车辆传动装置设计毕业论文.doc

前言1. 行星轮减速器功用和特点每一部汽车上都有行星齿轮，少了它们，汽车就不能自由行走。汽车上的行星齿轮主要用在两个地方，一是驱动桥减速器、二是变速器。行星减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。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；这些助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、冶金、矿山、电工和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。2. 行星齿轮的发展方向世界各先进工业国，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。我国随着改革开放在消化吸收国外先进技术方面也取得了长足的进步。目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展：1）、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，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个传动，就能成为无级变速器。2）、向复合式齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，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，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需求。3）、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。4）、向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（内齿轮离子渗氮，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获高齿轮精密及低粗糙度（内齿轮精插齿达56级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度0.20.4m）,从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。5）、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；大型水泥磨中所用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、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。 第1章 行星轮减速器的设计1.1 行星轮减速器设计的总体要求为了能达到减速器的工作要求必需满足以下基本要求：1、传动效率高； 2、承载能力高，结构紧凑；3、传动平稳，噪声低；4、速比范围大，传动比密宽；5、核心单元模块化，拆装、维修、调整方便等。1.2 行星轮减速器设计方案的确定本次设计的行星齿轮传动用于低速工程车辆的最终传动，行星式最终传动大都采用以采用太阳轮为主件，行星架为从动件，齿圈为固定件的方案。根据工作环境和设计要求，可选用NGW型即一对齿轮的外啮合和一对齿轮的内啮合（2Z-X型）行星传动。1.3 行星轮减速器的设计要求从运动角度分析：行星轮系用来传递运动，就必须实现工作所要求的传动比，因此各轮齿数需要满足的第一个条件传动比条件。行星轮系是一种共轴式的传动装置。为了保证装在系杆上的行星轮在传动过程中始终与中心轮正确啮合，必须使系杆的转轴与中心轮的轴线重合，这就要求各轮齿数必须满足第二个条件同心条件。行星轮系中如果只有一个行星轮，则所有载荷将由一对齿轮啮合来承受，功率也由一对齿轮啮合来传递。由于在运动过程中，轮齿的啮合力以及行星轮的离心惯性力都随着行星轮绕中心轮的转动而改变方向，因此轴上所承受是动载荷。为了提高承载能力和解决动载荷的问题，通常采用若干个均匀分布的行星轮。这样载荷将由多对齿轮来承受，可大大提高承载能力；又因行星轮均匀分布，因此中心轮上作用力的合力为零，系杆上所受的行星轮的离心惯性力也得以平衡，可大大改善受力状况。