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北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）任务书北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）任务书姓名谢恒聪学号11130306专业机械工程设计（论文）题目行星齿轮减速器的设计题目性质设计；论文题目来源教学；科研；生产；其他指导教师职称工作单位备注董衍善博士中科院大学特聘教授 毕业设计(论文)的内容和要求：试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 750kW，输入转速 1200rpm，传动比为 35.5,允许传动比偏差最大为 0.1,每天工作 16 小时，设计寿命为 2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和 传动效率高。要求：1.通过分析计算确定行星齿轮减速器的主要结构参数；2.绘制行星齿轮减速器的 CAD 工程装配图；3.绘制行星齿轮减速器主要齿轮的 CAD 工程零件图；4.对主要传动齿轮进行强度分析和校核。毕业设计(论文)主要参考资料：1中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准化管理委员会JB/T7681-2006ZJ 系列行星齿轮减速器北京：机械工业出版社，20062江渡，陈世刚，马铁强基于 Pro/E 的行星齿轮减速器三维参数化 CAD 系统机械设计，2006.23张展，张弘松，张晓维行星差动传动装置北京：机械工业出版社，2009.1毕业设计(论文)应完成的工作：1 完成毕业设计说明书，设计说明书包含毕业设计内容的全部内容和要求；2 完成行星齿轮减速器传动齿轮结构设计和分析计算；3 完成行星齿轮减速器的 CAD 工程装配图绘制；4 完成绘制行星齿轮减速器主要齿轮的 CAD 工程零件图绘制，并手工绘制一张 A3大小的零件图；5完成对主要传动齿轮的强度分析和校核。进度安排：指导教师签字：日期：年月日系意见：签字：系（盖章）日期：年月日注：表中所填内容采用 5 号字，中文采用宋体、英文采用 Times New Roman 字体，表中段落采用 1.5 倍行距，首行缩进 2 个字符。每一页的外框四周均采用双线条，当底部出现单线条时，应该修正为双线条。北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）任务书姓名谢恒聪学号11130306专业机械工程设计（论文）题目行星齿轮减速器的设计题目性质设计；论文题目来源教学；科研；生产；其他指导教师职称工作单位备注董衍善博士中科院大学特聘教授 毕业设计(论文)的内容和要求：试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 750kW，输入转速1200rpm，传动比为35.5,允许传动比偏差最大为0.1,每天工作16小时，设计寿命为2年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和 传动效率高。要求：通过分析计算确定行星齿轮减速器的主要结构参数；绘制行星齿轮减速器的CAD工程装配图；绘制行星齿轮减速器主要齿轮的CAD工程零件图；对主要传动齿轮进行强度分析和校核。毕业设计(论文)主要参考资料：中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局，中国国家标准化管理委员会JB/T7681-2006ZJ系列行星齿轮减速器北京：机械工业出版社，2006江渡，陈世刚，马铁强基于Pro/E的行星齿轮减速器三维参数化CAD系统机械设计，2006.2张展，张弘松，张晓维行星差动传动装置北京：机械工业出版社，2009.1毕业设计(论文)应完成的工作：完成毕业设计说明书，设计说明书包含毕业设计内容的全部内容和要求；完成行星齿轮减速器传动齿轮结构设计和分析计算；完成行星齿轮减速器的CAD工程装配图绘制；完成绘制行星齿轮减速器主要齿轮的CAD工程零件图绘制，并手工绘制一张A3大小的零件图；完成对主要传动齿轮的强度分析和校核。进度安排：指导教师签字：日期：年月日系意见：签字：系（盖章）日期：年月日注：表中所填内容采用5号字，中文采用宋体、英文采用Times New Roman字体，表中段落采用1.5倍行距，首行缩进2个字符。每一页的外框四周均采用双线条，当底部出现单线条时，应该修正为双线条。毕毕业业设设计计 ( (论论文文 ) ) 行星齿轮减速器的设计学学 号：号：11130306姓姓 名：名：谢恒聪专专 业：业：机械工程系系 别：别：指导教师：指导教师：董衍善教授二二一五年六月一五年六月i摘摘 要要本文完成了对行星齿轮减速器的结构设计。该减速器具有较小的传动比，而且，它具有结构紧凑、传动效率高、外廓尺寸小和重量轻、承载能力大、运动平稳、抗冲击和震动的能力较强、噪声低的特点。首先简要介绍了课题的背景以及齿轮减速器的研究现状和发展趋势，然后比较了各种传动结构，从而确定了传动的基本类型。论文主体部分是对传动机构主要构件包括太阳轮、行星轮、内齿圈及转臂的设计计算，通过所给的输入功率、传动比、输入转速以及工况系数确定齿轮减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和主要零部件的强度校核计算。最后对整个设计过程进行了总结，基本上完成了对该减速器的整体结构设计。关键词：行星齿轮；传动机构；结构设计；校核计算iiABSTRACTThis paper completed the structural design of the planetary gear reducer. The reducer has a smaller gear ratio, and it has a compact, high transmission efficiency, small size and light weight profile, large carrying capacity, smooth movement, a strong ability to shock and vibration, low noise characteristics. Briefly introduces the background and current situation and development trend of research topics gear reducer, and then compare the various transmission structure, which determines the basic types of transmission. The main part of the paper is the main member of the transmission mechanism including a sun gear, planetary gear, the ring gear and the planet