乘骑式草坪割草机行星齿轮变速器的设计毕业设计.doc

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1、1 引言1.1 行星齿轮研究背景及发展现状 从1880年行星齿轮传动装置在德国出现，经由工业化、信息化和知识化时代，世界先进工业国在行星齿轮减速器设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动达到了较高的水平。当今世界各国减速器及齿轮技术正朝着六高、二低、二化方向发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率，二低即低声低成本；二化即标准化、多样化。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业化水平。我国从20世纪60年代开始研究行星齿轮传动，如今也取得了不小的成绩，但是与世界先进水平还是有很大的差距。在现代，汽车、坦克、自行火炮、工程机械和履

2、带车辆等机械传动设备中已较广泛地应用了行星齿轮传动，其中，渐开线行星齿轮传动是机械传动最主要的传动形式之一。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有质量小、体积小、效率高、传动比大、噪声小、可靠性高、寿命长、便于维修等优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，它几乎可适用于一切功率和转速范围，

3、故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。1.2 行星齿轮传动在草坪机械上的运用随着人们日益增长的环保意识，城市绿地建设量与维护量也日益增加，于此同时草坪机械的需求量也就相应的与日俱增。我国草坪业发展势头良好，也可以说是在短时间内从无到有，而且在全国大中城市迅猛发展。根据中国国家林业协会统计，我国草坪机械需求量以每年将近40%的速度增长。草坪机械属于传统机械工业领域，是一类用于草坪维护、植保、修剪、施工的机械，草坪割草机又是其中的主流产品，占有大约80%的份额。割草劳动无疑是件枯燥、重复性较高的工作，为了减低劳动强度，减少劳动时间，提高割草机的割草效率，需要一些举措，如可以从机构

4、本身研究出发，包括割草机外型，割草机动力(手推，牲畜拉，燃料驱动，电动以及清洁能源包括氢能源和太阳能等)，人体工作姿势(行走手推，乘骑式等)，机械控制方式，传动方式(单速，多级变速等)，来提高机械割草运动的效率，减轻劳动负担。 从草坪割草机市场和使用者情况看，多为手扶式自行家用机，手扶式自行商用机在国内使用者不多，其效率较高，体积小，2把或3把刀片横并，因此刀片小，但在草坪质量不高的情况下，该机型适应能力欠佳。乘骑式草坪割草机在我国尚没普及，该机多用于足球场、高尔夫球场和大面积公园绿地，该机型效率高、作业质量好，工作平稳，操作者基本上无劳动伤害，但相对价格高使用成本高，然而此机型仍是有潜力和发

5、展前途的机型。 图1 乘骑式草坪割草机乘骑式草坪割草机变速离合器内部变速装置采用了行星齿轮变速器，也正是利用了行星齿轮传动的优点，从而在修剪草坪时可以像汽车一样实现多档的变速，这样就大大提高了劳动效率和草坪的修剪质量。1.3 行星齿轮变速器工作原理行星齿轮变速器具有体较小、结构简单、操作容易、变速大等优点，应用广泛。其由行星齿轮机构和换档执行机构两部分组成。行星齿轮机构的作用是改变传动比和传动方向，即构成不同的档位。换挡机构的作用是实现挡位的变换。131行星齿轮机构行星齿轮机构是由太阳轮及均匀分布在太阳轮周围的几个行星轮以及与行星轮相啮合的齿圈组成的，而几个行星轮又都同时安装在一个公用的行星架

6、上。如图所示为一个单级行星排的结构示意图。 图2 在一个自动变速器内，行星排的多少取决于自动变速器档位的多少。自动变速器就靠这些行星排中的原件不同组合来实现不同的档位的输出。 从图中可知，太阳轮与行星轮属于外啮合，两轮的旋转方向是相反的；行星轮与齿圈的啮合属于内啮合，行星轮与齿圈的旋转方向是相同的。通过离合器，制动器和单向离合器将各元件进行不同的连接、锁止的组合，可得到自动变速器不同的传动比。1.3.2 行星齿轮传动类型只要将行星齿轮机构中的太阳轮、齿圈和行星架三者之间以不同的方式组合，便可得到各种传动比，这是采用行星齿轮机构的变速器能实现自动变速的根本所在，这种速比的计算公式是根据行星齿轮机

