《車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)論文履帶車輛主動(dòng)輪減速裝置設(shè)計(jì)【單獨(dú)論文不含圖】》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《車輛工程畢業(yè)設(shè)計(jì)論文履帶車輛主動(dòng)輪減速裝置設(shè)計(jì)【單獨(dú)論文不含圖】（67頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì) 履帶車輛主動(dòng)輪減速裝置設(shè)計(jì) 系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)： 車輛工程 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 講 師 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Hybrid Tracked Vehicle Active Wheel Reducer

2、 Candidate： Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-11 Supervisor：Lecturer Heilongjiang Institute of Technology 摘 要 在履帶車輛中，減速傳動(dòng)裝置是重要的組成部分之一，本文主要以主動(dòng)輪減速器設(shè)計(jì)為主，在履帶車輛中主動(dòng)輪減速器起著重要的作用。主要的作用：降低電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)主動(dòng)的轉(zhuǎn)速，并增大傳遞到主動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩，是履帶車輛有足夠的動(dòng)力性，滿足履帶車輛起步、加速、通過性。 本設(shè)計(jì)為履帶車輛主動(dòng)輪減速器設(shè)計(jì)，主要介紹齒輪是減速器的選

3、擇以及傳動(dòng)方案的選擇。為適應(yīng)履帶車的行駛條件需要，通過履帶車輛的車重和最大行駛速度，計(jì)算出履帶車輛行駛中所需的最大功率最大扭矩。根據(jù)最大功率計(jì)算總傳動(dòng)比，是總傳動(dòng)比能達(dá)到減速比的要求，并進(jìn)行傳動(dòng)比的分配和確定各輪齒齒數(shù)和尺寸，以及確定選擇使用單級(jí)傳動(dòng)和二級(jí)傳動(dòng)。根據(jù)計(jì)算要求確定輸入輸出軸軸頸計(jì)算和軸段長度的計(jì)算以及軸的校核。最后進(jìn)行密封件的選擇和軸的工藝分析。選擇合適的密封件并滿足設(shè)計(jì)要求，另外軸在加工時(shí)要有一定的技術(shù)要求，加工后的軸應(yīng)滿足技術(shù)和設(shè)計(jì)要求。 單獨(dú)論文不含圖，加153893706 關(guān)鍵詞：減速傳動(dòng)裝置；傳動(dòng)比；傳動(dòng)比；校核；密封件

4、 ABSTRACT Caterpillar vehicles, the slowdown in the transmission device is an important part of this paper mainly active wheel reducer design is given priority to, in active wheel reducer of caterpillar vehicle plays an important role. Main function: reduce the speed of the motor drive, a

5、nd increase initiative to deliver the torque, active wheel is tracked vehicles have enough power to meet tracked vehicles start, accelerate, through sex. This design for tracked vehicles driving gear reducer design, mainly introduces the option and is reducer gear transmission options. Through the

6、caterpillar vehicle weight of the car and maximum speeds of caterpillar vehicle, calculate the maximum power required. According to the maximum power calculating total ratio, and the distribution of transmission ratio, and confirm the pinion gear and dimension. And input/output shaft shaft neck calc

7、ulation and shaft length calculation, and the axis of dynamicrigidity. On the classification of the shaft seal process analysis. Choose appropriate sealing parts and meet the design requirements, another shaft in process must have certain technical requirements, the processed axis should meet the te

8、chnical and design requirements. This design closely combining the most mature modern tracked vehicles of technology. Keywords:Slow Transmission Device; Ratio;Distribution Ratio ; Check; Seals 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第一章 緒 論 1 1.1 選題的目的及意義 1 1.2齒輪式減速器發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3齒輪減速器的

9、發(fā)展趨勢(shì) 2 1.4 主要工作內(nèi)容 3 第二章 減速器傳動(dòng)方案的確定 4 2.1總體方案的確定 4 2.1.1減速器的類型及特點(diǎn) 4 2.1.2傳動(dòng)方案分析 5 2.1.3行星齒輪變速器的工作原理 9 2.1.4常用行星齒輪傳動(dòng)的形式與特點(diǎn) 11 2.2傳動(dòng)比的確定 12 2.2.1確定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 12 2.2.2確定傳動(dòng)比 13 2.3 本章小結(jié) 17 第三章 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 18 3.1 行星排的配齒計(jì)算及強(qiáng)度校核 18 3.1.1 分配傳動(dòng)比 18 3.1.2 行星齒輪傳動(dòng)齒數(shù)確定的條件 20 3.2 減速器高速級(jí)的計(jì)算 23 3.2.1行星排的

10、配齒計(jì)算 23 3.2.2 驗(yàn)算高速級(jí)A－C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度 28 3.2.3 驗(yàn)算A－C傳動(dòng)彎曲疲勞強(qiáng)度的校核 34 3.2.4 根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算來確定內(nèi)齒輪材料 37 3.2.5 C－B傳動(dòng)的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算 38 3.3 減速器低速級(jí)的計(jì)算 38 3.3.1 配齒計(jì)算 38 3.3.2 按接觸強(qiáng)度初算A－C傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 38 3.3.3 行星排齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算 39 3.3.4 驗(yàn)算A－C、C－B傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度及彎曲疲勞強(qiáng)度 41 3.4 本章小結(jié) 41 第四章 軸及軸上支承聯(lián)接件的校核 42 4.1軸的種類 42 4.2軸的工藝要求 42 4.3 軸的初算

11、及材料選擇 42 4.4 高速軸的校核 43 4.4.1 高速軸的受力分析 43 4.4.2 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 44 4.5低速軸的校核 45 4.5.1 低速軸的受力分析 45 4.5.2 按當(dāng)量彎矩校核軸的強(qiáng)度 46 4.5.3花鍵的選擇及校核計(jì)算 47 4.5.4 輸入軸上的花鍵校核 48 4.5.5聯(lián)結(jié)高速級(jí)與低速級(jí)間的花鍵校核 48 4.5.6輸出軸的花鍵校核 49 4.6減速器中軸承的選擇及壽命校核 49 4.6.1 軸承承載能力的計(jì)算 49 4.6.2 軸承的壽命計(jì)算 51 4.7 本章小結(jié) 52 第五章 減速器密封及軸工藝分析 53 5.

12、1 概述 53 5.2 密封形式的選擇 53 5.2.1 密封形式的分類 53 5.2.2 密封形式的選擇 54 5.3軸的工藝分析 55 5.4本章小結(jié) 56 結(jié) 論 57 參考文獻(xiàn) 58 致 謝 59 附 錄A 60 附 錄B 65 V 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第一章 緒 論 1.1 選題的目的及意義 行星齒輪的傳動(dòng)應(yīng)用已有幾十年的歷史。由于行星齒輪傳動(dòng)是把定軸線傳動(dòng)改為動(dòng)軸線傳動(dòng)，采用功率分流，用數(shù)個(gè)行星齒輪分擔(dān)載荷，并且合理應(yīng)用內(nèi)嚙合，以及采用合理的均載裝置，使行星齒輪傳動(dòng)有許多重大的優(yōu)點(diǎn)。這些有點(diǎn)主要有質(zhì)量輕、體積小、

