资源描述
基于行星轮减速器传动装置设计
学 院： XXXXXXXXXXXXXXX
专 业： 机械设计制造及其自动化
班 级： 机 械 xxx
学 号： XXXXX
姓 名： XXXXX
指引教师： XXXXXXX
目录
一、设计选题 1
1.1应用背景 1
1.2题设条件 1
二、传动装置方案设计 2
2.1 选用行星齿轮传动机构 2
2.2 总体传动机构设计 3
三、传动装置总体设计 3
3.1 选取电动机 3
3.2传动系统传动比 5
3.3 传动系统各轴转速/功率/转矩 5
四、减速器传动零件设计 6
4.1 齿轮设计计算与校核 6
4.1.1 拟定各齿轮齿数 6
4.1.2 初算中心距和模数 7
4.1.3齿轮几何尺寸计算 9
4.1.4 齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核） 11
4.2 轴/轴承/联轴器/键设计计算与校核 16
4.2.1 行星轴设计（轴/轴承） 16
4.2.2 行星架构造设计 19
4.2.3 输入轴设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核） 20
4.2.4 输出轴设计（轴/轴承/联轴器/键选用及校核） 28
4.3 箱体设计及润滑密封选取 35
4.3.1 箱体设计 35
4.3.2 润滑密封选取 37
五、课程设计总结 37
六、重要参照文献 38
一、设计选题
1.1应用背景
近些年，随着国际工业水平不断提高以及国家对工业技术支持助力，越来越多工业机器取代了人力，各行各业从中获利；同步由于市场工艺方面需求，涌现了一批体积小，效率高新型机械产品。它们普通都是以小巧紧凑，平稳高效，以便快捷而深获各行各业青睐。这些机器其中就有某些是以行星轮作为其减速器重要构造。
当前市场上惯用减速器大多是普通齿轮减速器，普通都比较笨重粗糙，不太符合某些新兴行业紧凑高效快捷理念。而行星齿轮传动重要特点就是体积、质量小，构造紧凑，承载能力、传动效率高，传动比较大且运动平稳、抗冲击和振动能力较强。因此，设计出一款满足市场惯用机器行星轮减速器是很有市场前景。
故本次机械创新设计为一套基于行星轮减速器传动装置设计。
1.2题设条件
现取一款市场上惯用运送带工作机，其工作拉力F=10000N，运送带速度v=1.30m/s，卷筒直径D=205mm；依照这款运送机工作规定，设计出一套基于行星轮减速器传动装置。另规定该减速器可以持续工作；承受中档冲击。
二、传动装置方案设计
2.1 选用行星齿轮传动机构
最常用行星齿轮传动机构是NGW型行星传动机构。行星齿轮传动型式可按两种方式划分：按齿轮啮合方式不同有NGW、NW、NN、WW、NGWN和N等类型（N —内啮合，W—外啮合，G—内外啮合公用行星轮）。其中最惯用为NGW型。NGW型按基本构造构成状况不同有2Z-X、3Z、Z-X-V、Z-X等类型。其中2Z-X型以其构造简朴，制造以便，在机械传动中应用最广。2Z-X型为单级传动，效率高达0.97~0.99，故本次设计选用2Z-X型行星轮传动机构。
图（1）2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图
如上图所示，a为太阳轮，b为内齿轮，c为行星轮，x为转臂，II轴III轴可为输入输出轴。当II轴为输入轴时，机构整体为减速；当III轴为输入轴时，机构整体为加速。
2.2 总体传动机构设计
图（2）带式运送机传动装置
如图（2）所示，运送机总体传动装置由电动机、行星轮减速器、卷筒构成。电动机通过联轴器将转矩传递给行星齿轮减速器，行星齿轮减速器再将转矩经联轴器传递至工作机卷筒，使之带动运送带工作，完毕传动方案。
三、传动装置总体设计
3.1 选取电动机
按工作规定和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其构造为全封闭自扇冷式构造，电压为380V。
工作机有效功率，依照已知条件所给数据
F=10000N，。