carrier is designed to calculate, by means of a given input power, the transmission ratio, the input rotation speed and the operating conditions to determine the approximate coefficients after the configuration of the gear reducer its strength check calculation carried out to calculate the overall structure and design of the major components. Finally, a summary of the entire design process, basically completed the overall structural design of the reducer. KEYWORDS：Planetary gear; transmission mechanism; Structural design; Checking calculationiii目目 录录摘摘 要要.iABSTRACT.ii目目 录录.iii1 绪论.11.1 研究背景及意义.11.2 行星齿轮减速器研究现状.11.3 行星齿轮减速器发展趋势.21.4 论文的基本内容.22 总体方案设计.32.1 设计要求.32.2 总体方案选择.32.2.1 行星机构的类型及特点.32.2.2 确定行星齿轮传动类型.53 齿轮的设计计算.63.1 配齿计算.63.2 初步计算齿轮的主要参数.73.2.1 计算高速级齿轮的模数 m.73.2.2 计算低速级的齿轮模数 m.73.3 啮合参数计算.83.3.1 高速级.83.3.2 低速级.83.3.3 高速级变位系数.93.3.4 低速级变位系数.93.4 几何尺寸的计算.93.4.1 高速级.93.4.2 低速级：.103.4.3 插齿刀齿根圆直径的计算.103.5 装配条件的验算.113.5.1 邻接条件.113.5.2 同心条件.11iv3.5.3 安装条件.123.6 传动效率的计算.123.6.1 高速级啮合损失系数的确定.121x3.6.2 低速级啮合损失系数的确定.132x3.7 齿轮强度的验算.143.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核.143.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核.163.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核.183.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核.183.7.5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核.203.7.6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核.224 轴的设计计算.234.1 行星轴设计.234.1.1 初算轴的最小直径.234.1.2 选择行星轮轴轴承.244.2 转轴的设计.254.2.1 输入轴设计.254.2.2 输出轴设计.265 转臂、箱体及附件的设计.285.1 转臂的设计.285.1.1 转臂结构方案.285.1.2 转臂制造精度.295.2 箱体的设计.315.3 其他附件的选用.335.3.1 标准件及附件的选用.335.3.2 密封和润滑.33结论结论.34致致 谢谢.35参考文献参考文献.36附录附录 一一.37附录附录 二二.38北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）11绪论绪论1.1 研究背景及意义研究背景及意义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 20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 多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达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的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展1。本课题通过对行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对涉及结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。通过本设计，要能弄懂该减速器的传动原理，达到对所学知识的复习与巩固，从而在以后的工作中能解决类似的问题。1.2 行星齿轮减速器研究现状行星齿轮减速器研究现状我国的低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐步发展起来。除了摸索掌握制造技术外，在 20 世纪 80 年代末至 90年代初推广硬齿面技术过程中，我们还作了解决“断轴” 、 “选用”等一系列有意义的工作。（1）渐开线行星齿轮效率的研究行星齿轮传动的效率作为评价器传动性能优劣的重要指标之一，国内外有许多学者对此进行了系统的研究。现在，计算行星齿轮传动效率的方法很多，国内外学者提出了许多有关行星齿轮传动效率的计算方法，在设计计算中，较常用的计算方有 3 种：啮合功率法、力偏移法、和传动比法（克莱依涅斯法） ，其中以啮合功率法的用途最为广泛，此方法用来计算普通的 2K2H 和 3K 型行星齿轮的效率十分方便。北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）2（2）渐开线行星齿轮均载分析的研究现状行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力大等优点。这些都是由于在其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮来分担载荷，形成功率流，并合理的采用了内啮合传动，从而使其具备了上述的许多优点。为了更好的发挥行星齿轮的优越性，均载的问题就成了一个十分重要的课题。在结构方面，起初人们只努力地提高齿轮的加工精度，从而使得行星齿轮的制造和装配变得比较困难。后来通过时间采取了对行星齿轮的基本构件径向不加限制的专门措施和其它可自动调位的方法。1.3 行星齿轮减速器发展趋势行星齿轮减速器发展趋势随着我国市场经济的推进， “九五”期间，齿轮行业的专业化生产水平有了明显提高，如一汽、二汽等大型企业集团的齿轮变速箱厂、车轿厂，通过企业改组、改制，改为相对独立的专业厂，参与市场竞争；随着军工转民用，农机齿轮企业转加工非农用齿轮产品，调整了企业产品结构；私有企业的堀起，中外合资企业的涌现，齿轮行业的整体结构得到优化，行业实力增强，技术进步加快。