7、构转矩关系推导出来的。单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程： n1+n2-(1+)n3=0 式(1-1) 式中，n1是太阳轮的转数；n2是齿圈的转数；n3行星架的转数；是齿圈齿数与太阳轮齿数之比。 太阳轮、齿圈和行星架三者具有同一旋转轴线。由式可以看出，将三者中的任一构件与主动轴相连（作为输入主动件），第二构件与被动轴相连（作为输出从构件），再加上第三个条件-第三构件被强制固定（称为制动，即该构件转速为零），或使其运动受一定的约束（即该构件的转速为某一定值），则整个轮系就以一定的传动比传递动力，实现不同档位速度变化。1 减速传动（1）齿圈制动，太阳轮输入，行星架输出。当输入轴驱动太阳轮以顺时

8、针方（由前往后看）旋转时，会引起各行星轮分别绕各自的行星轮轴做逆时针旋转，这使与行星轮啮合的齿圈必须转动，由于它也被强制制动，于是行星轮必须沿齿圈按顺时针方向滚动，即绕太阳轮公转。此时，行星架也将绕太阳轮旋转，转向于太阳轮转向相同，但转速要比太阳轮慢得多。至于是什么样的传动比，这要取决于齿轮的尺寸和齿数。 此时式中n2=0，故传动比 i13n1/n31 式(1-2) 若是齿数确定的行星机构，可按此计算公式进行计算，此时转速只有输入的 ，即得到一种减速传动。（2）太阳轮制动，齿圈输入，行星架输出。在这种情况下，齿圈顺时针旋转，引起各行星轮在各自的轴上做顺时针旋转。同时，它们还将沿太阳轮按顺时针方

9、向滚动。行星架与齿圈按相同的方向旋转。这种组合方案也得到一种减速运动，但其扭矩的增加和转速的降低，均比上一种方案要少。 此时式中n1=0，故传动比 i23n2/n3(1)/ 式(1-3)2 超速传动（1）太阳轮制动，行星架输入，齿圈输出。行星轮按顺时针方向沿太阳轮滚动，引起各行星轮在各自的行星轮轴上顺时针旋转，是齿圈与输入轴同乡旋转。此种组合方案使输出轴转速高于输入轴，为超速传动。此时式中n1=0，故传动比 i32n3/n2 /(1) 式(1-4)（2）齿圈制动，行星架输入，太阳轮输出。行星轮按顺时针方向沿齿圈滚动，引起各行星轮分别在各自行星轮轴上逆时针旋转，使太阳轮与输入轴同向旋转。此种方案

10、为超速传动。 此时式中n2=0，故传动比 i31n3/n1 1 /(1) 式(1-5)3 倒档（1）行星架制动，太阳轮输入，齿圈输出。行星架被制动，各行星轮只有自转而无公转。此时它们作为惰轮工作，使齿圈与太阳轮反向旋转。此种方案得到减速传动，且输出轴旋转方向与输入轴相反，故为倒挡。 此时式中n3=0，故传动比 i12n1/n2 式(1-5)（2）行星架制动，齿圈输入，太阳轮输出。很容易看出太阳轮与齿圈反向旋转，此种方案为倒档升速。 此时式中n3=0，故传动比4 直接档传动 若使式中n1=n2，则n3=n1=n2，或n2=n3时，同样可得n1=n2=n3，故太阳轮、行星架和齿圈三者中，有任意两个

11、构件被连接成一体时，各齿轮间均无相对运动，整个行星轮机构将成为一个整体而旋转，此时为直接档传动。5 空档如果太阳轮、行星架和齿圈三者中，无任何一个构件被制动，也无任何两个构件被连成一体，各构件将可做自由转动（空档）不受任何约束；当输入轴转动时，输出轴可以不动，在这种组合方案下，行星轮机构将不传递动力，得到空档。 单排行星轮机构的速比范围有限，往往不能满足现实中的实际要求，在实际应用中的行星齿轮变速器中，都是由几个单排的行星轮机构和几组离合器组成的。借助离合器操纵，用不同行星轮机构的组合来获得不同的档位速比，使得实际行星齿轮变速器的结构比上述单排行星轮机构复杂得多，其形式也可以是多种多样的，但其

