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1、 本科學生畢業(yè)設計 履帶車輛主動輪減速裝置設計 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 學生姓名： 指導教師： 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，減速傳動裝置是重要的組成部分之一，本文主要以主動輪減速器設計為主，在履帶車輛中主動輪減速器起著重要的作用。主要的作用：降低電動機傳動主動的轉速，并增大傳遞到主動輪的轉矩，是履帶車輛有足夠的動力性，滿足履帶車輛起步、加速、通過性。 本設計為履帶車輛主動輪減速器設計，主要介紹齒輪是減速器的選

3、擇以及傳動方案的選擇。為適應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，計算出履帶車輛行駛中所需的最大功率最大扭矩。根據最大功率計算總傳動比，是總傳動比能達到減速比的要求，并進行傳動比的分配和確定各輪齒齒數和尺寸，以及確定選擇使用單級傳動和二級傳動。根據計算要求確定輸入輸出軸軸頸計算和軸段長度的計算以及軸的校核。最后進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計要求，另外軸在加工時要有一定的技術要求，加工后的軸應滿足技術和設計要求。 單獨論文不含圖，加153893706 關鍵詞：減速傳動裝置；傳動比；傳動比；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)展現狀 1 1.3齒輪減速器的

9、發(fā)展趨勢 2 1.4 主要工作內容 3 第二章 減速器傳動方案的確定 4 2.1總體方案的確定 4 2.1.1減速器的類型及特點 4 2.1.2傳動方案分析 5 2.1.3行星齒輪變速器的工作原理 9 2.1.4常用行星齒輪傳動的形式與特點 11 2.2傳動比的確定 12 2.2.1確定發(fā)動機最大功率 12 2.2.2確定傳動比 13 2.3 本章小結 17 第三章 齒輪結構設計與計算 18 3.1 行星排的配齒計算及強度校核 18 3.1.1 分配傳動比 18 3.1.2 行星齒輪傳動齒數確定的條件 20 3.2 減速器高速級的計算 23 3.2.1行星排的

10、配齒計算 23 3.2.2 驗算高速級A－C傳動的接觸強度 28 3.2.3 驗算A－C傳動彎曲疲勞強度的校核 34 3.2.4 根據接觸強度計算來確定內齒輪材料 37 3.2.5 C－B傳動的彎曲強度驗算 38 3.3 減速器低速級的計算 38 3.3.1 配齒計算 38 3.3.2 按接觸強度初算A－C傳動的中心距和模數 38 3.3.3 行星排齒輪結構參數的計算 39 3.3.4 驗算A－C、C－B傳動的接觸強度及彎曲疲勞強度 41 3.4 本章小結 41 第四章 軸及軸上支承聯接件的校核 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 按當量彎矩校核軸的強度 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 按當量彎矩校核軸的強度 46 4.5.3花鍵的選擇及校核計算 47 4.5.4 輸入軸上的花鍵校核 48 4.5.5聯結高速級與低速級間的花鍵校核 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 軸承承載能力的計算 49 4.6.2 軸承的壽命計算 51 4.7 本章小結 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 56 結 論 57 參考文獻 58 致 謝 59 附 錄A 60 附 錄B 65 V 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第一章 緒 論 1.1 選題的目的及意義 行星齒輪的傳動應用已有幾十年的歷史。由于行星齒輪傳動是把定軸線傳動改為動軸線傳動，采用功率分流，用數個行星齒輪分擔載荷，并且合理應用內嚙合，以及采用合理的均載裝置，使行星齒輪傳動有許多重大的優(yōu)點。這些有點主要有質量輕、體積小、

13、傳動范圍大，承載能力不受限制，進出軸呈同一軸線；同時效率高。 與普通定軸齒輪傳動相比，行星齒輪傳動最主要的特點就是它至少有一個齒輪的軸線是動軸線，因而稱為動軸輪系。行星齒輪傳動中，至少有一個齒輪即繞動軸線自傳，同時又繞定軸線公轉，既作行星運動，所以通常稱為行星齒輪傳動。 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)減速器相比具有質量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點，這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。本設計通過對軍用履帶車采用的行星齒輪減速器的結構設計，初步計算出各零件的設計尺寸和裝配尺寸，并對設計結果進行參數化分析，為行星齒輪減速器產品

