卸船机用行星减速机的设计-毕业设计

PAGEPAGE56目录摘要 1第一章绪论 31.1行星齿轮传动的发展概况 31.2目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展： 41.3行星齿轮传动的优缺点 61.4课题特点 61.5反求设计 7第二章传动方案的选择和分配传动比 102.2.1起升机构传动比分配 122.2.2行走机构传动比分配 13第三章行星齿轮传动的啮合计算 143.1齿数的选择和计算 143.1.1配齿计算 143.1.2验证配齿条件 153.2几何尺寸计算 183.3啮合效率计算 193.4齿轮传动的几何尺寸 203.4.1行走机构 203.4.2起升、开闭机构 213.4.3行星传动几何尺寸 22第四章齿轮传动的强度计算 244.1.行走机构第一对齿轮 244.2行走机构第二对齿轮 284.3起升、开闭机构齿轮传动的强度计算 314.4行星齿轮传动的强度计算 344.5行星轮心轴与轴承寿命的计算 384.6轴的键强度计算 39第五章 结构设计 415.1行星传动主要零件设计 415.1.1齿轮的结构设计 415.1.2行星轮轴直径 415.2输入、输出轴轴径的确定 425.3行星架的结构设计 435.4机体的结构设计 44第六章均载装置的设计 466.1均载装置的选择 466.2行星轮间载荷分布不均匀性分析 466.3均载机构简介 496.4浮动齿轮联轴器的设计研究 506.4.1几何尺寸计算 516.4.2强度计算 52第七章设计总结 53参考文献 54致谢 55卸船机用行星减速机的设计【摘要】本次设计是对卸船机用行星减速机设计进行研究，卸船机用行星减速机设计要求效率高﹑简化结构﹑减轻重量，对大梁的作用力减小等目的。在文中介绍了行星齿轮减速器的发展的历史，通过分析比较几种行星齿轮传动方案，选择最优的传动方案；定出减速器的结构，最后选择2K-H型行星传动的四卷筒机构减速机传动方案。在设计过程中首先对传动比进行分配，而后分别计算高速级和低速级齿轮的主要参数、啮合参数、几何尺寸、以及齿轮强度验算，对行星齿轮的结构设计进行了较详细的阐述，最后对均载装置进行分析和研究。通过对行星齿轮传动的研究，结合目前的发展情况和所要面临解决的问题，建立了2K-H行星齿轮传动的形式，设计出具有大功率、大传动比、小重量、小体积等优点的减速机构。在设计中,采用了3个行星轮，齿轮的制造精度较高。【关键词】：齿轮；行星齿轮减速器；齿轮啮合；均载装置TheDesignofPlanetaryReducerUsedinUnloadingMachineAbstractThisdesignisunloadingmachineofplanetaryreducerdesign,shipunloaderplanetaryreducerdesignwithhighefficiency﹑simplifiedstructureorweight,reducetheforceonthebeamandotherpurposes.Inthepaperintroducesthedevelopmentofplanetarygearreducerhistory,throughanalysisandcomparisonofseveralplanetarygeartransmissionscheme,choosethebesttransmissionscheme;fixedgearstructure,andfinallyselectthe2K-Htypeplanetarytransmissionoffourdrumbodyreducertransmissionscheme.Inthedesignprocessisallocatedfirsttransmissionratio,highlevelandthencalculatethemainparametersoflow-levelgear,meshingparameters,geometricdimensions,andgearstrengthchecking,thestructureoftheplanetarygeardesignforamoredetaileddescription,andfinallycontaindevicesforanalysisandresearch.Throughtheplanetarygeartransmission,incombinationwiththecurrentdevelopmentsandproblemstobefaced,theestablishmentofa2K-Hplanetarygeartransmissionintheform,designedwithhighpower,largetransmissionratio,asmallweight,smallvolumeandsothedecelerationinstitutions.Inthedesign,useofthethreeplanetarygear,gearmanufactureofhighprecision.

【Keywords】:Gear;planetarygearreducer;gearmesh;arecontaineddevice

卸船机用行星减速机的设计第一章绪论1.1行星齿轮传动的发展概况我国早在南北朝时代（公元429～500年），祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南车。比欧美早了1300多年。1880年德国第一个行星齿轮传动装置的专利出现了。1920年首次成批制造出行星齿轮传动装置，并首先用于汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星齿轮传动装置。二次世界大战后机械行业的蓬勃发展促进了行星齿轮传动的发展。高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国也获得成功。低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用途产品，如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900KN.m；我国是从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）/高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800kW）。