自行车内三速变速器设计

1、X X 大 学本 科 毕 业 论 文（设计）题目: 自行车内三速变速器设计 姓名: XXX 专业: 机械设计制造及其自动化 学院: 机电与控制工程学院 学号: XXXXXXXXX 指导教师: XXX 职称： 教 授 2012 年 X月X日深圳大学本科毕业论文（设计）诚信声明本人郑重声明：所呈交的毕业论文（设计），题目自行车内三速变速器设计是本人在指导教师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式注明。除此之外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。本人完全意识到本声明的法律结果。 毕业论文（设计）作者签名： 日期： 年

2、 月 日目录【摘要】11.序言11.1自行车内三速变速器的应用与发展21.2研究的目的和意义31.3研究思路和方法32.内三速结构和变速原理32.1行星齿轮的传动比42.2自行车内三速变速器结构简图52.3离合器十字拨块结构研究62.4均载机构分析62.5减速工作原理62.6常速工作原理72.7增速工作原理72.8行星轮系的工作效率82.9总结表格93.内三速变速器三维建模和动作模拟93.1.1对内三速变速器零件建模93.1.2用solidworks软件对零件进行装配123.1.3说明153.2运动模拟153.2.1对行星轮系的仿真154.齿轮参数测量、计算和优化184.1基于中心距、齿数、模

3、数、啮合角，对各齿轮参数进行计算184.2基于标准齿轮，对行星齿轮传动比范围的初步选择224.3基于原传动比，对比标准齿轮与变位齿轮的齿根弯曲强度244.4对内三速变速器的优化255.研究总结27自行车内三速变速器设计机械设计制造及其自动化 XXX学号：XXXXXXXXX【摘要】人类自行车发展至今已有200多年的历史，并随着科学技术和人文精神等的发展，人类对自行车有更高的要求。在遇到上坡、下坡、平坦公路、柏油马路以及凹凸不平的不良道路、冬季迎着寒风骑车等不良骑行条件下，为了适应骑车人的条件，不改变脚蹬上的踏力和踏速(脚瞪踏速)，只改变速比，从人体工程学角度出发，将人的力量最大限度地转化为推力为

4、了达到这些要求，人类便在自行车上装上一种变速装置-内三速变速器。并以最优传动比，将人的踏力最大限度地转化为推力。自行车内三速变速器，是以行星齿轮系为变速主体，由外部的控制来进行离合器与调速元件的作动，来改变各档位，从而获得最后由轴皮筒输出的加速、常速、减速变速。 本研究对已有内三速变速器工作原理进行分析，并计算其工作效率。深入研究时，对内三速先进行拆卸；再测量其各部件主要参数，用计算机辅助设计软件进行三维建模，并进行运动仿真；最后对内三速变速器主要机构-行星轮系中各齿轮进行参数测量、计算和优化，用经优化后的参数进行设计，在行星轮系体积和传动比相当的前提下，可提高行星轮系中中心轮和行星齿轮的抗弯

5、强度安全系数，中心轮提高4.05%、行星轮提高0.69%，达到优化的效果。 【关键词】自行车、骑行条件、人体工程学、内三速变速器、行星齿轮、传动比1.序言自行车从发明时起至今已有200余年的历史。经过不断地演变和改进，其结构日趋合理，性能不断改善。自行车无噪音、无污染、重量轻、结构简单、造价低廉、使用和维修方便，既能作为代步和运载货物的工具，又能用于体育锻炼，因而为人们所广泛使用。就是在汽车相当普及的发达国家，自行车也很受欢迎。18世纪末，法国人西夫拉克发明了最早的自行车。这辆最早的自行车是木制的，其结构比较简单，既没有驱动装置，也没有转向装置，骑车人靠双脚用力蹬地前行，改变方面时也只能下车搬

