二 -244.3.3工艺路线方案三 -254.4机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定-254.4.1机械加工余量的确定 -254.4.2毛坯尺寸确定 -264.5确定切削用量及基本工时 -26总结与评价 -34参考文献 -35致谢 -361、前言1.1选题的依据及意义行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、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；这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。 由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、 输出的同轴性以及合理地采用了内啮合， 才使得其具有了上述的许多独特的优点。 行星齿轮传动不仅适用于高速、 大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解， 以及其特殊的应用中； 这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。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、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。1.2国内外研究概况及发展趋势世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、 生产和研究都十分重视， 在结构优化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史， 很早就有了应用。 然而，自二十世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面， 还是在试制和应用实践方面， 均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近 20 年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术， 经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化， 与时俱进、开拓创新地努力奋进， 使得我国的行星传动技术有了迅速发展。 目前，我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的新型行星齿轮传动技术，并期待着能有更大的突破。据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下：（ 1） 标准化、多品种目前世界上已有 50多个渐开线行星齿轮传动系列设计，而且还演化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多种产品。（ 2）硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理。齿轮制造精度一般均在 6级以上。（ 3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮传动中已获得广泛的应用，其传动功率也越来越大。（ 4）大规格、大转矩，在中低速、重载传动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展 。减速器的代号包括：型号、级别、联接型式、规格代号、规格、传动比、装配型式、标准号。其标记符号如下：NNGW（N内啮合、 G公用齿轮、 W外啮合）型；A单级行星齿轮减速器，B两级行星齿轮减速器，C三级行星齿轮减速器；Z定轴圆柱齿轮， S螺旋锥齿轮， D底座联接， F法兰联接， L立式行星减速器。2、常规设计计算2.1已知条件毕业设计（论文）使用的原始资料（数据）及设计技术要求：给定传动比 i=4.64, 作用于太阳轮上扭矩M=1140N.M。设计太阳轮及行星轮材料均采用 20CrMnTi, 表面淬火硬度 HRC=45-56,齿寛 b=52mm,模数 m=5,行星轮数c=3。要求： 1、设计一行星减速箱，结构合理、紧凑;2 、输出轴的工艺流程设计；3 、要求画出总装图及部分主要零件图纸。2.2 设计计算选取行星轮传动的传动类型和传动简图根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比和工作特点可知2K-H 型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图 2-1 所示。、图中太阳轮 a 输入，行星架 x 输出，内齿圈 b 固定。bcx输入输出a图 2-1 行星传动的传动简图行星轮传动的配齿计算在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外， 还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的其他条件。在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种：（一）、计算法；（二）、查表法。下面采用计算法来确定各轮齿数：由公式3-28得pzbza=ip -1=4.46-1=3.46（见参考文献2）（一般p 取38，在满足i p 的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮a和行星轮c 的尺寸应尽可能地小。）由公式3-29 （见参考文献2）得zbpza(i p1)3.64za取 za =17 则 zb =3.64X17=61.88 ，圆整后取 zb =61。根据同心条件可以求得行星轮的齿数：由公式 3-30 （见参考文献 2 ）得 zczbza =22.44 ，圆整后取 zc 22 。2所以，行星轮传动的各轮齿数分别为za17， zb61， zc 22。