世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。1.2目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：（1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw；大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN.m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。（2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就成为无级变速器。（3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来，国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮——行星齿轮减速器，总传动比i=0.125r/min,输出转矩27200N.m。（4）向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。（5）制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4μm），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。1.3行星齿轮传动的优缺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。它的显著特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴和输出轴具有同轴性，即输入轴和输出轴均设在同一轴线上。所以，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差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。1.行星齿轮传动的优点如下：(1)体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。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1/2～1/5（即在承受相同的载荷条件下）。(2)传动效率高由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。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0.97～099。(3)传动比较大，可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。而且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。(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。总之，行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高（类型选用得当）等优点。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。2.行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的研制安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。尤为重要的是设计人员对于自己设计的某些齿轮减速器进行优化。优化结果不仅为齿轮传动提供了一个最优的设计方案，而且对其设计参数的优化提供了依据。1.4课题特点本课题所研究的行星减速机应用于卸船机四卷筒机构，四卷筒行星差动传动装置是1.主要特点（1）以2K－H型行星齿轮传动组成的行星差动减速器，体积小、重量轻、仅为定轴传动的1/2左右，本设计的重量为3900kg。（2）组合巧妙，由两台行星差动减速器就可组成四卷筒驱动装置。（3）承载能力大，以2K－H型组合成的行星差动装置，具有大的承载能力和过载能力。（4）其中行星传动部分采用鼓形齿联轴器的太阳轮浮动，以实现行星轮间的均载作用，无径向支承，简化结构，均载效果好。（5）齿轮的材质组合和齿轮参数的设计计算与选配合理。行星架及各传动件结构合理，工艺性好。如输出轴采用锥度1∶10的锥形轴，便于装卸和维护保养。因此，在卸船机上采用这种新型的四卷筒机构，具有节能、节材的优点。四卷筒牵引式卸船机，其中的四卷筒机构由四只卷筒、两只行星差动减速器、电动机和制动器组成，如图2所示。其中绕绳方式如图3所示，由四根钢绳组成，而小车移动时，钢绳不再在抓斗滑轮中移动。它的起升、开闭和小车牵引机构合而为一，因而称为四卷筒机构。绳系非常简单，而机构的组合相当巧妙。图1-1中的图2四卷筒机构：两行星差动减速器及四卷筒的布置四卷筒牵引式抓斗及小车运行的动作原理（原理图如图1-1）（1）工况1起升、开闭卷筒向右旋转时，使抓斗提升，由起升、开闭电动机驱动。（2）工况2起升、开闭卷筒向左旋转时，使抓斗下降，由起升、开闭电动机驱动。（3）工况3起升、开闭卷筒分别作向内相对旋转，使抓斗小车向右移动，此时，由小车牵引电动机驱动。（4）工况4起升、开闭卷筒分别向外相对旋转，则抓斗小车向左移动。（5）工况5当起升卷筒刹住不动，开闭卷筒向左旋转时，抓斗运行开启。（6）工况6当起升卷筒刹住不动，开闭卷筒向右旋转时，抓斗进行闭合。（7）工况7起升、开闭卷筒向向旋转时，小车牵引电动机投入运行，抓斗可以走曲线轨迹进入或离开船舱。·图1-1四卷筒机构原理图四卷筒机构的核心部分是行星差动减速器。该机构的起升、开闭均采用yPZ1－800/300盘式制动器，制动力矩大，性能可靠，安全灵活。小车牵引电动机双输出轴系统上装有两台常规的yWZ5－315/50轮式制动器。抓斗内开闭段钢绳较其余部分的弯曲疲劳、磨损严重，为了延长钢绳使用寿命，降低钢绳耗量，设计中考虑钢绳在卷筒上有一定贮备量。