14、的開發(fā)和性能評價，實現行星齒輪減速器規(guī)?；a提供了參考和理論依據。 行星齒輪傳動的特點：1）把定軸線傳動給為動軸線傳動；2）功率分流，采用數個行星齒輪傳遞載荷；3）合理地應用內嚙合。 行星齒輪傳動的優(yōu)越性：1）體積小、質量輕，只相當一般齒輪傳動的體積、質量的1/2～1/3；2）承載能力大，傳遞功率范圍及傳動比范圍大；3）運行噪聲小，效率高，壽命長；4）由于尺寸和質量減少，就能夠采用優(yōu)質材料與實現硬齒面等化學處理，機床工具規(guī)格小，精度和技術要求容易達到；5）采用合理機構，可以簡化制造工藝，從而使中小型制造廠就能夠制造，并易于推廣和普及；6）采用行星齒輪機構，用兩個電機可以達到變速要求。由此

15、可見，行星齒輪傳動是一種先進的齒輪傳動結構。 1.2齒輪式減速器發(fā)展現狀 齒輪是廣泛使用的傳動元件。目前世界上利用齒輪最大傳遞功率可達6500kW，最大線速度達210m／s；齒輪最大重量達200t，組合式齒輪最大直徑達25．6m，最大模數m達50mm。我國自行設計的高速齒輪增速器和減速器的功率已達44000kW，齒輪圓周速度達150m／s以上。 齒輪減速器是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉換，將電動機的回轉數減速到所要的回轉數，并得到較大轉矩的機構。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，齒輪減速器的應用范圍相當廣泛，幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡。齒輪減速器具有減速及增加轉矩

16、作用，因此廣泛應用在速度與扭矩的轉換設備。齒輪減速器的作用主要有： (1）降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速機額定扭矩。 (2）減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 齒輪減速器一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機，內燃機或其它高速運轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的，普通的減速器也會有幾對相同原理齒輪達到理想的減速效果，大小齒輪的齒數之比，就是傳動比。 齒輪減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的種類繁多，型號各異，不同種類有不同的用

17、途。齒輪減速器按照傳動類型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數不同可分為單級和多級減速器；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 隨著社會的發(fā)展、時間的推移，齒輪技術進展的步伐越來越迅速。近年來，工業(yè)發(fā)達國家制造的機械裝置向著大型、精密、高速、成套和自動化方向發(fā)展，有的則向小型、輕量化方向發(fā)展，從而推動了齒輪的技術的進步。 概括起來說，當今世界各國齒輪技術發(fā)展的總趨勢向六高、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、性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本、二化即標準化、多樣化。[1] 在產品設計階段，就同時進行工藝過程設計及安排產品整個生產周期個配套環(huán)節(jié)。市場的快速反映大大縮短了產品投放市場的時間。零部件企業(yè)正向大型化、專業(yè)化、國際化發(fā)展。齒輪產品將成為國際采購、國際配套的產品。 適應市場要求的新產品開發(fā)，關鍵工藝技術的創(chuàng)新競爭，產品質量競爭以及員工技術素質與創(chuàng)新精神，是2l世紀企業(yè)競爭的焦點。在2l世紀成套機械裝備中，齒輪仍然是機械傳動的基本部件。由于計算機技術與數控技術的發(fā)展，使得機械加工精度、加工效率大為提高，從而推動了機械傳動產品多樣化，整機配套的模塊化、標準化，以及造型設計藝術化，使產品更加精

19、致、美觀。 數控機床和工藝技術的發(fā)展，推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動，齒輪、帶鏈的混合傳動，將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉，將成為新型傳動產品發(fā)展的重要趨勢。 工業(yè)通用變速箱是指為各行業(yè)成套裝備及生產線配套的大功率和中小功率變速箱。國內的變速箱將繼續(xù)淘汰軟齒面，向硬齒面(50～60HRC)、高精度(4～5級)、高可靠度軟啟動、運行監(jiān)控、運行狀態(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機電一體化成套裝備自動控制、自動調速、多種控制與通訊功能的接口需要，產品的結構與外型在相應改變。矢量變頻