6、动车子。世界上第一批真正实用型的自行车出现于19世纪初。1817年，德国人德莱斯在法国巴黎发明了带车把的木制两轮自行车。这种自行车虽然仍旧用脚蹬才能前行，但是可以一边前行一边改变方向，它一问世便引起了人们的极大兴趣。人类便进入了自行车时代。10随着科学技术和人类人文精神等的发展，人们对自行车的要求也越来越高。在外形美观、传动速度等方面都在不断的改良优化。在1902年出现了第一辆变速自行车后，变速自行车开始发展，并在20世纪80年代开始流行。20世纪90年代，人们又基于外变速自行车，从外形美观、保养等方面出发，发明了自行车内变速器。自行车内变速器最常见的便是自行车内三速变速器。自行车内三速变速器

7、，是以行星齿轮系为变速主体，由外部的控制来进行离合器与调速元件的作动，来改变各档位，从而获得最后由轴皮筒输出的加速、常速、减速变速。自行车内三速变速器安装在自行车后轴上，消除了自行车后轴在运行过程中的轴向摆动现象,改善了自行车后轴回转运动的稳定性,并提高了使用的可靠性与安全性，同时可使自行车在外观上有进一步的改善。自行车内三速变速器作为内变速系统，变速主要装置暗藏在轴皮筒内部，经过多层特殊密封材料保护，避免暴露在外界，因此雨水、灰尘、油垢等无法进入、也避免了太阳的暴晒与风雨等的侵蚀，故无需定期保养，实现了免保养、精密、耐用、轻巧等优点，达到人们使用方便的效果。总体外观如图1所示。图1 自行车后

8、轴内三速变速器总体外观1.1自行车内三速变速器的应用与发展自行车内变速器装置自诞生至今已有10年的历史，在日本、美国及西欧国家等发达国家，内变速器已经非常普遍了（在日本超过50%的自行车是内变速车）。在中国国内，内变速器也有较快的发展，目前，已有越来越多的人选择内变速自行车。1）国外应用现状及发展在日本、美国及西欧国家等发达国家，内变速器已经非常普及。随着科学技术的不断发展，内变速器在外观结构设计及制造材料等方面也有了突飞猛进的发展。其在结构设计上越来越微型轻巧化、并且有由内变速与外变速相结合的变速系统，简图如图2所示（美国SRAM公司产品之一）。也从内三速变速发展到更多速变速；同时也采用了更

9、优质的材料进行制造，在零件钢度、强度及重量方面有很大的改善，使其在总体上达到质量更好，重量更轻的效果。这方面在日本和美国等发达国家发展得比较好，现在市面上比较常见的内三速变速器品牌有主要有SRAM和Shimano两大品牌，分别是美国和日本的。图2 内、外变速相结合变速系统简图（SRAM公司产品）2）国内应用现状及发展和日本和美国等发达国家相比，中国国内由于消费者人文意识还不是很强烈，也未能体会到内变速器的魅力，所以内变速器在现阶段还未普及，人们更多的是使用需保养、易损坏的外变速器，但随着社会的进步发展，内变速器会是人们最终的选择。然而，国内也有部分地区及企业已经加速在内变速器方面的研究，同时也

10、取得了较快的发展。捷安特等中国台湾大型自行车品牌企业在内变速器上做出巨大的贡献，同时我国也有一部分科研学者已经发明并申请了自行车内变速系统的相关专利，为我国自行车内变速系统做出重要贡献。随着人们的重视、及科学技术地不断创新，内变速系统会越来越普及。1.2研究的目的和意义当今，社会发展已由工业社会向后工业社会、信息社会过渡，越来越重视“以人为本”、为人服务，因此，各机械零件的设计更应强调从人自身出发，在以人为主体的前提下结合人们衣、食、住、行以及一切生活、生产活动中的综合习惯来研究设计。自行车内三速变速器正是本着人体工程学，以人为本的前提下研究设计出的，因此，研究并设计自行车内三速变速系统具有符