这样，可以把磨损严重的钢绳段砍掉，放出一段，重新满足开闭所需的钢绳长度。一般一根钢绳可重复制用三次。该机所选用的钢绳为6×29F1+NF型号，麻芯填交绕优质钢绳，具有较高的韧性、弹性，并能蓄存一定的润滑油脂。它还有较大的承载能力、抗挤压、不旋转、耐疲劳等特点。为更有效地防止抓斗旋转和合理使用钢绳，起升、开闭绳左右捻成对使用，右旋卷筒上用左捻钢绳，左旋卷筒上用右捻钢绳。有时为了安装及拆换钢绳方便，在设计中专门设置了一个钢绳穿绳装置。1.5反求设计反求工程(ReverseEngineering,RE),也称逆向工程、反向工程,是指用一定的测量手段对实物或模型进行测量,根据测量数据通过三维几何建模方法重构实物的CAD模型的过程,是一个从样品生成产品数字化信息模型,并在此基础上进行产品设计开发及生产的全过程。1.反求工程（逆向工程）一般可分为四个阶段：第一步:零件原形的数字化通常采用三坐标测量机(CMM)或激光扫描仪等测量装置来获取零件原形表面点的三维坐标值。第二步:从测量数据中提取零件原形的几何特征按测量数据的几何属性对其进行分割，采用几何特征匹配与识别的方法来获取零件原形所具有的设计与加工特征。第三步:零件原形CAD模型的重建将分割后的三维数据在CAD系统中分别做表面模型的拟合，并通过各表面片的求交与拼接获取零件原形表面的CAD模型。第四步:重建CAD模型的检验与修正采用根据获得的CAD模型重新测量和加工出样品的方法来检验重建的CAD模型是否满足精度或其他试验性能指标的要，对不满足要求者重复以上过程，直至达到零件的逆向工程设计要求。2.反求工程出现和发展的时代背景二次大战中，几十个国家卷入战祸，饱受战争创伤。特别是战败国，在二战结束后，急于恢复和振兴经济。日本在60年代初提出科技立国方针：“一代引进，二代国产化，三代改进出口，四代占领国际市场”，其中在汽车、电子、光学设备和家电等行业上最突出。为要国产化的改进，迫切需要对别国产品进行消化、吸收、改进和挖潜。这就是反求设计(InverseDesign)或反求工程(InverseEngineering)，这两者是同一内涵，仅是不同国家的不同提法。发展到现在，己成为世界各国在发展经济中不可缺少的手段或重要对策，反求工程的大量采用为日本的经济振兴、进而创造和开发各种新产品奠定了良好基础。实际上，任何产品问世，包括创新、改进和仿制的，都蕴含着对已有科学、技术的继承和应用借鉴。因而反求思维在工程中的应用已源远流长，而提出这种术语并作为一门学问去研究，则是60年代初出现的。市场经济竞争机制已渗透到各个领域，如何发展科技和经济，世界各国都在研究对策。从共性特征可概括为4个方面对策：(1)大力提倡创造性。包括新的思维方式、新原理、新理论、新方案、新结构、新技术、新材料、新工艺、新仪器等等。对于发展一个国家的国民经济来说，创造性是永恒主题。(2)研究和应用新的设计理论、方法去改造和完善传统的方法，使能既快又好地设计出新型产品。(3)把计算机应用广泛地引入产品设计、开发的全过程(预测、决策、管理、设计制造、试验、销售服务等)中，以期达到这些过程的一体化、智能化和自动化。(4)研究和应用反求工程，使能在高的起点去创造新产品。由于本次设计是根据法国佳提公司的产品进行反求设计。通过利用前人在反求设计的一般步骤中获取相关参数，再通过相关产品参数进行类比完成此次设计任务。第二章传动方案的选择和分配传动比2.1选取传动方案方案一：2K-H（NGW）型行星传动，传动结构简图，如图2-1所示。传动比范围当（1）以2K－H型行星齿轮传动组成的行星差动减速器，体积小、重量轻、仅为定轴传动的1/2左右，本设计的重量为3900kg。（2）组合巧妙，由两台行星差动减速器就可组成四卷筒驱动装置。（3）承载能力大，以2K－H型组合成的行星差动装置，具有大的承载能力和过载能力。（4）其中行星传动部分采用鼓形齿联轴器的太阳轮浮动，以实现行星轮间的均载作用，无径向支承，简化结构，均载效果好。（5）齿轮的材质组合和齿轮参数的设计计算与选配合理。行星架及各传动件结构合理，工艺性好。如输出轴采用锥度1∶10的锥形轴，便于装卸和维护保养。因此，在卸船机上采用这种新型的四卷筒机构，具有节能、节材的优点。图2-1四卷筒机构减速机运动简图方案二：普通定轴齿轮传动，此方案一般应用于小车式起升系统，其原理图如图2-2图2-2小车式起升系统方案比较：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。行星齿轮传动能充分满足减轻机器重量和缩小外形尺寸方面的要求。它的这一优点，适应为载荷分配在几个行星轮上，而且合理地利用了内啮合的缘故。因此，行星传动与普通传动相比，即使它们的材质、机械性能和制造精度相同时，其结构布局本身，就有可能获得很小的外形尺寸和重量。而且缩小外形尺寸和重量就会导致其他一系列可能性的出现，从而促使啮合承载能力增加，使外形尺寸和重量进一步减少。事实上，将普通传动改为行星传动，可大大缩小齿轮直径，因此，在刀具变钝程度相同的情况下，可大大增大轮齿工作表面硬度，从而大大提高啮合的承载能力。将普通传动改为行星传动，可保证是重量降低。当普通传动的齿轮尺寸较大时，若改用行星传动则可能利用普通传动不宜或不可能采用的措施来提高啮合承载能力，同时重量将降低得更多。表2-1行星齿轮减速箱和一般定轴齿轮减速箱比较项目行星齿轮减速箱一般定轴齿轮减速箱总重量（kg）34716943高度（m）1.311.80长度（m）1.291.42宽度(m)1.352.36体积()2.296.09损失功率（kw）0.180.41齿宽(m)8195圆周速度(m/s)42.799.4卸船机是码头前沿的重大接卸设备，对系统的工作效率起着重要的作用，因此各大港口均按码头停靠最大船型，为达到系统最大生产率，选用高效、可靠的卸船机。本次设计的减速器应用于卸船机，如果采用普通齿轮减速器，则需要满足最大生产率、高效、可靠的要求。由上图2-2可知，小车式起重系统需要数台普通减速机构，而采用2K-H行星传动不仅效率高而且可以实现七种不同工况，综合考虑采用方案一2K-H行星传动机构2.2分配传动比2.2.1起升机构传动比分配根据已选定2K-H型行星齿轮传动简图，用1表示周转轮系的有关参数，脚标2表示定轴轮系的参数，。在此定轴轮系与周转轮系外啮合齿轮材料,齿面硬度相同。要确定定轴轮系中各齿轮的齿数，关键在于合理分配轮系中各对齿轮的传动比。