则工作机有效功率有：
从电动机到工作机输送带之间总效率为
式中：，，，，分别为弹性联轴器效率，滚动轴承效率，行星轮传动机构效率，卷筒效率因此电动机输出功率为：
按资料查找2Z-X型行星轮传动比
工作机卷筒转速为
因此电动机转速可选范畴为
符合这一范畴同步转速有750r/min,1000r/min，1500r/min三种，
比较三种电机，选1000r/min电机时，总传动较小，传动装置构造尺寸小，在依照额定功率大小选取电机型号，故拟定电机型号为Y180L-6.其满载转速为970r/min,额定功率为15KW。
电动机
型号：Y180L-6 额定功率：15KW
同步转速：1000r/min 满载转速：970r/min
3.2传动系统传动比
总传动比=电机满载转速/工作机转速 即
3.3 传动系统各轴转速/功率/转矩
如图（1）2Z-X(A)行星齿轮传动机构简化图所标注：电动机轴为
轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，低速级轴为轴Ⅲ，卷筒轴为轴Ⅳ，则
各轴转速
各轴输入功率
各轴输入转矩
四、减速器传动零件设计
行星齿轮减速器构造特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过联轴器与高速轴联接，以实现传动。
传动零件设计计算，大体涉及：
齿轮设计计算与校核
(齿数/模数/中心距/齿轮材料/弯曲接触强度校核)
轴设计计算与校核
(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴 轴尺寸及强度校核)
轴承选型与寿命计算
键选取与强度计算
箱体设计
润滑与密封选取
4.1 齿轮设计计算与校核
4.1.1 拟定各齿轮齿数
据2Z-X(A)型行星传动传动比值和按其配齿计算（见《行星齿轮传动设计》公式（3-27）~公式（3-33））可求得内齿轮b和行星轮c齿数和。现考虑到行星齿轮传动外廓尺寸较小，故选取中心轮a齿数=17和行星轮=3.
依照内齿轮
对内齿轮齿数进行圆整，同步考虑到安装条件，取，此时实际p值与给定p值稍有变化，但是必要控制在其传动比误差范畴内。
实际传动比为
其传动比误差
由于外啮合采用角度变位传动，行星轮c齿数应按如下公式计算，即
再考虑到安装条件为 （整数）
故行星轮各齿数为
4.1.2 初算中心距和模数
（1）齿轮材料、热解决工艺及制造工艺选定
太阳轮材料为40Cr，调质解决，强度极限，屈服极限，齿面硬度为280HBS。由《行星齿轮传动设计》P166图6-13查得齿轮接触疲劳极限 图6-26查得齿轮弯曲疲劳极限
行星轮材料为40Cr，调质解决，强度极限，屈服极限，齿面硬度为240HBS。
行星轮齿形为渐开线直齿。最后加工为磨齿，精度为6级。
内齿圈材料为30CrMnSi，调质解决，强度极限1100MPa，屈服极限900MPa，表面硬度为320HBS。齿形终加工为插齿，精度7级。
（2）减速器名义输出转速
由 得
（3）载荷不均衡系数
查《行星齿轮传动设计》，取
（4）齿轮模数和中心距a （m=2.5，）
一方面计算太阳轮分度圆直径：
（mm）
式中：正号为外啮合，负号为内啮合；
——算式系数为768（直齿传动）；
——齿数比为
——使用系数为1.25；
——综合系数为2；
——太阳轮单个齿传递转矩。
其中 —高速级行星齿轮传动效率，取=0.99
—行星轮数量
—齿宽系数暂取=0.5
=1450Mpa
代入下式得：
模数 取模数 m=2.5
则
取中心距
由于装置状况是小齿轮作悬臂布置 故 取
计算齿轮齿宽
考虑不可避免安装误差，为了保证设计齿宽b和节约材料，普通将小齿轮略为加宽（5~10）mm；
普通会取小齿轮齿宽等于，大齿轮齿宽
这里由于内齿轮、太阳轮内外啮合公用行星轮。为了保证三者之间稳定性，选取取行星轮齿宽35mm，太阳轮、内齿轮齿宽30mm。
4.1.3齿轮几何尺寸计算
图（3）行星轮构造各齿轮副
对于单级2Z-X(A)型行星齿轮传动按公式进行几何尺寸计算，各齿轮副计算成果如下表：
