减速器设计论文

第一章绪论1.1行星齿轮传动的发展历史行星齿轮在我国已有了许多年的发展历史，很早就有了应用。然而，自20世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是设计理论方面，还是试制和应用实践方面，均得了较大的成就，并获得了许多研究成果。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着科技技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量的先进设备和技术，进过我国科技人员的不断吸收和消化，与时俱进，开拓创新地努力奋进，是我国行星传动技术有了迅速的发展。行星齿轮减速机主要传动结构为：行星轮，太阳轮，外齿圈。行星减速机因为结构原因，单级减速最小为3,最大一般不超过10，常见减速比为：3.4.5.6.8.10，减速机级数一般不超过3,但有部分大减速比定制减速机有4级减速。相对其他减速机，行星减速机具有高刚性、高精度（单级可做到1分以内）、高传动效率（单级在97%-98%）、高的扭矩/体积比、终身免维护等特点。因为这些特点，行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上，用来降低转速，提升扭矩，匹配惯量。行星减速机额定输入转速最高可达到18000rpm（与减速机本身大小有关，减速机越大，额定输入转速越小）以上，工业级行星减速机输出扭矩一般不超过2000Nm，特制超大扭矩行星减速机可做到10000Nm以上。工作温度一般在-25°C到100C左右，通过改变润滑脂可改变其工作温度。起重机用双速差动行星齿轮减速装置是自由度为1的差动轮系所得到的单自由度行星齿轮减速装置，该变速器由两个行星轮系组成，该行星齿轮减速装置采用两级变速，使起重机在不同的载荷下不同的速度，满足工作需要。同时，行星齿轮传动具有体积小、结构紧凑、传动功率大、承载能力高等优点，并且只要选择行星传动的类型和配齿方案，便可利用少数几个齿轮而得到很大的传动比。此外，行星齿轮传动由于它的三个基本构件都可以转动，故可以实现运动的合成与分解，以及有级和无级变速传动等复杂的运动。世界上一些先进的工业国家，如西德、日本、英国、美国等，在行星齿轮传动的研究、生产制造和应用等方面均处于领先水平。

