3K(Ⅱ)型行星齿轮传动设计【含CAD图纸、说明书】
毕业设计(论文)任务书系:机械工程系专 业:机械工程及自动化学 生 姓 名:学 号:设计(论文)题目:3K行星齿轮传动设计起 迄 日 期:设计(论文)地点:指 导 教 师:专业负责人:发任务书日期: 2010 年2 月 23日任务书填写要求1毕业设计(论文)任务书由指导教师根据各课题的具体情况填写,经学生所在专业的负责人审查、系领导签字后生效。此任务书应在毕业设计(论文)开始前一周内填好并发给学生;2任务书内容必须用黑墨水笔工整书写或按教务处统一设计的电子文档标准格式(可从教务处网页上下载)打印,不得随便涂改或潦草书写,禁止打印在其它纸上后剪贴;3任务书内填写的内容,必须和学生毕业设计(论文)完成的情况相一致,若有变更,应当经过所在专业及系主管领导审批后方可重新填写;4任务书内有关“系”、“专业”等名称的填写,应写中文全称,不能写数字代码。学生的“学号”要写全号;5任务书内“主要参考文献”的填写,应按照国标GB 77142005文后参考文献著录规则的要求书写,不能有随意性;6有关年月日等日期的填写,应当按照国标GB/T 74082005数据元和交换格式、信息交换、日期和时间表示法规定的要求,一律用阿拉伯数字书写。如“2008年3月15日”或“2008-03-15”。毕 业 设 计(论 文)任 务 书1本毕业设计(论文)课题应达到的目的:1 熟悉机械传动系统的一般要求及设计准则2 熟悉传动机构的结构原理及总体设计思想3 熟练掌握机械传动系统的设计计算及参数选择4 掌握工程设计环节,完成总装配图及主要零部件图样设计2本毕业设计(论文)课题任务的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等):1 设计指标:传动比:i2535功率:0.15kw输入转速:1450r/min效率:782 工作要求:了解国内外传动机构的发展现状,并进行创新性设计。毕 业 设 计(论 文)任 务 书3对本毕业设计(论文)课题成果的要求包括毕业设计论文、图表、实物样品等: 1完成总装配图设计2完成主要零件图3毕业论文说明书一份4主要参考文献:1 王华坤,范元勋. 机械设计基础(下)M. 北京:兵器工业出版社,2001.2 杨黎明. 机械设计M. 北京:兵器工业出版社,1998.3 饶振纲. 行星传动机械设计M. 北京:化学工业出版社,2003.4 孔恒,陈作模. 机械原理M. 北京:高等教育出版社,2001.5 徐灏. 机械设计手册(第3版)M. 北京:机械工业出版社,1991.6 卜炎. 机械传动装置设计手册(上、下)M. 北京:机械工业出版社,1999.7 唐嘉平. AutoCAD2006实用教程(第2版)M. 北京:清华大学出版社,2006.8 姚家娣,李明,黄兴元. 机械设计指导M. 北京:化学工业出版社,2003.9 饶振纲. 微型行星齿轮传动的设计研究J. 传动设计,2003,17(2):18-24.10 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用D. 无锡职业技术学院学报,2005.11 关岳编译. 微型机器超小型行星减速器Z. 世界发明,1993.12 饶振纲. 行星传动机构设计(第2版)M. 北京:国防工业出版社,1994.13 徐锡林微机械及其研究J中国机械工程,1993,(2):10-12.14 李占权, 李百宁, 战晓红. 行星齿轮减速器的设计J. 煤矿机械,2000,(11):12-13.15 饶振纲. 微型行星减速器的研究J. 机械制造与自动化, 1999,(2):10-15.毕 业 设 计(论 文)任 务 书5本毕业设计(论文)课题工作进度计划:起 迄 日 期工 作 内 容2010年1月20日3月19日3月20日4月30日5月1日5月15日5月16日5月20日5月21日5月25日6月1日6月5日查阅资料,完成外文翻译和开题报告基本总体方案设计、设计计算及论文分析完成总装配图、零件图设计完成论文初稿完成设计说明书的编写,并提出申请优秀论文优秀论文答辩论文答辩所在专业审查意见:负责人: 年 月 日系意见:系领导: 年 月 日 毕业设计(论文)前期工作材料学生姓名:学 号:系:机械工程系专 业:机械工程及自动化设计(论文)题目:3K行星齿轮传动设计指导教师:讲师 (姓 名) (专业技术职务)材 料 目 录序号名 称数量备 注1毕业设计(论文)选题、审题表12毕业设计(论文)任务书13毕业设计(论文)开题报告含文献综述14毕业设计(论文)外文资料翻译含原文15毕业设计(论文)中期检查表12010 年 3 月注:毕业设计(论文)中期检查工作结束后,请将该封面与目录中各材料合订成册,并统一存放在学生“毕业设计(论文)资料袋”中(打印件一律用A4纸型)。 毕业设计(论文)外文资料翻译系: 机械工程系 专 业: 机械工程及自动化 姓 名: 学 号: (用外文写)外文出处: Department of Machine Design Royal Institute of Technology, KTH S-100 44 STOCKHOLM 附 件: 1.