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湘潭大學興湘學院
畢業(yè)論文（設(shè)計）評閱表
學號 2010962926 姓名 譚紹元 專業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化
畢業(yè)論文（設(shè)計）題目： 行星齒輪減速箱運動仿真分析
評價項目
評 價 內(nèi) 容
選題
1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓(xùn)練的目的；
2.難度、份量是否適當；
3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結(jié)合。
能力
1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；
2.是否有綜合運用知識的能力；
3.是否具備研究方案的設(shè)計能力、研究方法和手段的運用能力；
4.是否具備一定的外文與計算機應(yīng)用能力；
5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。
論文
（設(shè)計）質(zhì)量
1.立論是否正確，論述是否充分，結(jié)構(gòu)是否嚴謹合理；實驗是否正確，設(shè)計、計算、分析處理是否科學；技術(shù)用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范；
2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何；
3.有無理論價值或?qū)嶋H應(yīng)用價值，有無創(chuàng)新之處。
綜
合
評
價
在畢業(yè)設(shè)計過程中，積極主動與指導(dǎo)老師聯(lián)系，根據(jù)階段要求，按時提交
相關(guān)文檔，選題與本專業(yè)方向相關(guān)，符合要求。設(shè)計文檔結(jié)構(gòu)合理，層次清楚，對工作原理闡述清晰，較好的利用了所學的理論和有關(guān)專業(yè)知識。但在若應(yīng)用于實際工作，還有待進一步加強。
評閱人：
2014年5月 日
湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文
第一章 緒論
1.1行星減速器發(fā)展狀況
由于國家采取了積極穩(wěn)健的財政貨幣政策，固定資產(chǎn)投資力度加大，特別是基礎(chǔ)建設(shè)的投資，使冶金、電力、水泥、建筑、建材、能源等加快了發(fā)展，因此，對減速機的需求也逐步擴大。隨著國家對機械制造業(yè)的重視，重大裝備國產(chǎn)化進程的加快以及城市化改造進程的加快，減速機行業(yè)仍將保持快速發(fā)展態(tài)勢，尤其是齒輪減速機的增長將會大幅度提高，這與進口設(shè)備大多配套采用齒輪減速機有關(guān)。因此，業(yè)內(nèi)專家希望企業(yè)抓緊開發(fā)制造齒輪減速機，尤其是大、中、小功率硬齒面減速機，以滿足市場的需求。
國內(nèi)外動力齒輪傳動正沿著小型化、高速化、標準化、小振動、低噪聲的方向發(fā)展。行星齒輪傳動的發(fā)展和少齒差零齒差內(nèi)齒輪副的應(yīng)用，是當代齒輪的一大特征，是齒輪傳動小型化的一個典型的標志。行星傳動把傳統(tǒng)的定軸傳動改為動軸傳動，采用了功率分流并合理應(yīng)用內(nèi)嚙合及均載裝置，具有重量輕，體積小，承載高等優(yōu)點，因此，行星傳動技術(shù)的應(yīng)用日漸廣泛。
20世紀末的20多年，世界齒輪技術(shù)有了很大的發(fā)展，鏟平發(fā)展的總趨勢是小型化，高速化，低噪聲，高可靠度。技術(shù)發(fā)展中最引人注目的是應(yīng)吃面技術(shù)，功率分支技術(shù)和模塊化設(shè)計技術(shù)。
硬面齒輪技術(shù)到20世紀80年代在國外日趨成熟。采用優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件神探淬火磨齒的硬齒面齒輪，精度不低于IS01328-1975的6級，綜合承載能力為中硬齒面調(diào)質(zhì)齒輪的4倍，為軟齒面齒輪的5-6倍。一個中等規(guī)格的硬齒面齒輪減速器的重量僅為軟吃面齒輪減速器的1/3左右。
功率分支技術(shù)主要指行星及大功率齒輪箱的功率雙份及多分支裝置，如中心傳動的水泥磨主減速器，其核心技術(shù)是均載。
模塊化設(shè)計技術(shù)隊通用和標準減速器旨在追求高性能和滿足用戶多樣化大覆蓋面需求的同時，盡量減少零部件及毛坯的品種規(guī)格，以便于組織生產(chǎn)，使零部件產(chǎn)生形成批量，降低成本，取得規(guī)模效益。
其他技術(shù)的發(fā)展還表現(xiàn)在理論研究（如強度計算，修形技術(shù)，現(xiàn)代設(shè)計方法的應(yīng)用，新齒形，新結(jié)構(gòu)的應(yīng)用等）更完善，更接近實際；普通采用各種優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛件；材料和熱處理質(zhì)量控制水平的提高；結(jié)構(gòu)設(shè)計更合理；加工精度普遍提高到ISO的4-6級；軸承質(zhì)量和壽命的提高；潤滑油質(zhì)量的提高；加工裝備和檢測手段的提高等方面。
這些技術(shù)的應(yīng)用和日趨成熟，使齒輪產(chǎn)品的性能價格比大大提高，產(chǎn)品越來越完美。如非常粗略地估計一下，輸出100N m轉(zhuǎn)矩的齒輪裝置，如果在1950年時重10kg，到80年代就可做到僅為1kg。
20世紀70年代至90年代初，我國的高速齒輪技術(shù)經(jīng)歷了測繪仿制，技術(shù)引進到獨立設(shè)計制造3個階段。現(xiàn)在我國的設(shè)計制造能力基本可滿足國內(nèi)生產(chǎn)需要，設(shè)計制造的最高參數(shù)：最大功率44MW，最高線速度168m/s，最高轉(zhuǎn)速67000r/min。
我國的低速重載齒輪技術(shù)，特別是硬齒面齒輪技術(shù)也經(jīng)歷了測繪仿制等階段，從無到有逐步發(fā)展起來。除了摸索掌握制造技術(shù)外，在20世紀80年代末至90年代初步推廣硬齒面技術(shù)過程中，我們還做了解決“斷軸”，“選用”等一系列有意義的工作。在20世紀70-80年代一直認為是國內(nèi)重齒輪兩大難題的“水泥磨減速器”和“軋鋼機械減速器”可以說已完全解決。
20世界80年代至90年代初，我國相繼制定了一批減速器標準，如ZBJ19004—88《圓柱齒輪減速器》，ZBJ19026—90《運輸機械用減速器》和YB/T050—93《冶金設(shè)備用YNK齒輪減速器》等幾個硬齒面減速器標準，我國有自己只是產(chǎn)權(quán)的標準，如YB/T079—95《三環(huán)減速器》。按這些標準生產(chǎn)的許多產(chǎn)品的主要技術(shù)指標均可達到或接近國外同類產(chǎn)品的水平，其中YNK減速器較完整地吸取了德國FLENDER公司同類產(chǎn)品的特點，并結(jié)合國情做了血多改進與創(chuàng)新。
世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本，德國，英國，美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應(yīng)用，生產(chǎn)和研究都十分重視，在結(jié)構(gòu)優(yōu)化，傳動性能，傳動效率，轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星齒輪傳動技術(shù)，如封閉行星齒輪傳動，行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代化的機械傳動設(shè)備中獲得了成功的應(yīng)用。
行星齒輪顫動在我已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應(yīng)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(shè)計理論方面，還是在試制和應(yīng)用實踐方面，均有了較大的成就，并獲得了血多的研究成果。
近十幾年來，計算機技術(shù)，信息技術(shù)，自動化技術(shù)在機械制造中的廣泛應(yīng)用，改變了執(zhí)照也得傳統(tǒng)觀念和生產(chǎn)組織方式。一些先進的齒輪生產(chǎn)企業(yè)已經(jīng)采用精益生產(chǎn)，敏捷執(zhí)照，智能執(zhí)照等先進技術(shù)。形成了高精度，高效率的智能化圣餐先和計算機網(wǎng)絡(luò)化管理。
在21世紀成套件機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大為提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設(shè)計藝術(shù)化，使產(chǎn)品更加精致，美觀。
