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1、目 錄 摘要 1 第一章 緒論 3 1.1行星齒輪傳動的發(fā)展概況 3 1.2目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向發(fā)展： 4 1.3行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 6 1.4課題特點 6 1.5反求設計 7 第二章 傳動方案的選擇和分配傳動比 10 2.2.1起升機構傳動比分配 12 2.2.2行走機構傳動比分配 13 第三章 行星齒輪傳動的嚙合計算 14 3.1 齒數(shù)的選擇和計算 14 3.1.1 配齒計算 14 3.1.2 驗證配齒條件 15 3.2 幾何尺寸計算 18 3.3 嚙合效率計算 19 3.4齒輪傳動的幾何尺寸 20 3.4.1 行走機構 20

2、3.4.2 起升、開閉機構 21 3.4.3 行星傳動幾何尺寸 22 第四章 齒輪傳動的強度計算 24 4.1.行走機構第一對齒輪 24 4.2行走機構第二對齒輪 28 4.3起升、開閉機構齒輪傳動的強度計算 31 4.4行星齒輪傳動的強度計算 34 4.5行星輪心軸與軸承壽命的計算 38 4.6軸的鍵強度計算 39 第五章 結構設計 41 5.1行星傳動主要零件設計 41 5.1.1 齒輪的結構設計 41 5.1.2 行星輪軸直徑 41 5.2輸入、輸出軸軸徑的確定 42 5.3行星架的結構設計 43 5.4 機體的結構設計 44 第六章 均載裝置的設計 4

3、6 6.1 均載裝置的選擇 46 6.2 行星輪間載荷分布不均勻性分析 46 6.3均載機構簡介 49 6.4浮動齒輪聯(lián)軸器的設計研究 50 6.4.1幾何尺寸計算 51 6.4.2強度計算 52 第七章 設計總結 53 參考文獻 54 致 謝 55 53 卸船機用行星減速機的設計 【摘 要】 本次設計是對卸船機用行星減速機設計進行研究，卸船機用行星減速機設計要求效率高﹑簡化結構﹑減輕重量，對大梁的作用力減小等目的。在文中介紹了行星齒輪減速器的發(fā)展的歷史，通過分析比較幾種行星齒輪傳動方案，選

4、擇最優(yōu)的傳動方案；定出減速器的結構，最后選擇2K-H型行星傳動的四卷筒機構減速機傳動方案。在設計過程中首先對傳動比進行分配，而后分別計算高速級和低速級齒輪的主要參數(shù)、嚙合參數(shù)、幾何尺寸、以及齒輪強度驗算，對行星齒輪的結構設計進行了較詳細的闡述，最后對均載裝置進行分析和研究。通過對行星齒輪傳動的研究，結合目前的發(fā)展情況和所要面臨解決的問題，建立了2K-H行星齒輪傳動的形式，設計出具有大功率、大傳動比、小重量、小體積等優(yōu)點的減速機構。在設計中,采用了3個行星輪，齒輪的制造精度較高。 【關鍵詞】：齒輪；行星齒輪減速器；齒輪嚙合；均載裝置 T

5、he Design of Planetary Reducer Used in Unloading Machine Abstract This design is unloading machine of planetary reducer design, ship unloader planetary reducer design with high efficiency﹑simplified structure or weight, reduce the force on the beam and other purposes. In the paper introduces

6、the development of planetary gear reducer history, through analysis and comparison of several planetary gear transmission scheme, choose the best transmission scheme; fixed gear structure, and finally select the 2K-H type planetary transmission of four drum body reducer transmission scheme. In the d

7、esign process is allocated first transmission ratio, high level and then calculate the main parameters of low-level gear, meshing parameters, geometric dimensions, and gear strength checking, the structure of the planetary gear design for a more detailed description, and finally contain devices for

8、analysis and research. Through the planetary gear transmission, in combination with the current developments and problems to be faced, the establishment of a 2K-H planetary gear transmission in the form, designed with high power, large transmission ratio, a small weight, small volume and so the dece

9、leration institutions. In the design, use of the three planetary gear, gear manufacture of high precision. 【Keywords】: Gear; planetary gear reducer; gear mesh; are contained device 卸船機用行星減速機的設計 第一章 緒論 1.1 行星齒輪傳動的發(fā)展概況 我國早在南北朝時代（公元42

10、9～500年），祖沖之就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南車。比歐美早了1300多年。 　　1880年德國第一個行星齒輪傳動裝置的專利出現(xiàn)了。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動裝置，并首先用于汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二次世界大戰(zhàn)后機械行業(yè)的蓬勃發(fā)展促進了行星齒輪傳動的發(fā)展。 　高速大功率行星齒輪傳動廣泛的實際應用，于1951年首先在德國獲得成功。1958年后，英、意、日、美、蘇、瑞士等國也獲得成功。 低速重載行星減速器已由系列產品發(fā)展到生產特殊用途產品，如法國Citroen生產用于水泥磨、榨糖機、礦山設備的行星減速器，重量達125t，輸出轉矩3

11、900KN.m； 　 我國是從20世紀60年代起開始研制應用行星齒輪減速器，20世紀70年代制訂了NGW型漸開線行星齒輪減速器標準系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000kW）/高速汽輪機（500kW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300kW）的行星齒輪箱，低速大轉矩的行星減速器也已批量生產，如礦井提升機的XL-30型行星減速器（800kW）。 世界各先進工業(yè)國，經由工業(yè)化、信息化時代，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到了較高水平。我國與世界先進水平雖存在明顯差距，但隨著改革開放