外文资料翻译译文;2.外文原文。 指导教师评语: 签名: 年 月 日附件1:外文资料翻译译文基于直齿轮和行星齿轮尺寸与传动比间的关系 本文推导出了一个关于驱动给定载荷所必需的最小齿轮尺寸的公式。这个公式以直齿轮尺寸的瑞典标准:SS1863和SS1871为基础,提出了直齿轮副和三轮行星齿轮之间的最小尺寸公式。此外,也得到了齿轮重量和惯性与齿轮传动比、负载扭矩和齿轮形状之间的函数表达式。已知扭矩和材料,可以重新获得所需的齿轮尺寸、重量和与齿轮传动比有关的惯性。这不仅对齿轮优化是非常有用的,而且对完整的驱动系统优化也同样有用,其中齿轮大小,惯性和重量可能会影响驱动器系统其他部分的要求。结果表明,赫兹侧向压力在大多数情况下限制了齿轮的大小。齿根弯曲应力仅适用于硬齿面。此外,与同样小齿轮和同样构造的齿轮相比,行星齿轮所必需的尺寸,重量和惯性相对更小。这两种结果都符合国家标准,行星齿轮较紧凑,具有较低的惯性。关键字直齿轮,行星齿轮,减速机,伺服驱动器,优化1. 背景介绍这项工作在一开始是一项关于机电一体化系统的设计和优化方法的研究项目。该研究项目的目标是为了获得机电驱动模块的方法,关于重量,尺寸或效率(鲁斯 2004年)。为了达到这一目标,必须有模型把齿轮的尺寸和重量与传动比和负载相关联(扭矩和作为时间函数的传出轴角)。在机电一体化系统中负载通常是动态的,因此,惯性在机电一体化模块的优化中起着核心作用。在机电一体化应用最常用的齿轮类型是直齿轮和斜齿轮,行星齿轮和谐波驱动器。图1.在机电伺服驱动器里电动机和减速机 本文提出的工作针对在两种不同构造下的直齿轮,单直齿轮和三轮行星齿轮。这儿得到的所有表达式都以两种齿轮尺寸的瑞典标准文件:SS1863和SS1871为基础。分析的目的是为了表示出作为传动比功能和输出扭矩的齿轮大小。从这个尺寸上看,将有可能得出齿轮的质量和惯性。也可以得出螺旋齿轮的这些数据,尽管可能有必要进一步引进一些简单的方法。本文的重点是齿轮尺寸和性质,这些可直接从齿轮大小和形状,惯性和重量中得到。齿轮的其它性质,是重要的机电一体化应用(范斯坦1997年)l 配置(内联或直角)l 精度和反弹l 输出速度l 效率l 环保能力(密封,噪音,振动)l 成本本文中得出的表达式的参数数量是很大的。已知参数取决于设计情况:在一些情况下负载已知和齿轮的尺寸几乎可以不考虑,而另一些情况尺寸已知,允许的输出扭矩应该取最大值等。本文中,所有的例子和方程都是假设它的负载是已知的,尺寸,重量和齿轮的惯性能够得到。此外,还假设齿轮材料以及压力角也都是已知的。2. 等效负载在机电一体化应用程序中负载通常是惯性和摩擦相结合的。负载转矩通常是非常动态的,也就是说,它随着时间的变化而变化。因此,需要使用等效连续负载转矩。在电动机大小计算方法上,负载周期均方值常用于计算等效连续电机负载。这是可能的,因为热量能限制连续扭矩;电机绕组产生的热量由电机电流有效值提供。由于电流跟电动机转矩成正比,扭矩均方根可用于电机计算尺寸。图2.“惯性”负载周期有效值齿轮设计传统上侧重于齿轮强度。齿轮负载是循环的,因此,齿轮故障是最常见的机械疲劳的结果。在齿轮设计上,表面疲劳和齿根弯曲疲劳是两个典型的限制因素。 当齿轮啮合时齿轮循环荷载的结合和随时间的变化的外加负载比在电机时更加难以表达出等效负载。用来计算齿轮尺寸的扭矩准则中使用的指数不是2作为规范的有效值,而是从3到50之间(安东尼2003年)。等效负载表示式依据所谓的线性累积损伤规则(帕尔姆格规则)。假定一个机械产品全寿命可以通过加入由每个应力循环的生命消耗的比例估计得到。应力循环的每一个齿轮传动齿数在一生中是巨大的。安东尼(2003)用三轮行星齿轮印证了这个假设,一个太阳齿轮齿将8小时暴露在2000转的近300万负载循环中。图3.不同的钢曲线使用等效载荷计算的指数取决于材料的类型,热处理和加载类型(安东尼2003年)。不过,显而易见的是,帕尔姆格规则不能用于无限寿命设计(“大于106负载周期),尤其是不能运用在齿轮受到最大负荷106倍以上的情况下。事实上,只能运用在负载周期总数低于2106的地方,一个比允许的极限载荷持久力更高的负载(安东尼2003年)。这意味着对于无限寿命尺寸计算,应该计算在负载周期最大扭矩处的尺寸。当然也有例外情况,例如负载周期在最大负载的地方时发生齿轮停滞不前。因此,对于无限寿命设计,等效连续扭矩Tcal可以得出: (1)这是本文所采取的做法,假设齿轮受到最大负载106倍以上,并且峰值扭矩用来标注。然而这个研究领域是非常复杂的,在本报告中没有做进一步的调查。通过这种方法,至少方程(1)不是用的很低的等效扭矩。考虑轴承时,计算过程就变的更加复杂。对于轴承,负载平均立方根通常用来作为等效连续负载(图3)。然而,只处理了齿轮实际尺寸而没对轴承进行处理。但是,应该指出,轴承可能限制最大齿轮载荷。3. 直齿轮分析本文所做的分析主要是根据瑞典标准:SS1871和齿轮几何标准SS1863两份文件提出的公式来做的。图4展现了一个直齿轮,为了简化分析,使用没有增修改过的直齿轮。