各齿轮副几何尺寸计算成果 单位：mm
项目
计算公式
a-c齿轮副（外啮合）
b-c齿轮副（内啮合）
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、内齿轮、行星轮—，
顶隙系数：内齿轮、行星轮—；模数m=2.5
齿轮装配需满足4个条件：传动比条件/邻接条件/同心条件/安装条件
本文前面齿轮尺寸选用已经满足传动比条件/同心条件/安装条件
现验算其邻接条件：
已知行星轮c齿顶圆直径，和代入上式，则得 满足邻接条件
4.1.4 齿轮强度校核（受力分析/接触弯曲强度校核）
（1）行星轮构造受力分析
一方面进行行星齿轮传动受力分析，行星齿轮传动重要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。进行受力分析时，假设行星齿轮转动为等速旋转，各种行星轮受载均匀，且不考虑摩擦力及构件自重影响。即在输入转矩作用下各构件处在平衡状态。
图（4）行星轮构造受力分析
输入件所传递转矩TⅡ传递给太阳轮上，故可得太阳轮（小齿轮）转矩 ，式中np为行星轮个数。
对于直齿圆柱齿轮传动，
切向力
径向力
应力循环次数
式中：，为太阳轮相对于行星架转速。该减速器规定持续工作，每年按330天计算，每天按20小时计算，即。
（2）齿轮强度校核
在行星齿轮传动中，外啮合中心轮，如2Z-X(A)型传动中齿轮a（太阳轮），由于它处在输入轴上，且同步与几种行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条件较差，普通是行星传动中薄弱环节。故本节仅列出相啮合小齿轮(中心轮)强度计算过程，大齿轮(行星轮)计算办法相似，故略。
齿面接触强度校核：a-c传动强度校核
齿面接触应力：
式中：
齿根弯曲应力
齿根弯曲应力：
式中：
拟定强度计算公式中各种系数:
1）使用系数 由前面计算太阳轮分度圆直径时查知=1.25
2）动载荷系数
由小齿轮（中心轮）相对于转臂（行星架）节点线速度拟定，由《行星齿轮传动设计》公式6-57可求得
查图6-6，得=1.02
3）齿向载荷分布系数、
接触强度计算：
弯曲强度计算：
由《行星齿轮传动设计》P158查知，如果2Z-X(A)型和2Z-X(B)型行星齿轮传动内齿轮宽度与行星轮分度圆直径比值小与或等于1时，则取齿向载荷分布系数。
4）齿间载荷分布系数、
因，精度6级，硬齿面直齿轮，查《行星齿轮传动设计》表6-9，得
，
（由该书公式6-63得重叠度系数
5）节点区域系数按下式计算
式中：直齿轮，—端面节圆啮合角，—端面压力角
6）弹性系数
查《行星齿轮传动设计》表6-10，得 (钢-钢)
7）载荷作用齿顶时齿形系数
依照和，查《行星齿轮传动设计》图6-22得
8）载荷作用齿顶时应力修正系数
查《行星齿轮传动设计》图6-24得
9）螺旋角系数、
因直齿轮，，
10）齿数比
齿面接触应力：
齿根弯曲应力：
拟定许用接触应力各种系数:
1）寿命系数
因，查《行星齿轮传动设计》图6-16，得
2）润滑系数
取，(40℃时润滑油名义运动粘度)《机械设计》P234
并由 《行星齿轮传动设计》图6-17，得=1.12
3）速度系数
因，
查《行星齿轮传动设计》P170图6-18，得
4）粗糙度系数
取齿面，并由
查《行星齿轮传动设计》图6-19，得
5）工作硬化系数
因齿轮为硬齿面，且齿面
由《行星齿轮传动设计》图6-20，得
6）尺寸系数
查《行星齿轮传动设计》表6-15，得
接触强度安全系数
查《行星齿轮传动设计》表6-11，知可靠性高，符合设计规定。
拟定许用弯曲应力各种系数
1）寿命系数
因，查《行星齿轮传动设计》图6-31，得
2）尺寸系数
查《行星齿轮传动设计》表6-17，得
3）相对齿根圆角敏感系数 近似取
4）齿根表面状况系数
查《行星齿轮传动设计》表6-18，得
（齿根）
计算许用弯曲应力
弯曲强度安全系数
查《行星齿轮传动设计》表6-11，知可靠性高，符合设计规定。
故行星齿轮构造强度校核符合规定。
4.2 轴/轴承/联轴器/键设计计算与校核
