NGW型行星齒輪減速器——行星輪的設計要點

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1、 目錄 一．緒論 3 1．引言 3 2． 本文的主要內容 3 二． 擬定傳動方案及相關參數 4 1．機構簡圖的確定 4 ２．齒形與精度 4 ３．齒輪材料及其性能 5 三．設計計算 5 1．配齒數 5 2．初步計算齒輪主要參數 6 （1）按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 6 （2）按彎曲強度初算模數 7 3．幾何尺寸計算 8 4．重合度計算 9 5．嚙合效率計算 10 四．行星輪的的強度計算及強度校核 11 １．

2、強度計算 11 ２．疲勞強度校核 15 1．外嚙合 15 2．內嚙合 19 ３．安全系數校核 20 1 五．零件圖及裝配圖 24 六．參考文獻 25

3、 2 一．緒論 1．引言 漸開線行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪繞著位置固定的幾何軸線作 圓周運動的齒輪傳動，這種傳動通常用內嚙合且多采用幾個行星輪同時傳遞載 荷，以使功率分流。漸開線行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點 :傳動比范圍大、結構緊 湊、體積和質量小、效率普遍較高、噪音低以及運轉平穩(wěn)等，因此被廣泛應用于 起重、冶金、工程機械、運輸、航空、機床、電工機械以及國防工業(yè)等部門作為 減速、變速或增速齒輪傳動裝置。 漸開線行星

4、齒輪減速器所用的行星齒輪傳動類型很多， 按傳動機構中齒輪的 嚙合方式分為 :NGW 、NW 、NN 、 NGWN 、ZU 飛 VGW 、W.W 等，其中的字母 表示 :N— 內嚙合， W—外嚙合， G— 內外嚙合公用行星齒輪， ZU —錐齒輪。 NGW 型行星齒輪傳動機構的主要特點有 : 重量輕、體積小。在相同條件下比硬齒面漸開線圓柱齒輪減速機重量減速輕 1/2 以上，體積縮小 1/2—1/3; 傳動效率高 ; 傳動功率范圍大， 可由小于 1 千瓦到上萬千瓦， 且功率越大優(yōu)點越突出， 經 濟效益越高 ; 裝配型式多樣，適用性廣，運轉平穩(wěn)，噪

5、音小 ; 外齒輪為 6 級精度，內齒輪為 7 級精度，使用壽命一般均在十年以上。 因此 NGW 型漸開線行星齒輪傳動已成為傳動中應用最多、 傳遞功率最大的 一種行星齒輪傳動。 2． 本文的主要內容 NGW 型行星齒輪傳動機構的傳動原理 :當高速軸由電動機驅動時， 帶動太陽 輪回轉，再帶動行星輪轉動，由于內齒圈固定不動，便驅動行星架作輸出運動， 行星輪在行星架上既作自轉又作公轉， 以此同樣的結構組成二級、 三級或多級傳 動。NGW 型行星齒輪傳動機構主要由太陽輪、 行星輪、內齒圈及行星架所組成， 3

6、 以基本構件命名，又稱為 ZK-H 型行星齒輪傳動機構。 本設計的主要內容是單級 NGW 型行星減速器的設計。 二．擬定傳動方案及相關參數 1．機構簡圖的確定 減速器傳動比 i=6,故屬于 1 級 NGW 型行星傳動系統(tǒng)。 查《漸開線行星齒輪傳動設計》書表 4-1 確定 np =2 或 3。從提高傳動裝置承載

7、力，減小尺寸和重量出發(fā)，取 np =3。 計算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=1 ２．齒形與精度 因屬于低速傳動，以及方便加工，故采用齒形角為 20o，直齒傳動，精度定 位 6 級。 4 ３．齒輪材料及其性能 太陽輪和行星輪采用硬齒面， 內齒輪采用軟齒面， 以提高承載能力， 減小尺 寸。 表 1 齒輪材料及其性能 齒輪 材料 熱處理 H lim F lim 加工精度 (N/mm2) (N/mm2) 太

8、陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火 1400 350 6 級 行星輪 HRC58 ~62 245 內齒輪 40Cr 調制 650 220 7 級 HB262~293 三．設計計算 1．配齒數 采用比例法： Z a : Z c : Z b : M Z a : Z a (i 2) 2 : (i 1) Z a : Z a (i np ) Z a : 2 Z a : 5 Z a : 2 Z a 按齒面硬度 HR