图4.直齿轮3.1直齿轮的几何、质量和惯性3.1.1几何关系 为了简化其它分析,这是是非常有用的派生一些简单的几何关系齿轮比u是定义为: (2)齿轮的中心距a由下式给出: (3)结合方程(2)及(3): (4)最后,结合方程(3)及(4)得到了r1和r2的表达式: (5) (6)3.1.2 齿轮副质量齿轮在这儿做成一个圆柱体,近视的接近准确值。因此齿轮质量M可以给出: (7)其中b是面宽度,r是参考半径和是轮子的质量密度。一对齿轮副总质量可以表示为:最后,结合公式(2),(5)及(8)得到以下齿轮副质量表达式: 3.1.3惯性旋转圆桶的惯性J以下给出:因此反映在齿轮副小齿轮轴(轴1)上的惯性由此给出:图5.齿轮啮合如果加上方程(5)及(6)得出下面齿轮副惯性的表达式:3.2 必要齿轮尺寸据SS1871,必要齿轮尺寸取决于齿侧赫兹压力和齿根压力。摩擦损失忽略不计,见图5,在齿轮齿上给出:3.2.1 齿侧的赫兹压力在齿侧的赫兹压力由下式给出(SS1871):对于无增修改齿轮,形成因素ZH由以下给出的:如下所示,对于直齿轮,切向压力角at和an法向压力角是同样标准的。因此,从现在起压力角仅用表示:由于螺旋角在斜圆柱()上为零,在基圆柱上也为零(b)得出了ZH的表达式:材料因数ZM是由(SS1857)给出: E是各自齿轮弹性模量和v是瓦松数。对于直齿轮的重合度Z是根据SS1871给出:其中是重合度。对外部直齿轮副是根据SS1863给出的:对于无增修改过的齿轮,aw是齿轮中心距,得到Pb:其中m是模数,其定义为:对外部直齿轮,齿顶圆直径da和基圆直径db可由(SS1863)给出:从方程(5)及(6)齿轮直径可以得出如下的表达式:通过结合方程(24)和(25),并插入式(21),得到重合度的表达式:插入式(13)和式(25)到式(14)得到:方程能重新写为:其中ZH,ZM,Z是由方程(18),(19)和(20)给出。KH和KH是分别描述每个齿轮与负荷分配负载的分工的因素。一般KH可以设置为1。KH较为复杂,因为它只能在理论上为1(齿轮理想状态下)。为了简单点,在这里,它被设置为1.3,但如果要求更精确的数据,应该通过SS1871查询更多的信息和有关如何选择此常量的规定。方程(27)给出了已知Hmax,E1,E2,v1,v2,传动比u,齿数z1,压力角和计算扭矩Tcal的齿轮副最小尺寸(相对于赫兹压力)。3.2.2齿根弯曲应力弯曲应力F可根据SS1871计算如下:窗体系数YF的计算方式有点复杂,因此YF可近视为:因为减少了z ,对小齿轮来说,YF总是较大的直齿轮的螺旋角系数Y是1。 Y是重合度系数,根据SS1871计算如下:之前根据方程(26)计算重合度。通过结合方程(13),(23)和(28),得到以下:上述表达式可改写为如下:其中YF,Y是由方程(29)和(30)得到。KF和KF是分别描述每个齿轮与负荷分配负载的分工的因素。在没有其他数据可用时,KF可以设置为1,KF和KF为相同的值(SS1871)。方程(32)对于弯曲强度可用于计算齿轮副的最小尺寸。 毕业设计说明书(论文)作 者:学 号:系:机械工程系专 业:机械工程及自动化题 目:3K行星齿轮传动设计讲师 指导者: (姓 名) (专业技术职务)评阅者: (姓 名) (专业技术职务) 年 月毕业设计说明书(论文)中文摘要 本课题主要是为了加强自身了解国内外传动机构的发展现状,根据自己所学的知识,按照要求设计一个行星齿轮传动机构。本文较详细地讨论了行星齿轮传动的发展概况,其结构组成和设计计算,强度的校核,结构设计等,分析了传动条件,导出了传动比、邻接条件、同心条件、安装条件的计算公式,探讨了变位法改善啮合性能和修复啮合齿轮副。本文采用了3K()型行星齿轮进行设计。它是一项较新型行星齿轮传动,目前该项传动新技术我国齿轮传动中已获了日益广泛应用。关键词 行星齿轮 变位 传动机构毕业设计说明书(论文)外文摘要Title The design of the planetary gear transmission AbstractThis issue is mainly to strengthen our understanding of the development of domestic and international architacture and to design a planetary gear according to our learned knowledge. This article discusses the development of planetary gear in detail,and its structure composition and design calculations,strength checking,architectural design,analyses the driving conditions,deduces the formula of the gear ratio,adjacency condition, concentric