1880年德国第一个行星传动齿轮装置的专利出现。19世纪以来，随着机械工业特别是汽车和飞机工业的发展，对行星传动齿轮的发展有很大影响。1920年首次成批制造出行星传动齿轮传动装置，并首先用作汽车的差速器。1938年起集中发展汽车用的行星传动齿轮传动装置。二次世界大战后，高速大功率船舰、透平发电机组、透平压缩机组、航空发动机及工程机械的发展，促进行星齿轮传动的发展。高速大功率行星齿轮传动广泛的实际应用，于1951年首先在德国获得成功。1958年后，英、意、日、美、苏、瑞士等国亦获得成功，均有系列产品，并已成批生产，普遍应用。英国Allen齿轮公司生产的压缩机用行星减速器，功率25740KW；德国Renk公司生产的船用行星减速器，功率11030KW.低速重载行星减速器已由系列产品发展到生产特殊用产品，如法国Citroen生产用于水泥磨、榨糖机、矿山设备的行星减速器，重量达125t，输出转矩3900；kNm；我国从20世纪60年代开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976.世界各先进工业国，经由工业化、信息工业化，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动以达到较高的水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。随着生产的不断发展，制造技术的不断进步，以及行星齿轮传动在设计上日趋完善，从而使行星齿轮传动至今已达到了较高的水平。目前渐开线行星齿轮传动圆周速度达160〜200米/秒，传递功率达100000马力，效率达0.98以上，齿轮噪音达85分贝以下，并且外廓尺寸小，重量轻，它比同等工作条件下的定轴齿轮传动外廓尺寸和重量减小1/2〜1/6。表1列出了Delaval公司生产的传动比i=7.15,N=6000马力的行星齿轮减速箱与该工作条件下的一般定轴齿轮减速箱的比较情况。行星齿轮传动与一般齿轮传动在相同条件下，圆周速度也较小，故传动载荷比一般齿轮也小些，并且行星齿轮传动还具有工作可靠，同轴传动等一系列优点。表1行星齿轮减速箱和一般定轴齿轮减速箱比较项 目行星齿轮减速箱一般定轴齿轮减速箱总重量（kg）34716943高 度（m）1.311.80长 度（m）1.291.42宽 度(m)1.352.36体 积（m3）2.296.09损失功率（kw）0.180.41齿 宽（m）8195圆周速度（m/s）42.799.4目前行星齿轮传动不仅适用于高速大功率，而且在低速大扭矩设备上也已推广应用，它几乎适应于一切功率、速度范围和一切工作条件，成为世界各国齿轮传动发展之重点。渐开线行星齿轮传动已被广泛应用于船舰主减速器，汽车、坦克和拖拉机的差速器，活塞式和涡轮螺旋桨式航空发动机与直升飞机中带动螺旋桨的行星传动，以及波音一一菲托CH——1T前旋翼驱动行星齿轮箱和贝尔VH——1D主旋翼驱动行星齿轮减速器，燃气轮机、高速汽轮机和透平鼓风机及压缩机的行星齿轮增速箱和减速箱，以及工程机械等产品上。我国从1968年起，先后在有关单位试制成功列车电站燃气轮机（N=3000千瓦），工业用高速汽轮机（N=500千瓦）和万立米制氧透平压缩机（N=6300千瓦）的行星齿轮箱。为了推广行星传动，有一机部组成了NGW系列工作组，由西安重机研究所、银川通用机械厂、荆州减速机厂和各中性机械厂等二十几个单位于1974年制定了NGW（2K-H）型渐开线行星齿轮减速器的部标准。目前渐开线行星齿轮传动在国内已逐渐受到重视，并推广其应用。我国是从20世纪60年代起开始研制应用行星齿轮减速器，20世纪70年代制订了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB1799-1976。已形制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000kW）/高速汽轮机（500kW）和万立方米制氧透平压缩机（6300kW）的行星齿轮箱，低速大转矩的行星减速器也已批量生产，如矿井提升机的XL-30型行星减速器（800kW）。世界各先进工业国，经由工业化、信息化时代，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到了较高水平。我国与世界先进水平虽存在明显差距，但随着改革开放带来设备引进，技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得长足的进步。1.2行星齿轮传动的发展趋势（1） 向高速大功率及低速大转矩的方向发展。行星齿轮箱传递的功率将与日俱增，但是机组功率的继续增大，目前受优越工艺因素的限制，主要是没有与齿轮尺寸进一步增大相适应的高精度切齿机，另一方面则是梅雨齿轮直径大于6米的热加工锻造设备。因此需进一步研制大尺寸的高淬硬齿轮切削用的高刚性高精度滚齿和插齿机，以及高精度和超硬切齿刀具和检验仪器。在设计方面，则应着重于擦伤强度的研究，制定出齿轮擦伤强度的计算公式，并对齿轮本体和箱体的变形、应力计算进行研究。随着高速的发展，目前对行星齿轮传动的动力学研究还很不够，特别是与公害有关的振动和噪音的研究。随着电算技术的发展，还应用有限元法制定出应用电子计算机进行齿轮设计和加工精度的计算方法，用电算解决参数选择最优化。此外，还必须对内齿圈的固定方法，齿面接触应力、齿根弯曲应力、齿轮加工工艺、均载机理及其装置、齿轮润滑等进行研究，还应大量开展行星齿轮传动的试验研究工作，例如：实际负荷运转试验，齿轮应力状态、效率、温升、振动、噪音、润滑等各种性能试验，寿命试验，破坏试验等。例如年产300Kt合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为22065kw；大型水泥球磨机所用80/125型行星齿轮箱，输出转矩高达4150kN.m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料及热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。（2） 向无级变速行星齿轮传动发展。多年来一直需要一种传递大功率、高效率、变速比的传动装置（无级变速），即输入速度是固定的，输出速度是可调的。实现无级变速，对行星齿轮传动来说，就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要在原先行星齿轮传动装置中对原来固定的基本构件附加一个转动，就能使输出转速有所增减而成为行星齿轮无级变速器。现已制成能传递2000Psi以上的无级变速齿轮箱。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都转动并传递功率，这只要对原行星结构中固定的构件加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现），就成为无级变速器。（3）向复合式行星齿轮传动发展。近几年来，国外蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适应相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的缺点，以适应市场上多样化需求。如制碱工业澄清桶用蜗杆蜗轮——行星齿轮减速器，总传动比i=0.125r/min,输出转矩27200N.m。（4） 向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。主要是它外廓尺寸小、重量轻、传动比大，一级可达100〜115，效率较高，达0.85左右，该机薄弱环节主要是转臂轴承于高速重载，啮合角很大，一齿差时达56°左右，故传动中径向载荷为不进行变位切削时的2.8倍。因此，这种传动现阶段只适用于中小功率，国内应用的少齿差渐开线行星齿轮传动功率均为超过50千瓦。转臂轴承性能和承载能力有所提高，则传递功率增大。西德FridoconMichel公司生产了齿数差为2〜5的ACBAR渐开线少齿差行星齿轮减速器，并制定了标准系列。而少齿差传动的效率和强度计算等还有待于进一步研究。（5） 制造技术的发展方向。采用新型优质钢材，经热处理获得高硬齿面（内齿轮离子渗碳，外齿轮渗碳淬火），精密加工以获得高齿轮精度及低粗糙度（内齿轮精插齿达5-6级精度，外齿轮经磨齿达5级精度，粗糙度Ra0.2-0.4um），从而提高承载能力，保证可靠性和使用寿命。1.3行星齿轮传动的优缺点行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的显著特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴和输出轴具有同轴性，即输入轴和输出轴均设在同一轴线上。所以，行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。行星齿轮传动的特点如下：体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副，因此可使其结构非常紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，从而使得每个齿轮所承受的负荷较小，并允许这些齿轮采用较小的模数。此外，在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其体积小，质量小，结构非常紧凑，且承载能力大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的1/2〜1/5(即在承受相同的载荷条件下)。传动效率高由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97〜099。传动比较大，可实现运动的合成与分解只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。行星齿轮传动的主要特点是体积小，承载能力大，工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂，要求制造精度高。行星齿轮传动中有些类型效率高，但传动比不大。另一些类型则传动比可以很大，但效率较低，用它们作减速器时，其效率随传动比的增大而减小；作增速器时则有可能产生自锁。差动轮系可以把两个给定运动合成起来，也可把一个给定运动按照要求分解成两个基本件的运动。汽车差速器就是分解运动的例子。行星齿轮传动应用广泛，并可与无级变速器、液力耦合器和液力变矩器等联合使用，进一步扩大使用范围。因此，行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率，而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围，故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。但是行星齿轮传动的缺点是：材料优质、结构复杂、制造和安装较困难些。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星传动技术的引进和消化吸收，从而使其传动结构和均载方式都不断完善，同时生产生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的研制安装问题，目前已不再视为一件什么困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂里也是完全可以制造出较好的行星齿轮传动减速器。尤为重要的是设计人员对于自己设计的某些齿轮减速器进行优化。优化结果不仅为齿轮传动提供了一个最优的设计方案，而且对其设计参数的优化提供了依据。第二章结构原理简介2.1传动原理图图2-1所示即为起重机用双速差动行星减速装置的传动原理图，图中Z1、Z2、Za、Zb、Zg分别表示起重机用双速差动行星车辆减速装置的定轴轮、内齿圈、中心齿轮、行星轮；大写字母A、B表示输入轴；大写字母C输出轴；大写字母H表示系杆图2-1起重机用双速差动行星车辆减速装置传动原理图2.2传动原理由图2-1可知，起重机用双速差动行星减速装置由差动轮系、定轴轮系、输出轴输入轴及系杆组成。当差动行星减速装置工作时，有一个输入轴被制动器制动，其余构成自由度为1的差动轮系，满足差动行星减速装置的工作需要。起重机用双速差动行星减速装置处于空载或轻载状态时，即用制动器把Za制动。此时，电动机带动输入轴A传动，通过Z1与内齿圈Z2、Zb啮合，把动力传给行星轮Zg,Zg带动系杆H运动输出功率，满足轻载或空载时的工作要求。