要求多个行星轮能够均匀地分布在中心轮四周，这就要求各轮齿数必须满足第三个条件装配条件。均匀分布的行星轮数目越多，每队齿轮承受的载荷就越小，能够传递的功率就越大。因此由上述三个条件确定了各轮齿数和行星轮个数后，还必须进行这方面的校核，这就是各轮齿数需要满足的第四个条件邻接条件。1.3.1 为了保证低速车辆减速器具有优良的工作性能，对设计提出其它基本要求：(1)、齿轮采用高强度低碳合金钢经渗碳淬火而成，齿轮硬度达58HRC-64HRC；(2)、齿轮均采用磨齿工艺，精度高，接触好；(3)、在任何行驶条件下均能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备； (4)、应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命； (5)、应使传动系避免扭转共振，并具有吸收振动、缓和冲击和减小噪声；(6)、材料的摩擦因数要尽可能小，以保证有稳定的工作性能；(7)、应有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、寿命长；(8)、结构应简单、紧凑、质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。1.3.2 设计的主要参数(1)、输入转速（太阳轮轴上的转速）440 r/min；(2)、输出转矩(行星架上的转矩) Tx430 N·m；(3)、传动比i=6。1.4选取行星传动简图根据此设计的要求太阳轮要采用浮动支撑，齿圈固定的方式。故所采取的行星轮的类型为中心轮输入，与行星轮外啮合，行星轮又与内齿全内啮合，行星架输出的传动类型。其传动简图如图2-1所示 图1-1行星轮传动简图（a为太阳轮，b为齿圈，c为行星轮）1.5 各齿轮的齿数及行星轮个数的设计配齿计算：由于轮的传动为2Z-X型，根据其类型的传动比值和其配齿的计算公式可求得内齿轮和行星轮的齿数Zb和Zc，现考虑该行星齿轮传动的轮廓较小，选取行星轮个数 , 首先利用装配关系式求太阳轮的齿数Za值。 （1-1） 式中 任意正整数，取不同的值，就可得到一系列满足装配条件的Za值,如表1-1：表1-1齿数和转齿对照表141618202224262830Za789101112131415从表1-1中选取,作为初选方案。由传动比=6和公式 （1-2） 故 Zb=5Za=65 又可根据公式可求得行星轮的齿数Zc （1-3） 故 Zc=25 再由公式验算实际传动比 （1-4） =6 其传动比误差满足规定的要求,最终确定齿数： Za=13； Zb=65； Zc=25 1.6 初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择:中心轮和行星轮均采用20CrMnTi材料，经渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC，根据行星齿轮传动设计图6-1和图6-2可取得=500MPa和=340N/,中心轮a和行星轮c的加工精度为7级，内齿圈b采用42CrMo，调质硬度217HBS-259HBS，根据行星齿轮传动设计图6-11和图6-26可得=510N/和=360 N/，内齿轮的加工精度为7级。由已知行星架的输出转矩Tx=430，再由公式可得 = （1-5） 按弯曲强度初算公式 （1-6）式中 算式系数；综合系数；计算弯曲强度的行星轮间的载荷分布不均匀系数； Z齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮弯曲疲劳极限，单位；齿形系数；齿宽系数。已知Za=13 ，=340N/，取算式系数Km=12.1，按行星齿轮传动设计表6-6取使用系数=1.5,再由表6-5取综合系数=1.8，取接触强度计算的行星轮间的载荷分布不均匀系数=1.2，由公式可得 =1+1.5（-1）=1.3 （1-7） 由行星齿轮传动设计图6-22查得齿形系数=2.67 由行星齿轮传动设计表6-6查得齿宽系数=0.6，则可得齿轮的模数m： 取齿轮标准模数m=4。 1.7 啮合参数的计算1、在两个啮合齿轮副a-c,b-c中，其两啮合齿轮副的标准中心距： （1-8） 由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，有 < ,因此该行星齿轮不能满足非变位的通信条件，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通信条件，既应使各齿轮副的啮合中心距a相等，则必须对2Z-X行星齿轮进行角度变位，根据两标准中心距中间的关系，现取啮合中心距a=80mm作为齿轮副的公用中心距。