11、合人类需求、顺应时代发展等特点。时代的主题便是企业发展生存的主题。换而言之，自行车企业要屹立于竞争如此之大的社会中，必须顺应时代的发展，以人为本，从而设计出更为人们所青睐的变速系统。无庸置疑，自行车企业应加快发展自行车内变速系统，提高其市场竞争力。1.3研究思路和方法自行车内三速变速器设计的研究方法、手段：1、 对某款自行车内三速变速器进行拆卸，分析其传动特征2、 用三维绘图软件进行建模、装配后仿真模拟3、 对内三速变速器重要零件进行设计研究步骤：1、 拆卸并分析各零件2、 用测量工具测量各零件尺寸3、 用三维绘图软件进行绘图、装配和模拟4、设计内三速变速器重要零件2.内三速结构和变速原理 对

12、现在内三速器变速机进行拆卸，提取其主要部件：行星轮系。由于内三速变速器的主要变速原理是由行星轮系实现的，则对内三速的变速原理的研究转化为对行星轮系的变速研究。2.1行星齿轮的传动比行星齿轮系为周转轮系，故其传动比不能直接用定轴轮系传动比的求法来计算。为方便计算其传动比，可根据相对运动原理，给整个行星齿轮系加上一个公共角速度“-wH”（wH为行星齿轮系中行星架的角速度），则此时，行星架的角速度为wH-wH=0（即行星架“静止不动”）,如图3、图4。因此，周转轮系转化成了定轴轮系。1图3 加上公共角速度“-wH”的行星轮系图4 行星轮系简图当整个行星齿轮系加上公共角速度“-wH”后，其各个构件的角

13、速度变化如表1所示。表1 各构件角速度变化于是，转化轮系的传动比式中“-”号表示在转化轮系中轮1与轮3的转向相反，即与的方向相反。因为此次研究的内三速变速器中行星齿轮系中，中心轮是固定的，则，则<1 可见，当以内齿圈为输入，行星架为输出时，有（1）则该行星轮系为减速； 当以行星架为输入，内齿圈为输出时，有（2）则该行星轮系为加速。2.2自行车内三速变速器结构简图本研究的自行车内三速变速器主要结构是2K-H行星齿轮机构，其总体结构简图如图5所示。图中，零件序号说明：1链轮、2千斤I、3千斤II、4离合器十字拨块（与链轮镶嵌）、5行星架、6轴皮筒、7千斤III。并测量齿数得：中心轮Z1=16

14、、行星轮Z2=13、中心内齿轮Z3=44。图5 内三速变速器结构简图2.3离合器十字拨块结构研究十字拨块实体图如图6左所示，左边1：8角花健（与行星架健槽，图6中，啮合）；右边2：4角花键（与链轮，图6右，啮合）。研究链轮可知，链轮内部健槽宽度比与其啮合花健的宽度要大得多，这是因为，在由常速变为加速过程中，离合器十字拨块将向行星架的方向移动，并且为了找到合适的啮合位置，十字拨块将边旋转边前进，然而在旋转的过程中，十字拨块还一直也链轮啮合，为了防止此过程中链轮内槽与十字拨块4角花健碰撞，则将链轮内部健槽宽度加大。图6 十字拨块、行星架和链轮实体图2.4均载机构分析行星齿轮传动功率分流的理想受力状

15、态，由于受不可避免的制造和安装误差，零件变形及其他等因素的影响，实际上很难达到。为了充分发挥多个行星轮功率分流的优点，经常采用各种均载装置使太阳轮、内齿轮、行星架之一或之二成为浮动构件（均载机构），依靠浮动构件的浮动来补偿各构件在制造和装配过程中所产生的偏心误差。行星轮数目为三时，将太阳轮、内齿轮、行星架任意一个构件作为浮动构件，都有较好的均载效果；行星轮数目超过三时，采用基本构件浮动就难以较好地补偿行星轮和行星轴孔的偏心误差，此时，最好采用行星架浮动或行星架和基本构件之一联合浮动。3本研究中的内三速变速器，行星轮第中行星轮数目k=4>3，且采用行星架和内齿轮联合浮动，符合以上结论，可较

