毕业设计（论文）-3K型行星齿轮传动设计（全套图纸）

本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 1 页 共 20 页 1 绪论绪论 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较， 具有质量小、 体积小、 传动比大、 承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点， 这些已被我国越来越多的机械工 程技术人员所了解和重视。 由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功 率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述 的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大 转矩的机械传动装置上。 它可以用作减速、 增速和变速传动， 运动的合成和分解， 以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行 星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、 医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛 的应用1- 2。 全套图纸加 153893706 11 发展概况发展概况 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星 齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能，传动功率、 转矩和速度等方面均处于领先地位，并出现一些新型的行星传动技术，如封闭行 星齿轮传动、 行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代化的机械传动 设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就 有了应用。然而，自 20 世纪 60 年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较 深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 2 页 共 20 页 方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近 20 多年来，尤其是 我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多 工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术， 经过我国机械科技人员不断积 极的吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了 迅速的发展1- 8。 12 3K 型行星齿轮传动型行星齿轮传动 在图 4 所示的 3K 型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮 a、b 和 e， 故其传动类型代号为 3K10。在 3K 型行星传动中，由于其转臂 H 不承受外力矩 的作用， 所以， 它不是基本构件， 而只是用于支承行星轮心轴所必需的结构元件， 因而，该转臂 H 又可称为行星轮支架（简称为行星架） 。 (a) 3K()型 (b) 3K()型 (c) 3K()型 图 1-1.3K 型行星齿轮传动 （1）3K（）型 具有双齿圈行星轮的 3K 型行星齿轮传动，如图 1-1(a) 所示。它的结构特点是：内齿轮 b 固定，而旋转的中心轮 a 和 e 分别与行星轮 c 和 d 相啮合，故可用传动代号 3K（）表示。在各种机械传动中，它已获得了 较广泛的应用。 （2）3K（）型 具有单齿圈行星轮 c 的 3K 型行星齿轮传动，如图 1(b) 所示。该 3K 型行星传动的结构特点是：三个中心轮 a、b 和 e 同时与单齿圈行星 轮 c 相啮合； 即内齿轮 b 固定， 两个旋转的中心轮 a 和 e 同时与行星轮 c 相啮合， 故可用传动代号 3K（）表示。一项较新型的行星齿轮传动，目前该项传动新 技术在我国的齿轮传动中已获得了日益广泛的应用。 （3）3K（）型 具有双齿圈行星轮的 3K 型行星齿轮传动，如图 1(c)所 示。它的结构特点是：内齿轮 c 固定，两个旋转的中心轮 a 和 b 与同一个行星轮 c 相啮合，而另一个行星轮 d 与固定内齿轮 e 相啮合；故可用传动代号 3K（） 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 3 页 共 20 页 表示。在实际运用中，一般很少采用 3K（）型行星齿轮传动10。 现在我们来看看 3K（）型行星齿轮传动的独特的优点：转臂 H 不承受外 载荷，故其转臂 H 不是基本构件，因而又称该转臂 H 为行星架。用单个行星轮 g 代替了 3K（）型行星传动中的双联行星轮 g- f；因而使其结构简化了，制造安 装容易。其传动比范围大，通常为 i=40300。