13、傳動(dòng)范圍大，承載能力不受限制，進(jìn)出軸呈同一軸線；同時(shí)效率高。 與普通定軸齒輪傳動(dòng)相比，行星齒輪傳動(dòng)最主要的特點(diǎn)就是它至少有一個(gè)齒輪的軸線是動(dòng)軸線，因而稱為動(dòng)軸輪系。行星齒輪傳動(dòng)中，至少有一個(gè)齒輪即繞動(dòng)軸線自傳，同時(shí)又繞定軸線公轉(zhuǎn)，既作行星運(yùn)動(dòng)，所以通常稱為行星齒輪傳動(dòng)。 目前履帶車輛所采用的減速器為行星齒輪減速器，與傳統(tǒng)減速器相比具有質(zhì)量小、體積小、傳動(dòng)比大、承載能力大以及傳動(dòng)平穩(wěn)和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，這些已被我國越來越多的機(jī)械工程技術(shù)人員所了解和重視。本設(shè)計(jì)通過對(duì)軍用履帶車采用的行星齒輪減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步計(jì)算出各零件的設(shè)計(jì)尺寸和裝配尺寸，并對(duì)設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行參數(shù)化分析，為行星齒輪減速器產(chǎn)品

14、的開發(fā)和性能評(píng)價(jià)，實(shí)現(xiàn)行星齒輪減速器規(guī)模化生產(chǎn)提供了參考和理論依據(jù)。 行星齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)：1）把定軸線傳動(dòng)給為動(dòng)軸線傳動(dòng)；2）功率分流，采用數(shù)個(gè)行星齒輪傳遞載荷；3）合理地應(yīng)用內(nèi)嚙合。 行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)越性：1）體積小、質(zhì)量輕，只相當(dāng)一般齒輪傳動(dòng)的體積、質(zhì)量的1/2～1/3；2）承載能力大，傳遞功率范圍及傳動(dòng)比范圍大；3）運(yùn)行噪聲小，效率高，壽命長；4）由于尺寸和質(zhì)量減少，就能夠采用優(yōu)質(zhì)材料與實(shí)現(xiàn)硬齒面等化學(xué)處理，機(jī)床工具規(guī)格小，精度和技術(shù)要求容易達(dá)到；5）采用合理機(jī)構(gòu)，可以簡(jiǎn)化制造工藝，從而使中小型制造廠就能夠制造，并易于推廣和普及；6）采用行星齒輪機(jī)構(gòu)，用兩個(gè)電機(jī)可以達(dá)到變速要求。由此

15、可見，行星齒輪傳動(dòng)是一種先進(jìn)的齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。 1.2齒輪式減速器發(fā)展現(xiàn)狀 齒輪是廣泛使用的傳動(dòng)元件。目前世界上利用齒輪最大傳遞功率可達(dá)6500kW，最大線速度達(dá)210m／s；齒輪最大重量達(dá)200t，組合式齒輪最大直徑達(dá)25．6m，最大模數(shù)m達(dá)50mm。我國自行設(shè)計(jì)的高速齒輪增速器和減速器的功率已達(dá)44000kW，齒輪圓周速度達(dá)150m／s以上。 齒輪減速器是一種動(dòng)力傳達(dá)機(jī)構(gòu)，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換，將電動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機(jī)構(gòu)。在目前用于傳遞動(dòng)力與運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)中，齒輪減速器的應(yīng)用范圍相當(dāng)廣泛，幾乎在各式機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡。齒輪減速器具有減速及增加轉(zhuǎn)矩

16、作用，因此廣泛應(yīng)用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設(shè)備。齒輪減速器的作用主要有： (1）降速同時(shí)提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)輸出乘減速比，但要注意不能超出減速機(jī)額定扭矩。 (2）減速同時(shí)降低了負(fù)載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 齒輪減速器一般用于低轉(zhuǎn)速大扭矩的傳動(dòng)設(shè)備，把電動(dòng)機(jī)，內(nèi)燃機(jī)或其它高速運(yùn)轉(zhuǎn)的動(dòng)力通過減速機(jī)的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達(dá)到減速的目的，普通的減速器也會(huì)有幾對(duì)相同原理齒輪達(dá)到理想的減速效果，大小齒輪的齒數(shù)之比，就是傳動(dòng)比。 齒輪減速器是一種相對(duì)精密的機(jī)械，使用它的目的是降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩。它的種類繁多，型號(hào)各異，不同種類有不同的用

17、途。齒輪減速器按照傳動(dòng)類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動(dòng)級(jí)數(shù)不同可分為單級(jí)和多級(jí)減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐－圓柱齒輪減速器；按照傳動(dòng)的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速器。 1.3齒輪減速器的發(fā)展趨勢(shì) 隨著社會(huì)的發(fā)展、時(shí)間的推移，齒輪技術(shù)進(jìn)展的步伐越來越迅速。近年來，工業(yè)發(fā)達(dá)國家制造的機(jī)械裝置向著大型、精密、高速、成套和自動(dòng)化方向發(fā)展，有的則向小型、輕量化方向發(fā)展，從而推動(dòng)了齒輪的技術(shù)的進(jìn)步。 概括起來說，當(dāng)今世界各國齒輪技術(shù)發(fā)展的總趨勢(shì)向六高、二低、二化的方向發(fā)展。六高及高承載能力、高齒輪面硬度、高精度、高速度、高可靠

18、性和高傳動(dòng)效率；二低即低噪聲、低成本、二化即標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化。[1] 在產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段，就同時(shí)進(jìn)行工藝過程設(shè)計(jì)及安排產(chǎn)品整個(gè)生產(chǎn)周期個(gè)配套環(huán)節(jié)。市場(chǎng)的快速反映大大縮短了產(chǎn)品投放市場(chǎng)的時(shí)間。零部件企業(yè)正向大型化、專業(yè)化、國際化發(fā)展。齒輪產(chǎn)品將成為國際采購、國際配套的產(chǎn)品。 適應(yīng)市場(chǎng)要求的新產(chǎn)品開發(fā)，關(guān)鍵工藝技術(shù)的創(chuàng)新競(jìng)爭(zhēng)，產(chǎn)品質(zhì)量競(jìng)爭(zhēng)以及員工技術(shù)素質(zhì)與創(chuàng)新精神，是2l世紀(jì)企業(yè)競(jìng)爭(zhēng)的焦點(diǎn)。在2l世紀(jì)成套機(jī)械裝備中，齒輪仍然是機(jī)械傳動(dòng)的基本部件。由于計(jì)算機(jī)技術(shù)與數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，使得機(jī)械加工精度、加工效率大為提高，從而推動(dòng)了機(jī)械傳動(dòng)產(chǎn)品多樣化，整機(jī)配套的模塊化、標(biāo)準(zhǔn)化，以及造型設(shè)計(jì)藝術(shù)化，使產(chǎn)品更加精

19、致、美觀。 數(shù)控機(jī)床和工藝技術(shù)的發(fā)展，推動(dòng)了機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展。在傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中的電子控制、液壓傳動(dòng)，齒輪、帶鏈的混合傳動(dòng)，將成為變速箱設(shè)計(jì)中優(yōu)化傳動(dòng)組合的方向。在傳動(dòng)設(shè)計(jì)中的學(xué)科交叉，將成為新型傳動(dòng)產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢(shì)。 工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產(chǎn)線配套的大功率和中小功率變速箱。國內(nèi)的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面(50～60HRC)、高精度(4～5級(jí))、高可靠度軟啟動(dòng)、運(yùn)行監(jiān)控、運(yùn)行狀態(tài)記錄、低噪聲、高的功率與體積比和高的功率與重量比的方向發(fā)展。中小功率變速箱為適應(yīng)機(jī)電一體化成套裝備自動(dòng)控制、自動(dòng)調(diào)速、多種控制與通訊功能的接口需要，產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)與外型在相應(yīng)改變。矢量變頻