初步计算齿轮的主要参数标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。已知： za17, zb61, zc22,20 , ha1, c0.25齿轮的几何尺寸计算如下： （见参考文献 2 ）装配条件的验算在确定行星齿轮传动的各轮齿数时， 除了满足给定的传动比外， 还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。（ 1）邻接条件 由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞， 这个约束称之为邻接条件。按公式（ 3-7 ）（见参考文献 2 ）验算其邻接条件，即即满足邻接条件。（ 2）同心条件对于 2K-H 型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等，称之为同心条件。按公式（ 3-8a ）（见参考文献 2 ）验算同心条件，即即满足同心条件。（ 3）安装条件在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备的齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。按公式（ 3-20 ）（见参考文献 2 ）验算安装条件，即zazbc （整数）n p已知即满足安装条件。传动效率的计算按照表 5-1 （见参考文献 2 ）或 5-2 （见参考文献 2 ）中所对应的效率计算公式计算：可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差，零件变形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷 Fbtamax 与平均载荷 Fbta 之比值 Kp 来表示载荷不均匀系数，即Kp=Fbtamax/F btaKp 值在 1 K p n p 的范围内变化， 为了减小载荷不均匀系数， 便产生了所谓的均载机构。均载机构的合理设计， 对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义。均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均载机构。在选用行星齿轮传动的均载机构时， 根据该机构的功用和工作情况， 应对其提出如下几点要求。（ 1） 均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数 K 值最小。（ 2） 均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。（ 3） 在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。（ 4） 均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。（ 5） 均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。（ 6） 均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。在本设计中采用了中心轮浮动的结构。 太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相联实现浮动 （如图 2-2 所示），前者既能使行星轮间载荷分布均衡， 又能使啮合齿面沿齿寛方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线偏斜， 从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀， 降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装，应用广泛。根据 2K-H（ A）型行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮a 的结构，因为它的直径d较小，所以轮 a 应该采用轴齿轮的结构。 因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮联轴器的外齿半联轴套制成一体或连接( 如图 2-3) 。且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直径 da， 同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的拆装， 通常将轴制成阶梯形。 总之在满足使用要求的情况下， 轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造 ( 详见结构设计计算 ) 。a）b）图 2-2 齿轮联轴器内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。行星轮通过两个轴承来支撑， 由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。 （但是只有在使用一个浮动基本构件的行星轮传动中， 行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑。）行星轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上实现的。行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰联接，为保证行星架与输出轴的同轴度， 行星架时应与输出轴配做， 并且用两个对称布置得销定位。行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 fa 可按公式（ 9-1 ）（见参考文献 2 ）计算。