因此，人们称 3K（）型行星齿 轮传动是一种结构紧凑和减速比大的奇异型的行星齿轮传动9- 12（如图 1-2） 。 图 1-2.3K（）型行星齿轮传动 2 行星齿轮传动的设计计算行星齿轮传动的设计计算 21 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 根据毕业设计任务书设计要求，为了装配方便，结构更加紧凑，选用具有单 齿圈行星轮的 3K（）型行星齿轮传动，传动简图如图 1- 1（b） 。 22 配齿计算配齿计算 据 3K（）型行星传动的传动比 ip值和按其配齿计算公式可求得内齿轮 b、 c 和行星轮 e 的齿数 zb、zc和 ze。现考虑到该行星齿轮传动的外廊尺寸较小，故 选择中心轮 a 的齿数15za=和行星轮数目3np=。 为了使内齿轮 b 与 e 的齿数尽 可能小，即应取3nzz pbe =。再将 za、np和 ip值代入公式，则得内齿轮 b 的 齿数 zb为 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 4 页 共 20 页 30 )315() 133(3154)315( 2 1 )n(z-) 1(4)n(z 2 1 z 2 pa 2 pab = += += ppa inz 式（2-1） 由此可得内齿轮 e 的齿数 ze为 33330nzz pbe =+=+= 式（2-2） 因181533zz ae =为偶数，按公式可求得行星轮 c 的齿数 zc为 81)1533( 2 1 1)( 2 1 zc= ae zz 式（2-3） 验算其实际的传动比 b ae i 为 33) 2933 33 )( 15 30 1 ()(1 (= += += be e a bb ae zz z z z i 式（2-4） 其传动比误差i为 0 33 3333 = = = p b aep i ii i 式（2-5） 故满足传动比误差的要求，即得该行星齿轮传动实际的传动比为33= b ae i。最后 确定该行星传动各轮的齿数为8z33z30z15 ceb =和、 a z。 23 初步计算齿轮的主要参数初步计算齿轮的主要参数 齿轮材料和热处理的选择：中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬 火，齿面硬度 5862HRC，查图可取 2 Hlim N/mm1400=和 2 Flim N/mm340= 16， 中心轮 a 和行星轮 c 的加工精度 6 级；内齿轮 b 和 c 均采用 42CrMo，调质硬度 217259HB，查图可取 2 Hlim N/mm780=和 2 Flim N/mm260= 16，内齿轮 b 和 e 的加工精度 7 级。 按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数 m 为 3 Flim 2 1d Fa1FPFA1 m z YKKKT Km = 式 （2-6） 现已知 2 Flim1 N/mm34015z=，。 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 5 页 共 20 页 小齿轮名义转矩 mN329 . 0 14503 15 . 0 9549 nn P 9549T 1p 1 1 = = 式（2-7） 取算式系数12.1 Km=；查表取使用系数1.5 KA=；取综合系数1.8KF= ；取接触 强 度 计 算 的 行 星 轮 间 载 荷 分 布 不 均 匀 系 数1.2KHp=， 由 公 式 可 得 +=+=1) 1K(5 . 11K HpFp 3 . 1) 12 . 1 (5 . 1=；由图查得齿形系数67 . 2 Y 1Fa =；由表 查得齿宽系数6 . 0 d = 16；则得齿轮模数 m 为 )(49 . 0 340156 . 0 67 . 2 3 . 18 . 15 . 1329 . 0 1 . 12m 3 2 mm= = 式 （2-8） 取齿轮模数 m =0.6mm。 24 啮合参数计算啮合参数计算 在三个啮合齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 中，其标准中心距 a 为 )(5 . 7)833(6 . 0 2 1 )( 2 1 )(6 . 6)830(6 . 0 2 1 )( 2 1 )(9 . 6)815(6 . 0 2 1 )( 2 1 mmzzma mmzzma mmzzma ceec cbbc caac = = =+=+= 式 （2-9） 由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，且有 bcacec aaa。因此， 该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。 为了使该行星传动既能满足给定的 传动比33= p i的要求， 又能满足啮合传动的同心条件， 即应使各齿轮副的啮合中 心距 a相等，则必须对该 3K()型行星齿轮传动进行角度变位。 根据各标准中心距之间的关系 bcacec aaa，现选取其啮合中心距 mm2 . 7aa ec =作为各齿轮副的公用中心距值。 已知22zz23zz cbca =+，和25zz ce =，mm5 . 7 amm6 . 0m=，及压 力角= 20，按公式计算 3K()型行星齿轮传动角度变位的啮合参数。