高效風能增速機設計（全套含CAD圖紙和說明書）,高效,風能,增速,設計,全套,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 畢業(yè)設計（論文）中期報告 題目：高效風能增速機 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 導 師 2013年 3 月 20日 1.設計（論文）進展要求 1.1開題報告以后，按老師的要求尋找外文文獻，并且對外文文獻進行了翻譯。完成了高效風能增速機的整體方案的設計： 圖1風電齒輪箱的圖 風電齒輪箱的技術指標如下：額定功率 1000KW；齒輪增速比42~62；輸入轉(zhuǎn)24~35r/min；輸出轉(zhuǎn)速1450~1600r/min；分度圓壓力角20°；模數(shù)（0.015~0.025）a mm；中心距最大齒輪估計重量1.14噸；最大軸估算直徑350mm；最大齒輪估算直徑2500mm。 1.2本設計中采用一級行星齒輪加上兩級圓柱齒輪傳動齒輪箱利用其前箱蓋上的兩個突緣孔內(nèi)的彈性套支撐在支架上。齒輪箱低速級的行星架通過漲緊套與機組的大軸連接，三個一組的行星輪將動力傳至太陽輪，再通過內(nèi)齒聯(lián)軸節(jié)傳至位于后箱體內(nèi)的第一級平行軸齒輪，再經(jīng)過第二級平行軸齒輪傳至高速級的輸出軸，通過柔性聯(lián)軸節(jié)與發(fā)電機相聯(lián)。齒輪箱輸出軸端裝有制動法蘭供安裝系統(tǒng)制動器用。此外，為了保護齒輪箱免受極端負荷的破壞，中間傳動軸上還裝有安全保護裝置。齒輪總傳動比i總=52.5，齒輪箱采用soildworks進行造型和裝配。該結(jié)構的有點在于：傳動比大，低速級為行星傳動，傳動效率高，體積小，重量輕，結(jié)構簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，功率分流，同時合理使用內(nèi)嚙合，軸向尺寸小，末兩級為平行軸圓柱齒輪傳動，可合理分配增速比，提高傳動效率。合理有效的綜合利用了行星齒輪傳動的小型化和圓柱齒輪傳動的大傳動比，從而降低了陳本，提高了傳動效率，節(jié)約了能源。針對增速箱容易擦傷和膠合的缺點，選取較大的齒寬系數(shù)保證較好的運轉(zhuǎn)平穩(wěn)性，選取齒輪的制造精度為5級到6級來減小速度波動，選取合適的傳動比（i1=5，i2=3，i3=3.5）來滿足傳動要求，并考慮減小疲勞裂紋。確定主要傳動部件，利用齒面接觸疲勞和彎曲疲勞強度校核各傳動副，確定高速軸采用最大軸段的直徑略小于齒頂圓結(jié)構。 圖2行星齒輪 2. 存在問題及解決措施 2.1存在的問題：（1）齒形角α（分度圓壓力角）的選擇（2）模數(shù)m的選擇（3）螺旋角β的選擇（4）行星輪系的齒輪嚙合（5） 風力發(fā)電增速箱的噪聲。 2.2解決的措施：（1）根據(jù)實踐經(jīng)驗，如果沒有特別要求，建議采用20°標準齒形角。（2）在滿足輪齒彎曲強度的條件下，選用較小的模數(shù)可以增大齒輪副的重合度，減小滑動率，也可以減小齒輪切削量，降低制造成本。但隨之而來的因制造和安裝的質(zhì)量問題會增大輪齒折斷的危險性，實際使用常常選用較大模數(shù)。模數(shù)的選擇應符合GB/T1357的規(guī)定或按照經(jīng)驗數(shù)據(jù)，取m =（0.015～0.02）a 。齒輪的基本齒廓應符合GB/T1356 的規(guī)定。（3）β角太小，將失去斜齒輪的優(yōu)點；取大值，可增大重合度，使傳動平穩(wěn)性提高，但會引起很大的軸向力，一般取β=8°～15°。人字齒輪可取大一些，例如取β=25°～40°。對于普通圓柱齒輪傳動，低速級轉(zhuǎn)速低扭矩大，可采用直齒輪；中間級通常取β=8°～12°；高速級為減小噪音，可取較大的β角，如10°～15°。（4）所設計的行星輪系必須能實現(xiàn)給定的傳動比，各種類型行星輪系的傳動比與齒數(shù)的關系可從機械設計手冊中查到。?使相鄰兩個行星輪的齒頂不相互干涉，保證其齒頂之間在連心線上至少有半個模數(shù)的空隙。由中心輪和行星輪組成的所有齒輪副的實際中心距必須相等。?在行星輪系中，幾個行星輪能對稱裝入并保證與中心輪正確嚙合應具備的齒數(shù)關系。（5）適當提高齒輪精度，進行齒形修緣，增加嚙合重合度，合理布置軸系和輪系傳動，避免發(fā)生共振，上潤滑油減小摩擦和磨損，具有高的承載能力，防止膠合。 3.后期工作安排 3.1完成全部的零件圖 3.2完成論文及答辯 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計(論文)開題報告 題目：高效風能增速機 系 （部）： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 20012年12月26日 1.畢業(yè)設計（論文）題目背景、研究意義及國內(nèi)外相關研究情況 1.1引言 風能是一種清潔的永續(xù)能源，與傳統(tǒng)能源相比，風力發(fā)電不依賴外部能源，沒有燃料價格風險，發(fā)電成本穩(wěn)定，也沒有碳排放等環(huán)境成本；此外，可利用的風能在全球范圍內(nèi)分布都很廣泛。近年來，隨著我國能源的持續(xù)緊缺及生態(tài)環(huán)境的日益惡化，風能作為最有開發(fā)利用前景和技術最成熟的一種可再生的清潔能源，越來越受到重視。我國的風能資源非常豐富，風電技術也日趨成熟，風力發(fā)電的發(fā)展非常迅速。 風力發(fā)電機組是將風能轉(zhuǎn)化為電能的機械，風輪是風力發(fā)電機組最主要的部件，由槳葉和輪毅組成。槳葉具有良好的空氣動力外形，在氣流作用下產(chǎn)生空氣動力使風輪旋轉(zhuǎn)，將風能轉(zhuǎn)換成機械能，再通過齒輪箱增速，驅(qū)動發(fā)電機轉(zhuǎn)變成電能。齒輪箱作為風電機組中的核心部件，其主要功用是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機并使其得到相應的轉(zhuǎn)速。通常風輪的轉(zhuǎn)速很低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電所要求的轉(zhuǎn)速，必須通過齒輪箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為增速箱。 齒輪箱安裝在距地面幾十米甚至一百多米高的狹小機艙內(nèi)，其本身的體積和重量對機艙、塔架、基礎、機組風載、安裝維修費用等都有重要影響，因此減小齒輪箱外形尺寸和重量顯得尤為重要。同時，由于維修不便、維修成本高，通常要求齒輪箱的設計壽命為20年，對可靠性的要求也極為苛刻。載荷特點、工作環(huán)境以及尺寸、重量、可靠性的要求，決定了風電增速箱是工業(yè)齒輪箱中設計制造難度最大的產(chǎn)品之一。 本設計的主要目的在于了解風電齒輪箱的工作原理、構造形式、實際應用等情況后基礎上，根據(jù)計算載荷設計出合理的發(fā)電齒輪箱及其主要零部件。 1.2風齒輪箱的結(jié)構型式 目前國內(nèi)外的大型風電齒輪箱的主要結(jié)構型式有三種：（1）二級平行軸，（2）三級平行軸，（3）一級行星加二級平行軸，（4）二級行星。在大功率的風電齒輪箱中主要是第３種結(jié)構型式，即為一級行星加二級平行軸的結(jié)構型式。其傳動路線是；槳葉——傳動軸——收縮套——行星架——太陽輪——第二級平行軸大齒輪——第二級平行軸小齒輪——第一級平行軸大齒輪——第一級平行軸小齒輪——發(fā)電機。 對于兆瓦級風電齒輪箱，傳動比多在100左右，一般有兩種傳動形式:一級行星十兩級平行軸圓柱齒輪傳動，兩級行星+一級平行軸圓柱齒輪傳動。行星傳動是典型的低速、重載、變轉(zhuǎn)矩和增速傳動。