1、 本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 1 页 共 27 页1 绪论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
2、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。11 发展概况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，传动功率、转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现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化的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 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
3、。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 1-8。12 3K 型行星齿轮传动在图 4 所示的 3K 型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮 a、b 和e，故其传动类型代号为 3K10。在 3K 型行星传动中，由于其转臂 H 不承受外力矩的作用，所以，它不是基本构件，而只是用于支承行星轮心轴所必需的结本
4、 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 2 页 共 27 页构元件，因而，该转臂 H 又可称为行星轮支架（简称为行星架） 。(a) 3K()型 (b) 3K()型 (c) 3K() 型图 1-1.3K 型行星齿轮传动（1）3K（）型 具有双齿圈行星轮的 3K 型行星齿轮传动，如图 1-1(a)所示。它的结构特点是：内齿轮 b 固定，而旋转的中心轮 a 和 e 分别与行星轮c 和 d 相啮合，故可用传动代号 3K（）表示。在各种机械传动中，它已获得了较广泛的应用。（2）3K（）型 具有单齿圈行星轮 c 的 3K 型行星齿轮传动，如图 1(b)所示。该 3K 型行星传动的结构特点是：
5、三个中心轮 a、b 和 e 同时与单齿圈行星轮 c 相啮合；即内齿轮 b 固定，两个旋转的中心轮 a 和 e 同时与行星轮 c 相啮合，故可用传动代号 3K（）表示。一项较新型的行星齿轮传动，目前该项传动新技术在我国的齿轮传动中已获得了日益广泛的应用。（3）3K（）型 具有双齿圈行星轮的 3K 型行星齿轮传动，如图 1(c)所示。它的结构特点是：内齿轮 c 固定，两个旋转的中心轮 a 和 b 与同一个行星轮 c 相啮合，而另一个行星轮 d 与固定内齿轮 e 相啮合；故可用传动代号3K（）表示。在实际运用中，一般很少采用 3K（）型行星齿轮传动 10。现在我们来看看 3K（）型行星齿轮传动的独特
6、的优点：转臂 H 不承受外载荷，故其转臂 H 不是基本构件，因而又称该转臂 H 为行星架。用单个行星轮g 代替了 3K（）型行星传动中的双联行星轮 g-f；因而使其结构简化了，制造安装容易。其传动比范围大，通常为 i=40300 。因此，人们称 3K（）型行星齿轮传动是一种结构紧凑和减速比大的奇异型的行星齿轮传动 9-12（如图1-2） 。本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 3 页 共 27 页图 1-2.3K（）型行星齿轮传动2 行星齿轮传动的设计计算21 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据毕业设计任务书设计要求，为了装配方便，结构更加紧凑，选用具有单齿圈行星轮的
7、3K（）型行星齿轮传动，传动简图如图 1-1（b） 。22 配齿计算据 3K（）型行星传动的传动比 ip 值和按其配齿计算公式可求得内齿轮b、c 和行星轮 e 的齿数 zb、z c 和 ze。现考虑到该行星齿轮传动的外廊尺寸较小，故选择中心轮 a 的齿数 和行星轮数目 。为了使内齿轮 b 与 e 的齿15a3np数尽可能小，即应取 。再将 za、n p和 ip值代入公式，则得内齿3nzpbe轮 b 的齿数 zb为式（2-30)315()3(154)15(2-2 papapaiz1）由此可得内齿轮 e 的齿数 ze 为式（2-30npb2）本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第
8、4 页 共 27 页因 为偶数，按公式可求得行星轮 c 的齿数 zc为1853zae式（2-81)53(21)(2c aez3）验算其实际的传动比 为baei式（2-3)29)(1530)(1beabbaezi4）其传动比误差 为i式（2-03pbaei5）故满足传动比误差的要求，即得该行星齿轮传动实际的传动比为 。最后3baei确定该行星传动各轮的齿数为 。8z30z15ceb和、a23 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 5862HRC，查图可取 和 16，2HlimN/1402FlimN/340中心轮 a