12、工作原理仍与单排行星轮机构相同。其传动比可根据单排行星轮机构特性方程式推到出来。1.3.3 换档执行元件行星齿轮变速器的换档执行机构和传统的手动齿轮变速器不同。行星齿轮变速器中所有的齿轮都是处于常啮合状态，它的档位变换不是通过移动齿轮进入啮合或脱离啮合进行的，而是通过不同的方式对行星齿轮机构的基本原件进行约束来实现的。通过选择适当的被约束的基本元件和约束方式，可以使该机构具有不同的传动比，从而组成不同的档位。行星齿轮变速器的换档执行机构元件主要有离合器、制动器、和单向离合器三种，其基本作用是连接、固定或锁止。所谓连接是指将行星齿轮变速器的输入轴与行星排中的某个基本原件连接以传递动力，或将前一个

13、行星排中的某一个基本元件与后一个行星排中的某一个基本元件连接以约束这两个基本元件的运动；所谓固定是指将行星排的某一个基本元件与自动变速器的壳体连接，使元件被固定而不能旋转；所谓锁止是指把某个行星排的三个基本元件中的两个连接在一起，从而将该行星排锁止，使其三个基本元件以相同的转速一同旋转，产生直接传动。换挡执行原件通过一定的规律对行星齿轮机构的某些元件进行连接、固定或锁止，使行星齿轮机构获得不同的传动比，从而实现各档位的变换。2 行星齿轮变速箱方案设计根据乘骑式草坪割草机的一些技术要求，对行星齿轮变速器进行系统设计，拿出方案后，后续的工作就可以继续了。2.1 传动结构设计 此处省略NNNNNNN

14、NNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩 表2.1 各档预计传动比档位FWBNP传动比520-20/这款乘骑式草坪割草机有五个档，但实际确切的传动比只有三个，W档和B档的传动比都比较大。鉴于此，整个系统由变速部分和主减速器构成，变速部分主要起变速作用，主减速器主要起减速作用。原理方案结构如图2.1所示。输入轴变速部分主减速器输出轴图2.1 原理方案结构图 除去空档和制动档还有三个档，档数不多，故变速部分选择二自由度变速箱，并且希望能够通过闭锁离合器与主减速器共同作用以实现前进档，这样能够减少变速部分行星排数，具体

15、见下面的内容。由于NGW型行星齿轮传动是目前动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动，所以系统中所有的行星排均取为NGW型。2.2 组合设计法原理行星齿轮变速器的设计是一件复杂而困难的工作，通过对由两个单排2K-H型差动轮系构成的复合轮系进行分析，从中找出几个符合乘骑式草坪割草机传动比范围的轮系，并配以制动器，构成传动方案简图，将这些简图和对应的传动比公式及传动比变化范围列入表中。设计时，只需根据变速器所需的传动比数值，从表中选出适合的方案简图进行组合，就可以得到行星齿轮变速器的总体传动方案和机构简图，同时，联立求解由表中查得的传动比公式，各轮系齿轮的齿数也能迅速计算出来。行星齿轮传动类

16、型和传动比在前面的行星齿轮变速器原理有详细的讨论，因此在这里就不一一再详细的解释了。图2.2 单行星排和行星排简图 图2.2 a为单排2K-H型差动轮系（单行星排），可用图2.2 b所示简图表示，用黑圆点表示基本构件，a为太阳轮、b为齿圈、H为行星架。3个基本构件的转速应满足下式 式（2-1） 式中，齿数比，又称特性系数，为缩小结构尺寸和保证安装，通常取k=434。由 可得下式 式（2-2） 将式（2-2）两端同乘以、后可得 式（2-3） 式（2-4） 式（2-3）式（2-4）反映了3个基本构件之间的速比关系，用来推导行星齿轮传动比公式十分简便。两个单行星排通过两个基本构件联接，有12种固联方