(三个轴:行星轴/输入轴/输出轴)
4.2.1 行星轴设计（轴/轴承）
（1）初算轴最小直径
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中间。取行星轮与行星架之间间隙，齿宽b2=35，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中配合选为H7/h6时，就可以把它当作是具备跨距为双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因而，可以以为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（下图）。
图（4）行星轮轴载荷简图
危险截面（在跨度中间）内弯矩 《材料力学》
行星轮轴采用40Cr钢,调质，考虑到也许冲击振动，取安全系数;
则许用弯曲应力 ,
由材料力学中，弯曲应力强度条件：
|对于截面是直径为d圆形，则：
故行星轮轴直径
取
其实际尺寸将在选取轴承时最后拟定。
（2）选取行星轮轴轴承及寿命计算
在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上径向载荷
在相对运动中，轴承外圈转速
考虑到行星轮轴直径，以及安装在行星轮体内轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用深沟球轴承6404型，
其参数为
基本额定动载荷：
基本额定定载荷 （油浴）；
取载荷系数 ；（中档冲击1.2-1.8）
行星轴上所受径向力
当量动载荷
轴承寿命计算
依照设计规定，该减速器规定持续工作，每年按330天计算，每天按20小时计算，即。因此设计决定选用6404型轴承，并把行星轮轴直径增大到。
校核行星轮轮缘厚度与否不不大于许用值：
满足条件
行星轴：
行星轮轴直径d=20mm；
深沟球轴承6404型：
4.2.2 行星架构造设计
一种构造合理行星架应是外廓尺寸小，质量小，具备足够强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间载荷分布均匀，并且具备良好加工和装配工艺。基于以上规定，结合《行星齿轮传动设计》行星架构造特点，决定选用双侧板分开式行星架,材料选用20MnV。
图（5）行星架构造
图（5）所示行星架重要构造外形尺寸可按经验公式拟定：
行星架厚度
这里取 （a为中心距）
行星架外径 （dc为行星轮分度圆直径）
4.2.3 输入轴设计（轴/轴承/联轴器/键尺寸选用及校核）
（1）初算轴最小直径
初步估算轴最小直径，选用轴材料为40Cr钢，调质解决。依照下表查得。
轴惯用几种材料及值
轴材料
Q235-A、20
Q275、35
45
40Cr、35SiMn
15~25
20~35
25~45
35~55
149~126
135~112
126~103
112~97
查表取，得
输入轴最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大5%~7%。
故
其实际尺寸将在选取轴承时最后拟定。
（2）选取输入轴联轴器
依照传动装置工作条件拟选用LX型联轴器,计算转矩为：
式中：K为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运送机时K为1.2~1.5，取K=1.5。T为联轴器所传递名义转矩，
由计算转矩查表选用LX3型联轴器
其轴孔直径d为30~48mm，选取半联轴器孔径为40mm，半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,故最后拟定减速器高速外伸轴直径d=40mm；
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，外伸轴长度应当比L1=84mm略短某些，即取80mm。
（3）选取输入轴轴承及寿命计算
