行星齿轮式动力换挡变速箱设计说明书

j1 ), ( t 1 , , t 2 )
即：q 2
, q R , ( j 2 , q 1 , , t R ), ( j R , j1 ), ( t 1 , , t 2 )
。括弧内为一个旋转构件。
3个转速方程，n=3)
3. 挡位数分析
（旋转构件是 j , q , t ; 制动器; 闭锁离合器的总称。）
④ 最小齿数 当α小于3时，行星排中太阳轮齿数最小。 当α大于3时，行星排中行星轮齿数最小。 最小齿数应避免根切并考虑轴和轴承的布置。一般行星轮 最小齿数 不小于14～17，太阳轮考虑到轴的尺寸最小齿数应取得更多 一些。
⑤ 齿轮的变位 为了凑传动比(n值)、避免根切和提高齿轮强度，可采用变位 齿轮
挡位数 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
4．（变速箱）传动比分析
挡位数 =传动比 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数
方法：基于（1）操纵一个操纵件就可得一个传动比，
n t n q (1 ) n j 0
（2）运动特性方程 转速分析目的是求各挡的传动比和各旋转构件在不同挡位时的转速。 求各基本元件的转速 ① 列出n个转速方程(以单行星为例)， 设变速箱有n个行星排共3n个基本元件。
Tj (1 )
（4-20）
得单行星行星排理论内转矩关系式：
Tt


（4-21）
对双行星可用类似方法求得理论内转矩关系式：
Tt Tq Tj ( 1 )
（4-22）
2。行星传动的能量损失—传动效率
注：（诸上册165-168）
行星传动中，（1）牵连运动没有齿轮啮合摩檫功率损失； （2）相对运动中通过齿轮传递，有损失。 （3）固定件无能量损失，所以分别考虑t，j，q固定 时，。。 则：构件 t， q ，j 上的扭矩低于无损失情况。

ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书1.1装载机的总体构造装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。

换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。

在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。

此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。

由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。

装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。

如图1-1所示，轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。

图1.1轮式装载机结构简图1—柴油机 2—传动系统 3—防滚翻与落物保护装置4—驾驶室 5—空调系统 6—转向系统 7—液压系统 8—前车架 9—工作装置 10—后车架11—制动系 12—电器仪表系统1.2整机传动系统设计轮式装载机传动系统如图1.2所示，其动力传递路线为：发动机——液力变矩器——变速箱——传动轴——前、后驱动桥——轮边减速器——车轮。

图1.2轮式装载机传动系统1.液力变矩器装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。

变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。

在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。

当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。

随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。

第五节．结构设计
（1）．齿轮传动设计；（2）。构件支撑及浮动件。 (3）。行星架；行星轮。(4）。箱的润滑油
1．齿轮传动设计
（1） m，Dq
（2）配齿条件
③ 相邻条件
④ 最小齿数 ⑤ 齿轮的变位
③ 相邻条件 为保证相邻行星轮齿顶不干涉并减少搅油损失， 一般使齿顶之间的问隙大于5～8mm。
八种方案
直接档
组成八种方案
由上述可见，一个简单行星排可以给出八种传动方案，但其传动比 数值因受特性参数值的限制，尚不能满足机械的要求，因此，行星 变速箱通常是由几个行星排组合而成，以便得到所需的传动比。如； 两个行星排；几个行星排组合成变速箱。
例： 分析：两个行星排：t1, j1, q1; t2, j2, q2; t1 = t2 ；j1 = q2 ；（两组构件连接）； 余下：t1 = ni, j2 = no ; q1制动: nq1 = 0 Ni 输入（已知）； 总计 1， 2；两个自由度，对应俩方程。（转速方程)
T j Tt Tq Tt (1 )
Tj (1 )
（4-21）
（4-20）
得单行星行星排理论内转矩关系式：