对各齿 轮副的啮合参数计算结果见表 2- 1。 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 6 页 共 20 页 表 2- 1. 3K()型行星传动啮合参数计算 项目 计算公式 a-c 齿轮副 b-c 齿轮副 e-c 齿轮副 中 心 距 变 动系数y m aa y = 1= a y 5 . 1= b y 0= c y 啮合角 )cos a a arccos( = = 2 . 30 ac =22.34 bc =20 ec 变 位 系 数 和 )( tan2 z invinv= 2589 . 1 ac = 0537 . 2 bc = )( 0 21 ec = = 齿 顶 高 动 系数y y-y = 2589 . 0 ya= 5537 . 0 yb= 0y = e 重合度 = )tan(tanz ) tan(tan 2 1 22 11 a a z 7855 . 0 = a 7638 . 0 = a 0733 . 1 = a 确定各齿轮的变位系数 x。 (1)a-c 齿轮副 在 a-c 齿轮副中，由于中心轮 a 的齿数17z15 z mina = 式 （2-11） 查公式可得行星轮 c 的变位系数 c 为 3973 . 0 8616 . 0 2589 . 1 = aacc 式 （2-12） (2)b-c齿轮副 在b-c齿轮副中，178 min =，34225 min = += += yhmdd hmdd aa aa eda=47676 . 6 1 00155. 6= 07676.19 2 = a d 本科毕业设计说明书（论文）本科毕业设计说明书（论文） 第 9 页 共 20 页 直 径 da 合 ) )( 2 . 15 ,( )(22 )(2 )(2 2 2 21 12 222 111 z hm e mCadd hmdd ehmdd a fa aa aa = += = += 插齿 10039. 0=e da=47676 . 6 1 00155. 6= 07676.19 2 = a d 齿 根 圆 直 径 df 外 啮 合 )(2 )(2 222 111 += += Chmdd Chmdd af af 77676 . 3 53392 . 8 2 1 = = f f d d 内 啮 合 )(2 )(2 0 02 111 插齿 af af dad Chmdd += += 079.21 77676 . 3 2 1 = = f f d d 685.21 77676 . 3 2 1 = = f f d d 式中 a h -齿顶高系数，取1= a h； C -顶隙系数，取25 . 0 = C。 e-齿顶间隙，可按下式计算： 2 2 2) ( 2 . 15 z hm e a = 关于用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径 a d 的计算。 已知模数mm.60m =，插齿刀齿数25 0 =z，齿顶圆系数25 . 1 0 = a h，变位系 数0 0 =。试求被插齿内齿轮的齿根圆直径 2f d。 齿根圆直径 2f d按下式计算，即 0202 2add af += 式中 0a d插齿刀的齿顶圆直径； 02 a 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 )( 5 . 16)025. 1 (6 . 02256 . 0)(2 0000 mmhmmzd aa =+=+= 式 （2-13） 现对内齿轮齿轮副 b-c 和 e-c 分别计算如下。 (1) b-c 内齿轮齿轮副(451 . 2 2 =,30= b z)。 inv zz inv b + = 0 02 02 20tan)(2 37174 . 0 20 2530 20tan)0451 . 2 (2 =+ =inv 式（2-14） 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 10 页 共 20 页 查表可知= 52 02 16。 3158 . 1 ) 1 52cos 20cos ( 2 2530 ) 1 cos cos ( 2 02 0 02 = = = zz y b 式（2-15） 加工中心距 02 a为 )(28948 . 2 )3158 . 1 2 2530 (6 . 0) 2 ( 02 0 02 mmy zz ma b =+ =+ = 式（2-16） 按公式计算内齿轮 b 齿根圆直径为 )(079.2128948 . 2 2 5 . 162 0202 mmadd af =+=+= 式（2-17） (2) e-c 内啮合齿轮副(3973 . 0 2 =,33= c z)。 仿上， inv zz inv+ = 02 02 02 tan)(2 0511 . 0 20 2533 20tan)03973 . 0 (2 =+ =inv 式（2-18） 查表得3329 02 = 16。 3208 . 0 ) 1 3329cos 20cos ( 2 2533 ) 1 cos cos ( 2 02 0 02 = = = zz y e 式（2-19） )(59248 . 2 )3208 . 0 2 2533 (6 . 0) 2 ( 02 0 02 mmy zz ma b =+ =+ = 式（2-20） 则得内齿轮 e 的齿根圆直径为 )(685.2159248 . 2 2 5 . 