20、代替直流伺服驅動，已成為近年中小功率變速箱產品(如擺輪針輪傳動、諧波齒輪傳動等)追求的目標。 隨著我國航天、航空、機械、電子、能源及核工業(yè)等方面的快速發(fā)展和工業(yè)機器人等在各工業(yè)部門的應用，我國在諧波傳動技術應用方面已取得顯著成績。同時，隨著國家高新技術及信息產業(yè)的發(fā)展，對諧波傳動技術產品的需求將會更加突出。中國齒輪行業(yè)在20世紀90年代的快速發(fā)展，已基本完成由賣方市場投到買方市場的轉變。隨著我國體質的個改革的深入，充分發(fā)揮行業(yè)協會的作用，加強行業(yè)自律性的市場約束，形成有序競爭的市場制度，是當前是的發(fā)展的迫切任務。 減速器和齒輪的設計與制造技術的發(fā)展，在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)水平，因

21、此開拓和發(fā)展減速器和齒輪技術在我國有廣闊的前景。 1.4 主要工作內容 以履帶車輛主動輪減速機構設計為主要研究對象，對主動輪減速器進行了研究設計，確定主動輪行星齒輪減速器選擇，對行星齒輪減速器的基本工作原理進行分析選擇、行星齒輪傳動設計與校核。主要內容包括： 1.行星齒輪傳動傳動方案分析、行星齒輪工作原理以及配齒、傳動比確定； 2.行星齒輪傳動比分配、各輪齒齒數和尺寸確定； 3.軸的工藝要求、軸頸計算以及輸入軸輸出軸設計校核； 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 減

22、速器的功用是改變發(fā)動機傳動到驅動輪上的轉矩和轉速，使車輛在原地起步、爬坡、轉彎、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。減速器的傳動方案有多種多樣，各有各的特點。一般常見行星齒輪減速器的分類及型式及其應用范圍如表2.1行星齒輪減速器主要類型與特點所示。 表2.1 行星齒輪減速器主要類型與特點 序號 傳動簡圖 傳動比范圍 傳動效率 傳動功率范圍 制造工藝性 應用場合 說明 基本結構命名 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單。 可用于任何工作情況下，功率大小不受限制

23、。 具有內位嚙合的2K-H型單機傳動（負號機構）。 2 2K-H型 NW型 7～17 0.97～0.99 不限 因有雙聯齒輪，使加工與裝配復雜。 同型2K-H。 具有內外嚙合的2K-H型傳動（正號機構）。 3 2K-H型 NN型 30～100傳動效率很小時，可達1700 效率低、且隨傳動比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合，推薦用于特輕型工作制度。 雙內嚙合2K-H型傳動（正號機構）。 4 2K-H型 WW型 1.2至幾千 效率低、且隨傳動比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，最好不用于動力傳動。 雙外嚙合2K-H型傳動（正號機構）。 5 3K型 NGWN型 20～100小功率可達500以上 效率較低，且隨傳動比增入而下降，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合。 6 K-H-V型 N型 7～71 0.7～0.94 96KW 齒形及輸出機構要求較高。 2.1.2傳動方案分析 本設計為電動機驅動主動輪，電動機代替發(fā)動機驅動主動輪。電動機橫置于履帶車輛前主動輪左右兩側，故其傳動方向大致一致，不會出現交角的傳動。且由于坦克

25、傳動屬于大功率傳動，傳動比不算太大，采用蝸桿、齒輪－螺桿減速器不合適，因為要求的傳動比太大；若采用擺線針輪減速器和協波齒輪減速器也同樣不合適，因為這兩樣傳動在實際應用中技術還不成熟，且要求傳遞功率較小和傳動比范圍太大，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方案了。 從表2.2定軸傳動減速器主要類型與特點所示可以看出圓柱齒輪減速器可以做成單級、兩級、三級三種，做為定軸式減速器，輪齒可以做成直齒、斜齒和人字齒。傳動軸線平行，結構簡單，精度易于保證，由于結構簡單，早期坦克、汽車、拖拉機有著廣泛的應用。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。展開式是兩級減速器中最簡單的一種，齒輪相對軸承位置不對稱，軸產生彎曲變形時，載荷分布不均勻，因此軸應有較大的剛度。分流式齒輪與軸承對稱布置，載荷沿齒寬分布均勻。此外，還有同軸線式傳動方式，就是輸入軸與輸出軸同軸。 表2.2 定軸傳動減速器主要類型與特點 類別 級數 推薦傳動比范圍 特點及應用 圓柱齒輪減速器 單級 調質齒輪 I<=7.1 淬硬齒輪 I<=6.3 （ I<=5.6較佳） 應用廣泛，結構簡單，精度容易保證。輪齒可做成直齒、斜齒或人字齒。可用于低速重載，也可用于高速傳動。 二級 展開式 調質齒輪 I=7.1～50 淬硬齒輪 I=7.1