9、和行星轮 c 的加工精度 6 级；内齿轮 b 和 c 均采用 42CrMo，调质硬度217259HB，查图可取 和 16，内齿轮 b 和2Hlim/7802Fli/6e 的加工精度 7 级。按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数 m 为式 （2-3Fli21da1PAmzYKT6）现已知 。2Flim1N/3405z，小齿轮名义转矩本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 5 页 共 27 页式（2-mN329.0145.9nP54T1p1 7）取算式系数 ；查表取使用系数 ；取综合系数 ；取接2. Km1.5 KA1.8KF触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 ，由公式可得2Hp
10、；由图查得齿形系数 ；由表1)(5.1HpFp 3.).(567.2Y1Fa查得齿宽系数 16；则得齿轮模数 m 为6.0d式 （2-)(49.03415.67.283291.m2m8）取齿轮模数 m =0.6mm。24 啮合参数计算在三个啮合齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 中，其标准中心距 a 为式 （2-)(5.7)83(6.021)(21)(9.6)85(.021)(21mzmazaceecbbcac 9）由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，且有 。因此，bcaec该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的传动比 的要求，又能满足啮合传动的同心条件，
11、即应使各齿轮副的啮3pi合中心距 相等，则必须对该 3K()型行星齿轮传动进行角度变位。a根据各标准中心距之间的关系 ，现选取其啮合中心距bcaec作为各齿轮副的公用中心距值。m2.7aec已知 和 ， 及压2z3zcbca， 25zcem5.7a6.0m，本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 6 页 共 27 页力角 ，按公式计算 3K()型行星齿轮传动角度变位的啮合参数。对各齿20轮副的啮合参数计算结果见表 2-1。表 2-1. 3K()型行星传动啮合参数计算项目 计算公式 a-c 齿轮副 b-c 齿轮副 e-c 齿轮副中心距变动系数 yma 1ay5.1by0cy啮合角
12、 )cosar( 2.30ac 2.34bc2ec变位系数和 )(tan2ziv2589.1ac0537.2bc)(021ec齿顶高动系数 yy-.0ya.ybye重合度 )tan(tz2121785.a7638.0a073.1a确定各齿轮的变位系数 x。(1)a-c 齿轮副 在 a-c 齿轮副中，由于中心轮 a 的齿数 ，17z5 mina和中心距 。由此可知，该齿轮342zzminca 5.7m9.6ac副的变位目的是避免小齿轮 a 产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变位本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 7 页 共 27 页方式也应采用角度变位的正传动，即 0xc
13、ac当齿顶高系数 ，压力角 时，避免根切的最小变位系数 为1ha20min式 （2-176.57zamin10）按公式可求得中心轮 a 的变位系数 为a)(5.0acacaa yz08.)259.8.1(5289.1式 （2-76.06.0min11）查公式可得行星轮 c 的变位系数 为c式 （2-397.0861.259.1acc12）(2)b-c 齿轮副 在 b-c 齿轮副中， ，178minzc和 。据此可知，该齿轮副的变342minzzcb maabc5.76.位目的是为了避免齿轮 c 产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即 0cbc现已知其变位系
14、数和 和 ，则可得内齿轮 b 的变位0537.2bc973.系数为 。419.cb(3)e-c 齿轮副 在 e-c 齿轮副中， ， 和minze3425minzzce。由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复maec5.7啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即 。则可得内0cec本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 8 页 共 27 页齿轮 e 的变位系数为 。397.0ce25 几何尺寸计算对于该 3K() 型行星齿轮传动可按书中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表 2-2。表 2-2. 3K()型行星传动几何尺寸计算项 目 计