16、好地补偿行星轮和行星轴孔的偏心误差，且可达到取消支承面简化结构，对传动结构尤其有利的作用。2.5减速工作原理 离合器处于最右端状态，如图7所示。此时，离合器的十字拨块和千斤II位于垂直于轴线的同一平面内，刚好碰到千斤II的尾部凸起，将千斤II与轴皮筒棘轮的啮合脱开。所以，当链轮转动时，十字拨块被带动转起，千斤II不起作用，而链轮将运动传给中心内齿轮（千斤I与内齿圈作用），此时，行星轮系是以内齿轮为输入，行星架为输出的，最后，由行星架将运动传给千斤III，千斤III与轴皮筒棘轮作用，使其转动，从而推动车轮行驶。此传动过程，可由（1）得，wH=w3=0.733w3，则为减速行驶。图7 变速器减速时

17、结构简图2.6常速工作原理拨动手揿拨把，便将顶针向左推动，于是离合器十字拨块向左移动并与千斤II脱开，如图8所示。此时，链轮将运动直接传给中心内齿轮，内齿轮上的千斤II随着转动，且转速与内齿轮相等，这时千斤II与轴皮筒棘轮作用，使其转动；与此同时，由于内齿轮的转动，仍会带动行星齿轮作行星运动，并且将运动通过行星架传给千斤III，千斤III的转速与行星架转速相等，由式（1）可知，行星架转速小于内齿轮转速，则千斤III的转速小于千斤II的转速，即千斤III的相对于轴皮筒棘轮在往打滑方向转动（发出“嗒嗒”的撞击声），与轴皮筒棘轮无作用关系。综上所述，此进程是千斤II与轴皮筒棘轮作用而使其转动，即为由

18、内齿轮输入，内齿轮输出，为常速。图8 变速器常速时结构简图2.7增速工作原理拨动手揿拨把，再将顶针向左推动，此时离合器十字拨块被推到最左端，且十字拨块刚好嵌入到行星架上相应的沟槽中，如图9所示。当链轮转动时，十字拨块也被带动转起来，它又带动行星架，千斤III随着行星架转动，转速与行星架相等；与此同时，由于行星架的转动，将带动行星齿轮作行星运动并驱动中心内齿轮转动，装在内齿轮上的千斤II也随着转动，其速度也内齿轮相等。由式（2）可知，以行星架为输入、内齿轮为输出时，w3=wH=1.364wH，内齿轮转速大于行星架转速，即千斤II的转速大于千斤III的转速，故千斤III的相对于轴皮筒棘轮在往打滑方

19、向转动（发出“嗒嗒”的撞击声），与轴皮筒棘轮无作用关系。综上所述，此进程是千斤II与轴皮筒棘轮作用而使其转动，即为由行星架输入，内齿轮输出，为增速。图9 变速器增速时结构简图2.8行星轮系的工作效率查齿轮手册可得2Z-X类NGW型的行星轮系传动效率计算式，如下表2表2 2Z-X类NGW型的行星轮系传动效率 式中 则当主动件为行星架、从动件为内齿轮时，传动效率为 当主动件为内齿轮、从动件为行星架时，传动效率为2.9总结表格 如表3所示表3 内三速变速器减、常、增速情况3.内三速变速器三维建模和动作模拟 对现有的内三速变速器进行拆卸，把各主要部件的主要尺寸测量出，并用solidworks软件进行三

20、维模型建立，并进行装配，最后进行协作模拟，于实体的运动进行仿真比较。对内三速变速器零件建模 1、中心轴、离合器的建模。先由solidworks设计库导入齿数Z1=16、模数m=0.8等相应参数的外齿轮，并通过拉伸步骤，建立中心轴模型；通过拉伸、切除、阵列步骤，建立离合器模型，如图10所示。图10 中心轴（含中心齿轮）、离合器 2、内齿轮、棘爪及其轴的建模。先由solidworks设计库导入齿数Z3=44、模数m=0.8等相应参数的内齿轮，并通过拉伸、切除步骤，建立内齿轮模型，如图11。通过拉伸切除步骤，建立棘爪及其轴的模型，如图12。 图11 内齿轮 图12 棘爪及其轴 3、行星架、行星齿轮、