对双行星可用类似方法求得理论内转矩关系式： Tq Tj Tt （4-22） ( 1)
2。行星传动的能量损失—传动效率
注：（诸上册165-168）
制动器
第二节． 简单行星排（单，双行星排）
如图4-17所示，简单行星排是由太阳轮t、齿圈q、行星架j和行星轮x组成。由于行星轮 轴线旋转与外界连接困难，故在行星排中只有太阳轮t、齿圈q和行星架j等三个元件能 与外界连接，并称之为基本元件。在行星排传递运动过程中，行星轮只起到传递运动的 隋轮作用，对传动比无直接关系。（行星轮的转速，受力。。。。。）

《工程机械底盘设计》课程设计行星齿轮式变速箱传动方案设计任务书2010级工程机械专业设计起止时间：2012年12月28日～2012年1月11日一．设计任务综合法设计行星齿轮式变速箱传动方案二．设计内容1.行星齿轮式变速箱传动方案设计；2.齿轮传动设计；3.绘制综合速度平面图，并分析构件的转速和转矩，确定换挡离合器的安装位置。

三．设计参数四．设计要求1.《工程机械底盘设计课程设计计算说明书》须打印或用学校统一印制的课程设计专用稿纸抄写；设计计算说明书要求层次分明，字迹工整，语句通顺，公式运用恰当，计算结果准确，传动方案实用。

2.计算过程不能省略，计算过程中的小数点后面保留两位。

3.按时独立完成设计任务，严禁相互抄袭。

4.在完成课程设计期间，必须遵守学院的各项规章制度。

五．设计进度第一周完成＂设计内容＂中的第1、2项，第二周完成＂设计内容＂中的第三项和整理《设计计算说明书》。

六．设计成果《工程机械底盘设计课程设计计算说明书》一份。

《工程机械底盘设计课程设计计算说明书》装订顺序：封面—任务书—目录—说明书—封底。

目录一、综合法设计行星齿轮式变速箱传动方案 (3)1、已知条件 (3)2、根据不等于1的传动比数目计算可列出的方程式数 (3)3、根据方程式数计算方程组数（传动方案数） (3)4、计算旋转构件数 (3)5、给旋转构件命名 (3)6、用构件名称组合方程式 (3)7、绘制变速箱传动示意图 (5)8、绘制传动简图、计算循环功率 (9)二、齿轮传动设计 (12)1、齿轮模数和齿圈分度圆直径确定 (12)2、齿圈和太阳轮齿数计算 (12)3、齿轮传动安装条件校核 (12)三、绘制综合转速平面图，分析构件的转速并确定换档离合器位置 (14)1、已知条件 (14)2、构件转速平面图绘制 (14)3、构件转速分析 (17)4、换档离合器的位置确定 (18)四、参考资料 (18)行星齿轮式变速箱传动方案设计说明书一．综合法设计行星齿轮式变速箱传动方案 1.已知条件2.根据不等于1的传动比数目计算可列出的方程数计算公式：32+n C =323+C =35C =103.传动方案数根据方程数计算方程组数（传动方案数）计算公式：n C n C 32+=310C =120 4.计算旋转构件数计算公式：m=n+2=3+2=5式中：n 不等于1的传动比数；5.给旋转构件命名输入构件用符号＂i ＂表示，输出构件用符号＂o ＂表示，其它旋转构件用传动比的下脚标表示。

目录1.课程设计任务书 (2)2.电动机选择 (3)3.传动比及其分配 (3)4.前减速器设计 (3)5.行星齿轮减速器齿轮设计 (7)6.行星齿轮传动轴及键的设计 (12)7.轴承寿命计算 (21)8.齿轮加工工艺 (23)9.箱体结构尺寸 (23)10.附录1 (25)11.参考文献 (28)12.感想 (29)课程设计说明书1.课程设计任务书设计题目：NGW（2K-H负号机构）行星减速装置设计一．设计要求与安排1、学习行星传动运动学原理，掌握2K-H机构的传动比计算、受力分析、传动件浮动原理。