在具体分配传动比时应注意以下问题：每一级齿轮的传动比要在其常用范围内选取。齿轮传动比为5~7。当轮系的传动比过大时，为减少外轮廓尺寸和改善传动性能，通常采用多级传动。当齿轮传动的传动比大于8时，一般应该设计成两级传动；当传动比大于30时，常设计成两级以上齿轮传动。当轮系为减速传动时（工程实际中的大多数情况），按照“前大后小”的原则分配传动比比较有利同时，为了使机构外轮廓尺寸协调和结构匀称，相邻两级传动比的差值不宜过大。当设计闭式齿轮减速时，为了润滑方便，应使各级传动中大齿轮都能浸入油中，且浸入的深度应大致相等，以防某个大齿轮浸入油过深增加搅油损耗。根据这一条分配传动比时，高速级应大于低速级得传动比，通常。又2K-H（NGW）型行星传动，传动结构简图，如图2-1所示。传动比范围当时综合考虑取又i=13i1=5因此，定轴传动比初定为2.6，周转轮系传动比为5。2.2.2行走机构传动比分配同理根据起升开闭机构传动比取又i′=10.6i1=5因此，定轴传动总比初定为8.471，周转轮系传动比为1.25又定轴传动部分又可分为第一级和第二级。根据圆柱齿轮传动传动比分配原则取则第三章行星齿轮传动的啮合计算3.1齿数的选择和计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比来分配各轮的齿数。在确定各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其有关的装配条件，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。3.1.1配齿计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比i来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮的主要任务之一。查《机械设计手册—新版》表17.2-1选择行星轮数目，取n=3。确定周转轮系各轮齿数，按总配齿（3-1）适当调整使成为整数取则确定定轴轮系各齿轮齿数，由起升开闭机构传动比进行配齿取则采用斜齿传动螺旋角根据小车行走机构传动比进行配齿又取则采用斜齿传动螺旋角取则采用正常直齿传动螺旋角3.1.2验证配齿条件行星传动各轮齿数不能随意选取，必须根据行星传动的特点，满足一定的条件，才能进行正常传动。这些条件包括传动比条件、邻接条件、同心条件、装配条件等等。（1）验算传动比条件由《机械设计手册—新版》表17.1-2得：（3-2）即满足传动比条件。（2）验算邻接条件在设计行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸使其结构紧凑，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀地、对称地设置几个行星齿轮。为使各行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆间有一定的间隙，称为邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为L，最大行星齿轮齿顶圆直径为，则邻接条件为：即（3-3）式中——行星轮数目；——a-g啮合副中心距；——行星轮齿顶圆直径。在周转轮系中：=225mm即满足邻接条件。（3）验算同心条件行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。设a-g啮合副中心距，g-b啮合副实际中心距，依同心条件，各对相互啮合齿轮的中心距应相等，即(3-4)对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位，中心距，式中“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。因行星传动中通常各齿轮模数都是相同的，依上式得(3-5)得满足同心条件的表达关系式：}（3-6）又起升开闭机构代入3-6可知满足同心条件。（4）验算装配条件一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀载入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为安装条件。当行星轮个数时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足一定的条件。如图3-1所示，相邻两行星轮所夹的中心角为。设第一个行星在位置Ⅰ装入并与两中心轮啮合，然后将行星架H顺时针转过角度，即让转到位置Ⅲ。在这期间，中心轮a转过的角度由传动比确定，即。为了在位置Ⅰ装入行星轮，要求此时中心轮a在位置Ⅰ的相应齿轮和它转动角之前的位置完全相同。也就是说中心轮a转过的必须为其周节所对的中心角的整倍数M，即，将值代入上式可得整数（3-7）图3-1NWG型装配条件分析由式（3-7）为整数所以满足装配条件。3.2几何尺寸计算对于该2K-H型行星齿轮传动可按表3-1中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮几何尺寸的计算结果见下表。计算公式太阳轮a行星轮c内齿轮b分度圆直径基圆直径齿顶圆直径外齿内齿齿根圆直径外齿内齿3.3啮合效率计算根据已知条件，此时的效率——定轴部分效率——周转轮系效率查参考文献[11]表1-7可得行星传动效率计算：减速器全部采用滚动轴承，为了计算简便，这里对轴承损失系数和油阻系数未单独进行计算，只由[10]图2-47查的的摩擦系数取为0.1，以及、系数的影响。于是，传动损失系数。a-g副啮合的损失系数：b-g副啮合的损失系数：当固定大太阳轮b时当固定a时当a、b为主动行星架H为从动时3.4齿轮传动的几何尺寸3.4.1行走机构（1）齿轮副。中心距为跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为（2）齿轮副。中心距为跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为3.4.2起升、开闭机构齿轮副中心距为跨测齿数：，公法线长度及偏差为跨测齿数：，公法线长度及偏差为3.4.3行星传动几何尺寸已知太阳轮：。齿顶圆直径跨测齿数：，公法线长度及偏差为已知行星轮：。