【文章內(nèi)容簡介】 動的能力較強，工作較可靠。 總之，行星齒輪傳動具有質量小、體積小、傳動比大及效率高 (類型選用得當 )等優(yōu)點。行星傳動不僅適用于高轉速、大功率，而且在低速大轉矩的傳動裝置上也己獲得了應用。它幾乎可適用于一切功率和轉速范圍，故目前行星傳動技術己成為世界各國機械傳動發(fā) 展的重點之一。 從機構的活動度來分，有一個自由度的行星機構、兩個自由度的行星機構和多自由度的行星機構 .從結構形式來分，有 KHV型、 2KH型和 3K型行星機構三種基本類型。其它的漸開線行星齒輪機構，都可以分解為這三種基本機構，即可以由這三種基本行星機構復臺而成。 通過上述的比較，結合要求 :傳動比大、質量小、結構緊湊及外廓尺 寸小等，我們選擇行星齒輪傳動作為減速器的傳動型式。 選擇行星機構的類型 本課題選取 2ZX 型漸開線行星齒輪機構 ,這種行星齒輪機構有兩個中心輪 a, b(即 2Z)和 轉臂 (X)，山此三個簽本構件組成，故用符號 2ZX表示。根據(jù)轉化機構的傳動比端的不同，可分為兩類。當 i12h0 時，稱為正號機構 ； i12h0時，稱為負號機構。如圖 ，為 2ZX 型行星機構的常見類型 。 圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 21 由于負號機構行星齒輪傳動簡單、制造容易，外形尺寸小，質量小，傳動效率高等優(yōu)點。在結構合理的 條件下 通常，其傳動比范圍為 2. 813,傳動效率為 。目前該傳動類型已獲得了較廣泛的應用。 具有雙齒圈行星的負號機構，其合理的傳動 比范圍為 716，傳動效率仍較高 ； 但由于采用了雙齒圈行星輪，故制造安裝較復雜。 具有圓錐齒輪傳動的負號機構，主要用于差動行星裝置。 具 有雙嚙合的正號傳動機構，嚙合摩擦系數(shù)較大，故其傳動效率低，一般 該機構基本上不用于傳遞動力。 具有雙內(nèi)嚙合的正號機構，其合理的傳動比范圍為 830,其嚙合摩擦損失較小。當傳動比小于 50，其傳動效率可達到 以上，但隨著傳動比的增加，其效率值也會降低。 少齒差 2ZX 正號機構的合理傳動比范圍為 30100。但它由于具有少齒差的內(nèi)嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦系數(shù)較小，故該行星齒輪傳動 的傳動效率較高，可達 。 本文選取 2KH（ A）這種傳動結構， 2ZX(A)型行星傳動的傳動類型為 NGW 型（具有內(nèi)嚙合和外啃合，同時還其有一個公共齒輪的行星齒輪傳動） 。 減速器結構設計 圖 ,主要包括前蓋組件、被動輪組件、第一級行星輪總成、第二級行星輪總成、機體中部組件和法蘭盤組件 6 大部分。機體間采用螺栓和銷釘連接與定位 ,機體與內(nèi)齒圈之間采用彈性套銷的均載機構。為便于用戶在使用時裝配與拆卸 ,減速器主軸線與安裝面設計有 15176。的傾角 ,法蘭盤軸線可以向 X、 Y 和 Z 方 向擺動177。 6176。 ,并選用專用球面軸承作為支承。 軸承裝入行星輪中 ,彈簧擋圈裝在軸承外側且軸向間隙≤ mm,減速器最大外形尺寸 467 mm 460 mm 530 mm,總質量 (不含油 )為 290 kg。 傳動系統(tǒng)設計 該減速器采用 3 級減速方案 ,第一級為高速圓柱齒輪傳動 ,其余兩級為 NGW 型行星齒輪傳動。其中 ,第二、三級分別有 3 個和 4 個中空式行星輪 ,行星輪安裝在單臂式行星架上 ,行星架浮動且采用滾動軸承作為支承 ；第二級行星架與法蘭盤之間采用鼓形齒雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器連接。鼓形齒雙聯(lián)齒輪聯(lián)軸器連接 ,機動示意 圖和結構圖分別如圖 和 。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 22 圖 混凝土攪拌運輸車減速器對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度和齒面磨損等要求十分苛刻 ,因此合理地選擇變位系數(shù)和進行修形計算十分重要。 