CNC機床和工藝技術(shù)的發(fā)展，推動了機械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的電子控制，液壓傳動，齒輪，帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設(shè)計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設(shè)計中的學科交叉，將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。
工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產(chǎn)線配套的大功率和中小功率變速箱。國內(nèi)的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面，高精度，高可靠度軟啟動，運行監(jiān)控，運行狀態(tài)記錄，低噪聲，高的功率與體積比和高的功率與重量比的方向發(fā)展。中小功率變速箱為適應(yīng)機電一體化成套裝備自動控制，自動調(diào)速，多種控制與通訊功能的接口需要，產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)與外型在相應(yīng)改變。矢量變頻代替直流伺服器驅(qū)動，已成為經(jīng)年中小功率變速箱產(chǎn)品追求的目標。
隨著我國航天，航空，機械，電子，能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等在各工業(yè)部門的應(yīng)用，我國在諧波傳動技術(shù)應(yīng)用方面已取得顯著成績。同時，隨著國家高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術(shù)產(chǎn)品的需求將更會更加突出。
總之，當今世紀各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高，二低，二化方面發(fā)展。六高即高承載能力，高齒面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲，低成本；二化即標準化，多樣化。
減速器和齒輪的設(shè)計與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因此，開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景。
1.2選題分析與設(shè)計內(nèi)容
行星齒輪傳動與普通定州齒輪傳動相比較，具有質(zhì)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，這些已經(jīng)被我過越來越多的機械工程技術(shù)人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動種均有效地利用了功率分流性和輸入，輸出地同軸性以及合理的采用了內(nèi)嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速，大功率而且可用于低速，大轉(zhuǎn)矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速，增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應(yīng)用中：這些功用對于現(xiàn)代機械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸，工程機械，冶金礦山，石油化工，建筑機械，輕工紡織，醫(yī)療器械，儀器儀表，汽車，船舶，兵和航空航天等工業(yè)部門獲得了廣泛的應(yīng)用。
本設(shè)計以本設(shè)計基于Solid Works便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設(shè)計總體布局，然后設(shè)置零部件，最后完成一個完整的設(shè)計。利用Solid Works模塊實現(xiàn)裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。
行星齒輪減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數(shù)的選擇，設(shè)計問題一般是在給定傳動比和輸入轉(zhuǎn)矩的情況下，確定各輪的齒數(shù)，模數(shù)和齒寬等參數(shù)。其中優(yōu)化設(shè)計采用Solid Works自帶的模塊，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，對元件進行運動分析。
減速器作為獨立的驅(qū)動元部件，由于應(yīng)用范圍極廣，其產(chǎn)品必須按系列化進行設(shè)計，以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應(yīng)的減速器系列。在以往的人工設(shè)計過程中，在圖紙上盡管能實現(xiàn)同一機座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用Solid Works工具來實現(xiàn)這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設(shè)計操作，而且使系列產(chǎn)品的技術(shù)數(shù)據(jù)庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設(shè)計速度加快。在設(shè)計過程中，我利用互聯(lián)網(wǎng)對本課題的各設(shè)計步驟與任務(wù)進行了詳細了解。采用計算機輔助設(shè)計的技術(shù)，利用Solid Works參數(shù)化建模。
在設(shè)計計算方面：分析行星齒輪機構(gòu)傳動方案；并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數(shù)、模數(shù)和軸、行星架的各項參數(shù)，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內(nèi)外嚙合齒輪、軸、行星架的設(shè)計計算；在整機設(shè)計開發(fā)背景下，結(jié)合運動參數(shù)完成建模。
在工程仿真分析方面：本論文利用三維軟件Solid Works對行星輪減速器進行三維建模，并完成與整機的裝配。
第二章 行星齒輪減速器方案設(shè)計
2.1基本參數(shù)要求與選擇
行星齒輪傳動的類型很多，其分類方法也不少。在庫氏的分類方法中，行星齒輪傳動的基本代號為：Z——中心輪，X——轉(zhuǎn)臂，V——輸出軸（現(xiàn)說明：在庫氏原著作中，K—中心輪，H—轉(zhuǎn)臂）。根據(jù)其基本構(gòu)件的配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他的結(jié)構(gòu)型式的行星齒輪傳動大都是它們的演化型式或組合型式。
設(shè)計行星齒輪減速器，已知該行星傳動的輸入功率P1=22KW，輸入轉(zhuǎn)速n1=1500r/min，傳動比ip=134，允許的傳動比偏差△ip=0.01，短期間斷的工作方式，每天工作16h，要求使用壽命8年；且要求該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動功率較高。
第三章 設(shè)計計算
3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖
根據(jù)上述要求：短期間斷，傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊和外輪廓尺寸較小。據(jù)書【7】和書【5】傳動類型的工作特點可知，3Z型適用于短期間斷的工作方式，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大。為了裝配方便，結(jié)構(gòu)更加緊湊，適用具有單齒圈行星齒輪的3Z型行星齒輪傳動較合理，其傳動簡圖如圖3-1所示。
圖3-1 3Z型行星齒輪減速傳動
3.2配齒計算
根據(jù)3Z型行星傳動的傳動比ip值和按其齒輪計算公式可求得內(nèi)齒輪b，e和行星齒輪c的齒數(shù)zb，ze和zc?？紤]到該行星齒輪傳動的外輪廓尺寸較小，故選擇中心輪的齒數(shù)za=15和行星齒輪數(shù)目np =3。為了使內(nèi)齒輪b與e的齒數(shù)差盡可能小，即應(yīng)取ze -zb= np。再將za，np和ip值代入公式查書【1】，則的內(nèi)齒輪b的齒數(shù)Zb為
zb=
按以下公式可得內(nèi)齒輪e的齒數(shù)Ze為
ze = zb + np =69+3=72
因ze-za=72-15=57為奇數(shù)，應(yīng)按如下公式求得行星輪c的齒數(shù)Zc為
zc=（ze-za）-0.5=（72-15）-0.5=28
再按傳動比驗算公式驗算其實際的傳動比為
ibae===134.4
其傳動比誤差書【1】為
===0.003<
故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星齒輪傳動實際的傳動比為=134.4.最后確定該行星傳動各齒的齒數(shù)為za=15，zb=69，ze=72和zc=28.