图2-2起重机用双速差动行星减速装置空载或轻载时原理图输入轴入-齿轮Z1-内齿圈Z2-内齿圈Zb-行星轮Zg-系杆Hr输出轴C.当起重机用双速差动行星减速装置出于重载工作状态下时，此时要求起重速度较慢，起重功率较大，速度平稳。为满足工作需要，我们采用主马达输入传动。在起重机用双速差动行星减速装置出于重载工作状态下时，用制动器把Z制动，此时电动机带动输入轴B运动，通过中心轮2与行星轮Z,啮合，把1 a g动力传给Zg,，Zg,带动系杆H运动输出功率，满足工作需要。图2-3起重机用双速差动行星减速装置重载时原理图第三章齿轮齿数计算3.1已知传动参数本设计已知的重机用双速差动行星减速装置主要传动参数如表3-1所示。表3-1 主要传动参数电动机型号转速(r/min)功率Kw传动比AYZR132M2-69083.73.184BYZR200L-6964224.93.2确定各齿轮齿数3.2.1闸住Z/寸，确定传动齿轮的齿数在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与承载能力有关的其它条件。传动比条件：在行星齿轮传动中，各轮齿数的选择必须确保所给定的传动比\的大小，其各轮齿数与传动比ip的关系式为zib=1一iH=1+faz=(ib—1)z (3-1)邻接条件：在行星传动中，为了提高承载能力，减少机构尺寸，并考虑到动力学的平衡问题，常在太阳轮与内齿轮之间均匀内、对称地布置几个行星齿轮。为使相邻两个行星齿轮不相互碰撞，要求其齿顶圆间有一定的间隙，称为邻接条件。设相邻两个行星轮中心之间的距离为L，最大行星齿轮齿顶圆直径为d，则邻g接条件为L>dag即 2。sin—>d (3-2)p式中n——行星轮数目；a a-g啮合副中心距；dg——行星轮齿顶圆直径。在本次设计的行星齿轮传动中采用标准齿轮时的邻接条件为：m(z+2)<m(z+z)sin—pzsin2—2P^v1—sin——npn< :*2 (3-3)arcsin( )z+z表3-2为行星轮数目与传动比范围的关系，其中最大传动比即由邻接条件决定。同心条件：行星传动装置的特点为输入与输出轴是同轴线的，即各中心轮的轴线与行星架轴线是重合的。为保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，由中心轮和行星轮组成的各啮合副的实际中心距必须相等，称之为同心条件。设a-g啮合副中心距。/,g-b啮合副实际中心距，依同心条件，各对相互啮合齿轮的中心距应相等，即(3-4)对非变位、高度变位、等啮合角的角度变位，中心距a=a=m(z2±zi)，o2式中“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。因行星传动中通常各齿轮模数都是相同的，依(3-4)式可得

(3-5)_(ib—1)z—z_(ib—2)zZ—all aa—all a(3-5)但选择齿轮齿数时往往难以同时满足传动比和同心条件，这就需要进行角变位。角度变位后的中心距a=a竺K。0cosa在本次设计中应满足的同心条件为（3-6）^-z z-z（3-6）cosa cosa装配条件:一般行星传动中，行星轮数目大于1。要使几个行星轮能均匀载入，并保证与中心轮正确啮合而没有错位现象，所应具备的齿数关系即为装配条件。当行星轮个数n^1时，第一个行星轮装入并与两个中心轮啮合以后，两个中心轮的相对位置就被确定了。若再要均匀地装入其它行星轮，就必须满足2一定的条件。如图3-1所示，相邻两行星轮所夹的中心角为—。设第一个行np2—、星g在位置1装入并与两中心轮啮合，然后将行星架H顺时针转过—角度，1 np即让％转到位置III。在这期间，中心轮a转过的角度匚由传动比气确定，即2W.=—ib^。为了在位置1装入行星轮g2,要求此时中心轮a在位置I的相应p齿轮和它转动甲a角之前的位置完全相同。也就是说中心轮a转过的甲a必须为其周节所对的中心角的整倍数M,即M=膏*，将平.值代入上式可得a—ib z（1+虹）M=Z^«=__=工=整数（3-7）2i{/z n n n根据行星传动传动比条件、同心条件、装配条件和邻接条件，可得以下联比

ib——2 ib形式［10: Z:Z:Z^:M=Z:(aH2)Z:(气-1)ZZ(3-8)p其中M为整数np为行星轮个数，当闸住Z］时：依i%=4.9，查表3-2得np=3。用比例法配齿将ib=4.9^15/3代入(3-7)得：ahib—2 ,ib 3 _5Z:Z:Z:M=Z:(——)Z:(ib——1)Z:*Z=Z:—Z:4Za：—Zagb a2aaHanaa2a 3ap计算得Za:Zg:Zb=22:32:86，满足各齿数和M值都是正整数条件，故可确定行星轮系各齿轮的齿数：Z=22,Z&=32,Zb=86。3）计算实际传动比：ib=1+ =1+竺=4.909满足邻接条件aHZ223.2.2闸住Za时，确定传动齿轮的齿数在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与承载能力有关的其它条件。当闸住气时，1）已知总传动比ia1）已知总传动比ia=3.1841H而ia1HZZ—2(1+―a)。Z1 Zb又1+—a=1+—=1.255Zb 86久=耍=2.535Z1 1.255Z2） 由类比法取Z1=56则Z2=Z1x一=56x2.535=14213） 验算传动比:膈=纭（1+巳）=142（1+22）=3.184 满足条件。1HZ1 Zb 56 86由以上配齿计算可知各传动齿轮的齿数为：名称代号齿数太阳轮Za22行星轮Z32内齿圈Zb86外齿圈Z2142齿轮Z56第四章行星齿轮传动的效率4.1概述4.1.1行星齿轮传动效率的组成行星齿轮传动效率是此种冲动装置的重要性能指标之一，为确定行星齿轮传出的效率，首先应分析和了解它的传动损失。行星齿轮传动主要有如下四种损失：齿轮啮合副中的摩擦损失，相应的效率为门；c轴承中的摩擦损失，相应的效率为门；z液力损失，即润滑油的搅动和飞溅引起的功率损失，相应的效率为门；Y行星齿轮传动中的均载机构或输出机构的摩擦损失，相应的效率为门；Q行星齿轮传动的总效率可表示为：门=门门门门其中门值尚无准确计算方法，可通过试验确定。Q行星齿轮传动效率的特点就传动效率的组成而言，行星传动与普通定轴传动是一样的，但是效率的高低和计算方法则大不相同。通过试验和理路研究分析发现行星传动的效率有以下特点：行星齿轮传动的效率，随其结构的不同而不同；同一类型的行星齿轮传动的效率，当主，从动件改变时，效率随之改变；同一类型的行星齿轮传动的效率，随传动比的变化而变化；行星齿轮传动小路的变化范围极大，高的达0.98以上，低的可接近于零，甚至自锁。因此在设计行星齿轮传动时，要求考虑到以上几点，选择最合适的结构及运转状态。4.1.3计算行星齿轮传动效率的依据和途径在进行行星齿轮传动的运动分析时，是通过转臂固定的转化机构的运动关系，求得各构件的转速和传动比的。根据相同的原理，行星齿轮的效率也可以通过转化机构的功率关系或力矩关系求得。因此，假定行星齿轮传动的摩擦损失功率七等于它的转化机构的摩擦损失功率PH，然后通过转化机构的摩擦损f f失功率的计算关系，进而求得行星齿轮传动的效率。上述的假定是建立在这样的基础上的：首先，啮合摩擦损失是功率损失的主要部分，其大小取决于齿廓间的摩擦系数、作用力和相对滑动速度，而行星轮系变为转化机构之后，各构件间的相对速度、齿廓间的作用力和摩擦系数并没有改变；其次，略去了行星齿轮传动中由于行星轮的离心作用而增加的轴承摩擦损失。实际上行星传动中转臂等处的摩擦损失不转化机构中该轴承的损失略有增加，当因为行星传动中常用滚动轴承，摩擦系数很小，消耗在全部轴承中的功率损失占整个功率损失的比例较小，故这一差异可忽略不计。但是，由于转化机构中各构件的转速都必须由行星轮系中的转速〃■变成n-n，因此：各构件所传递的功率要发生变化；n-nH之值可能为正，也可能为负，这说明构件所受的力或力矩的方向，与转速方向之间的关系可能发生变化。也就是说，构件在行星传动和在其转化机构中的主从动地位可能发生变化。以上两点对机构传动效率的影响是实质性的，这就是行星齿轮传动的效率不同于转化机构传动效率的根本原因。在行星齿轮传动中，主动构件输入功率P.>0，从动构件输出功率P0<0，依一般效率计算的概念，行星传动的效率应为：-P门= 0Pi因P=-P0+P(4-1a)故门二堂f=1-土(4-1a)P Pi i起重机用双速差动行星齿轮减速器装置的设计或门= 一=—^ (4-1b)-Po+P0式中Pf――行星传动摩擦损失的功率。Pf可在转化机构中求得。因前面假设行星齿轮传动与其转化机构的摩擦损失率相等，应为:或Ph=Ph一Ph=Ph(1一门h)=Ph日h (4-2a)f i o i iPh=-PL(1-Ih)=-* (4-2b)f 门H 1-^H依P=Ph，将式（4-2）代入（4-1）中，则得:-生=i-P；(1-")=1-生呻 (4-3a)P P P或PH Ph1-nh Phlih / ,、门=1—f=1+o( )=1+o( ) (4-3b)p pnh p1-lhn= = i (4-3c)Ph vPh1-p(1-nh)1-plho on= = (4-3d)1+PH(空)1+斗(―)pnh p1-l用这四个公式判别各机构在转化机构中啮合功率的正负，从而知道其主从关系，也就判别了啮合功率的流向。式（4-3a）是某机构在行星机构中为主动件，在转化机构中仍然为主动件的情况；式（4-3b）是某机构在行星机构中为主动件，在转化机构中为从动件的情况；式（4-3c）是某机构在行星机构中为从动件，在转化机构中为主动件的情况；式（4-3d）是某机构在行星机构中是从动件，在转化机构中仍为从动件的情况。4.2行星齿轮效率的计算4.2.1啮合功率法所谓啮合功率法就是利用啮合功率的概念，推证和建立行星传动效率计算