9、C=60， u Z c / Z a 6 2 / 2 2 ，查《漸 開線行星齒輪傳動設計》書圖 4-7a 的 Za max 20 ， 13 a 20。取 Z Za 17。 由傳動比條件知： Y i Za 17*6 102 M Y / 3 102/ 3 34 計算內齒輪和行星齒輪齒數： Z Y Z 10 2 1 7 8 5 b a Zc 2 Za 3 4

10、 5 2．初步計算齒輪主要參數 （ 1）按齒面接觸強度計算太陽輪分度圓直徑 T K K K H u 1 d a Ktd 3 a A H p 用式 d 2 u 進 行 計 算 ， 式 中 系 數 ： H l i m u= Zc Za 34

11、 17 2 ， 太陽輪傳遞的扭矩 Ta 9549P/ npna 9549 30/ 3 100 954.9 N m 則太陽輪分度圓直徑為： T K K K H u 1 d a Ktd a A Hp 3 2 u

12、 d H lim 768 3 954.9 1.25 1.05 1.8 2 1 0.7 14002 2 103.76 mm 表 2 齒面接觸強度有關系數 代號 名稱 說明 取值 Ktd 算式系數 直齒輪 768 使用系數 表 6-5，中等沖擊 1.25 KA KHp 行星輪間載荷分 表 7-2，太陽輪浮動， 1.05 配系數 6 級精度 綜合

13、系數 p 1.8 KH 表 6-4，n 3 ， 高精度，硬齒面 6 d H lim  小齒輪齒寬系數 表 6-3 0.7 實驗齒輪的接觸 圖 6-16 1400 疲勞極限 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設計》上查得 （ 2）按彎曲強度初算模數 T 1 K A K Fp K F Y 用式 m K tm 3

14、 Fa 1 d Z 2 F lim 進行計算。 1 F lim2 YFa1 YFa2 245 3.182.54 306.73 F lim1 2 由 350 N mm ， 所以應按行星輪計算模數 m K tm TaK A K Fp K F YFa 2 3 d Z a2 F lim 2

15、12.1 954.9 1.25 1.075 1.6 2.45 3 0.7 17 2 245 ? 5.64 表 3 彎曲強度有關系數 符號 名稱 說明 取值 Ktm 算式系數 直齒輪 12.1

16、 K Fp 行星輪間載荷分配系數 KFp 1 1.5(K Hp 1) 1.075 =1+1.5(1.05-1) KF 綜合系數 表 6-4，高精度， 1.6 YFa1 齒形系數 圖 6-25，按 x=0 查值 3.18 YFa2 齒形系數 圖 6-25，按 x=0 查值 2.45 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設計》上查得 若取模數 m 6 ，則太陽輪直徑 ( d)a Za m 17 6 102 mm

17、 ，與 7 接觸強度初算結果 d a 103.76 mm接近，故初定按 d a 108.5 mm， m 6 進行接觸和彎曲疲勞強度校核計算。 3．幾何尺寸計算 將分度圓直徑、節(jié)圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表４。 表 4 齒輪幾何尺寸 齒輪 分度圓直徑 節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑 太陽輪 d a 102 d a 102 da a 114 外嚙合 d c 204 d b 204 da c 216 行 星

18、內嚙合 輪 內齒輪 d b 510 d b510 da b 498 對于行星輪，各主要參數及數據計算值列于表５。 表 5 行星輪幾何尺寸 名稱 代號 數值 齒數 Zc 34 模數 m 6 壓力角 α 20 分度圓直徑 d 204mm 齒頂高 ha 6mm 8

19、 名稱 代號 齒根高 h f 齒全高 h 齒頂圓直徑 da 齒根圓直徑 d f 基圓直徑 db 齒距 p 齒厚 s 齒槽寬 e 4．重合度計算 外嚙合：  數值 7.5mm 13.5mm 216mm 189mm

20、 191.70mm 18.84mm 9.42mm 9.42mm 9 (r) = m Z a 2 6 17 2 51 ( r ) c m Z c 2 6 34 2 102 a (r )

21、a d a a 2 114 2 57 ( r ) c d c 2 216 2 108 a a a ( ) arccos( cos ( r ) ) arccos( 57 ) 32.78 a a (r) a a a 51cos 20