已知Za+Zc=38，Zb-Zc=40，m=4mm, a=80mm, =。按公式计算行星齿轮传动的变位啮合系数，如表2-2所示表1-2行星传动啮合参数计算项目公式a-c齿轮副b-c齿轮副中心距变动系数=1=0啮合角=0变为系数和=1.1776=0齿顶高变位系数=0.1776=0重合度=1.5=1.82、确定各齿轮的变位系数a-c齿轮副中：在a-c齿轮副中，由于中心轮a的齿数=13<Zmin=17，Za+Zc=38>2Zmin=34,中心距=76mm<a=80mm,由此可知，该齿轮变位的目的是避免小齿轮a产生根切，凑合中心距和改善啮合性能，其变位方式采用角度变位的正传动即： =+>0当齿顶高系数，压力角时，避免产生根切的最小变位系数Xmin为 Xmin=0.2353中心轮的变位系数可按公式： （1-9） =0.5309>Xmin=0.2353 故行星轮的变位系数。b-c齿轮副中：Zb>Zmin, Zb-Zc=40>2Zmin=34, =a=80mm,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啮合齿轮副，故其变位采用高度变位，即= 则可得内齿轮的变位系数。1.8 几何尺寸的计算对于2Z-X型行星传动的几何尺寸的计算结果见表1-2。1.9 装配条件的计算对设计的齿轮副应满足以下条件的计算： 1、邻接条件 其邻接条件的验算可按公式 （为行星轮的直径 a为中心距） （1-10） 110.7258< 即满足邻接条件。2、同心条件 = （1-11） 即满足同心条件。3、安装条件安装条件的验算可按公式 C(常数)= （1-12） =所以满足安装条件。 1.10 结构设计根据2Z-X型行星传动的特点，传递功率的大小和转速高低等情况，首先应确定中心轮的结构，因为它的直径比较小，所以中心轮应采用齿轮轴的形式，即将中心轮与输入轴联成一个整体，按行星传动的输入功率或转矩还让转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计，为了便于轴上零件的安装，通常将轴制成阶梯形式。总之，在满足是哟个要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿圈b固定，采用与外壳体用螺栓固定的方式。行星轮c采用带有内孔的的结构，它的齿宽b应加大，以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好，同时还能保证其与内齿圈b想啮合，在每个行星轮的内孔中可装有两个滚动轴承支撑，而行星轴在安装到行星架的侧板之后，采用环形弹性挡圈进行轴向固定。由于2Z-X的行星架承受外力，是行星轮传动的输出构件，故采用了双侧板整体式的结构形式，行星架采用两个圆锥滚子轴承支撑在箱体上。行星架各行星轮轴孔与行星架轴线的中心距极限偏差可按公式计算，已知中心距a=80mm。则得 （1-13）表1-3齿轮参数表项目计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副变位系数x分度圆直径d 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 =34各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按公式计算： （1-14）取 =34行星架的偏心误差应不大于相邻行星轴孔的孔距相对偏差的，由公式： （1-15）取 =17。1.11 计算行星轮传动中各轮的转速和力矩输入转速（太阳轮轴上的转速）440 r/min；输出转矩 (行星架上的转矩) 430 N·m；传动比=6。太阳轮和齿圈的转矩Ta和Tb可按公式计算： （1-16） （1-17）再由公式（和为太阳轮的和行星架的转速） （1-18） 得 =73.3r/minn由（为行星轮的转速） （1-19） 得 转速方向与a,x相反。由下述受力分析可知：行星轮c作用于中心轮a的切向力为： （1-20）中心轮a作用于行星轮c切向力为： （1-21）内齿轮b作用于行星轮c的切向力为： （1-22） 图1-2 各个轮受力分析简图行星架X作用于行星轮c的切向力为： （1-23）内齿轮b上所受的切向力： （1-24）1.12 齿轮强度的验算 由于2Z-X型行星轮传动具有长期间断工作的特点，具有结构紧凑，外廓尺寸较小的特点，因此应按齿面接触强度和齿根弯曲强度验算。