公式的方法。从式（4-3a）--（4-3d）中看到，若能求得转化机构中的啮合功率与行星齿轮传动中功率之比生或生，则可以得出行星齿轮传动效率的计算PP公式。例如在2K-H型传动中，若中M%b固定，则a轮在转化机构中的啮合功率Ph与在行星齿轮传动中的功率0的比值中a为:击PhT(n-n)、. , 1 iH 〜八①=a=a=1—ib=1—=ab(4一4)aPTn Ha 1—iH iH—1a aa abab4.2.2行星齿轮效率的计算1.当a为主动轮（即P>0,Ph<0）1）若iH<0或iH>1，依式（4-4），则①>0,又已知P>0,则Ph=P①>0,这ab ab a a a aa表明转化机构中的a轮仍为主动件。因此应将式（4-4）代入（4-3a）中，求得其传动效率为：（4-5a）TiH小、1—iH^H门b=1— ab——(1一门H)= abab（4-5a）aHiH—1ab1—iHab ab当用再<。代入时当用再<。代入时：门七iH=1 ab——UHab=1-1—上iHabH UHF=1——1+iHba（4-5b）当用iH>1代入时:ab- iH -门- iH -门b=1—_«^—UH=1—ab=1—(1—ib)UH=1—Ha1—ib aH——UH(1-气)—1ib-1UH—1—ib

=1— aHUH—ibaH=1—(1—L)Uh

ibaH（4-5c）2）若1>iH>0,依式（4—4），则①<0,又已知P>0,则Ph=P①<0,表明转ab a a a aa化机构中的a轮变为从动件。因此应将式（4-4）代入（4-5b）中，求得传动

功率为:iH 1一门H iH—iH•门H门b=1+——ab( ba-)=1+—ab ab baiHiH^H一门H+iH—iH^H—ab——ba -ba ab ab——baiH^H一门Habbaba—1+iH/门H ab baiH—1ab(4-6)1—iH/门H1—HH—iH ab ba ~1—iHba ab (1—HH)(1—iH)abHH

1— 1—iH ab1—hh1一旦hib L'1—|L1HaH2.当转臂H为主动轮时（即PH>0,pa<0)1）若iHv0,依式（4-4），ab>0.。又因为PaV0，故Phv0(因门bHa-Ph、①=—^），aPa（4-3d）中，这表明转化机构中的a轮仍为从动，求其效率为:故应将式（4-4）代入jiH』一门H、1+ ab——( ba)ab baiH^H—门H+iH—iH^H—ab——ba -ba ab ab——baiH^H—iHabbaba1—iH

ab1iH1—ab门Hba1—iH

ab 1—|LXH—iH

ab1—|LXH=(1—《)(1一呻)=1+1—HH—iHabiH日H

ab- 1一旦H—iHab当iHV0时，HH占分母很小一部分，可忽略，又iabH

ab1 ， ..—，代入上式，得:iHba门bHa1+日H1+iH—iHiHiH—1babaab ba日H ^H 日H一T一商"J

ba1+iHba（4-7）2)若iHab>1，依式（4-4），则中>0.。又因为Pa故Phv0(因PhW-），这表明转化机构中的a轮仍为从动，Pa（4-3d）中，求效率过程与（4-7）相似：故应将式（4-4）代入门b=(1-以)(1-LH) 1—LHHa1—|L1H因iH>1，ab门bHa中，1—LH—iHabLH