当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此，开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。1.4 论文的基本内容论文的基本内容（1）选择传动方案。传动方案的确定包括传动比的确定和传动类型的确定。（2）设计计算及校核。传动结构的设计计算，都大致包括：选择传动方案、传动零件齿轮的设计计算与校核、轴的设计计算与校核、轴承的选型与寿命计算、键的选择与强度计算、箱体的设计、润滑与密封的选择等。在对行星齿轮减速器的结构进行深入分析的基础上，依据给定的减速器设计的主要参数，通过 CAD 绘图软件建立行星齿轮减速器各零件的二维平面图，绘北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）3制出减速器的总装图对其进行分析。北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）42总体方案设计总体方案设计2.1 设计要求设计要求试为某机械装置设计一个行星齿轮减速器，已知该行星齿轮减速器的要求输入功率为 750kW，输入转速 1200rpm，传动比为 35.5,允许传动比偏差最大为 0.1,每天工作 16 小时，设计寿命为 2 年；且要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小和 传动效率高。2.2 总体方案选择总体方案选择2.2.1 行星机构的类型及特点行星机构的类型及特点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。行星齿轮传动的主要特点如下：（1）体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的（即在承受相同的载荷条件下） 。5121（2）传动效率高。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达 0.970，99。（3）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而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。（4）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，均匀地分布于中心轮的周围，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。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。行星齿轮传动最显著的特点是：在传递动力时它可进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输入轴与输出轴均设置在同一主轴线上。所以，北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）5行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统的中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要变速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用，表 2-1 列出了常用行星齿轮传动的型式及特点：表 2-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点性能参数传动形式简图传动比效率最大功率/kW特点NGW（2Z-X负号机构）=1.1BAXi313.7推荐2.89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）=15BAXi0 推荐7210.970.99不限效率高，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BAXi不宜采用NN（2Z-X 负号机构）推荐值：=83BXEi0效率较低，一般为0.70.840传动比打，效率较低，适用于短期工作传动。当转臂 X 从动时，传动比| |大i于某一值后，机构将发生自锁WW（2Z-X 负号机构）=1.2BXAi数千|=1.2BXAi5 时，效率可达0.90.7，5 以后.i随| |增加i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。当转臂 X从动时，| |从某一数值起i会发生自锁。常用作差速器；其传动比取值为=1.83，最佳值为 2，XABi此时效率可达 0.9北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）6NGW（）型（3Z）小功率传动BAEi500；推荐：=20BAEi1000.80.9 随增加BAEi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i自锁NGWN（）型（3Z）=60BAEi500 推荐：=64BAEi3000.70.84随增bAEi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2.2.2 确定行星齿轮传动类型确定行星齿轮传动类型根据上述设计要求可知，该行星齿轮减速器传递功率高、传动比较大、工作环境恶劣等特点。故采用双级行星齿轮传动。2X-A 型结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动。选用由两个 2X-A 型行星齿轮传动串联而成的双级行星齿轮减速器较为合理，名义传动比可分为,进行传动。17.1pi25pi传动简图如图 2-1 所示：图 2-1 传动方案简图北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）73齿轮的设计计算齿轮的设计计算3.1 配齿计算配齿计算根据 2X-A 型行星齿轮传动比的值和按其配齿计算公式，可得第一级传pi动的内齿轮,行星齿轮的齿数。现考虑到该行星齿轮传动的外廓尺寸，故选1b1c取第一级中心齿轮数为 17 和行星齿轮数为。根据内齿轮1a3pn1111bapizz 17.1 1 17103.7103bz对内齿轮齿数进行圆整后，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范围内。实际传动比为 7.0588i111zazb其传动比误差5iipiip7.1 7.05887.1根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为 111243cbazzz所求得的适用于非变位或高度变位的行星齿轮传动。