3K型行星減速器的設計

3K型行星減速器的設計,行星減速器,設計 3K型行星減速器的設計 摘要 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自20世紀60年代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就,并獲得了許多的研究成果。 本文設計的題目是3K行星減速器的設計。首先對行星齒輪傳動的特點，減速器的主要型式及其特性，我國行星齒輪傳動技術的發(fā)展及目前的水平，常用行星齒輪傳動的類型及其特點等進行了簡要的介紹，然后對行星齒輪減速器的傳動，結構及箱體的加工工藝進行了設計。并采用AutoCAD設計軟件對齒輪軸、行星齒輪、行星軸、內齒輪、輸出軸、箱體、總裝圖等進行了繪制。 關鍵詞：行星齒輪、3K、行星減速器、AutoCAD ABSTRACT Planetary gear in China has a history of many years, very early applications. However, since the 1960s, China began to planetary gear drive for a more in-depth, systematic research and trial work. Both in design theory, or in trial practice and application, have made great achievements, and get a lot of research. This design is entitled 3K planetary gear design. First planetary gear transmission characteristics, and characteristics of the main types of gear units, the development of planetary gear drive and the current level of technology, common planetary gear types and characteristics, such as a brief introduction, and then the planetary gear the transmission, the structure and the cabinet process designed. And the use of AutoCAD design software for gear shafts, planetary gears, planetary shaft, internal gear, the output shaft, box, assembly diagrams were drawn. Key words: planetary gear, 3K, planetary reducer, AutoCAD I 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 3 1.1 行星齒輪傳動的概述 3 1.2 行星齒輪傳動的特點 3 1.3 常用行星齒輪傳動的類型及其特點 4 1.4 行星齒輪減速器的研究現狀及發(fā)展趨勢 5 第2章 3K型行星齒輪減速器傳動設計 7 2.1 設計參數的確定 7 2.2 各齒輪齒數的確定 7 2.3 齒輪模數的確定 7 2.4 齒輪幾何尺寸的計算 8 2.5 傳動效率的計算 9 第3章 傳動齒輪的校核 11 3.1 a-g齒輪副的驗算 11 3.2 b-g齒輪副的驗算 13 3.3 e-f齒輪副的驗算 14 3.4 裝配條件的驗算 14 第4章 3K行星齒輪減速器結構設計 16 4.1 傳動作用力計算 16 4.1.1 分度圓上的切向力 16 4.1.2 分度圓上的徑向力 17 4.1.3 各行星輪作用在軸上的總力及轉矩 17 4.2 軸的設計 18 4.2.1 選擇軸的材料 18 4.2.2 軸徑的初步估算 18 4.2.3 軸的結構設計 18 4.2.4 按許用彎曲應力計算軸徑 19 4.2.5 軸的疲勞強度安全因數校核計算 20 4.2.6 軸的靜強度安全因數校核計算 21 4.3 軸承的選用 22 結論 23 致謝 24 參考文獻 25 第1章 緒論 1.1 行星齒輪傳動的概述 齒輪減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器絕大多數都是閉式傳動裝置，按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計，制造和使用特點各不相同。 