21、行星齿轮轴及行星架棘爪、棘爪轴的建模。行星齿轮是由solidworks设计库导入齿数Z2=13、模数m=0.8等相应参数的外齿轮；行星架、棘爪、轴是通过拉伸、切除、阵列等步骤建立而成的模型。所有零件图模型如图13所示。图13 行星架、行星齿轮、行星齿轮轴及行星架棘爪及其轴4、 链轮、链轮连接件、链轮棘爪及其轴的建模。链轮是由solidworks设计库导入的相应参数的标准件；链轮连接件、链轮棘爪及其轴都是通过拉伸、切除、阵列等步骤建立而成的模型。所有零件图模型如图14所示。图14 链轮、链轮连接件、链轮棘爪及其轴5、花鼓的建模。通过拉伸、切除、阵列等步骤建立花鼓模型，模型如图15所示。图15 花

22、鼓 6、总体零件介绍见视频“总体零件介绍.avi”。相关图片如图16所示。图16 所有零件介绍图用solidworks软件对零件进行装配 1、中心轴与离合器的配合。对中心轴、离合器进行同轴心的配合，实物图与solidworks中模型图的对比如图17所示。图17 中心轴与离合器配合实物与模型的对比 2、内齿轮与棘爪的配合。轴、棘爪孔与内齿轮上相应的孔进行同轴心配合，轴底面与内齿轮孔底面进行重合配合，棘爪面与内齿轮槽面重合配合，实物图与模型图的对比如图18所示。图18 内齿轮与棘爪配合实物与模型的对比 3、行星架与行星齿轮、棘爪的配合。齿轮轴、行星齿轮孔、行星架相应孔进行同轴心配合，棘爪轴、棘爪孔

23、、行星架相应孔进行同轴心配合，轴底面与行星架相应底面重合配合，行星齿轮底面与行星架相应槽面重合配合，棘爪面与行星架相应槽面重合配合，实物图与模型图的对比如图19所示。图19 行星架与行星齿轮、棘爪配合实物与模型的对比 4、中心轴、行星架、内齿轮的标准配合。行星架、内齿轮、中心轴进行同轴心配合，实物图与模型图的对比如图20所示。图20 行星轮系配合实物与模型的对比5、 行星轮系的机械配合。中心轴、行星架、内齿轮的标准配合后，在装配图上切除一部分，以便观察齿轮间的配合关系，如图21所示。内齿轮与行星齿轮进行齿轮的机械配合，行星齿轮与中心齿轮进行齿轮的机械配合，并在参数设定中设定相应的传动比。图21

24、 行星轮系剖面图 6、链轮、链轮连接器、棘爪的配合。链轮与链轮连接器同轴心配合，链轮面与连接器相应面重合配合，轴、棘爪孔与连接器上相应孔同轴心配合，棘爪面与连接器相应面重合配合，轴底面与相应孔底面重合配合，实物图与模型图的对比如图22所示。图22 链轮配合实物与模型的对比 7、整体装配图。把花鼓与其他各装配体同轴心配合，实物图与模型的对比如图23所示。整体装配体剖面图如图24所示。图23 整体装配实物图与模型图的对比图24 整体装配体剖面图8、装配体的爆炸视图。相关图片如图25所示，具体见“总装配体爆炸动画.avi”。图25 装配体的爆炸视图说明 本研究中的内三速变速器零部件共有三个千斤，因其

25、形状不规则，如图26所示，难以用solidworks表达，考虑到千斤作用效果与棘轮棘爪相似，为方便研究（在solidworks中易表达），便用棘爪代替千斤，如图27所示。图26 千斤实物图图27 棘爪模型图3.2运动模拟对行星轮系的仿真在solidworks中打开行星轮系装配体，并在solidworks中打开运动算例栏，进行行星轮系的仿真运动。为了明显地观察出行星轮系运动进程中其变速传动，分别给行星架和内齿轮配合上一小圆杆，并在开始运动前，把两小圆杆调到重合处（从中心轴底面上看），如图28所示。图28 行星轮系的仿真为了计算仿真过程中的传动比，在中心轴底面加上一分度盘，如图29。图29 行星轮