27、～1.5 (I=6.3～0較佳) 這是二級減速器中最簡單、應用最廣泛結構。齒輪相軸承位置不對稱。 當軸產生彎扭變形時，載荷齒寬上分布不均勻，軸應設計具有較大剛度，并使 高速軸齒輪遠離輸入端。淬硬齒輪大多采用此結構。 分流式 I=7.1～50 高速級為對稱左右旋斜齒輪，低速級可為人字齒或直齒。齒輪與軸承對稱布置。載荷沿齒寬分布均勻，軸承受載平均，中間軸危險截面上轉矩相當于軸所傳遞轉矩之半。但這種結構不可避免要產生軸向竄動，影響齒面載荷均勻性。 結構上應保證有軸向竄動可能。通常低速級大齒輪作軸向定位，中間軸齒輪和高速小齒輪可以軸向竄動。 ? 同軸線式 調質齒輪 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，使設備布置較為方便、合理。當傳動比分配適當時，兩對齒輪浸 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。關鍵是要采用合適均載機構，使左右兩股分流功率均衡。 圓柱齒輪減速 三級 展開式 調質齒輪 I=28～315 淬硬齒輪 I=28～180

29、 （I=22.5～100較佳） 同二級展開式。 分　流式 I=28～315 同二級分流式。 圓錐、圓柱－柱減速器 單級 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中。可為水平式或立式。其制造安裝復雜，成本高，僅設備布置必要時才采用。 二級 直齒 I=6.3～31.5 曲線齒、斜齒 I<=8～40 (淬硬齒輪I=5～16較佳) 特點與單級圓錐齒輪減速器相似。圓錐齒輪應高速級，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 I=35.

30、5～160 (淬硬齒輪 I=18～100較佳） 特點與二級圓錐－圓柱齒輪減速器相似。 蝸桿、齒輪－蝸桿減速器 單級 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。但當蝸桿圓周圍速度太大時，油攪動損失較大，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。 蝸桿側置式 蝸桿放蝸累輪側面，蝸輪軸是豎直。 以上僅分析了圓柱齒輪減速器的部分特性，由于此次設計給定了減速器的設計尺寸，其安裝位置也有一定的限制，且還要考慮箱體尺寸，內齒輪安裝的方便性，要求電機輸出軸與減速

31、器輸出軸同軸?？煽紤]的傳動方案有兩類：（一）同軸式圓柱齒輪減速器，如果為兩級傳動，傳動比8～40，速比分配適當時，兩對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，高速運轉下，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，在很多場合能使布置更為方便，但對于我設計的這個項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，其傳動效率可以很高，單級可以達96～99％；且傳動比范圍廣，傳動功率可以從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如下：（1）因為各中心輪構成為共軸式傳動，而且載荷分布在幾個行星輪上，另外又能合理地應用內嚙合，所以結構非常緊湊。由于一個中心輪能同時與幾個行星輪相嚙合，故使在材料的機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）只需適當選擇機構形式，便可以用少量齒輪得到較大傳動比，甚至可達幾千的數比，即使在傳動比很大時，仍然緊湊重量輕。（3）行星機構的傳動效率高，在結構布置合理下，其效率可達0.8～0.9以上，由于行星輪傳動的結構對稱性，即具有個數均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力相互平衡，均可達到提高傳動效率的作用。（4）由于采用了數個相同的行