1— 1—iHab故有iH—1=1-iH，则有:abab1—|LXH1—|LXH1+、

iH—1

ab1—|LXH1—|LXH（4-8）1+上1—iHab1+^H1-(1-牛)1+LiaHHa3)若0<iH<1，ab依式（4-4），则中<0。又因为P<0，故Ph>0(因Ph），这表明转化机构中的a轮仍为王动，Pa求其效率为:门bHa故应将式（4-4）代入（4-3c）因0<iH<1，

ab门bHaiH(1—门H)1——ab -ba—iH—1ab1—iH

ab 1—iH+iHLHab(1-iH)abab=1—iHab1+—ab 1—iHabibaHiH—1—iH+iH^H—ab ab ab——ba-iH—1

ab1—iH

ab——1—iH门Habba1—iH ab 1—iH(1—LH)ab4iHLH1+-Ob 1—iHab代入上式:(1—ib)|LlH aH 1—(1—ib)aH(1—ib)LH

aH.——

ib

aH（4-9）Ha最常见的四种型式的2K-H传动的效率计算公式列于表4-1内。对于2K-H型差动传动的效率计算，差动传动可以由两个主动构件同时输入功率，也可以由两个从动构件同时输入功率。在进行效率计算时，仍要先确定转化机构中啮合功率流的方向，即确定转化机构中主动件和从动件，然后安机械传动的一般公式尽享计算。在此设计中，差动行星齿轮分两种情况：一是在起重机轻载或空载时，闸住Z.以z［为输入轴输入功率，以弓为主动件，以H为从动件，带动输出轴输出功率；另一个是在起重机重载时闸住弓，以Z.为主动件，H为从动件。两种情况都只有一个主动构建输入功率，更好的控制起重机在不同工作状态下的功率分流情况，满足工作需要。当闸住时:依表4-1可得公式:门abHUH

1--^—门abH1+iHab. 111221H=一 =- ——=—0.256ab iHZZ32x8686ba—g_b_—zz22x32agUH=UHCag+UHCgb1、cc

+—)+2.3uZg门取0.1，并将各轮齿数代入得:=0.23x0.15=0.021 1 1 1=0.23x0.15=0.02UH=2.3X0.1(—+—)+(一一一)

2232 3286门abHUH

1— 1+iHab0.021+—0.256=1—0.022=97.8%当闸住z时:

b依表4-1可得公式:iHab门取0.1，门baH1+iHab1_ 1—— _22—— ZZgb32x868622x32=-0.256iHba —日H+日HCagCgb=2.3日（1+—）+2.3^11

」-上）

z z1并将各轮齿数代入得:RH=2.3x0.1（——+—）+（——一一）2232’'3256=0.23x0.26=0.031+iHab—003-=1—0.024=97.6%1+|—0.256|第五章 行星齿轮系的强度设计行星齿轮传动都可以分解为两对齿轮副的啮合传动（外啮合齿轮副和内啮合齿轮副），因此，其齿轮强度可分别采用定轴线齿轮传动的公式，但需要考虑行星传动的特点----多个行星齿轮啮合（对于NGW型传动，行星齿轮的轮齿既参与外啮合又参与内啮合）和运动特点（行星齿轮既自传又公转）。在一般情况下，NGW型行星齿轮的承载能力注意取决于外啮合副，因而要计算啮合齿轮副的强度。但是，对于太阳轮和行星齿轮的轮齿为渗碳淬火、磨削加工，而内齿圈为调质处理、插齿加工的行星传动，且速比较小，内齿圈的强度为薄弱环节，也需要进行强度校核。5.1差动轮系强度校核行星齿轮传动，中心轮和行星轮是薄弱环节，一般内齿圈的足够的，所以只要校核中心轮和行星轮即可。对于a g传动：齿轮材料，热处理工艺及制造工艺的确定。齿轮材料为20CrNi2MoA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为57〜61HRC齿轮为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为6级。试验齿轮轮齿面接触疲劳极限 ch阮=1650MPa试验齿轮轮齿弯曲疲劳强度极限 太阳轮cfiim=650MPa行星轮CF].=650X0.7=455MPa齿轮齿数Z,=22Z；=325-1-1齿轮传动主要参数的初算1按齿面接触疲劳强度初算小齿轮的分度圆直径d=K3TfKhpx也（mm）1d3巾C2 u式中 Kd――算式系数为768T1 小齿轮的名义转矩为864.5N•M与——使用系数1.25K近——综合系数2.0Kp——行星轮载荷分布不均匀系数1.104d 齿轮齿宽系数0.7u 齿数比1.45CHiim 试验齿轮的接触疲劳强度极限1650MPa代入得864.5x1.25x2x1.11.45+1《=7688\ 0.7x16502 'FT=93.6mm2.按齿根弯曲强度初算齿轮模数m=K3T■七七七叭气6%式中、――算式系数12.1K互——综合系数2.0七――行星轮间载荷分布不均匀系数1.15YFci——小齿轮齿形系数2.51Za 小齿轮齿数22cfiim 试验齿轮弯曲疲劳强度为455N/mm2代入得：… -'864.5x1.25x2.0x1.15x2.51m=12.1x3， \ 0.7x222x455=4.948取m=5

3.几何尺寸计算分度圆 d=mz齿顶圆 d=d1+2h基圆直径d=dcosa齿顶高系数：太阳轮、行星轮一一h*=1a代入上式得：d1=5x22=110mmd=5x32=160mmd1=(110+2x5)=120mmd2=(160+2x5)=170mmdb1=110xcos25。=99.69mmd=160xcos25。=145mm5.1.2啮合要素验算1.Za一5.1.2啮合要素验算1.Za一Zg传动端面重合度七（1）顶圆齿形曲率半径pPaFfl92：,120、 ，99.69、 “』太阳轮Pa1=U—)2=33.4太阳轮行星轮P=，'（二°）2-（螳）2=44.4a2 "2 2（2）端面啮合长度gag-p+(p -a-sina^)

式中 土号正号为外啮合，负号为内啮合；a-——端面节圆啮合角。 直齿轮a-=25°t t贝V g=^3.4+44.4-115sin25。］=29.2(3)端面重合度s=gcosP/(兀mcosa)=29.2c°s()_3.42aa nt 3兀cos25。强度校核确定计算负荷名义转矩 T=864.5N•M名义圆周力F=2000T=2000x864.5Ntd 110=15718N应力循环次数Nl按6-13中相应公式计算。且可按每年工作300天,每天工作16h。即Nl=60(n-气)nt=60x(964-196)x3x300x16=6.6X109次(3)确定强度计算中的各种系数使用系数KA取K广1.2V_nD(\V_nD(\-%)-兀'3x22(964-196)=60xJ100()=60000=2.6560000=2.65m/s1.1查图5-1得K广1.1由式（5-1） （5-2）与广1+（七0-DKhwKhKf广1+（七0-1）KfwKf式中 K郡0——由图5-2查得K郡0=1.2（七=0.7）膈——由图5-5查得膈=1.0（v=2.65m/s,HB2>450）K——由图5-4查得K =1.18邛0 邛0Kw——由图5-5查得Kw=1.0七――与均载系数有关的系数，Kh「0.7七――与均载系数有关的系数，K^=0.85贝V K°=1+（1.2-1）x1x0.7=1.14邮K=1+（1.18-1）x1x0.85=1.15理3） 齿间载荷分布系数K^因KF/b=1.25x15718/65=302N/mm，精度6级，硬齿面直齿轮，由表5-9查得*=Kf=1.04） 节点区域系数Zh可查图5-13或按下式计算：Z_|2cos&bcosa；_i2cos0。cos25。_23®