我國及一些工業(yè)化大國的在用減速器數量以百萬計，其中80%以上的中小規(guī)格減速器都直接選用了通用系列或標準化系列產品。通用減速器由于實現了系列化和標準化，具有便于組織專業(yè)化生產，容易形成批量和規(guī)模生產，有利于提高產品的生產水品和質量，降低設計和制造成本，縮短供貨周期，容易獲得備件，便于維修等許多優(yōu)點，而成為一般用戶的首選產品。只有在特殊用途或選不到合適的產品時才考慮設計和選用專用減速器。 通用和專用齒輪減速器在設計方面的一個主要區(qū)別是通用減速器齒輪傳動的中心距a，傳動比i等主要參數為有限個數值的有序分檔排列，產品的尺寸和承載能力有規(guī)律；專用齒輪減速器則無規(guī)律，需視具體要求進行設計。另一區(qū)別是通用減速器面向各個行業(yè)，但只能按一種特定的工況條件設計，選用時用戶需根據各自的實際工況采用不同的修正系數去修正。減速器參數的選擇是根據自身的特點為謀求綜合的最佳性能而確定的，不可能像專用減速器那樣針對每一個具體工況選擇不同的參數。 盡管由于產品的系列化和通用化給通用減速器不可避免地帶來一些弱點，但這些不足與其眾多的優(yōu)點相比是微不足道的。事實上，除了由于經驗豐富的技術人員進行設計并由專業(yè)商制造外，一般單件小批量生產的專用減速器從設計到制造都很難達到通用減速器的技術指標。通用減速器的某些不足，在專用減速器中也會出現。因此，努力提高各類減速器的設計制造水品，更好的滿足各類用戶的廣泛需求，仍是廣大齒輪工作者的長期任務。 1.2 行星齒輪傳動的特點 （1）體積小，質量小，結構緊湊，承載能力大。一般地，行星齒輪傳動的外輪廓尺寸和質量約為普通齒輪傳動的1/2~1/3。 （2）傳動效率高。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0.97~0.99。 （3）傳動比較大。在僅作為傳遞運動的行星齒輪傳動中，其傳動比可達到幾千。 （4）運動平穩(wěn)。 總之，行星齒輪傳動具有質量小，體積小，傳動比及效率高的優(yōu)點。因此，行星齒輪傳動現已廣泛應用于工程機械，冶金機械，起重運輸機械，礦山機械，輕工機械，石油化工機械，機床，機器人，汽車，輪船儀表和儀器等各個方面，行星傳動不僅適用于高轉速，大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也已經獲得了應用。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經成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點之一。 隨著行星傳動技術的迅速發(fā)展，目前，高速漸開線行星齒輪傳動裝置所傳遞的功率已經達到20000kw，輸出轉矩已經達到4500KN.據有關資料介紹，人們認為目前行星傳動技術的發(fā)展方向如下： （1）標準化。多品種目前世界上已經有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計，而且還演化出多種形式的行星減速器，差速器和行星變速器等多品種產品。 （2）硬齒面。 （3）高速轉速。 （4）大規(guī)格，大轉矩在中低速，重載傳動中，傳遞大轉矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已經有了較大的發(fā)展。 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。 