再考虑到其安装条1ZC件为： C 40 112zazb整数第二级传动比为 5，选择中心齿轮数为 23 和行星齿轮数目为 3，根据内2pi齿轮 zb1,92 再考虑到其安装条件，选择1 11ipza1zb5 1 23的齿数为 911zb根据同心条件可求得行星齿轮 c1 的齿数为2341zc1zb1za北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）8实际传动比为 4.957i111zazb其传动比误差 8iipiip3.2 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心齿轮 A1 和中心齿轮 A2，以及行星齿轮 C1和 C2 均采用 20CrMnTi,这种材料适合高速，中载、承受冲击和耐磨的齿轮及齿面较宽的齿轮,故且满足需要。齿面硬度为 58-62HRC，根据图二可知，取=1400,=340,中心齿轮加工精度为六级，高速级与低limH2N mmlimF2N mm速级的内齿轮均采用 42CrMo,这种材料经过正火和调质处理，以获得相当的强度和硬度等力学性能。调质硬度为 217-259HRC，根据图三可知，取=780limH,=420轮 B1 和 B2 的加工精度为 7 级。2N mmlimF2N mm3.2.1 计算高速级齿轮的模数计算高速级齿轮的模数 m按弯曲强度的初算公式，为1132lim1AFPFFaT K KKYmdFz现已知17,=3401aZlimF2Nmm中心齿轮 a1 的名义转矩为117501954995491989.383 1200PPTNmmn n取算式系数，按表 6-6 取使用系数; 按表 6-4 取综合系数12.1mK1.6AK=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，由公式fk1.35hpk可得；由表查得齿形系数1 1.611 1.6 1.35 11.56fphpkk ；由表查的齿宽系数；则所得的模数 m 为12.67faY0.8d8.1331989.38 1.6 1.8 1.56 2.6712.10.8 17 17 340mmm北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）9取齿轮模数为9mmm3.2.2 计算低速级的齿轮模数计算低速级的齿轮模数 m按弯曲强度的初算公式，计低速级齿轮的模数 m 为1132lim1AFPFFaT K KKYmdFz现已知23，=420。中心齿轮 a2 的名义转矩 2zalimF2Nmm=2aT111xaTP T7.0588 1989.3814042.64n mm取算式系数，按表 6-6 取使用系数; 按表 6-4 取综合系数12.1mk1.6ak=1.8;取接触强度计算的行星齿轮间载荷分布不均匀系数，由公式可fk1.2hpk得；由表查得齿形系数；由1 1.611 1.6 1.3 11.32fphpkk 12.42faY表查的齿宽系数；则所得的模数为0.6dm11.97mm314042.64 1.6 1.8 1.32 2.4212.10.6 23 23 420m取齿轮模数为212mmm3.3 啮合参数计算啮合参数计算3.3.1 高速级高速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距 a1 为11ac11bc111 1119 174327022aca cmazz111 1119 1034327022bcb cmazz3.3.2 低速级低速级在两个啮合齿轮副中，中，其标准中心距 a2 为22ac22bc222 21112 233434222acb cmazz北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）10222 21112 91 3434222bcb cmazz由此可见，高速级和低速级的标准中心距均相等。因此该行星齿轮传动满足非变位的同心条件, 但是在行星齿轮传动中，采用高度变位可以避免根切，减小机构的尺寸和质量2；还可以改善齿轮副的磨损情况以及提高其载荷能力。由于啮合齿轮副中的小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变位。10x20x内齿轮的变位系数和其啮合的外齿轮相等，即，型的传动中，当传21xxzxA动比时，中心齿轮采用正变位，行星齿轮和内齿轮采用负变位，其变位系4baxi数关系为。0cbaxxx 3.3.3 高速级变位系数高速级变位系数确定外齿轮副的变位系数，因其高度变位后的中心距与非变位的中心距不变，在啮合角仍为，根据表选择变位系数270a 1260zzz 0.314ax0.314bx 0.314cx 3.3.4 低速级变位系数低速级变位系数因其啮合角仍为 根据表选择变位系数342a 1257zzz 20.115ax20.115bx 20.115cx 3.4 几何尺寸的计算几何尺寸的计算对于双级的型的行星齿轮传动按公式进行其几何尺寸的计算，各齿轮2xA副的几何尺寸的计算结果如下表：3.4.1 高速级高速级项目计算公式齿轮副11ac齿轮副11bc分度圆直径11 1dm z21 2dm z1153d 2387d1387d 2927d基圆直径11cosbadd22cosbadd1143.77bd2363.66bd1363.661bd2871.095bd北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）113.4.2 低速级低速级项目计算公式齿轮副11ac齿轮副11bc分度圆直径11 1dm z21 2dm z1276d 2408d1408d 21092d基圆直径11cosbadd22cosbadd1143.77bd2363.66bd1363.661bd2871.095bd3.4.3 插齿刀齿根圆直径的计算插齿刀齿根圆直径的计算外啮合1112amaddxh2222amaddxh1176.65ad1399.35bd顶圆直径1ad内啮合2222amaddxh2232amaddxh2122afamddc插齿1399.35bd2906.33ad外啮合1112fmaddcxh2122fmaddcxh1136.15fd2358.85fd齿根圆直径fd内啮合1122fmaddcxh20022fadda插齿1358.85fd2943.68fd外啮合1112amaddxh2222amaddxh1302.75ad2429.25ad齿顶圆直径1ad内啮合2222amaddxh2232amaddxh2122afamddc插齿2429.25ad21069.31ad外啮合1112fmaddcxh2122fmaddcxh1248.75fd2375.25fd齿根圆直径fd内啮合1122fmaddcxh20022fadda插齿1375.25fd21119.21fd北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）12已知模数，盘形直齿插齿刀的齿数为 18，变位系数为9mmm，试求被插齿的内齿轮，的齿圆直径。