圖 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 23 圖 齒輪的設計 傳動比的分配 多級行星齒輪傳動各級傳動比的分配原則是獲得各級傳動的等強度和最小的外形尺寸。在兩級 NGW 型行星齒輪傳動中，欲得到最小的傳動徑向尺寸，可使低速級內(nèi)齒輪分度圓直徑 db1與高速級內(nèi)齒輪分度圓直徑 db2之比 (db2/ db1)接近于 1,通常使 db2/ db1= 。 NGW 型兩級行星齒輪傳動的傳動比可利用圖 進行分配，圖中 i1 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 24 和 i 為高速級及總傳動比， E可按下式計算 : E = AB3 圖 NGW傳動比分配 式中 , 式中和圖中代號的角標Ⅰ和 Ⅱ 分別表示高速級和低速級 ； C為行星輪數(shù)； KC為載荷分布系數(shù) ； KHβ 為接觸強度的載荷分布系數(shù) ； 其他代號可在機械設計手冊中查取。 的比值可用類比法 進行試湊或取三項比值的乘積 ： = 齒面工作硬化系數(shù) ZW一般可取 1； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 25 如果全部采用硬度 350HB 的齒較時 .可取 最后算得之 E 值如果大于 6， 則取 E=6 。 本題目傳動比 i=100:1, 該減速器采用 3 級減速方案 ,第一級為高速圓柱齒輪傳動 ,其余兩級為 NGW 型行星齒輪傳動。其中 ,第二、三級分別有3個和 4 個中空式行星輪。第一級圓柱齒輪傳動比初選為 ，那么剩下兩級傳動的 i 總 =100/= ,即為以下計算中的 i值。 選擇各個計算參數(shù)： 分度圓直徑 (db2/ db1) = , 選 進行計算 ； 行星輪數(shù) C2/C1 =4/3 ； =，取這比值為 2； 工作硬化系數(shù) ZW一般可取 1； 齒面接觸疲勞強度： 一般可取 1； 選擇齒寬系數(shù) Φ d ，通用減速器Φ a=； Φ d =(i+1)Φ a ， 根據(jù)計算 i1()在這個范圍里 ； Φ d1=( 10) =() 取Φ d1=； Φ d =(i+1)Φ a ， 根據(jù)計算 i2()在這個范圍里 ； Φ d2=(~) =() 取Φ d2=； 選擇 KC 為 載荷分布系數(shù) KC； 第一級行星齒輪為行星輪浮動， KC1取 取 ； 第二級行星齒輪為太陽輪浮動， KC2取 取 ； 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 26 E = AB3 = = 根據(jù)圖 可得出 i1= 那么 i2=。 齒數(shù)及行星輪數(shù)的確定 第一級高速圓柱齒輪齒數(shù)的計算： 齒數(shù)比 u=i1= ； 初選 z1=30，則 Z2=u z1= 30= ,取 Z2=59 ； 第二級 NGW 行星齒輪齒數(shù)的計算： 初選行星輪數(shù) Nw=3； 確定 Za， 依據(jù)公式： iabH Za / Nw=C,計算中 C取整數(shù)； 即為 Za/3=C Za=3C/ C 取 46 則 Za=17 確定 Zb， 依據(jù) NGW 型行星輪系傳動比計算公式： iabH=1+Zb/ Za 即為 =1+Zb/17 Zb=() 17 = 取 Zb=121 確定 Zc, 依據(jù) NGW 型行星輪系非角變位傳動公式： Zc= Zb Za/2 Zc=12117/2=52 得出第二級 NGW 行星齒輪齒數(shù) : Za=17, Zb=121, Zc=52 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 27 表 第三級 NGW 行星齒輪齒數(shù)的計算： 初選行星輪數(shù) Nw=4； 確定 Za， 依據(jù)公式： iabH Za / Nw=C,計算中 C取整數(shù)； 即為 Za/4=C Za=4C/ C 取 31 則 Za=20 確定 Zb， 依據(jù) NGW 型行星輪系傳動比計算公式： iabH=1+Zb/ Za 即為 =1+Zb/20 Zb=() 20 = 取 Zb=104 確定 Zc, 依據(jù) NGW 型行星輪系非角變位傳動公式： Zc= Zb Za/2 Zc=10420/2=41 得出第三級 NGW 行星齒輪齒數(shù) : Za=20, Zb=104, Zc=41 。 