12、帶來設備引進，技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得長足的進步。 1.2目前行星齒輪傳動正向以下幾個方向發(fā)展： （1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。例如年產300Kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為22065kw；大型水泥球磨機所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉矩高達4150kN.m。在這類產品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料及熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。 （2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都轉動并傳

13、遞功率，這只要對原行星結構中固定的構件加一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就成為無級變速器。 （3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。近幾年來，國外蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適應相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的缺點，以適應市場上多樣化需求。如制堿工業(yè)澄清桶用蝸桿蝸輪——行星齒輪減速器，總傳動比i=0.125r/min,輸出轉矩27200N.m。 （4）向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功

14、率傳動。 （5）制造技術的發(fā)展方向。采用新型優(yōu)質鋼材，經熱處理獲得高硬齒面（內齒輪離子滲碳，外齒輪滲碳淬火），精密加工以獲得高齒輪精度及低粗糙度（內齒輪精插齒達5-6級精度，外齒輪經磨齒達5級精度，粗糙度Ra0.2-0.4μm），從而提高承載能力，保證可靠性和使用壽命。 1.3 行星齒輪傳動的優(yōu)缺點 行星齒輪傳動與普通齒輪傳動相比較，它具有許多獨特的優(yōu)點。它的顯著特點是：在傳遞動力時它可以進行功率分流；同時，其輸入軸和輸出軸具有同軸性，即輸入軸和輸出軸均設在同一軸線上。所以，行星齒輪傳動現(xiàn)已被人們用來代替普通齒輪傳動，而作為各種機械傳動系統(tǒng)中的減速器、增速器和變速裝置。尤其是對于那些要求

15、體積小、質量小、結構緊湊和傳動效率高的航空發(fā)動機、起重運輸、石油化工和兵器等的齒輪傳動裝置以及需要差速器的汽車和坦克等車輛的齒輪傳動裝置，行星齒輪傳動已得到了越來越廣泛的應用。 1.行星齒輪傳動的優(yōu)點如下： (1)體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大 由于行星齒輪傳動具有功率分流和各中心輪構成共軸線式的傳動以及合理地應用內嚙合齒輪副，因此可使其結構非常緊湊。再由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔載荷，從而使得每個齒輪所承受的負荷較小，并允許這些齒輪采用較小的模數(shù)。此外，在結構上充分利用了內嚙合承載能力大和內齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其體積小，質量小，結

16、構非常緊湊，且承載能力大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2～1/5（即在承受相同的載荷條件下）。 (2)傳動效率高 由于行星齒輪傳動結構的對稱性，即它具有數(shù)個勻稱分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于達到提高傳動效率的作用。在傳動類型選擇恰當、結構布置合理的情況下，其效率值可達0.97～099。 (3)傳動比較大，可實現(xiàn)運動的合成與分解 只要適當選擇行星齒輪傳動的類型及配齒方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達幾千。應該指出，行星齒輪傳動在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊

17、湊、質量小、體積小等許多優(yōu)點。而且，它還可以實現(xiàn)運動的合成與分解以及實現(xiàn)各種變速的復雜的運動。 (4)運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動的能力較強 由于采用了數(shù)個結構相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運動平穩(wěn)，抵抗沖擊和振動的能力較強，工作較可靠。 總之，行星齒輪傳動具有質量小、體積小、傳動比大及效率高（類型選用得當）等優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現(xiàn)已廣泛地應用于工程機械、礦山機械、冶金機械、起重運輸機械、輕工機械、石油化工機械、機床、機器人、汽車、坦克、火炮、飛機、輪船、儀器和儀表等各個方面。行星傳動不僅適用于高轉

18、速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也已獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。 2.行星齒輪傳動的缺點是：材料優(yōu)質、結構復雜、制造和安裝較困難些。但隨著人們對行星傳動技術進一步深入地了解和掌握以及對國外行星傳動技術的引進和消化吸收，從而使其傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產生產工藝水平也不斷提高。因此，對于它的研制安裝問題，目前已不再視為一件什么困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠里也是完全可以制造出較好的行星齒輪傳動減速器。 尤為重要的是設計人員對于自己設計的某些齒輪減速器進行優(yōu)化。優(yōu)化結果不僅為齒輪傳動提

19、供了一個最優(yōu)的設計方案，而且對其設計參數(shù)的優(yōu)化提供了依據。 1.4課題特點 本課題所研究的行星減速機應用于卸船機四卷筒機構，四卷筒行星差動傳動裝置是 1.主要特點 （1）以2K－H型行星齒輪傳 動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動的1/2左右，本設計的重量為3900kg。 （2）組合巧妙，由兩臺行星差動減速器就可組成四卷筒驅動裝置。 （3）承載能力大，以2K－H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載能力和過載能力。 （4）其中行星傳動部分采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用，無徑向支承，簡化結構，均載效果好。 （5）齒輪的材質組合和齒輪參數(shù)的設

20、計計算與選配合理。行星架及各傳動件結構合理，工藝性好。如輸出軸采用錐度1∶10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。因此，在卸船機上采用這種新型的四卷筒機構，具有節(jié)能、節(jié)材的優(yōu)點。四卷筒牽引式卸船機，其中的四卷筒機構由四只卷筒、兩只行星差動減速器、電動機和制動器組成，如圖2所示。其中繞繩方式如圖3所示，由四根鋼繩組成，而小車移動時，鋼繩不再在抓斗滑輪中移動。它的起升、開閉和小車牽引機構合而為一，因而稱為四卷筒機構。繩系非常簡單，而機構的組合相當巧妙。 圖1-1中的圖2四卷筒機構：兩行星差動減速器及四卷筒的布置 四卷筒牽引式抓斗及小車運行的動作原理（原理圖如圖1-1） （1）工況1 起升、開閉卷筒