26、系加分度盘1 行星架输入，内齿轮输出的运动仿真。在solidworks中打开运动算例栏，并选择马达选项，给行星架加上旋转马达，并设定相应的参数，如图30所示。图30 旋转马达参数确定之后便可观察到行星轮系相应的运动情况（具体见视频“行星轮系运动.flv”）。运动一定时间后，行星架及内齿轮位置变化图如图31所示。图31 行星轮系运动后位置图由图可见，行星轮系在一定时间内，行星架转过1100，而内齿轮转过1500，故，其传动比为加速传动，与理论计算值完全相符。2 内齿轮输入，行星架输出的运动仿真。在solidworks中打开运动算例栏，并选择马达选项，给内齿轮加上旋转马达，并设定相应的参数，如图3

27、2所示。图32 旋转马达参数确定之后便可观察到行星轮系相应的运动情况。运动一定时间后，行星架及内齿轮位置变化图如上图图30所示。由图可见，行星轮系在一定时间内，内齿轮转过1500，而行星架转过1100，故，其传动比为减速传动，与理论计算值完全相符。3 总体情况见视频“行星轮系运动总情况.flv”。4.齿轮参数测量、计算和优化 由以上研究可知，内三速变速器主要机构为行星齿轮机构，则对行星齿轮机构中各齿轮进行参数测量、计算。最后，再根据已有的参数，对行星轮系进行强度优化。4.1基于中心距、齿数、模数、啮合角，对各齿轮参数进行计算1、 对各齿轮可测量参数的测量 中心轮、行星轮、内齿轮齿数如表4；其他

28、参数如表5。表4 各齿轮齿数表5 中心轮、行星轮、内齿轮的齿顶圆直径da、齿根圆直径df、中心距（行星轮与中心轮）参数2、 计算齿轮的模数m由Z1=16、Z2=13（小于Zmin=17）可知，在大批量生产条件下，制造中心齿轮Z1和行星齿轮Z2需采用变位修正法，从而避免发生根切现象。查阅齿轮手册等相关资料得知，行星齿轮系中，为提高中心齿轮与行星齿轮的强度（因其齿数较小），大多数情况下采用变位修正法制造，且为正变位法，同时，因内齿轮齿数较大，常采用标准齿轮。因此，可得出以下结论：该行星轮系中的中心齿轮、行星齿轮是正变位齿轮，内齿轮是标准齿轮。当内齿轮是标准齿轮，则有3=200da3=（Z3-2ha

29、*-2c*)m式中ha*为齿顶高系数（标准齿轮取1）、c*为顶隙系数（标准齿轮取0.25）。代入上式，得m3=0.798mm查阅机械设计手册圆柱齿轮标准模数系列表可行，m3取0.8。由啮合条件可知，齿轮Z1、Z2、Z3的模数及压力角应都相等，则有m=m1=m2=m3=0.8mm3、 确定啮合角由于行星轮系中，中心轮与行星轮的实际中心距和内齿轮与行星轮的实际中心距应相等，又则；，又则可得查机械设计手册，可分配，则可根据上式算出。则啮合角，。4、无侧隙啮合检验无侧隙啮合时：s'1=e'2 ，s'2= e'1，故有：p' s'1+ e'1 =

30、s'2 + e'2= s'1+ s'2，式中s'为啮合处齿厚、e'为啮合处齿槽宽、p'为啮合处齿距。即，当p' s'1+ s'2时，可证明变位齿轮为无侧隙啮合。可求p'=又s'1= s1r'1/r1 -2r'1(inv'-inv)s'2= s2r'2/r2 -2r'2(inv'-inv) r'i/ri( rbi/cos')/(rbi/cos) cos/cos（i =1,2） 则 测量可得s1=1.44、s2=1.35,且啮合角=

31、26.540。则可得，p's'1+ s'2，故此啮合为无侧隙啮合。5、确定变位系数和由无侧隙啮合条件可得无则隙啮合方程则变位系数和 6、计算中心距变动系数y和齿顶高降低系数yy=（a,-a）/m=（11.8-11.6）/0.8=0.25y=（x1+x2）-y=0.64-0.25=0.397、分配中心齿轮和行星齿轮的变位系数x1和x2行星齿轮的主要失效形式为齿根断裂，查机械设计手册及齿轮手册得，主要失效形式为断裂的齿轮变位系数分配如下：主动轮因为此内三速变速器是中心轮固定，则，其中则行星齿轮的变位系数中心轮变位系数x1=0.64-0.339=0.301明显得，x1x2，故