風電增速齒輪箱通過行星架輸入風輪葉片傳來的轉(zhuǎn)矩，由于行星架結(jié)構復雜，承受力矩最大，質(zhì)量和尺寸也較大，所以它的變形對行星級的內(nèi)外嚙合齒輪傳動的質(zhì)量和可靠性有很大影響。因此，要求行星架要有足夠的強度、剛度和較小的尺寸、質(zhì)量。 1.3風電齒輪箱的主要零部件 （1）箱體是齒輪箱的重要部件，它承受來自風輪的作用力和齒輪傳動時產(chǎn)生的反力，必須具有足夠的剛性去承受力和力矩的作用，防止變形，保證傳動質(zhì)量。（2）行星架 行星架是行星機構中結(jié)構較為復雜的零件，承受力矩最大，要求足夠的強度與剛度，受載變形要小。通常采用整體雙壁式結(jié)構。(3)齒輪、軸 風力發(fā)電機組運轉(zhuǎn)環(huán)境非常惡劣，受力情況復雜，對齒輪和軸類零件而言，由于其傳遞動力的作用而要求極為嚴格的選材和結(jié)構設計，一般情況下不推薦采用裝配式拼裝結(jié)構或焊接結(jié)構，齒輪毛坯只要在鍛造條件允許的范圍內(nèi)，都采用輪輻輪緣整體鍛件的形式。當齒輪頂圓直徑在2倍軸徑以下時，由于齒輪與軸之間的連接所限，常制成軸齒輪的形式。由于制動器一般裝于高速端，瞬間制動對高速軸的沖擊較大，高速軸故障頻率較高，高速軸設計安全系數(shù)宜大不小。由于制動器一般裝于高速端，瞬間制動 對高速軸的沖擊較大，高速軸故障頻率較高，高速軸設計安全系數(shù)宜大不小。 同時應考慮高速軸維修方便，以在機艙上能完成維修任務為佳。(4)軸承 由于風電增速箱可靠性要求高，要求采用進口高可靠性及高性能的軸承，原則上軸承設計壽命為13 萬小時。 輸入端大軸承采用單列滿滾子軸承較為普遍，對于中小功率齒輪箱也有采用雙列調(diào)心滾子軸承的。 行星輪中間的軸承以采用短圓滾子軸承或雙列調(diào)心滾子軸承為宜。(5)聯(lián)接平鍵聯(lián)接 常用于具有過盈配合的齒輪或聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接。 花鍵聯(lián)接 通常這種聯(lián)接是沒有過盈的，因而被聯(lián)接零件需要軸向固定。過盈配合聯(lián)接 過盈配合聯(lián)接能使軸和齒輪（或聯(lián)軸節(jié)）具有最好的對中性，特別是在經(jīng)常出現(xiàn)沖擊載荷情況下，這種聯(lián)接能可靠地工作，在風力發(fā)電齒輪箱中得到廣泛的應用。 脹緊套聯(lián)接 利用軸、孔與錐形彈性套之間接觸面上產(chǎn)生的摩擦力來傳遞動力，是一種無鍵聯(lián)接方式，定心性好，裝拆方便，承載能力高，能沿周向和軸向調(diào)節(jié)軸與輪轂的相對位置，且具有安全保護作用。 1.4風電齒輪箱的設計技術發(fā)展現(xiàn)狀 目前國內(nèi)兆瓦級以上風電齒輪箱多依賴國外廠商供應， 成本居高不下，不利于風電市場進一步大規(guī)模開發(fā)。 風電技術的國產(chǎn)化是我國發(fā)展風電領域正在面臨的重要課題。 而風電增速箱又是風電機組中的核心部件，是瓶頸技術。風電增速箱結(jié)構往往受機組選型的限制，國內(nèi)研制出的風電齒輪箱多是對國外產(chǎn)品的單一仿制，由于國內(nèi)外的風況、氣候不同，風電場使用保養(yǎng)水平、原材料以及制造和安裝水平都不一樣，大部分進口或國產(chǎn)齒輪箱都運行不足3年而停機大修，原因有很多，其中設計落后是最重要的一方面。 國內(nèi)風電齒輪箱的發(fā)展前景廣闊，但起步晚，技術落后，機遇與挑戰(zhàn)并存。在設計的過程中綜合考慮質(zhì)量、體積、可靠性、經(jīng)濟性、安全、實際結(jié)構、熱處理、工作環(huán)境等因素，指導生產(chǎn)實踐，是我國風電產(chǎn)業(yè)當前的發(fā)展要務。 2.本課題研究的主要內(nèi)容和擬采用的研究方案、研究方法或措施 2.1主要內(nèi)容： 　 本課題需要了解風電齒輪箱的工作原理和控制特點，確定計算載荷，設計主要零部件（包括齒輪、軸承和主軸的設計），設計潤滑、冷卻和加熱系統(tǒng)，完成風電變槳機構整個部件的裝配圖及零件加工圖。 研究方法： 2.1.1查閱資料，熟悉國內(nèi)外風力發(fā)電風電齒輪箱的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢； 2.1.2理解風電齒輪箱工作原理及結(jié)構分析，確定齒輪箱總裝設計思路； 2.1.3建立準確的分析模型，準確求解受載輪齒的載荷分布； 2.1.4完成主要零部件設計并進行強度校核，繪制零件加工圖，選定加工工藝； 2.1.5編寫設計說明書。 3.本課題研究的重點及難點，前期已開展工作 3.1重點及難點: 風力發(fā)電齒輪箱的作用是將風力帶動的槳葉經(jīng)齒輪箱增速后傳給發(fā)電機發(fā)電，風電齒輪箱是風力發(fā)電動力傳遞的核心裝置，一旦齒輪箱出了問題，整臺發(fā)電設備就處于癱瘓狀態(tài)，而且齒輪箱處于幾十米的高空，維修吊裝極為困難，由于齒輪箱使用工況很不穩(wěn)定，工況極其惡劣，而且要持續(xù)每年３００天以上運行。這些都應該在齒輪箱的設計中考慮和解決的問題。因此齒輪箱的設計必需安全可靠，經(jīng)久耐用。因此風力發(fā)電齒輪箱設計思想是 3.1.1思想上不要局限在國外已有產(chǎn)品的水平上，要打破框框，要根據(jù)國內(nèi)的材料、工藝加工、使用等實際情況設計風電齒輪箱。 3.1.2核心的問題是提高齒輪強度提高安全系數(shù)，提高可靠性，達到上述K、W設計要求。在提高可靠性的同時，要保持同型號的齒輪箱的重量和外形尺寸基本一致，盡可能保持安裝尺寸的通用性，當然重量變輕、尺寸能縮小更好。 3.1.3由于齒輪箱的維修非常困難，且不經(jīng)濟，最好做到更換小零件不用吊到地面，在艙內(nèi)就可以進行。平時能最大限度的觀測齒輪箱內(nèi)部的運行情況，及時發(fā)現(xiàn)問題和檢修。 3.1.4軸承的選用以壽命長為原則，在同樣的條件下應選用額定負荷最大的軸承，使用壽命最長。 3.1.5徹底解決漏油問題。 3.2前期工作： 3.2.1查閱了相關專業(yè)資料為設計做好準備； 3.2.2完成和分析最佳方案、文獻綜述； 3.2.3完成了總體零件圖的測繪及其工藝性分析； 3.2.4進行了風電增速機結(jié)構的分析，擬訂了備選結(jié)構方案。 4.完成本課題的工作方案及進度計劃（按周次填寫） 1～2周：熟悉課題，根據(jù)老師給的資料運用Auto CAD等軟件繪制零件圖，翻譯外文資料。 3～4周：確定風電增速機結(jié)構，繪制結(jié)構草圖，準備開題答辯。 5～8周：對增速機尺寸及公差進行設計計算，并運用Auto CAD輔助完成部分設計，準備中期答辯。 9～14周：運用Auto CAD完成整體結(jié)構圖，完成選材、工藝規(guī)程的編制、裝配圖及零件圖的 繪制等工作。 15～18周：對所有圖紙進行校核，編寫設計說明書，所有資料提請指導教師檢查，準備畢業(yè)答辯。 5.指導教師意見（對課題的深度、廣度及工作量的意見） 指導教師： 年 月 日 6.所在系審查意見： 系主管領導： 年 月 日 參考文獻 [1] 劉忠明，段守敏，王長路．風力發(fā)電齒輪箱設計制造技術的發(fā)展與展望．《機械傳動》，2006年第30卷第6期． [2] 董進朝．大型風電齒輪箱關鍵技術研究．鄭州機械研究所碩士學位論文，2007年7月． [3] 凡增輝．兆瓦級風電齒輪箱設計與研究．北京交通大學機電學院碩士學位論文，2009年6月． [4] 劉忠明，尚珍，董進朝，張和平，張志宏．風電增速箱齒輪設計計算若干問題探討．《機械傳動》，2008年第32卷第6期． [5] 李俊峰等．2008中國風電發(fā)展報告．中國環(huán)境科學出版社，2008年10月． [6] 施鵬飛．關于中國風電發(fā)展的思考．