本科毕业设计说明书(5)
4 行星齿轮传动机构设计 1?Z3?Z8??1?(73?33)?20 22查机械设计手册可取短行星轮齿数:Z6?19。
由此得长行星轮齿数:Z2? (3)装配条件
保证各行星轮能均布地安装于两中心轮之间。为此,两个中心轮与行星轮数必须满足装配条件,否则,当第一个行星轮装入啮合位置后,其他几个行星轮就无法装入。对于单行星排来说,只要太阳轮和齿圈的齿数和是行星轮的整数倍,各行星轮就能均匀地装入。
即前行星排安装条件为:
Z3?Z8?N (N为整数) (4-2) nw
Z?Z873?33由于 3??35.33,故不符合安装条件。则必须调整大太阳轮和齿圈的
nw3Z?Z8Z?Z8?35或36。当3?35时,可取Z3=73,Z8=32或Z3=72,齿数,取3nwnwZ?Z8Z8=33;当3?36时,可取Z3=73,Z8=35或Z3=74,Z8=34或Z3=75,Z8=33。
nw对于后行星排其安装条件为:
Z3?Z7?N (N为整数) (4-3) nw
分别代入各齿轮齿数到式(4-3)中,只有Z3=74,Z8=34,Z7=29满足两个行星排的安装条件。
4.3 确定变位系数
由于变位的目的是增大小太阳轮7与长行星轮齿顶圆间的间距,故小太阳轮、长行星轮采用负变位传动,而与之啮合的短行星轮、大太阳轮和齿圈采用正变位传动。在负变位齿轮中必须保证小齿轮不发生根切,即需用长行星轮来求最大变位系数。
Z?Zcos3??17?cos325??12.655 minvmin
h?(Z?Z)1?(12.655?20)aminx????0.58
minZ12.655 min
一般变位系数不宜取的过大,否则会削弱轮齿强度,故可取x2?x7??0.3,
x3?x6?x8?0.3。
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东北林业大学本科设计 4.4 计算实际传动比与给定传动比误差
调整齿数后,实际传动比与原要求的传动比有所差别,其变化率为:??(ig?i)/ig,?应在一定范围内,以免实际传动比离给定传动比过远。
两行星排特性参数分别为:
?1?Z374??2.176 Z834 Z74?2?3??2.552
Z729
各挡实际传动比: i1??2?2.552
???22.176?2.552i2?1??1.489
?1?12.176?2.552 i3?1
?2.176 i4?1??0.685?1?12.176?1
ir???1??2.176
则实际传动比与给定传动比的误差
?i1?ig1?i1ig1?2.595?2.5522.595?1.66%?5%,符合要求;
ig2?i21.491?1.489?i2???0.2%?5%,符合要求;
ig21.4914.5 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算
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4 行星齿轮传动机构设计 表4—1 齿轮参数
名称
符号
公式
齿圈
大太阳轮
小太阳轮
长行星轮
短行星轮
端面模数
mt
mt?mn/cos?
1.655
变位系数 齿数 分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径
齿宽 基圆螺旋角
xi
0.3 74 127 124.65 1.95
0.3 34 56.16 52.22 1.95 1.43 60.38 53.42 12
-0.3 29 47.10 44.54 1.05 2.33 50.10 43.35 18
-0.3 20 33.10 30.72 1.05 2.33 35.20 28.45 31
0.3 19 31.45 29.18 1.95 1.43 35.35 28.60 18
?
d
d?mtz
db
db?dcos?t
?ha?mn(han?xi)
ha
hf
??hf?mnhan?cn?xi??
1.43 123 131.48 26.5 23.40
??da
da?d?2ha
df?d?2hf
df
b
b??d?d
?b
tan?b?tan?cos?t tan?t?tan?t/cos?
pt??mt
端面压力角
?t
21.88
端面齿距 法面基圆齿
距
pt
5.20
pbn
pbn?pncos?n
4.43
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东北林业大学本科设计 结论
本设计通过对多种自动变速器结构的比较及相关实物拆装确定了设计对象-拉威挪式行星齿轮变速机构的具体结构形式,通过对传动路线的分析与设计及自由度选取等确定了本变速机构的具体方案,又通过对摩擦结合元件的选取及参数确定,行星齿轮传动机构的传动比计算及齿轮参数等的确定,相关结构部件的强度校核最终完成了拉威挪式四挡行星齿轮变速机构的设计。本设计采用用了3个离合器和2个制动器就能实现4挡控制,此外,在变速机构的设计中,两行星排公用齿圈、长行星轮和大太阳轮,又使得结构更为紧凑,能够更加广泛的适用于发动机前置前驱的轿车上。
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参考文献 参考文献
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