依照估算所得直径，轮彀宽及安装状况等条件，轴构造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6210型，其尺寸为，
轴承寿命计算 其参数为
（油浴）；
取载荷系数 ；（中档冲击1.2-1.8）
输入轴上所受径向力
当量动载荷
轴承寿命计算
故该对轴承满足寿命规定。
（4）输入轴上键选取及强度计算
平键连接传递转矩时，其重要失效形式是工作面被压溃。因而，普通只按工作面上挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接强度条件按下式计算
式中：－转矩，；
－轴颈，mm；
－键与轮毂键槽接触高度，，此处为键高度，
－键工作长度，mm,型键 ；其中为键长度，为键宽度；
－许用挤压应力，在这里键、轴、轮毂材料为钢，键取45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查有关资料
由前面计算知输入轴上转矩
由输入轴,选用型(圆头)键，其型号为
将数值，，
键连接处轴颈 =55mm代入上式得
故该键满足强度规定。
输入轴：
减速器高速外伸轴直径d=40mm；
LX3型联轴器：
孔径40mm，长度L=112mm，毂孔长度L1=84mm；
深沟球轴承6210型：
型键：
（5）输入轴构造设计：
依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
轴段
轴径/mm
轴长/mm
A-B
40
80
B-I
50
50
I-C
46
2
C-D
50
20
D-E
48
46
E-F
50
20
F-G
58
12
G-H
46
35
H-M
34
40
M-N
42.5
30
减速器高速外伸轴直径d=40mm，即A-B轴段直径为40mm
为了满足联轴器轴向定位规定，A-B轴段右端需制出一轴肩，故取B-C段直径为50mm（定位轴肩直径相差7-8mm，齿轮处相差10-12mm，非定位轴肩直径相差2-4mm。这里为了配合箱体尺寸，选用轴肩直径差10mm），半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，外伸轴长度应当比L1=84mm略短某些，即取A-B长度 。
轴承端盖总宽度为20mm，依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油规定，取端盖外端面与联轴器右端面间距离为,故取。
由于选取轴承是深沟球轴承，可用双支点各单向固定支承。
依照所选深沟球轴承6210型，故可得。
G-F轴段对E-F段安装轴承起轴肩定位功能，故取轴径58mm。
M-N段轴径及轴长是太阳轮直径及轮宽。别的各段轴径及轴长按照与箱体装配之间距离及与已拟定轴径关系可拟定。
（6）输入轴上太阳轮啮合特性：
由前文齿轮齿数、模数、压力角、精度级别等查《互换性与测量技术基本》可得下表中。
齿轮啮合特性数值
参数名称
代号
数值/mm
齿距合计总偏差
0.021
单个齿距极限偏差
±0.0075
齿廓合计总偏差
0.010
螺旋线总偏差
0.011
公法线长度
计算公法线长度极限偏差
①由中心距计算最小法向侧隙
②计算齿轮箱体制造、安装误差引起侧隙减少量
③计算齿厚上偏差
④计算齿厚公差
⑤计算齿厚下偏差
⑥计算跨齿数
进一取整，取k=3
⑦公法线上下偏差
⑧计算公法线长度
（7）输入轴载荷分析：
以图上所标力方向为正方向，
求水平面支反力
解得（负号表达方向与图上相反）
求垂直面支反力
解得（负号表达方向与图上相反）
危险截面B处参数值
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
（8）输入轴强度校核：
按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核时，普通只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面B）强度。依照上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力