20、代替直流伺服驅(qū)動(dòng)，已成為近年中小功率變速箱產(chǎn)品(如擺輪針輪傳動(dòng)、諧波齒輪傳動(dòng)等)追求的目標(biāo)。 隨著我國航天、航空、機(jī)械、電子、能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機(jī)器人等在各工業(yè)部門的應(yīng)用，我國在諧波傳動(dòng)技術(shù)應(yīng)用方面已取得顯著成績。同時(shí)，隨著國家高新技術(shù)及信息產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，對(duì)諧波傳動(dòng)技術(shù)產(chǎn)品的需求將會(huì)更加突出。中國齒輪行業(yè)在20世紀(jì)90年代的快速發(fā)展，已基本完成由賣方市場(chǎng)投到買方市場(chǎng)的轉(zhuǎn)變。隨著我國體質(zhì)的個(gè)改革的深入，充分發(fā)揮行業(yè)協(xié)會(huì)的作用，加強(qiáng)行業(yè)自律性的市場(chǎng)約束，形成有序競(jìng)爭(zhēng)的市場(chǎng)制度，是當(dāng)前是的發(fā)展的迫切任務(wù)。 減速器和齒輪的設(shè)計(jì)與制造技術(shù)的發(fā)展，在一定程度上標(biāo)志著一個(gè)國家的工業(yè)水平，因

21、此開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術(shù)在我國有廣闊的前景。 1.4 主要工作內(nèi)容 以履帶車輛主動(dòng)輪減速機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)為主要研究對(duì)象，對(duì)主動(dòng)輪減速器進(jìn)行了研究設(shè)計(jì)，確定主動(dòng)輪行星齒輪減速器選擇，對(duì)行星齒輪減速器的基本工作原理進(jìn)行分析選擇、行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)與校核。主要內(nèi)容包括： 1.行星齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)方案分析、行星齒輪工作原理以及配齒、傳動(dòng)比確定； 2.行星齒輪傳動(dòng)比分配、各輪齒齒數(shù)和尺寸確定； 3.軸的工藝要求、軸頸計(jì)算以及輸入軸輸出軸設(shè)計(jì)校核； 4.密封件的分類及選擇、軸的工藝分析。 第二章 減速器傳動(dòng)方案的確定 2.1總體方案的確定 2.1.1減速器的類型及特點(diǎn) 減

22、速器的功用是改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使車輛在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行使條件下工作，使車輛獲得足夠的牽引力和行駛速度。減速器的傳動(dòng)方案有多種多樣，各有各的特點(diǎn)。一般常見行星齒輪減速器的分類及型式及其應(yīng)用范圍如表2.1行星齒輪減速器主要類型與特點(diǎn)所示。 表2.1 行星齒輪減速器主要類型與特點(diǎn) 序號(hào) 傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 傳動(dòng)比范圍 傳動(dòng)效率 傳動(dòng)功率范圍 制造工藝性 應(yīng)用場(chǎng)合 說明 基本結(jié)構(gòu)命名 嚙合方式命名 1 2K-H型 NGW型 2.8～12.5 0.97～0.99 不限 加工與裝配工藝較簡(jiǎn)單。 可用于任何工作情況下，功率大小不受限制

23、。 具有內(nèi)位嚙合的2K-H型單機(jī)傳動(dòng)（負(fù)號(hào)機(jī)構(gòu)）。 2 2K-H型 NW型 7～17 0.97～0.99 不限 因有雙聯(lián)齒輪，使加工與裝配復(fù)雜。 同型2K-H。 具有內(nèi)外嚙合的2K-H型傳動(dòng)（正號(hào)機(jī)構(gòu)）。 3 2K-H型 NN型 30～100傳動(dòng)效率很小時(shí)，可達(dá)1700 效率低、且隨傳動(dòng)比i增大而下降，并有自鎖可能。 小于或等于30KW。 制造精度要求較高 適用于短期間斷工作場(chǎng)合，推薦用于特輕型工作制度。 雙內(nèi)嚙合2K-H型傳動(dòng)（正號(hào)機(jī)構(gòu)）。 4 2K-H型 WW型 1.2至幾千 效率低、且隨傳動(dòng)比i增大而下降，并有自鎖可能。 15

24、KW 制造與裝配工藝性不佳。 推薦只在特輕型工作制度下用，最好不用于動(dòng)力傳動(dòng)。 雙外嚙合2K-H型傳動(dòng)（正號(hào)機(jī)構(gòu)）。 5 3K型 NGWN型 20～100小功率可達(dá)500以上 效率較低，且隨傳動(dòng)比增入而下降，并有自鎖可能。 96KW 制造與裝配工藝性不佳。 適用于短期間斷工作場(chǎng)合。 6 K-H-V型 N型 7～71 0.7～0.94 96KW 齒形及輸出機(jī)構(gòu)要求較高。 2.1.2傳動(dòng)方案分析 本設(shè)計(jì)為電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)主動(dòng)輪，電動(dòng)機(jī)代替發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)主動(dòng)輪。電動(dòng)機(jī)橫置于履帶車輛前主動(dòng)輪左右兩側(cè)，故其傳動(dòng)方向大致一致，不會(huì)出現(xiàn)交角的傳動(dòng)。且由于坦克

25、傳動(dòng)屬于大功率傳動(dòng)，傳動(dòng)比不算太大，采用蝸桿、齒輪－螺桿減速器不合適，因?yàn)橐蟮膫鲃?dòng)比太大；若采用擺線針輪減速器和協(xié)波齒輪減速器也同樣不合適，因?yàn)檫@兩樣傳動(dòng)在實(shí)際應(yīng)用中技術(shù)還不成熟，且要求傳遞功率較小和傳動(dòng)比范圍太大，根本不適用于坦克等履帶車輛做減速器。剩下可考慮圓柱齒輪減速器和行星齒輪減速器兩種傳動(dòng)方案了。 從表2.2定軸傳動(dòng)減速器主要類型與特點(diǎn)所示可以看出圓柱齒輪減速器可以做成單級(jí)、兩級(jí)、三級(jí)三種，做為定軸式減速器，輪齒可以做成直齒、斜齒和人字齒。傳動(dòng)軸線平行，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，精度易于保證，由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，早期坦克、汽車、拖拉機(jī)有著廣泛的應(yīng)用。還可分為同軸線式和非同軸線式，非同軸線式還可分為展開

26、式和分流式。展開式是兩級(jí)減速器中最簡(jiǎn)單的一種，齒輪相對(duì)軸承位置不對(duì)稱，軸產(chǎn)生彎曲變形時(shí)，載荷分布不均勻，因此軸應(yīng)有較大的剛度。分流式齒輪與軸承對(duì)稱布置，載荷沿齒寬分布均勻。此外，還有同軸線式傳動(dòng)方式，就是輸入軸與輸出軸同軸。 表2.2 定軸傳動(dòng)減速器主要類型與特點(diǎn) 類別 級(jí)數(shù) 推薦傳動(dòng)比范圍 特點(diǎn)及應(yīng)用 圓柱齒輪減速器 單級(jí) 調(diào)質(zhì)齒輪 I<=7.1 淬硬齒輪 I<=6.3 （ I<=5.6較佳） 應(yīng)用廣泛，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，精度容易保證。輪齒可做成直齒、斜齒或人字齒?？捎糜诘退僦剌d，也可用于高速傳動(dòng)。 二級(jí) 展開式 調(diào)質(zhì)齒輪 I=7.1～50 淬硬齒輪 I=7.1

