本科畢業(yè)設計說明書（論文） 第 26 頁 共 26 頁 1 緒論 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，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由于在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內嚙合，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、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用[1-2]。 1．1 發(fā)展概況 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用、生產和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能，傳動功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位，并出現(xiàn)一些新型的行星傳動技術，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)代化的機械傳動設備中獲得了成功的應用。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。近20多年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術水平的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達國家引進了大量先進的機械設備和技術，經過我國機械科技人員不斷積極的吸收和消化，與時俱進，開拓創(chuàng)新地努力奮進，使我國的行星傳動技術有了迅速的發(fā)展[1-8]。 1．2 3K型行星齒輪傳動 在圖4所示的3K型行星齒輪傳動中，其基本構件是三個中心輪a、b和e，故其傳動類型代號為3K[10]。在3K型行星傳動中，由于其轉臂H不承受外力矩的作用，所以，它不是基本構件，而只是用于支承行星輪心軸所必需的結構元件，因而，該轉臂H又可稱為行星輪支架（簡稱為行星架）。 (a) 3K(Ⅰ)型 (b) 3K(Ⅱ)型 (c) 3K(Ⅲ)型 圖1-1.3K型行星齒輪傳動 （1）3K（Ⅰ）型 具有雙齒圈行星輪的3K型行星齒輪傳動，如圖1-1(a)所示。它的結構特點是：內齒輪b固定，而旋轉的中心輪a和e分別與行星輪c和d相嚙合，故可用傳動代號3K（Ⅰ）表示。在各種機械傳動中，它已獲得了較廣泛的應用。 （2）3K（Ⅱ）型 具有單齒圈行星輪c的3K型行星齒輪傳動，如圖1(b)所示。該3K型行星傳動的結構特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈行星輪c相嚙合；即內齒輪b固定，兩個旋轉的中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合，故可用傳動代號3K（Ⅱ）表示。一項較新型的行星齒輪傳動，目前該項傳動新技術在我國的齒輪傳動中已獲得了日益廣泛的應用。 （3）3K（Ⅲ）型 具有雙齒圈行星輪的3K型行星齒輪傳動，如圖1(c)所示。它的結構特點是：內齒輪c固定，兩個旋轉的中心輪a和b與同一個行星輪c相嚙合，而另一個行星輪d與固定內齒輪e相嚙合；故可用傳動代號3K（Ⅲ）表示。在實際運用中，一般很少采用3K（Ⅲ）型行星齒輪傳動[10]。 現(xiàn)在我們來看看3K（Ⅱ）型行星齒輪傳動的獨特的優(yōu)點：轉臂H不承受外載荷，故其轉臂H不是基本構件，因而又稱該轉臂H為行星架。用單個行星輪g代替了3K（Ⅰ）型行星傳動中的雙聯(lián)行星輪g-f；因而使其結構簡化了，制造安裝容易。其傳動比范圍大，通常為i=40～300。因此，人們稱3K（Ⅱ）型行星齒輪傳動是一種結構緊湊和減速比大的奇異型的行星齒輪傳動[9-12]（如圖1-2）。 圖1-2.3K（Ⅱ）型行星齒輪傳動 2 行星齒輪傳動的設計計算 2．1 選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)畢業(yè)設計任務書設計要求，為了裝配方便，結構更加緊湊，選用具有單齒圈行星輪的3K（Ⅱ）型行星齒輪傳動，傳動簡圖如圖1-1（b）。 2．2 配齒計算 據(jù)3K（Ⅱ）型行星傳動的傳動比ip值和按其配齒計算公式可求得內齒輪b、c和行星輪e的齒數(shù)zb、zc和ze?，F(xiàn)考慮到該行星齒輪傳動的外廊尺寸較小，故選擇中心輪a的齒數(shù)和行星輪數(shù)目。為了使內齒輪b與e的齒數(shù)盡可能小，即應取。再將za、np和ip值代入公式，則得內齒輪b的齒數(shù)zb為 式（2-1） 由此可得內齒輪e的齒數(shù)ze為 式（2-2） 因為偶數(shù)，按公式可求得行星輪c的齒數(shù)zc為 式（2-3） 驗算其實際的傳動比為 式（2-4） 其傳動比誤差為 式（2-5） 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。