《電力技術經(jīng)濟》，2006年第18卷第4期． [7] 肖英．風力發(fā)電機增速裝置的研究．哈爾濱工業(yè)大學碩士學位論文，2006年8月. [8] 李華敏，李瑰賢等．齒輪機構設計與應用．機械工業(yè)出版社，2007年6月． [9] 施火結(jié)．漸開線變位齒輪參數(shù)化精確造型與齒根應力分析的研究．福建農(nóng)林大學碩士學位論文，2007年7月． [10] 趙洪杰，馬宇春．風力發(fā)電的發(fā)展狀況與發(fā)展趨勢．《水利科技與技術》，2006年第12卷第9期． [11] 秦大同等．兆瓦級風力機齒輪傳動系統(tǒng)動力學分析與優(yōu)化．《重慶大學學報》，2009年第32卷第4期． [12] 王晶晶，吳曉鈴．風電齒輪箱的發(fā)展及技術分析．《機械傳動》，2008年第32卷第6期． [13] 張立勇，王長路，劉法根．風力發(fā)電及風電齒輪箱概述．《機械傳動》，2008年第32卷第6期． [14] 張志宏，劉忠明，張和平，陽培．大型風電齒輪箱行星架結(jié)構分析及優(yōu)化．《機械設計》，2008年9月． [15] 郭愛貴，范為民，魏靜，孫偉．太重Ⅲ型風力發(fā)電增速齒輪箱有限元分析．《機械設計》，2009年第33卷第6期． [16] 邢子坤．基于動力學的風力發(fā)電機齒輪傳動系統(tǒng)可靠性評估與參數(shù)優(yōu)化．《重慶大學學報》，2007年1月． [17] 陳達，張瑋．風能利用和研究綜述．《節(jié)能技術》，2007年4月． [18] 雷濤，廖承渝，袁濱風電齒輪的重點裝備．《現(xiàn)代零部件》，2008年6月． [19] 渡邊哲雄[日]．風力發(fā)電機變速箱軸承的高可靠性技術．國外軸承技術．2006年2月． [20] Richard Dorling，Barry James．A New Methodology for Wind Turbine Gearbox design and Assessment．Romax Technology， Nottingham，England，2008 [21] Kousaku OHNO，Naoyuki TANAK．A Contact Stress Analysis for Helical Gear with 3-Dimensional Finite Element Method，2001:1-7 [22] Robert Errichello and Jane Muller. Overview of AGMA/AWEA 6006 Standard for Design and Specification of Gearboxes for Wind Turbines.GEARTECH Reprot No.2070，2002． [23] Joseph L. Hazelton. Wind Energy: An established industry with emergingopportunities. March/April 2006, Gear Technology． [24] Robert Errichello. Comparison of ISO 6336 and AGMA 2001 Load Capacity Ratings for Wind Turbine Gears - Torque Reserve Ratio. GEARTECH Reprot No. 2025,2002． 本科畢業(yè)設計(論文) 題目：高效風能增速機 系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2013年 5月 摘 要 隨著化石燃料的日益減少，能源問題已成為關系國民經(jīng)濟發(fā)展和人類生存的重要問題，對可再生能源的開發(fā)和利用迫在眉睫。風能是一種干凈的、儲量非常豐富的可再生能源，它不會隨著其本身的轉(zhuǎn)化和利用而減少，可以說是一種取之不盡、用之不竭的能源。由于風力發(fā)電其環(huán)境效益好，風電場建設周期短，占地面積小，廣泛受到各國的關注，我國也正在大力研究風力發(fā)電技術。 本文主要做了以下幾方面的工作：首先，確定增速箱的機械結(jié)構。采用一級行星加上兩級圓柱齒輪傳動綜合行星齒輪傳動的小型化和圓柱齒輪的大傳動比，按照所給定的工作環(huán)境變量確定齒輪副參數(shù)和傳動部件的結(jié)構其次，利用回差分析理論分析側(cè)隙對回差的影響和齒輪傳動中可能出現(xiàn)的三類回差來源（齒輪本身的固有誤差，裝置誤差，其它誤差），并詳細計算了各級傳動中的回差的大小，檢驗結(jié)構精度分配的正確性，提出減小回差的措施。應用三維軟件Pro/E建立增速系統(tǒng)模型，利用ANSYS有限元軟件對關鍵零件進行強度分析。 關鍵詞：風力發(fā)電；增速系統(tǒng)；行星傳動；回差；接觸分析 IV Abstract With the fossil fuel is reduced, the energy issue has become the development of national economy and the important problems of human survival, development and utilization of renewable energy imminent. Wind energy is a clean, abundant reserves of renewable energy, it will not be reduced with its own transformation and use, can be said to be an inexhaustible, be inexhaustible energy. Because of its environmental benefits of wind power, wind farm construction cycle short, covers an area of small, widely concerned by the whole world, our country also is to study the wind power generation technology. This paper has done the following work : first, determine the mechanical structure of the speed increasing box. Large transmission adopts miniaturization and cylindrical gear planetary plus comprehensive planet two cylindrical gear transmission gear ratio, according to the given work environment variables determine the gear parameters and the transmission part structure secondly, using the return difference analysis possible effects of backlash on the return difference and gear in the three kinds of error sources ( inherent error, the error of gear device, other errors), and detailed calculations of the levels of transmission of the return difference size, validate the structure accuracy allocation, is