齿宽，则跨测齿数：，公法线长度及偏差为已知内齿圈：。则分度圆直径为常规算法算齿顶圆直径为为避免内齿圈齿顶与行星轮轮齿过渡线的干涉，确定内齿圈的齿顶圆直径。内齿圈基圆直径为中心距啮合角则内齿圈基圆直径为两者中取大者，现取跨测齿数，公法线长度及偏差mm第四章齿轮传动的强度计算4.1.行走机构第一对齿轮，齿数比1)载荷系数的确定：使用系数动载荷系数：式中v—小齿轮的速度，2)接触强度计算的齿向载荷分布系数式中b——齿宽，。由此得3)齿轮间载荷分配系数：则综合系数上述系数的确定按德国Flengder公司齿轮设计技术手册确定的，我国标准GB/T3480—1997齿轮承载能力计算法相同。按前苏联库德略采夫方法计算，由于是硬齿面，弯曲强度是主要矛盾。小齿面为轴齿采用20CrMnMo，正火处理，齿面渗碳淬硬54~60HRC，δ≦100mm时。大齿轮采用20CrMnMo，渗碳淬火，表面硬度54~62HRC。。小齿轮轴齿的许用弯曲应力，按对称循环载荷性质确定，即用代入计算，则小齿轮分度圆直径为：式中——转矩，；——综合系数，；——齿形系数，按查【10】线图5-12得——齿宽系数，；——模数，；采用齿根喷丸，以提高轮齿的弯曲强度。（2）按GB/T3480——1997方法计算齿面接触应力式中——综合系数，——钢制齿轮的弹性系数，；——螺旋角系数，——节点区域影响系数，；——重合度系数，纵向重合度端面重合度对于时，。——圆周力，——齿宽，；——分度圆直径，齿面许用接触应力式中——润滑系数，；——速度系数，；——粗糙度系数，；——工作硬化系数，；——尺寸系数，；——试验齿轮接触疲劳极限，；——接触强度最小安全系数，。接触强度安全系数齿根弯曲应力为式中——弯曲强度计算时的重合度系数，——螺旋角系数，；——齿形系数，；——小齿轮轮齿上的圆周力，；——齿宽，；——模数，齿根许用弯曲应力式中——试验齿轮的应力修正系数，；——相对齿根圆角的敏感系数，；——相对齿根表面状况系数，；——弯曲强度计算的尺寸系数，；——试验齿轮弯曲疲劳极限，；——最小弯曲强度的安全系数，；齿根弯曲强度的安全系数为4.2行走机构第二对齿轮，齿数比，材料为20CrMnMo，渗碳淬硬56~60HRC，材料许用应力，输入转矩小齿轮转速为小齿轮速度为载荷系数的确定使用系数动载荷系数：齿向载荷分布系数式中b——齿宽，。——小齿轮分度圆直径，由此得齿轮间载荷分配系数：则综合系数按前苏联库德略采夫方法计算则按GB/T3480——1997方法计算齿面接触应力式中、——综合系数，;——钢制齿轮的弹性系数，；——螺旋角系数，——节点区域影响系数，；——重合度系数，（为与的重合度，）；——圆周力，;——齿宽系数，齿面许用接触应力式中——润滑系数，；——速度系数，；——粗糙度系数，；——工作硬化系数，；——尺寸系数，；——试验齿轮接触疲劳极限，；——接触强度最小安全系数，。接触强度安全系数齿根弯曲应力为式中——弯曲强度计算时的重合度系数，——螺旋角系数，；——齿形系数，；齿根许用弯曲应力式中——试验齿轮的应力修正系数，；——相对齿根圆角的敏感系数，；——相对齿根表面状况系数，；——弯曲强度计算的尺寸系数，；——试验齿轮弯曲疲劳极限，；——最小弯曲强度的安全系数，齿根弯曲强度的安全系数为4.3起升、开闭机构齿轮传动的强度计算功率，齿数比小齿轮为轴齿轮，采用20CrMnMo，齿面渗碳淬硬56~60HRC，大齿轮采用20CrMnMo，渗碳淬火，齿面渗碳淬硬56~60HRC，输入齿轮上的转矩。按前苏联库德略采夫方法计算小齿轮的分度圆直径为则。各系数确定如下：使用系数动载荷系数：式中v——小齿轮的速度，接触强度计算的齿向载荷分布系数式中b——齿宽，。由此得齿轮间载荷分配系数：则综合系数齿形系数由,查【10】图5-12可得。按GB/T3480——1997方法计算齿面接触应力式中——综合系数，——钢制齿轮的弹性系数，；——螺旋角系数，——节点区域影响系数，；——重合度系数，纵向重合度面重合度对于时，。——圆周力，——齿宽，；——分度圆直径，齿面许用接触应力式中——润滑系数，；——速度系数，；—粗糙度系数，；——工作硬化系数，；——尺寸系数，；接触强度安全系数齿根弯曲应力为式中——弯曲强度计算时的重合度系数，——螺旋角系数，；——齿形系数，；齿根许用弯曲应力式中——试验齿轮的应力修正系数，；——相对齿根圆角的敏感系数，；——相对齿根表面状况系数，；——弯曲强度计算的尺寸系数，；——试验齿轮弯曲疲劳极限，；——最小弯曲强度的安全系数，；齿根弯曲强度的安全系数为4.4行星齿轮传动的强度计算齿数，a-g齿轮副的齿数比，传动比。.太阳轮转速为太阳轮线速度为载荷系数的确定使用系数动载荷系数：接触强度计算的齿向载荷分布系数沿齿宽分布系数为齿轮间载荷分配系数：则综合系数太阳轮输入转矩为太阳轮轮齿上的转矩为式中——行星齿轮的个数，；——太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数，。齿轮材料20CrMnMo，渗碳淬火，齿面硬度56~60HRC；材料截面δ=15mm时，。按对称循环载荷性质确定许用应力。式中——安全系数，。计截面尺寸影响，今取。按前苏联库德略采夫方法计算式中——齿宽系数，——齿形系数，按查【10】线图5-12得则按GB/T3480——1997方法计算齿面接触应力式中——钢制齿轮的弹性系数，；——螺旋角系数，——节点区域影响系数，；——重合度系数，；——圆周力，齿面许用接触应力式中——润滑系数，；——速度系数，；—粗糙度系数，；——工作硬化系数，；——尺寸系数，；接触强度安全系数齿根弯曲应力为式中——弯曲强度计算时的重合度系数，——螺旋角系数，；——齿形系数，；齿根许用弯曲应力式中——试验齿轮的应力修正系数，；——相对齿根圆角的敏感系数，；——相对齿根表面状况系数，；——弯曲强度计算的尺寸系数，；——试验齿轮弯曲疲劳极限，；齿根弯曲强度的安全系数为4.5行星轮心轴与轴承寿命的计算1.行星轮心轴强度计算行星轮心轴材料42CrMo，调质处理260~290HRC，太阳轮上圆周力为式中——输入转矩，作用在太阳轮轮齿上的转矩为式中——行星齿轮的个数，；——太阳轮浮动时载荷分配的不均衡系数，。——前一级圆柱齿轮传动比，。作用在心轴上的载荷按均布载荷计算，则最大弯矩为心轴的弯曲应力为2.行星轮轴承寿命采用轴承为21316C/W33，，。行星架转速为行星轮绝对速度行星轮相对于行星架的相对转速为轴承的寿命为4.6轴的键强度计算1.行走机构输入尺寸：。