17、案，图2.2的ce为其中的3中。每种固联方案改变输入输出构件及制动构件，又可得4个或8个双排传动方案，推导出每个方案的传动比公式，并代入k值，再根据传动比数值，容易从中挑选出适合变速器的传动方案。图2.2e中，行星架H1与H2、轮b1与b2固联，轮a1为输入构件，H2为输出构件。现以此传动简图为例，介绍其传动比推导方法。当制动器B2松开，B1结合时，轮系1为行星轮系，其传动比公式为 式(2-5)当B1松开，B2结合时，轮系1被轮系2封闭，构成封闭式轮系，其传动比公式推导如下（1）由固联关系得，、，即 式(2-6) （2）按式（2-4）对行星排1可写出下式 式(2-7) （3）将式（2-6）代入

18、上式，可得传动比公式 式(2-8) 若给定k=23（使结构经凑），以前进档i=0.610和倒档-2-10为限,经筛选，有15个双排传动方案合适作变速器。表2.2仅列出5个双排和4个单排传动方案简图，以方便组合设计及齿数计算。表2.2 行星排的适用简图及传动比序号行星排适用简图制动器结合时的传动比式及传动比数值范围（k=23）1B1结合 B2结合 B3结合 B4结合 2B1结合 B2结合 3B1结合 B2结合 4B1结合 B2结合 5B1结合 B2结合 6 B1结合 B2结合 2.3 传动方案设计 行星轮系的类型很多，在相同的速比和载荷条件下，采用不同的类型可以使轮系的外廓尺寸、重量和效率相差很

19、多，因此在设计行星齿轮传动方案时，应重视轮系类型的选择。选择轮系的类型时，首先是要考虑能否满足传动比的要求，其次还要考虑功率好效率的问题。这里，根据组合设计法原理来确定变速器内部的行星齿轮传动简图，又由原理方案结构图知，变速系统内部有变速部分和主减速两部分组成，涉及到两个传动比，一个是变速部分的传动比i1，另外一个是主减速器传动比i2（i2为常数），总传动比为i,则有 经计算，各档公称传动比取值如下表2.3所示。表2.3 各档公称传动比档位FWB13.9-4.25.25.25.25.220.28-21.84 分析表可得，实际传动比不为1的不同传动比有两个，即需要两个行星排，再加上主减速器，一共

20、是三个行星排，理论上有12种方案，然后根据以下限制条件加以优选。 条件：（1）为使结构紧凑，行星排的K值应在1.334之间，且最好能互相接近。 （2）（n+2）个构件要完全包括在所选定的方程组中。 （3）提供直接档的闭锁离合器应装在相对速度较大的两机件之间。 （4）离合器接合的两元件应靠近。 （5）不能将制动器包在机构内部。再根据乘骑式草坪割草机的技术要求和行驶速度要球，计算的出的传动比根据表2.2中列出的方案进行组合设计，因为还要求可以实现倒档，所以我们选择方案5和一个单行星排组合，最终得到以下的传动简图。 1: 行星排1； 2：行星排2； 3：行星排3 图2.3 传动方案简图表2.4 变速

21、器换挡结合元件档位C1C2B1B2B3F11000B10010W1010ON00100P00001 在表2.4中C代表离合器，B代表制动器，从左到右，第一个离合器为C1,第二个为C2，制动器也是如此标记。1表示元件工作，即离合器接合元件，制动器制动元件，0表示不工作。下面对前进档（F档），工作档（W）和倒档（B）进行简单地说明。 当乘骑式草坪割草机挂到前进档时，离合器C1接通，使动力传入变速箱，离合器C2接通时，输入轴与行星排1的齿圈就接合了，使得变速部分的传动比为1，即为直接档，从而乘骑式草坪割草机快速前进。当乘骑式草坪割草机挂到工作档（W档）时，离合器C1接通，使动力传入变速箱，制动器制动