2、参考有关书籍、刊物、手册、图册了解2K-H行星传动装置（减速器）的基本结构及技术组成的关键点。

3、按所给有关设计参数进行该传动装置（减速器）的设计。

1）、齿数的选择：传动比及装配条件、同心条件、邻界条件的满足。

2）、了解各构件的作用力及力矩的分析，进行“浮动”机构的选择。

3）、参考设计手册根据齿轮、轴、轴承的设计要点进行有关设计计算。

4）、按有关制图标准，绘制完成教师指定的行星传动装置（减速器）总图、部件图、零件图。

书写、整理完成设计计算说明书。

4、对于所设计的典型零件结合所学有关加工工艺知识编写该零件加工工艺5、行星传动装置（减速器）总图选择合适比例采用A0号图面绘制，主要技术参数（特征）、技术要求应表达清楚，在指导教师讲授、指导下标注、完成总图所需的尺寸、明细及图纸的编号等各类要求。

按零件图要求完成零图纸的绘制，提出技术要求，上述图纸总量不应少于：A0+ A01/2。

二．设计条件1．机器功用减速装置用于绞车卷筒传动2．使用寿命预期寿命10 年，平均每天工作12～16小时2课程设计说明书三．原始数据1．电机功率：150kw2．输入转速：n=960r.p.m 输出转速：43—45r.p.m3．前减速器传动比 5.62i 4．2K-H行星传动输出转速43—45r.p.m2．电动机的选择电机功率150kw，输入转速为960r.p.m,查表选用Y200L—4型。

DSZP2HA 行星齿轮变速器设计说明书一、用途：捞渣输送机主传动装置是用于2X330MW电力机组除渣设备主传动设备，该设备集机电液为一体，传动设备的主要功能是通过传动装置带动链条，链条带动刮板，当接渣斗装满后，传动装置启动，托出刮板，带出煤渣，并运到高处，把煤渣倾倒出去。

二、设计输入参数：1.工作扭矩：14000Nm；2.最大扭矩：55000Nm；3.转速范围：0.2-2.5rpm；4.减速机速比：37.92：1；三、方案设计一）传动型式选择：按最大扭矩55000Nm，总传动比37.92，选用两级NGW行星齿轮减速机。

两级行星轮个数均选n p=3，高速级采用行星架浮动而太阳轮和内齿轮固定的结构；低速级采用太阳轮浮动的结构。

二）材料、性能选者、热处理及齿形要求1.材料：a 太阳轮和行星轮的材料为20CrNi2MoA，渗碳淬火处理，表面硬度57+4HRC，齿面接触疲劳极限：σHlim=1450N/mm2 ，齿根弯曲疲劳极限：太阳轮σFlim=400N/mm2 ，行星轮σFlim=280N/mm2 ，b 内齿轮的材料为42CrMo，调质处理，硬度为HB262~293，齿面接触疲劳极限σHlim=750N/mm2 ，齿根弯曲疲劳极限σFlim=255N/mm2 ，2．齿形齿形为渐开线直齿，外啮合最终加工为磨齿，6级精度；内啮合最终加工为插齿，7级精度。

为提高齿轮承载能力，两极均采用变位齿轮传动。

三）.传动比的分配按高速级（I ）和低速级（II ）齿面接触等强度的原则进行传动比的分配。

取系数λ=1.2（低速级内齿轮分度圆直径2d 与高速级内齿轮分度圆直径2d 之比,一般λ=1~1.3），齿宽系数φaI =0.4， φaII =0.7，σHlimI=σHlimII ，其余见下表 代 号名 称 说 明 取 值 K A使用系数 按中等冲击 1.5 K HPI1.1 K HPII行星轮间载荷分配系数 按《齿轮手册》表7.3-7 1.05 K H ∑IK H ∑II 综合系数 按《齿轮手册》表7.3-4 1.8由《齿轮手册》可知，q 值为834.113508.105.14.0313508.11.17.03)()(22lim 2lim 2==•∑••••∑•••=x x x x x x x x K K n K K n q I H II H HPII aI d PI II H I HHPI aII d PII σφσφ 17.32.1834.133==X q λ由此查《齿轮手册》图7.2-9，得P I =5.75 ，则75.675.51111=+=+=P i58.575.6/68.37/1===i i i II四）、配齿计算a 高速级太阳轮齿数Za2075.6453===X i C n Z I P a 取C=45（整数） 内齿圈齿数Zb115)175.6(20)1(=−=−•=X i Za Zb I行星轮齿数Zc5.47)20115(5.0)(5.0'=−=−=X Z Z X Z a b C取Zc=47整数，满足装配条件45311520=+=+=p b a n z z M b 同理可求出低速级齿数913520===b c a z z z ，，整数，满足装配条件3739120=+=+=p b a n z z M c 按齿面接触强度，计算太阳轮分度圆直径高速级太阳轮传递扭矩为：T=55000/37.68=1560N 。