15、算 公 式 a-c 齿轮副 b-c 齿轮副 e-c 齿轮副变位系数 121397.086121451.239701397.021分度圆直径 d 21mz8.4d218d21 8.d421基圆直径 db cos2150.72b1945.602b16059.2b1节圆直径 d12211azz87.d3921 87.d21 8.d421外啮合 yhmaa221()1608.9342ad本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 9 页 共 27 页)0( )(212211yhmdaa eda476.105.92a齿顶圆直径da内啮合 )(2.15,()(2212211zhmeCadeaf
16、aa 插 齿 13e eda476.105.92a外啮合 )(221Chdaff 76.3592821fd齿根圆直径df内啮合 )(0211插 齿af079.2163fd685.2173fd式中 -齿顶高系数，取 ；ah1ah-顶隙系数，取 。C25.0Ce-齿顶间隙，可按下式计算： 2)(.1zhmea关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径 的计算。ad已知模数 ，插齿刀齿数 ，齿顶圆系数 ，变位系m.6050z25.10ah数 。试求被插齿内齿轮的齿根圆直径 。0 2f齿根圆直径 按下式计算，即 2fd0daf式中 插齿刀的齿顶圆直径；0a插齿刀与被加工内齿轮的中心距。2式（2-)(5.16
17、)02.(6256.0)(00 mhmzdaa 13）现对内齿轮齿轮副 b-c 和 e-c 分别计算如下。本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 10 页 共 27 页(1) b-c 内齿轮齿轮副( , )。451.230bzinvzinvb0202ta)式（2-3714.0253t41.( i14）查表可知 16。520式（2-3158.)52cos0(3)1cos(02002 zyb15）加工中心距 为02a式（2-)(2894.)315.20(6.)(0202 myzmb 16）按公式计算内齿轮 b 齿根圆直径为式（2-)(079.2184.25.16202adf 17）
18、(2) e-c 内啮合齿轮副( , )。3.02cz仿上， invzinv0202ta)(式（2-051.253t97. i18）查表得 16。20式（2-3208.)129cos0(53)1cos(02002 zye19）式（2-)(548.)30.25(6.)2(0202 myzmab 本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 11 页 共 27 页20）则得内齿轮 e 的齿根圆直径为式 （2-)(685.21594.2.16202 madf 21）26 装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。(1)邻接条件 按公式 验算其邻接条件paccndsi2将
19、已知的 和 值代入上式，则得acd、 pn式 （2-)(904.1238si7.52)6.108( mm22）即满足邻接条件。(2)同心条件 按公式式（2- coscosebazz23）验算该 3K() 型行星传动的同心条件，根据所求的代人上式，得61.20cos52.34cs.0cos2则满足同心条件。(3)安装条件 验算其安装条件， 式（2-)(21305整 数整 数pcbanz24）所以，满足其安装条件。27 传动效率的计算由表 2-2 的几何尺寸计算结果可知，内齿轮 b 的节圆直径大干内齿轮 e 的节圆直径 ，即 ，故该mdb85.19 m8.91deebd本 科 毕 业 设 计 说
20、明 书 （ 论 文 ） 第 12 页 共 27 页3K()行星传动的传动效率 可采用公式 baexbeaepi198.0bae式（2-25）进行计算，已知 和3baei2abzp其啮台损失系数 式（2-xmebxe26） 和 可按公式 式xmbe )1(2ecmxebcxzf（2-27）计算。取轮齿的啮合摩擦因数 ，重合度 ，且将 zc、z b和 ze代入式0.1 mf 8.0（2-27） ，可得式（2-019.)38(1.0252xmeb28）即有 234.xmebxe所以，其传动效率为式（2-%7894.023.13980198.0bae xbeaepi29）可见，该行星齿轮传动的传动效率