最后確定該行星傳動各輪的齒數(shù)為。 2．3 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，查圖可取和[16]，中心輪a和行星輪c的加工精度6級；內齒輪b和c均采用42CrMo，調質硬度217～259HB，查圖可取和[16]，內齒輪b和e的加工精度7級。 按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數(shù)m為 式 （2-6） 現(xiàn)已知。 小齒輪名義轉矩 式（2-7） 取算式系數(shù)；查表取使用系數(shù)；取綜合系數(shù)；取接觸強度計算的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)，由公式可得；由圖查得齒形系數(shù)；由表查得齒寬系數(shù)[16]；則得齒輪模數(shù)m為 式 （2-8） 取齒輪模數(shù)m =0.6mm。 2．4 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 式 （2-9） 由此可見，三個齒輪副的標準中心距均不相等，且有。因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使該行星傳動既能滿足給定的傳動比的要求，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3K(Ⅱ)型行星齒輪傳動進行角度變位。 根據(jù)各標準中心距之間的關系，現(xiàn)選取其嚙合中心距作為各齒輪副的公用中心距值。 已知和，及壓力角，按公式計算3K(Ⅱ)型行星齒輪傳動角度變位的嚙合參數(shù)。對各齒輪副的嚙合參數(shù)計算結果見表2-1。 表2-1. 3K(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)y 嚙合角 變位系數(shù)和 齒頂高動系數(shù)y 重合度 確定各齒輪的變位系數(shù)x。 (1)a-c齒輪副 在a-c齒輪副中，由于中心輪a的齒數(shù)，和中心距。由此可知，該齒輪副的變位目的是避免小齒輪a產生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式也應采用角度變位的正傳動，即 當齒頂高系數(shù)，壓力角時，避免根切的最小變位系數(shù)為 式 （2-10） 按公式可求得中心輪a的變位系數(shù)為 式 （2-11） 查公式可得行星輪c的變位系數(shù)為 式 （2-12） (2)b-c齒輪副 在b-c齒輪副中，，和。據(jù)此可知，該齒輪副的變位目的是為了避免齒輪c產生根切、湊合中心距和改善嚙合性能。故其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，則可得內齒輪b的變位系數(shù)為。 (3)e-c齒輪副 在e-c齒輪副中，，和 。由此可知，該齒輪副的變位目的是為了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。則可得內齒輪e的變位系數(shù)為。 2．5 幾何尺寸計算 對于該3K(Ⅱ)型行星齒輪傳動可按書中的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果見表2-2。 表2-2. 3K(Ⅱ)型行星傳動幾何尺寸計算 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) 分度圓直徑d 基圓直徑db 節(jié)圓直徑 齒頂圓直徑da 外嚙合 內嚙合 齒根圓直徑df 外嚙合 內嚙合 式中-齒頂高系數(shù)，??； -頂隙系數(shù)，取。 △e-齒頂間隙，可按下式計算： 關于用插齒刀加工內齒輪，其齒根圓直徑的計算。 已知模數(shù)，插齒刀齒數(shù)，齒頂圓系數(shù)，變位系數(shù)。試求被插齒內齒輪的齒根圓直徑。 齒根圓直徑按下式計算，即 式中 —插齒刀的齒頂圓直徑； —插齒刀與被加工內齒輪的中心距。 式（2-13） 現(xiàn)對內齒輪齒輪副b-c和e-c分別計算如下。 (1) b-c內齒輪齒輪副(,)。 式（2-14） 查表可知[16]。 式（2-15） 加工中心距為 式（2-16） 按公式計算內齒輪b齒根圓直徑為 式（2-17） (2) e-c內嚙合齒輪副(,)。 仿上， 式（2-18） 查表得[16]。 式（2-19） 式（2-20） 則得內齒輪e的齒根圓直徑為 式 （2-21） 2．6 裝配條件的驗算 對于所設計的上述行星齒輪傳動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 將已知的和值代入上式，則得 式 （2-22） 即滿足鄰接條件。 (2)同心條件 按公式 式（2-23） 驗算該3K(Ⅱ)型行星傳動的同心條件，根據(jù)所求的代人上式，得 則滿足同心條件。 (3)安裝條件 驗算其安裝條件， 式（2-24） 所以，滿足其安裝條件。 2．7 傳動效率的計算 由表2-2的幾何尺寸計算結果可知，內齒輪b的節(jié)圓直徑大干內齒輪e的節(jié)圓直徑，即，故該3K(Ⅱ)行星傳動的傳動效率可采用公式 式（2-25） 進行計算，已知和 其嚙臺損失系數(shù) 式（2-26）和可按公式 式（2-27） 計算。 取輪齒的嚙合摩擦因數(shù)，重合度，且將zc、zb和ze代入式（2-27），可得 式（2-28） 即有 所以，其傳動效率為 式（2-29） 可見，該行星齒輪傳動的傳動效率滿足任務書要求。 2．8 齒輪強度驗算 由于3K(Ⅱ)型行星齒輪傳動具有短期問斷的工作特點，且具有結構緊湊、外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 首先按公式 式（2-30） 計算齒輪的齒根應力，齒根應力的基本值可按公式 式（2-31） 計算，許用齒根應力可按公式 式（2-32） 計算。 現(xiàn)將該3K(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)a-c齒輪副 ① 名義切向力Ft。 中心輪a的切向力可按公式 式（2-33） 計算；已知，和。則得 式（2-34）② 有關系數(shù) a. 使用系數(shù)。 使用系數(shù)按輕微沖擊查表得[16]。 b. 動載荷系數(shù)。 式（2-35） 其中 式（2-36） 所以 式（2-37） 已知中心輪a和行星輪c的精度為6級，即精度系數(shù)；再按公式計算動載荷系數(shù)，即 式（2-38） 式中 式（2-39） 式（2-40） 則得 式（2-41） c. 齒輪載荷分布系數(shù)。 式（2-42） 式（2-43） 由代入式（2-43），則得 式（2-44） d. 齒間載荷分配系數(shù)。查表得 [16] e. 行星輪間載荷分配系數(shù)。 式（2-45） 已取,則得 式（2-46） f. 行星輪間載荷分配系數(shù)。 查表得 [16] g. 應力修正系數(shù)。 查表得 [16] h. 重合度系數(shù)。 式（2-47） i. 螺旋角系數(shù)。 查圖得[16] 因行星輪c不僅與中心輪a嚙合，且同時與內齒輪b和e相嚙合，故取齒寬 ③ 計算齒根彎曲應力。 式（2-48） 式（2-49） 取彎曲應力。 ④ 計算許用齒根應力： 式（2-50） 已知齒根彎曲疲勞極限。 查表得最小安全系數(shù)[16]。 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[16]。 壽命系數(shù)： 式（2-51） 式中應力循環(huán)次數(shù)按下面公式計算，且可按每年工作300天，每天工作16h，即 式（2-52） 則得 式（2-53） 齒根圓角敏感系數(shù)： 相對齒根表面狀況系數(shù)： 式（2-54） 取齒根表面微觀不平度，代入上式得： 式（2-55） 尺寸系數(shù) 式（2-56） 可得許用齒根應力為： 式（2-57） 因齒根應力小于許用齒根應力，即。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 (2) b-c齒輪副 在內嚙合齒輪副b-c中只需要校核內齒輪b的齒根彎曲強度，即仍按公式（2-49）計算其齒根彎曲應力及式（2-50）計算許用齒根應力。已知，。 仿上，通過查表或采用相應的公式計算，可得到取值與外嚙合不同的系數(shù)為,,,,,，, 和[16]。代入公式（2-49）則得 式（2-58） 取 可見，,故b-c齒輪副滿足齒根彎曲強度條件。 (3) e-c齒輪副 仿上，e-c齒輪副只需要校核內齒輪e的齒根彎曲強度，即仍按公式計算和。仿上，與內齒輪b不同的系數(shù)為和。代入上式，則得 式（2-59） 因 取 式（2-60） 可見，，故e-c齒輪副滿足彎曲強度條件。 3 結構設計 根據(jù)3K(Ⅱ)型行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉速的高低等情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中心輪(太陽輪)a的結構，因為它的直徑d較小，所以，輪a應該采用齒輪軸的結構型式；即將中心輪a與輸入軸連成一個整體。且按該行星傳動的輸入功率P和轉速n初步估算輸入軸的直徑dA，同時進行軸的結構設計。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。 內齒輪b采用了十字滑塊聯(lián)軸器的均載機構進行浮動；即采用齒輪固定環(huán)將內齒輪b與箱體的端蓋連接起來，從而可以將其固定。內齒輪e采用了將其與輸出軸連成一體的結構，且采用平面輻板與其輪轂相聯(lián)接。 