行星齿轮变速器设计行星齿轮机构、换挡执行机构1、结构和类型结构：太阳轮、齿圈、行星架和若干行星齿轮类型：1）按齿轮的啮合方式内啮合式、外啮合式2）按行星齿轮的排数单排、多排3）按照太阳轮和齿圈之间的行星齿轮组数单行星齿轮式、双行星齿轮式2、行星齿轮机构变速原理运动方程式：0)1(321=+-+n n n αα1n ：太阳轮转速；2n ：齿圈转速；3n ：行星架转速；1Z ：太阳轮齿数；2Z ：齿圈齿数；（3Z =1Z +2Z ）目前车辆中三自由度行星变速器主要有4类，即辛普森式、拉维娜式、CR-CR 式及Willson 式。

（一）辛普森结构这是以发明者Simpson 工程师命名的结构，如图1所示，其结构特点是由两个完全相同此轮参数的行星排组成。

优点：齿轮种类少、加工量小、工艺性好、成本低；以齿圈输入、输出，强度高，传递功率大；无功率循环，效率高；组成的元件转速低，换挡平稳；虽然是三自由度的变速器， 每次换挡需操纵两个执行机构，但因安排合理，实际仅需更换一个执行机构（图1表）。

我国的774CA （图1b ）、通用公司的C THM 125、日产B N 713均是这种机构。

以国产774CA 为例，求各挡的传动比： 其686221====s R z z ααα；输入转速i n ，输出转速o n ；求i i ：第一排：1S n +1R n α1)1(C n α+-=0第二排：0)1(222=+-+C R S n n n αα从辅助构件知：1S n =2S n ，o R C n n n ==22；从执行机构知：0,21==C R i n n n ，连解并消去s n ，则：45.211=++==αααo i n n i同理可解出：45.12=i1C 与2C 均接合，使13=i ，则从表中可以看出：1. 此变速器倒档通过2C 换联了主动件，故属于换联主动件的三自由度；2.虽为三自由度，但实际每一次换挡，仅操纵一个执行机构；图1 2挡与3挡的Simpson 结构为了进一步提高换挡品质，上图（c ）由2挡换3挡时，释放制动器1B 与结合离合器1C 的交换应及时，否则1C 结合过早，使各元件间会产生运动干涉；1B 释放太快，则使发动机出现空转、轰响，且使换挡冲击增加。

行星齿轮式动力换挡变速箱设计专业：学号：学生：指导教师：摘要：随着国民经济的持续发展，机械工业也在不断地发展着，各种设备都在不断地发展，创新着。

特别是在农业方面，变速箱的应用非常广泛，在一些特定的工作场合，变速箱体积小，变速灵活，价格成本低廉很受欢迎，根据市场调查发现，变速箱必须满足当今人们对汽车速度调节方面的灵活性操控等需求，能够在不改变发动机的扭矩和转速的情况下，改变变速箱的驱动力和行驶速度；在发动机曲轴旋转方向不变的情况下，使变速箱前进或后退；在发动机不熄灭的情况下，可使变速箱长时间停车或进行固定作业。

目前市面上的变速箱大多都是采用传统的变速结构，在某些特定的区域，这种结构形式的变速箱非常不受欢迎。

由于以往的变速箱采用传统的结构形式，这样就造成传动精度不好控制，保养维护费用较高;同时存在一定的安全隐患。

因此，对整机的安全性要求较高，操作时也会给工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。

虽然传通的变速箱传动效率较高，变速效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接受。

所以研究一种新式的行星齿轮式动力换挡变速箱势在必行！变速箱作为机动车辆中的核心部件的一种，它工作时，发动机通过V带传动带动变速箱转动，从而间接地带动了车轮的转动，这样车辆就可以行驶了。