另外，也可根據(jù)傳動比i=134.4查書【1】表直接可得上述各輪的齒數(shù)。
3.3初步計算齒輪的主要參數(shù)
齒輪材料和熱處理的選擇：中心輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度58-62HRC，取 =1400N/mm 和=340N/mm ，中心輪a和行星齒輪c的加工精度6級；內(nèi)齒輪b和e均采用42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度217-259HB，取=780N/mm 和=260N/mm ，內(nèi)齒輪b和e的加工精度7級。
按彎曲強度的初計算公式計算齒輪的模數(shù)m為書【2】
m=Km
現(xiàn)已知Z1=15，=340N/mm 。
小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9549 =9549×=46.68N·M；取算式系數(shù)Km=12.1；
查表取使用系數(shù)KA=1.5；取綜合系數(shù)KFΣ=1.8,；去接觸強度計算的行星輪見在和分布不據(jù)黁系數(shù)KHp=1.2，由書【1】公式可得KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；可查得齒形系數(shù)YFa1=2.67；查得齒寬系數(shù)Фd=0.6。則的齒輪模數(shù)為
m==2.57（mm）
取齒輪模數(shù)m=3mm
3.4嚙合參數(shù)計算
在三個嚙合齒輪副a-c、b-c和e-c中，其標準中心距a為
（mm）
（mm）
（mm）
由此可見，三個齒輪副的標準中心距不相等，且有。因此，此行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星齒輪既能滿足給定的傳動比=134.4的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應(yīng)使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該3Z(II)型行星傳動進行角度變位。
根據(jù)各標準中心距之間的關(guān)系，取選取其嚙合中心距為==66mm作為各齒輪副的中心距值。
已知+=43，-=41和-=44，m=3mm，=66mm及壓力角20。，按公式計算該3Z型行星傳動角度變位的嚙合參數(shù)。對各齒輪副的嚙合參數(shù)計算結(jié)果書【3】見表1-1。
表1-1 3Z型行星傳動嚙合參數(shù)計算
項目
計算公式
a-c齒輪副
b-c齒輪副
e-c齒輪副
中心距變動系數(shù)
=
=1.5
嚙合角
=
=
變位系數(shù)和
=
齒頂高變動系數(shù)
=
重合度
注：1.表內(nèi)公式的“”號，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-” 。
2.表內(nèi)公式的為齒頂壓力角，且有=arcos。
確定各齒輪的變位系數(shù)。
（1）a-c齒輪副 在a-c齒輪副中，由于中心輪a的齒數(shù)z=15
2=34和中心距=64.5mm<=66mm 。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產(chǎn)生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應(yīng)采用角度變位的正傳，書【3】即
當齒頂高系數(shù)=1，壓力角時，避免根切的最小變位系數(shù)為
===0.1176
按如下公式可求得中心論a的變位系數(shù)書為
=0.5
=0.5
=0.2732>=0.1176
按書【3】公式可得到行星齒輪c的變位系數(shù)
= =0.5377-0.2732=0.2645
（2）b-c齒輪副 在b-c齒輪副中，=28>=17，=41>2=34和=61.5mm<=66mm 。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能。故其能變位方式也應(yīng)采用角度變位的正傳動，即。
現(xiàn)已知其變位系數(shù)和和則可得內(nèi)齒輪b的變位系數(shù)為=。
（3）e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，>,-=44>2=34和mm 。由此可知，該齒輪副的變位目的是為改善嚙合性能和修復(fù)嚙合齒輪副。故其變位方式應(yīng)采用高度變位，即。則可得內(nèi)齒輪e的變位系數(shù)為0.2645。
3.5幾何尺寸計算
對于該3Z(II)型行星齒輪傳動可按下面計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果見表1-2。
表1-2 3Z(II)型行星齒輪傳動幾何尺寸計算
項目
計算公式
a-c齒輪副
b-c齒輪副
e-c齒輪副
變位系數(shù)
=
=0.2732
=0.2645
=0.2645
=2.1022
=0.2645
=0.2645
分度圓直徑
=
=
=45
=207
=84
=207
=84
=216
基圓直徑
=
=
=42.2862
=78.9342
=78.9342
=194.5164
=78.9342
=202.9736
節(jié)圓直徑
=
=
=46.0465
=85.9535
=90.1463
=222.1463
=84
=216
齒頂圓直徑
外嚙合
52.413
91.3608
內(nèi)嚙合
-
齒根圓直徑
外嚙合
內(nèi)嚙合
用插齒刀加工
78.087
224.7126
78.087
225.0204
注：1.表內(nèi)公式中，為插齒刀的齒頂圓直徑；為插齒刀與被加工齒輪之間的中心距。
2.表中的徑向間徑=，其中=7.6（1-） /。
關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪，起齒根圓直徑的計算。
已知模數(shù)=3mm，插齒刀齒數(shù)=25，齒頂高系數(shù)=1.25，變位系數(shù)=0（中等磨損程度）。試求被插制內(nèi)齒輪的齒根圓直徑。
齒根圓直徑按下式計算，即
=+2
式中 ——插齒刀的齒頂圓直徑；
——插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距。
==325=82.5（mm）
現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副b-c和e-c分別計算如下。
（1）b-c內(nèi)嚙合齒輪副（，=69）
==0.049683
查表得=
=
加工中心距為
=（mm）
按一下公式計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為
=82.5+271.1063=224.7126mm（填入表2中）
(2)e-c內(nèi)嚙合齒輪副（，=72）
仿上，=
==0.019001
查表得=
==
=（mm）
則得內(nèi)齒輪e的齒根圓直徑為
mm（ 填入表2中）
3.6裝配條件的計算
對于所設(shè)計的上述行星輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件
鄰接條件
按書【5】如下公式驗算其鄰接條件，即
將已知的、和值代入上式，則得
91.3608mm<266=114.3154mm
即滿足鄰接條件。
同心條件
按書【1】如下公式驗算該3Z(II)型行星傳動的同心條件，即
各各齒輪副的嚙合角為、、和；且知、、和。代入上式，即得
=46.82
則滿足同心條件。
安裝條件
按書【4】以下公式驗算其安裝條件，即得
所以，滿足其安裝條件。
3.7傳動效率的計算
由查表得到的幾何尺寸計算結(jié)果可知，內(nèi)齒輪b的節(jié)圓直徑222.1463mm大于內(nèi)齒輪e的節(jié)圓直徑mm，即>,故該3Z(II)行星傳動的傳動功率可采用書【5】如下公式進行計算，即
=
已知和=69/15=4.6
其嚙合損失系數(shù)
和可按書【5】如下公式計算，即有
=2.3
=2.3
取齒輪的嚙合摩擦因數(shù)，且將、和代入上式，可得
=2.3
=2.3
即有 =0.00488+0.00502=0.0099
所以，其傳動效率為
=
可見，該行星齒輪傳動的效率較高，可以滿足短期間斷工作方式的使用要求。
3.8結(jié)構(gòu)設(shè)計
輸入端