行星輪c采用帶有內孔的結構，它的齒寬b應當加大；以便保證該行星輪c與中心輪a的嚙合良好，同時還應保證其與內齒輪b和c相嚙臺。在每個行星輪的內孔中，可安裝兩個滾動軸承來支承著。而行星輪軸在安裝到轉臂H的側板上之后，還采用了矩形截面的彈性擋圈來進行軸向固定。 由于該3K型行星傳動的轉臂H不承受外力矩，也不是行星傳動的輸人或輸出構件；而且還具有個行星輪。因此，其轉臂H采用了雙側板整體式的結構型式。該轉臂H可以采用兩個向心球軸承支承在中心輪a的軸上。 轉臂H上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏可按公式 式（3-1） 計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距，則得 式 （3-2） 取 各行星輪軸孔的孔距相對偏差可按公式 式（3-3） 計算，即 式（3-4） 取 轉臂H的偏心誤差約為孔距相對偏差的1/2，即 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，且進行了結構設計之后，現(xiàn)在可以繪制該行星齒輪傳動結構圖。 3．1 初估軸徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，查表取[16],得 式（3-3） 輸出軸的最小直徑是用與安裝聯(lián)軸器。為使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮扭矩變化很小，取，則 式 （3-4） 查手冊，選用TL1彈性套柱銷聯(lián)軸器，取軸徑。 式（3-5） 式（3-6） 可知 式（3-7） 因而輸出軸可選用YL3凸緣聯(lián)軸器，取軸徑。 3．2 軸的結構設計 如果安裝齒輪處的軸徑d滿足（—齒根圓直徑），則齒輪與軸做成一體，而且一般，以便齒輪加工時退刀。但當齒輪頂圓直徑較小時，其齒根圓直徑允許小于相鄰的軸徑[17]。 圖3-1.軸1結構圖 圖3-2.軸2結構圖 3．3 擬定軸上零件的裝配方案并選擇支承的結構型式 軸上零件的裝配方案及軸支承結構型式的不同，軸的結構形狀、尺寸也將不同，可通過分析比較選擇一個好的方案。圓柱齒輪、套筒、左端軸承、軸承端蓋和聯(lián)軸器依次由軸的左端裝入，僅有右端軸承從軸的右端裝入。軸的支承結構型式采用的是兩端（單向）固定型式。 3．4 軸承的選擇 據(jù)情況可選擇深溝球軸承6003，，，，深溝球軸承6203，，，，深溝球軸承6010，，， 3．5 行星架的選擇 雙壁整體式行星架的剛性好，如軸與行星架一體，軸與行星架為法蘭式連接，帶齒的浮動行星架，焊接式行星架等應采用雙壁整體式行星架。 雙壁分開式行星架結構復雜，主要用于傳動比較小的情況（如）的型傳動。 單臂式行星架結構較簡單，可容納較多的行星輪，但行星輪心軸為懸臂狀態(tài)，受力情況不好。 綜上所述，選雙壁整體式行星架。 結 論 本課題主要是為了加強自身了解國內外傳動機構的發(fā)展現(xiàn)狀，按照要求設計一個行星齒輪傳動機構。本文介紹了行星齒輪減速器的發(fā)展概況、應用、類型，還有設計方法。本文采用了3K(Ⅱ)型行星傳動進行設計。3K型行星傳動結構特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈行星輪c相嚙合；即內齒輪b固定，兩個旋轉中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合，故可用傳動代號3K(Ⅱ)表示。它是一項較新型行星齒輪傳動，目前該項傳動新技術我國齒輪傳動中已獲了日益廣泛應用。 本次的設計主要針對行星齒輪傳動的設計，參考行星齒輪傳動設計書，一步一步按照要求設計齒輪，太陽輪a、內齒輪b和e、行星輪c的結構設計，終于完成了最終的設計，并通過AUTOCAD畫出了總的裝配圖，基本上完成了課題的任務。在行星齒輪減速器的設計中，還應該特別注意結構布置的合理性。引文結構位置如果不合理，將會直接造成載荷分配的不均勻，從而使設備達不到原設計效果。所以我在這里，將軸1和軸2放在同一水平面上，剛度也適當加強，收到明顯效果，噪音減小運轉平穩(wěn)。  致 謝 在本畢業(yè)設計即將完成之際，我想對所有曾經幫助過我和支持我的人表示衷心的感謝。 由衷地感謝我的導師劉艷艷，本課題在選題及研究過程中得到劉老師的悉心指導，并多次為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥，熱忱鼓勵。感謝我的室友們，在我需要幫助的時候，他們總是會向我伸出援手，在做畢業(yè)設計的過程中，我總是會有一系列的問題，他們提出了很多有益的建議和幫助，衷心地希望他們工作順利，學業(yè)有成，在以后的道路上越走越順。 最后，謹向抽出寶貴時間評閱本文的老師、參加答辯的諸位老師表達我誠摯的謝意，您的意見和建議將令我終身受益。  參 考 文 獻 [1] 陳立德. 機械設計基礎課程設計[M]. 北京：高等教育出版社，2006. 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