33、星輪均布于中心輪四周，而達到慣性力的平衡，同時使嚙合齒數增多。故行星輪機構運行平穩(wěn)，抗沖擊和振動能力強。 缺點：對材料要求高，結構復雜，制造和安裝困難。 綜合考慮本設計的尺寸，重量和布置等的具體要求，決定選用行星輪傳動方案。由于定軸式的傳動系統(tǒng)在換檔時有較大的功率損失。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一般都可以實現沒有速度損失的動力換檔。對于我的這次設計的減速器也應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 行星齒輪八種傳動方案：1)齒圈固定，太陽輪主動，行星架被動。降速傳動，通常傳動比一般為2.5-5，轉向相同。2）齒圈固定，行星架主動，太

34、陽輪被動。升速傳動，傳動比一般為0.2-0.4，轉向相同。3）太陽輪固定，齒圈主動，行星架被動。降速傳動，傳動比一般為1.25-1.67，轉向相同。4）太陽輪固定，行星架主動，齒圈被動。升速傳動，傳動比一般為0.6-0.8，轉向相同。5）行星架固定，太陽輪主動，齒圈被動。減速運動，傳動比一般為1.5-4，轉向相反。6）行星架固定，齒圈主動，太陽輪被動。升速傳動，傳動比一般為0.25-0.67，轉向相反。7）把三元中任意連接到一起此時傳動比為1。8）三元件中任意一個元件主動，其余的兩個元件自由，其余兩元件無確定的轉速輸出。 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構的運動規(guī)律。圖2-1為單排行星齒輪機構的示意圖，圖上還可標出行星輪所受到的作用力。 圖2.1 單排行星齒輪機構及作用力 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） 根據能量守恒定律，三個元件上輸入和輸出功率的代數和應等于零，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構一般運動規(guī)律的特性方程式 若以轉速代替角速度，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元件中，可任選兩個分別作為主動件和從動件，而使另一元件固定不動，或使其運動受一定的約束，則整個輪系即以一定的傳動比傳遞動力。下面分別討論以下情況： (1)太陽輪1為主動件，行星架3為從動件，齒圈2固定。 此時，式（2.3）中，故傳動比： (2)齒圈2為主動件，行星架3為從動件，太陽輪1固定。 此時，式（2.3）

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

39、的形式與特點 從上表2.1分析，WW，NGWN，N和NN最大功率均有限制，而本次設計功率很大為110KW，因此它們都不合適，只可用NGW，NW型，由于NW型在時不宜采用。由下一節(jié)知傳動比小于7，因此選用NGW型，即太陽輪為主動件，行星架為從動件，齒圈固定。 由上一節(jié)行星齒輪工作原理知傳動比為： 式中：為齒圈齒數； 為太陽輪齒數； 2.2傳動比的確定 2.2.1確定發(fā)動機最大功率 安裝在履帶車輛上的發(fā)動機，它的最大功率可以根據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)動機最大功率。由于本設計是由電動機驅動主動

40、輪，所以應該先算出發(fā)動機的功率，然后在用發(fā)動機的功率和電動機的功率進行比較，看電動機是否能滿足車輛的使用要求。 本次設計為履帶車輛的主動輪減速器設計，整車參數如表2.3整車參數所示。 表2.3 整車參數 主 要 參 數 滿載質量（kg） 15500 每側電動機功率（kw） 110 電動機額定轉速（rpm） 1500 電動機最高轉速（rpm） 8000 電動機額定扭矩(Nm) 550 電動機最大扭矩（Nm） 980 電機尺寸(mm) Φ385×645 主動輪半徑（mm） 313 最大車速（km/h） 70

41、 最大爬坡度(%) 40 當知道路條件，以及車輛在此道路上行駛所要求達到的最大速度，發(fā)動機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，要求車輛達到的最大速度（千米/小時）； —車輛在良好道路上行駛的地面阻力系數； —車輛效率。 對上表給出的履帶車輛的參數，用式（2.4）計算它的發(fā)動機最大功率比較困難。因為在公式中僅G和為已知，和值是難于確定的。因此，必須參考現有坦克的實驗數據進行選擇，計算