162 0202 mmadd af =+=+= 式 （2-21） 26 装配条件的验算装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。 (1)邻接条件 按公式 p acac n ad sin2 = + + = + + = x be b ae p i 式（2-29） 可见，该行星齿轮传动的传动效率满足任务书要求。 28 齿轮强度验算齿轮强度验算 由于 3K()型行星齿轮传动具有短期问断的工作特点，且具有结构紧凑、 外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强 度条件公式 P FF 进行校核计算 首先按公式 P FFFVAF KKKKK Fo = 式（2-30） 计算齿轮的齿根应力，齿根应力的基本值 Fo 可按公式 YYYY bm F SaFa t = Fo 式（2-31） 计算，许用齿根应力 Fp 可按公式 XRrelTrelT F NTSTF F YYY S YY P min lim = 式（2-32） 计算。 现将该 3K()行星传动按照三个齿轮副 a-c、b-c 和 e-c 分别验算如下。 (1)a-c 齿轮副 名义切向力 Ft。 中心轮 a 的切向力 tcat FF =可按公式 )( 2000 NT dn F a ap ca = 式（2-33） 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 13 页 共 20 页 计算；已知m0.987N Ta=，3 np=和mmda391 . 9 =。则得 N)( 1 .70 391 . 9 3 987 . 0 20002000 = = ap a t dn T F 式（2-34） 有关系数 a. 使用系数 A K 。 使用系数 A K 按轻微冲击查表得35 . 1 KA= 16。 b. 动载荷系数 V K 。 19100 )( xaax nnd v = 式（2-35） 其中 )/(33.483 21 1450 1 sm p n n a x = + = + = 式 （2-36） 所以 )/(475 . 0 19100 )33.4831450(391 . 9 smv x = = 式（2-37） 已知中心轮a和行星轮c的精度为6级， 即精度系数6=C； 再按公式计算动载 荷系数 V K ，即 B x vA A + = 200 KV 式（2-38） 式中 25 . 0 )56(25 . 0 )5(25 . 0 667 . 0 667 . 0 =CB 式（2-39） 92)25 . 0 1 (5650)1 (5650=+=+=BA 式（2-40） 则得 06 . 1 320092 92 K 25 . 0 V = + = 式（2-41） c. 齿轮载荷分布系数 F K。 Fb ) 1(1KF+= 式（2-42） 42 . 0 9 5 . 75 . 05 . 0 = = a d d a 式（2-43） 由3 . 1= d 代入式（2-43），则得 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 14 页 共 20 页 3 . 11) 13 . 1 (1=+= F K 式（2-44） d. 齿间载荷分配系数 F K。查表得 1 . 1= F K 16 e. 行星轮间载荷分配系数 FP K。 ) 1(5 . 11+= HPFP KK 式（2-45） 已取2 . 1= HP K,则得 3 . 1) 12 . 1 (5 . 11=+= FP K 式（2-46） f. 行星轮间载荷分配系数 Fa Y。 查表得 58 . 2 1 = Fa Y 33 . 2 2 = Fa Y 16 g. 应力修正系数 Sa Y 。 查表得 63 . 1 1 = Sa Y 73 . 1 2 = Sa Y 16 h. 重合度系数 t Y 。 1875 . 1 8 . 0 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25 . 0 =+=+= ac t Y 式（2-47） i. 螺旋角系数 Y 。 查图得1= Y 16 因行星轮c不仅与中心轮a啮合，且同时与内齿轮b和e相啮合，故取齿宽 mmb6= 计算齿根弯曲应力 F 。 FPFFVAtSaFa t F KKKKKYYYY bm F 1111 = 式（2-48） 2 /43.2873 . 11 . 13 . 106 . 1 5 . 111875 . 1 63 . 1 58 . 2 6 . 06 1 . 70 mmN= = FPFFVAtSaFa t F KKKKKYYYY bm F 2222 = 式（2-49） 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 15 页 共 20 页 2 / 5 . 2753 . 11 . 13 . 106. 15 . 111875 . 1 73 . 1 33 . 2 6 . 06 1 . 70 mmN= = 取弯曲应力 2 /300mmN F =。 计算许用齿根应力： XRrelTBrelTNTST F F F YYYYY S P min lim = 式（2-50） 已知齿根弯曲疲劳极限 2 Flim N/mm340=。 查表得最小安全系数6 . 1 min = F S 16。 