根據(jù)3Z(II)行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低等情況，對其進行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。首先應(yīng)確定中心輪a的結(jié)構(gòu)，因為它的直徑d較小，所以，輪a應(yīng)該采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)型式；既將中心輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n的初步估算輸入軸的直徑，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形。總之，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應(yīng)力求簡單，以便于加工制造。
按書【1】公式
=112=27mm
按照3﹪-5﹪增大，試取為30mm,帶有單鍵槽的輸入軸直徑確定為30mm,再過臺階為36mm滿足密封元件的孔徑要求。軸環(huán)用于軸承的軸向定位和固定?？芍獮?5mm,寬度為135mm。根據(jù)軸承的選擇確定軸肩為52mm， 為38 mm。如附圖。
輸出端
根據(jù)=112=50mm
帶有單鍵槽，與齒輪e同體相連作為輸出軸。取為57mm，選擇16X10的鍵槽。如附圖所示
內(nèi)齒輪的設(shè)計
（1）內(nèi)齒輪b采用緊固螺釘與箱體連接起來，從而可以將其固定。其尺寸如上已算出，圖形如附圖。
（2）內(nèi)齒輪e采用齒輪軸設(shè)計，既將輪e與輸出軸連成一個整體。且按該輪的輸入功率P和轉(zhuǎn)速n的初步估算輸出軸的直徑，同時進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。總之，在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應(yīng)力求簡單，以便于加工制造。
轉(zhuǎn)臂的設(shè)計
一個結(jié)構(gòu)合理的轉(zhuǎn)臂x應(yīng)是外廓尺寸小，質(zhì)量小，具有足夠的強度和剛度，動平衡性好，能保證行星齒輪間的載荷分布均勻，而且具有良好的加工和裝配工藝。對于3Z(II)型中的轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩的作用，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件（此時它不是基本構(gòu)件），故采用雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂（其側(cè)板兩端無凸緣）。 雙側(cè)板整體式轉(zhuǎn)臂，可采用連接板將兩塊側(cè)板連接在一起。整體式轉(zhuǎn)臂的毛皮是采用鍛造或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已將兩側(cè)板與連接板制成一個整體。 轉(zhuǎn)臂x中所需連接板得數(shù)目一般應(yīng)等于行星齒輪數(shù)。壁厚為=mm取壁厚為15，其中為實際嚙合中心距。溝槽寬度為80mm。外圓直徑2=168mm，取外圓直徑170mm。如附圖所示。
轉(zhuǎn)臂X1上各行星齒輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心極限偏差可按公式計算，先已知高速級的嚙合中心距a=66mm，則得
0.0323（mm）
取=32.3
各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即
取0.0300=30
轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即=15
先已知低速級的嚙合中心距a=66mm，則得
=0.0323（mm）
取=32.3
各行星齒輪軸孔的孔距相對偏差按公式計算，即
取0.0300=30
轉(zhuǎn)臂X1的偏心誤差為孔距相對偏差的，即
箱體及前后機蓋的設(shè)計
按照行星傳動的安裝類型的不同，則該行星減速器選用臥式不剖分機體，為整體鑄造機體，其特點是結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，能有效多用于專用的行星齒輪傳動中，鑄造機體應(yīng)盡量的避免壁厚突變，應(yīng)設(shè)法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。如附圖所示
壁厚
——機體表面的形狀系數(shù) 取1
——與內(nèi)齒輪直徑有關(guān)的系數(shù)取2.6
_____作用在機體上的轉(zhuǎn)矩
標準件及附件的選用
螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設(shè)計參照標準。通氣塞的設(shè)計參照設(shè)計手冊自行設(shè)計。以及油標的設(shè)計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設(shè)計。
行星齒輪c采用帶有內(nèi)孔的結(jié)構(gòu)，它的齒寬b應(yīng)當加大；以便保證該行星齒輪c與中心輪a 的嚙合良好，同時還應(yīng)保證其與內(nèi)齒輪b和e相嚙合。在每個行星輪的內(nèi)孔中，可以安裝兩個滾動軸承來支撐著。而行星齒輪軸在安裝到轉(zhuǎn)臂x的側(cè)板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。
由于該3Z型行星傳動的轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩，也不是行星傳動的輸入或輸出構(gòu)件；而且還具有個行星輪。因此，其轉(zhuǎn)臂x采用了雙側(cè)板整體式的結(jié)構(gòu)型式。該轉(zhuǎn)臂x可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。
轉(zhuǎn)臂x上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差可按如下公式計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距mm，則得
（mm）
取
各行星輪軸孔的孔距先對偏差可按以下公式計算，即
取=0.030mm=30m
轉(zhuǎn)臂x的偏心誤差約為孔距相對偏差的1/2,即
=15m
在對所設(shè)計的行星齒輪傳動進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算，驗算其裝配條件，且進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)圖（或裝配圖）。
3.9齒輪強度驗算
由于3Z(II)型行星齒輪齒輪傳動具有短期間間斷的工作特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊、外輪廓尺寸較小和傳動比大的特點。針對其工作特點，只需按書【5】其齒根彎曲應(yīng)力的強度條件公式進行校核計算，即
首先按書【5】以下公式計算齒輪的齒根應(yīng)力，即
其中，齒根應(yīng)力的基本值可按書【5】以下公式計算，即
=
許用齒根應(yīng)力可按書【5】以下公式計算，即
=
現(xiàn)將該3Z(II)行星傳動按照三個齒輪副a-c、b-c和e-c分別驗算如下。
a-c齒輪副
① 名義切向力。
中心輪a的切向力=可按如下公式計算；已知N?m,和mm。則得
（N）
②有關(guān)系數(shù)。
a．使用系數(shù) 。
使用系數(shù)按書【5】中等沖擊查表得=1.5
b.動載荷系數(shù)。
先按下式計算輪a相對于轉(zhuǎn)臂x的速度，即
其中 （m/s）
所以 （m/s）
已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C=6；再按下公式計算動載荷系數(shù)，即
=
式中 B=0.25=
A=50+56
則得
=
中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)=1.06
c.齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算，即
=1+
查表得書【1】
=
查表得，代入上式，則得
=1+（1.3-1）1=1.3
d.齒間載荷分配系數(shù)。
齒間載荷分配系數(shù)查書【1】表得
=1.1
e.行星輪間載荷分配系數(shù)。
行星輪間載荷分配系數(shù)按書【1】下式計算
即 =1+1.5
已取，則得
=1+1.5=1.3
f.齒形系數(shù)。
齒形系數(shù)查書【1】得。