H cos2asina \cos225。sin25。式中直齿轮&_0。ba- 端面节圆啮合角t直齿轮a-=25°ta 端面压力角直齿轮a^=a=25°

弹性系数ZE由表5-10查得 =189.8MPa载荷作用齿顶时的齿形系数rFa根据 Zj22和xj0由表5-8和图5-11e查得Yf=2.15载荷作用齿顶时的应力修正系数Ysa由表5-11和图5-20e查得Y=1.758)重合度系数8)重合度系数Z8、Y■4-1.34 …小 =0.9423Y=0.25+075=0.25+0.750.818 8 1.34a9)螺旋角系数Z§、Yg可查得5-21或按下式计算:§=°§=°，Z广tcos§七T-%寿得Z广1得％=1(4)齿数比uu=\=32=1.45(4)Z22a计算接触应力的基本值cH0M'dbV1157181.45+1=2.38x189.9x0.942x1x[ —=820MPa110x651.45接触应力cHCH'。H0Y"KHg写=820X、1.25x1.1x1.14x1.0=1026.6MPa（7）弯曲应力的基本值aF0Fa =—YYYYF0bmFasas&15718= x2.15x1.75x0.81x1.065x5=147.4MPa（8）齿根弯曲应力aF"F=°f05邓KFa=147.4x1.25x1.1x1.15x1.0=233MPa（9）确定计算许用接触应力aHp时的各种系数1） 寿命系数ZNT因为Nl=6.6x109，由图5-19得ZNT=1.02） 润滑系数ZL由图5-14查得Z广1.033） 速度系数ZV因v=2.65m/s和a.=1650MPa由图5-15查得Z广0.994） 粗糙度系数ZR因a.>1200MPa和齿血人=1.6x6pm=9.6^m由图5-16查得Zr=0.905） 工作硬化系数ZW因大小齿轮均为硬齿面，且齿面Rz=9.6^m>6^m由图5-17取气二1.0尺寸系数 由图5-18查得=1.0许用接触应力aHPaH段HllmW"=1650X1.0X1.03X0.99X0.90x1.0x1.0=1514.3MPa因接触应力ah=1026.6MPa小于许用接触应力aHp=1514.3MPa，即ah<aHp。所以，满足接触疲劳强度条件。确定计算许用弯曲应力a时时的各种系数试验齿轮的应力修正系数*『二2.0寿命系数rNT因Nl=6.6X109 由图5-25得Ynt=0.82相对齿根圆角敏感系数Y5relt由Y=1.75，由图5-22查得七广0.99齿根表面状况系数Yg=0.925尺寸系数Yx 由图5-24查得Yx=1.0许用弯曲应力aFPa=aYYYYYFPFlimSTNTBrelT8relTX=455x2.0x0.82x0.99x0.925x1.0二683.3MPa因齿根弯曲强度aF=233MPa，小于许用弯曲应力aFP二683.3MPa,

即:"°FP所以，设计满足齿根弯曲强度条件。5.2定轴轮系强度校核对于Z1 Z2传动齿轮材料，热处理工艺及制造工艺的确定。齿轮材料为20CrNi2MoA,表面渗碳淬火处理，表面硬度为56〜61HRC齿轮为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为7级。试验齿轮轮齿面接触疲劳极限QH].试验齿轮轮齿面接触疲劳极限QH].=1450MPa试验齿轮轮齿弯曲疲劳强度极限 Z1qf].=650MPaZ2 qfl.=650x0.7=455MPa齿轮齿数Z1=56 Z2=1425.2.1齿轮传动主要参数的初算1.按齿根弯曲强度初算齿轮模数m=K3'TM"m3 ©Z2Q'd1Flim式中 T1 小齿轮的转矩为1224NMKm――算式系数12.1K乓——综合系数2.0%――行星轮间载荷分布不均匀系数1.15丫凤——小齿轮齿形系数2.51小齿轮齿数56QFQFlim试验齿轮弯曲疲劳强度为455N/mm2代入得:一 ，1224x1.25x2.0x1.15x2.51m=12.1x3 3 0.7x562x455=4.06取m=4a=1m(Z+Z)=1x4x(56+142)=3960 2 12 2取a0=4002.几何尺寸计算分度圆d=mz齿顶圆d=d1+2h基圆直径d=dcosa齿顶高系数：太阳轮、行星轮一一h*=1a代入上式得：d=4x56=224mmd=4x142=568mmd1=(224+2x4)=232mmd2=(568+2x4)=576mmdb1=224xcos25。=203mmdb2=568xcos25。=514.78mmb=0.7x224=156.8mm取b=157mm5.2.2啮合要素验算1.Z1---Z2传动端面重合度七(1)顶圆齿形曲率半径P

PaF^192.'232 ,203、 …P广1；成」(项2=弧2Z2轮=,抒Z2轮=,抒)2-(冬)2)129¥2 2(2)端面啮合长度gag=p±(p -a-sina^)式中土式中土号正号为外啮合，负号为内啮合;a- 端面节圆啮合角。 直齿轮tg=^6.2+129-400sin25。］aa- 端面节圆啮合角。 直齿轮tg=^6.2+129-400sin25。］a-=25°t=16.2（3）端面重合度16.2cos0。8=gcosp/(兀mcosa)= =1.9aa nt 3兀COs25。强度校核（1）确定计算负荷名义转矩T=1224N•M名义圆周力F_2000T_2000x1224ntd224=10928.6N应力循环次数Nl按6-13中相应公式计算。且可按每年工作300天，每天工作16h。NL=60(n-nH)nt=60x908x3x300x16=7.8X109次(3)确定强度计算中的各种系数(3)确定强度计算中的各种系数1）使用系数KA取K广1.252）动负荷系数KV由圆周速度60000V_兀。(气—％)_兀x3x56x908