21、满足任务书要求。28 齿轮强度验算由于 3K() 型行星齿轮传动具有短期问断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 13 页 共 27 页强度条件公式 进行校核计算PF首先按公式 式（2-PFVAKo30）计算齿轮的齿根应力，齿根应力的基本值 可按公式Fo式（2-YbmFSato31）计算，许用齿根应力 可按公式Fp式（2-XRrelTlFNTSFYYPminl32）计算。现将该 3K() 行星传动按照三个齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 分别验算如下。(1)a-c 齿轮副 名义切
22、向力 Ft。中心轮 a 的切向力 可按公式tcat式（2-)(20NTdnFapca33）计算；已知 ， 和 。则得m0.987 a3 npmda91.式（2-N)(.70.820 aptTF34） 有关系数a. 使用系数 。AK使用系数 按轻微冲击查表得 16。35.1KAb. 动载荷系数 。V本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 14 页 共 27 页式（2-190)(xaxndv35） 其中 式（2-)/(3.48215smpnax36） 所以 式（2-)/(75.09).0(3. svx 37）已知中心轮a和行星轮c的精度为6级，即精度系数 ；再按公式计算动6C载荷系
23、数 ，即VK式（2-BxvA20V38）式中 式（2-25.)6(5.)(25.07.067.0CB39）式（2-9).1()1(A40）则得式（2-06.13209K25.V41）c. 齿轮载荷分布系数 。F式（2-Fb)1(K42）式（2-42.0957.0ad43）本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 15 页 共 27 页由 代入式（2-43） ，则得3.1d式（2-3.1).(1FK44）d. 齿间载荷分配系数 。查表得F161.Ke. 行星轮间载荷分配系数 。FP式（2-)(5.H45）已取 ,则得2.1HPK式（2-3.1)2.(51FPK46）f. 行星轮间载
24、荷分配系数 。FaY查表得 1658.21FaY3.2g. 应力修正系数 。Sa查表得 1663.1Sa 7.12SaYh. 重合度系数 。tY式（2-1875.0.25.7.025. act47）i. 螺旋角系数 。Y查图得 161因行星轮c不仅与中心轮a啮合，且同时与内齿轮b和e相啮合，故取齿宽m6 计算齿根弯曲应力 。F本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 16 页 共 27 页式（2-FPVAtSaFtF KYbm1148）2/43.287.13.0615.87.635.2067 mN式（2-FPVAtSaFtF KYbm2249）2/5.73.1.0615.187.
25、3.6017 mN取弯曲应力 。2/mNF 计算许用齿根应力：式（2-XRrelTBlNTSFYYPminl50）已知齿根弯曲疲劳极限 。2Flim/340查表得最小安全系数 16。6.1inS式中各系数 、 、 、 和 取值如下。TYNBrelTRrelYX应力系数 ，按所给定的 区域图取 时，取 16。SFlimFlim2STY寿命系数：式（2-02.6)13(LNTY51）式中应力循环次数 按下面公式计算，且可按每年工作300天，每天工作L16h，即式（2-51074.3).48150(6)(60 tnNpxaL52）本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 17 页 共
26、27 页则得 式（2-06.1)74.13(2.56NTY53）齿根圆角敏感系数： 1BrelTY相对齿根表面状况系数：式（2-1.0)(529.0674.ZRrelTR54）取齿根表面微观不平度 ，代入上式得：mZ.1式（2-98.0)15.2(90674.RrelTY55）尺寸系数式（2-04.1.051.051nXmY56）可得许用齿根应力为：式（2-)/(15.490.98106.2.134 2mNPF 57）因齿根应力 小于许用齿根应力 ，)/(2mNF )/(15.492PF即 。所以，a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。PF(2) b-c齿轮副 在内啮合齿轮副b-c中只需要校核内齿
27、轮b的齿根弯曲强度，即仍按公式（2-49）计算其齿根弯曲应力 及式（2-50）计算许用齿根应力2F。已知 ， 。Fp302bzFlimN/60仿上，通过查表或采用相应的公式计算，可得到取值与外啮合不同的系数为 , , , , ,1.VK.F1.2FKPF053.2aY65.2Sa， , 和 16。代入公式（2-49）则得2tY90NT03BrelTY1.X本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 18 页 共 27 页式（2-FPFVAtSaFtF KKYbm12258）2/3.961.261.52.6503.67 mN取 )/(2NF)/(3051.9803.126.10 2m