proposed to decrease the error measures. Application of 3D software Pro\/E to establish the growth model of the system, analyze the strength of key parts by using the finite element software ANSYS. Keywords：wind power generation system；growth；planetary transmission；hysteresis；contact analysis 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 1 緒論 1 1.1課題背景 1 1.2研究的目的和意義 1 1.3風力發(fā)電在國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1 1.3.1國外風力發(fā)電機的發(fā)展現(xiàn) 1 1.3.2我國風力發(fā)電現(xiàn)狀 2 1.4風力發(fā)電機系統(tǒng) 3 1.4.1風力發(fā)電機簡介 3 1.5風力發(fā)電機的結(jié)構簡介 3 1.6風力發(fā)電機增速系統(tǒng)簡介 4 1.7課題研究的主要內(nèi)容 4 2 增速裝置的結(jié)構設計 6 2.1傳動方案的確定 6 2.23Z（II）型行星齒輪增速器裝置設計 8 2.3設計計算 8 2.3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 8 2.3.2配齒計算 8 2.3.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 9 2.3.4嚙合參數(shù)計算 9 2.3.5幾何尺寸計算 12 2.3.6裝配條件的計算 14 2.3.7傳動效率的計算 15 2.3.8結(jié)構設計 16 2.3.9齒輪強度驗算 19 3齒輪傳動的回差分析 24 3.1側(cè)隙與回差的關系及來源 24 3.1.1側(cè)隙的分類 24 3.1.2不同側(cè)隙的關系 25 3.3本章小結(jié) 26 4 中心輪和行星輪齒面接觸分析 27 4.1齒輪接觸有限元算法 27 4.2接觸分析 28 4.2.1齒輪接觸有限元模型 28 4.2.2齒輪副齒面接觸應力求解 29 4.2.3ABAQUS三維接觸分析結(jié)果 29 4.3本章小結(jié) 30 5 總結(jié) 32 參考文獻 33 致 謝 34 畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明 35 畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明 36 1 緒論 1 緒論 1.1課題背景 從能源發(fā)展戰(zhàn)略來看，由于化石燃料的有限性和使用化石燃料發(fā)點對環(huán)境產(chǎn)生的污染，人類必須尋找一條可持續(xù)發(fā)展的能源道路，因此開發(fā)利用純凈的新能源和可再生能源日益收到各國政府的重視，此時正是我們利用自然資源為人類謀福利的打好時機風能作為最有開發(fā)利用前景和技術最成熟的一種可再生的清潔能源，越來越受到重視。我國的風能資源非常豐富，利用風能發(fā)電成本比較低，而且風電技術也日趨成熟，適合大規(guī)模開發(fā)和利用，因此利用風力發(fā)電能夠改善能源結(jié)構、減少環(huán)境污染和保護生態(tài)環(huán)境。 本課題是為了響應世界可持續(xù)發(fā)展計劃中應對能源及環(huán)境保護的要求在我國更好的實施，也為了適應我國風發(fā)電技術的不斷更新及風電廠建設的逐步擴大而設立的。齒輪增速箱是風力達電機組中主要的傳動部件，因此，齒輪箱的設計便是風力發(fā)電機組能否建立成功的關鍵部分。[1] 1.2研究的目的和意義 風力發(fā)電是清潔的、無污染可再生能源。的優(yōu)勢已被人們所認識。但是風力發(fā)電成本與常規(guī)能源相比仍不具有優(yōu)勢。別是我國，力發(fā)電成本還難于同常規(guī)能源相競爭，制約了我國風電事業(yè)的發(fā)展。因此，面地研究我國風力發(fā)電成本、研究影響風力發(fā)電成本的因素、找到降低風力發(fā)電成本的途徑對促進我國風電事業(yè)的發(fā)展、改進我國能源結(jié)構、治理我國的環(huán)境污染具有重要的現(xiàn)實意義。 1.3風力發(fā)電在國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀 1.3.1國外風力發(fā)電機的發(fā)展現(xiàn) 國際能源研究報告表明，如果各國采取有力措施，風力發(fā)電到2010年可提供世界電力需求的10%，創(chuàng)造170萬個就業(yè)機會，并在全球范圍內(nèi)減少100多億噸二氧化碳廢氣。風能將成為發(fā)展最快的能源，到2010年風電總裝機容量達到40.00GW，2020年達到0.1TW，到2010年德國新增500萬千瓦，西班牙新增520萬千瓦，年生產(chǎn)能力將達到800萬千瓦，可滿足全國電力需求的10%。美國和加拿大是北美利用風能最好的國家。在美國的50個州中，大約有30個州已經(jīng)開始利用風能資源。在1998-2004年期間，美國風力發(fā)電的總裝機容量已經(jīng)超過6740MW，可以滿足160萬個中等家庭的日常用電需求。隨著技術的進步和規(guī)模 39 的擴大，風電發(fā)電成本繼續(xù)下降，估計10年后它完全可以和清潔的燃煤電廠競爭。風電技術開發(fā)的趨勢是大容量和變轉(zhuǎn)速運行。更大單機容量的機組仍在繼續(xù)研制。隨著風電容量在電力系統(tǒng)中的比例越來越大，對系統(tǒng)的影響日益明顯。人們已經(jīng)開始利用天氣預報的技術預測風電場功率輸出，以優(yōu)化運行速度。由于600kw級大型風力發(fā)電機組技術成熟，正在大批量生產(chǎn)，2000kw級風力發(fā)電機組不久將投入商業(yè)運行，風力發(fā)電的造價由現(xiàn)在的1000美元/kw有可能下降為600-800美元/kw，發(fā)電成本從現(xiàn)在的4-5美分/（kwh），下降到3-4美分/（kwh），風力發(fā)電規(guī)模經(jīng)濟效益更加明顯，可以和火電、水電、核電相競爭，這也是其它新能源所無法比擬的。由于風力發(fā)電是可再生潔凈能源，其環(huán)境效益也十分明顯，隨著風力發(fā)電技術的日益成熟，發(fā)電成本的進一步降低，風力發(fā)電會越來越被更多的人認識和接受。這也是全世界很多國家都熱衷風力發(fā)電的主要原因。風力發(fā)電的迅猛發(fā)展也使那些本地能源短缺的發(fā)展中國家收益，如巴西、阿根廷、摩洛哥、埃及和哥斯達黎加等國是發(fā)展中國家風力發(fā)電的佼佼者。中國、印度也在積極發(fā)展風電。 1.3.2我國風力發(fā)電現(xiàn)狀 我國幅員遼闊，陸疆總長2萬多千米，海岸線1.8萬多千米，是一個風力資源豐富的國家，全國約有2/3的地帶為多風帶。風能總儲量為32.26億千瓦，實際可開發(fā)的風能儲量為2.53億千瓦，為可再生能源和新能源利用技術提供了強大的資源條件。兩大風能地帶——西北、華北、東北和東南沿海為風能資源豐富區(qū)，跨全國21個省、市、自治區(qū)。到1999年底已開發(fā)微小戶用型風力發(fā)電機16萬臺，并網(wǎng)型風電場24座，總裝機容量26萬千瓦，其中絕大多數(shù)機組是從丹麥、德國、美國、比利時、瑞典引進的，最大單機容量為600kw。