式中各系数 T YS、 NT Y、 BrelT Y、 RrelT Y和 X Y 取值如下。 应力系数 T YS，按所给定的 Flim 区域图取 Flim 时，取2 S = T Y 16。 寿命系数： 02 . 0 6 ) 103 ( L NT N Y = 式（2-51） 式中应力循环次数 L N 按下面公式计算，且可按每年工作300天，每天工作 16h，即 5 1074 . 1 3)33.4831450(60)(60=tnnnN pxaL 式 （2-52） 则得 06 . 1 ) 1074 . 1 103 ( 02 . 0 5 6 = = NT Y 式（2-53） 齿根圆角敏感系数： 1= BrelT Y 相对齿根表面状况系数： 1 . 0 ) 1(529 . 0 674 . 1 += ZRrelT RY 式（2-54） 取齿根表面微观不平度mRZ 5 . 12=，代入上式得： 98 . 0 ) 1 5 . 12(529 . 0 674 . 1 1 . 0 =+= RrelT Y 式（2-55） 尺寸系数 04 . 1 101 . 0 05 . 1 01 . 0 05 . 1 = nX mY 式（2-56） 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 16 页 共 20 页 可得许用齿根应力为： )/(15.45904 . 1 98 . 0 106 . 1 2 6 . 1 340 2 mmN P F = 式（2-57） 因齿根应力)/300( 2 mmN F =小于许用齿根应力)/(15.459 2 mmN P F =， 即 P FF ,故b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 (3) e-c齿轮副 仿上，e-c齿轮副只需要校核内齿轮e的齿根弯曲强度，即 仍按公式计算 2F 和 Fp 。仿上，与内齿轮b不同的系数为02 . 1 = P F K和03 . 1 = t Y。 代入上式，则得 FPFFVAtSaFa t F KKKKKYYYY bm F 222 = 式（2-59） 2 /84.25602 . 1 1 . 126 . 1 11 . 1 5 . 1103 . 1 65 . 2 053 . 2 6 . 06 1 . 70 mmN= = 因 )/ 5 . 275( 2 1 mmN F = 取 )/280( 2 mmN F = 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 17 页 共 20 页 XRrelTrelT F NTSTF F YYY S YY P min lim = 式（2-60） )/(30501 . 1 98 . 0 03 . 1 92 . 0 2 6 . 1 260 2 mmN= 可见， FFp ，故e-c齿轮副满足弯曲强度条件。 3 结构设计结构设计 根据 3K()型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况， 对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮(太阳轮)a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以，轮 a 应该采用齿轮轴的结构型式；即将中心轮 a 与输入轴连成一 个整体。且按该行星传动的输入功率 P 和转速 n 初步估算输入轴的直径 dA，同 时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之， 在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。 内齿轮 b 采用了十字滑块联轴器的均载机构进行浮动； 即采用齿轮固定环将 内齿轮 b 与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。内齿轮 e 采用了将其与输 出轴连成一体的结构，且采用平面辐板与其轮毂相联接。 行星轮 c 采用带有内孔的结构，它的齿宽 b 应当加大；以便保证该行星轮 c 与中心轮 a 的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮 b 和 c 相啮台。在每个行星轮 的内孔中，可安装两个滚动轴承来支承着。而行星轮轴在安装到转臂 H 的侧板 上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。 由于该 3K 型行星传动的转臂 H 不承受外力矩， 也不是行星传动的输人或输 出构件；而且还具有3 np=个行星轮。因此，其转臂 H 采用了双侧板整体式的结 构型式。该转臂 H 可以采用两个向心球轴承支承在中心轮 a 的轴上。 转臂 H 上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏 a f 可按公式 )( 1000 83 mm a fa 式（3-1） 计算。现已知啮合中心距mm5 . 7a=，则得 )(01566 . 0 1000 5 . 78 1000 8 33 mm a fa= 式 （3-2） 本科毕业设计说明书 （论文）本科毕业设计说明书 （论文） 第 18 页 共 20 页 取m 7 . 15fa= 各行星轮轴