1.3 常用行星齒輪傳動的類型及其特點 表1-1常用行星齒輪的傳動類型及其特點 序號 型 號 傳動比范圍 傳動效率 傳動功率范圍 特點 按基本構 件命名 按嚙合方 式命名 1 2K-H NGW型 2.8-12.5 0.97- 0.99 不限 加工與裝配工藝簡單，可用于任何情況下，單級傳動，負號機構 2 2K-H型 NW型 7-17 0.97- 0.99 不限 雙聯(lián)行星輪，加工與裝配復雜 3 2K-H型 NN型 30-100 效率低 不大于30KW 制造精度較高，適用于短期間斷作，雙內嚙合，正號機構 4 2Z-X型 NGW型 2.8-13 0.97- 0.99 不限 效率高，體積小，質量小，結構簡單，制造方便。適用于任何工況下大小率的傳動，工作制度不限?？勺鳛闇p速，增速及差速裝置。當轉臂的轉速高時，行星輪產生很大的離心力應用會受一定限制。 5 3Z型 NGWN 20-100 0.8-0.9 短期工作，p不大于120 長期工作，p不大于10 結構緊湊，傳動范圍比較大，適用于短期間斷工作 6 NGWN 64-300 0.7-0.9 結構緊湊,制造方便. 7 NGWN 20-100 0.7-0.84 與上基本相同 8 3K-H型 NGWN 20-100 效率較低 96KW 制造與裝配的工藝性不佳，適用短期間斷工作。 9 K-H-V型 N型 7-71 0.7- 0.94 96KW 齒形及輸出機構要求高 1.4 行星齒輪減速器的研究現狀及發(fā)展趨勢 20世紀70年代末以來，世界減速器技術有了很大發(fā)展。產品發(fā)展的總趨勢是小型化，高速化，低噪聲和高可靠性；技術發(fā)展中最引人注目的是硬齒面技術，功率分支技術和模塊化設計技術。 到20世紀80年代，國外硬齒面技術已日趨成熟。采用優(yōu)質合金鋼鍛件，滲碳淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于GB/T10095.1~2008的六級，綜合承載能力為中硬齒面調制齒輪的3~4倍，為軟齒面齒輪的4~5倍。一個中等規(guī)格的硬齒面減速器的重量僅為中硬齒面減速器的1/3左右，且噪音低，效率高，可靠性高。 功率分支技術主要用于行星及大功率雙分支以及多分支裝置，如中心傳動的水泥磨的主減速器。其核心技術是均載。 對通用減速器而言，除了普遍采用硬齒面技術外，模塊化設計技術已成為其發(fā)展的一個主要方向。它旨在追求高性能的同時，盡可能的減少零件及毛胚的各種規(guī)格和數量，以便于組織生產，形成批量，降低成本，獲得規(guī)模效益。同時，利用基本零件，增加產品的形勢和花樣，盡可能多地開發(fā)實用的變型設計或派生系列產品，如由一個通用系列派生出多個專用系列；擺脫了傳統(tǒng)的單一有底座實心軸輸出的安裝方式，添加了空心軸輸出的無底座懸掛式，浮動支撐底座，電動機與減速器一體式連接，多方位安裝面等不同形式，擴大了使用范圍。 改革開放以來，我國陸續(xù)引進先進加工裝備，通過引進，消化，吸收國外先進技術和科研攻關，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的技術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度都有較大提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從JB179—1960的8—9級提高到GB/T10095—2001的六級，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定在4—5級。目前我國已可設計制造2800KW的水泥磨減速器，1700mm軋鋼機各種齒輪減速器。 進入20世紀90年代中后期，國外又陸續(xù)推出了更新?lián)Q代的減速器，不但更突出了模塊化設計特點，且在承載能力，總體水品，外觀質量等方面又有明顯提高。 第2章 3K型行星齒輪減速器傳動設計 2.1 設計參數的確定 1、行星傳動的輸出功率=5000W； 2、輸出轉速； 3、傳動比； 4、允許的傳動比偏差δip=0.05，短期間斷的工作方式，每天工作16小時，要求使用壽命10年； 5、采用3K型行星齒輪減速器，該傳動較適合于短期間斷式工作，其傳動比大，結構也緊湊、重量輕。 