27、～1.5 (I=6.3～0較佳) 這是二級(jí)減速器中最簡(jiǎn)單、應(yīng)用最廣泛結(jié)構(gòu)。齒輪相軸承位置不對(duì)稱。 當(dāng)軸產(chǎn)生彎扭變形時(shí)，載荷齒寬上分布不均勻，軸應(yīng)設(shè)計(jì)具有較大剛度，并使 高速軸齒輪遠(yuǎn)離輸入端。淬硬齒輪大多采用此結(jié)構(gòu)。 分流式 I=7.1～50 高速級(jí)為對(duì)稱左右旋斜齒輪，低速級(jí)可為人字齒或直齒。齒輪與軸承對(duì)稱布置。載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均，中間軸危險(xiǎn)截面上轉(zhuǎn)矩相當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩之半。但這種結(jié)構(gòu)不可避免要產(chǎn)生軸向竄動(dòng)，影響齒面載荷均勻性。 結(jié)構(gòu)上應(yīng)保證有軸向竄動(dòng)可能。通常低速級(jí)大齒輪作軸向定位，中間軸齒輪和高速小齒輪可以軸向竄動(dòng)。 ? 同軸線式 調(diào)質(zhì)齒輪 I=7.1～

28、50 淬硬齒輪 I=7.1～31.5 箱體長度縮小。輸入軸和輸出軸布置同一軸線上，使設(shè)備布置較為方便、合理。當(dāng)傳動(dòng)比分配適當(dāng)時(shí)，兩對(duì)齒輪浸 油深度大致相同。但軸向尺寸較大，中間軸較長，其齒輪與軸承不對(duì)稱布置，剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。 同軸分流式 I=7.1～50 從輸入軸到輸出軸功率分左右兩股傳遞，嚙合輪齒僅傳遞一半載荷。輸入軸和輸出軸只受轉(zhuǎn)矩，中間軸只受全部載荷一半。故可縮小齒輪直徑、圓周速度及減速器尺寸。一般用于重載齒輪。關(guān)鍵是要采用合適均載機(jī)構(gòu)，使左右兩股分流功率均衡。 圓柱齒輪減速 三級(jí) 展開式 調(diào)質(zhì)齒輪 I=28～315 淬硬齒輪 I=28～180

29、 （I=22.5～100較佳） 同二級(jí)展開式。 分　流式 I=28～315 同二級(jí)分流式。 圓錐、圓柱－柱減速器 單級(jí) 直齒 I<=5 曲線齒、斜齒 I<8～40 (淬硬齒輪I<=5較佳) 輪齒可制成直齒、斜齒或曲線齒。適用于輸入軸和輸出軸兩軸線垂直相交傳動(dòng)中?？蔀樗绞交蛄⑹?。其制造安裝復(fù)雜，成本高，僅設(shè)備布置必要時(shí)才采用。 二級(jí) 直齒 I=6.3～31.5 曲線齒、斜齒 I<=8～40 (淬硬齒輪I=5～16較佳) 特點(diǎn)與單級(jí)圓錐齒輪減速器相似。圓錐齒輪應(yīng)高速級(jí)，使圓錐齒輪尺寸不致太大，否則加工困難。圓柱 齒輪可為直齒或斜齒。 三級(jí) I=35.

30、5～160 (淬硬齒輪 I=18～100較佳） 特點(diǎn)與二級(jí)圓錐－圓柱齒輪減速器相似。 蝸桿、齒輪－蝸桿減速器 單級(jí) 蝸桿下置式 i=8～80 蝸桿布置蝸輪下邊，嚙合處冷卻和潤滑較好，蝸桿軸承潤滑也方便。但當(dāng)蝸桿圓周圍速度太大時(shí)，油攪動(dòng)損失較大，一般用于蝸桿圓周速度v<5m/s。 蝸桿上置式 蝸桿布置蝸輪上邊，裝拆方便，蝸桿圓周速度允許高一些，但蝸桿軸承潤滑不方便。 蝸桿側(cè)置式 蝸桿放蝸累輪側(cè)面，蝸輪軸是豎直。 以上僅分析了圓柱齒輪減速器的部分特性，由于此次設(shè)計(jì)給定了減速器的設(shè)計(jì)尺寸，其安裝位置也有一定的限制，且還要考慮箱體尺寸，內(nèi)齒輪安裝的方便性，要求電機(jī)輸出軸與減速

31、器輸出軸同軸?？煽紤]的傳動(dòng)方案有兩類：（一）同軸式圓柱齒輪減速器，如果為兩級(jí)傳動(dòng)，傳動(dòng)比8～40，速比分配適當(dāng)時(shí)，兩對(duì)齒輪浸入油中深度大致相同。但減速器軸向尺寸和重量較大，高速級(jí)齒輪的承載能力難于充分利用，中間軸承潤滑困難。中間軸較長，剛性差，高速運(yùn)轉(zhuǎn)下，軸易引起共振。載荷沿齒寬分布不均。由于兩伸出軸在同一直線上，在很多場(chǎng)合能使布置更為方便，但對(duì)于我設(shè)計(jì)的這個(gè)項(xiàng)目顯然由于軸承潤滑困難，體積較大，不易布置。（二）行星齒輪減速器有很多優(yōu)點(diǎn)，其傳動(dòng)效率可以很高，單級(jí)可以達(dá)96～99％；且傳動(dòng)比范圍廣，傳動(dòng)功率可以從12W至50000KW，承載能力大；工作平穩(wěn)，體積和重量比普通齒輪、蝸桿減速器小得多。

32、行星齒輪減速器的特點(diǎn)如下：（1）因?yàn)楦髦行妮啒?gòu)成為共軸式傳動(dòng)，而且載荷分布在幾個(gè)行星輪上，另外又能合理地應(yīng)用內(nèi)嚙合，所以結(jié)構(gòu)非常緊湊。由于一個(gè)中心輪能同時(shí)與幾個(gè)行星輪相嚙合，故使在材料的機(jī)械性能與制造精度相同情況下，其外部輪廓尺寸小，載荷能力較大。（2）只需適當(dāng)選擇機(jī)構(gòu)形式，便可以用少量齒輪得到較大傳動(dòng)比，甚至可達(dá)幾千的數(shù)比，即使在傳動(dòng)比很大時(shí)，仍然緊湊重量輕。（3）行星機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率高，在結(jié)構(gòu)布置合理下，其效率可達(dá)0.8～0.9以上，由于行星輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)對(duì)稱性，即具有個(gè)數(shù)均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力相互平衡，均可達(dá)到提高傳動(dòng)效率的作用。（4）由于采用了數(shù)個(gè)相同的行

33、星輪均布于中心輪四周，而達(dá)到慣性力的平衡，同時(shí)使嚙合齒數(shù)增多。故行星輪機(jī)構(gòu)運(yùn)行平穩(wěn)，抗沖擊和振動(dòng)能力強(qiáng)。 缺點(diǎn)：對(duì)材料要求高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造和安裝困難。 綜合考慮本設(shè)計(jì)的尺寸，重量和布置等的具體要求，決定選用行星輪傳動(dòng)方案。由于定軸式的傳動(dòng)系統(tǒng)在換檔時(shí)有較大的功率損失。因此目前履帶車輛上日益廣泛采用行星變速箱，行星變速箱在換檔時(shí)一般都可以實(shí)現(xiàn)沒有速度損失的動(dòng)力換檔。對(duì)于我的這次設(shè)計(jì)的減速器也應(yīng)采用行星式的減速方式。 2.1.3行星齒輪變速器的工作原理 行星齒輪八種傳動(dòng)方案：1)齒圈固定，太陽輪主動(dòng)，行星架被動(dòng)。降速傳動(dòng)，通常傳動(dòng)比一般為2.5-5，轉(zhuǎn)向相同。2）齒圈固定，行星架主動(dòng)，太

