乘骑式草坪割草机行星齿轮变速器的设计_毕业设计(编辑修改稿)

乘骑式草坪割草机行星齿轮变速器的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

和行驶速度要球，计算的出的传动比根据表 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 传动方案简图 表 变速器换挡结合元件 档位 C1 C2 B1 B2 B3 F 1 1 0 0 0 B 1 0 0 1 0 W 1 0 1 0 O N 0 0 1 0 0 P 0 0 0 0 1 在表 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） 本科毕业设计说明书（论文） 第 13 页 共 33 页 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。 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 所示。 表 齿轮基本参数 排号 太阳轮 行星轮 齿圈 np 备注 1 20 19 58 3 40Cr，标准渐开线圆柱直齿轮，表面淬火，硬2 47 19 85 3 本科毕业设计说明书（论文） 第 14 页 共 33 页 3 23 37 97 3 齿面表面硬度 HRC48～55, 7级精度 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。 表 各档实际传动比及行驶速度 档位 F W N P B 传动比 / / 行驶速度 ( hkm ) / / 3 行星齿轮传动优化设计 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 本科毕业设计说明书（论文） 第 15 页 共 33 页 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 所示为采用弹性元件而使太阳轮浮动的均载装置。 图 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。 本科毕业设计说明书（论文） 第 16 页 共 33 页 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 pn1 ，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 mdd nPT 9550 ， Pd电动机功率（ w）， nm电动机的满载转速（ minr ）。 得到输入转矩为 mmN 。 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 1 1010   2 1010 1010  3    表 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 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 本科毕业设计说明书（论文） 第 17 页 共 33 页  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 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。 行星排传动齿轮模数的优化设计 排 1ac 传动优化设计 变量有两个：模数 m 和齿宽系数 d ，令 m=x1， d =x2， X= Txx 2,1 ,先按抗弯强度设计  3 21)(2FSaFadYYYzkTm   ,参数如下： T=18600 mmN ，预取 K=,S=    Y 小齿轮 z=19 YFa= YSa= 应力循环次数   M PaKN FFN 10   本科毕业设计说明书（论文） 第 18 页 共 33 页 大齿轮 z=19 YFa= YSa= 应力循环次数   M PaKN FFN 10       21 )()( FFaSaFFaSa YYYY   代入大者 31211   xx  数学模型： 221 2)( xxxXg  .. 31211  xxTS  对偶规划： )(max Wd 001.. 00WWAWTST 其中     3110 111,030201 AWWWW T   TW 13231 回代入原优化模型  优化结果： x1=,x2=1 结果修正： AK VK FK  KK F  m 圆整为标准值：取 m= 排 2ac 传动优化设计 变量有两个：模数 m 和齿宽系数 d ，令 m=x1， d =x2， X= Txx 2,1 T=32410 mmN ，预取 K=,S= 本科毕业设计说明书（论文） 第 19 页 共 33 页 按抗弯强度设计  31211  xx 按接触强度设计  31211  xx  数学模型： 221 2)( xxxXg  .. 31211  xxTS  优化结果： x1=,x2=1 结果修正： AK VK FK  KK F  m 圆整。