2.2 各齒輪齒數的確定 根據已給定的傳動比i=100，且行星輪數目=3。 查閱《機械設計手冊》各輪齒數=18, =198, =189, =90, =81 其傳動比為i=100,其傳動比誤差為 故滿足傳動比誤差要求。 據給定的傳動比=100,最后確定該機械裝置行星減速器各輪齒數為=18, =198, =189, =90, =81。 2.3 齒輪模數的確定 根據對其行星齒輪減速器的強度、速度及精度的要求，該行星齒輪減速器的齒輪材料均為合金調質鋼，經過調質處理后，其硬度HB<350為軟齒面。 由于該行星齒輪減速器具有短期間斷的工作特點，故可按齒根彎曲強度條件的設計公式可確定其模數m；即 由于3K型傳動有三個嚙合齒輪副：a-g、b-g和e-f。在此先按高速級a-g齒輪副進行模數m的初算。 首先求得轉矩T1，即 式中，輸入軸作用在a輪上的轉矩為 即得 載荷系數K=2.5； 按=0，查《機械設計手冊》得：=3.26和=2.41。 初步選取=200N/mm2。初選b=1。 代入公式則初算得其模數m為 取模數m=3 2.4 齒輪幾何尺寸的計算 對該3K型行星齒輪減速器進行幾何尺寸的計算?，F將各齒輪副幾何尺寸的計算結果列入表2-1中。 表 2-1 行星齒輪減速器各齒輪副的幾何尺寸 內容 計算公式 a-g嚙合 b-g嚙合 e-f嚙合 分度圓直徑db =54 =270 =270 =594 =243 =567 齒頂高ha 外嚙合= 內嚙合= ha2=(1-7.6/z2) =3 =2.49 =2 =2.77 =3 =2.76 齒根高 齒全高 =6.75 =6.24 =5.75 =6.52 =6.75 =6.51 齒頂圓直徑da =60 =276 =276 =600 =249 =573 2.5 傳動效率的計算 因為b輪的節(jié)圓直徑大于e輪的節(jié)圓直徑，故該行星減速器的傳動效率可采用公式進行計算。 已知和p= =11 其嚙合損失系數 取輪齒的嚙合摩擦系數=0.1，將=198, =189, =90, =81帶入得 即有 傳動效率為 再考慮到行星輪g、f滾動軸承的摩擦損失，約減少的2％；則得考慮到嚙合和軸承損失后的傳動效率為 最后，驗算當e輪輸入而進行逆運轉時，該3K型行星減速器是否自鎖。計算其逆?zhèn)鲃拥男剩? 將代入得 可見，當e輪輸入進行逆運轉時，該行星減速器不會產生自鎖。但是，隨著其傳動比的增大，當e輪輸入而進行逆運轉時，該行星減速器將會產生自鎖。 由自鎖條件 第3章 傳動齒輪的校核 行星減速器具有結構緊湊、外廓尺寸較小和傳動比大等要求，分別選用各齒輪的材料熱處理極其硬度列于表3-1。 表3-1 各齒輪的材料熱處理極其硬度 名稱 材料牌號 熱處理 硬度 抗拉強度極限 b(N/mm2) 屈服極限 S(N/mm2) 中心輪a 35CrMnSiA 調質 HB255-300 900 720 行星輪f 35CrMnSiA 調質 HB241-286 820 640 行星輪g 35CrMnSiA 調質 HB241-286 820 640 內齒輪e 40CrNiMoA 調質 HB255-300 900 720 內齒輪b 40CrMoA 調質 HB241-286 820 640 對于具有短期間斷工作特點的3K 型行星傳動，僅需進行輪齒彎曲強度的驗算。其許用彎曲應力σFp。 現將該3K型傳動按照三個齒輪副a-g、b-g和e-f分別驗算如下： 3.1 a-g齒輪副的驗算 先計算小齒輪a的齒輪彎曲應力，即 已求得小齒輪傳遞的轉矩 為 按載荷系數K求得: K=。 由參考文獻查得使用場合系數=1.25；得 式中 按8級精度和值，查得動載荷系數，取。因，查得載荷分布系數=1.22。所以，載荷系數K為K=1.251.31.22=1.98 按內齒輪b“浮動”的情況和由《機械設計手冊》可得：行星論間載荷分布不均勻系數為 據=18 和=0，查得應力集中系數YF1=2.9，應力集中系數YS1=1.52。 工作齒寬，取b=110mm代入公式得 計算小齒輪a 的許用彎曲應力，即 查得：，。循環(huán)次數，可取彎曲壽命系數。。因輪a為受載的可正、反方向運轉的齒輪，故應乘以系數0.77。帶入得 所以 計算大齒輪g 的齒輪彎曲應力，即 、、、 則 得，；同理，和。