g.應(yīng)力修正系數(shù)。
應(yīng)力修正系數(shù)查書【1】得
h.重合度系數(shù) 。
重合度系數(shù)可按下式計算，即
==0.25+
i.螺旋角系數(shù)。
螺旋角系數(shù)查得
=1
因行星輪c不僅與中心論a嚙合，且同時與內(nèi)齒輪b和e相嚙合，故取齒寬b=60mm。
③計算齒根彎曲應(yīng)力。
按下式計算齒根彎曲應(yīng)力，即
=
=（N/mm2）
（N/mm2）
取彎曲應(yīng)力=110N/mm2
④計算許用齒根應(yīng)力
按書【5】以下公式計算許用齒根應(yīng)力，即
=
已知齒根彎曲疲勞極限=340 N/mm2
由查表得最小安全系數(shù)。
式中各系數(shù)、、、和取值如下。
應(yīng)力系數(shù)，按所給定的區(qū)域圖取時，取=2。
壽命系數(shù)由下式計算，即
=
式中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由表相應(yīng)公式計算，且可按照每年工作300天，每天工作16小時，即
=6060=1.06
則得 ==0.89
齒根圓角敏感系數(shù)查得=1。
先對齒根表面狀況系數(shù)按表中對應(yīng)公式計算，即
=1.674-0.529
取齒根表面微觀不平度=12.5m，代入上式得
=1.674-0.529=0.98
尺寸系數(shù)按表中相對應(yīng)公式計算，即
=1.05-0.01=1.05-0.01=1.02
代入下公式可得許用齒根應(yīng)力為
=378（N/mm2）
因齒根應(yīng)力=110 N/mm2小于許用齒根應(yīng)力=378 N/mm2，即<。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。
b-c齒輪副
在內(nèi)嚙合齒輪副b-c中只需要校核內(nèi)齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式計算其齒根彎曲應(yīng)力及按公式計算許用齒根應(yīng)力。已知，=260 N/mm2。
a．使用系數(shù) 。
使用系數(shù)按中等沖擊查表得=1.11
b.動載荷系數(shù)。
先按下式計算輪a相對于轉(zhuǎn)臂x的速度，即
其中 （m/s）
所以 （m/s）
已知中心輪a和行星齒輪c的精度為6級，即精度系數(shù)C=6；再按下公式計算動載荷系數(shù)，即
=
式中 B=0.25=
A=50+56
則得
=
中心輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)=1.26
c.齒向載荷分布系數(shù)
齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算，即
=1+
查表得
=
查表得，代入上式，則得
=1+（1.3-1）1=1.3
d.齒間載荷分配系數(shù)。
齒間載荷分配系數(shù)查表得
=1.1
e.行星輪間載荷分配系數(shù)。
行星輪間載荷分配系數(shù)按下式計算
即 =1+1.5
已取，則得
=1+1.5=1
f.齒形系數(shù)。
齒形系數(shù)查得。
g.應(yīng)力修正系數(shù)。
應(yīng)力修正系數(shù)查得
h.重合度系數(shù) 。
重合度系數(shù)可按下式計算，即
==0.25+
i.螺旋角系數(shù)。
螺旋角系數(shù)查得
=1
通過查表或采用相應(yīng)公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數(shù)為,,，，，=2.65，,=1.03和。代入上式則得
=（N/mm2）
取 N/mm2
（N/mm2）
可見，，故b-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。
e-c齒輪副
仿上，e-c齒輪副只需要校核內(nèi)齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按以上公式計算和。仿上，與內(nèi)齒輪b不同的系數(shù)為
和=0.68。代入上式，則得
=98（N/mm2）
因 N/mm2
取 N/mm2
（N/mm2）
可見，，故e-c齒輪副滿足彎曲強度條件。
第五章．總結(jié)
此片論文得以完成,首先要感謝劉柏希老師的細心指導(dǎo)。劉老師開闊的視野，為我提供了極大的發(fā)揮空間，在這段時間里讓我明白了做任何事情要嚴謹細致、一絲不茍，對人要寬容、寬厚，劉老師寬厚待人的學者風范更是令我無比感動。
四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，我將面對又一次征程的開始。四年的求學生涯在師長、親友的大力支持下，走得辛苦卻也收獲滿囊，，思緒萬千，心情久久不能平靜。
感謝各位老師在這幾年一直在生活中、組織上給予我的教導(dǎo)和無私的幫助，讓我在南昌航空大學科技學院這個大舞臺上有鍛煉的能力、自我完善的平臺。
在此文即將完成之際，我衷心的感謝在此過程中幫助過我的每個人，在這里請接收我最誠摯的謝意！由于時間倉促、自身等原因，文章錯誤疏漏之處在所難免，懇請各位老師斧正。
同時也感謝學院為我提供代寫論文良好的做畢業(yè)設(shè)計的環(huán)境。
參考文獻
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GEAR AND SHAFT INTRODUCTION
Si Tuzhong
Abstract: The important position of the wheel gear and shaft can falter in traditional machine and modern machines.The wheel gear and shafts mainly install the direction that delivers the dint at the principal axis box.The passing to process to make them can is divided into many model numbers, useding for many situations respectively.So we must be the multilayers to the understanding of the wheel gear and shaft in many ways .
Key words: Wheel gear;Shaft
In the force analysis of spur gears, the forces are assumed to act in a single plane. We shall study gears in which the forces have three dimensions. The reason for this, in the case of helical gears, is that the teeth are not parallel to the axis of rotation. And in the case of bevel gears, the rotational axes are not parallel to each other. There are also other reasons, as we shall learn.
Helical gears are used to transmit motion between parallel shafts. The helix angle is the same on each gear, but one gear must have a right-hand helix and the other a left-hand helix. The shape of the tooth is an involute helicoid. If a piece of paper cut in the shape of a parallelogram is wrapped around a cylinder, the angular edge of the paper becomes a helix. If we unwind this paper, each point on the angular edge generates an involute curve. The surface obtained when every point on the edge generates an involute is called an involute helicoid.