34、陽輪被動(dòng)。升速傳動(dòng)，傳動(dòng)比一般為0.2-0.4，轉(zhuǎn)向相同。3）太陽輪固定，齒圈主動(dòng)，行星架被動(dòng)。降速傳動(dòng)，傳動(dòng)比一般為1.25-1.67，轉(zhuǎn)向相同。4）太陽輪固定，行星架主動(dòng)，齒圈被動(dòng)。升速傳動(dòng)，傳動(dòng)比一般為0.6-0.8，轉(zhuǎn)向相同。5）行星架固定，太陽輪主動(dòng)，齒圈被動(dòng)。減速運(yùn)動(dòng)，傳動(dòng)比一般為1.5-4，轉(zhuǎn)向相反。6）行星架固定，齒圈主動(dòng)，太陽輪被動(dòng)。升速傳動(dòng)，傳動(dòng)比一般為0.25-0.67，轉(zhuǎn)向相反。7）把三元中任意連接到一起此時(shí)傳動(dòng)比為1。8）三元件中任意一個(gè)元件主動(dòng)，其余的兩個(gè)元件自由，其余兩元件無確定的轉(zhuǎn)速輸出。 1 2 3 4

35、 1 2 3 4 為了了解行星齒輪變速器工作原理，下面先分析單排行星齒輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。圖2-1為單排行星齒輪機(jī)構(gòu)的示意圖，圖上還可標(biāo)出行星輪所受到的作用力。 圖2.1 單排行星齒輪機(jī)構(gòu)及作用力 1－太陽輪 2－齒圈 3－行星架 4－行星輪 作用于太陽輪1上的力矩： 作用于齒圈2上的力矩： 作用于行星架3上的力矩： 令齒圈與太陽輪的齒數(shù)比為，則： 因而：

36、 又： 式中，、分別為太陽輪和齒圈的節(jié)圓半徑；為行星輪與太陽輪的中心距。 由行星輪4的力平衡條件得： 和 因此，太陽輪、齒圈和行星架上的力矩分別為 （2.1） 根據(jù)能量守恒定律，三個(gè)元件上輸入和輸出功率的代數(shù)和應(yīng)等于零，即： （2.2） 式中，、、分別為太陽輪、齒圈和行星架的角速度。 將式（2.1）代入式（2.2）中，即

37、可得到表示單排行星齒輪機(jī)構(gòu)一般運(yùn)動(dòng)規(guī)律的特性方程式 若以轉(zhuǎn)速代替角速度，則上式可寫成： （2.3） 由式（2.3）可以看出，在太陽輪、齒圈和行星架這三個(gè)元件中，可任選兩個(gè)分別作為主動(dòng)件和從動(dòng)件，而使另一元件固定不動(dòng)，或使其運(yùn)動(dòng)受一定的約束，則整個(gè)輪系即以一定的傳動(dòng)比傳遞動(dòng)力。下面分別討論以下情況： (1)太陽輪1為主動(dòng)件，行星架3為從動(dòng)件，齒圈2固定。 此時(shí)，式（2.3）中，故傳動(dòng)比： (2)齒圈2為主動(dòng)件，行星架3為從動(dòng)件，太陽輪1固定。 此時(shí)，式（2.3）

38、中，故傳動(dòng)比: (3)太陽輪1為主動(dòng)件，齒圈2為從動(dòng)件，行星架3固定。 此時(shí)，式（2.3）中，故傳動(dòng)比: 在此情況下，與符號(hào)相反，即表示主動(dòng)軸與從動(dòng)軸的旋轉(zhuǎn)方向相反，故為倒檔傳動(dòng)情況。 (4）若使，則： 在或時(shí)，同樣可得。因此，若使三元件中的任何兩個(gè)元件連成一體轉(zhuǎn)動(dòng)，則第三元件的轉(zhuǎn)速必然與前二者轉(zhuǎn)速相等，即行星齒輪系中所有元件之間都沒有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，從而形成直接檔傳動(dòng)，傳動(dòng)比。 如果所有元件都不受約束，即都可以自由轉(zhuǎn)動(dòng)，則行星齒輪機(jī)構(gòu)完全失去傳動(dòng)作用。由幾排行星齒輪機(jī)構(gòu)組成的行星齒輪變速器，其傳動(dòng)比可根據(jù)上述單排行星齒輪機(jī)構(gòu)特性方程式推導(dǎo)出來。 2.1.4常用行星齒輪傳動(dòng)

39、的形式與特點(diǎn) 從上表2.1分析，WW，NGWN，N和NN最大功率均有限制，而本次設(shè)計(jì)功率很大為110KW，因此它們都不合適，只可用NGW，NW型，由于NW型在時(shí)不宜采用。由下一節(jié)知傳動(dòng)比小于7，因此選用NGW型，即太陽輪為主動(dòng)件，行星架為從動(dòng)件，齒圈固定。 由上一節(jié)行星齒輪工作原理知傳動(dòng)比為： 式中：為齒圈齒數(shù)； 為太陽輪齒數(shù)； 2.2傳動(dòng)比的確定 2.2.1確定發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 安裝在履帶車輛上的發(fā)動(dòng)機(jī)，它的最大功率可以根據(jù)履帶車輛以最大功率行駛的工況確定。通常以車輛在良好道路上用最大速度行駛所需的功率，確定為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率。由于本設(shè)計(jì)是由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)主動(dòng)

40、輪，所以應(yīng)該先算出發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，然后在用發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和電動(dòng)機(jī)的功率進(jìn)行比較，看電動(dòng)機(jī)是否能滿足車輛的使用要求。 本次設(shè)計(jì)為履帶車輛的主動(dòng)輪減速器設(shè)計(jì)，整車參數(shù)如表2.3整車參數(shù)所示。 表2.3 整車參數(shù) 主 要 參 數(shù) 滿載質(zhì)量（kg） 15500 每側(cè)電動(dòng)機(jī)功率（kw） 110 電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速（rpm） 1500 電動(dòng)機(jī)最高轉(zhuǎn)速（rpm） 8000 電動(dòng)機(jī)額定扭矩(Nm) 550 電動(dòng)機(jī)最大扭矩（Nm） 980 電機(jī)尺寸(mm) Φ385×645 主動(dòng)輪半徑（mm） 313 最大車速（km/h） 70

41、 最大爬坡度(%) 40 當(dāng)知道路條件，以及車輛在此道路上行駛所要求達(dá)到的最大速度，發(fā)動(dòng)機(jī)所需的最大功率由下式確定： 千瓦 （2.4）式中： G—車輛的全重（十牛）； —在良好道路上行駛，要求車輛達(dá)到的最大速度（千米/小時(shí)）； —車輛在良好道路上行駛的地面阻力系數(shù)； —車輛效率。 對(duì)上表給出的履帶車輛的參數(shù)，用式（2.4）計(jì)算它的發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率比較困難。因?yàn)樵诠街袃HG和為已知，和值是難于確定的。因此，必須參考現(xiàn)有坦克的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行選擇，計(jì)算