键的尺寸16×10×97，材料为45钢，调质处理。输入转矩为键的挤压应力为﹤=100~120MPa2.起升、开闭机构输入尺寸：85×600。键的尺寸22×14×120,材料为45钢，调质处理。输入转矩为键的挤压应力为﹤=100~120MPa1.太阳轮连接花键的计算。齿数，模数，压力角（GB/T3478.2——1995）输出转矩为键的挤压应力为﹤=100~120MPa式中——各齿载荷不均匀系数，——齿数，——工作齿高，——花键有效长度，——分度圆直径，——跨测齿数，——公法线长度，结构设计5.1行星传动主要零件设计结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轮轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架制成一体，其支撑轴承在减速器壳体内，太阳轮与输入轴通过齿轮联轴器联接，行星架与低速级太阳轮通过双联齿轮联轴器联接，以实现太阳轮和行星架浮动。5.1.1齿轮的结构设计1、太阳轮的结构在行星齿轮传动中，其中心轮的结构取决于行星传动类型、传动比的大小、传递转矩的大小和支承方式。对柔性轴浮动的太阳轮是配置在细长轴上，可以做成齿轮轴。2、行星轮的结构应根据行星齿轮传动的类型、承载能力的大小、行星轮转速的高低和所选用的轴承类型及其安装形式而确定。在大多数的行星传动中，行星轮应具有内孔，以便在该内孔和支承组件上的安装方便和定位精度。为了减少个行星轮间的尺寸差异，可以将同一个行星齿轮中的6轮组合起来一次进行加工，这样制造的行星轮可以装配在整体式转臂上。3、大齿圈的结构此次设计的2K-H行星减速机有差动传动工况，内齿圈结构必须设计成既有内齿又有外齿的大齿圈结构，在大齿圈内外齿之间均布螺栓孔以便连接到其他构件以便安装轴承轴承安装的达到转动要求,且与机体有精确的定位配合。5.1.2行星轮轴直径1、行星轮轴直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷，当行星轮相对行星架对称配置时，载荷则作用在轴跨距的中间。取行星轮与行星架之间的间隙，则跨距长度。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为的双支点梁。当轴较时，两个轴承几乎紧紧的靠着，因此，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷（见图5-1）。图5-1行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩：行星轮轴采用45号钢调质，考虑到可能的冲击振动，取安全系数；则许用弯曲应力故行星轮轴直径取出于轴承润滑考虑，行星轮轴将采用中空结构。故直径放大50%，取。实际尺寸将在选择轴承时最后确定。5.2输入、输出轴轴径的确定根据所受的转矩进行计算，对于同时受转矩与弯矩作用时，用降低许用应力来考虑弯曲强度的影响。1.起升、开闭机构输入轴功率，输入转速，轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为考虑键槽影响，先采用φ85许用扭应力[τ]=30Mpa。2.行走机构输入轴功率，输入转速，轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为考虑键槽影响，先采用φ55，许用扭应力[τ]=30Mpa3.输出轴径的确定功率，转速轴材料为35CrMo，调质处理，则轴径为考虑键槽影响，和联轴器的选用现采用φ170，用扭应力[τ]=35Mpa5.3行星架的结构设计行星架H是行星齿轮传动中的一个较重要的构件。一个结构合理的行星架H应当是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星轮间的载荷分布均匀，而且应具有良好的加工和装配工艺。从而，可使行星齿轮传动具有较大的承载能力、较好的传动平稳性以及较小的振动和噪声。由于在行星架H上一般安装有个行星轮的心轴或轴承，故它的结构较复杂，制造和安装精度要求较高。尤其，当行星架H作为行星齿轮传动的输出基本构件时，它所承受的外转矩最大，即承受着输出转矩。目前，较常用的转臂结构有双侧板整体式、双侧板分开式和单侧板式三种。在行星轮数的2K-H型传动中，一般采用如图5-2所示的双侧板整体式行星架。由于双侧板整体式行星架的刚性较好，它已获得了广泛的应用。在加工行星架时，应尽可能地提高行星架H上的行星轮心轴孔（或轴承孔）的位置精度和同轴度，以减小行星轮间载荷分布的不均匀性。图5-2双侧板整体式行星架5.4机体的结构设计箱体是各基本构件的安装基础，也是行星齿轮传动中的箱根组成部分了。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。按照行星传动的安装形式的不同，可将机体分为卧式、立式、法兰式。按其结构的不同，又可将机体分为整体式和剖分式。卧式整体铸造机体，其结构简单、紧凑，能有效地吸取振动和噪声，还具有良好的耐腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。铸造机体应尽量避免腐蚀性。通常多用于专用的行星齿轮传动中，且有一定的生产批量。剖分式机体结构，通常用于规格大的、单件生产的行星齿轮传动中;它可以铸，也可以焊接。采用轴向剖分式机体的显著优点是安装和维修较方便，便于进行调试和测量。立式法兰式机体结构，它可适用于与立式电动机相组合的场合。成批量生产时可以铸造;单件生产可以焊接。铸造机体的一般材料为灰铸铁，如HT150和HT200等;若机体承受圈套的栽花，且有振动的冲击的作用可用铸钢，ZG45和ZG55等。为了减小质量，机体也可以采用铝合金来铸造，如ZL101和ZL102等。根据所设计的减速器的要求，结构简单、紧凑，采用卧式两级整体铸铁机体。铸铁机体的各部结构的确定见表5-1。铸造机体应尽量避免壁厚突变，应设法减少壁厚差，以免产生疏松和缩孔等铸造缺陷。表5-1行星减速器铸造机体结构尺寸（单位：mm）名称代号计算方法计算结果上箱盖壁厚见表20下箱座壁厚见表20箱盖凸缘厚度30箱座凸缘厚度30加强肋厚度0.8518加强肋斜度箱座底凸缘厚度2.550盖与座连接螺栓直径（0.5~0.6）22轴承端盖螺栓直径（0.4~0.5）18底脚螺栓直径40轴承旁连接螺栓直径0.7530地脚螺栓孔的位置5575由于行星齿轮传动具有质量小、体积小等优点。