毫無疑問，中國風能等可再生能源的利用受到一系列因素的限制，其中包括資金和技術資源供應的不足、政策的不相配套等。和常規(guī)資源相比，它會缺乏競爭力。但從可持續(xù)發(fā)展的目的出發(fā)，從中央到地方的各級政府已對這些資源的開發(fā)給予了關注。目前，我國國產(chǎn)化機組產(chǎn)量仍然偏小，遠未達到規(guī)模效益，使得零部件采購價格偏高，利潤空間很小。因此，我國的風力發(fā)電裝備市場至今仍由國外風力發(fā)電機組占據(jù)。這一現(xiàn)實要求我國的風力發(fā)電設備制造企業(yè)應加快適合中國國情的新型風力發(fā)電裝備的研制進度。盡快提高大型風力發(fā)電裝備的設計和制造技術，加大風力發(fā)電裝備國產(chǎn)化進程。還應注意穩(wěn)定產(chǎn)品質(zhì)量，提高國產(chǎn)機組可靠性，以取得風電場建設者的認可，逐步加大市場份額。據(jù)相關資料報道，到2020年，預計我國將新增發(fā)電能力500GW，其中121GW為可再生能源。2010年以前，我國計劃新建20座風力發(fā)電場，每座風場的發(fā)電能力達到100MW以上，且達到4000MW的風力發(fā)電總目標，并要求風力發(fā)電設備本土化。 1.4風力發(fā)電機系統(tǒng) 1.4.1風力發(fā)電機簡介 風力發(fā)機組室友兩大部分組成的，即風力機和發(fā)電機。其中，風力機的功能是將風能轉(zhuǎn)換為機械；而發(fā)電機的功能是將機械能轉(zhuǎn)換為電能。。因此風力發(fā)電機裝備的類型歸屬需要可以從兩個角度規(guī)劃。本文只從機械角度介紹風力發(fā)電機。 (1) 垂直軸風輪按形成轉(zhuǎn)矩的機理分為阻力型和升力型。阻力型的氣動力效率遠小于升力型，故當今大型并網(wǎng)型垂直軸風力機的風輪全部為升力型。 (2) 水平軸風力發(fā)電機組還可分為上風向及下風向兩種機型，上風向機組其風輪面對風向，安置在塔架前方。上風向機組需要主動調(diào)向機構以保證風輪能隨時對準風向。下風向機組其風輪背對風向安置在塔架后方。當前大型并網(wǎng)風力發(fā)電機幾乎都是水平軸上風向型。 (3) 下風向風力發(fā)電機，只在中、小功率機型中出現(xiàn)過。 (4) 水平軸上風向三葉片風力發(fā)電機是當代大型風力發(fā)電機的主流；兩葉片的產(chǎn)品也比較多見。 1.5風力發(fā)電機的結(jié)構簡介 由于本文只對風力發(fā)的增速系統(tǒng)的傳動齒輪箱進行設計分析，所以這里只簡單的介紹風力機。風力機的作用是把風能轉(zhuǎn)化為機械能，它的結(jié)構包括風輪（包括葉片和輪轂）、傳動裝置、增速齒輪箱、制動結(jié)構、偏航裝置（或稱對風裝置）變槳距機構以及附屬部件。圖1.1為風力機的總體結(jié)構示意圖，其組成：1為輪轂，驅(qū)動法蘭面與機艙中齒輪箱的主軸用螺栓進行固定連接，三個外伸端（夾角為120°）用延長節(jié)和葉片保持連接；2為傳動軸；3為塔架，它的主要作用是支撐葉輪和機艙；4為偏航裝置；5為風速風向儀；6為發(fā)電機，它是將風能轉(zhuǎn)化為電能的設備；7為剎車系統(tǒng)；8為增速齒輪箱，因為發(fā)電機的轉(zhuǎn)速高而風輪轉(zhuǎn)速低，需要在風輪軸與發(fā)電機軸之間設一個增速器；9為變槳距機構，作用是控制葉片槳距角的變化。 圖1.1風力機結(jié)構示意圖 1.6風力發(fā)電機增速系統(tǒng)簡介 風力發(fā)電機組中的齒輪箱是一個重要的機械部件，其主要功用是將風輪在風力作用下所產(chǎn)生的動力傳遞給發(fā)電機并使其得到相應的轉(zhuǎn)速。通常風輪的轉(zhuǎn)速很低，遠達不到發(fā)電機發(fā)電所要求的轉(zhuǎn)速，必須通過齒輪箱齒輪副的增速作用來實現(xiàn)，故也將齒輪箱稱之為增速箱。根據(jù)機組的總體布置要求，有時將與風輪輪轂直接相連的傳動軸（俗稱大軸）與齒輪箱合為一體，也有將大軸與齒輪箱分別布置，其間利用脹緊套裝置或聯(lián)軸節(jié)連接的結(jié)構。為了增加機組的制動能力，常常在齒輪箱的輸入端或輸出端設置剎車裝置，配合葉尖制動（定漿距風輪）或變漿距制動裝置共同對機組傳動系統(tǒng)進行聯(lián)合制動。 1.7課題研究的主要內(nèi)容 1、選擇確定傳動方案 傳動方案的確定包括傳動類型和傳動簡圖的確定。此次設計的增速器傳動比達到134，只有通過不斷地比較和分析去合理的選擇一種傳動方案，盡量降低增速器的體積和重量。 2、設計計算 每級傳動機構的設計計算，都大致包括：傳動比的分配，傳動系統(tǒng)運動學和動力學計算，傳動零件的設計，軸的設計計算與校核，軸的選擇與計算，鍵連接的選擇與計算，箱體的設計，潤滑與密封的選擇和傳動裝置。 水平軸風力機主要由以下幾部分組成：風輪、傳動結(jié)構（增速箱）、發(fā)電機、機座、塔架、調(diào)速器或限速器、調(diào)向器、停車制動器等。其結(jié)構簡圖2.2所示： 圖2-3風力發(fā)電機組的結(jié)構圖 本課題中主要研究是該裝置系統(tǒng)中的傳動裝置，也就是圖2-3中的部3的設計。經(jīng)過方案的比較，本文中的機組傳動方式采用的是一級行星加上兩級圓柱齒輪傳動方式，它的主要特點有：低速級為行星傳動，傳動效率高，體積小，重量輕，結(jié)構簡單，制造方便，傳遞功率范圍大，使用功率分流，合理使用了內(nèi)嚙合，軸向尺寸小，采用無多余約束浮動，浮動效果好；末兩級為平行軸圓柱齒輪傳動，可合理分配增速比，提高傳動效率。該結(jié)構合理有效的綜合利用了行星齒輪的小型化和圓柱齒輪傳動的大傳動比，從而降低了成本，提高了傳動效率，節(jié)約了能源。 2 增速裝置的結(jié)構設計 2 增速裝置的結(jié)構設計 動裝置是機器重要組成部分，它起到的作用有減速（或增速）、調(diào)速、改變運動形式、增大轉(zhuǎn)矩、動力和運動的傳遞和分配功能。應用于變速的方式主要有帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動。齒輪傳動由于具有瞬時傳動比恒定，傳動效率高（可達98~99%）,工作可靠，使用壽命長，結(jié)構緊湊，使用范圍大。傳遞功率范圍大等優(yōu)點應用最廣泛。齒輪傳動的種類多種多樣，以適應對傳動的不同要求。按照工作條件不同可以分為開式、半開式和閉式傳動；按照齒輪硬度的不同可以分為軟齒面、中硬齒面及硬齒面?zhèn)鲃印? 風電系統(tǒng)中用的增速裝置一般也采用齒輪傳動，目前我國300KW的風機主要應用于運輸和安裝條件不理想的沿海地區(qū)，600KW的風機主要應用于地形平坦、運輸條件和安裝條件較好的、內(nèi)蒙以及沿海地區(qū)，兆瓦（1000KW~2000KW）的風機技術還不成熟，在實際生產(chǎn)中應用很少。 2.1傳動方案的確定 風力發(fā)電機齒輪箱的種類多種多樣，按照傳統(tǒng)類型可分為圓柱齒輪箱、行星齒輪箱以及它們相互組合起來的齒輪箱；按照傳動的級數(shù)分為單級和多集齒輪箱；按照傳動的布置形式可以分為展開式、分流式和同軸式以及混合式。[2] 表2.1常用的齒輪傳動形式 名稱 傳動方式簡圖 傳動特點 展開式 結(jié)構簡單、但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有很大的剛度。 分流式 結(jié)構復雜、但由于齒輪相對于軸承對稱分布，載荷沿齒寬分布均勻、軸承受載均勻。 同軸式 橫向尺寸小、軸向尺寸和重量較大，且中間軸較長，剛度差，沿齒寬受載分布不均勻。 分流同軸式 每對嚙合齒僅傳遞全部載荷的一半，輸入和輸出軸只承受扭矩，中間軸只承受全部載荷的一半，軸頸尺寸小。 單級NGW 尺寸小、重量輕、但制造精度要求高，結(jié)構較復雜。 兩級NGW 尺寸小、重量輕、但制造精度要求高，結(jié)構復雜。 