现已知啮合中心距 a=97.5mm，则f a83 a0.0368mm1000取 f a 36.8m图 2-3太阳轮各行星轮轴孔的孔距相对偏差1 的 1/2,即ex1 / 2 18 m在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其转配条件，且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图），如下图 2-4图 2-4 行星减速箱结构图减速器的润滑和密封（ 1）齿轮采用油池润滑， 常温条件下润滑油的粘度按表 7-2-81 选用（见参考文献 11 ）。（ 2）轴承采用飞溅润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的（约占轴承空间体积 1/3 ）钙钠基润滑脂。（ 3）减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。2.2.7齿轮强度验算校核其齿面接触强度（ 1）确定使用系数KA查表 6-7 （见参考文献 2 ）得KA=1.1( 工作机中等冲击，原动机轻微冲击的情况下)（ 2）确定动载荷系数 KV取功率 P=45KW,n=377.1r/minan xna377.1182.1r / minp 1 3.59na n x295r / min已知 d1=85mm,有公式（ 6-57 ）（见参考文献 2 ）得xd1 n1nxvm / s1.31m / s计算动载荷系数kv 由公式（ 6-58 ）（见参考文献 2 ）得BAk vXA200V取传动精度系数为7 即 c=6，B=025(7-5) 0.667=0.817A=50+56(1-B)=60.248所以 kv=1.17.（ 3）齿向载荷分布系数K H , K F因为该 2K-H 行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于1，所以 k hk f1。（ 4）齿间载荷分配系数K H , K F查表 6-9 （见参考文献 2 ）得KHKF1.1（ 5）行星轮间载荷分配不均匀系数K HP , K FP查图 7-19 （见参考文献 2 ）取K HP1.2由公式 7-12 得（见参考文献 2 ）取k FP11.5(1.21)1.3（ 6）节点区域系数 Z H查图 6-9 （见参考文献 2 ）得Z H2.05（ 7）弹性系数 Z E查表 6-10 （见参考文献 2 ）得Z E189.8N / mm2（ 8）重合度系数 Z已知 a-c 副1.56 ,b-c 副1.78所以 ( ac) Z40.93(cb) Z40.863（ 9）螺旋角系数 ZZcos1（ 10）试验齿轮的接触疲劳极限H lim查图 6-14 （a）（见参考文献 2 ）得2（ 11）最小安全系数 SH min, , SF min查表 6-11 （见参考文献 2 ）得SH min1.25, SH min1.6（ 12）接触强度计算的寿命系数 Z NTa-c ：用表 6-13 （见参考文献 2）得N L 160(na nx )npt2.5488 108查表 6-12 （见参考文献2）得Z NTI1210 60.01910.97()N L 1N L 2N L1/ unp1.099 10821060.01910.93ZNT2N L 2c-b ： uzb2.77zcNNL 260(nbn x ) n pt 7.093 107L1N L 2 u6.55 10 7n p由表 6-12 （见参考文献 2 ）得210 60.01910.89Z NT1N L120.019110 60.89ZNT2N L 2（ 13）润滑油膜影响系数 Z L , Z V , Z R查图 6-17 （见参考文献 2）取 ZL1;查图 6-18 （见参考文献 2）取 ZV0.94;查图 6-19 （见参考文献 2）取 ZR0.95 ;（ 14）齿面硬化系数 ZW已知条件中给定硬度为45-56HRC,取 ZW =1.0 ；（ 15）尺寸系数 Z X查表 6-15 （见参考文献 2 ）得 Z X =0.9997a-c 副：许用接触应力HP校核其齿跟弯曲强度（ 1）弯曲强度计算中的切向力相同，即 K A1.1, KV1.17;（ 2）齿向载荷分布系数KFFt ，使用系数KA 和动载荷系数KV与接触强度计算K F=1;（ 3）齿间载荷分配系数K F查表 6-9 （见参考文献 2 ）得K F1.1（ 4）齿形系数 YFa查图 6-22 （见参考文献 2 ）得YFa2.053（ 5）应力修正系数 YSa查图 6-23 （见参考文献 2 ）得YSa2.65（ 6）重合度系数 Y按公式（ 6-75 ）（见参考文献 2 ）计算，即ac Y0.250.750.73accb Y0.250.750.671.78（ 7）螺旋角系数 Y查图 6-25 （见参考文献 2 ）得Y 1（ 8）齿轮的弯曲疲劳极限F lim查图 6-29 （见参考文献 2）得F lim310Nmm2（ 9）弯曲强度计算的寿命系数YNT由公式 (6-13)（见参考文献 2）得( ac) N L12.5488 108 ; N L 2 1.099 108(cb) N L16.55 107 , NL27.093 107由公式 (6-16)（见参考文献 2）得(a c)YNT 1 (3 106)0.020.955N L1YNT 2( 310 6)N L 26(b c)YNT 1( 310)N L16YNT 2( 310)N L 20. 020. 020.020.90.8350.848（ 10）弯曲强度计算的尺寸系数YX由表 6-17 （见参考文献 2 ）得YX1.050.01m1（ 11）相对齿根圆敏感系数Y relT由图 6-33 （见参考文献 2 ）查得Y relT1（ 12）相对齿根表面状况系数YRrelT由表 6-18 （见参考文献 2 ）得YRrelT1.6740.529( RZ 1) 0.10.9863RZ 12 m（ 13）最小安全系数由表 6-11 （见参考文献 2 ）查得SF min1.6( a c) 副 许用齿根应力FPFPF lim YSaYNTY relT YRrelT YX2922.44SF min齿根应力FF 0FtYFa YSaY Y136.58bmn251.36FF0KAKVKF KF KFPF FP , (a c) 副满足齿根弯曲强度的要求。