但其散热面积也相应地。尤其是当行星传动的速度较高、功率较大时，其工作温度就会很高。为了增大散热面积，应在机体外表面制作出一些散热片。行星齿轮减速器的机体与普通圆柱齿轮减速器的机体一样，也需要设置通气帽、观察孔、起吊环、油标和放油塞等，其具体结构见装配图。第六章均载装置的设计6.1均载装置的选择1.设计与均载机构的选择有以下几点原则：1）采用的均载机构应使传动装置的结构尽量实现空间静定状态，并能最大限度地补偿误差，使行星轮间的载荷分配不均衡系数和沿齿宽方向的载荷分布系数值最小。2）均载机构离心力要小，以提高均载效果和传动装置的平稳性。3）均载机构的摩擦损失要小，效率要高。4）均载构件上受的力要大，受力大则补偿动作灵敏、效果好。5）均载构件在均载过程中的位移量要小。6）应有一定的缓冲和减振性能。7）要利用传动装置整体结构的布置，使结构简化，便于制造、安装维修。8）要利于标准化、系列化产品组织成批生产。2.均载装置的选定综合考虑本次设计要求和各方面因素采用太阳轮浮动均载机构。太阳轮重量小，浮动灵敏，机构简单，容易制造。当中低速时，均载效果显著。6.2行星轮间载荷分布不均匀性分析所谓行星轮间载荷分布均匀（或称载荷平衡），就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力的大小相等。例如在图6-1所示的2K-H行星传动，设中心轮a上输入一个转矩，在理想的制造精度和刚度的条件下，中心轮a上的轮齿就会与个行星轮c上的轮齿相接触（啮合），则各行星轮、和（）对中心轮a的法向作用力、和组成为一个等边的力三角形[见图6-1（b）]，即各行星轮作用于中心轮a上的力的住矢为零，；而其主矩的大小则等于转矩。因此，中心轮a可达到无径向载荷地传递转矩。但是，在没有采取任何均载措施的情况下，实际上行星轮间的载荷分布是不均匀的；即使采用了某种均载机构，在行星轮传动工作的过程中，行星轮间的载荷分布也并非完全是均衡的。行星轮间载荷分布不均匀的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分所组成的。而行星齿（a）载荷均匀分布（b）等边的力三角形（c）载荷分布不均匀图6-12K-H型行星轮间的载荷分布轮传动零件的制造误差将使轮齿工作齿廓间形成间隙或过盈。各基本构件和行星轮轴线的位移，及各齿轮的运动误差，例如，中心轮轴线的位移，轴承轴线或内齿轮与箱体配合的径向位移和转臂上安装行星轮的心轴孔的位移，以及双联行星轮工作齿形的相对位移，中心轮a、b的运动误差和行星轮与中心轮啮合的运动误差等，将形成中心轮与行星轮啮合时的间隙或过盈。由于上述这些行星轮与中心轮啮合时的总间隙或过盈的存在，当中心轮a或b和转臂x的轴线都不能自由偏移而实现自由调整时，就可能出现中心轮a或b仅与一个行星轮接触的情况，而中心轮与其余行星轮的啮合处就会产生间隙、…（见图6-2）。在输入转矩的作用下，由于齿轮、轴和轴承等零件的变形，而使齿轮a旋转某图6-2未采取均载措施行星轮的啮合情况一角度，如果弧线的数值小于齿轮最小侧隙的数值，即；那么，其所有载荷（切向力）就全都由一个与中心轮a相接触的行星轮传递，即。当行星轮间的载荷分布均匀时，中心轮a与每个行星轮啮合处的平均切向力为（6-1）式中——中心轮a与各行星轮啮合处的切向力之和，N；——行星轮数，一般，取。——中心轮a输入的转矩，；——中心轮a的分度圆直径，。当行星轮间载荷分布不均匀时，其行星轮上所受的最大载荷与各行星轮所受的平均载荷的比值，称为行星轮间分布不均匀系数；即行星轮间载荷分布不均匀系数为（6-2）在计算行星齿轮传动的齿轮强度时，应按行星轮上所受的最大载荷来进行。由式（6-2）可得最大载荷的计算公式为（6-3）显然，当所有的载荷全都由一个行星轮承受，即时，由公式（6-1）、公式（6-2）可得，其载荷分布不均匀系数为即此时其载荷分布不均匀系数等于行星轮个数。在理想的均载情况下，所有的载荷由个行星轮承受，即各行星轮间的载荷均匀分布；其平均切向力为。仿上，则可得其载荷分配不均匀系数为所以，在行星齿轮传动中，其行星轮间载荷分布不均匀系数的数值范围为。6.3均载机构简介在保证各个零件有较高制造精度的同时，在设计上采用能够补偿制造、装配误差以及构件在载荷、惯性力、摩擦力或高温下的变形，使各行星轮均衡分担载荷的机构是十分必要的。采用这种使行星轮分担载荷的机构是实现均载既简单又有效的途径。这种机构叫做均载机构。2K-H行星齿轮传动常用的均载机构为基本构件浮动的均载机构，主要适用于具有三个行星轮的传动。它是靠基本构件（太阳轮、内齿圈或行星架）没有固定的径向支承，在受力不平衡的情况下作径向游动（又称浮动），以使个行星轮均匀分担载荷。基本构件浮动的最常用方法是采用双联齿轮联轴器（见图6-3），一般，其允许径向位移为，允许角位移；采用鼓形齿时，允许角位移。由此可见，双齿联轴器允许被连接轴线间有一定的径向位移和角位移，故其浮动效果好。双齿联轴器的齿套长度L可近似计算为（如图6-3）（a）单齿套（b）双齿套图6-3联轴器齿套长度计算简图（6-4）式中——中心轮a的最大浮动量，mm；——联轴器齿套允许的最大偏斜角。齿套的轮齿宽度b为（6-5）式中——联轴器齿轮的分度圆直径，mm。齿套内、外齿的制造精度一般为8级。6.4浮动齿轮联轴器的设计研究在行星齿轮传动中，采用浮动的齿轮联轴器作为其均载机构已获得了广泛的应用。它是利用内、外齿轮副的啮合，以实现两半联轴器的连接。齿轮联轴器具有结构紧凑，承载能力大，工作可靠；补偿性能好，即具有综合补偿两轴相对位移的能力；使用速度范围广等许多优点。正是由于它能较好地保证行星齿轮传动中的基本构件在实现行星轮间载荷均衡的过程中所需要的自由度，从而补偿了由于制造和装配误差对行星轮间载荷分布均匀的不良影响。因此，浮动的齿轮联轴器已被认为是行星齿轮传动中性能良好的均载机构之一，而被广泛地采用。浮动齿轮联轴器一般是有内齿圈和外齿半联轴器等零件组成。按浮动中心轮的啮合形式可分为外啮合中心轮a的齿轮联轴器和内啮合中心轮b的齿轮联轴器。在这些结构形式中又有单齿联轴器和双齿联轴器两种形式。按其轮齿截面形状又可分为直齿式和鼓形齿式等形式。为了减少轮齿的磨损和相对移动的阻力，在相互啮合的两轮齿间应留有适当的齿侧间隙。同时，当浮动齿轮联轴器偏移时，仍可使润滑油通过齿侧间隙渗入啮合处，以避免轮齿被咬住，而保证该啮合齿轮副的正常运转。