1、齿面接触疲劳强度可按下面公式校核验算： （1-25）式中 区域系数； 弹性影响系数； 螺旋角系数，直齿轮为1；重合度系数； b齿宽，齿轮副中的较小齿宽；小齿轮分度圆直径；许用应力；齿数比。a-c齿轮副中：（1）许用接触应力的计算： 1）由机械零件图7-17MQ线查得； 2）由机械零件图7-18得； 3）选取安全系数； （1-26） （1-27）（2）由机械零件表7-6查得；（3）由于螺旋角，由机械零件图7-28得；（4）直齿轮螺旋角系数=1；（5）重合度系数；（6）；（7）齿宽b=42。 ，故满足设计的要求。b-c齿轮副中：（1）许用接触应力的计算： 1）由机械零件图7-16MQ线查得； 2）由机械零件图7-18得； 3）选取安全系数 ； （1-28）（2）由机械零件表7-6查得；（3）由于螺旋角，由机械零件图7-28得；（4）直齿轮螺旋角系数=1；（5）重合度系数；（6）；（7）齿宽b=40；，故满足强度要求。2、齿根弯曲疲劳强度可按下面公式校核验算： （1-29）式中 齿根危险截面的弯曲应力； K载荷系数；齿形系数； 应力校正系数。a-c齿轮副：（1）计算载荷系数K； （1-30）式中 载荷系数； 使用系数； 动载系数； 齿间载荷分配系；齿向载荷分布系数。1）由机械零件表7-3查得 取=1.6；2）根据V=1.2m/s和7级精度，由机械零件图7-8得=1.07 ； 3）由机械零件表7-4硬齿面和7级精度，对称支撑 ； （1-31） 4）由=920N和7级精度由机械零件表7-5查得 取=1；故。（2）由机械零件表7-7得齿形系数；（3）由机械零件表7-7得应力修正系数， ；（4）许用应力的计算：1）由机械零件图7-17得；2）由机械零件图7-19得；3）由机械零件表7-9取弯曲疲劳安全系数；故 。 （1-32）因此弯曲疲劳强度 ： （1-33） （1-34）弯曲疲劳强度足够。b-c齿轮副：（1）计算载荷系数K： （1-35）1）由机械零件表7-3查得 取=1.6；2）根据V=0.58m/s和7级精度，由机械零件图7-8得=1.07 ；3）由机械零件表7-4硬齿面和7级精度，对称支撑 ； （1-36）4）由=920N和7级精度由机械零件表7-5查得 取=1；故。（2）由机械零件表7-7得齿形系数； （3）由机械零件表7-7得应力修正系数； ；（4）许用应力的计算：1）由机械零件图7-17得；2）由机械零件图7-19得；3）由机械零件表7-9取弯曲疲劳安全系数； （1-37）因此弯曲疲劳强度： （1-38） （1-39） 待添加的隐藏文字内容3 所以弯曲疲劳强度足够。第2章 轴承的选取与校核2.1 行星架轴承的选取与校核 圆锥滚子轴承，它是角接触滚子轴承，可以同时承受较大的径向及轴向载荷，但极限转速较低。外圈可以分离，安装方便，成对使用，也可以预紧。根据行星轮架两端安装轴承处外径的取值范围，及其主要受径向力的作用，又有一定的径向力的作用，选用圆锥滚子轴承。 按圆锥滚子轴承标准取d=80mm,即取代号为32216的圆锥滚子轴承。太阳轮转速440 r/min 行星轮的转速为。对于转速较高的轴承（）可按基本额定动载荷计算值校核其是否满足要求。则轴承基本额定动载荷可按下式进行简化计算。 （2-1）式中 C基本额定动载荷计算值，N；P当量动载荷，N；寿命因数；速度因数；力矩载荷因数力矩载荷较小时，力矩载荷较大时；冲击载荷因数；温度因数；轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，233KN。查表得； ； ； ； 。由公式 （2-2）式中 P当量动载荷，N；径向载荷，N；= = （2-3）=6020N； （2-4）轴向载荷，=0N；X径向动载荷系数，X=1；Y轴向动载荷系数，Y=0； （2-5） 将上述数带入式（3-1）中即 所选轴承满足基本额定动载荷的要求，所选型号合适。 2.2 行星轮轴承的选取与校核圆柱滚子轴承，滚动体是短圆柱滚子，径向承载能力约为相同内径深沟球轴承的1.5-3倍；轴承的内外圈可沿轴向相对移动，一般不承受轴向载荷。按许用扭转剪应力初估行星轮轴的直径，行星轮轴的材料选取A=98107,则因其主要受径向力作用，选取圆柱滚子轴承。