conditions and installation conditions ,and explores the deflection method to improve performance and fix meshing gears. In this paper, I select the 3K ()-type planetary gear to design. It is a relatively new type of planetary gear transmission, the current of the drive gear in our new technology has been increasingly widely used.Keywords planetary gear deflection architacture 毕业设计(论文)开题报告学 生 姓 名:学 号:专 业:机械工程及自动化设计(论文)题目:3K行星齿轮传动设计指 导 教 师: 年 3 月 19 日开题报告填写要求1开题报告(含“文献综述”)作为毕业设计(论文)答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一。此报告应在指导教师指导下,由学生在毕业设计(论文)工作前期内完成,经指导教师签署意见及所在专业审查后生效;2开题报告内容必须用黑墨水笔工整书写或按教务处统一设计的电子文档标准格式(可从教务处网页上下载)打印,禁止打印在其它纸上后剪贴,完成后应及时交给指导教师签署意见;3“文献综述”应按论文的格式成文,并直接书写(或打印)在本开题报告第一栏目内,学生写文献综述的参考文献应不少于15篇(不包括辞典、手册);4有关年月日等日期的填写,应当按照国标GB/T 74082005数据元和交换格式、信息交换、日期和时间表示法规定的要求,一律用阿拉伯数字书写。如“2007年3月15日”或“2007-03-15”。 毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告1结合毕业设计(论文)课题情况,根据所查阅的文献资料,每人撰写2000字左右的文献综述:文 献 综 述一、 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。二、 行星齿轮减速器类型在较常见的行星齿轮传动中,一般有2K-H、K-H-V型和3K型三种基本的传动类型。原则上,它们都可以用来做成行星齿轮减速器。但是,由于选取不同的传动类型而制作出来的行星齿轮减速器,其传动性能和功用就不会完全一样9。下面就来简单介绍一下这几种类型。1. 2K-H型行星齿轮传动如果行星齿轮传动的基本构件包括有两个中心轮K和转臂H的话,则该行星齿轮传动的类型代号为2K-H10,图l和图2所示为较常见的2K-H型的传动简图。当转臂H固定时,若该行星齿轮传动中的中心轮a与内齿轮b的转向相反,即其转臂H固定时的传动比iH0,则称其为2K-H型的正号机构(见图2)。 图1.2K-H型的负号机构 图2.2K-H型的正号机构2. K-H-V型行星齿轮传动如果把2K-H型传动中的齿轮a去掉,而且将行星轮c的直径增大,并使内齿轮b与行星轮c的齿数差变得很少10;然后将从动轮c的运动通过机构W传到输出轴V,则可构成一个由转臂H上动和行星轮c从动的少齿差行星齿轮传动(见图3)。在少齿差行星齿轮传动中,其基本构件是一个中心轮b(代号K)、转臂H和输出轴V,故其类型代号为K-H-V。由于行星轮c的轴线与输出轴V存在一个偏心距离,因此需要设置一个将行星轮c的回转运动传递到输出轴V的、传动比等于1的输出机构(即W机构)。由于该行星传动的啮台齿轮副仅有一个c-b传动形式,故它不必再用其他的传动代号。渐开线少齿差行星齿轮传动和常见的摆线针轮行星传动大都属于K-H-V型行星传动。图3.K-H-V型传动3. 3K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3K。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4.3K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4(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4(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4(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()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5)图5.3K()型行星齿轮传动三、 发展动向1. 行星齿轮需要微型化随着工业生产的发展,机器人已获得了日益广泛的使用。然而,对于机器人的结构而言,手臂越长则其惯性负荷就越大。