22、行星排1的齿圈，由于行星排1和行星排2的行星架固联在一起，又与行星排3共同作用，从而可以得到较大的传动比，实现乘骑式草坪割草机边慢速前进边割草。当乘骑式草坪割草机挂到倒档时，离合器C1接通，使动力传入变速箱，制动器制动行星排1和行星排2的行星架，因此得到负的传动比，可以实现倒档。2.4 行星齿轮齿数确定行星齿轮传动具有自身许多特点，其各齿轮齿数的确定也受许多条件的制约。在行星轮系中，各轮齿数的选配需尽可能近似地实现给定的传动比，满足同心条件，因为要行星轮系能正常运转，其基本构件的回转轴线必须在同一直线上，此即同心条件。同时为使行星轮能均布地装配，行星轮的个数与各轮齿数之间必须满足一定的关系，否

23、则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉而不能装配，此即应满足均布条件。这里我根据行星排的K值以及传动比公式进行了计算。另外，所选用的齿轮全都是标准渐开线圆柱直齿轮，因为其传动的速度和功率范围很大，传动效率又高，对中心距地敏感性小，装配和维修比较方便，可以进行变位切削及各种修形、修缘，以适应提高传动质量的要求，而且也易于精确加工，但是由于其结构紧凑，仅适用于近距离传动，制造成本也较高，有些还制造工艺复杂，没有过载保护作用。三个行星排行星轮数np均取为3。具体数据如下表2.5所示。表2.5 齿轮基本参数排号太阳轮行星轮齿圈np备注1201958340Cr，标准渐开线圆柱直齿轮，表面淬火，硬齿面表面硬度H

24、RC4855, 7级精度2471985332337973根据上表便可以得到实际传动比及乘骑式草坪割草机的行驶速度（按发动机额定输出计算），具体情况如下表2.6所示。表2.6 各档实际传动比及行驶速度档位FWNPB传动比5.220.28/-21.84行驶速度()30.367.79/-7.233 行星齿轮传动优化设计3.1 行星轮系的均载装置 行星轮系的特点之一是可采用多个行星轮来分担载荷。但实际上，由于制造和装配的误差，往往会出现各行星轮受力极不均匀的现象。为了降低载荷分配不均现象，常把行星轮系中的某些构件做成可以浮动的，如各行星轮受力不均匀，由于这些构件的浮动，可减轻载荷分布不均现象，此即均载

25、装置。均载装置的类型很多，有使行星轮浮动的，有使行星架浮动的，也有使几个构件同时浮动的。如下图3.1所示为采用弹性元件而使太阳轮浮动的均载装置。图 3.13.2 行星齿轮动力学分析 行星轮系可以看作是由定轴轮系转化而来的，它们之间的根本差别在于前者中有转动的行星架，故其传动比不能直接按定轴轮系的传动比的求法来计算。以行星排为例来看，可把太阳轮、齿圈、行星轮都看作是支承在行星架上的齿轮，当行星架固定不动时为定轴轮系，当行星架以太阳轮轴线为中心旋转起来就成了行星轮系。因此，行星排的运作可以看作是两部分运动的合成：行星架带着其上各齿轮（包括太阳轮和齿圈）以行星架转速作整体运动，这是牵连运动。牵连运动

26、中各齿轮不产生啮合运动；相互啮合的齿轮相对行星架作啮合运动，这是相对运动。根据相对运动原理，我们把行星轮系转化为定轴轮系。这种转化所得的假想的定轴轮系，称为原周转轮系的转化机构。 下面来讨论行星排扭矩。单对啮合的齿轮传递的扭矩，是总传递扭矩的，而太阳轮行星架以及内齿圈在不考虑自重和摩擦的情况下都只受扭矩，且行星齿轮对行星轮轴的转矩为零。经过简单分析，可以发现由于传动比较大，在同等条件下，各齿轮受力都是处于工作档较大，故一下数据都是乘骑式草坪割草机处于工作档的情况，应力循环系数按10年，每年300天，每天8小时考虑行星架转速后计算而得，而且为了简化计算，并未考虑重力、摩擦力以及传动效率的影响。不