32、为不等变位齿轮传动，且x1+x2>0，则其为正传动。由两齿轮不产生根切的条件：又0.301>1*（17-16）/17=0.0590.339>1*(17-13)/17=0.235故中心齿轮、行星齿轮变位避免了根切，也加强齿轮啮合的强度。8、计算齿轮的几何尺寸齿轮啮合后节圆直径：9、说明 由表5中数据与表中测量数据对比，有微小差异，但大致相同，这是由于测量过程中存在误差造成的。4.2基于标准齿轮，对行星齿轮传动比范围的初步选择1、 初选行星齿轮传动比范围由于本研究中的行星轮系是NGW型的，查齿轮手册可得，其传动比范围为1.1313.7。则初选行星齿轮的传动比为、，对比其相应的齿轮

33、强度为确定行星齿轮传动比。2、 确定不同传动比对应的各齿轮齿数（基于行星轮个数为K=4，内齿轮齿数Z3=44）1 由于，且由行星齿轮装配条件可知（K=4），N必须为整数则（x为整数），则Z1必须为4的倍数。当传动比i=（或约为）时，取Z1=20。 计算行星轮齿数，。配齿结果：Z1=20、Z2=12、Z3=44。2 传动比i=（或约为）时，同理可得配齿结果：Z1=16、Z2=14、Z3=44。3 传动比i=（或约为）时，同理可得配齿结果：Z1=12、Z2=16、Z3=44。3、 齿轮的主要参数计算公式外啮合时 中心轮弯曲应力（） 行星齿轮弯曲应力4、 对比不同传动比下，外啮合齿轮齿根弯曲应力1

34、i=（或约为）时，Z1=20、Z2=11，查机械设计手册可得Z1、Z2齿形系数此时，Z1齿根弯曲应力则Z2齿根弯曲应力2 i=（或约为）时，Z1=16、Z2=14，查机械设计手册可得Z1、Z2齿形系数此时，Z1齿根弯曲应力则Z2齿根弯曲应力3 i=（或约为）时，Z1=12、Z2=16，查机械设计手册可得Z1、Z2齿形系数此时，Z1齿根弯曲应力则Z2齿根弯曲应力 综上，对比之下，当传动比i=（或约为）时，行星轮齿根弯曲应力最小，中心轮齿根弯曲应力也相对较小，且各齿轮齿数适中，则在体积相当且齿轮模数一样的情况下，传动比i=（或约为）为最佳传动比。4.3基于原传动比，对比标准齿轮与变位齿轮的齿根弯曲

35、强度由之上研究可知，当行星齿轮为标准齿轮时，各齿轮齿数应为Z1=16、Z2=14、Z3=44；当行星办轮为变位齿轮时，各齿轮齿数应为Z1=16、Z2=13、Z3=44，对比标准齿轮与变位齿轮的传动，齿根弯曲疲劳强度。1、外啮合 中心轮弯曲应力（） 行星齿轮弯曲应力 查机械设计手册可得，Z1、Z2（标准齿轮）的齿形系数与应力修正系数对应值如下：、；、则 Z1、Z2（变位齿轮：x1=0.301、x2=0.339）的齿形系数与应力修正系数对应值如下：、；、则 明显，当Z1、Z2变位时，其所受的弯曲应力、都比标准齿轮小，又安全系数 即变位时，Z1、Z2抗弯强度安全系数、都比不变位时大。且变位Z1抗弯强