前面选轴材料为40Cr钢，调质解决，由《机械设计》课本表15-1查得。因而，故安全。
4.2.4 输出轴设计（轴/轴承/联轴器/键尺寸选用及校核）
（1）初算轴最小直径
在三个行星轮均布条件下，轮齿啮合中作用于中心轮上力是互相平衡，在输出轴轴端安装联轴器时，则输出轴运转时只承受转矩。输出轴选用40Cr钢，其许用剪切应力取，即求出输出轴伸出端直径
同理，查表取=100，得
考虑联轴器端有键槽,轴颈应当增大4%~5%，
故
（2）选取输出轴联轴器
依照传动装置工作条件拟选用
计算转矩为：
式中：K为工况系数，查机械设计教材得工作机为带式运送机时K为1.2~1.5，取K=1.5。T为联轴器所传递名义转矩，
由计算转矩查表选用LX4联轴器
其轴孔直径d为40~63mm，可满足电动机轴径规定。
选取半联轴器孔径为50mm，半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,故最后拟定减速器高速外伸轴直径d=50mm；外伸轴长度取84mm。
最后拟定减速器低速外伸轴直径d=50mm。
（3）选取输出轴轴承及寿命计算
由于输出轴轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置自重），所示轴承尺寸应由构造规定来拟定。
减速器低速外伸轴直径d=50mm。
由于构造特点，输出轴轴承须兼作行星架轴承。为了太阳轮安装以便，使太阳轮能通过行星架轮毂中孔，故轮毂孔直径应不不大于太阳轮齿顶圆直径。
故按构造规定选用单列深沟球轴承6216型，其尺寸为
轴承寿命计算 其参数为
（油浴）；
由于输入轴轴承选用6210型，满足寿命规定，输出轴轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出行星架装置自重），故输出轴轴承选用6216型，应当满足寿命规定。
（4）输出轴上键选取及强度计算
普通平键连接强度条件按下式计算
同输入轴上键选取办法知输出轴上转矩
由,选用型(圆头)键，其型号为
将数值，，－许用挤压应力，在这里键、轴、轮毂材料为钢，键取45钢。其许用挤压应力值按轻微冲击算查有关资料
这里取较大值
键连接处轴颈 =50mm代入上式得
故该键强度不够，采用双键。两个平键沿周向相隔180°
考虑两个键上载荷分派不均匀性，在强度校核中只按1.5个键计算。即双键工作长度
故该双键满足强度规定。
输出轴：
减速器低速外伸轴直径d=50mm；
LX4型联轴器：
孔径50mm，长度L=112mm，毂孔长度L1=84mm；
深沟球轴承6216型：
型双键：
（5）输出轴构造设计：
依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
轴段
轴径/mm
轴长/mm
A-B
50
84
B-C
65
49
C-D
80
4
D-E
76
2
E-F
80
26
F-G
76
54
G-H
80
26
H-M
90
12
M-N
164
13
N-P
70
26
减速器低速外伸轴直径d=50mm，即A-B轴段直径为50mm。
为了满足联轴器轴向定位规定，A-B轴段右端需制出一轴肩，故取B-C段直径为65mm，半联轴器与轴配合毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，外伸轴长度应当比L1=84mm略短某些，但是考虑到键尺寸，最后取A-B长度为84mm。
轴承端盖总宽度为20mm，依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑油规定，取端盖外端面与联轴器右端面间距离为29mm ,故取B-C长度为49mm。
由于选取轴承是深沟球轴承，可用双支点各单向固定支承。
依照所选深沟球轴承6216型，故可得E-F和G-H长度为26mm，轴径为80mm。