The initial contact of spur-gear teeth is a line extending all the way across the face of the tooth. The initial contact of helical gear teeth is a point, which changes into a line as the teeth come into more engagement. In spur gears the line of contact is parallel to the axis of the rotation; in helical gears, the line is diagonal across the face of the tooth. It is this gradual of the teeth and the smooth transfer of load from one tooth to another, which give helical gears the ability to transmit heavy loads at high speeds. Helical gears subject the shaft bearings to both radial and thrust loads. When the thrust loads become high or are objectionable for other reasons, it may be desirable to use double helical gears. A double helical gear (herringbone) is equivalent to two helical gears of opposite hand, mounted side by side on the same shaft. They develop opposite thrust reactions and thus cancel out the thrust load. When two or more single helical gears are mounted on the same shaft, the hand of the gears should be selected so as to produce the minimum thrust load.Crossed-helical, or spiral, gears are those in which the shaft centerlines are neither parallel nor intersecting. The teeth of crossed-helical fears have point contact with each other, which changes to line contact as the gears wear in. For this reason they will carry out very small loads and are mainly for instrumental applications, and are definitely not recommended for use in the transmission of power. There is on difference between a crossed helical gear and a helical gear until they are mounted in mesh with each other. They are manufactured in the same way. A pair of meshed crossed helical gears usually have the same hand; that is ,a right-hand driver goes with a right-hand driven. In the design of crossed-helical gears, the minimum sliding velocity is obtained when the helix angle are equal. However, when the helix angle are not equal, the gear with the larger helix angle should be used as the driver if both gears have the same hand.
Worm gears are similar to crossed helical gears. The pinion or worm has a small number of teeth, usually one to four, and since they completely wrap around the pitch cylinder they are called threads. Its mating gear is called a worm gear, which is not a true helical gear. A worm and worm gear are used to provide a high angular-velocity reduction between nonintersecting shafts which are usually at right angle. The worm gear is not a helical gear because its face is made concave to fit the curvature of the worm in order to provide line contact instead of point contact. However, a disadvantage of worm gearing is the high sliding velocities across the teeth, the same as with crossed helical gears.
Worm gearing are either single or double enveloping. A single-enveloping gearing is one in which the gear wraps around or partially encloses the worm.. A gearing in which each element partially encloses the other is, of course, a double-enveloping worm gearing. The important difference between the two is that area contact exists between the teeth of double-enveloping gears while only line contact between those of single-enveloping gears. The worm and worm gear of a set have the same hand of helix as for crossed helical gears, but the helix angles are usually quite different. The helix angle on the worm is generally quite large, and that on the gear very small. Because of this, it is usual to specify the lead angle on the worm, which is the complement of the worm helix angle, and the helix angle on the gear; the two angles are equal for a 90-deg. Shaft angle.
When gears are to be used to transmit motion between intersecting shaft, some of bevel gear is required. Although bevel gear are usually made for a shaft angle of 90 deg. They may be produced for almost any shaft angle. The teeth may be cast, milled, or generated. Only the generated teeth may be classed as accurate. In a typical bevel gear mounting, one of the gear is often mounted outboard of the bearing. This means that shaft deflection can be more pronounced and have a greater effect on the contact of teeth. Another difficulty, which occurs in predicting the stress in bevel-gear teeth, is the fact the teeth are tapered.
Straight bevel gears are easy to design and simple to manufacture and give very good results in service if they are mounted accurately and positively. As in the case of squr gears, however, they become noisy at higher values of the pitch-line velocity. In these cases it is often good design practice to go to the spiral bevel gear, which is the bevel counterpart of the helical gear. As in the case of helical gears, spiral bevel gears give a much smoother tooth action than straight bevel gears, and hence are useful where high speed are encountered.
It is frequently desirable, as in the case of automotive differential applications, to have gearing similar to bevel gears but with the shaft offset. Such gears are called hypoid gears because their pitch surfaces are hyperboloids of revolution. The tooth action between such gears is a combination of rolling and sliding along a straight line and has much in common with that of worm gears.
A shaft is a rotating or stationary member, usually of circular cross section, having mounted upon it such elementsas gears, pulleys, flywheels, cranks, sprockets, and other power-transmission elements. Shaft may be subjected to bending, tension, compression, or torsional loads, acting singly or in combination with one another. When they are combined, one may expect to find both static and fatigue strength to be important design considerations, since a single shaft may be subjected to static stresses, completely reversed, and repeated stresses, all acting at the same time.
The word “shaft” covers numerous variations, such as axles and spindles. Anaxle is a shaft, wither stationary or rotating, nor subjected to torsion load. A shirt rotating shaft is often called a spindle.
When either the lateral or the torsional deflection of a shaft must be held to close limits, the shaft must be sized on the basis of deflection before analyzing the stresses. The reason for this is that, if the shaft is made stiff enough so that the deflection is not too large, it is probable that the resulting stresses will be safe. But by no means should the designer assume that they are safe; it is almost always necessary to calculate them so that he knows they are within acceptable limits. Whenever possible, the power-transmission elements, such as gears or pullets, should be located close to the supporting bearings, This reduces the bending moment, and hence the deflection and bending stress.
Although the von Mises-Hencky-Goodman method is difficult to use in design of shaft, it probably comes closest to predicting actual failure. Thus it is a good way of checking a shaft that has already been designed or of discovering why a particular shaft has failed in service. Furthermore, there are a considerable number of shaft-design problems in which the dimension are pretty well limited by other considerations, such as rigidity, and it is only necessary for the designer to discover something about the fillet sizes, heat-treatment, and surface finish and whether or not shot peening is necessary in order to achieve the required life and reliability.
Because of the similarity of their functions, clutches and brakes are treated together. In a simplified dynamic representation of a friction clutch, or brake, two inertias I1 and I2 traveling at the respective angular velocities W1 and W2, one of which may be zero in the case of brake, are to be brought to the same speed by engaging the clutch or brake. Slippage occurs because the two elements are running at different speeds and energy is dissipated during actuation, resulting in a temperature rise. In analyzing the performance of these devices we shall be interested in the actuating force, the torque transmitted, the energy loss and the temperature rise. The torque transmitted is related to the actuating force, the coefficient of friction, and the geometry of the clutch or brake. This is problem in static, which will have to be studied separately for eath geometric configuration. However, temperature rise is related to energy loss and can be studied without regard to the type of brake or clutch because the geometry of interest is the heat-dissipating surfaces. The various types of clutches and brakes may be classified as fllows:
1. Rim type with internally expanding shoes
2. Rim type with externally contracting shoes
3. Band type
4. Disk or axial type
5. Cone type
6. Miscellaneous type
The analysis of all type of friction clutches and brakes use the same general procedure. The following step are necessary:
1. Assume or determine the distribution of pressure on the frictional surfaces.
2. Find a relation between the maximum pressure and the pressure at any point
3. Apply the condition of statical equilibrium to find (a) the actuating force, (b) the torque, and (c) the support reactions.
Miscellaneous clutches include several types, such as the positive-contact clutches, overload-release clutches, overrunning clutches, magnetic fluid clutches, and others.