若使用结构紧凑的微型行星齿轮减速器后,可以减轻其惯性负荷,即可选用与微型行星齿轮减速器相匹配的微电动机便可以高效率地驱动其手臂。因此,可以看作为转矩放大器的行星齿轮减速器,既可以弥补电动机功率的不足,同时又可以减速手臂的惯性负荷。可见,使用结构紧凑和具有较大传动比的行星齿轮减速器,将会为今后研制和生产性能优良的机器人做出重大的贡献。当然,行星齿轮减速器的这个功用不仅限于机器人,对于需要使用结构紧凑和较大传动比的大多数的伺服机构来说,微型行星齿轮减速器也同样地起到了上述的作用9。因而,现今最迫切的问题是:如何使行星齿轮传动微型化。我国目前对微型行星齿轮减速器的研制和生产尚属空白,确实是一个需要掌握的新技术领域。近年来,随着微细加工技术的出现和发展,而产生了微型齿轮;目前已加工制造了其齿顶圆直径dalmm的微型齿轮9-10。2. 实现机电一体化在微型机器中,不仅需要可传递动力的微型传动装置微型行星齿轮减速器,而且还需要能自带动力驱动装置的微型行星齿轮减速器。换言之,微型机器更需要由微电动机与微型行星齿轮减速器组合成紧凑的齿轮传动装置,使它具备驱动和减速传动两种功能。因此对于具备上述功能的机电一体化的齿轮传动装置,其特征是:这种微型行星减速器的输入轴与输出轴具有同轴性,而电动机轴应与其负荷紧凑地连接在一起。在结构上可以将电动机的轴与行星齿轮减速器的输入相连接,即电动机的轴与太阳轮a的齿轮轴位于同一个主轴线上,且相互连接起来。而行星齿轮减速器的输出轴(与内齿轮e连接为一体的)为该组合体的输出轴,由此构成为电动机和行星齿轮减速器组合成一体的内装式齿轮传动装置。也可以这样说,电动机与行星齿轮减速器两者合一而成为一种低速电动机,它的输出轴就可以直接与工作机相连接。现今关键的问题在于:为了使这种带有电动机的微型行星齿轮减速器能够达到实用化的程度,则需要有与微型星减速器外形尺寸大小差不多的、具有优良性能的、实用性的微型电动机9-11。3. 大批量的生产为了使微型行星齿轮减速器在各种微型机器中获得广泛的应用,则要求它通过试制后而进行大批量的生产。目前加工微型齿轮的方法是采用钢丝放电加工的切削方法,即线切割加工。例如,使用直径为25um的钨丝作为电极,在油中进行放电加工。尽管采用这种线切割法能够加工金属材料的齿轮和较高精度要求的微小零件。但是,采用上述方法所需的加工时间仍较长。通常加工1个微型齿轮约需12h,1台线切割加工机床加工1台微型行星齿轮减速器所需的6个齿轮(1个太阳轮a,b和e 2个内齿轮,3个行星轮c)约需要耗费1天的时间。显然,这样的加工能力和低效率,将会使微型行星齿轮减速器的制造成本变得较高。同时,也不利于对微型行星齿轮减速器进行更大批量生产。为了使该微型行星减速器能实现大批量生产,可以考虑采用塑料制成的微型齿轮。首先同样需要采用钢丝放电加工的切削方法来制作微型齿轮的成型模具。然后,就可以使用这一套模具去大批量生产塑料微型齿轮;从而,也就可以对微型行星齿轮减速器进行大批量生产。尽管这种塑料微型齿轮从其材料的机械强度方面来看要比金属微型齿轮的强度较差些,但采用塑料微型齿轮可大量生产出具有同样精度等级和表面粗糙度的合格产品,而且其价格比金属微型齿轮要低廉得多12-15。参考文献1 陈立德. 机械设计基础课程设计M. 北京:高等教育出版社,2006.2 张卫平, 陈文元. 基于LIGA技术的3K-2型微型行星齿轮减速器的设计和制造J. 中国机械工程,2003,14(5):374-376.3 吴春英, 王晓霞. 内齿行星齿轮减速器的设计D. 咸阳:陕西科技大学学报,2003. 4 濮良贵,纪名刚. 机械设计M. 北京:高等教育出版社,2001.5 孔恒,陈作模. 机械原理M. 北京:高等教育出版社,2001.6 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用D. 无锡职业技术学院学报,2005.7 李占权, 李百宁, 战晓红. 行星齿轮减速器的设计J. 煤矿机械,2000,(11):12-13.8 姚家娣,李明,黄兴元. 机械设计指导M. 北京:化学工业出版社,2003.9 饶振纲. 微型行星齿轮传动的设计研究J. 传动设计,2003,17(2):18-24.10 饶振纲. 行星传动机械设计M. 北京:化学工业出版社,2003.11 关岳编译. 微型机器超小型行星减速器Z. 世界发明,1993.12 饶振纲. 行星传动机构设计(第2版)M. 北京:国防工业出版社,1994.13 徐锡林微机械及其研究J中国机械工程,1993,(2):10-12.14 B.H.柯特略者夫著. 行星齿轮传动M. 上海科学技术出版社,1962.15 饶振纲. 微型行星减速器的研究J. 机械制造与自动化, 1999,(2):10-15. 毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告本课题要研究或解决的问题和拟采用的研究手段(途径):1 熟悉机械传动系统的一般要求及设计准则2 熟悉传动机构的结构原理及总体设计思想3 对机械传动系统的设计计算及参数的选择4 通过CAD画图,完成总装配图及主要零部件图样设计 毕 业 设 计(论 文)开 题 报 告指导教师意见:1对“文献综述”的评语:2对本课题的深度、广度及工作量的意见和对设计(论文)结果的预测: 指导教师: 年 月 日所在专业审查意见: 负责人: 年 月 日 本科毕业设计说明书(论文) 第 页 共 页目 次1 绪论11.1 发展概况11.2 3K型行星齿轮传动12 行星齿轮传动的设计计算32.