因行星齒輪g為承受雙向對稱載荷的齒輪，故應乘以系數0.7。 則得g輪的許用齒根彎曲應力為 所以=< 3.2 b-g齒輪副的驗算 先計算小齒輪g的齒輪彎曲應力，即 已知：，，b=110mm，，m=3。而與外嚙合a-g不同系數有：因b*=0.7，可查得=0.962,故得載荷系數；因內齒輪b 浮動，。 小齒輪g上的轉矩T1計算，即 轉矩，查得=0.75 即 則 代入公式，可得g輪的齒根彎曲應力為 所以 計算內齒輪b的齒根彎曲應力，即 因內齒輪b 的齒型系數和應力修正系數。代入得 同上可得，；同理，取和。。因內齒輪b為承載的正、反方向運轉齒輪，故應乘以系數0.77。代入得b輪的許用齒根彎曲應力為 所以< 3.3 e-f齒輪副的驗算 先計算小齒輪f 的齒輪彎曲應力，即 將齒輪f上的轉矩 轉矩查得 即 則 因各系數和幾何參數值與b-g齒輪副相等，則可得 所以，< 內齒輪e的系數YF2=2.15，YS2=1.86。代入公式，計算內齒輪e的輪齒彎曲應力，即 可得，；取和。同理，應將值乘以系數0.77。代入公式得e輪的許用齒根彎曲應力為 所以 < 上述計算結果表明，該3K 型行星齒輪減速器中的各嚙合齒輪副均滿足齒輪的彎曲強度條件。 3.4 裝配條件的驗算 對于設計石油機械裝置行星減速器應滿足如下的裝配條件： 1、鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即 將已知的，和值代入公式得552<2 324 =561.2 則滿足鄰接條件。 2、同心條件 按公驗算該3K型行星傳動的同心條件，即 各齒輪的嚙合角均為20度，且知=18, =198，=189，=90，=81 代入得18+90=198-90=189-81=108 所以，滿足同心條件。 3、安裝條件 按公式驗算其安裝條件，即得 所以，滿足安裝條件。 第4章 3K行星齒輪減速器結構設計 4.1 傳動作用力計算 圖4-1傳動作用力示意圖 4.1.1 分度圓上的切向力 太陽輪a： 行星輪g： 行星輪f： 內齒輪b： 內齒輪e： 行星架x： 4.1.2 分度圓上的徑向力 太陽輪a： 行星輪g： 行星輪f： 內齒輪b： 內齒輪e： 行星架x： 單個行星輪作用在軸上或行星輪軸上的力 太陽輪a： 行星輪x’方向 y’方向 內齒輪b： 內齒輪e： 行星架x： 4.1.3 各行星輪作用在軸上的總力及轉矩 太陽輪a： 行星輪： 對行星軸（o’）轉矩Mo’=0 內齒輪b： 內齒輪e： 行星架x： 4.2 軸的設計 4.2.1 選擇軸的材料 軸材料選用45鋼，經調質處理，由參考文獻查得材料力學性能為：=650MPa, =270MPa, =155MPa。 4.2.2 軸徑的初步估算 初步估算軸徑，材料為45 鋼取A=300，軸的輸出端直徑 取d=500mm 4.2.3 軸的結構設計 圖4-2 齒輪軸各軸段示意圖 如圖4-2所示，根據軸的結構設計原則，軸段①②之間應有定位軸肩，軸段③④之間應有裝配軸肩，④⑤及⑥⑦之間應有定位軸肩，為配合軸承使用，今取=500mm（安裝連軸器）。 =62.5mm, ==62.5mm(安裝滾動軸承), =74.5mm（齒輪軸段），=62.5mm, =42mm.兩端支承處采用深溝球軸承，初選型號為6008。根據結構要求初步確定各軸段長度，得軸段①為134mm，軸段②為121mm,軸段③為112mm,軸段④為72.5mm,軸段⑤為36mm,軸段⑥為19mm,軸段⑦25mm，軸的總長度為601mm。 圖4-3軸的受力示意圖 4.2.4 按許用彎曲應力計算軸徑 a.軸上受力分析 軸傳遞的轉矩 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 b. 求支承反力 水平面支承反力R=0 垂直面支承反力 c.求彎矩 水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 d.按當量彎矩計算軸徑 查得，根據公式計算齒輪處軸徑 所以在設計中取74.5mm是滿足強度要求的。 