27、计传动效率影响是偏于安全的。轴的标记也是从左到右依次为轴0轴1直到输出轴轴2，轴2与第三行星排行星架做成一体，而且轴0与轴1之间有齿式联轴器。轴0传递的扭矩这一参数考虑了其受力情况，所以填入的并非是输入扭矩，这样方便在估算直径的时候计算。根据公式 ，Pd-电动机功率（w），nm-电动机的满载转速（）。得到输入转矩为。排号a轮应力循环次数b轮应力循环次数c轮应力循环次数110102101010103表3.13.3 行星齿轮几何规划优化设计几何规划的特征是：工程优化问题的目标函数和约束函数是由广义多项式构成，利用对偶性原理将问题转化为具有线性约束的最优化问题来求解，使计算大大简化。同时，利用几何规

28、划的对偶关系，获得有关问题的许多重要信息，有助于深入认识和理解问题的一些特征和本质。 几何规划的数学基础是几何不等式定理。以齿轮体积为目标的优化数学模型即属于正向几何规划，整个优化过程如下图3.2所示。选择各项权数，按轮齿承载能力计算公式，建立优化数学模型构造优化模型的对偶规划按非负性条件、规范性条件以及正交性条件求解对偶规划将对偶规划的求解结果回代至优化模型，从而得到最优解图3.2 优化过程流程图另外，在一般条件下，NGW型行星齿轮传动，其承载能力主要取决于外啮合，所以我首先根据外啮合的强度（弯曲强度和接触强度）建立优化模型，对行星排中内啮合只做校核，如不满足再做变更。3.4 行星排传动齿轮

29、模数的优化设计3.4.1 排1a-c 传动优化设计 变量有两个：模数m和齿宽系数，令m=x1，=x2，X=,先按抗弯强度设计,参数如下：T=18600，预取K=1.3,S=1.5小齿轮z=19YFa=2.85 YSa=1.54应力循环次数大齿轮 z=19YFa=2.33 YSa=1.71应力循环次数代入大者 数学模型： 对偶规划： 其中 回代入原优化模型 优化结果：x1=1.068,x2=1结果修正： 圆整为标准值：取m=2.53.4.2 排2a-c传动优化设计 变量有两个：模数m和齿宽系数，令m=x1，=x2，X= T=32410，预取K=1.3,S=1.5 按抗弯强度设计 按接触强度设计

30、数学模型： 优化结果：x1=1.472,x2=1 结果修正： 圆整为标准值：取m=33.4.3 排3a-c传动优化设计变量有两个：模数m和齿宽系数，令m=x1，=x2，X=T=264800，预取K=1.3,S=1.5按抗弯强度设计 按接触强度设计 数学模型： 优化结果：x1=2.048,x2=1 结果修正： 圆整为标准值：取m=33.5 齿轮强度校核齿轮材料相同，力学性能也一样，均为。3.5.1 排1a-c传动校核m=2.5 b=57 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=2.1m=2.5 安全取S=1，代入齿轮接触强度校核公式右边=48.1mz1

31、=57 安全3.5.2 排1b-c传动校核m=3 b=57 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=1.6m=3 安全取S=1，代入齿轮接触强度校核公式右边=28.5mz1=57 安全3.5.3 排2a-c传动校核m=3 b=57 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=2.1m=3 安全取S=1，代入齿轮接触强度校核公式右边=48.2mz1=57 安全3.5.4 排2b-c传动校核m=3 b=57 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=2.1m=3 安全取S=

32、1，代入齿轮接触强度校核公式右边=48.2mz1=57 安全3.5.5 排3a-c传动校核m=3 b=69 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=2.8m=3 安全取S=1，代入齿轮接触强度校核公式右边=63.9mz1=69 安全3.5.6 排3b-c传动校核m=3 b=69 KA=1.75计算的小齿轮圆周速度另外 取S=1.5，代入齿轮弯曲强度校核公式右边=2.5m=3 安全取S=1，代入齿轮接触强度校核公式右边=61.3mz1=69 安全4 乘骑式草坪割草机行星齿轮变速箱结构设计下图是变速箱整体的外观图。4.1 离合器的选用 离合器是一种在机器