28、inl YSYXRrelTlFTP 可见， ,故b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。2p(3) e-c齿轮副 仿上，e-c齿轮副只需要校核内齿轮e的齿根弯曲强度，即仍按公式计算 和 。仿上，与内齿轮b不同的系数为 和 。2Fp 02.1PFK3.tY代入上式，则得式（2-FPVAtSaFtF KYbm2259）2/84.2560.126.15.03.1650.617 mN因 )/.2(21mNF取 8式（2-XRrelTlFNTSFYYPminl60）)/(3051.9803.126.10 2mN可见， ，故e-c齿轮副满足弯曲强度条件。Fp3 结构设计根据 3K() 型行星传动的工作特点、传递
29、功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮(太阳轮)a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以，轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；即将中心轮 a 与输入轴连本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 19 页 共 27 页成一个整体。且按该行星传动的输入功率 P 和转速 n 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装拆，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。内齿轮 b 采用了十字滑块联轴器的均载机构进行浮动；即采用齿轮固定环将内齿轮 b 与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。
30、内齿轮 e 采用了将其与输出轴连成一体的结构，且采用平面辐板与其轮毂相联接。行星轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以便保证该行星轮c 与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 c 相啮台。在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚动轴承来支承着。而行星轮轴在安装到转臂 H 的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该 3K 型行星传动的转臂 H 不承受外力矩，也不是行星传动的输人或输出构件；而且还具有 个行星轮。因此，其转臂 H 采用了双侧板整体式3 np的结构型式。该转臂 H 可以采用两个向心球轴承支承在中心轮 a 的轴上。转臂 H 上各行星轮轴孔
31、与转臂轴线的中心距极限偏 可按公式f式（3-)(1083mafa1）计算。现已知啮合中心距 ，则得m5.7a式 （3-)(016.81033fa2）取 m7.5fa各行星轮轴孔的孔距相对偏差 可按公式1式（3-)(10)5.43(1a3）计算，即本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 20 页 共 27 页式（3-)(0123.8.1057).43(10)5.43(1 ma4）取 m.1转臂 H 的偏心误差 约为孔距相对偏差 的 1/2，即e1me521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，验算其装配条件，且进行了结构设计之后，现在可以绘制该行星齿轮传动结构图
32、。31 初估轴径选取轴的材料为45钢，调质处理，查表取 16,得120A式（3-mnPAd6.514.023310min3）输出轴的最小直径是用与安装联轴器。为使所选直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，考虑扭矩变化很小，取 ，则3TKAca3.1AK式 （3-mNTAca 427.09.14）查手册，选用TL1弹性套柱销联轴器，取轴径 。d10式（3-kwP185.0%7915.0125）式（3-min/94.3030rnni aeeabeab 6）可知 式（3-nPAde 59.14.381230min2 7）本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文
33、） 第 21 页 共 27 页因而输出轴可选用YL3凸缘联轴器，取轴径 。md1632 轴的结构设计如果安装齿轮处的轴径d满足 （ 齿根圆直径），则齿轮f5.24fd与轴做成一体，而且一般 ，以便齿轮加工时退刀。但当齿轮顶圆直径较4df小时，其齿根圆直径允许小于相邻的轴径 17。图3-1.轴1结构图图3-2.轴2结构图本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 22 页 共 27 页33 拟定轴上零件的装配方案并选择支承的结构型式轴上零件的装配方案及轴支承结构型式的不同，轴的结构形状、尺寸也将不同，可通过分析比较选择一个好的方案。圆柱齿轮、套筒、左端轴承、轴承端盖和联轴器依次由轴的