(bc) 副 许用齿根应力FPFPF lim YSaYNT Y relT YRrelT YX429.43SF min齿根应力FF 0FtYFa YSaY Y125.35bmn230.7FF0K AKV KF KFK FPFFP , (bc) 副满足齿根弯曲强度的要求。3结构设计计算3.1 行星架的结构设计与计算行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。因此行星架的结构设计和制造质量对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有重大影响。行星架的结构设计行星架的常见结构形式有双臂整体式、 双臂装配式和单臂式三种。 在制造工艺上又有铸造、锻造和焊接等不同形式。双臂整体式行星架结构刚性较好， 采用铸造和焊接方法可得到与成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。铸造行星架常用于批量生产地中、小型行星减速器中，如用锻造，则加工余量大，浪费材料和工时，不经济。焊接行星架通常用于单件生产的大型行星传动结构中。该设计选用双臂式整体行星架（轴与行星架法兰连接），如图 3-1 所示图 3-1 行星架3.1.2行星架结构计算 （见参考文献 1 ）当两侧板不装轴承时：c1(0.250.3)a(0.250.3)97.525取 c120mmc2(0.20.25) a(0.20.25)97.520取 c220mm连接板的内圆半径Rn / R0.850.5Rn(0.850.5)R70 .5120取 Rn103行星架厚度c 0.5b, b 为内齿轮宽度（ b=52mm）c0.55226mm行星架外径D2a 0.8dc (a97.5mm, dc110mm)D97.520.8110283mm取 D284mm3.2 齿轮联轴器的结构设计与计算齿轮联轴器是用来联接同轴线的两轴，一同旋转传递转矩的刚性可移式机构，基本形式见图3-2.图 3-2 齿轮联轴器1外齿轴套2端盖3内齿圈齿轮联轴器是渐开线齿轮应用的一个重要方面，一般由参数相同的内外齿轮副相互配合来传递转矩，并能补偿两轴线间的径向、轴线倾斜的角位移，允许正反转。沿分度圆（如图3-3 所示）位置剖切外齿，剖切面得齿廓为直线时，称之为直齿联轴器；齿廓为腰鼓形曲线时，称之为鼓形齿联轴器。齿轮联轴器的内齿圈都用直齿。鼓形齿联轴器的主要特点：（ 1）外齿轮齿厚中间厚两端薄，允许两轴线有较大的角位移，一般设计为1.5 ，特殊的设计在 3 以上也能可靠地工作。（ 2）能承受较大的转矩和冲击载荷，在相同的角位移时， 比直齿联轴器的承载能力高 15-20 ，外形尺寸小。（ 3）易于安装调整。AAAA图 3-3加工鼓形齿常用滚齿法和插齿法， 用磨齿和剃齿法也可获得一定得鼓形量。齿轮联轴器的外齿半联轴套和太阳轮做成一体，直径较小而承受转矩较大情况下常取 b1/ dg 0.20.3 ，并设计成鼓形齿。已知 dg106mm, m6内齿圈宽度 b2(1.15 1.25)b1（见参考文献 1 ）b1(0.20.3) dg21.231.6取 b120mmb2(1.15 1.25)b1 2325取 b225mm联轴器外壳的壁厚为：hg(0.050.1)dg 5.310.6取 hg10.5mm3.3 轴的结构设计与计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等等。输入轴的结构设计与计算（ 1）拟定轴上零件的装配方案拟定轴上的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定轴的基本形式。 所谓装配方案就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。如图2-4中的装配方案是轴承、套筒、轴承、轴承端盖依次从轴右端向左装。（ 2）轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向和周向的相对运动，轴上零件出了游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。1轴上零件的轴向定位是以套筒、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。(3 ）各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径轴的材料选用 40Gr, 则查表 15-3 （见参考文献 5 ）得T 45MPa, A0 110计算轴的直径：有公式（ 15-2 ）（见参考文献 5 ）得d9550000p95500003 P101.997 3 45330.2 T n0.2 Tn377.149.98mm取 d min70mm2初步确定各轴段直径和长度如图3-4 所示图 3-4 输入轴(4) 轴上零件的选择1轴承的选择2键的选择（见参考文献 7 表 14-1 ）bxh=16x10，L=70mm输出轴的设计计算(1 ）拟定轴上零件的装配方案如图 2-4 中的装配方案是行星架、轴承和轴承盖，依次从轴左端向右装。(2 ）轴上零件的定位1轴上零件的轴向定位是以定位轴肩、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、和过盈配合等。(3 ）各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径选用的原动机为 p=45kw，n=377.1 r / min ， i4.5882,0.98ncnr377.1r / min82.19 r / mini4.5882pp45kw0.98kwc44.1根据公式（ 15-2 ）（见参考文献 5 ）得dc9550000 pc9550000 441kw30.2 Tnc30.2 T82.9mm82.19r / min取 d c86mm。2初步确定各轴段直径和长度如图3-5 所示(4 ）轴上零件的选择1轴承的选择（见参考文献 4 ）2键的选择（见参考文献 7 表 14-1 ）bxh=25x14，L=50mm（ a）（ b）图 3-5 输出轴3.4 铸造箱体的结构设计计算（见参考文献 1 ）铸造机体的壁厚：3D B3310123k10001.0531000查表 7.5 （见参考文献 1）得10mm下列计算均按表7.5-16 （见参考文