4.2.5 軸的疲勞強度安全因數校核計算 確定危險截面，根據載荷分布、應力集中和軸的尺寸結構，選取軸段④上D截面進行校合計算 彎矩作用時的安全因數 由于該軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)變應力，根據參考文獻彎矩作用時的安全系數 式中—45鋼彎曲對稱循環(huán)時的疲勞強度，由前知 =270MPa —彎曲應力幅， =Mb/W=3630/772×=4.7MPa 查表得抗彎截面系數W=772× —彎曲平均應力， =0 —正應力有效應力集中因數，按配合（H7/r6）查得=2.625 —表面質量因數，軸徑車削加工，按參考文獻查得=0.92 —尺寸因數，按參考文獻查得 =0.75 —材料彎曲時的平均應力折算因數，按參考文獻查得=0.34 2、轉矩作用時的安全因數 考慮到不均勻引起的慣性力和震動的存在，轉矩引起的切應力視為脈動循環(huán)變應力。轉矩作用時的安全因數 式中—45鋼扭轉疲勞極限，由前知=155MPa —切應力幅, 抗扭截面系數 —平均切應力， —扭剪有效應力集中因數，按配合（H7/r6）查得=1.89 —表面質量因數，軸徑車削加工，查得=0.92 —尺寸因數，查得 =0.73 —材料扭轉時的平均應力折算因數，查得=0.21 3、截面D的疲勞強度安全因數 ，S>該軸截面D的疲勞強度足夠。 4.2.6 軸的靜強度安全因數校核計算 確定危險截面，根據載荷較大，截面較小，選取D截面進行靜強度校合 彎矩作用時的安全因數 式中—45鋼材料正應力屈服點，由參考文獻查得=360 MPa —工作時短時最大載荷，由題知 W—抗彎截面系數，W 彎矩作用時的安全因數 式中—45鋼材料切應力屈服點，查得=0.6 ， =216MPa —工作時短時最大載荷，由題知 —抗扭截面系數， 截面D的靜強度安全因數知 查得，該軸靜強度足夠。 4.3 軸承的選用 根據《機械設計手冊》輸入軸③、⑤段選用6007型深溝球軸承支承，⑦段選用6003型深溝球軸承支承，輸出軸采用6012型深溝球軸承支承。 結論 本次設計是對大學所學的一個綜合考察。我覺得作為一名機械設計制造專業(yè)的學生，在機械設計方面有了更大的進步。在這幾個月的時間里，通過網上查找資料，翻閱設計手冊等相關專業(yè)書籍，使我了解到很多機械手的相關知識。熟悉了機械手設計的過程步驟，通過機械手的結構設計、注意事項等，鞏固了機械設計方面的知識。同時，對液壓缸的結構設計和液壓系統(tǒng)的設計計算，也提高了對液壓方面的知識應用能力。 本設計主要闡述了行星齒輪傳動的傳動特點，傳動類型，傳動比，配齒計算和結構設計等，并對行星齒輪減速器的各主要零件進行了詳細的計算，畫出裝配圖和數張零件圖。 在查閱了大量資料后，確定了此課題的主要設計依據和內容。通過對行星齒輪減速器的現有條件的分析，依據《機械設計》和《減速器設計與使用數據速查》等資料得出此設計，在本設計中，主要對各齒輪的參數，幾何尺寸，傳動效率，傳動作用力等進行了計算，并對齒輪和軸的強度進行了校核。依據《機械制造基礎》等資料對箱體的加工工藝進行了詳細的介紹。 對本設計來說，無論是計算部分還是繪圖說明部分，都是按照傳統(tǒng)設計方法進行的，因此整個設計在理論上是可行的。 致謝 在本設計的開題論證、課題研究、論文撰寫和論文審校整個過程中，得到了導師老師的親切關懷和精心指導，使得本設計得以順利完成，其中無不飽含著老師的汗水和心血。導師敏銳的學術思想、嚴謹踏實的治學態(tài)度、淵博的學識、精益求精的工作作風、誨人不倦的育人精神，將永遠銘記在學生心中，使學生終生受益。他對本設計的構思、框架和理論運用給予了許多深入的指導，使得設計得以順利完成。在此謹向尊敬的導師表示衷心的感謝和崇高的敬意。 通過這次畢業(yè)設計，大大的提高了我們的自主學習和認真思考的能力，對學術態(tài)度的嚴謹性也有了很高的認識。我相信在以后的學習和工作過程中，一定可以好好的解決問題，提高自己的能力，較快地適應工作和社會激烈的競爭。 還要感謝同組同學，在畢業(yè)設計期間，他們給了我許多建議和意見，尤其是在PLC控制方面對我的精心指點，才使整個設計得以順利完成，感謝機電控制工導和老師對我的關心和幫助。再次感謝所有支持和幫助過我的領導、老師、同學們。 參考文獻 [1] 李占權，李白寧，戰(zhàn)曉紅 行星齒輪減速器的設計.煤礦機械,2000-11. 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