21、向右旋轉時，使抓斗提升，由起升、開閉電動機驅動。 （2）工況2 起升、開閉卷筒向左旋轉時，使抓斗下降，由起升、開閉電動機驅動。 （3）工況3 起升、開閉卷筒分別作向內相對旋轉，使抓斗小車向右移動，此時，由小車牽引電動機驅動。 （4）工況4 起升、開閉卷筒分別向外相對旋轉，則抓斗小車向左移動。 （5）工況5 當起升卷筒剎住不動，開閉卷筒向左旋轉時，抓斗運行開啟。 （6）工況6 當起升卷筒剎住不動，開閉卷筒向右旋轉時，抓斗進行閉合。 （7）工況7 起升、開閉卷筒向向旋轉時，小車牽引電動機投入運行，抓斗可以走曲線軌跡進入或離開船艙。

22、 圖1-1四卷筒機構原理圖 四卷筒機構的核心部分是行星差動減速器。該機構的起升、開閉均采用y P Z1－800/300盤式制動器，制動力矩大，性能可靠，安全靈活。小車牽引電動機雙輸出軸系統(tǒng)上裝有兩臺常規(guī)的y W Z5－315/50輪式制動器。抓斗內開閉段鋼繩較其余部分的彎曲疲勞、磨損嚴重，為了延長鋼繩使用壽命，降低鋼繩耗量，設計中考慮鋼繩在卷筒上有一定貯備量。這樣，可以把磨損嚴重的鋼繩段砍掉，放出一段，重新滿足開閉所需的鋼繩長度。一般一根鋼繩可重復制用三次。該機所選用的鋼繩為6 29F1+N F型號，麻芯填交繞優(yōu)質鋼 繩，具有較高的韌性、彈性，并能蓄存一定的潤滑油脂。

23、它還有較大的承載能力、抗擠壓、不旋轉、耐疲勞等特點。為更有效地防止抓斗旋轉和合理使用鋼繩，起升、開閉繩左右捻成對使用，右旋卷筒上用左捻鋼繩，左旋卷筒上用右捻鋼繩。有時為了安裝及拆換鋼繩方便，在設計中專門設置了一個鋼繩穿繩裝置。 1.5 反求設計 反求工程(Reverse Engineering,RE),也稱逆向工程、反向工程,是指用一定的測量手段對實物或模型進行測量,根據測量數(shù)據通過三維幾何建模方法重構實物的CAD模型的過程,是一個從樣品生成產品數(shù)字化信息模型,并在此基礎上進行產品設計開發(fā)及生產的全過程。 　1.反求工程（逆向工程）一般可分為四個階段： 　　第一步: 零件原形的數(shù)字化

24、 　　通常采用三坐標測量機(CMM)或激光掃描儀等測量裝置來獲取零件原形表面點的三維坐標值。 　　第二步: 從測量數(shù)據中提取零件原形的幾何特征 　　按測量數(shù)據的幾何屬性對其進行分割，采用幾何特征匹配與識別的方法來獲取零件原形所具有的設計與加工特征。 　　第三步: 零件原形CAD模型的重建 　　將分割后的三維數(shù)據在CAD系統(tǒng)中分別做表面模型的擬合，并通過各表面片的求交與拼接獲取零件原形表面的CAD模型。 　　第四步: 重建CAD模型的檢驗與修正 　　采用根據獲得的CAD模型重新測量和加工出樣品的方法來檢驗重建的CAD模型是否滿足精度或其他試驗性能指標的要，對不滿足要求

25、者重復以上過程，直至達到零件的逆向工程設計要求。 2.反求工程出現(xiàn)和發(fā)展的時代背景 　　二次大戰(zhàn)中，幾十個國家卷入戰(zhàn)禍，飽受戰(zhàn)爭創(chuàng)傷。特別是戰(zhàn)敗國，在二戰(zhàn)結束后，急于恢復和振興經濟。日本在60年代初提出科技立國方針：“一代引進，二代國產化，三代改進出口，四代占領國際市場”，其中在汽車、電子、光學設備和家電等行業(yè)上最突出。為要國產化的改進，迫切需要對別國產品進行消化、吸收、改進和挖潛。這就是反求設計(Inverse Design)或反求工程(Inverse　Engineering)，這兩者是同一內涵，僅是不同國家的不同提法。發(fā)展到現(xiàn)在，己成為世界各國在發(fā)展經濟中不可缺少的手段或重要對策，反求

26、工程的大量采用為日本的經濟振興、進而創(chuàng)造和開發(fā)各種新產品奠定了良好基礎。 　　實際上，任何產品問世，包括創(chuàng)新、改進和仿制的，都蘊含著對已有科學、技術的繼承和應用借鑒。因而反求思維在工程中的應用已源遠流長，而提出這種術語并作為一門學問去研究，則是60年代初出現(xiàn)的。 　　市場經濟競爭機制已滲透到各個領域，如何發(fā)展科技和經濟，世界各國都在研究對策。從共性特征可概括為4個方面對策：(1)大力提倡創(chuàng)造性。包括新的思維方式、新原理、新理論、新方案、新結構、新技術、新材料、新工藝、新儀器等等。對于發(fā)展一個國家的國民經濟來說，創(chuàng)造性是永恒主題。(2)研究和應用新的設計理論、方法去改造和完善傳統(tǒng)的方法，