42、得到的發(fā)動機最大功率是個概略的數值。 已經給出的最大速度，是在良好道路上行駛所能達到的，也就是在地面變形阻力系數很小和坡度很小的路面上行駛所能達到的。坦克行駛的地面阻力系數可表示為： 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可采用下列數值： 本次設計的坦克采用上述經驗值： 履帶車輛效率的計算，功率傳遞由電動機傳到連軸器在傳到變速箱（減速器），分別取為（電動機），（連軸器），（變速箱）。 按上述方法確定后，應根據實際情況選擇現有發(fā)動機或設計新的發(fā)動機。還應指出，在確定最大功率時，既要考慮到發(fā)展的

43、可能性?？蓪⑦x大一點，以適應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)動機功率下降10％，應該相應的提高發(fā)動機功率。 因此，由上述公式得： 本設計提供的兩臺電機一共為220KW，大于，故提供的電機滿足要求。 2.2.2確定傳動比 傳動方案選擇以后，應該先確定傳動比。選擇的傳動比應符合車輛動力性和經濟性要求。本次設計為電動機驅動，與普通柴油、汽油機驅動不同。由于普通車輛驅動形式過程中所遇到的阻力變化很大，因此有必要在發(fā)動機和

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

45、或牽引力的范圍或倍數。為了確定傳動范圍必須先確定最高檔的傳動比和最低檔或一擋的傳動比。根據在坦克設計中已確定的主動輪半徑，坦克最大速度以及發(fā)動機的外特性，即可求最高檔的總傳動比。 現在要確定一擋的總傳動比，即一擋的減速比，由于經過電機直接傳動至減速器，再傳至主動輪。但若選小了，發(fā)動機最大功率確定以后，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動性。一擋總傳動比必須根據設置一擋的目的來確定。通常，坦克在一擋時等速行駛所必需的牽引力值，根據在爬最大坡度時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)術技術要求中已作了規(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； ——最大坡度角； ——主動輪半徑（米）； ——坦克在最大坡度的路面上行駛時發(fā)動機的扭矩（十牛?米）； ——坦克效率。 采用式（2.5）計算時，發(fā)動機工況可選在最大功率點工作或最大扭矩點工作。 若選在最大功率點時，爬坡速度較快，同時由于發(fā)動機對于外界負荷所具有的適應性，坦克牽引力有10～20％儲備，但此時所得到的傳動范圍大些，n可

47、能使變速箱的尺寸重量有些增加，若選在最大扭矩點時，爬坡速度較慢，傳動范圍可以小些。 若選在最大功率點時，爬坡速度較快，同時由于發(fā)動機對于外界負荷所具有的適應性，坦克牽引力有10～20％儲備，但此時所得到的傳動范圍大些，n可能使變速箱的尺寸重量有些增加，若選在最大扭矩點時，爬坡速度較慢，傳動范圍可以小些。 本次設計提供的電機的外特性如2.2圖電機外特性所示。 圖2.2 電機外特性 由于考慮提供的履帶車輛參數看出，應用最大扭矩進行計算。電機在最大扭矩點可以工作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。根據上表（2.3）提供的坦克的參數

48、。且由于坦克每側均有一個電機，故計算坦克重量取G/2。代入公式計算得： 求出的＝10.5為坦克最大的傳動比，由上圖看出電動機的外特性比普通汽油柴油機更能適應外部阻力變化，僅需要1～2個檔位，當以計算坦克的最高速行駛時，則： 傳動比： 當 ： 時 得 ： 由電機的的外特性可知： 故可以看出僅用一個檔位，一個傳動

49、比就能滿足要求。 2.3 本章小結 本章通過坦克車的車重和最大行駛車速，計算出發(fā)動機的最大功率，并且是電動機代替發(fā)動機是否滿足要求，并計算最大傳動比。算出電動機的最高轉速滿足主動輪最大轉速要求，并確定了減速器為2K-H(NGW)型，根據整車參數，確定了最大傳動比。 第三章 齒輪結構設計與計算 3.1 行星排的配齒計算及強度校核 3.1.1 分配傳動比 在以上章節(jié)已經選擇了NGW型行星齒輪傳動，計算得傳動比，選擇2K-H(NGW)型行星齒輪減速器就應知道行星輪數目與傳動比范圍的關系。