42、得到的發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率是個(gè)概略的數(shù)值。 已經(jīng)給出的最大速度，是在良好道路上行駛所能達(dá)到的，也就是在地面變形阻力系數(shù)很小和坡度很小的路面上行駛所能達(dá)到的。坦克行駛的地面阻力系數(shù)可表示為： 由良好道路路面坡度很小，故： 式中—路面的坡度，等于在所研究的路段上坡高度和水平距離之比。 在上述條件下行駛時(shí)可采用下列數(shù)值： 本次設(shè)計(jì)的坦克采用上述經(jīng)驗(yàn)值： 履帶車輛效率的計(jì)算，功率傳遞由電動(dòng)機(jī)傳到連軸器在傳到變速箱（減速器），分別取為（電動(dòng)機(jī)），（連軸器），（變速箱）。 按上述方法確定后，應(yīng)根據(jù)實(shí)際情況選擇現(xiàn)有發(fā)動(dòng)機(jī)或設(shè)計(jì)新的發(fā)動(dòng)機(jī)。還應(yīng)指出，在確定最大功率時(shí)，既要考慮到發(fā)展的

43、可能性。可將選大一點(diǎn)，以適應(yīng)履帶車輛坦克火力的發(fā)展。如增加武器或加大口徑和變型車輛的需要。另外，還應(yīng)考慮履帶車輛（坦克）的使用條件，如在高原地區(qū)使用，高度增加1000米，發(fā)動(dòng)機(jī)功率下降10％，應(yīng)該相應(yīng)的提高發(fā)動(dòng)機(jī)功率。 因此，由上述公式得： 本設(shè)計(jì)提供的兩臺(tái)電機(jī)一共為220KW，大于，故提供的電機(jī)滿足要求。 2.2.2確定傳動(dòng)比 傳動(dòng)方案選擇以后，應(yīng)該先確定傳動(dòng)比。選擇的傳動(dòng)比應(yīng)符合車輛動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性要求。本次設(shè)計(jì)為電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，與普通柴油、汽油機(jī)驅(qū)動(dòng)不同。由于普通車輛驅(qū)動(dòng)形式過程中所遇到的阻力變化很大，因此有必要在發(fā)動(dòng)機(jī)和

44、驅(qū)動(dòng)輪之間裝一個(gè)有若干檔位的變速器。而電動(dòng)車輛由于電動(dòng)機(jī)外特性的原因，不需要很多的檔位，僅需要1～2個(gè)檔位。由于電動(dòng)車輛經(jīng)濟(jì)性研究還不夠深入，由于時(shí)間和能力上的限制，在本次設(shè)計(jì)中經(jīng)濟(jì)性的考慮放在次要位置，主要以動(dòng)力性為考慮依據(jù)，即傳動(dòng)比應(yīng)滿足最高車速，加速時(shí)間，爬坡度的要求。 履帶車輛傳動(dòng)裝置的最大傳動(dòng)比和最小傳動(dòng)比的比值成為車輛的傳動(dòng)范圍，以表示以坦克為例說明： 式中： —坦克傳動(dòng)裝置最抵擋的總傳動(dòng)比； —坦克傳動(dòng)裝置最高檔的總傳動(dòng)比。 由公式可知： —為一擋最大速度； —為坦克最高速度。 發(fā)動(dòng)機(jī)在工況一定時(shí)，這個(gè)數(shù)值意味著傳動(dòng)裝置能夠改變坦克速度

45、或牽引力的范圍或倍數(shù)。為了確定傳動(dòng)范圍必須先確定最高檔的傳動(dòng)比和最低檔或一擋的傳動(dòng)比。根據(jù)在坦克設(shè)計(jì)中已確定的主動(dòng)輪半徑，坦克最大速度以及發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性，即可求最高檔的總傳動(dòng)比。 現(xiàn)在要確定一擋的總傳動(dòng)比，即一擋的減速比，由于經(jīng)過電機(jī)直接傳動(dòng)至減速器，再傳至主動(dòng)輪。但若選小了，發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率確定以后，最低檔的單位牽引力較低；若選的過高，可能使太低，同時(shí)由于一擋單位牽引力過高有可能超過地面附著的限制而發(fā)不出來。這兩種情況都不利于坦克的機(jī)動(dòng)性。一擋總傳動(dòng)比必須根據(jù)設(shè)置一擋的目的來確定。通常，坦克在一擋時(shí)等速行駛所必需的牽引力值，根據(jù)在爬最大坡度時(shí)所遇到的最大地面阻力確定的。 坦克能克服的最大坡

46、度角，在戰(zhàn)術(shù)技術(shù)要求中已作了規(guī)定。為了克服此坡度角，坦克等速行駛所需要的牽引力為： （2.5） 式中： G——坦克重量（十牛）； ——具有最大爬坡角的路面的地面變形阻力系數(shù)； ——最大坡度角； ——主動(dòng)輪半徑（米）； ——坦克在最大坡度的路面上行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩（十牛?米）； ——坦克效率。 采用式（2.5）計(jì)算時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)工況可選在最大功率點(diǎn)工作或最大扭矩點(diǎn)工作。 若選在最大功率點(diǎn)時(shí)，爬坡速度較快，同時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)于外界負(fù)荷所具有的適應(yīng)性，坦克牽引力有10～20％儲(chǔ)備，但此時(shí)所得到的傳動(dòng)范圍大些，n可

47、能使變速箱的尺寸重量有些增加，若選在最大扭矩點(diǎn)時(shí)，爬坡速度較慢，傳動(dòng)范圍可以小些。 若選在最大功率點(diǎn)時(shí)，爬坡速度較快，同時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)于外界負(fù)荷所具有的適應(yīng)性，坦克牽引力有10～20％儲(chǔ)備，但此時(shí)所得到的傳動(dòng)范圍大些，n可能使變速箱的尺寸重量有些增加，若選在最大扭矩點(diǎn)時(shí)，爬坡速度較慢，傳動(dòng)范圍可以小些。 本次設(shè)計(jì)提供的電機(jī)的外特性如2.2圖電機(jī)外特性所示。 圖2.2 電機(jī)外特性 由于考慮提供的履帶車輛參數(shù)看出，應(yīng)用最大扭矩進(jìn)行計(jì)算。電機(jī)在最大扭矩點(diǎn)可以工作5分鐘以上，因此在這5分鐘工作區(qū)域履帶車輛（坦克）完全可以爬過一定的坡度。根據(jù)上表（2.3）提供的坦克的參數(shù)

48、。且由于坦克每側(cè)均有一個(gè)電機(jī)，故計(jì)算坦克重量取G/2。代入公式計(jì)算得： 求出的＝10.5為坦克最大的傳動(dòng)比，由上圖看出電動(dòng)機(jī)的外特性比普通汽油柴油機(jī)更能適應(yīng)外部阻力變化，僅需要1～2個(gè)檔位，當(dāng)以計(jì)算坦克的最高速行駛時(shí)，則： 傳動(dòng)比： 當(dāng) ： 時(shí) 得 ： 由電機(jī)的的外特性可知： 故可以看出僅用一個(gè)檔位，一個(gè)傳動(dòng)

49、比就能滿足要求。 2.3 本章小結(jié) 本章通過坦克車的車重和最大行駛車速，計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率，并且是電動(dòng)機(jī)代替發(fā)動(dòng)機(jī)是否滿足要求，并計(jì)算最大傳動(dòng)比。算出電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速滿足主動(dòng)輪最大轉(zhuǎn)速要求，并確定了減速器為2K-H(NGW)型，根據(jù)整車參數(shù)，確定了最大傳動(dòng)比。 第三章 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 行星排的配齒計(jì)算及強(qiáng)度校核 3.1.1 分配傳動(dòng)比 在以上章節(jié)已經(jīng)選擇了NGW型行星齒輪傳動(dòng)，計(jì)算得傳動(dòng)比，選擇2K-H(NGW)型行星齒輪減速器就應(yīng)知道行星輪數(shù)目與傳動(dòng)比范圍的關(guān)系。

50、在傳遞力時(shí)，行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)，但行星輪數(shù)目的增加會(huì)使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會(huì)減小傳動(dòng)比的范圍。因而在設(shè)計(jì)行星齒輪傳動(dòng)時(shí)，通常采用3個(gè)或4個(gè)行星輪。常用行星齒輪傳動(dòng)的行星齒輪數(shù)目與傳動(dòng)比范圍。關(guān)系見表3.12K-H(NGW)行星齒輪傳動(dòng)比范圍。 表3.1 2K-H(NGW)行星齒輪傳動(dòng)比范圍 傳 動(dòng) 簡(jiǎn) 圖 行 星 齒 輪 個(gè) 數(shù) 傳 動(dòng) 比 的 范 圍 3 2.1 < i >13.7 4 2.1 < i >6.5 5 2.1 < i >4.7 6 2.1 < i >3.9 8 2.1 < i >3.