34、左端装入，仅有右端轴承从轴的右端装入。轴的支承结构型式采用的是两端（单向）固定型式。34 轴承的选择据情况可选择深沟球轴承6003， ， ， ，深沟md17D35mB10球轴承6203， ， ， ，深沟球轴承6010，md17D40B2， ，d5080635 行星架的选择双壁整体式行星架的刚性好，如轴与行星架一体，轴与行星架为法兰式连接，带齿的浮动行星架，焊接式行星架等应采用双壁整体式行星架。双壁分开式行星架结构复杂，主要用于传动比较小的情况（如 ）的4baHi型传动。NGW单臂式行星架结构较简单，可容纳较多的行星轮，但行星轮心轴为悬臂状态，受力情况不好。综上所述，选双壁整体式行星架。本 科
35、毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 23 页 共 27 页结 论本课题主要是为了加强自身了解国内外传动机构的发展现状，按照要求设计一个行星齿轮传动机构。本文介绍了行星齿轮减速器的发展概况、应用、类型，还有设计方法。本文采用了 3K()型行星传动进行设计。 3K 型行星传动结构特点是：三个中心轮 a、b 和 e 同时与单齿圈行星轮 c 相啮合；即内齿轮 b固定，两个旋转中心轮 a 和 e 同时与行星轮 c 相啮合，故可用传动代号 3K()表示。它是一项较新型行星齿轮传动，目前该项传动新技术我国齿轮传动中已获了日益广泛应用。本次的设计主要针对行星齿轮传动的设计，参考行星齿轮传动设计书，
36、一步一步按照要求设计齿轮，太阳轮a、内齿轮b和e、行星轮c的结构设计，终于本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 24 页 共 27 页完成了最终的设计，并通过AUTOCAD画出了总的装配图，基本上完成了课题的任务。在行星齿轮减速器的设计中，还应该特别注意结构布置的合理性。引文结构位置如果不合理，将会直接造成载荷分配的不均匀，从而使设备达不到原设计效果。所以我在这里，将轴1和轴2放在同一水平面上，刚度也适当加强，收到明显效果，噪音减小运转平稳。本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 25 页 共 27 页致 谢在本毕业设计即将完成之际，我想对所有曾经帮助过我和支
37、持我的人表示衷心的感谢。由衷地感谢我的导师刘艳艳，本课题在选题及研究过程中得到刘老师的悉心指导，并多次为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨，热忱鼓励。感谢我的室友们，在我需要帮助的时候，他们总是会向我伸出援手，在做毕业设计的过程中，我总是会有一系列的问题，他们提出了很多有益的建议和帮助，衷心地希望他们工作顺利，学业有成，在以后的道路上越走越顺。最后，谨向抽出宝贵时间评阅本文的老师、参加答辩的诸位老师表达我诚挚的谢意，您的意见和建议将令我终身受益。本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 26 页 共 27 页参 考 文 献1 陈立德. 机械设计基础课程设计M. 北京：高等教
38、育出版社，2006.2 张卫平, 陈文元. 基于 LIGA 技术的 3K-2 型微型行星齿轮减速器的设计和制造J. 中国机械工程，2003，14（5）： 374-376.3 吴春英, 王晓霞. 内齿行星齿轮减速器的设计D. 咸阳：陕西科技大学学报，2003. 4 濮良贵，纪名刚. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2001.5 孔恒，陈作模. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.6 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用D. 无锡职业技术学院学报，2005.7 李占权, 李百宁, 战晓红. 行星齿轮减速器的设计J. 煤矿机械，2000， （11）：12-13.8 姚家娣，李明，黄兴元
39、. 机械设计指导M. 北京：化学工业出版社，2003.9 饶振纲. 微型行星齿轮传动的设计研究J. 传动设计，2003，17（2）：18-24.10 饶振纲. 行星传动机械设计M. 北京：化学工业出版社，2003.11 关岳编译. 微型机器超小型行星减速器Z. 世界发明，1993.12 饶振纲. 行星传动机构设计（第 2 版）M. 北京：国防工业出版社，1994.13 徐锡林微机械及其研究J中国机械工程，1993,（2）：10-12.14 B.H.柯特略者夫著. 行星齿轮传动M. 上海科学技术出版社，1962.15 饶振纲. 微型行星减速器的研究J. 机械制造与自动化, 1999， （2）：10-15.16 饶振刚. 行星齿轮传动设计M. 北京：化学工业出版社，2003.17 机械设计基础教研组编. 精密机械设计课程设计M. 南京：南京理工大学，2007. 本 科 毕 业 设 计 说 明 书 （ 论 文 ） 第 27 页 共 27 页