22、 ( a )c arccos((r)c cos (r a) c) arccos(102cos 20 108 ) 27.441 Z a (tan( a ) a tan ) Z (tan( a ) c tan (2 ) c = 17(tan 32.78 tan

23、 20 ) 34(tan 27.441 tan 20 (2 ) =1.598>1.2 內嚙合： (r)b= m Zb 2 6 85 2 255 ( r )c m Zc 2 6 34 2 102 (ra)b da b 2 495 2 247.5 ( r

24、a ) c da c 2 216 2 108 ( a )b arccos((r) b cos (r a )b ) arccos(255cos 20 247.5) 14.50 ( a )c arccos((r) c cos (r a)c) arccos(102cos 20 108) 27.441 Zc(tan( a)c tan ) Zb(tan( a )b tan (2 ) = 34(tan 27.441 tan 20 )

25、 85(tan14.50 tan 20 ) (2 ) =2.266>1.2 5．嚙合效率計算 b1 iabX X aX iabX 1 X 式中 為轉化機構的效率，可用 Kyдpявпев計算法確定。 查圖 3-3a、b（取 μ=0.06，因齒輪精度高）得： X 0.978 ， X 0.997， 各嚙合副的效率為 ac cb X X X 0.987 0.997

26、 0.984 轉化機構效率為 ac cb 轉化機構傳動比 iabX Z b 85 5 Z a 17 10 b1 iabX X 1 5 0.984 則 aX X 1 0.987 . 1 iab 5 四．行星輪的 的強度計算及強度校核 １．強度計算 圖 1 斷面幾何參數

27、 行星輪可歸結為受內外載荷的封閉圓環(huán)，其彎曲半徑與斷面厚度之比 / h 5 ，屬于大曲率圓環(huán)，彎曲中性層不通過重心，相距為e。 當軸承裝在行星輪內時，其輪緣減薄，若 h / m 3 時，在載荷作用下有較大變形。此變形對齒輪彎曲強度和軸承的承載能力有顯著影響， 應準確且計算。 但在設計時由于軸承上載荷大小和分布規(guī)律不清楚， 而難以計算。這里設想軸承中反力按余弦規(guī)律分布，并且不考慮離心力對軸承載荷的影響，作一簡化計算。 11

28、 圖 2 計算簡圖及彎矩分布 表 6 行星輪輪緣強度計算公式 外載荷 危險斷面的彎矩 Ft 2Ta K A M 1 Ft (0.094 0.318tg H da np t 0.5 ) Fr Ft tg t M 2 H M t Ft H Ft (0.11

29、 0.182tg t 0.138 qt 4Ft cos[( i 1) t ] 危險斷面的軸向力 輪緣外側彎曲應力 N1 0 max M 2h N 2 Se( h ) S N2 Ft (0.796 0.5tg i 0.637 H ) M 1h N1 min Se( h ) S 在與內、

30、外齒中心輪嚙合處分別有一組相等且對稱的載荷：圓周力 Ft 、徑向 力 Fr 和 Ft 對彎曲中心的力矩 M t 。在圓周力 Ft 相背的一半軸承上作用有按余弦規(guī)律分布的徑向分布力 qi 。載荷計算式如表 6。 內力素彎矩 M 在兩個嚙合節(jié)點， 即斷面 1 處達最小值，在與斷面 1 成 90 斷 面２處達最大值。這兩個斷面的彎矩 M 1 、 M 2 和軸向力 N1 、 N2 的計算式列于表 12 6。 最大、最小應力都發(fā)生在輪緣的外側，為彎曲應力、軸向應力和離心應力之 和。 內力素及應力計算

31、公式列于。其中離心力產生的應力 2 2 g 0 2 2 式中 —— 齒輪材料的比重；np 3 g —— 重力加速度； —— 齒輪的絕對角速度； 2 n 2 * 50 60 52.33 rad / s 60 0 —— 輪緣斷面重心位置的曲率半徑。 使用表 6 中的公式時，要從實際斷面尺寸換算出一個相當矩形斷面，才能較 準確的求出應力的大小和位置。相當斷面的慣性矩為 I I min Smin a2 式中 I min、