—60xZ100()一由圆周速度60000=7.96m/s查图5-1得q=1.1由式(5-1) (5-2)%=1+（七0-1）膈七K疽1+（七。T）"e式中 K邯0——由图5-2查得K耶0=1.31(ed=0.7)膈——由图5-5查得膈=1.0(v=2.65m/s,HB2>400)K ——由图5-4查得K =1.24邛0 邛0K^——由图5-5查得K^=1.0峰――与均载系数有关的系数，K^=0.7七――与均载系数有关的系数，K^=0.85贝V K=1+(1.31—1)x1x0.7=1.22邮K=1+(1.24—1)x1x0.85=1.20理3）齿间载荷分布系数七匕因KF/b=1.25x15718/65=302N/mm,精度7级，硬齿面直齿轮，由表5-9查得*=、=1.04）节点区域系数气可查图5-13或按下式计算:Z_2cos&bcosa；_i2cos0。cos25。_23®H\icos2asina \cos225。sin25。式中直齿轮&=0。ba- 端面节圆啮合角t直齿轮a-=25°ta,――端面压力角直齿轮a=a=25°5）弹性系数ZE由表5-10查得 =189.8MPa6）载荷作用齿顶时的齿形系数rFa根据Z1=56和x1=0由表5-8和图5-11e查得Yf=2.157）载荷作用齿顶时的应力修正系数Ysa由表5-11和图5-20e查得Y=1.758）重合度系数Zs、Y=>,：五=0.93\3 3Y=0.25+075=0.25+075=0.79

s s 1.40a9）螺旋角系数Z&、Y&可查得5-21或按下式计算:因 &=0,Z&=cos&得Z&=1Y&=1-s&120。 得Y&=1（4）齿数比uu=A=142=2.54Z56a（5）计算接触应力的基本值c

=zZZZ'' Ft u+1H0HE8M■dbui■10928.62.45+1=2.38x189.9x0.93x1x了 =780.4MPa\224x1572.45接触应力接触应力bHbH*H0、'%=780.4x、1.25xbH*H0、'%=780.4x、1.25x1.1x1.22x1.0=1010.8MPa弯曲应力的基本值bF0Fb=—YYYYF0 bmFasas&10928.6157x4x2.15x1.75x0.79x1.0=168.4MPa齿根弯曲应力bFbF=°f05膈KFa=168.4x1.25x1.1x1.2x1.0=258MPa确定计算许用接触应力bHp时的各种系数寿命系数ZNT因为Nl=7.8x109，由图5-19得ZNT=1.0润滑系数Zl由图5-14查得Z广1.03速度系数ZV因v=7.96m/s和b =1450MPaHlim由图5-15查得Zy二1.024） 粗糙度系数ZR因b.>1200MPa和齿面R=1.6x6pm=9.6^m由图5-16查得Zr=0.905） 工作硬化系数ZW因大小齿轮均为硬齿面，且齿面Rz=9.6pm>6pm由图5-17取气二1.06） 尺寸系数 由图5-18查得气=1.0（10） 许用接触应力bHPbH尸HllmW"=1450x1.0x1.03x1.02x0.90x1.0x1.0=1344.15MPa因接触应力bh=1010.8MPa小于许用接触应力bHp=1344.15MPabH<bHp。所以，满足接触疲劳强度条件。（11） 确定计算许用弯曲应力b砰时的各种系数1） 试验齿轮的应力修正系数七二2.02） 寿命系数 rNT因NL=7.8x109 由图5-25得Ynt=0.823） 相对齿根圆角敏感系数匕&elt由Y=1.75，由图5-22查得％广0.994） 齿根表面状况系数Y =0.925&elT5） 尺寸系数Yx 由图5-24查得Yx二1.0许用弯曲应力bFPb=bYYYYYFPFlimSTNTBrelT8relTX=455x2.0x0.82x0.99x0.925x1.0=683.3MPa因齿根弯曲强度bf=258MPa，小于许用弯曲应力。砰二683.3MPa,所以，设计满足齿根弯曲强度条件。经以上校核，接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足工作要求，故设计合理。【注】以上计算公式和计算原理均参考《机械设计》和《渐开线齿轮传动的设计与制造》

第六章 齿轮尺寸计算1.齿轮1计算对于齿轮Z]=56 Z2=142模数m=4 压力角a=25。分度圆直径di=mZ1=4x56=224d2=mZ2=4x142=568齿顶高h=m=4齿根高h=1.25m=1.25x4=5f全齿高h=2.25m=2.25x4=10径向间隙c=0.25m=0.25x4=1齿顶圆直径d1=d1+2h=224+2x4=232d2=d2+2h=568+2x4=576齿根圆直径df1=d1-2hf=224-2x5=214d22=d2-2hf=568-2x5=558基圆直径d=dcosa=224xcos25。=203d=dcosa=568xcos25°=514.8周节p=兀m=3.14x4=12.56齿厚s=兀m‘2=6.28齿间宽e=p/2=6.28标准中心距m 4a=万J+Z2)=^(56+142)=396齿宽b=4d1=0.4x224=90取b1=95 b2=902.齿轮2计算对于齿轮Z=22 Z^=86 Z=32模数m=5 压力角a=25。分度圆直径d=mZ=5x22=110d=mZ=5x86=430d=mZ=5x32=160齿顶高h=m=5齿根高h=1.25m=1.25x5=6.25f全齿高h=2.25m=2.25x5=11.25径向间隙c=0.25m=0.25x5=1.25齿顶圆直径d=d+2h=110+2x5=120db=db+2h=430+2x5=440d=d+2h=160+2x5=170齿根圆直径da=d-2hf=110-2x6.25=97.5d广db-2hf=430-2x6.25=417.5dg=d-2hf=130-2x6.25=117.5基圆直径d=dcosa=110cos25。=99.7db=dbcosa=430cos25。=389.7dg=dcosa=130cos25。=117.8周节p=兀m=3.14x5=15.7齿厚s=兀m；2=7.85