27、使能既快又好地設計出新型產品。(3)把計算機應用廣泛地引入產品設計、開發(fā)的全過程(預測、決策、管理、設計制造、試驗、銷售服務等)中，以期達到這些過程的一體化、智能化和自動化。(4)研究和應用反求工程，使能在高的起點去創(chuàng)造新產品。 由于本次設計是根據法國佳提公司的產品進行反求設計。通過利用前人在反求設計的一般步驟中獲取相關參數(shù)，再通過相關產品參數(shù)進行類比完成此次設計任務。 第二章 傳動方案的選擇和分配傳動比 2.1 選取傳動方案 方案一： 2K-H（NGW）型行星傳動，傳動結構簡圖，如圖2-1所示。傳動比

28、范圍當 （1）以2K－H型行星齒輪傳動組成的行星差動減速器，體積小、重量輕、僅為定軸傳動的1/2 左右，本設計的重量為3900kg。（2）組合巧妙，由兩臺行星 差動減速器就可組成四卷筒驅動裝置。 （3）承載能力大，以2K－H型組合成的行星差動裝置，具有大的承載能力和過載能力。 （4）其中行星傳動部分采用鼓形齒聯(lián)軸器的太陽輪浮動，以實現(xiàn)行星輪間的均載作用，無徑向支承，簡化結構，均載效果好。 （5）齒輪的材質組合和齒輪參數(shù)的設計計算與選配合理。行星架及各傳動件結構合理，工藝性好。如輸出軸采用錐度1∶10的錐形軸，便于裝卸和維護保養(yǎng)。 因此，在卸船機上采用這種新型的四卷筒機構，具有節(jié)

29、能、節(jié)材的優(yōu)點。 圖2-1 四卷筒機構減速機運動簡圖 方案二：普通定軸齒輪傳動，此方案一般應用于小車式起升系統(tǒng)，其原理圖如圖2-2 圖2-2小車式起升系統(tǒng) 方案比較： 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點。 行星齒輪傳動能充分滿足減輕機器重量和縮小外形尺寸方面的要求。它的這一優(yōu)點，適應為載荷分配在幾個行星輪上，而且合理地利用了內嚙合的緣故。因此，行星傳動與普通傳動相比，即使它們的材質、機械性能和制造精度相同時，其結構布局本身，就有可能獲得很小的外形尺寸和重量。而且縮小外形尺寸和重量就會導致其他一系列

30、可能性的出現(xiàn)，從而促使嚙合承載能力增加，使外形尺寸和重量進一步減少。事實上，將普通傳動改為行星傳動，可大大縮小齒輪直徑，因此，在刀具變鈍程度相同的情況下，可大大增大輪齒工作表面硬度，從而大大提高嚙合的承載能力。將普通傳動改為行星傳動，可保證是重量降低。當普通傳動的齒輪尺寸較大時，若改用行星傳動則可能利用普通傳動不宜或不可能采用的措施來提高嚙合承載能力，同時重量將降低得更多。 表2-1 行星齒輪減速箱和一般定軸齒輪減速箱比較 項 目 行星齒輪減速箱 一般定軸齒輪減速箱 總 重 量 （kg） 3471 6943 高 度 （m） 1.31 1.80

31、 長 度 （m） 1.29 1.42 寬　　　度 (m) 1.35 2.36 體 積 () 2.29 6.09 損 失 功 率 （kw） 0.18 0.41 齒 寬 (m) 81 95 圓 周 速 度 (m/s) 42.7 99.4 卸船機是碼頭前沿的重大接卸設備，對系統(tǒng)的工作效率起著重要的作用，因此各大港口均按碼頭?？孔畲蟠停瑸檫_到系統(tǒng)最大生產率，選用高效、可靠的卸船機。本次設計的減速器應用于卸船機，如果采用普通齒輪減速器，則需要滿足最大生產率、高效、可靠的要求。 由上圖2-2可知，小車式起重系統(tǒng)需要數(shù)臺普

32、通減速機構，而采用2K-H行星傳動不僅效率高而且可以實現(xiàn)七種不同工況，綜合考慮采用方案一2K-H行星傳動機構 2.2 分配傳動比 2.2.1起升機構傳動比分配 根據已選定2K-H型行星齒輪傳動簡圖，用1表示周轉輪系的有關參數(shù)，腳標2表示定軸輪系的參數(shù)，。在此定軸輪系與周轉輪系外嚙合齒輪材料,齒面硬度相同。 要確定定軸輪系中各齒輪的齒數(shù)，關鍵在于合理分配輪系中各對齒輪的傳動比。在具體分配傳動比時應注意以下問題： （1） 每一級齒輪的傳動比要在其常用范圍內選取。齒輪傳動比為5~7。 （2） 當輪系的傳動比過大時，為減少外輪廓尺寸和改善傳動性能，通常采用多級傳動。當齒輪傳動的傳動比大