00.1x中等磨损程度1b2b齿根圆直径按下式计算，即2fd20022fadda插齿插齿刀的齿顶圆直径0ad插齿刀与被加工内齿轮的中心距02a002aommaodxzh9 182 9 1.25186.3mm 高速级：20022fadda186.32 378.69943.68mm 低速级：选择模数，盘形直齿插齿刀的齿数为 1712mmm002aommaodxzh12 172 12 1.250.1236.4mm 填入表格20022fadda236.42 416.4551069.31mm 3.5 装配条件的验算装配条件的验算对于所设计的双级 2X-A 型的行星齿轮传动应满足如下装配条件3.5.1 邻接条件邻接条件按公式验算其邻接条件，即 2sinacacpdan已知高速级的，和代入上式，则得399.35acd270aca3pn 满足邻接条件399.352 270 sin467.643mm将低速级的，和代入，则得429.25acd342aca3pn 满足邻接条件429.252 342 sin592.3443mm3.5.2 同心条件同心条件按公式对于高度变位有2acbzzz北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）13已知高速级， 满足公式则满足同心条件。17az43cz103bz已知低速级， 也满足公式则满足同心条件。23az34cz91bz3.5.3 安装条件安装条件按公式验算其安装条件，即得 111abpCzzn整数222abpCzzn整数（高速级满足装配条件）11117 103403abpzzn （低速级满足装配条件） 2222391383abpzzn3.6 传动效率的计算传动效率的计算双级 2X-A 型的基本行星齿轮传动串联而成的，故传动效率为121 21 12 2bba xa xa x 由表可得:111 1111bxa xpp 2222 2211bxa xpp 3.6.1 高速级啮合损失系数高速级啮合损失系数的确定的确定1x在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和1x1xm1xn即:111xxxmn其中11111xxxmmamb转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失11xmb1b1c北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）14转化机构中中心轮与行星齿轮之间的啮合损失11xma1a1c可按公式计算即11xmb11xmb12112mfzz高速级的外啮合中重合度=1.584,则得:11xma12112.486mfzz式中齿轮副中小齿轮的齿数1z齿轮副中大齿轮的齿数2z啮合摩擦系数，取 0.2mf=0.04111xma112.486 0.21743内外啮合中重合度=1.864,则得11xmb12112.926mfzz=0.008011xmb112.926 0.243103即得 =0.041+0.008=0.049, 1xm1 16.110.0490.957.1ba x 3.6.2 低速级啮合损失系数低速级啮合损失系数的确定的确定2x外啮合中重合度=1.627=0.03722xma12112.554mfzz112.544 0.22334内啮合中重合度=1.858=0.01922xma12112.917mfzz112.917 0.22391即得 北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）15 =0.037+0.019=0.056, 2xm22 2410.0560.9555ba x 则该行星齿轮的传动效率为:=121 21 12 2bba xa xa x 0.9552 0.950.9074传动效率高满足短期间断工作方式的使用要求。3.7 齿轮强度的验算齿轮强度的验算校核齿面接触应力的强度计算，大小齿轮的计算接触应力中的较大值均H小于其相应的许用接触应力，即HpHHp3.7.1 高速级外啮合齿轮副接触强度的校核高速级外啮合齿轮副接触强度的校核考虑到由齿轮啮合外部因素引起的附加动载荷影响的系数，它与原动机和工作机的特性，轴和连轴器系统的质量和刚度以及运行状态有关，原动机工作平稳，为中等冲击8。故选为 1.6, 工作机的环境恶劣，属于严重冲击9。故选aK为 1.8aK（1）动载荷系数vK考虑齿轮的制造精度，运转速度对轮齿内部附加动载荷影响的系数，查表可得=1.108vK（2）齿向载荷分布系数HK考虑沿齿宽方向载荷分布不均匀对齿面接触应力影响的系数，该系数主要与齿轮加工误差，箱体轴孔偏差，啮合刚度，大小齿轮轴的平行度，HK跑合情况等有关。查表可得，11HbHK 1.12b3H则11.12 1 31.362HK （3）齿间载荷分配系数、HakFak齿间载荷分配系数是考虑同时啮合的各对齿轮间载荷分布不均匀影响的系数。它与齿轮的制造误差，齿廓修形，重合度等因素有关。查表可得=1 ，=1HakFak北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）16（4）行星齿轮间载荷分配不均匀系数Hpk考虑在各个行星齿轮间载荷分配不均匀对齿接触应力影响的系数。它与转臂X 和齿轮及箱体精度，齿轮传动的结构等因素有关。查表取 =1.4Hpk（5）节点区域系数Hz考虑到节点处齿廓曲率对接触应力的影响。并将分度圆上的切向力折算为节圆上的法向力的系数。根据，取为 2.49522coscossincostaHttazaaHz（6）弹性系数eZ考虑材料弹性模量 E 和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得为 eZ189.80（7）重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，而使计算接触应力减小的系：t bF，故取 0.89743aZ（8）螺旋角系数Z考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。，取为 1cosZZ（9）最小安全系数，minHSminFS考虑齿轮工作可靠性的系数，齿轮工作的可靠性要求应根据重要程度，使用场合等。取=1minHS（10）接触强度计算的寿命系数NtZ考虑齿轮寿命小于或大于持久寿命条件循环次数时，它与一对相啮合齿轮的材料，热处理，直径，模数和使用润滑剂有关。取=1.039，=1.0851N tZ2N tZ北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）17（11）润滑油膜影响系数，LZVZRZ齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.987, LZVZ=0.991RZ（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数wZxZ考虑到经光整加工的硬齿面的小齿轮在运转过程中对调质刚的大齿轮产生冷作硬化。还考虑因尺寸增大使材料强度降低的尺寸效应因素的系数。故选=1，=1wZxZ根据公式计算高速级外啮合齿轮副中许用接触应力10，即：HP中心齿轮 a1 的=1422minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSPaM行星齿轮 c1 的=1486minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSPaM外啮合齿轮副中齿面接触应力的计算中，12HH1110AUHHaHPHHK K KKK011tHEHubuFZ Z Z Zd经计算可得12987PaHHM 则， 满足接触疲劳强度111422HHpPaM221486HHPPaM条件。