2.23Z（II）型行星齒輪增速器裝置設計 設計某風力發(fā)電裝置所需配用的行星齒輪增速器，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；且要求該行星齒輪傳動結(jié)構緊湊、外廓尺寸較小和傳動功率較高。 2.3設計計算 2.3.1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)構緊湊和外輪廓尺寸較小。據(jù)《行星齒輪傳動設計》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)構緊湊，傳動比大。為了裝配方便，結(jié)構更加緊湊，適用具有單齒圈行星齒輪的3Z(II)型行星齒輪傳動較合理，其傳動簡圖如圖1所示。[3] 圖2.13Z(II)型行星齒輪增速傳動 2.3.2配齒計算 根據(jù)3Z（II）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，即應取ze -zb=np。再將za，np和ip值代入公式，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查表[4]直接可得上述各輪的齒數(shù)。 2.3.3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： 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。 由公式可得KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3 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。 2.3.4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(II)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)果見表2.2。 表2.23Z(II)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 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=152=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。其變位方式應采用角度變位的正傳，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)為： =0.5 =0.5 =0.2732>=0.1176 按如下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嚙合齒輪副。故其變位方式應采用高度變位，即。則可得內(nèi)齒輪e的變位系數(shù)為0.2645。 2.3.5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2.3。 表2.33Z(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 關于用插齒刀加工內(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 (2)e-c內(nèi)嚙合齒輪副（，=72） ===0.019001 查表得= == =（mm） 則得內(nèi)齒輪e的齒根圓直徑為： mm 2.3.6裝配條件的計算 對于所設計的上述行星輪傳動應滿足如下的裝配條件： 按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。 按如下公式驗算該3Z(II)型行星傳動的同心條件，即 各齒輪副的嚙合角為、、和；且知、、和。代入上式，即得 =46.82 按以下公式驗算其安裝條件，即得 所以，滿足其安裝條件。 2.3.7傳動效率的計算 由查[6]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。 2.3.8結(jié)構設計 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)構設計。首先應確定中心輪a的結(jié)構，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結(jié)構型式；既將中心輪a與輸出軸連成一個整體。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)構設計。為了便于軸上零件的裝拆，通常將軸制成階梯形?？傊跐M足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 =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d1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。可知d2為45mm，寬度為135mm。根據(jù)軸承的選擇確定軸肩d3為52mm，d4為38 mm。 =112=50mm 帶有單鍵槽，與齒輪e同體相連作為輸出軸。取d1為57mm，選擇16X10的鍵槽。 （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。 （2）內(nèi)齒輪e采用齒輪軸設計，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)構設計?？傊跐M足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 一個結(jié)構合理的轉(zhuǎn)臂x應是外廓尺寸小，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件（此時它不是基本構件），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。 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fa可按公式計算： 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 =0.0323mm 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 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，鑄造機體應盡量的避免壁厚突變，應設法減少壁厚差，以免產(chǎn)生疏散等鑄造缺陷。材料選為灰鑄鐵[7]。 壁厚： 其中：Kt—機體表面的形狀系數(shù)，取1 Kd—與內(nèi)齒輪直徑有關的系數(shù)，取2.6 Td—作用在機體上的轉(zhuǎn)矩。 螺釘?shù)倪x擇：大多緊固螺釘選擇六角螺釘。吊環(huán)的設計參照標準。通氣塞的設計參照設計手冊自行設計[7]。以及油標的設計根據(jù)GB1161-89的長形油標的參數(shù)來設計。 行星齒輪c采用帶有內(nèi)孔的結(jié)構，它的齒寬b應當加大；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)構設計之后，便可以繪制該行星齒輪傳動結(jié)構圖。 2.3.9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，只需按其齒根彎曲應力的強度條件公式進行校核計算，即 首先按以下公式計算齒輪的齒根應力，即 其中，齒根應力的基本值可按以下公式計算，即 = 許用齒根應力可按以下公式計算，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。 