33、于8時，一般應該設計成兩級傳動；當傳動比大于30時，常設計成兩級以上齒輪傳動。 （3） 當輪系為減速傳動時（工程實際中的大多數(shù)情況），按照“前大后小”的原則分配傳動比比較有利同時，為了使機構外輪廓尺寸協(xié)調和結構勻稱，相鄰兩級傳動比的差值不宜過大。 （4） 當設計閉式齒輪減速時，為了潤滑方便，應使各級傳動中大齒輪都能浸入油中，且浸入的深度應大致相等，以防某個大齒輪浸入油過深增加攪油損耗。根據這一條分配傳動比時，高速級應大于低速級得傳動比，通常。 又2K-H（NGW）型行星傳動，傳動結構簡圖，如圖2-1所示。傳動比范圍當時 綜合考慮 取 又 i=13Error! No bookmark

34、 name given. 因此，定軸傳動比初定為2.6，周轉輪系傳動比為5。 2.2.2行走機構傳動比分配 同理根據起升開閉機構傳動比取 又i′=10.6Error! No bookmark name given. 因此，定軸傳動總比初定為8.471，周轉輪系傳動比為1.25 又定軸傳動部分又可分為第一級和第二級。根據圓柱齒輪傳動傳動比分配原則 取 則 第三章 行星齒輪傳動的嚙合計算 3.1 齒數(shù)的選擇和計算 在設計行星齒輪傳動時，根據給定的傳動比來分配各輪的齒數(shù)。在確定各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，

35、還應滿足與其有關的裝配條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與其承載能力有關的其他條件。 3.1.1 配齒計算 在設計行星齒輪傳動時，根據給定的傳動比i來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪的主要任務之一。 查《機械設計手冊—新版》表17.2-1選擇行星輪數(shù)目，取n=3。 確定周轉輪系各輪齒數(shù)，按總配齒 （3-1） 適當調整使成為整數(shù) 取 則

36、 確定定軸輪系各齒輪齒數(shù)，由起升開閉機構傳動比進行配齒 取 則 采用斜齒傳動螺旋角 根據小車行走機構傳動比進行配齒 又 取 則 采用斜齒傳動螺旋角 取 則 采用正常直齒傳動螺旋角 3.1.2 驗證配齒條件 行星傳動各輪齒數(shù)不能隨意選取，必須根據行星傳動的特點，滿足一定的條 件，才能進行正常傳動。這些條件包括傳動比條件、鄰接條件、同心條件、裝配條件等等。 （1）驗算傳動比條件 由《機械設計手冊—新版》表17.1-2得： （3-2） 即滿足傳動比條件

37、。 （2）驗算鄰接條件 在設計行星傳動中，為了提高承載能力，減少機構尺寸使其結構緊湊，并考慮到動力學的平衡問題，常在太陽輪與內齒輪之間均勻地、對稱地設置幾個行星齒輪。為使各行星齒輪不相互碰撞，要求其齒頂圓間有一定的間隙，稱為鄰接條件。設相鄰兩個行星輪中心之間的距離為L，最大行星齒輪齒頂圓直徑為，則鄰接條件為： 即 （3-3） 式中 ——行星輪數(shù)目； ——a-g嚙合副中心距； ——行星輪齒頂圓直徑。 在周轉輪系中： =225mm 即滿足鄰接條件。 （3）驗算同心條件 行星傳動裝置

38、的特點為輸入與輸出軸是同軸線的，即各中心輪的軸線與行星架軸線是重合的。為保證中心輪和行星架軸線重合條件下的正確嚙合，由中心輪和行星輪組成的各嚙合副的實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 設a-g嚙合副中心距，g-b嚙合副實際中心距，依同心條件，各對相互嚙合齒輪的中心距應相等，即 (3-4) 對非變位、高度變位、等嚙合角的角度變位，中心距，式中“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合。因行星傳動中通常各齒輪模數(shù)都是相同的，依上式得 (3-5) 得滿足同心條件的表達關系式：

39、 } （3-6） 又 起升開閉機構 代入3-6可知滿足同心條件。 （4）驗算裝配條件 一般行星傳動中，行星輪數(shù)目大于1。要使幾個行星輪能均勻載入，并保證與中心輪正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，所應具備的齒數(shù)關系即為安裝條件。 當行星輪個數(shù)時，第一個行星輪裝入并與兩個中心輪嚙合以后，兩個 中心輪的相對位置就被確定了。若再要均勻地裝入其它行星輪，就必須滿足一定的條件。如圖3-1所示，相鄰兩行星輪所夾的中心角為。設第一個行星在位置Ⅰ裝入并與兩中心輪嚙合，然后將行星架H順時針轉過角度，即讓轉到位置Ⅲ。在這期間，中心輪a轉過的角度由傳動比確定，即。為了在位置Ⅰ裝入行星

40、輪，要求此時中心輪a在位置Ⅰ的相應齒輪和它轉動角之前的位置完全相同。也就是說中心輪a轉過的必須為其周節(jié)所對的中心角的整倍數(shù)M，即，將值代入上式可得 整數(shù) （3-7） 圖3-1 NWG型裝配條件分析 由式（3-7） 為整數(shù) 所以滿足裝配條件。 3.2 幾何尺寸計算 對于該2K-H型行星齒輪傳動可按表3-1中的計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪幾何尺寸的計算結果見下表。 計算公式 太陽輪a 行星輪c 內齒輪b 分度圓 直徑 基圓直徑 齒頂圓 直徑 外齒 內

41、齒 齒根圓 直徑 外齒 內齒 3.3 嚙合效率計算 根據已知條件，此時的效率 ——定軸部分效率 ——周轉輪系效率 查參考文獻[11]表1-7可得 行星傳動效率計算：減速器全部采用滾動軸承，為了計算簡便，這里對軸承損失系數(shù)和油阻系數(shù)未單獨進行計算，只由[10]圖2-47查的的摩擦系數(shù)取為0.1，以及、系數(shù)的影響。于是，傳動損失系數(shù)。 a-g副嚙合的損失系數(shù)： b-g副嚙合的損失系數(shù)： 當固定