32、 Smin —— 實際斷面對 OX 軸的慣性矩和斷面面積； a —— 系數，按經驗公式確定： a 0.25 m( hmin 0.3m) 0.25 * 6 * (44.5 0.3* 6) 4.167 hmin —— 不計輪齒時的斷面厚度； hmin 44.5 m —— 齒輪模數。 相當斷面的寬度取為輪緣的實際寬度 b，其高度 h、面積 S、斷面系數 W 分 別為： 實際斷面尺寸 b 72， d 孔 100 h 12 12 55; S bh 72 * 55 bh2 72 * 552 3 3 3960;W

33、36300 b 72 6 6 I min bh3 72 * 55 3 bh 72 * 55 3960 12 12 998250, Smin I I min Smin a2 998250 3960 * 4.167 2 1067011 13 斷面的彎曲半徑為 0 e ； 0 72.25 ，而 e I 1067011 0 S

34、 3.73 72.25 * 3960 0 e 72.25 3.73 68.52 2 2 2 * 52.33 2 * 72.25 2 2 ) g 0 299(N / mm 3* 10 斷面上承受最大、最小應力處到斷面重心的距離為 h 和 h 。先決定內側 h 25.98 ，則 h h h 29.02 ， H 40.48 。

35、 數據計算： 圓周力 Ft 2Ta K A 2* 954.9 * 1.25 7.80( kN ) da np 102 * 3 徑向力 Fr Ft tg t 7.80 * tg (32.78 ) 5.02(kN ) 力矩 M t Ft H 7.8* 40.48 315.744( N m) 徑向分布力 qt 4Ft cos[( i 1) t ] 4* 7.8 cos[( 2 1) t ] 0.1

36、45cos t kN / mm 3.14 * 68.52 危險斷面的彎矩 M 1 Ft ( 0.094 0.318tg t 204.33( N m)  0.5 H ) 5.02 * 68.52 * (0.094 0.318tg 32.78 0.5* 40.48 ) 68.52 M 2 Ft (0.11 0.182tg t 0.138 H 5.02* 68.52 * (0.11 0.182tg 32.78 0.138 * 40.48) 68.52 106. 17(N m

37、) 危險斷面的軸向力 N1 0 N2 Ft (0.796 0.5tg i 0.637 H ) 5.02* (0.796 0.5tg32.78 0.637* 40.48) 4.27kN 68.52 14 max M 2 h N 2 620.7(N / mm2 ) 輪緣外側彎曲應力 Se( h ) S M 1h N1 2 min Se( h ) S 512.9(N / mm )

38、 ２．疲勞強度校核 1．外嚙合 （1）齒面接觸疲勞強度 H 0 K AKvKH KH K Hp ， F t u 1 用式 H H 0ZH ZEZ Z u d1b 計算接觸應力 H ，用式 HP H lim ZN ZL ZvZRZWZX 計算其許用應 SH min 力 HP 。三式中的參數和系數取值如表７。 接觸應力基本值 H 0 ： H 0 ZH ZEZ Z Ft u 1 d1b u

39、 =2.5 189.8 0.89 18723.53 2 1 1 72 2 102 =825.85 N/mm2 接觸應力 H ： H H 0 KAKvKH KH KHp =825.85 1.25 1.005 1.114 1 1.05 2 =1001.98 N/mm 許用接觸應力 HP ： 15 HP H lim ZN ZL ZvZRZWZX

40、 H min S 1400 1.03 1.25  1.05 0.88 1.03 1 1 =1097.9 N/mm2 故 H HP ，接觸強度通過。 表 7 外嚙合接觸強度有關參數和系數 代號 名稱 說明 KA 使用系數 按中等沖擊查表 6-5 動載荷系數 Kv V X (d )anaX 0.445， 6 級精度 60 1000

41、 V X a Z 100 0.07565 ，查圖 6-5b KH 齒向載荷分布 d p 3 查 圖 6-6 系數 0.7, n 得 KH 0 1.214 ，取 KHW 0.76 ， KHe 0.7 ，由式（ 6-25）得  取值 1.25 1.005 1.114 齒

42、間載荷分配 KH 系數 行星輪間載荷 KHp 不均衡系數節(jié)點區(qū)域系數 ZH 彈性系數 ZE  K H 1 ( K H 0 1)K HWK He =1+(1.214-1) 0.76 0.7 1.114 按 1.6 ，6 級精度，硬齒面，查圖 6-9 太陽輪浮動，查表 7-2 ( x a x ) (Z Z ) 0, 0 c ac 查圖 6-10 查表 6-7  1 1.05 2.5 18