51、2 10 2.1 < i >2.8 12 2.1 < i >2.6 上表摘自機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，由于本設(shè)計(jì)采用NGW型減速器，故對(duì)于其它類型減速器傳動(dòng)比范圍略過沒寫在上面。表中數(shù)值為在良好設(shè)計(jì)條件下。在一般的設(shè)計(jì)中，傳動(dòng)比若接近極限值時(shí)，通常要進(jìn)行鄰接條件的驗(yàn)算。由以上計(jì)算傳動(dòng)比得10.5，對(duì)于NGW型減速器，如采用單級(jí)傳動(dòng)則由上表可以看出，只能選用3個(gè)行星輪數(shù)目，才能滿足傳動(dòng)比的要求。 如果采用單級(jí)行星齒輪傳動(dòng)，可以看出齒數(shù)必然很多，直徑必然很大，這樣對(duì)于設(shè)計(jì)空間可能不夠在直徑方向有可能超出范圍。且在軸向方向空間利用率不高，軸伸過長，不容易于支撐。因此依據(jù)前人的經(jīng)驗(yàn)，決

52、定采用NGW型兩級(jí)減速傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。由上表選用4個(gè)行星輪。 接下來則要決定如何確定傳動(dòng)比的分配了，多級(jí)行星齒輪傳動(dòng)的各級(jí)傳動(dòng)比的分配原則是各級(jí)傳動(dòng)的等強(qiáng)度和獲得最小的外形尺寸。在兩級(jí)2K-H(NGW)型行星齒轉(zhuǎn)動(dòng)中，欲得到最小的傳動(dòng)徑向尺寸，可使低速級(jí)內(nèi)齒輪分度圓直徑與高速級(jí)被齒輪分度圓直徑之比接近1。通常使/等于1—1.2。2K-H(NGW)型兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比分配如圖3.12K-H(NGW)行星齒輪傳動(dòng)比分配圖所示。 圖3.1 2K-H(NGW)行星齒輪傳動(dòng)比分配圖 圖中和分別為高速級(jí)及總的傳動(dòng)比，E可按下式計(jì)算：

53、 式中：—行星輪數(shù)目； —齒寬系數(shù)； —載荷不均勻系數(shù)； —接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)； —?jiǎng)虞d系數(shù)； —接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)； —工作硬化系數(shù)； —計(jì)算齒輪的接觸疲勞極限。 式中和圖中代號(hào)的角標(biāo)Ⅰ和Ⅱ分別表示高速級(jí)和低速級(jí)；及的比值，可用類比法進(jìn)行試湊，或取三項(xiàng)比值的乘積等于1.8～2。如果全部采用硬度>350的齒輪時(shí)，可取。最后算得之E值如果大于6，則取E＝6。 設(shè)高速級(jí)與低速級(jí)外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則, 取，，，φ /φ=1.2， ∴ 查表得, 上

54、面兩個(gè)傳動(dòng)比就是分配后得到的兩個(gè)傳動(dòng)比，是兩級(jí)2K-H（NGW）型行星齒輪減速器的串聯(lián)，下面就要具體設(shè)計(jì)計(jì)算，確定行星齒排的齒數(shù)等一系列的參數(shù)。 3.1.2 行星齒輪傳動(dòng)齒數(shù)確定的條件 由于在上一章我們知道了行星齒輪傳動(dòng)的原理，2K-H(NGW)型減速器為太陽輪輸入，齒圈固定，行星架輸出。其傳動(dòng)比為: （一）傳動(dòng)比條件 式中: —為齒圈齒數(shù)； —為太陽輪齒數(shù)。 其結(jié)構(gòu)參數(shù)K與傳動(dòng)比的關(guān)系為： （3.1） 對(duì)已知機(jī)構(gòu)參數(shù)K的行星排，其齒輪的齒

55、數(shù)和行星輪數(shù)有一定的幾何關(guān)系，設(shè)計(jì)時(shí)需進(jìn)行計(jì)算，稱為行星排的配齒計(jì)算。在進(jìn)行配齒計(jì)算計(jì)算齒數(shù)時(shí)，需遵循以下條件。 （二）同心條件 對(duì)2K-H型行星傳動(dòng)，其三個(gè)基本構(gòu)件的旋轉(zhuǎn)軸線必須重合于主軸線，即其中心輪與行星輪組成的所有嚙合副的實(shí)際中心距必須相等。為了正確的嚙合，各對(duì)嚙合齒輪之間的中心距必須相等，即三元件的旋轉(zhuǎn)中心必須重合。在NGW型傳動(dòng)，太陽輪A和行星輪C的中心距應(yīng)等于行星輪C與內(nèi)齒輪B的中心距，即＝。可如下圖3－2所示。 圖3.2 行星輪同心條件示意圖 如圖，＝，對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)嚙合及高變位齒輪，各齒輪的節(jié)圓與分度圓重合，上式可寫成：

56、 式中： m—為模數(shù)； —為太陽輪齒數(shù)； —為行星輪齒數(shù)； —為齒圈齒數(shù)。 整理后得：＝或＝＋2 對(duì)于角變位齒輪其同心條件公式可以寫為： 式中：—太陽輪與行星輪的嚙合角； —行星輪與齒圈之間的嚙合角。 因必為整數(shù)，同心條件可以敘述為：太陽輪與齒圈應(yīng)該同為奇數(shù)或同為偶數(shù)。 （三）裝配條件 NGW型 欲使數(shù)個(gè)行星輪均勻地配置在中心輪周圍，而且都能嵌入兩個(gè)中心輪中間，如果行星輪的個(gè)數(shù)與各齒輪沒有滿足一定的關(guān)系，這些行星輪是裝不進(jìn)去的。因?yàn)楫?dāng)?shù)谝粋€(gè)行星輪裝入之后，兩個(gè)中心輪的相對(duì)位置就確

57、定了，這時(shí)按平均布置的其他行星輪在一般情況下就不可能嵌入兩個(gè)內(nèi)、外齒中心輪之間，即無法進(jìn)行裝配。為了保證能夠裝配，設(shè)計(jì)時(shí)必須滿足行星輪個(gè)數(shù)與各齒輪齒數(shù)之間符合一定的關(guān)系的要求，這就稱為裝配條件。滿足裝配條件，可以保證各行星輪均布地安裝于兩中心齒輪之間，并且與兩個(gè)中心輪嚙合良好沒有錯(cuò)位現(xiàn)象。 裝配條件可以表述為，應(yīng)使太陽輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)和等于行星輪數(shù)目的整數(shù)倍，即公式： q (整數(shù)) 或 (整數(shù)) 就是使所選用的q個(gè)行星輪均勻分布，行星架上各行星輪的間隔角為： （3.