42、大太陽輪b時 當固定a時 當a、b為主動行星架H為從動時 3.4齒輪傳動的幾何尺寸 3.4.1 行走機構 （1）齒輪副。 中心距為 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 （2）齒輪副。 中心距為 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 3.4.2 起升、開閉機構 齒輪副 中心距為 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 跨測齒數(shù)：，公法線

43、長度及偏差為 3.4.3 行星傳動幾何尺寸 已知太陽輪：。 齒頂圓直徑 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 已知行星輪：。齒寬，則 跨測齒數(shù)：，公法線長度及偏差為 已知內齒圈：。 則分度圓直徑為 常規(guī)算法算齒頂圓直徑為 為避免內齒圈齒頂與行星輪輪齒過渡線的干涉，確定內齒圈的齒頂圓直徑。 內齒圈基圓直徑為 中心距 嚙合角 則內齒圈基圓直徑為 兩者中取大者，現(xiàn)取 跨測齒數(shù)，公法線長度及偏差 mm

44、 第四章 齒輪傳動的強度計算 4.1.行走機構第一對齒輪 ，齒數(shù)比 1)載荷系數(shù)的確定： 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 式中 v—小齒輪的速度， 2)接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。 由此得 3)齒輪間載荷分配系數(shù)： 則綜合系數(shù) 上述系數(shù)的確定按德國Flengder公司齒輪設計技術手冊確定的，我國標準GB/T 3480—1997齒輪承載能力計算法相同。 （1） 按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算，由于是硬齒面，彎曲強度是主要矛盾。 小齒面為軸齒采用20CrMnMo，正火處理

45、，齒面滲碳淬硬54~60HRC，δ≦100mm時。 大齒輪采用20CrMnMo，滲碳淬火，表面硬度54~62HRC。 。 小齒輪軸齒的許用彎曲應力，按對稱循環(huán)載荷性質確定，即 用代入計算，則小齒輪分度圓直徑為： 式中 ——轉矩，； ——綜合系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，按查【10】線圖5-12得 ——齒寬系數(shù)，； ——模數(shù)，；采用齒根噴丸，以提高輪齒的彎曲強度。 （2）按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應力 式中——綜合系數(shù)， ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點

46、區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，縱向重合度端面重合度 對于時，。 ——圓周力， ——齒寬，； ——分度圓直徑， 齒面許用接觸應力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； ——粗糙度系數(shù)， ； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪接觸疲勞極限，； ——接觸強度最小安全系數(shù)，。 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應力為 式中 ——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； ——小齒輪輪齒上的圓周力，； ——齒寬，； ——模數(shù)，

47、 齒根許用彎曲應力 式中——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根表面狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)，； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 4.2行走機構第二對齒輪 ，齒數(shù)比，材料為20CrMnMo，滲碳淬硬56~60HRC，材料許用應力，輸入轉矩 小齒輪轉速為 小齒輪速度為 載荷系數(shù)的確定

48、使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。 ——小齒輪分度圓直徑， 由此得 齒輪間載荷分配系數(shù)： 則綜合系數(shù) 按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算 則 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應力 式中、——綜合系數(shù)， ; ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，（為與的重合度，）； ——圓周力，; ——齒寬系數(shù)， 齒面許用接觸應力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； ——粗糙度系數(shù)， ；

49、 ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪接觸疲勞極限，； ——接觸強度最小安全系數(shù)，。 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應力為 式中——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應力 式中——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根表面狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)， 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 4.3起升、開

50、閉機構齒輪傳動的強度計算 功率，齒數(shù)比小齒輪為軸齒輪，采用20CrMnMo，齒面滲碳淬硬56~60HRC，大齒輪采用20CrMnMo，滲碳淬火，齒面滲碳淬硬56~60HRC，輸入齒輪上的轉矩。 按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算 小齒輪的分度圓直徑為 則。 各系數(shù)確定如下： 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 式中v——小齒輪的速度， 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 式中b——齒寬，。 由此得 齒輪間載荷分配系數(shù)： 則綜合系數(shù) 齒形系數(shù)由,查【10】圖5-12可得。 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應力

51、 式中——綜合系數(shù)， ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，縱向重合度 面重合度 對于時，。 ——圓周力， ——齒寬，； ——分度圓直徑， 齒面許用接觸應力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； —粗糙度系數(shù)，； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應力為 式中——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應力

52、 式中——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根表面狀況系數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限，； ——最小彎曲強度的安全系數(shù)，； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 4.4行星齒輪傳動的強度計算 齒數(shù)，a-g齒輪副的齒數(shù)比，傳動比。. 太陽輪轉速為 太陽輪線速度為 載荷系數(shù)的確定 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)： 接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù) 沿齒寬分布系數(shù)為 齒輪間載荷分配系數(shù)：

53、 則綜合系數(shù) 太陽輪輸入轉矩為 太陽輪輪齒上的轉矩為 式中——行星齒輪的個數(shù)，； ——太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，。 齒輪材料20CrMnMo，滲碳淬火，齒面硬度56~60HRC；材料截面δ=15mm時，。按對稱循環(huán)載荷性質確定許用應力。 式中——安全系數(shù)，。 計截面尺寸影響，今取 。 按前蘇聯(lián)庫德略采夫方法計算 式中——齒寬系數(shù)， ——齒形系數(shù)，按查【10】線圖5-12得 則 按GB/T3480——1997方法計算 齒面接觸應力