3.7.2 高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核高速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力tF已知，=3 和=153mm,则得2355 .aN mTpnad20002000 2355319603 153atPaNTFn d使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。aKvK北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）18（2）齿向载荷分布系数 FK齿向载荷分布系数按公式计算，即FK11FbFK 由图可知=1，则=1.311F1.411bFK（3）齿间载荷分配系数FaK齿间载荷分配系数可查表=1.1FaKFaK（4）行星齿轮间载荷分配系数FpK行星齿轮间载荷分配系数按公式计算FpK1 1.6 1.2 11.32FpK （5）齿形系数faY查表可得，=2.421, =2.6561faY2faY（6）应力修正系数saY查表可得=1.684, =1.5771saY2saY（7）重合度系数Y查表可得 10.750.250.7231.58Y（8）螺旋角系数1Y（9）计算齿根弯曲应力f=18711tFaAVFFaFPFbmFY Y Y K K K K KPaM=18922tFaAVFFaFPFbmFY Y Y K K K K KPaM（10）计算许用齿根应力FpminminFSTNtrelTRrelTXFpFY Y YYYs已知齿根弯曲疲劳极限=400minF2Nmm查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和minFSSTYNTYrelTYRrelTY北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）19取值如下：xY 查表=2，=1STYNTY寿命系数0.026310LN查表齿根圆角敏感系数=1， 1relTY20.95relTY相对齿根表面状况系=1.0430.111.6740.5291RrelTzYR=1.0430.121.6740.5291RrelTzYR许用应力694, 1FpPaM2474FpPaM因此；， a-c 满足齿根弯曲强度条件。1F1Fp2F2Fp3.7.3 高速级内啮合齿轮副接触强度的校核高速级内啮合齿轮副接触强度的校核高速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似。选择=1.272，=1.189, =189.8,=1, =2.495, vKHKZhZ=1.098,=0.844，=1.095, =1.151, =1, =1,=0.987,HaKZ1NZ2NZ1LZ2LZ1VZ=0.974, =0.991,=0.982,=1.153, =1.153,=1,=1, 2VZ1RZ1RZ1WZ2WZ1XZ2XZ=1minHS计算行星齿轮的许用应力为=16771minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM计算内齿轮 c1 的接触许用应力=6411minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM而=39612HH110AUHHaHPHK K KKKpaM则641 得出结论：满足接触强度的条件。12HHpaM北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）203.7.4 低速级外啮合齿轮副接触强度的校核低速级外啮合齿轮副接触强度的校核（1）选择使用系数aK原动机工作平稳，为中等冲击。故选为 1.6, 工作机的环境恶劣，属于严aK重冲击。故选为 1.8aK（2）动载荷系数vK0.251.0349292200 4Vk（3）齿向载荷分布系数HK=1.22911HbHK （4）齿间载荷分配系数、HakFak查表可得=1.021 =1.021HakFak（5）节点区域系数Hz取=2.49522coscossincostaHttazaa（6）弹性系数eZ考虑材料弹性模量 E 和泊松比对接触应力影响的系数，查表可得为 eZ189.80（7）重合度系数Z考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，而使计算接触应力减小的系数t bF，故取 0.88943aZ（8）螺旋角系数Z考虑螺旋角造成的接触线倾斜对接触应力影响的系数。，取cosZ为 1Z北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）21计算齿面的接触应力代人参数1110AUHHaHPHHK K KKK=145112HHpaM（9）最小安全系数，minHSminFS取=1minHS（10）接触强度计算的寿命系数NtZ取=1.116，=1.1171N tZ2N tZ（11）润滑油膜影响系数，LZVZRZ齿面间的润滑油膜影响齿面的承载能力。查表可得=1，=0.958, LZVZ=0.996RZ（12）齿面工作硬化系数，接触强度尺寸系数wZxZ选=1，=1wZxZ计算许用接触应力=1770 中心齿轮 a21minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM=1525 行星齿轮 c2 2minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM接触强度校核：1451满足接触强度校核12HHpaM2Hp3.7.5 低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核低速级外啮合齿轮副弯曲强度的校核（1）名义切向力tF已知，=3 和=276mm,则得16223.47.aN mTpnad20002000 16223.471286283 276atPaNTFn d使用系数，和动载系数的确定方法与接触强度相同。