齿间宽e=p/2=7.85标准中心距m 5a=-(Z+Z)=^(22+32)=135mab=—(zZ^+Z)=2.5x(86+32)=295齿宽b=4dd=0.7x110=77取b=77 bb=77 bg=91第七章结构设计根据行星齿轮传动的特点、传动功率的大小和转速的高低情况，对其进具体的机构设计，分述如下：差动轮系部分（1）太阳轮结构设计因太阳轮与轴分开制造采用平键将具有内孔的齿轮套装在轴上，考虑到转臂的支承，输入轴采用悬臂梁的支承机构。因行星轮数为3,各齿轮副的啮合力量轴线对称作用，且无径向载荷。因此不会引起沿齿宽方向的载荷集中现象，其与机架连接部分采用滚动轴承。2） 行星轮结构设计行星轮做成中空的齿轮，以便在内孔中装行星轮轴或轴承，这种带内孔的行星轮机构，可以使得在一个支承的和支承组件上的安装方位和定位精确。为了减少行星轮间的尺寸误差，可以将同一个行星齿轮传动中的行星轮组合起来加工，这样制造的行星轮可以装配在整体式转臂上。于是直齿行星轮可以加工出符合技术要求的端面，以便借助于轴承作轴向定位。3） 行星轮的支承结构行星轮是支承在动轴上的齿轮，既通过轴承安装在转臂的动轴上。而在行星轮传动时，行星轮的轴承是属于承受载荷最大的支承机构。本设计中采用调心球轴承，将使用寿命较大、精度较高的调心球轴承装入行星轮内，该减速器行星轮结构采用两个调心球轴承支承。4） 内齿轮的结构设计内齿中心轮即内齿轮的结构主要与其安装方式和所采用的均载机构形式有关。由于内齿圈旋转，所以制成薄壁圆筒结构，以增加内齿轮本身的柔性。可以得到缓和冲击和使行星轮间载荷分配均匀的良好效果。内齿轮采用单齿齿形联轴器浮动，其详细结构见均载装置的设计研究。（5）转臂的结构转臂是行星齿轮传动中的一个较重要的构件，目前较常用的转臂结构有双侧板整体式、双侧板分开式和单侧板三种类型。本减速器采用双侧板整体式转臂它的刚性较好。由于行星轮系的轴承安装在行星轮轮缘孔内，在此情况下采用这种类型转臂较合理。转臂和输出轴的右端采用花键连接。定轴轮系部分定轴齿轮做成中空齿轮，采用滚珠轴承支承在输入轴。与它啮合的外齿轮与内齿圈做成一个整体，同样采用滚珠轴承支承在系杆上面。而定轴齿轮的支承件是固定的，所以在箱体上用螺栓固定一个环形件。定轴齿轮的输入轴另外一端采用过盈配合固定在环形件上，其详细结构见装配图。内齿轮的结构也与差动轮系的内齿轮结构相似，同样采用调心球轴承，使载荷在齿长方向的分布更均匀，更有利于提高齿轮传动寿命和工作可靠性。定轴齿轮采用花键连接和输入轴相配合。其它中小结构的设计行星轮轴一般采用45、45Cr等调质制造，调质处理硬度范围200〜250HBS.当行星轮轴需要充当轴承的接触滚动支承或滑动工作面时，其外表面需要十分光滑和坚硬，通常采用渗碳处理，使其表面硬度＞58HRC.本设计中采用渗碳处理的行星轮轴。轴承滚动轴承由于摩擦系数小，启动阻力小，而且它以标准化选用、润滑、维护都很方便，因此应用比较广泛。在本设计中定轴齿轮、小功率输入轴以及制动装置等处选用滚动轴承。而大功率输入轴、系杆输出机构则采用调心球轴承。紧固件等箱体内部所必须采用的紧固件，几乎全部需要采用强度级别比较高的才稳妥，并且必须考虑采用可靠的防松方法或措施，应尽量可能地减少内部螺栓的数量，内部螺栓的强度原则上不低于8.8级精度。在本设计中，根据结构设计需要，选择适合的标准件。其它构件根据机构工作需要和结构设计要求，选择适合的材料和型号，使结构设计既满足结构功能要求，又达到设计合理，构件数量最少，结构最简的设计要求。第八章均载装置设计8.1行星轮间载荷分布不均匀性分析1.行星轮间载荷分布不均匀性分析行星齿轮传动具有结构紧凑、质量小、体积小、承载能力强的优点。这些都是由于其结构上采用了多个行星轮的传动方式，充分利用了同心轴齿轮之间的空间，使用了多个行星轮分担载荷，并合理地采用了啮合传动；从而具备了以上的优点。这对于传递功率的行星轮来说，采用多个行星轮是十分合理的，如果各行星轮间的载荷是均匀分布的，那么随着行星轮的数量的增加，其结构将会更加紧凑、承载能力更大。但是，当人们在设计这种传动效率高、体积小和传动比大的行星齿轮传动时，即使在设计过程中作了许多细致的工作，如果忽略各个行星轮之间的载荷分布不均匀性的问题，那么，就不能很好地发挥行星齿轮传动的优越性。为了解决这一问题，近十年来，在国内外的行星齿轮传动中已出现了许多均载机构，目前该均载机构大多仍是依靠机械的方法来实现行星齿轮间的载荷均衡。所谓的行星齿轮间载荷分布均匀，就是指输入的中心轮传递给各个行星轮的啮合作用力的大小。在没有任何均载装置的情况下，实际上行星轮之间的载荷是不均匀的；计算采用了均载装置，行星轮在工作时载荷也并非完全均衡。行星轮间载荷分布不均匀的原因，大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承、转臂和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分组成。在行星齿轮传动中，其行星齿轮间载荷分布不均匀系数KP的取值范围为1<Kp<np。2..改善行星轮间载荷分布不均匀的措施为了使行星轮间载荷分布均匀，通过实践采取对行星齿轮传动的基本构件径向不加限制的专门方法和其他可进行自动调位的方法，即采用各种机械式的均载装置，以达到各行星轮间载荷分布均匀的目的。为了使行星轮间载荷分布均匀，有多种多样的均载方法，对于主要靠机械的方法来实现均载的系统，其结构类型可分为如下两种：（1） 静定系统该机械系统的均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载的，采用基本构件自动调位的均载机构是属于静定系统。当行星轮间的载荷不均匀时，构件按照所受到的作用力的不同情况，可在其自由度的范围内相应地进行自动调位，从而使行星轮间载荷分布均匀。（2） 静不定系统 较常见的静不定系统有以下两组方案1） 完全刚性构件的均载系统这种系统完全依靠构件的高精度，当零件的制造和装配误差很小的情况下，才能保证获得均载的效果。但是采用这种方法使得行星齿轮传动的制造和装配变得困难和复杂，且成本较高。因此，很少采用这种方法。2） 采用弹性件的均载系统这种均载方法是采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在不均匀载荷的作用下，使弹性件产生相应的弹性形变，来实现机械系统的均载。8.2均载机构简介现将基本构件浮动的均载机构简介如下：1.基本构件浮动的均载机构如前所述，基本构件浮动，就是将行星传动中的基本构件之一（二个）不进行径向定位支撑。当行星轮间载荷分布不均匀时，即在不平衡的径向力作用下，允许某个基本