54、 式中 ——鋼制齒輪的彈性系數(shù)，； ——螺旋角系數(shù)， ——節(jié)點區(qū)域影響系數(shù)，； ——重合度系數(shù)，； ——圓周力， 齒面許用接觸應力 式中——潤滑系數(shù)，； ——速度系數(shù)，； —粗糙度系數(shù)，； ——工作硬化系數(shù)，； ——尺寸系數(shù)，； 接觸強度安全系數(shù) 齒根彎曲應力為 式中——彎曲強度計算時的重合度系數(shù)， ——螺旋角系數(shù)，； ——齒形系數(shù)，； 齒根許用彎曲應力 式中——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，； ——相對齒根圓角的敏感系數(shù)，； ——相對齒根表面狀況系

55、數(shù)，； ——彎曲強度計算的尺寸系數(shù)，； ——試驗齒輪彎曲疲勞極限， ； 齒根彎曲強度的安全系數(shù)為 4.5行星輪心軸與軸承壽命的計算 1. 行星輪心軸強度計算 行星輪心軸材料42CrMo，調質處理260~290HRC， 太陽輪上圓周力為 式中——輸入轉矩， 作用在太陽輪輪齒上的轉矩為 式中——行星齒輪的個數(shù)，； ——太陽輪浮動時載荷分配的不均衡系數(shù)，。 ——前一級圓柱齒輪傳動比，。 作用在心軸上的載荷按均布載荷計算，

56、則最大彎矩為 心軸的彎曲應力為 2.行星輪軸承壽命 采用軸承為21316C/W33，，。 行星架轉速為 行星輪絕對速度 行星輪相對于行星架的相對轉速為 軸承的壽命為 4.6軸的鍵強度計算 1.行走機構輸入尺寸：。鍵的尺寸161097，材料為45鋼，調質處理。 輸入轉矩為 鍵的擠壓應力為 ﹤=100~120MPa 2.起升、開閉機構輸入尺寸：85600。鍵的尺寸2214120, 材料為45鋼，調質處理。 輸入轉矩為 鍵的擠壓應力為 ﹤=100~120MPa

57、 1.太陽輪連接花鍵的計算。齒數(shù)，模數(shù)，壓力角（GB/T 3478.2——1995） 輸出轉矩為 鍵的擠壓應力為 ﹤=100~120MPa 式中——各齒載荷不均勻系數(shù)， ——齒數(shù)， ——工作齒高， ——花鍵有效長度， ——分度圓直徑， ——跨測齒數(shù)， ——公法線長度， 第五章 結構設計 5.1行星傳動主要零件設計 結構特點：行星輪軸承安裝在行星輪內，行星輪軸固定在行星架的行星輪軸孔中；輸出軸和行星架制成一體，其支撐軸承在減速器殼體內，太陽輪與輸入軸通過齒

58、輪聯(lián)軸器聯(lián)接，行星架與低速級太陽輪通過雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器聯(lián)接，以實現(xiàn)太陽輪和行星架浮動。 5.1.1 齒輪的結構設計 1、太陽輪的結構 在行星齒輪傳動中，其中心輪的結構取決于行星傳動類型、傳動比的大小、傳遞轉矩的大小和支承方式。對柔性軸浮動的太陽輪是配置在細長軸上，可以做成齒輪軸。 2、行星輪的結構 應根據行星齒輪傳動的類型、承載能力的大小、行星輪轉速的高低和所選用的軸承類型及其安裝形式而確定。在大多數(shù)的行星傳動中，行星輪應具有內孔，以便在該內孔和支承組件上的安裝方便和定位精度。為了減少個行星輪間的尺寸差異，可以將同一個行星齒輪中的6輪組合起來一次進行加工，這樣制造的行星輪可以裝配在整

59、體式轉臂上。 3、大齒圈的結構 此次設計的2K-H行星減速機有差動傳動工況，內齒圈結構必須設計成既有內齒又有外齒的大齒圈結構，在大齒圈內外齒之間均布螺栓孔以便連接到其他構件以便安裝軸承軸承安裝的達到轉動要求,且與機體有精確的定位配合。 5.1.2 行星輪軸直徑 1、行星輪軸直徑 在相對運動中，每個行星輪軸承受穩(wěn)定載荷，當行星輪相對行星架對稱配置時，載荷則作用在軸跨距的中間。取行星輪與行星架之間的間隙，則跨距長度。當行星輪軸在轉臂中的配合選為H7/h6時，就可以把它看成是具有跨距為的雙支點梁。當軸較時，兩個軸承幾乎緊緊的靠著，因此，可以認為軸是沿整個跨度承受均布載荷（見圖5-1）。

60、 圖5-1 行星輪軸的載荷簡圖 危險截面（在跨度中間）內的彎矩： 行星輪軸采用45號鋼調質，考慮到可能的沖擊振動，取安全系數(shù)；則許用彎曲應力 故行星輪軸直徑 取 出于軸承潤滑考慮，行星輪軸將采用中空結構。故直徑放大50%，取。實際尺寸將在選擇軸承時最后確定。 5.2輸入、輸出軸軸徑的確定 根據所受的轉矩進行計算，對于同時受轉矩與彎矩作用時，用降低許用應力來考慮彎曲強度的影響。 1.起升、開閉機構輸入軸 功率，輸入轉速，軸材料為35CrMo，調質處理，則軸徑為 考慮鍵槽影響，先采用φ85許