A positive-contact clutch consists of a shift lever and two jaws. The greatest differences between the various types of positive clutches are concerned with the design of the jaws. To provide a longer period of time for shift action during engagement, the jaws may be ratchet-shaped, or gear-tooth-shaped. Sometimes a great many teeth or jaws are used, and they may be cut either circumferentially, so that they engage by cylindrical mating, or on the faces of the mating elements.
Although positive clutches are not used to the extent of the frictional-contact type, they do have important applications where synchronous operation is required.
Devices such as linear drives or motor-operated screw drivers must run to definite limit and then come to a stop. An overload-release type of clutch is required for these applications. These clutches are usually spring-loaded so as to release at a predetermined toque. The clicking sound which is heard when the overload point is reached is considered to be a desirable signal.
An overrunning clutch or coupling permits the driven member of a machine to “freewheel” or “overrun” because the driver is stopped or because another source of power increase the speed of the driven. This type of clutch usually uses rollers or balls mounted between an outer sleeve and an inner member having flats machined around the periphery. Driving action is obtained by wedging the rollers between the sleeve and the flats. The clutch is therefore equivalent to a pawl and ratchet with an infinite number of teeth.
Magnetic fluid clutch or brake is a relatively new development which has two parallel magnetic plates. Between these plates is a lubricated magnetic powder mixture. An electromagnetic coil is inserted somewhere in the magnetic circuit. By varying the excitation to this coil, the shearing strength of the magnetic fluid mixture may be accurately controlled. Thus any condition from a full slip to a frozen lockup may be obtained.
齒輪和軸的介紹
司徒忠
摘 要:在傳統(tǒng)機械和現(xiàn)代機械中齒輪和軸的重要地位是不可動搖的。齒輪和軸主要安裝在主軸箱來傳遞力的方向。通過加工制造它們可以分為許多的型號，分別用于許多的場合。所以我們對齒輪和軸的了解和認識必須是多層次多方位的。
關(guān)鍵詞：齒輪；軸
在直齒圓柱齒輪的受力分析中，是假定各力作用在單一平面的。我們將研究作用力具有三維坐標的齒輪。因此，在斜齒輪的情況下，其齒向是不平行于回轉(zhuǎn)軸線的。而在錐齒輪的情況中各回轉(zhuǎn)軸線互相不平行。像我們要討論的那樣，尚有其他道理需要學習，掌握。
斜齒輪用于傳遞平行軸之間的運動。傾斜角度每個齒輪都一樣，但一個必須右旋斜齒，而另一個必須是左旋斜齒。齒的形狀是一濺開線螺旋面。如果一張被剪成平行四邊形（矩形）的紙張包圍在齒輪圓柱體上，紙上印出齒的角刃邊就變成斜線。如果我展開這張紙，在血角刃邊上的每一個點就發(fā)生一漸開線曲線。
直齒圓柱齒輪輪齒的初始接觸處是跨過整個齒面而伸展開來的線。斜齒輪輪齒的初始接觸是一點，當齒進入更多的嚙合時，它就變成線。在直齒圓柱齒輪中，接觸是平行于回轉(zhuǎn)軸線的。在斜齒輪中，該先是跨過齒面的對角線。它是齒輪逐漸進行嚙合并平穩(wěn)的從一個齒到另一個齒傳遞運動，那樣就使斜齒輪具有高速重載下平穩(wěn)傳遞運動的能力。斜齒輪使軸的軸承承受徑向和軸向力。當軸向推力變的大了或由于別的原因而產(chǎn)生某些影響時，那就可以使用人字齒輪。雙斜齒輪（人字齒輪）是與反向的并排地裝在同一軸上的兩個斜齒輪等效。他們產(chǎn)生相反的軸向推力作用，這樣就消除了軸向推力。當兩個或更多個單向齒斜齒輪被在同一軸上時，齒輪的齒向應(yīng)作選擇，以便產(chǎn)生最小的軸向推力。
交錯軸斜齒輪或螺旋齒輪，他們是軸中心線既不相交也不平行。交錯軸斜齒輪的齒彼此之間發(fā)生點接觸，它隨著齒輪的磨合而變成線接觸。因此他們只能傳遞小的載荷和主要用于儀器設(shè)備中，而且肯定不能推薦在動力傳動中使用。交錯軸斜齒輪與斜齒輪之間在被安裝后互相捏合之前是沒有任何區(qū)別的。它們是以同樣的方法進行制造。一對相嚙合的交錯軸斜齒輪通常具有同樣的齒向，即左旋主動齒輪跟右旋從動齒輪相嚙合。在交錯軸斜齒設(shè)計中，當該齒的斜角相等時所產(chǎn)生滑移速度最小。然而當該齒的斜角不相等時，如果兩個齒輪具有相同齒向的話，大斜角齒輪應(yīng)用作主動齒輪。