50、在傳遞力時，行星輪數目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點，但行星輪數目的增加會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍。因而在設計行星齒輪傳動時，通常采用3個或4個行星輪。常用行星齒輪傳動的行星齒輪數目與傳動比范圍。關系見表3.12K-H(NGW)行星齒輪傳動比范圍。 表3.1 2K-H(NGW)行星齒輪傳動比范圍 傳 動 簡 圖 行 星 齒 輪 個 數 傳 動 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 上表摘自機械設計手冊，由于本設計采用NGW型減速器，故對于其它類型減速器傳動比范圍略過沒寫在上面。表中數值為在良好設計條件下。在一般的設計中，傳動比若接近極限值時，通常要進行鄰接條件的驗算。由以上計算傳動比得10.5，對于NGW型減速器，如采用單級傳動則由上表可以看出，只能選用3個行星輪數目，才能滿足傳動比的要求。 如果采用單級行星齒輪傳動，可以看出齒數必然很多，直徑必然很大，這樣對于設計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。因此依據前人的經驗，決

52、定采用NGW型兩級減速傳動進行設計計算。由上表選用4個行星輪。 接下來則要決定如何確定傳動比的分配了，多級行星齒輪傳動的各級傳動比的分配原則是各級傳動的等強度和獲得最小的外形尺寸。在兩級2K-H(NGW)型行星齒轉動中，欲得到最小的傳動徑向尺寸，可使低速級內齒輪分度圓直徑與高速級被齒輪分度圓直徑之比接近1。通常使/等于1—1.2。2K-H(NGW)型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配如圖3.12K-H(NGW)行星齒輪傳動比分配圖所示。 圖3.1 2K-H(NGW)行星齒輪傳動比分配圖 圖中和分別為高速級及總的傳動比，E可按下式計算：

53、 式中：—行星輪數目； —齒寬系數； —載荷不均勻系數； —接觸強度的齒向載荷分布系數； —動載系數； —接觸強度的壽命系數； —工作硬化系數； —計算齒輪的接觸疲勞極限。 式中和圖中代號的角標Ⅰ和Ⅱ分別表示高速級和低速級；及的比值，可用類比法進行試湊，或取三項比值的乘積等于1.8～2。如果全部采用硬度>350的齒輪時，可取。最后算得之E值如果大于6，則取E＝6。 設高速級與低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則, 取，，，φ /φ=1.2， ∴ 查表得, 上

54、面兩個傳動比就是分配后得到的兩個傳動比，是兩級2K-H（NGW）型行星齒輪減速器的串聯，下面就要具體設計計算，確定行星齒排的齒數等一系列的參數。 3.1.2 行星齒輪傳動齒數確定的條件 由于在上一章我們知道了行星齒輪傳動的原理，2K-H(NGW)型減速器為太陽輪輸入，齒圈固定，行星架輸出。其傳動比為: （一）傳動比條件 式中: —為齒圈齒數； —為太陽輪齒數。 其結構參數K與傳動比的關系為： （3.1） 對已知機構參數K的行星排，其齒輪的齒

55、數和行星輪數有一定的幾何關系，設計時需進行計算，稱為行星排的配齒計算。在進行配齒計算計算齒數時，需遵循以下條件。 （二）同心條件 對2K-H型行星傳動，其三個基本構件的旋轉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際中心距必須相等。為了正確的嚙合，各對嚙合齒輪之間的中心距必須相等，即三元件的旋轉中心必須重合。在NGW型傳動，太陽輪A和行星輪C的中心距應等于行星輪C與內齒輪B的中心距，即＝?？扇缦聢D3－2所示。 圖3.2 行星輪同心條件示意圖 如圖，＝，對于標準嚙合及高變位齒輪，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； —為太陽輪齒數； —為行星輪齒數； —為齒圈齒數。 整理后得：＝或＝＋2 對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，同心條件可以敘述為：太陽輪與齒圈應該同為奇數或同為偶數。 （三）裝配條件 NGW型 欲使數個行星輪均勻地配置在中心輪周圍，而且都能嵌入兩個中心輪中間，如果行星輪的個數與各齒輪沒有滿足一定的關系，這些行星輪是裝不進去的。因為當第一個行星輪裝入之后，兩個中心輪的相對位置就確

57、定了，這時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內、外齒中心輪之間，即無法進行裝配。為了保證能夠裝配，設計時必須滿足行星輪個數與各齒輪齒數之間符合一定的關系的要求，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，并且與兩個中心輪嚙合良好沒有錯位現象。 裝配條件可以表述為，應使太陽輪與內齒輪的齒數和等于行星輪數目的整數倍，即公式： q (整數) 或 (整數) 就是使所選用的q個行星輪均勻分布，行星架上各行星輪的間隔角為： （3.