33、运转过程中，可使两轴随时接合或分离的一种装置。它可用来操纵机器传动的断续，以便进行变速或换向。考虑到人力换档的难度，优先选择用液力或气动的换档元件，以便实现换档的自动化。 离合器种类繁多，在选用标准件或自行设计时应考虑如下因素：同时，对离合器还有一些基本要求：1. 分离、接合迅速，平稳无冲击，分离彻底，动作准确可靠；2. 结构简单，重量轻，惯性小，外形尺寸小，工作安全，效率高；3. 接合元件耐磨性好，使用寿命长，散热条件好；4. 操纵方便，制造容易，调整维修方便。 因此综上，这里选用的是东莞搏信机电公式的HLW20液2操作多盘离合器，其所允许的最大动态扭矩为200Nm，最大转速3800，完全可

34、以满足使用要求。4.2 制动器的选用 制动器的作用是降低机械运转速度，或停止运动的装置。选用制动器，首先应在标准制动器中根据以下因素进行选择。1. 制动器的应用场合，配套主机的性能和条件。 2. 充分重视制动器的重要性，制动力矩必须要有足够的储备，即保证一定的安全系数。3. 考虑安装条件，即制动器安装空间的大小。 4. 高速轴与低速轴。制动器通常安装在传动系统的高速轴上，此时，需要的制动力矩小，制动器体积小，质量轻，但安全可靠性相对较低。如安装在低速轴上，则比较安全可靠，但转动惯量较大，所需的制动力矩较大，制动器的体积和质量也相对较大。安全制动器通常安装在低速轴上。5. 配套主机的使用坏境、工

35、作和保养条件。因此综上考虑，和受尺寸的限制，这里选用的是台湾堂莹有限公司的DFB-10型空压制动器，每次制动器由左右对称放置的两个制动器同时完成，这样保证了系统尺寸的不加大，制动盘受力也更好些。4.3 齿式联轴器的选用 联轴器是用来连接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别为主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接。联轴器品种、型式、规格很多，在正确理解品种、型式、规格各自概念的基础上，根据传动系统的需要来选择联轴器，首先从已经制订为标准的联轴

36、器中选择，目前我国制订为国标和行标的有十几种，这些标准联轴器绝大多数是通用联轴器，每一种联轴器都有各自的特点和适用范围，基本能够满足多种工况的需要。名义传递扭矩T=114.2 Nm,取工作系数KA=2.4,则计算力矩Tca=KAT=274.08 Nm,综合考虑选用TGLA型齿式联轴器，具体型号为TGLA9,转矩、允许转速等均满足要求，总宽度为124mm，其中半联轴器宽度60mm，中间间隙为4mm，联轴器最大外径140mm。4.4 轴径估算轴是组成及其的重要零件之一，其功用主要是支承回转零件及传递运动和动力，因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。该变速箱中共有4个轴：轴0、轴1、轴2和输出轴轴b

37、，材料均采用40Cr，调质处理，用于载荷较大而无很大冲击的重要轴。 4.4.1 轴0 轴径估算公式：（或）这里用后一个公式，取， ，考虑键槽的影响，扩大7，取dmin=21mm。4.4.2 轴1 用公式 ，代入P=12.625kw，n=288.6，取A0=106mm，考虑键槽的影响，扩大10，取dmin=31mm。4.4.3轴2用公式 ，代入P=12.625kw，n=74，取A0=106mm，考虑键槽的影响，扩大3，取dmin=45mm。因为行星齿轮传动由多个行星轮共同作用，所以轴都只受扭矩，最终的轴的尺寸都是在估算的基础上加大后取的，故没有校核的必要了。 4.5 主要零件的结构设计 以下主要