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 有關系數(shù)。 a．使用系數(shù)，使用系數(shù)按中等沖擊查表得=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 = 因此中心輪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。 = 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=1.3 f.齒形系數(shù)。齒形系數(shù)查得， g.應力修正系數(shù)。應力修正系數(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。 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 計算齒根彎曲應力。 按下式計算齒根彎曲應力，即 = =（N/mm2） （N/mm2） 取彎曲應力=110N/mm2 ④ 計算許用齒根應力。 按以下公式計算許用齒根應力， 即= 已知齒根彎曲疲勞極限=340 N/mm2，由查表[9]得最小安全系數(shù)。 式中各系數(shù)、、、和取值如下。 應力系數(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 = 式中應力循環(huán)次數(shù)由表相應公式計算，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力為： =378（N/mm2） 因齒根應力=110N/mm2小于許用齒根應力=378N/mm2，即<。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 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力及按公式計算許用齒根應力。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.應力修正系數(shù)。應力修正系數(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） 3齒輪傳動的回差分析 可見，，故e-c齒輪副滿足彎曲強度條件。 3齒輪傳動的回差分析 齒輪增速裝置是風力發(fā)電系統(tǒng)中的重要組成部分。我國電力系統(tǒng)的頻率要求為50HZ，因此要求該系統(tǒng)由較高的傳動精度。傳動誤差是影響傳動精度的主要因素之一，而影響傳動精度的誤差包括兩類，一類是單向傳動誤差（簡稱傳動誤差），另一類是回城誤差（簡稱1，空回或空城誤差）?；夭顣斐奢斎胼S在相角上的滯后，使系統(tǒng)的穩(wěn)定裕度減小，影響系統(tǒng)的動態(tài)品質(zhì)，是系統(tǒng)在單位階躍信號作用下過渡時間加長，震蕩次數(shù)增多。回差達到一定值時，系統(tǒng)甚至會出現(xiàn)自振，稱為“齒隙震蕩”，這時系統(tǒng)就不再穩(wěn)定了，所以對于齒輪傳動的回差分析是保證整個系統(tǒng)的穩(wěn)定所必不可少的。 3.1側(cè)隙與回差的關系及來源 在齒輪傳動中，齒輪副的側(cè)隙能夠保持齒輪齒面的正常潤滑，消除由于動力引起的非工作齒輪面的撞擊而引起齒面?zhèn)鲃舆^程中的燒傷、卡死、甚至失效。與此同時，側(cè)隙赫爾回差又有直接的關系，也是影響回差的主要因素。齒輪的誤差對傳動性能（傳遞運動的準確性、工作的平穩(wěn)性、載荷分布的均勻性）有很大的影響。因此，我們要分析側(cè)隙的類型，并分析回差的來源，為減小回差打下基礎。 3.1.1側(cè)隙的分類 兩個相配齒輪的工作齒面接觸是，會在兩個非工作齒輪間形成間隙，有時節(jié)圓上的齒槽寬度會超過相嚙合的齒輪厚，這些都會形成側(cè)隙。[10] 側(cè)隙有三種不同的度量方式： （1）沿分度圓度量 圓周側(cè)隙——裝配好的齒輪副，當一個齒輪固定時，另一個齒輪的圓周晃動量，用jt表示。以分度圓上弧長計值。 （2）沿嚙合線度量 法相側(cè)隙——裝配好的齒輪副，當工作齒輪面接觸是，非工作齒面間的最小值，用jh表示。 （3）沿軸線中心距度量 徑向側(cè)隙——將兩個相配齒輪的中心距縮小，直到左側(cè)和右側(cè)的齒面都接觸是，這個縮小的量即為徑向側(cè)隙，用jr表示。詳見圖3.1所示。 圖3.1齒輪副側(cè)隙 3.1.2不同側(cè)隙的關系 不同嚙合形式的齒輪側(cè)隙的關系如圖3.2所示。 圖3.2各種側(cè)隙的關系 可以得到側(cè)隙間的關系如下： 式中：αn—齒形角，分度圓壓力角。 法向側(cè)隙jn通常是用鉛筆或者塞尺測量，應用于小模數(shù)和精密齒輪時，測量不便，讀數(shù)精度不高；而圓周側(cè)隙jt的測量，可以將齒輪副的一個齒輪固定，在另一個齒輪的分度圓切線方向上放置一個百分表。 圓周側(cè)隙jt是一個線值，相對于兩個相配齒輪，該值大小相同。而回差是一個角度值，它的大小與分度圓半徑有關。因此同一圓周側(cè)隙換算到不同的齒輪軸上所得到的回差大小不同。所以在具體分析系統(tǒng)的回差指標的時候，應該說明是折算到哪根軸上的回差。本文中，無特殊說明都是折算到從動輪上的。[11] 3.3本章小結(jié) 回差是衡量齒輪傳動精度的一項重要標準，系統(tǒng)的穩(wěn)定性和靈敏性很大程度取決于回差的大小。因此，本章主要針對第二章所確定的增速箱結(jié)構，首先分析了齒輪傳動中造成的回差的三類來源，然后詳細計算了各級傳動中的回差大小，驗證結(jié)構確定精度分配的正確性，并得到系統(tǒng)的總回差為85.387arcmin，最后提出提高一級傳動精度，提高齒輪的安裝和加工精度，采用齒輪結(jié)構，設計均載機構等措施減小系統(tǒng)回城誤差。 4 中心輪和行星輪齒面接觸分析 4 中心輪和行星輪齒面接觸分析 齒輪的接觸疲勞強度是評價齒輪承載能力的一個重要尺度。齒面在單、雙齒嚙合交替處的接觸應力最大，因而在本文中，主要考慮單、雙嚙合交替處的接觸應力。隨著計算機技術的發(fā)展，目前已廣泛采用有限元法對齒輪傳動強度進行分析計算，因為有限元法能很好地處理齒輪受載后嚙合接觸面力學和邊界條件，從而可對齒輪傳動系統(tǒng)作更為準確的應力變形分析。[12] 4.1齒輪接觸有限元算法 ABAQUS被廣泛地認為是功能最強的有限元軟件，可以分析復雜的固體力學和結(jié)構力學系統(tǒng)，特別是能夠駕馭非常龐大復雜的問題和模擬高度非線性問題。優(yōu)秀的分析能力和模擬復雜系統(tǒng)的可靠性使得ABAQUS被各國的工業(yè)和研究機構廣泛采用，其產(chǎn)品也在大量的高科技產(chǎn)品研究中發(fā)揮著巨大的作用。 ABAQUS中計算接觸非線性問題有罰函數(shù)法、拉格朗日乘子法與增強的拉格朗日乘子法。罰函數(shù)法的基本原理是在原目標函數(shù)中加上一個罰（障礙）函數(shù)，而得到一個增廣目標函數(shù)，接觸分析中也就是接觸剛度因子FKN。在接觸對之間設置一個壓縮剛度非常大而拉伸剛度為零的彈簧，當接觸體間距離接近時彈簧就會停止它們相互嵌入，這是基于物理上的解釋，其中的彈簧剛度和接觸剛度稱為罰函數(shù)，這種施加接觸協(xié)調(diào)條件的方法為罰函數(shù)法。接觸剛度（記為k）越大，接觸表面的浸入越少，然而，若該值太大，會導致收斂困難。因此罰函數(shù)法在理論上是可行的，在實際計算中很難把握罰因子M的取值。最有效的方式就是進行試驗然后根據(jù)實驗結(jié)果來選取該罰值，基于這個原因，本文不采用這個本方法進行齒面接觸分析。拉格朗日乘子法，是通過增加一個附加自由度（接觸壓力），以滿足不浸入條件。