36、度安全系数比不变位Z1抗弯强度安全系数大1.3%；变位Z2抗弯强度安全系数比不变位Z2抗弯强度安全系数大0.44%。故，采用变位齿轮可提高齿轮传动时的齿根弯曲疲劳强度。以上各式中代号说明如表7：表7 齿轮主要计算参数2、内啮合由于内齿轮采用标准齿轮，则不进行对比。4.4对内三速变速器的优化由前本对实体内三速变速器的研究可知此内三速变速器的主要机构（行星轮系）的主要参数，由于行星齿轮与中心轮都采用变位齿轮，在加工过程中可能需改变刀具（非标准刀具），制造成本则会上升。基于此，对内三速变速器进行优化，在不降低其强度、不大尺度增大整体外型尺寸的基础下，使行星轮系中各齿轮尽量采用标准齿轮。取Z1=17，

37、又，则。取、行星轮数K=4，由装配条件可知（整数）满足条件。计算行星齿轮齿数则Z1=17、Z2=17、Z3=51，且传动比。任取模数m=0.8，由于内齿轮的尺寸直接影响行星轮系的尺寸，从而影响内三速变速器的尺寸，则应对比内齿轮在的尺寸。当Z3=44时，内齿轮分度圆直径d3=0.8*44=35.2mm；当Z3=51时，内齿轮分度圆直径d3,=0.8*51=40.8mm。显然，两者分度圆尺寸差距只有0.56mm，对整体尺寸影响可忽略不计。对比优化后（Z1=17、Z2=17、Z3=51）行星轮系中各齿轮与原行星轮系中各齿轮（Z1=16、Z2=13、Z3=44）的齿根弯曲强度。各齿轮的齿形系数与应力修

38、正系数对应值如表8表8 各齿轮齿形系数与应力修正系数由式（4）可得各齿轮齿根弯曲应力（）1 Z1=13且变位系数2 Z2=16且变位系数3 Z3=44且为标准内齿轮4 Z1，=Z2，=17且为标准齿轮5 Z3=51且为标准内齿轮 由于K、Ft、b、m等其他参数都一样，则可对比优化后与优化前各齿轮齿根弯曲应力。明显得，优化后中心轮与行星轮的齿根弯曲应力都比原来的小，内齿轮则没变。又安全系数参数都一样。则优化后Z1、Z2抗弯强度安全系数、都比原来的大，优化后Z1抗弯强度安全系数比优化前Z1抗弯强度安全系数大4.05%；优化后Z2抗弯强度安全系数比优化前Z2抗弯强度安全系数大0.69%；Z3无明显变

39、化。故，优化后可提高齿轮传动时的齿根弯曲疲劳强度。综上所述，把原内三速变速器优为Z1=17、Z2=17、Z3=51（模数m不变，仍为0.8）后，齿轮传动时齿根弯曲疲劳强度增加，整体尺寸也无明显变大。传动比i=1.333略小于原来的i=1.364，但这可通过略改变链轮的传动来调整整体传动比不变。5.研究总结本文是对已知自行车内三速变速器进行研究。先进行内三速变速器的拆卸，对其工作原理进行研究；再用solidworks等三维计算机辅助设计软件对其进行三维建模、运动仿真；最后再对内三速变速器中重要零件（行星轮系中的齿轮）进行设计。论文的研究工作主要包括以下几个部分：1） 对已知内三速变速器的研究。用

40、拆卸工具对内三速变速器进行拆卸，并得知其主要机构为行星齿轮机构，所以，对内三速变速器的工作原理研究可转化为对行星齿轮的研究。用机械原理知识，可得出行星齿轮机构的变速特征。并与内三速变速器中离合器的结合，清楚的知道内三速变速器减速、常速、增速三种速度的实现原理。此过程中，遇到较的困难是对离合器的拆卸，因工具等的局限性，无法对其进行完整的拆卸，但通过对其相连轴部分的研究，可初步估算其内部结构，便把问题都相应解决。2） 用solidworks三维计算机辅助设计软件对内三速变速器进行建模、运动仿真。通过测量工具，对拆卸下的各个零件基本尺寸进行测量，并用solidworks进行建模。之后，对已建好的零件模型进行装配，最后装配成与实物形状大致相同的装配体。为方便研究，在仿真时，内三速变速器的变速运动简化为对行星轮系的变速运动。最后，用soli