M-N段轴是用来轴向定位行星架，因此轴径不不大于太阳轮到行星轮中心距，故取M-N段轴径为164mm，N-P段轴是支承行星架，故取N-P段轴径为70mm，轴长为26mm。
别的各段轴径及轴长按照与箱体装配之间距离及与已拟定轴径关系可拟定。
（6）输出轴载荷分析：
对于减速器输出轴所受转矩：
（7）输出轴强度校核：
由输出轴构造设计知，轴径最小某些为外伸端接工作机那段。轴径，故可得抗弯截面系数：
故可得截面上扭转切应力
轴材料为40Cr钢，调质解决。由《机械设计》课本表15-1查得。因而，故安全。
4.3 箱体设计及润滑密封选取
4.3.1 箱体设计
按照行星传动安装形式不同，可将机体分为卧式、立式和法兰式。按照构造不同，又可将机体分为整体式和剖分式。
依照2Z-X(A)型行星传动特点，选用卧式整体式机体。其特点是构造简朴、紧凑，可以有效地吸取振动和噪声，还具备良好耐腐蚀性。机体材料选取HT200。
锻造机体壁厚可查《行星齿轮传动设计》表9-4，由尺寸系数查出壁厚。尺寸系数，（D是机体内壁直径，由于齿圈齿根圆直径为293.75mm，故取D为320mm计算。机体宽度B计算公式，可得，B=140mm）参照表9-4可得，机体厚度，这里取锻造机体壁厚。
图（6）箱体构造
箱体参数表
名称
代号
数值（mm）
机体壁厚
10
前机盖壁厚
8
后机盖壁厚
10
加强筋厚度
10
加强筋斜度
机体和机盖法兰凸缘厚度
12.5
机体宽度
140
机体内壁直径
320
机体机盖紧固螺栓直径
10
轴承端盖螺栓直径
8
地脚螺栓直径
25
机体底座凸缘厚度
30
地脚螺栓孔位置
38
33
散热片尺寸参数拟定：
由于行星齿轮传动具备质量小、体积小等长处。但其散热面积也相应较小。为了增大散热面积，应在机体外表面制作出某些散热片。散热片尺寸参照下图及公式。
图（7）散热片构造
，这里取；
；；
；。
4.3.2 润滑密封选取
行星轮减速器齿轮圆周速度不大于12m/s，故采用浸油润滑；为了防止外物浸入及封油，选取滚动轴承密封装置为唇形密封圈。唇形密封圈尺寸可按照轴径大小查阅《机械设计课程设计》得知。
五、课程设计总结
历时18天课程设计对自己既是一种检测又是一场洗礼。
创新设计最开始面临就是选题，刚开始两天大量查阅各种资料，最后选取了基于行星轮减速器传动装置设计。拟定命题后，开始专攻行星轮减速器构造原理，工作状况等，网上查找了几本关于行星齿轮设计资料书。行星齿轮设计与普通齿轮设计类似，但是又有些不同，行星齿轮构造较普通齿轮多一种啮合传动，这样某些普通齿轮应用公式对其就不大适当，故此咱们按照行星齿轮设计书籍自己查习行星齿轮设计办法，一步一步地相应资料开始计算。计算过程中经常发现之前计算浮现问题，数据对不上等某些令人暴躁bug，这时，不得不回过头来“重游行星大地”。因此创新设计成果也许并不高品位，但过程绝对够你回味。
选题计算大体完毕，开始马不断蹄地画图，画图也是个无限循环过程。一遍一遍地返工修改，让人身心锤炼，到初始完毕第一幅草图时候，就开始有些成就感啦，背面零件图尺寸标注，行为公差等都是熟悉内容，做起来就比较轻松点。看着打印出来成图，回味过去18个日夜，感觉一切都是那么充实，那么值得！
不经历苦练、烦躁、总返工课程设计，就体会不到作为一种机械人真正生活。
最后，感谢程教师、曾教师、阚教师对作者倾力指引与支持，感谢设计组小伙伴们始终以来团结友爱、协作互助。淳淳师生情，浓浓同窗爱是作者本次课程设计中收获另一份幸福。
六、重要参照文献
[1] 濮良贵.机械设计.高等教诲出版社，.5
[2] 王慧，吕宏.机械设计课程设计.北京大学出版社，.5
[3] 饶振纲.行星齿轮传动设计.化学工业出版社.
[4] 侯洪生.机械工程图学.科学出版社，
[5] 孙恒.机械原理.高等教诲出版社，.5
[6] 孙学强. 机械制造基本.机械工业出版社，.2
[7] 刘鸿文.材料力学.高等教诲出版社，.1
[8] 王伯平.互换性与测量技术基本.机械工业出版社，.9
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