按圆柱滚子轴承轴承的标准，取d=30mm, 即取代号为NU306E的轴承 （2-6） 式中 C基本额定动载荷计算值，N；P当量动载荷，N；寿命因数；速度因数；力矩载荷因数力矩载荷较小时，力矩载荷较大时；冲击载荷因数；温度因数；轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，49.2KN；查表得 ； ； ； ； 。 式中 P当量动载荷，N；径向载荷，=X=2007N；轴向载荷， 0N；X径向动载荷系数 X=1；Y轴向动载荷系数 Y=0；将上述数带入式（3-1）即 所选轴承满足基本额定动载荷的要求，所选型号合适。第3章 花键的设计3.1 花键连接的类型、特点和应用花键连接是由外花键和内花键组成。花键连接是平键连接在数目上的发展。但是由于结构形式和制造工艺的不同，与平键连接比较，花键连接在强度、工艺和使用方面有下述一些优点；1、因为在轴上与毂孔上直接而匀称地制出较多的齿与槽，故连接受力较为均匀。2、因槽较浅，齿根处应力集中较小，轴与毂的强度削弱较少；3、齿数较多，总接触面积较大，可承受较大的载荷；4、轴上零件与轴的对中性好；5、导向性较好（这对连接很重要）；6、可用磨削的方法提高加工精度及连接质量。缺点是齿根仍有应力集中有时需要专门的设备加工；成本较高因此花键连接适用于定心精度要求高、载荷大或经常滑移的连接。花键连接的齿数、尺寸、配合等均应按标准选取。花键连接可用于静连接或动连接。按其齿行不同，可以分为矩形花键和渐开线花键两类，均已标准化。在本设计中太阳轮轴和驱动轴都采用了渐开线花键联接形式。3.2 花键参数的确定1、结合考虑刀具，这里初步定为齿数 z=162、查阅机械零件设计手册P185,表8-22 渐开线花键的尺寸系列，依据直径d=44.5和齿数z=16可以确定模数m=2.53、查阅机械零件设计手册P184,表8-21渐开线花键联接的要素、代号及公式，可知：分度圆压力角 a=30°；理论工作齿高h=10mm；分度圆直径d=40；分度圆弧齿厚s=5.374、定心方式：（1）.一般情况下，推荐优先采用齿形定中心，因为这种定中心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。（2）.按外径定中心，只在特殊需要时采用（如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构）。这种定心方式：d=m(z+1.4)；外花键齿顶倒角深度f=0.2m；为获得较大定位面积，推荐模数m不小于2.5渐开线花键参数如下表3-1所示：表3-1太阳轮上渐开线花键参数齿数16模数（单位mm）2.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径（单位mm）40齿条原始齿形位移（单位mm）1.25分度圆弧齿厚（单位mm）5.373.3 花键的校核渐开线花键的挤压应力可按公式：p= （3-1）式中 载荷分配不均匀系数,与齿数多少有关,一般取=0.7；N花键齿数； L齿的工作长度,这里取较小的长度L=13,单位mm； h花键齿侧面的工作高度,渐开线花键,a=30°查设计手册得h=m=2.5； 花键的平均直径,这里取分度圆直径,单位mm； p花键联接的许用压力,单位MPa, 查设计手册取p=50。由上式得出N = =14.95这里取为z=163.4花键的强度计算花键联接其主要失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接）。因此，静联接通常按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，即传递的转矩；并引入系数来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键联接的强度条件由公式为：静联接 = （3-2）= =46.7 MPa动联接 p = （3-3）= =46.7MPap这里 =100 MPa , p=50 MPa ；静联接、动联接均满足设计要求，故合适。另三个花键的设计和校核同上，经校核后均满足强度要求，其各个花键的参数如表（3-2）（3-4）所示。表3-2太阳轮上渐开线花键参数齿数14模数（单位mm）2.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径（单位mm）35分度圆弧齿厚（单位mm）5.37表3-3驱动轮轴上渐开线花键参数齿数15模数（单位mm）3.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径（单位mm）52分度圆弧齿厚（单位mm）5.495表3-4行星架上渐开线花键参数齿数15模数（单位mm）3.