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图32.2 配齿计算32.3 初步计算齿轮的主要参数42.4 啮合参数计算52.5 几何尺寸计算72.6 装配条件的验算102.7 传动效率的计算112.8 齿轮强度验算113 结构设计163.1 初估轴径183.2 轴的结构设计183.3 拟定轴上零件的装配方案并选择支承的结构型式193.4 轴承的选择193.5 行星架的选择19结论21致谢22参考文献23 本科毕业设计说明书(论文) 第 26 页 共 26 页1 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。11 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 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()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21 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的齿数和行星轮数目。为了使内齿轮b与e的齿数尽可能小,即应取。再将za、np和ip值代入公式,则得内齿轮b的齿数zb为 式(2-1)由此可得内齿轮e的齿数ze为 式(2-2)因为偶数,按公式可求得行星轮c的齿数zc为 式(2-3)验算其实际的传动比为 式(2-4)其传动比误差为 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。最后确定该行星传动各轮的齿数为。23 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,查图可取和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,查图可取和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 式 (2-6)现已知。小齿轮名义转矩 式(2-7)取算式系数;查表取使用系数;取综合系数;取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,由公式可得;由图查得齿形系数;由表查得齿宽系数16;则得齿轮模数m为 式 (2-8)取齿轮模数m =0.6mm。24 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 式 (2-9)由此可见,三个齿轮副的标准中心距均不相等,且有。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,现选取其啮合中心距作为各齿轮副的公用中心距值。已知和,及压力角,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。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啮合角变位系数和齿顶高动系数y重合度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,和中心距。由此可知,该齿轮副的变位目的是避免小齿轮a产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式也应采用角度变位的正传动,即当齿顶高系数,压力角时,避免根切的最小变位系数为 式 (2-10)按公式可求得中心轮a的变位系数为 式 (2-11)查公式可得行星轮c的变位系数为 式 (2-12)(2)b-c齿轮副 在b-c齿轮副中,和。据此可知,该齿轮副的变位目的是为了避免齿轮c产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动,即现已知其变位系数和和,则可得内齿轮b的变位系数为。(3)e-c齿轮副 在e-c齿轮副中,和。由此可知,该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位,即。则可得内齿轮e的变位系数为。25 几何尺寸计算对于该3K()型行星齿轮传动可按书中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表2-2。表2-2. 3K()型行星传动几何尺寸计算项 目计 算 公 式a-c齿轮副b-c齿轮副e-c齿轮副变位系数分度圆直径d基圆直径db节圆直径齿顶圆直径da外啮合内啮合 齿根圆直径df外啮合内啮合式中-齿顶高系数,取;-顶隙系数,取。