43、9.8 N mm2 16 Z Z Ft b u ZN ZL Zv ZR ZW  重合度系數 螺旋角系數 分度圓上的切向力

44、 工作齒寬 齒比數 壽命系數 潤滑油系數 速度系數 粗造度系數 工作硬化系數  1.6 ， 0 0.89 查圖 6-11 1 直齒， 0 T a9549 P 30 18723.53 9549 2864.7 N m N n 100 2000Ta 200

45、0 2864.7 Ft= 3 18723.53 N np (d ) a 102 b= d (d)a 0.7 102 71.4 mm 72 mm Z Z a 34 17 2 2 c 按工作 10 年每年 365 天，每天 16 小時 1.03 計算應力循環(huán)次數 L a x p t 8 N 60(n n )n 8.76 10 HRC=HV713,v=0.445m

46、/s,查表 8-10 用中 1.05 型極壓油， v50 200 mm 2 / s 查圖 6-20 0.88 按 8, Rz 2.4 m ， 1.03 R Rz1 Rz2 3 100 2.08 查 圖 z100 a 2 6-21 兩齒輪均為硬齒面，圖 6-22 1 17 ZX 尺寸系數 m≥

47、6 1 按可靠度查表 6-8 1.25 H min 最小安全系數 S H lim 接觸疲勞極限 查圖 6-16 1400 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設計》上查得 （2）齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力 F 及其許用應力 FP ，用下式計算。并對行星輪進行 校核。 F 0K AKvKF KF KFp , F 0 Ft F YF YS Y Y Y Y bmn F lim

48、 ST NT FP S Y relTY R relT YX F min 行星輪： F 0 c Ft F c S c Y Y Y Y bm n = 18723.53 2.45 1.68 0.719 1 72 6 =128.3 N/mm 2 F c F 0 cKAKvKF KF KFp =128.3 1.25 1.005 1.076 1 1.075=186.43 N/mm2 F lim cYSTYN

49、T FP c Y relT cY R relT cYX SF min = 245 2 1 0.96 1.045 1=307.21 N/mm 2 1.6 故 F cFP c ，彎曲強度通過。 18 表 8 外嚙合齒根彎曲強度的有關參數和系數 代表 名稱 說明 取值 KF 齒 向載 荷 分 1.076 布系數 由 KH 0 1.214 ，b/m=12，查圖 6-23 得 KF 0 1.21 ， 由 式

50、 （ 6-38 ） 得 K F 1 (KF 0 1)KFWKFe =1+(1.21-1) 0.4 0.9 =1.076 KF KFp YF c YS c Y  齒 間載 荷 分 KF KH 配系數 行 星輪 間 載 按式（ 7-43）， 荷分配系數 KFp 1 1.5(KHp 1) 1 1.5(1.051) =1.075 行 星輪 齒 形 c 0, Z c 34 ，查圖 6-25 系數 x

51、 行 星輪 應 力 查圖 6-27 修正系數 重合度系數 Y 0.25 0.75 / 式(6-40), =0.25+0.75/1.598 =0.719  1 1.075 2.45 1.68 0.719 YNT 彎 曲壽 命 系 NL 8.76 108 1 數 2 YST 試 驗齒 輪 應 按所給的 F lim 區(qū)域圖取 力修正系數 F lim 時 查圖 6-35

52、 0.96 Y relT c 行 星輪 齒 根 圓 角敏 感 系 數 Y R relT 齒 根表 面 形 RZ 2.4 ，查圖 6-36 1.045 狀系數 SF min 最 小安 全 系 按高可靠度，查表 6-8 1.6 數 以上均為在書《漸開線行星齒輪傳動設計》上查得 2．內嚙合 齒面接觸疲勞強度同外嚙合齒面接觸疲勞強度所用公式相同， 其中與外嚙合取值不同的參數為： u=2.5,Z H =2.5,Z =0.7,Z =1.11,Z L

53、 =1.03,Z v =0.88, N 19 Z =1.04,Z W =1.11 R H 0 Z Z Z Z Ft u 1 H E d1b u =2.5 189.8 0.7 1 18732.53 2.5 1 204 72 2.5

54、 =254.045 N/mm2 H H 0 KAKvKH KH KHp =254.045 1.25 1.005 1.114 1 1.075 =311.60 N/mm2 H lim ZN HP Z Z Z Z Z X L v R W SH min 650 1.11 1.25

