南昌航空大学科技学院学士学位论文
df内?df1?d1?2m(ha?C??x1)啮 合 用插齿刀加工 df1?78.087 df2?224.7126 df1?78.087 df2?225.0204 ? df2?da0?2a02?为插齿刀与被加工齿轮之间的中心距。 注：1.表内公式中，da0为插齿刀的齿顶圆直径；a022.表中的径向间径?e=2?ham，其中?ha=7.6（1-x） /z2。
??2关于用插齿刀加工内齿轮，起齿根圆直径df2的计算。
?已知模数m=3mm，插齿刀齿数z0=25，齿顶高系数ha0=1.25，变位系数x0=0（中
等磨损程度）。试求被插制内齿轮的齿根圆直径df2。
齿根圆直径df2按下式计算，即
? df2=da0+2a02式中 da0——插齿刀的齿顶圆直径；
?——插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 a02?0?x0?=3?25?2?3?1.25?0?=82.5（mm） da0=mz0?2m?ha 现对内啮合齿轮副b-c和e-c分别计算如下。 （1）b-c内啮合齿轮副（x2?2.1022，zb=69）
?? inva022?x2?x0?tana?inva
zb?z02?2.1022?0?tan20??inv20?=0.049683 =
69?25?=29?17? 查表得a02z?z0 y02=b2?cosa?69?25?cos20??????1??1?cos29?17????1.7021 ?cosa??2??02???为 加工中心距a02?z?z0??69?25??=m?b a02?y02??3??1.7021??71.1063（mm） 22????按一下公式计算内齿轮b齿根圆直径为
?=82.5+2?71.1063=224.7126mm（填入表2中） df2?da0?2a02(2)e-c内啮合齿轮副（x2?0.2645，ze=72）
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?=仿上，inva022?x2?x0?tana?inva
z2?z02?0.2645?0?tan20??inv20?=0.019001 =
72?25?=21?37? 查表得a02z?z0y02=e2?cosa?72?25?cos20??????=?1?1?0.2534 ????cosa???2?cos2137?02???z?z0??72?25??=m?ea02?y02??3??0.2534??71.2602（mm）
??2??2则得内齿轮e的齿根圆直径为
??82.5?2?71.2602?225.0204mm（ 填入表2中） df2?da0?2a022.2.6装配条件的计算
对于所设计的上述行星轮传动应满足如下的装配条件
邻接条件
按如下公式验算其邻接条件，即
?sindac?2aac?np
?和np值代入上式，则得 将已知的dac、aac180?91.3608mm<2?66?sin=114.3154mm
3即满足邻接条件。 同心条件
按如下公式验算该3Z(II)型行星传动的同心条件，即
za?zczb?zcze?zc ?????cosaaccosabccosaec??23?18?、abc??28?53?、??a?20?；各各齿轮副的啮合角为aac和aec且知za?15、zb?69、ze?72和zc?28。代入上式，即得 15?2869?2872?28?? =46.82
cos23?18?cos28?53?cos20?则满足同心条件。 安装条件
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按以下公式验算其安装条件，即得
?za?zb15?69??28(整数）?n3p? ?
?zb?ze?69?72?47(整数）?np3?所以，满足其安装条件。
2.2.7传动效率的计算
??222.1463mm大 由查表得到的几何尺寸计算结果可知，内齿轮b的节圆直径dbb??216mm，?>de?,故该3Z(II)行星传动的传动功率?ae于内齿轮e的节圆直径de即db可
采用如下公式进行计算，即
b ?ae=
0.981?ix?1?be1?pbae
b已知iae?134.4和p?zb/za=69/15=4.6
其啮合损失系数
xxx ?be??m??bme xx?mb和?me可按如下公式计算，即有
?11?x??f? ?m=2.3m?b? zzb??c ?xme?11???f?=2.3m?? zze??c取齿轮的啮合摩擦因数fm?0.1，且将zc、zb和ze代入上式，可得
1??1x ?m=2.3?0.1????0.00488 b?2869?1??1x ?m=2.3?0.1????0.00502 e2872??xxx即有 ?be??mb??me=0.00488+0.00502=0.0099
所以，其传动效率为
b ?ae=
0.98?0.80
134.41??1?0.00991?4.6 13
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可见，该行星齿轮传动的效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。
2.2.8结构设计
输入端
根据3Z(II)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；既将中心轮a与输入轴连成一个整体。且按该行星的输入功率P和转速n的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。 按公式
d0min?c3pn=112322=27mm 1500按照3﹪-5﹪增大，试取为30mm,带有单键槽的输入轴直径确定为30mm,再过台阶d1为36mm满足密封元件的孔径要求。轴环用于轴承的轴向定位和固定。可知d2为45mm,宽度为135mm。根据轴承的选择确定轴肩d3为52mm， d4为38 mm。如附图。 输出端
根据d0min?c3pp=112c1=50mm
nin带有单键槽，与齿轮e同体相连作为输出轴。取d1为57mm，选择16X10的键槽。如附图所示 内齿轮的设计
（1）内齿轮b采用紧固螺钉与箱体连接起来，从而可以将其固定。其尺寸如上已算出，图形如附图。
（2）内齿轮e采用齿轮轴设计，既将轮e与输出轴连成一个整体。且按该轮的输入功率P和转速n的初步估算输出轴的直径de，同时进行轴的结构设计。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。
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转臂的设计
一个结构合理的转臂x应是外廓尺寸小，质量小，具有足够的强度和刚度，动平衡性好，能保证行星齿轮间的载荷分布均匀，而且具有良好的加工和装配工艺。对于3Z(II)型中的转臂x不承受外力矩的作用，也不是行星传动的输入或输出构件（此时它不是基本构件），故采用双侧板整体式转臂（其侧板两端无凸缘）。 双侧板整体式转臂，可采用连接板将两块侧板连接在一起。整体式转臂的毛皮是采用锻造或焊接的范式得到的，即在其毛坯上已将两侧板与连接板制成一个整体。 转臂x中所需连接板得数目一般应等于行星齿轮数
np。壁厚为
???0.2~0.3?a?=?0.2~0.3??66?13.2~19.8mm取壁厚为15，其中a?为实际啮合中心
距。沟槽宽度为80mm。外圆直径D?2dc=168mm，取外圆直径170mm。如附图所示。 转臂X1上各行星齿轮轴孔与转臂轴线的中心极限偏差高速级的啮合中心距a=66mm，则得
83a8366fa?????0.0323（mm）
10001000fa可按公式计算，先已知
取
fa=32.3?m
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差?1按公式计算，即
?1??3~4.5?a66??3~4.5??0.0243~0.0366 10001000取?1?0.0300=30?m
?转臂X1的偏心误差ex为孔距相对偏差?1的1，即ex?1=15?m
22先已知低速级的啮合中心距a=66mm，则得
83a8366=0.0323（mm） fa????10001000 取
fa=32.3?m
各行星齿轮轴孔的孔距相对偏差?1按公式计算，即
?1??3~4.5?取?1?0.0300=30?m
a66??3~4.5??0.0243~0.0366 10001000
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