e-齿顶间隙,可按下式计算:关于用插齿刀加工内齿轮,其齿根圆直径的计算。已知模数,插齿刀齿数,齿顶圆系数,变位系数。试求被插齿内齿轮的齿根圆直径。齿根圆直径按下式计算,即 式中 插齿刀的齿顶圆直径; 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 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(,)。 式(2-14)查表可知16。 式(2-15)加工中心距为 式(2-16)按公式计算内齿轮b齿根圆直径为 式(2-17)(2) e-c内啮合齿轮副(,)。仿上, 式(2-18)查表得16。 式(2-19) 式(2-20)则得内齿轮e的齿根圆直径为 式 (2-21)26 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 按公式验算其邻接条件将已知的和值代入上式,则得 式 (2-22)即满足邻接条件。(2)同心条件 按公式 式(2-23)验算该3K()型行星传动的同心条件,根据所求的代人上式,得 则满足同心条件。(3)安装条件 验算其安装条件, 式(2-24)所以,满足其安装条件。27 传动效率的计算由表2-2的几何尺寸计算结果可知,内齿轮b的节圆直径大干内齿轮e的节圆直径,即,故该3K()行星传动的传动效率可采用公式 式(2-25)进行计算,已知和其啮台损失系数 式(2-26)和可按公式 式(2-27)计算。取轮齿的啮合摩擦因数,重合度,且将zc、zb和ze代入式(2-27),可得 式(2-28)即有 所以,其传动效率为 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进行校核计算首先按公式 式(2-30)计算齿轮的齿根应力,齿根应力的基本值可按公式 式(2-31)计算,许用齿根应力可按公式 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的切向力可按公式 式(2-33)计算;已知,和。则得 式(2-34) 有关系数a. 使用系数。使用系数按轻微冲击查表得16。b. 动载荷系数。 式(2-35) 其中 式(2-36) 所以 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;再按公式计算动载荷系数,即 式(2-38)式中 式(2-39) 式(2-40)则得 式(2-41)c. 齿轮载荷分布系数。 式(2-42) 式(2-43)由代入式(2-43),则得 式(2-44)d. 齿间载荷分配系数。查表得 16e. 行星轮间载荷分配系数。 式(2-45)已取,则得 式(2-46)f. 行星轮间载荷分配系数。查表得 16g. 应力修正系数。查表得 16h. 重合度系数。 式(2-47)i. 螺旋角系数。查图得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 计算齿根弯曲应力。 式(2-48) 式(2-49) 取弯曲应力。 计算许用齿根应力: 式(2-50)已知齿根弯曲疲劳极限。查表得最小安全系数16。式中各系数、和取值如下。应力系数,按所给定的区域图取时,取16。寿命系数: 式(2-51)式中应力循环次数按下面公式计算,且可按每年工作300天,每天工作16h,即 式(2-52)则得 式(2-53)齿根圆角敏感系数:相对齿根表面状况系数: 式(2-54)取齿根表面微观不平度,代入上式得: 式(2-55)尺寸系数 式(2-56)可得许用齿根应力为: 式(2-57)因齿根应力小于许用齿根应力,即。所以,a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。(2) b-c齿轮副 在内啮合齿轮副b-c中只需要校核内齿轮b的齿根弯曲强度,即仍按公式(2-49)计算其齿根弯曲应力及式(2-50)计算许用齿根应力。已知,。仿上,通过查表或采用相应的公式计算,可得到取值与外啮合不同的系数为,,, 和16。代入公式(2-49)则得 式(2-58) 取 可见,,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,即仍按公式计算和。仿上,与内齿轮b不同的系数为和。代入上式,则得 式(2-59) 因 取 式(2-60) 可见,故e-c齿轮副满足弯曲强度条件。3 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可按公式 式(3-1)计算。现已知啮合中心距,则得 式 (3-2)取各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按公式 式(3-3)计算,即 式(3-4)取转臂H的偏心误差约为孔距相对偏差的1/2,即在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算,验算其装配条件,且进行了结构设计之后,现在可以绘制该行星齿轮传动结构图。