變位系數(shù)的選擇及齒輪幾何尺寸計算 在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果 :獲得準確的傳動比、改善嚙臺質量和提高承載能力，在保證所需傳動比前提下得到合理的中心即、在保證裝配及同心等條件下使齒數(shù)的選擇具有較大 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 28 的靈活性 。 變位齒輪有高變位和角變位，兩者在漸開線行星齒輪傳動中都有應用。高變位主要用于 消除根 切和使相嚙合齒輪的滑動比及彎曲強度大致相等。角變位主要用于更靈活地選擇齒數(shù)，拼湊中心距，改善嚙合特性及提高承載能為。由于高變位的應用在某些情 況下受到限制，因此角變位在漸開線行星齒輪傳動中應用更為廣泛 。 在漸開線行星齒輪傳動中，合理采用變位齒輪可以獲得如下效果 :獲得準混凝土攪拌運輸車減速器對齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度和齒面磨損等要求十分苛刻 ,因此合理地選擇變位系數(shù)和進行修形計算十分重要。 常用行星齒輪傳動的變位方法及變位系數(shù)可按 參考文獻 1表 圖,圖 。 第一級高速圓柱齒輪變位系數(shù)的計算及幾何尺寸計算 變位系數(shù)計算： ZΣ =Z1+Z2=30+59=89 ； 從圖 中 P9 線的上方區(qū)域初選 XΣ = ； 利用圖 y =； 所以 y=XΣ – Δ y==；初選模數(shù) m= a =(XΣ /2 + y)m = 取 a =115 ， y = ； 根據(jù)圖 Δ y=； XΣ = y +Δ y=+=。 在圖 中找出 ZΣ /2= ， XΣ /2= 決定的點，有此點按 L 射線方向引一射線，取 z1=30， Z2=59 得出： X1= ,X2=； 齒輪幾何尺寸計 算： 輸入齒輪 : d1=m z1=30 =75 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 29 da=d+2(h*+xΔ y)m =75+2(1+) = mm df = d2(h*+c*x) = mm 輸出齒輪： d2= m z2=59 = da= d+2(h*+xΔ y) = mm df= d2(h*+c*x)= mm a=1/2 m(z1+z2) = 89 = 取中心距 a=111mm ； Φ a=b/a= 得出： 齒寬 b=39 mm ； 第二級 NGW 行星齒輪變位系數(shù)的計算及幾何尺寸計算 變位系數(shù)計算： ac 計算 iabH=＞ 4 ，則太陽輪采取正變位，行星輪和內(nèi)齒圈采用負變位 預計嚙合角： α ac`=α cb=22176。 計算未變位時中心距： adac =m/2(Za+Zc)= 計算中心距變動系數(shù)： yac`= Za+Zc/2(cosα / cosα ac1) = 計算中心距并取整數(shù) : a = m(Za+Zc/2+ yac`)= 取 88 實際中心距變動系數(shù)： yac=a adac /m= 計算嚙合角： cosα ac= adac / a cos20176。 = 得出α ac=23176。 計算總變位系數(shù)： XΣ ac =(Za+Zc)invα ac`invα /2tanα = 校核 在 XΣ ac 介于曲線 P6和 P7 之間，有利于提高接觸疲勞強度及抗彎強度， 表示這對齒輪可用。 哈爾濱工業(yè)大學華德應用技術學院畢業(yè)設計（論文） 30 分配變?yōu)橄禂?shù) ：按圖 分配得 Xa= ,Xc=. cb 計算 計算未變位時中心距： adcb= m/2(Zb+ Zc)= 計算中心距變動系數(shù)： ycb= 計算嚙合角： cosα cb= adcb/ acosα = 得出α bc=23176。 計算總變位系數(shù)