55、 1.03 0.88 1.04 1.11 1 =603.95 N/mm2 故 H HP ，接觸強度通過。 以上計算說明齒輪的承載能力足夠。 ３．安全系數校核 行星傳動中的齒輪輪緣內外側任一點上的應力都在 max 和 min 之間變動，且 為交變應力，故其強度計算以進行疲勞安全系數校核為宜。 當齒輪傳遞的轉矩在 輪緣內產生很大切應力時， 同樣應進行扭轉疲勞強度校核。 其安全系數 S 、 S 分 別按下式計算： S 1 [ S ] a

56、 m YN 1 b S 1 [ S ] a m YN 1 b 式中 b、 b —— 齒輪材料的抗拉強度和抗扭強度，對于近似計算可 20 取 b 0.68 b ； 1、 1 —— 齒輪材料的彎曲和扭轉對稱循環(huán)疲勞極限，一般取 1 0.43 b， 1 (0.54 ~ 0.6) 1 ； a、 a —— 正應力和切應力的應力幅， a 1 ( max min ) a  2

57、 T KWPj T—— 中心輪上作用的扭矩； WPj —— 扭轉凈截面模量； K —— 考慮應力循環(huán)特性的計算系數 K=1（對稱循環(huán)）或 K=2 （脈動循環(huán)）； m、 m —— 正應力和切應力的平均應力 1 m max min 2 m a 脈動循環(huán) 或 m 0 對稱循環(huán) 、 —— 材料的對稱循環(huán)極限應力對實際輪緣的折算系數， 按下式計算： Y YR 1 YX YS Y YR 1 YX YS Y 、 Y —— 彎曲和扭轉的有效應力集中系數。 Y 當齒輪材料的 b 750N

58、/ mm2 時，取 Y Y 0， Y 0 讀圖可得。 YR —— 表面光潔度系數。查表可得。 Ys —— 表面強化系數。查表可得。 YX 、YX —— 絕對尺寸系數。查表可得。 YN —— 壽命系數，與材料種類、硬度和應力循環(huán)次數 N L 有關， 21 當齒面硬度 HB 350時： 4 106 6 YN N L 當齒面硬度 HB 350 時： 4 106 YN 9 N L

59、當循環(huán)次數 N L 4 10 6 時取 YN 1 ；計算結果 YN 1.7 時取 YN 1.7 ；對于扭轉計算，一般取 N L 等于整個使用期間 的起動 次數；對于彎曲計算 N L 查表可得。 S 、S —— 許用安全系數，當只進行彎曲計算時，一般取 S 2 ；對于扭轉計算，可按下式計算總安全系數 S 的值： S S S S S2 S2 一般取 S 1.6 ~ 2 ；當材料性能可靠、載荷計算準確 時，可取 S 1.3 ~ 1.5 。 表 9 安全系數的有關參數和系數 參數 數值

60、 備注 1.77 由圖 9-20（a）可得 Y 1.2 由表 9-15 可得 YR 2 由表 9-16 可得 YS 0.66 由表 9-17 可得 YX 22 Y Y R 1 Y X YS 1.77 1.2 1 0.66 2  1.49 1100 MPa b 53.9 M

61、Pa a 473MPa 1 m 566.8 MPa  機械設計（第八版）表 10-1 高等教育出版社 1 a 2 max min 0.43 1 b 1 m2 max min YN S  1.49 1 2  見上表中。 N L 4 106 時取 YN 1 2.59 S  S  1 a m YN 1 b 以上均為在書《漸開線行星齒

62、輪傳動設計》上查得 故 S [S ]，安全。 23 五．零件圖及裝配圖 圖 3 行星輪

63、 圖 4 裝配體 24 圖５ 行星輪的工程圖 六．參考文獻 [1] 馬從謙，陳自修，張文照，張展，蔣學全，吳中心 .漸開線行星齒輪傳 動設計 [M]. 機械工業(yè)出版社 ,1987. [2] 孫恒 ,陳作模 ,葛文杰 .機械原理 [M].7 版.北京 :高等教育出版社 .2010 [3] 濮良貴 ,紀名剛 ,陳國定 ,吳立言 .機械設計 [M].8 版 .北京高等教育出版 社 ,2011. [4] 任繼生 ,唐道武 ,馬克新 .機械設計機械設計基礎課程設計 [M]. 中國礦業(yè)大學出版社 ,2009. 25