本文介绍了行星齿轮式动力换挡变速箱的结构组成、工作原理以及主要零部件的设计中所必须的理论计算和相关强度校验，以及对其结构进行创新设计，该变速箱的优点是传动链短、效率高、易加工、使用和维护都很方便，较适合在恶劣的环境下工作，最主要的是其传动效率很高。

关键词：行星齿轮式动力换挡变速箱；扭矩；结构；校验The design of planetary gear type power shift gear boxSpecialty：Student Number：Student：Supervisor：Abstract：With the development of national economy, machinery industry is also in constant development, all kinds of equipment are in constant development and innovation. Especially in agriculture, application of transmission is very extensive, in some specific occasions, gear box has the advantages of small volume, flexible speed, low cost is very popular, according to market research found that the transmission must satisfy the people to the automobile speed adjusting flexibility of the manipulation of the requirements, can not change the engine the torque and speed change gear box case, the driving force and speed in the same direction of rotation of the engine crankshaft; under the condition of the gearbox forward or backward; when the engine is not out of the case, can make the transmission to stop for a long time or fixed operation.Currently on the market most of the gearbox is used in traditional variable structure, in some specific area, the transmission of this kind of structure is not very popular. Since the transmission past the traditional forms of structure, thus causing the transmission accuracy control is not good, the maintenance cost is high; at the same time, there are some security risks. Therefore, the security requirements of the higher, the operation will give the staff to bring a strong shock, so that the operation is very uncomfortable. Although the transmission through the transmission efficiency is high, the transmission effect is good, but the price is more expensive, for the average user to accept. So the research of a new type planetary power Transmission as a core component in a motor vehicle, when it is working, the engine through the V belt drives the gear box to rotate, thereby indirectly driven by the rotation of the wheels, so that the vehicle.This paper introduces the theoretical calculation, structure design must be the planetary power shift gearbox working principle and main parts of the strength check and correlation, and the innovative design of the structure, the advantages of the gearbox is a short drive chain, high efficiency, easy to manufacture, use and maintenance are very convenient, more suitable for work in the bad environment, the most important is its high transmission efficiencyKey words：planetary gear type power shift gear box;Crankshaft;Processing craft;Fixture;绪论 (1)1. 课题的来源及研究的目的和意义............................ 错误！未定义书签。

一、综合法设计行星式动力换挡变速箱传动方案1、已知：i1=3.33 i2=2.05 i3=1.00 i R=3.05 n e=1660r/min M e=420N∙M2、计算方程式数：C53=103、计算方程组数：C103=1204、计算旋转构件数：m=n+2=55、旋转构件命名：输入构件i，输出构件o，其它旋转构件1、2、R6、用构件名称组合方程式：( i o 1 ) (1)( i o 2 ) (2)( i o R ) (3)7、列方程式(1) 列原始方程式n i+3.05n o−4.05n R=0n i−3.33n o+2.33n1=0n i−2.05n o+1.05n2=0(2)寻找派生方程式n1+1.74n R−2.74n o=0n2+3.86n R−4.86n o=0n2+1.22n o−2.22n1=0n i+1.11n1−2.11n R=0n2+1.59n i−2.59n R=0n i+2.73n2−3.73n1=0n R+1.29n2−2.29n1=0四个方程式。

方程式1、2、4、5、8、9可用来组成方程组。

9、根据已确定的方程式列方程组。

由于每个方程组都必须含有所有旋转构件“i、o、1、2、R”，只有这样，才能实现所有不等于1的传动比。

若用方程式的序号表示方程，那么序号组成的符合上述条件的方程组为：10、根据方程组绘制变速箱传动示意图：由于每组都有三个方程，共6种排法，但形如1 2 5和5 2 1两种排法在结构上是相同的，故只用画出其中一种传动示意图即可。

由此可知每组方程组都有三种结构不同的排法。

第一组：1、2、5⑴⑵⑸⑴⑸⑵⑵⑴⑸o 1 R o R 1 1 o RR o o R o o o R oi i 2 i 2 i i i 2第一组第一种排法两个R无法连在一起，故排除；旋转构件2制动件不能引至箱件，故排除。