为了补偿浮动齿轮联轴器两轴轴线的相对角位移，将外齿半联轴套的齿顶外圆制成球面，球面的中心应在齿轮轴线上。为使润滑油能渗入啮合处，轮齿间的的齿侧间隙较一般齿轮传动的轮齿间隙要大。为了能得到较大的性队角唯一，而有利于改善轮齿的接触条件和提高齿轮联轴器传递转矩的能力，则可采用鼓形轮齿。采用鼓形轮齿时，其许用相对角位移可达。从而，提高了鼓形齿联轴器的补偿性能。同时，也提高了该论论联轴器传递转矩的能力：通常，可提高15%～20%。6.4.1几何尺寸计算浮动用齿式联轴器的啮合参数由于受结构条件的限制，通常不能完全按标准联轴器的规格套用。联轴器的内齿和外齿啮合，其齿形角为20°～30°，最常用的为20°。可采用变位和非变位啮合，采用变位啮合时，外齿轮和内齿轮的变位系数大小相等，方向相同，一般壳取0.3～0.5（若联轴器的齿为被浮动齿轮轮齿的一段，则变位系数可与被浮动齿轮相同）。这种变位有利于提高外齿套的齿根强度，因为内齿的齿根抗弯截面较大，变位后使两者趋向等强度。对于齿数较少的内齿圈，变位还有利于避免插齿时的顶切现象。变位后外齿的齿顶厚应保证。主要几何尺寸的计算：分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿廓平均压力角式中、——分别为外齿和内齿的齿顶高系数；——内齿的齿根高系数。和按不同的定心方式确定，对于外径定心=0.8～1.0对于外齿定心=0.8～1.0，=1.25与内齿圈的齿数有关，一般取=0.6～1.0，常用值为0.8和1.0.为避免内齿顶圆小于基圆，当z＜35时，可按下式验算6.4.2强度计算浮动齿式联轴器的失效形式主要是齿面的磨损和点蚀，断齿的可能性较小。一般按齿面挤压或接触强度计算即可，轮齿的弯曲强度计算一般可不进行计算。具体计算，可参阅有关资料，当需要具有很小磨损等高要求时，应适当降低使用应力或采取其他措施。第七章设计总结本次设计，是大学的全部基础课、技术基础课程以及全部专业课程和生产实习的综合。这是我们在进行毕业之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的锻炼。它在我们四年的大学生活学习中占有很重要的地位。在此次毕业设计中我对自己未来将从事的工作进行了一次适应性训练,从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力,为今后参加祖国的现代化建设打下了一个良好的基础。本次设计查阅了有关手册、教材，并在互联网上进行文献检索，采用了计算机辅助设计，对各个重要步骤进行了详细计算和说明,必要处都有校核。装配图和零件图按照国家机械制图标准和机械设计的习惯画法绘制,通过这次设计，我进一步熟悉了有关标准、规范、技术文件和设计说明书的编写，分析问题、解决问题的能力得到了提高，能够综合运用所学知识解决一些实际生产问题。圆满地完成了本次毕业设计。这次设计中我最大的感受是：理论与实践必须相结合，只有将正确的理论应用于实践中，才能真正发挥理论的价值，才能更深刻地了解和掌握理论的真正内涵，而要做到理论与实践相结合必须有一定的理论基础和丰富的实践经验。在这方面，我很欠缺，还在待于在日后的进一步学习和工作中来弥补和提高。此外，设计工作是一项繁重的工作，必须具有严谨细致的工作作风和顽强的决心和毅力。由于能力所限,经验不足，设计中尚有许多不足之处,恳请各位老师给予指教。参考文献[1]M.F.Spotts.DesignofMachineElements(seventhedition).PearsonEducation,2002[2]赵伟民等.多级行星减速器J特性图表示及分析[J]。水利电力机械，2001（2）；15-19[3]申永胜.机械原理教程[M].北京：清华大学出版社，1999[4]颜思渐.渐开线齿轮行星传动的设计与制造[M].北京:机械工业出版社,2002[5]王文斌.机械设计手册（新版）.第3卷.[M].北京:机械工业出版社，2004[6]张广礼等.UG18基础教程[M].北京:清华大学出版社,2003[7]杨廷栋等.渐开线齿轮行星传动[M].成都：成都科技大学出版社，1986[8]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].北京：化学工业出版社，2003[9]饶振纲.行星齿轮变速箱的结构参数与传动比计算.江苏机械制造与自动化,2001,(2)[10]张展.行星差动传动装置.[M].北京：机械工业出版社，2009[11]吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，1999[12]邹慧君.机械原理课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，1998[13]桂乃磐.计算行星轮系传动比求法的比较研究[J].山西机械，2003(4):4-5[14][日]两角宗晴著，桂乃磐译.复合行星齿轮装置的计算[J].常德高等专科学校学报,1993(2):39-46[15]桂乃磐，郭惠昕.2K-H型单向封闭差动轮系效率计算方法的比较研究[J].机械设计，2001(5):29-31[16]濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社，2006[17]许洪基，雷光.《现代机械传动手册》[M].北京:机械工业出版社,2002[19]饶振纲.行星齿轮变速箱的设计与研究[J].传动技术，1999(2),(3)[20]成大先.机械设计手册(单行本——轴承).北京:化学工业出[21]成大先.机械设计手册(单行本——机械传动).北京:化学工业出致谢在本次设计中，首先衷心感谢我的指导老师桂乃磐老师的悉心指导和耐心帮助，他严谨的工作作风和渊博知识给了对我这个课题给了我很大的帮助。接下来我要感谢我这个课题小组的成员对我的工作的帮助和支持，同时也感谢为我的课题提出宝贵意见的同学及朋友，他们帮我解决了许多的难题，并为我的设计提出了许多的宝贵意见。通过本次完成设计任务，巩固了专业知识，同时在学习过程中，提高了自身的科研能力，增长了生产实践的经验，这对我今后的学习进步是很有意义的。最后，在此对所有的论文评审老师和答辩委员会的全体老师表示由衷地感谢。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究HYPERLINK"/detail