aKvK（2）齿向载荷分布系数 FK北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）22齿向载荷分布系数按公式计算，即FK11FbFK 由图可知=1，则=1.229F1.229bFK（3）齿间载荷分配系数FaK齿间载荷分配系数可查表=1.021FaKFaK（4）行星齿轮间载荷分配系数FpK行星齿轮间载荷分配系数按公式计算FpK1 1.6 1.2 11.32FpK （5）齿形系数faY查表可得，=2.531, =2.5841faY2faY（6）应力修正系数saY查表可得=1.630, =1.5901saY2saY（7）重合度系数Y查表可得 10.750.250.7101.58Y（8）螺旋角系数1Y（9）计算齿根弯曲应力f=39611tFaAVFFaFPFbmFY Y Y K K K K KPaM=39422tFaAVFFaFPFbmFY Y Y K K K K KPaM（10）计算许用齿根应力FpminminFSTNtrelTRrelTXFpFY Y YYYs已知齿根弯曲疲劳极限=400minF2Nmm查得最小安全系数=1.6,式中各系数，和minFSSTYNTYrelTYRrelTY取值如下xY北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）23 查表=2，=1STYNTY寿命系数0.026310LN查表齿根圆角敏感系数=1，1relTY21relTY相对齿根表面状况系=1.0430.111.6740.5291RrelTzYR=1.0430.121.6740.5291RrelTzYR许用应力674, 1FpPaM2484FpPaM因此；， a2-c2 满足齿根弯曲强度条件。1F1Fp2F2Fp3.7.6 低速级内啮合齿轮副接触强度的校核低速级内啮合齿轮副接触强度的校核低速级内啮合齿轮副中弯曲强度校核可以忽略，主要表现为接触强度的计算，校核上与高速级外啮合齿轮副中的强度相似11。选择=1.051，=1.213,=189.8,=1, =2.495, vKHKZZhZ=1.098,=0.844HaKZ=1.192, =1.261, =1, =1,= 0.958,=0.912, 1NZ2NZ1LZ2LZ1VZ2VZ=0.996,=0.992,=1.153, =1.153,=1,=1, =11RZ1RZ1WZ2WZ1XZ2XZminHS计算行星齿轮的许用应力为=17821minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM计算内齿轮 c1 的接触许用应力：=6651minlimNtLVRWXHpHHZ Z Z Z Z ZSpaM而=65212HH110AUHHaHPHK K KKKpaM则652 得出结论：满足接触强度的条件。12HHpaM北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）244轴的设计计算轴的设计计算行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在转臂的行星轮轴孔中；输出轴和转臂通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图 4-1 所示： 图 4-1 太阳轮浮动原理4.1 行星轴设计行星轴设计4.1.1 初算轴的最小直径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KNFt8682于转臂对称布置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与转臂之间的间隙tF，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的mm5 . 22mmbl475422220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，0l两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷（见图 4-2） 。0/lFqt图 4-2 行星轮轴的载荷简图北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）25危险截面（在跨度中间）内的弯矩N.m=1538N.m817868288020lFqlMt行星轮轴采用 40Cr 钢,调质MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全440s系数;则许用弯曲应力MPa=176MPa,故行星轮轴直5 . 2S )5 . 2/440(/sbS径 mmmmMdb85.4417615383232330取 mmd85.440其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。4.1.2 选择行星轮轴轴承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rFN=1614KN220tan8868220tantrFF在相对运动中，轴承外圈以转速=463.64301718.818caHaHczznnminrminr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mmd85.440廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承 6010 型，其参数为 mmd50mmD72mmB15kN kN （油浴） ；0 .27rC2 .150rC12000limnminr取载荷系数；2 . 1pf当量动载荷 N=137N;1142 . 1rpFfP轴承的寿命计算 h=7377h3306)193727000(64.46316670)(6010PCnLHch校核行星轮轮缘厚度是否大于许用值：c北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）26 = mmcmDdcf5 . 22)(min式中 行星轮模数（mm）m mm55 . 2272424.143minc=35.712=12.5mmcmin满足条件。cmin4.2 转轴的设计转轴的设计输入功率 转速 1750Pkw11200 / minnr输出功率 输出转速 2680.55Pkw234.3 / minnr4.2.1 输入轴设计输入轴设计（1）初算轴的最小直径由下式30nPAd 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 4-2 查得。0A表 4-2 轴常用几种材料的及值 T0A轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo/ TPaM15252035254535550A14912613511212610311297查表取=112，得0AmmnPAd76.951200750112330min输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大 3%5%。北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）27故 mmd55.10063.98min，其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。（2）选择输入轴轴承(1) 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 6224 型，其尺寸为，可画出输入轴草图（如附图 03） 。mmmmmmBDd25200120轴承的寿命计算 其参数为N N （油浴） ；2 .83rC8 .630rC5000limnminr取载荷系数 ；2 . 