38、以各零件的三维视图来形象的表示其结构，主要有齿轮和轴的结构图。其中齿轮包括各行星排中的太阳轮和行星轮。太阳轮a1行星轮c1太阳轮a2行星轮c2太阳轮a3行星轮c3轴0 轴1轴2 结 论 本次毕业设计让我系统地巩固了大学四年的学习课程，通过毕业设计使我更加了解到行星齿轮传动在实际工程传动和变速机构中的重要地位。 通过毕业设计，我系统地巩固了机械设计基础、机械制图、机械制造基础、互换性与技术测量以及行星齿轮机构设计等许多课程。从最初传动方案的确定到最终总的装配图的绘制，在导师的带领和指导下，每一个环节我都付出了自己辛勤的汗水。在这次毕业设计中，通过参考、查阅各种有关行星齿轮传动和变速器方面的资料，

39、特别是行星齿轮在变速器实际应用问题中遇到的具体问题，使我在这短暂的时间里，对行星齿轮传动有了一个更为深刻的理解。使我对行星齿轮变速器设计的整个过程，主要零件的设计，主要工艺参数的计算和选择，变速器总体结构设计及零部件的设计等都有了进一步的理解和掌握。行星齿轮传动在当今工程机械中运用得十分广泛，掌握行星齿轮传动原理和设计方法，对我们以后得工作和发展都有着十分重要的。 致 谢毕业设计是对我们大学四年所学知识运用能力的一次全面综合考核，也是对我们进行科学研究基本功的训练，培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下良好基础。本次毕业设计能够顺利完成，首先我

40、要衷心感谢我的导师祖莉老师，从一开始的前期工作到最后的顺利定稿，从一开始课题的理论研究，到最终方案的确定都凝结着祖莉老师辛勤的汗水，也正是在老师悉心的指导下和不断地提出新的问题，方能使我的毕业设计课题能够更深入得进行下去，也使我接触到了许多理论和实际上的新问题，使我做出许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。其次我要感谢我的同学石梦喆，他在我后期的绘图过程中给了我很大的帮助，是他一次次跟我讨论和分析，使我对整个变速箱的结构和工作原理有了更为深刻的理解。还要感谢在图书馆工作的张同学，感谢他每次帮我指引找到我所需要的参考文献。最后我要感谢我所有的组员，我能够顺利的完成毕业设计，也有他们的的

41、共同协助。还要感谢在毕业设计过程中所有对我有过帮助的朋友们，以及我的室友和家人，他们在我的毕业设计过程中给予了极大地关心和帮助！谢谢大家！参 考 文 献1 王华坤，范元勋. 机械设计基础（）M. 北京：兵器工业出版社，2001.6.2 王华坤，范元勋. 机械设计基础（）M. 北京：兵器工业出版社，2001.6.3 徐灏. 机械设计手册（第3册）M. 北京：机械工业出版社，1991.4 徐灏. 机械设计手册（第4册）M. 北京：机械工业出版社，1991.5 王忠茂. 减速器实用技术手册M. 北京：机械工业出版社，1992.5.6 张展. 减速器设计选用手册M. 上海科学技术出版社，2002.7

42、机械工程标准手册 机械工程标准手册编委会编 中国标准出版社 2003.8 饶振钢. 行星传动机构设计M. 北京：国防工业出版社，1994.6.9 罗肿佑. 行星齿轮机构M. 北京:高等教育出版社，1984.10 云海. 行星摆线齿轮铣刀及滚刀的设计M. 北京:机械工业出版社，1983.11 王旭, 王积森. 机械设计课程设计M. 北京:机械工业出版社，2003.12 孔恒，陈作模. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2001.13 杨实如,段钦华. 二自由度行星齿轮变速器的组合设计法J. 成都大学学报（自然门科学版）,2006，25(3).14 王旭,付亚平. 行星齿轮传动机构的设计J. 煤矿机械，2006，27(2). 15 张雷.商用乘骑式草坪割草车刀盘流场及动力特性的研究D. 南京：南京理工大学，2009.5.16 段钦华. 行星齿轮变速器传动方案的设计方法研究J. 机械传动，2007，31(1).17 梅飞龙. 乘骑式草坪割草机行星齿轮变速器设计D. 南京：南京理工大 学,2007.5. 17 李凯捷，朴奇焕. 草坪割草机的检测分析和技术参数的设计和选择J. 林业机械与土木设备，2002，30(4).18 饶振钢. 行星齿轮