蝸輪與交錯軸斜齒輪相似。小齒輪即蝸桿具有較小的齒數(shù)，通常是一到四齒，由于它們完全纏繞在節(jié)圓柱上，因此它們被稱為螺紋齒。與其相配的齒輪叫做蝸輪，蝸輪不是真正的斜齒輪。蝸桿和蝸輪通常是用于向垂直相交軸之間的傳動提供大的角速度減速比。蝸輪不是斜齒輪，因為其齒頂面做成中凹形狀以適配蝸桿曲率，目的是要形成線接觸而不是點接觸。然而蝸桿蝸輪傳動機構(gòu)中
蝸桿蝸輪機構(gòu)有單包圍和雙包圍機構(gòu)。單包圍機構(gòu)就是蝸輪包裹著蝸桿的一種機構(gòu)。當然，如果每個構(gòu)件各自局部地包圍著對方的蝸輪機構(gòu)就是雙包圍蝸輪蝸桿機構(gòu)。著兩者之間的重要區(qū)別是，在雙包圍蝸輪組的輪齒間有面接觸，而在單包圍的蝸輪組的輪齒間有線接觸。一個裝置中的蝸桿和蝸輪正像交錯軸斜齒輪那樣具有相同的齒向，但是其斜齒齒角的角度是極不相同的。蝸桿上的齒斜角度通常很大，而蝸輪上的則極小，因此習慣常規(guī)定蝸桿的導(dǎo)角，那就是蝸桿齒斜角的余角；也規(guī)定了蝸輪上的齒斜角，該兩角之和就等于90度的軸線交角。
當齒輪要用來傳遞相交軸之間的運動時，就需要某種形式的錐齒輪。雖然錐齒輪通常制造成能構(gòu)成90度軸交角，但它們也可產(chǎn)生任何角度的軸交角。輪齒可以鑄出，銑制或滾切加工。僅就滾齒而言就可達一級精度。在典型的錐齒輪安裝中，其中一個錐齒輪常常裝于支承的外側(cè)。這意味著軸的撓曲情況更加明顯而使在輪齒接觸上具有更大的影響。
另外一個難題，發(fā)生在難于預(yù)示錐齒輪輪齒上的應(yīng)力，實際上是由于齒輪被加工成錐狀造成的。
直齒錐齒輪易于設(shè)計且制造簡單，如果他們安裝的精密而確定，在運轉(zhuǎn)中會產(chǎn)生良好效果。然而在直齒圓柱齒輪情況下，在節(jié)線速度較高時，他們將發(fā)出噪音。在這些情況下，螺旋錐齒輪比直齒輪能產(chǎn)生平穩(wěn)的多的嚙合作用，因此碰到高速運轉(zhuǎn)的場合那是很有用的。當在汽車的各種不同用途中，有一個帶偏心軸的類似錐齒輪的機構(gòu)，那是常常所希望的。這樣的齒輪機構(gòu)叫做準雙曲面齒輪機構(gòu)，因為它們的節(jié)面是雙曲回轉(zhuǎn)面。這種齒輪之間的輪齒作用是沿著一根直線上產(chǎn)生滾動與滑動相結(jié)合的運動并和蝸輪蝸桿的輪齒作用有著更多的共同之處。
軸是一種轉(zhuǎn)動或靜止的桿件。通常有圓形橫截面。在軸上安裝像齒輪，皮帶輪，飛輪，曲柄，鏈輪和其他動力傳遞零件。軸能夠承受彎曲，拉伸，壓縮或扭轉(zhuǎn)載荷，這些力相結(jié)合時，人們期望找到靜強度和疲勞強度作為設(shè)計的重要依據(jù)。因為單根軸可以承受靜壓力，變應(yīng)力和交變應(yīng)力，所有的應(yīng)力作用都是同時發(fā)生的。
“軸”這個詞包含著多種含義，例如心軸和主軸。心軸也是軸，既可以旋轉(zhuǎn)也可以靜止的軸，但不承受扭轉(zhuǎn)載荷。短的轉(zhuǎn)動軸常常被稱為主軸。
當軸的彎曲或扭轉(zhuǎn)變形必需被限制于很小的范圍內(nèi)時，其尺寸應(yīng)根據(jù)變形來確定，然后進行應(yīng)力分析。因此，如若軸要做得有足夠的剛度以致?lián)锨惶?，那么合?yīng)力符合安全要求那是完全可能的。但決不意味著設(shè)計者要保證；它們是安全的，軸幾乎總是要進行計算的，知道它們是處在可以接受的允許的極限以內(nèi)。因之，設(shè)計者無論何時，動力傳遞零件，如齒輪或皮帶輪都應(yīng)該設(shè)置在靠近支持軸承附近。這就減低了彎矩，因而減小變形和彎曲應(yīng)力。
雖然來自M.H.G方法在設(shè)計軸中難于應(yīng)用，但它可能用來準確預(yù)示實際失效。這樣，它是一個檢驗已經(jīng)設(shè)計好了的軸的或者發(fā)現(xiàn)具體軸在運轉(zhuǎn)中發(fā)生損壞原因的好方法。進而有著大量的關(guān)于設(shè)計的問題，其中由于別的考慮例如剛度考慮，尺寸已得到較好的限制。
設(shè)計者去查找關(guān)于圓角尺寸、熱處理、表面光潔度和是否要進行噴丸處理等資料，那真正的唯一的需要是實現(xiàn)所要求的壽命和可靠性。
由于他們的功能相似，將離合器和制動器一起處理。簡化摩擦離合器或制動器的動力學表達式中，各自以角速度w1和w2運動的兩個轉(zhuǎn)動慣量I1和I2，在制動器情況下其中之一可能是零，由于接上離合器或制動器而最終要導(dǎo)致同樣的速度。因為兩個構(gòu)件開始以不同速度運轉(zhuǎn)而使打滑發(fā)生了，并且在作用過程中能量散失，結(jié)果導(dǎo)致溫升。在分析這些裝置的性能時，我們應(yīng)注意到作用力，傳遞的扭矩，散失的能量和溫升。所傳遞的扭矩關(guān)系到作用力，摩擦系數(shù)和離
合器或制動器的幾何狀況。這是一個靜力學問題。這個問題將必須對每個幾何機構(gòu)形狀分別進行研究。然而溫升與能量損失有關(guān)，研究溫升可能與制動器或離合器的類型無關(guān)。因為幾何形狀的重要性是散熱表面。各種各樣的離合器和制動器可作如下分類：
1．輪緣式內(nèi)膨脹制凍塊；
2．輪緣式外接觸制動塊；
3．條帶式；
4．盤型或軸向式；
5．圓錐型；
6．混合式。
分析摩擦離合器和制動器的各種形式都應(yīng)用一般的同樣的程序，下面的步驟是必需的：
1．假定或確定摩擦表面上壓力分布；
2．找出最大壓力和任一點處壓力之間的關(guān)系；
3．應(yīng)用靜平衡條件去找尋（a）作用力；（b）扭矩；(c)支反力。
混合式離合器包括幾個類型，例如強制接觸離合器、超載釋放保護離合器、超越離合器、磁液離合器等等。
強制接觸離合器由一個變位桿和兩個夾爪組成。各種強制接觸離合器之間最大的區(qū)別與夾爪的設(shè)計有關(guān)。為了在結(jié)合過程中給變換作用予較長時間周期，夾爪可以是棘輪式的，螺旋型或齒型的。有時使用許多齒或夾爪。他們可能在圓周面上加工齒，以便他們以圓柱周向配合來結(jié)合或者在配合元件的端面上加工齒來結(jié)合。
雖然強制離合器不像摩擦接觸離合器用的那么廣泛，但它們確實有很重要的運用。離合器需要同步操作。
有些裝置例如線性驅(qū)動裝置或電機操作螺桿驅(qū)動器必須運行到一定的限度然后停頓下來。為著這些用途就需要超載釋放保護離合器。這些離合器通常用彈簧加載，以使得在達到預(yù)定的力矩時釋放。當?shù)竭_超載點時聽到的“喀嚓”聲就被認定為是所希望的信號聲。
超越離合器或連軸器允許機器的被動構(gòu)件“空轉(zhuǎn)”或“超越”，因為主動驅(qū)動件停頓了或者因為另一個動力源使被動構(gòu)件增加了速度。這種離合器通常使用裝在外套筒和內(nèi)軸件之間的滾子或滾珠。該內(nèi)軸件，在它的周邊加工了數(shù)個平面。驅(qū)動作用是靠在套筒和平面之間契入的滾子來獲得。因此該離合器與具有一定數(shù)量齒的棘輪棘爪機構(gòu)等效。
磁液離合器或制動器相對來說是一個新的發(fā)展，它們具有兩平行的磁極板。這些磁極板之間有磁粉混合物潤滑。電磁線圈被裝入磁路中的某處。借助激勵該線圈，磁液混合物的剪切強度可被精確的控制。這樣從充分滑移到完全鎖住的任何狀態(tài)都可以獲得。
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