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径（单位mm）52分度圆弧齿厚（单位mm）5.495第4章 行星轮减速器的润滑4.1 行星轮减速器的润滑特点及润滑剂的作用润滑在机械中起到非常重要的作用，它可以提高机械的工作寿命和传动效率其中如何正确的选择润滑油、润滑方式等也是其中的关键所在。润滑剂的主要作用是：1、 散热、排出异物；2、降低噪音；3、吸收冲击和振动；4、防锈、抗腐蚀；5、 减少磨损，防止胶合。要起到上述作用以保证齿轮传动装置能正常的工作，就要求齿轮润滑剂具有合适的粘度、良好的抗磨性、抗氧化性与热氧化安全性、抗乳化性、防锈性和抗腐蚀性、流动性好、凝点低和使用安全等性能。行星齿轮减速器有很多的特殊性：1、行星齿轮减速器既有外啮合传动，又有内啮合传动，工作温度随工作状态变化，因此，行星齿轮减速器要求润滑油在启动和正常运转的情况下具有良好的粘度特性；2、行星齿轮减速器由于体积小，散热面积小，这就要求润滑油的极压性能高，氧化安定性和热稳定性好；3、要求润滑油对油封、油漆以及轴承保持架材料具有良好的兼容性。4.2 行星齿轮减速器中轴承润滑油的选用轴承的润滑方式有多种在这简单的介绍其中的一部分，本次设计是应用在低速工程车辆上的，可以选用油浴润滑其特点是轴承的一部分浸入油槽中此法应用于低中速，油量既给油特点对水平轴，油面在在最下面的转动体的一半地方，对垂直轴，浸泡轴承70%-80%，部件结构上要求对垂直轴要特别注意下部的密封结构，要安装油面计为了防止磨损最好装设磁铁栓使产生的铁粉沉淀，可适当延长轴承的工作寿命。以减速器箱体作为油箱，油位一般控制在浸入低速级输出转架轴承最下面的滚珠（滚柱）为宜。输入级轴承的润滑采用前盖上设置集油槽润滑。结论随着人们生活的不断进步，对汽车的机动灵活性、轻便性及大功率要求越来越高，新型减速装置应运而生，本设计详细阐述了低速工程车辆车辆的最终传动装置的设计过程。设计方案合理，能满足机械要求，与以往减速装置相比体积小，传动功率大，设计过程大致如下：行星齿轮传动特点和应用、行星减速器的概述、设计的要求和方案的确定、主要参数的确定、主要零件的设计和校核以及行星齿轮传动的润滑等。在设计中主要考虑到行星传动经济性和可靠性的需求。在本次设计得到的结论有：优点：1. 传动效率高，传动比大；2. 承载能力强，结构紧凑，质量小；3. 传动平稳，噪音小，抗震动性能好；4. 有足够的强度和良好的动平衡，工作可靠、寿命长；5. 核心单元模块化、拆装、维护、调整方便；6. 能满足高速大功率低速大转矩，在生产中应用更加的广泛。缺点：1. 结构形式比定轴齿轮传动复杂；2. 对齿轮的精度要求较高；3. 密封和润滑要求较高。行星传动方式发展比较迅速，本次设计的传动方式与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相比还比较传统，但考虑到技术的成熟性，以及经济性，还是能满足低速工程车辆传动需求的。谢 辞参考文献1饶振纲. 行星轮传动设计. 北京: 化学工业出版社，20032马永林. 机械原理. 北京: 高教教育出版社，2007 3许德珠. 机械工程材料. 北京: 高教教育出版社，20064王昆，何小柏. 机械设计. 北京: 高教教育出版社，2007 5王昆，汪信远，何小柏. 机械设计，机械设计基础课程设计. 北京: 高等教育出版社，2007 6刘小年，陈婷. 机械制图. 北京: 机械工业出版社，20067陈于萍，周瑶元. 互换性与测量技术基础. 北京: 机械工业出版社，20088成大先. 机械设计手册齿轮传动. 北京: 化学工业出版社，20019胡家秀. 简明机械零件设计实用手册. 北京: 机械工业出版社，199910 上海机械专科学校. 机械设计基础. 上海: 上海科学技术文献出版社，199311 徐灏等. 新版机械设计手册. 北京: 机械工业出版社，200612 王宝玺，贾庆祥. 汽车制造工艺学. 北京: 机械工业出版社，2008 13 马玉录，刘东学. 专业英语. 北京: 化学工业出版社，2001 14 王望予. 汽车设计. 北京: 机械工业出版社，199815 王晓东，周鹏翔. 轴系部件设计. 北京: 机械工业出版，2000 16 北京科技大学，东北大学. 材料力学. 北京: 高等教育出版社，200417 鲁东. 实用轴承技术手册. 北京: 北京出版社，1996