將拉格朗日算法和罰函數(shù)方法結(jié)合起來，施加接觸協(xié)調(diào)條件稱為增強的拉格朗日算法。增強的拉格朗日法對接觸剛度系數(shù)具有較小的敏感性。 有限元分析方法使用牛頓-拉普森平衡迭代算法，迫使每個載荷增量的末端解達到平衡收斂(容限范圍內(nèi))。求解前，采用完全的NR方法估算殘差矢量，然后使用非平衡載荷進行線性求解，核查收斂性，如果不收斂則重新估算非平衡載荷，修改剛度矩陣，重新計算直到收斂。 接觸問題是一種高度非線性行為，需要較大的計算資源，而且目前，接觸分析方法和理論還不太健全，軟件也沒有提供專門的方法使得利用有限元方法進行接觸分析有很大的難度。為了進行有效的計算，建立和真實模型盡可能相符合的 模型，設定接近于真實情況的參數(shù)是必須的，在本分析中，選用非線性功能強大的ABAQUS軟件進行單個齒的三維接觸分析。 4.2接觸分析 4.2.1齒輪接觸有限元模型 對行星圓柱齒輪進行有限元分析時，首先要對齒輪建立力學模型并進行離散化處理，提供各單元和節(jié)點的坐標、編號、載荷及約束等數(shù)據(jù)。計算表明：有限元模型的建立合理與否是影響接觸邊界迭代求解收斂的關鍵。 精確求解齒輪嚙合每一瞬時的齒間載荷分配和齒向載荷分布是精確分析齒輪強度的基礎?，F(xiàn)有的計算方法都是建立在某種假定接觸區(qū)形狀的基礎上，按赫茲（Hertz）的接觸理論進行求解，這與實際接觸情況有所偏離。圓柱齒輪的瞬時接觸區(qū)形狀及壓力分布是典型的接觸非線性問題，有限元法可以很好地解決。齒輪在傳動過程中，隨著嚙合位置的不斷變化，沿齒向輪齒剛度和承載位置不斷變化，齒間載荷的分配情況也是變化的。[13] 由于受到計算機條件的限制，在本課題研究中，采用單個齒接觸模型進行分析。首先利用PRO/E軟件進行單個齒的建模，并進行裝配，然后存為.x_t格式的文件，最后導入ABAQUS 中進行三維的接觸分析；也可以利用PRO/E將裝配圖轉(zhuǎn)化成AutoCAD平面圖，并在AutoCAD中建立面域存為SAT格式的文件導入ANSYS中進行二維分析。單個齒的裝配圖如圖4.1和圖4.2所示，有限元模型如圖4.3。 圖4.1行星輪a-c三維接觸模型 圖4.2行星輪a-c二維接觸模型 圖4.3中心輪和行星輪的有限模型 4.2.2齒輪副齒面接觸應力求解 ABAQUS軟件和ANSYS軟件一樣，都有前處理模塊，求解器模塊和后處理模塊，而且功能相似，所以在這里不再贅述。這里將所要選擇的材料和接觸對的建立過程以及材料參數(shù)的設定簡單的敘述一下。該行星輪系選擇的材料為優(yōu)質(zhì)合金鋼，泊松比μ=0.3，在三維分析中，利用 ABAQUS 軟件中的三個接觸分析模塊(INTERACTION，CONSTRAINT，CONNECTOR)中的INTERACTION模塊，選擇四面體單元C3D4結(jié)構單元建立兩個面(SLAVESURFACE和MASTER)，由于沒有相對滑動，因此切向定義的為FRICTIONLESS，法向定義的是‘HARD’CONTACT。[14] 在接觸分析中，為了能夠使接觸迭代計算能夠更好的進行和保證分析結(jié)果的可靠性，需要施加正確地約束和建立合適的接觸對，并設置合理的接觸參數(shù)和單元屬性及求解參數(shù)。兩輪之間建立接觸對如下：中心輪為目標面，行星輪為接觸面。行星輪繞著中心輪轉(zhuǎn)動。 4.2.3ABAQUS三維接觸分析結(jié)果 在該接觸分析的建模、分網(wǎng)、加載、求解過程中產(chǎn)生了大量的數(shù)據(jù)，不能夠馬上看到求解結(jié)果,要進入后處理模塊查看分析結(jié)果，在ABAQUS/CAE的Visualization(可視化)模塊(也可以授權為ABAQUS/Viewer)允許用戶應用不同的方法觀察圖形化的結(jié)果，該分析中，進入后處理器能夠看到兩個接觸的齒輪的應力和變形圖。 利用ANSYS軟件的非線性分析模塊進行分析，在進行迭代過程中常常出現(xiàn)不收斂的情況。利用ABAQUS軟件雖然比用ANSYS軟件的收斂性好多了，但是仍然會出現(xiàn)不收斂的情況，因此要不斷的重新設置參數(shù)和劃分網(wǎng)格以致模型能夠收斂，經(jīng)過多次反復。得到變形、接觸應力圖如圖所示： 圖4.4兩個齒輪的接觸應力云變圖 從接觸應力云變圖中可以看出行星輪的接觸應力比中心輪的接觸應力大，它的接觸應力為520.6Mpa，而數(shù)值計算所得到的接觸應力為514.148 MPa，有一定的誤差，這里產(chǎn)生的差距主要是由于模型的建立和導入時引起了模型信息的丟失，這樣一來，利用有限元的方法進行計算所得到的結(jié)果和理論計算的有一定的誤差，所以本文計算的接觸應力結(jié)果已經(jīng)比較精確，如果再經(jīng)過試驗數(shù)據(jù)調(diào)整各接觸參數(shù)后，接觸應力結(jié)果會有更好的計算精度。所得的結(jié)果和理論計算結(jié)果相符，同時也驗證了該結(jié)構的合理性。而且從變形圖中能夠得到兩個齒輪接觸時的變形是毫米級的。[15] 4.3本章小結(jié) 比較ANSYS軟件和ABAQUS軟件的接觸分析功能，選擇 ABAQUS的接觸分析模塊(INTERACTION，CONSTRAINT，CONNECTOR)中INTERACTION模塊進行行星齒輪傳動副中a-c副的三維單個齒接觸分析，從分析的結(jié)果可以看出行星輪的接觸應力比中心輪的接觸應力大，它的接觸應力為520.6MPa，而數(shù)值計算所得到的接觸應力為514.148MPa，數(shù)值計算的許用應力值為652.39MPa，總體來說該分析結(jié)果和理論計算很貼近，說明了結(jié)構的合理性，同時得到接觸變形為毫米級的。 從分析的結(jié)果可知行星輪沿齒廓線的應力分布最大值點并不在接觸處，而是在接觸處向齒根方向的某一點處。中心輪的最大應力值點為接觸處附近。 5 總結(jié) 5 總結(jié) 此次畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工作崗位重要的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。期間，查找資料，老師指導，與同學交流，反復修改圖紙，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。 在設計的同時也遇到了很多問題，由于長時間沒有這種實踐，上手的時候有點生疏。首先要做的是查閱資料，之后通過所得資料確定傳動方案。在設計計算時，很多公式找不到，但與老師同學交流之后，計算工作能夠較快的完成了。在制圖的時候，制圖軟件的很多命令都不知道怎么用，經(jīng)過幾天的摸索，才堪堪能運用其一些基本的用法。圖紙做好的時候，經(jīng)過老師多次指導和反復修改，才達到老師的要求。 通過這次實踐，我了解了3Z（II）型行星齒輪增速器的用途及工作原理，熟悉了行星齒輪增速器的設計步驟，可知行星齒輪增速器有著體積小、質(zhì)量小、結(jié)構緊湊和傳動效率高等特點，但由于行星齒輪增速器傳動比大，力矩就比其它增速器結(jié)構小，行星齒輪增速器自鎖角大止退性差而不適合啟動用。 畢業(yè)設計收獲很多，比如學會了查找相關資料相關標準，分析數(shù)據(jù)，提高了自己的繪圖能力，懂得了許多經(jīng)驗公式的獲得是前人不懈努力的結(jié)果。由于時間倉促，自己專業(yè)基礎的很多不足，很多地方會有疏漏，希望老師能給予指正。 參考文獻 參考文獻 [1] 璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第七版.北京：高等教育出版社，2001 [2] 王昆主編.機械設計課程設計.武漢：華中理工大學出版社，1922 [3] 盧頌峰、王大康主編.機械設計課程設計.北京：北京工業(yè)大學出版社，