1pf当量动载荷 N=3873N;32282 . 1rpFfP轴承的寿命计算 h=1258h700h3306)387383200(100016670)(6010PCnLah故该对轴承满足寿命要求。4.2.2 输出轴设计输出轴设计（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 45（2）输出轴的设计与校核mmnPAd2 .3033 .3455.680112330min输入轴的最小直径安装法兰，该截面处开有键槽，轴颈增大 3%5%。故 mmd4 .3183 .312min，其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。（3）选择输出轴轴承由于输出轴的轴承不承受径向工作载荷（仅承受输出转臂装置的自重） ，所北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）28示轴承的尺寸应由结构要求来确定。输出轴端，轴颈mm。3152d由于结构特点，输出轴轴承须兼作转臂轴承。为了太阳轮安装方便，使太阳轮能通过转臂轮毂中的孔，故轮毂孔的直径应大于太阳轮的齿顶圆直径=17mm。 aad故按结构要求选用特轻系列单列深沟球轴承 6270 型，其尺寸为，可画出转臂草图（如附图 03） 。mmmmmmBDd57500350轴承的寿命计算 其参数为kN kN （油浴） ；12rC150rC3000limnminr取载荷系数 ；2 . 1pf当量动载荷 N=5088N;42402 . 1rpFfP轴承的寿命计算h=10938h7000h3306)5088132000(82.18116670)(6010PCnLch故该轴承满足寿命要求。（4）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按下式计算 pp2000kldT式中 转矩，；TN mmA轴颈，mm; d键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，mm；khk5 . 0h键的工作长度，mm,型键；型键；型键，lAbLlBLl C/2lLb其中为键的长度，为键的宽度；Lb许用挤压应力，在这里键材料为 45 钢。其许用挤压应力值 p2mmN按轻微冲击算查相关资料的=100120。 pMPa由前面计算知输入转矩KN m， 1146T北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）29选用型键，其型号为，ALhb102840将数值，mm14285 . 0kmm13614150l键连接处的轴颈 =315mm 代入式（3-2）得d=13.44)较大时，行星轮的轴承一般应安装在行星轮轮baxi缘孔内臂较合理。对于尺寸较小的整体式转臂结构，可以采用整休锻造毛坯来制造，但其切削加工量较大。因此，对于尺寸较大的整体式转臂结构，则可采用铸造和焊接的方法，以获得形状和尺寸较接近于实际转臂的毛坯。北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）30图 5-1 双侧板整体式转臂（2）双侧板分开式转臂双侧板分开式转臂(见图 5-1)的结构特点是将一块侧板装配到另一块侧板上，故又称之为装配式转臂;其结构较复杂。这主要与行星齿轮传动机构的安装工艺有关。当传动比较小，例如，2Z-X(A)型的传动比4，故在此情况下本设计采用这种结构类型的转臂。baxi5.1.2 转臂制造精度转臂制造精度由于在转臂 x 上支承和安装着3 个行星轮的心轴，因此，转臂 x 的制造pn精度对行星齿轮传动的工作性能、运动的平稳性和行星轮间载荷分布的均匀性等都有较大的影响。在制定其技术条件时，应合理地提出精度要求，且严格地控制其形位偏差和孔距公差等。（1）中心距极限偏差af在行星齿轮传动中，转臂 x 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距偏差的大小和方向，可能增加行星轮的孔距相对误差和转臂 x 的偏心量，且引起行星轮产1生径向位移;从而影响到行星轮的均载效果。所以，在行星齿轮传动设计时，应严格地控制中心距极限偏差值。要求各中心距的偏差大小相等、方向相同;一般af应控制中心距极限偏差=0.010.02mm 的范围内。该中心距极限偏差之值afaf应根据巾心距值，按齿轮精度等级按照表 5-1 选取。a 表 5-1 中心距极限偏差 afm齿轮副的中心距 a精度等级af1830305050808012012018018025025031531540087109IT821IT92116.52619.53123372743.531.5503657.540.56544.570北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）32（2）各行星轮轴孔的孔距相对偏差1由于各行星轮轴孔的孔距相对偏差对行星轮间载荷分布的均匀性影响很大，1故必须严格控制值的大小。而值主要取决于各轴孔的分度误差，即取决于机11床和工艺装备的精度。一般，值可按下式计算，即11mm1000a)5 . 43(括号中的数值，高速行星齿轮传动取小值，一般中低速行星传动取较大值。（3）转臂 x 的偏心误差xe转臂 x 的偏心误差，推荐值不大于相邻行星轮轴孔的孔距相对偏差xexe的 1/2，即1xemm211（4）各行星轮轴孔平行度公差各行星轮轴孔对转臂 x 轴线的平行度公差和可按相应的齿轮接触精度要xfyf求确定，即和是控制齿轮副接触精度的公差，其值可按下式计算，即xfyf=xfmbBfx=yfmbBfy式中和在全齿宽上方向和方向的轴线平行度公差，；按xfyfxymGB/T100951988 选取。 转臂 x 上两臂轴孔对称线(支点)间的距离。B 齿轮宽度。b（5）平衡性要求为了保证行星齿轮传动运转的平稳性，对中、低速行星传动的转臂 x 应进行静平衡;一般，许用不平衡力矩可按表 5-2 选取。对于高速行星传动，其转臂pMx 应在其.上全部零件装配完成后进行该部件的动平衡。表 5-2 转臂 x 许用不平衡力矩pM北京交通大学海滨学院毕业设计（论文）33转臂外圆直径mm/D200200300350500许用不平衡力矩/NpMm0.150.250.505.2 箱体的设计箱体的设计机体是上述各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的重要组成部分。在进行机体的结构设计时，要根据制造工艺、安装工艺和使用维护及经济性等条件来决定其具体的结构型式。对于单件生产和要求质量较轻的非标准行星齿轮传动，一般采用焊接机体。对于中、小规格的机体在进行大批量的生产时，通常采用铸造机体。按照行星传动的安装型式的不同。可将机休分为卧式、立式和法兰式(见图 5-4 )。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。图 5-4 机体结构形式图 5-4(a)所示为卧式整体铸造机体，其特点是结构简单、紧凑，能有效地吸收振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的