61、用扭應力[τ]=30Mpa。 2.行走機構輸入軸 功率，輸入轉速，軸材料為35CrMo，調質處理，則軸徑為 考慮鍵槽影響，先采用φ55，許用扭應力[τ]=30Mpa 3.輸出軸徑的確定 功率，轉速軸材料為35CrMo，調質處理，則軸徑為 考慮鍵槽影響，和聯(lián)軸器的選用現(xiàn)采用φ170，用扭應力[τ]=35Mpa 5.3行星架的結構設計 行星架H是行星齒輪傳動中的一個較重要的構件。一個結構合理的行星架H應當是外廓尺寸小，質量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星輪間的載荷分布均勻，而且應具有良好的加工和裝配工藝。從而，可使行星齒輪傳動具有較大的承載能力、較好的傳

62、動平穩(wěn)性以及較小的振動和噪聲。 由于在行星架H上一般安裝有個行星輪的心軸或軸承，故它的結構較復雜，制造和安裝精度要求較高。尤其，當行星架H作為行星齒輪傳動的輸出基本構件時，它所承受的外轉矩最大，即承受著輸出轉矩。目前，較常用的轉臂結構有雙側板整體式、雙側板分開式和單側板式三種。 在行星輪數(shù)的2K-H型傳動中，一般采用如圖5-2所示的雙側板整體式行星架。由于雙側板整體式行星架的剛性較好，它已獲得了廣泛的應用。在加工行星架時，應盡可能地提高行星架H上的行星輪心軸孔（或軸承孔）的位置精度和同軸度，以減小行星輪間載荷分布的不均勻性。 圖5-2 雙側板整體式行星架

63、 5.4 機體的結構設計 箱體是各基本構件的安裝基礎，也是行星齒輪傳動中的箱根組成部分了。在進行機體的結構設計時，要根據制造工藝、安裝工藝和使用維護及經濟性等條件來決定其具體的結構型式。按照行星傳動的安裝形式的不同，可將機體分為臥式、立式、法蘭式。按其結構的不同，又可將機體分為整體式和剖分式。臥式整體鑄造機體，其結構簡單、緊湊，能有效地吸取振動和噪聲，還具有良好的耐腐蝕性。通常多用于專用的行星齒輪傳動中，且有一定的生產批量。鑄造機體應盡量避免腐蝕性。通常多用于專用的行星齒輪傳動中，且有一定的生產批量。剖分式機體結構，通常用于規(guī)格大的、單件生產的行星齒輪傳動中;它可以鑄，也可以焊接。采用軸向剖

64、分式機體的顯著優(yōu)點是安裝和維修較方便，便于進行調試和測量。立式法蘭式機體結構，它可適用于與立式電動機相組合的場合。成批量生產時可以鑄造;單件生產可以焊接。 鑄造機體的一般材料為灰鑄鐵，如HT150和HT200等;若機體承受圈套的栽花，且有振動的沖擊的作用可用鑄鋼，ZG45和ZG55等。為了減小質量，機體也可以采用鋁合金來鑄造，如ZL101和ZL102等。 根據所設計的減速器的要求，結構簡單、緊湊，采用臥式兩級整體鑄鐵機體。鑄鐵機體的各部結構的確定見表5-1。鑄造機體應盡量避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產生疏松和縮孔等鑄造缺陷。 表5-1 行星減速器鑄造機體結構尺寸（單位：mm）

65、 名稱 代號 計算方法 計算結果 上箱蓋壁厚 見表 20 下箱座壁厚 見表 20 箱蓋凸緣厚度 30 箱座凸緣厚度 30 加強肋厚度 0.85 18 加強肋斜度 箱座底凸緣厚度 2.5 50 蓋與座連接螺栓直徑 （0.5~0.6） 22 軸承端蓋螺栓直徑 （0.4~0.5） 18 底腳螺栓直徑 40 軸承旁連接螺栓直徑 0.75 30 地腳螺栓孔的位置 55 75 由于行星齒輪傳動具有質量小、體積小等優(yōu)點。但其散熱面積也相應地。尤其是當行

66、星傳動的速度較高、功率較大時，其工作溫度就會很高。為了增大散熱面積，應在機體外表面制作出一些散熱片。行星齒輪減速器的機體與普通圓柱齒輪減速器的機體一樣，也需要設置通氣帽、觀察孔、起吊環(huán)、油標和放油塞等，其具體結構見裝配圖。 第六章 均載裝置的設計 6.1均載裝置的選擇 1.設計與均載機構的選擇有以下幾點原則： 1）采用的均載機構應使傳動裝置的結構盡量實現(xiàn)空間靜定狀態(tài)，并能最大限度地補償誤差，使行星輪間的載荷分配不均衡系數(shù)和沿齒寬方向的載荷分布系數(shù)值最小。 2）均載機構離心力要小，以提高均載效果和傳動裝置的平穩(wěn)性。 3）均載機構的摩擦損失要小，效率要高。 4）均載構件上受的力要大，受力大則補償動作靈敏、效果好。 5）均載構件在均載過程中的位移量要小。 6）應有一定的緩沖和減振性能。 7）要利用傳動裝置整體結構的布置，使結構簡化，便于制造、安裝維修。 8）要利于標準化、系列化產品組織成批生產。 2.均載裝置的選定 綜合考慮本次設計要求和各方面因素采用太陽輪浮動均載機構。太陽輪重量小，浮動靈敏，機