58、2） 由推導(dǎo)可知： 當(dāng)行星輪均勻分布時(shí)，將式（3.2）代入得： （3.3） 這就是行星排的裝配條件，可以敘述為行星齒輪數(shù)因?yàn)辇X圈和太陽輪齒數(shù)的整因子之一。如果所選齒數(shù)之和沒有適合的整因子，兩行星輪間隔角必須滿足式（3.2）的條件。這是只要符合同心條件可用四個(gè)行星輪，兩兩對(duì)稱地分布，也能使徑向力相互抵消。 (四)相鄰條件 在行星齒輪傳動(dòng)中，相鄰兩個(gè)行星輪不相互碰撞，必須保證他們之間有一定間隙，通常最小間隙應(yīng)大于半個(gè)模數(shù)，這個(gè)限制稱為鄰近條件。除了要

59、滿足上述兩個(gè)條件之外，如果行星輪個(gè)數(shù)太多，相鄰兩個(gè)行星輪的齒面會(huì)發(fā)生干涉，根本不能工作或不能裝入齒輪。但僅僅不干涉還不夠，由于兩行星輪靠近處的切線速度是相反的，對(duì)于高速運(yùn)動(dòng)的齒輪，產(chǎn)生很大的攪油損失，將使傳動(dòng)效率降低，因此兩行星輪齒頂圓之間通常應(yīng)根據(jù)模數(shù)m留出1m～2m毫米以上的間隙，如3.3圖所示行星輪相鄰條件示意圖。 相鄰條件必須保證相鄰兩行星輪互不相碰，并留有大于0.5倍模數(shù)的間隙，根據(jù)相鄰條件，相鄰兩個(gè)行星輪的中心距L應(yīng)大于最大行星輪的頂園直徑或者如圖3.3所示。 圖3.3 行星齒輪相鄰條件示意圖

60、 即行星輪齒頂圓半徑之和小于其中心距。當(dāng)行星輪均勻分布時(shí)，q=3一般都不會(huì)干涉，q=4且k<4.5時(shí)b也在5－8mm以上，可不檢查，若需要，可用作圖法或下式檢查相鄰條件： （3.4） 式中：A—太陽輪和行星輪得中心距； Dex—為行星輪齒頂圓直徑。 3.2 減速器高速級(jí)的計(jì)算 3.2.1行星排的配齒計(jì)算 （1）配齒計(jì)算 如上圖3.3行星齒輪相鄰條件示意圖所示，選擇行星輪數(shù)目?。?，由于＝3.7，距可能達(dá)到的傳動(dòng)比極限較遠(yuǎn)，所以可不檢驗(yàn)鄰接條件。確定各輪齒數(shù)岸上

61、步配齒公式進(jìn)行計(jì)算。 取C等于30得： 由于兩對(duì)齒輪傳動(dòng)齒數(shù)最好互質(zhì)數(shù)，這樣能保證磨損比較均勻。以便分散和消除齒輪的制造誤差，故取 為了適應(yīng)變?yōu)榈男枰踹x。 在行星傳動(dòng)齒輪中，合理采用變位齒輪可以得到下列好處：獲得準(zhǔn)確的傳動(dòng)比；提高嚙合傳動(dòng)質(zhì)量和承載能力；在傳動(dòng)比得到保證的前提下得到正

62、確的中心距；可以得到相當(dāng)大的傳動(dòng)比；在保證裝配及同心等條件下，使齒數(shù)的選擇具有較多的自由。但由于為整數(shù)，故不需要進(jìn)行變位處理，采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪及標(biāo)準(zhǔn)嚙合角，就可以符合上述要求。 （2）按接觸強(qiáng)度初算A－C傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 對(duì)于閉式行星齒輪傳動(dòng)，其工作環(huán)境和潤滑條件比良好，因此齒面點(diǎn)蝕、折斷、輪齒裂紋、膠合和塑性流動(dòng)是它們的主要失效形式。而對(duì)于開式齒輪傳動(dòng)，它們的主要失效形式是磨損和斷齒。本次設(shè)計(jì)為閉式齒輪傳動(dòng)，對(duì)于閉式齒輪傳動(dòng)，目前一般的方法是先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)公式設(shè)計(jì)齒輪的主要尺寸和參數(shù)，然后校核其齒面接觸和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，必要時(shí)還需校核靜強(qiáng)度和抗膠合能力。不過無論用什么方法，

63、都必須滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和靜強(qiáng)度等要求，使之在預(yù)期壽命內(nèi)可靠的工作。 下面開始計(jì)算： 輸入扭矩: 有機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷第14章14-5-18表，載荷不均勻系數(shù)。 在一對(duì)A－C傳動(dòng)中，太陽輪傳遞的扭矩： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)等于2。 齒數(shù)比： 太陽輪和行星輪得材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度HRC60～62（太陽輪）和HRC56～58（行星輪）。 由于齒寬系數(shù)愈大，齒輪就愈寬，其承載能力就越大。但齒寬太大會(huì)使載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象嚴(yán)重。故齒寬系數(shù)應(yīng)取適當(dāng)?shù)闹?。一般?.1～1.2；閉式齒輪常用～0.3；通

64、用減速器常取。 由于斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)，受力均勻，受沖擊小。故考慮用斜齒輪，則按計(jì)以上算公式得: 故模數(shù)： 取模數(shù)m=3?？紤]到行星齒輪軸級(jí)軸承的直徑所以模數(shù)取得比較大。 （3）行星排齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的計(jì)算 未變位時(shí)的中心距： 則取A－C傳動(dòng)的中心距＝90mm 。 計(jì)算預(yù)計(jì)嚙合角： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：，按預(yù)計(jì)嚙合角，可得出A-C傳動(dòng)的中心變動(dòng)系數(shù)。 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)，齒輪壓力角，變位系數(shù)為，齒頂

65、高系數(shù)，頂隙系數(shù)。則。 計(jì)算A-C傳動(dòng)的實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 ∴ 計(jì)算A-C傳動(dòng)的變位系數(shù) 則： 則 C－B傳動(dòng)的中心距: 太陽輪分度圓直徑： 行星輪分度圓直徑： 齒圈分度圓直徑： 太陽輪齒頂圓直徑： 行星輪齒頂圓直徑： 齒圈齒頂圓直徑： 由公式： 得出公式則：

66、 太陽輪齒根圓直徑： 行星輪齒根圓直徑： 齒圈齒根圓直徑： 計(jì)算齒寬： 取整為36mm 式中：太陽輪與齒圈寬為36mm，行星輪為43mm 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： 計(jì)算重合度： 3.2.2 驗(yàn)算高速級(jí)A－C傳動(dòng)的接觸強(qiáng)度 計(jì)算行星輪傳動(dòng)與定軸線齒輪傳動(dòng)的公式相同。確定Kv和Zv所用的圓周速度用相對(duì)于行星架的圓周速度。 式中，A輪分度圓直徑指太陽輪直徑 對(duì)于重要的行星齒輪傳動(dòng)，齒輪強(qiáng)度計(jì)算中的齒向載荷分布系數(shù)和可用下述方法確定： 彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)： （3.5） 接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)： （3.6） 式中：—齒輪相對(duì)于行星架的圓周速度； —大齒輪齒面硬度對(duì)及的影響系數(shù)； —齒寬和行星輪數(shù)目對(duì)及的影