58、2） 由推導可知： 當行星輪均勻分布時，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因為齒圈和太陽輪齒數的整因子之一。如果所選齒數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行星輪，兩兩對稱地分布，也能使徑向力相互抵消。 (四)相鄰條件 在行星齒輪傳動中，相鄰兩個行星輪不相互碰撞，必須保證他們之間有一定間隙，通常最小間隙應大于半個模數，這個限制稱為鄰近條件。除了要

59、滿足上述兩個條件之外，如果行星輪個數太多，相鄰兩個行星輪的齒面會發(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，對于高速運動的齒輪，產生很大的攪油損失，將使傳動效率降低，因此兩行星輪齒頂圓之間通常應根據模數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倍模數的間隙，根據相鄰條件，相鄰兩個行星輪的中心距L應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。當行星輪均勻分布時，q=3一般都不會干涉，q=4且k<4.5時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 減速器高速級的計算 3.2.1行星排的配齒計算 （1）配齒計算 如上圖3.3行星齒輪相鄰條件示意圖所示，選擇行星輪數目?。?，由于＝3.7，距可能達到的傳動比極限較遠，所以可不檢驗鄰接條件。確定各輪齒數岸上

61、步配齒公式進行計算。 取C等于30得： 由于兩對齒輪傳動齒數最好互質數，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 為了適應變?yōu)榈男枰踹x。 在行星傳動齒輪中，合理采用變位齒輪可以得到下列好處：獲得準確的傳動比；提高嚙合傳動質量和承載能力；在傳動比得到保證的前提下得到正

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

63、都必須滿足齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度和靜強度等要求，使之在預期壽命內可靠的工作。 下面開始計算： 輸入扭矩: 有機械設計手冊第三卷第14章14-5-18表，載荷不均勻系數。 在一對A－C傳動中，太陽輪傳遞的扭矩： 查機械設計手冊等于2。 齒數比： 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）。 由于齒寬系數愈大，齒輪就愈寬，其承載能力就越大。但齒寬太大會使載荷沿齒寬分布不均的現象嚴重。故齒寬系數應取適當的值。一般＝0.1～1.2；閉式齒輪常用～0.3；通

64、用減速器常取。 由于斜齒輪傳動平穩(wěn)，受力均勻，受沖擊小。故考慮用斜齒輪，則按計以上算公式得: 故模數： 取模數m=3。考慮到行星齒輪軸級軸承的直徑所以模數取得比較大。 （3）行星排齒輪結構參數的計算 未變位時的中心距： 則取A－C傳動的中心距＝90mm 。 計算預計嚙合角： 查機械設計手冊得：，按預計嚙合角，可得出A-C傳動的中心變動系數。 根據國家標準，齒輪壓力角，變位系數為，齒頂

65、高系數，頂隙系數。則。 計算A-C傳動的實際中心距變動系數和嚙合角 ∴ 計算A-C傳動的變位系數 則： 則 C－B傳動的中心距: 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： 計算齒寬： 取整為36mm 式中：太陽輪與齒圈寬為36mm，行星輪為43mm 計算當量齒數： 計算重合度： 3.2.2 驗算高速級A－C傳動的接觸強度 計算行星輪傳動與定軸線齒輪傳動的公式相同。確定Kv和Zv所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度。 式中，A輪分度圓直徑指太陽輪直徑 對于重要的行星齒輪傳動，齒輪強度計算中的齒向載荷分布系數和可用下述方法確定： 彎曲強度計算時： （3.5） 接觸強度計算時： （3.6） 式中：—齒輪相對于行星架的圓周速度； —大齒輪齒面硬度對及的影響系數； —齒寬和行星輪數目對及的影