31 初估轴径选取轴的材料为45钢,调质处理,查表取16,得 式(3-3)输出轴的最小直径是用与安装联轴器。为使所选直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,考虑扭矩变化很小,取,则 式 (3-4)查手册,选用TL1弹性套柱销联轴器,取轴径。 式(3-5) 式(3-6)可知 式(3-7)因而输出轴可选用YL3凸缘联轴器,取轴径。32 轴的结构设计如果安装齿轮处的轴径d满足(齿根圆直径),则齿轮与轴做成一体,而且一般,以便齿轮加工时退刀。但当齿轮顶圆直径较小时,其齿根圆直径允许小于相邻的轴径17。图3-1.轴1结构图图3-2.轴2结构图33 拟定轴上零件的装配方案并选择支承的结构型式轴上零件的装配方案及轴支承结构型式的不同,轴的结构形状、尺寸也将不同,可通过分析比较选择一个好的方案。圆柱齿轮、套筒、左端轴承、轴承端盖和联轴器依次由轴的左端装入,仅有右端轴承从轴的右端装入。轴的支承结构型式采用的是两端(单向)固定型式。34 轴承的选择据情况可选择深沟球轴承6003,深沟球轴承6203,深沟球轴承6010,35 行星架的选择双壁整体式行星架的刚性好,如轴与行星架一体,轴与行星架为法兰式连接,带齿的浮动行星架,焊接式行星架等应采用双壁整体式行星架。双壁分开式行星架结构复杂,主要用于传动比较小的情况(如)的型传动。单臂式行星架结构较简单,可容纳较多的行星轮,但行星轮心轴为悬臂状态,受力情况不好。综上所述,选双壁整体式行星架。结 论本课题主要是为了加强自身了解国内外传动机构的发展现状,按照要求设计一个行星齿轮传动机构。本文介绍了行星齿轮减速器的发展概况、应用、类型,还有设计方法。本文采用了3K()型行星传动进行设计。3K型行星传动结构特点是: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。它是一项较新型行星齿轮传动,目前该项传动新技术我国齿轮传动中已获了日益广泛应用。本次的设计主要针对行星齿轮传动的设计,参考行星齿轮传动设计书,一步一步按照要求设计齿轮,太阳轮a、内齿轮b和e、行星轮c的结构设计,终于完成了最终的设计,并通过AUTOCAD画出了总的装配图,基本上完成了课题的任务。在行星齿轮减速器的设计中,还应该特别注意结构布置的合理性。引文结构位置如果不合理,将会直接造成载荷分配的不均匀,从而使设备达不到原设计效果。所以我在这里,将轴1和轴2放在同一水平面上,刚度也适当加强,收到明显效果,噪音减小运转平稳。致 谢在本毕业设计即将完成之际,我想对所有曾经帮助过我和支持我的人表示衷心的感谢。由衷地感谢我的导师刘艳艳,本课题在选题及研究过程中得到刘老师的悉心指导,并多次为我指点迷津,帮助我开拓研究思路,精心点拨,热忱鼓励。感谢我的室友们,在我需要帮助的时候,他们总是会向我伸出援手,在做毕业设计的过程中,我总是会有一系列的问题,他们提出了很多有益的建议和帮助,衷心地希望他们工作顺利,学业有成,在以后的道路上越走越顺。最后,谨向抽出宝贵时间评阅本文的老师、参加答辩的诸位老师表达我诚挚的谢意,您的意见和建议将令我终身受益。参 考 文 献1 陈立德. 机械设计基础课程设计M. 北京:高等教育出版社,2006.2 张卫平, 陈文元. 基于LIGA技术的3K-2型微型行星齿轮减速器的设计和制造J. 中国机械工程,2003,14(5):374-376.3 吴春英, 王晓霞. 内齿行星齿轮减速器的设计D. 咸阳:陕西科技大学学报,2003. 4 濮良贵,纪名刚. 机械设计M. 北京:高等教育出版社,2001.5 孔恒,陈作模. 机械原理M. 北京:高等教育出版社,2001.6 刘李梅. 行星齿轮减速器的设计和应用D. 无锡职业技术学院学报,2005.7 李占权, 李百宁, 战晓红. 行星齿轮减速器的设计J. 煤矿机械,2000,(11):12-13.8 姚家娣,李明,黄兴元. 机械设计指导M. 北京:化学工业出版社,2003.9 饶振纲. 微型行星齿轮传动的设计研究J. 传动设计,2003,17(2):18-24.10 饶振纲. 行星传动机械设计M. 北京:化学工业出版社,2003.11 关岳编译. 微型机器超小型行星减速器Z. 世界发明,1993.12 饶振纲. 行星传动机构设计(第2版)M. 北京:国防工业出版社,1994.13 徐锡林微机械及其研究J中国机械工程,1993,(2):10-12.14 B.H.柯特略者夫著. 行星齿轮传动M. 上海科学技术出版社,1962.15 饶振纲. 微型行星减速器的研究J. 机械制造与自动化, 1999,(2):10-15.16 饶振刚. 行星齿轮传动设计M. 北京:化学工业出版社,2003.17 机械设计基础教研组编. 精密机械设计课程设计M. 南京:南京理工大学,2007.
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