第二组：1、2、8⑴⑵⑻⑴⑻⑵⑵⑴⑻o 1 i o i 1 1 o iR o R R R o o R Ri i 2 i 2 i i i 2上图两个R连不到一起排除。

行星齿轮式变速器传动方案设计说明书
（免费）
一．综合设计行星齿轮式变速箱传动方案
1.已知条件：
变速箱传动比
输入转速
输入转矩
(r/min)
(N .M)
2.75
1.43
1.00
2.53
1650
850
根据传动比不等于1的传动比数目计算可列出的方程数
计算公式： = = =10
2.传动方案数：
根据方程数计算方程组数（传动方案数）计算公式： = =120
5、给旋转构件命名…………………………………………………………………2
6、用构件名称组合方程式…………………………………………………………2
7、绘制变速箱传动示意图…………………………………………………………4
8、绘制传动简图、计算循环功率…………………………………………………9
二、齿轮传动设计…………………………………………………………13
由功率流线图可以看，此传动方案中有循环功率，循环功率的大小
7）当TR制动时中间排行星③排参与传力。
方案㈡
1)T1制动时只有第三排参与转动。
2)T2制动时第二、三排参与传动。
3)写出此时各构件的转速方程如下：
解得
计算各构件的转矩
由于 ，所以
对第③排列转矩方程如下：
求得
对第⑦排列方程：
求得
根据以上计算绘出功率流线图如图所示
Ⅱ因无法进行输入输出，删除方案
Ⅲ因无法进行输入输出，删除方案
（九）①⑦⑨
1 o R o 1 RR 1 o
o 1 o1 o oo o 1
i 2 1 2 i 11 i 2
①⑦⑨⑦①⑨⑨①⑦
Ⅰ因无法进行输入输出，删除方案

=*=1×13.5=13.5mm =*+5=13.5+5=18.5mm =13.5+(5-10)=13.5-5=8.5mm 5) 中心距a
对于不变位或高变位的啮合传动，因其节圆与分度圆相重
合，则啮合齿轮副的中心距为：
1、a—g为外啮合齿轮副 =m/2(+)=0.9/2×(15+24)=17.55mm 2、b—g为内啮合齿轮副 =m/2(+)=0.9/2×(63-24)=17.55mm
—使用系数，由《参考文献二》表6—7查得=1；
—综合系数，由《参考文献二》表6—5查得=2；
—计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数，由《参考文献
二》公式6—5得=1.85；
—小齿轮齿形系数，
图6—22可得=3.15；，
—齿轮副中小齿轮齿数，==15；
—试验齿轮弯曲疲劳极限，按由《参考文献二》图6—26～6—30
大小齿轮接触安全系数值应分别大于其对应的最小安全系数即查参考文献二表611可得13所以133有关系数和接触疲劳极限1使用系数查参考文献二表67选取12动载荷系数查参考文献二图66可得1023齿向载荷分布系数对于接触情况良好的齿轮副可取14齿间载荷分配系数由参考文献二表69查得11125行星轮间载荷分配不均匀系数由参考文献二式713得1051由参考文献二图719得15所以1051105151125仿上1756节点区域系数由参考文献二图69查得2067弹性系数由参考文献二表610查得16058重合度系数由参考文献二图610查得0829螺旋角系数10试验齿的接触疲劳极限由参考文献二图611图615查得520mpa11最小安全系数由参考文献二表611可得15212接触强度计算的寿命系数由参考文献二图611查得13813润滑油膜影响系数由参考文献二图617图618图619查得09095208214齿面工作硬化系数由参考文献二图620查得1215接触强度计算的尺寸系数由参考文献二图621查得1所以206160508212952953529543252013138090950821214644所以齿面接触校核合格五行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1即1且均匀对称地分布于中心轮之间

由①②得： Pt：Pq：Pj = 1：1：－2
2019/9/18
行星动力换档变速器
36
半径关系：
Rx=（Rq－Rt）/2 Rj= Rx +Rt=（Rq+Rt）/2
B：j输入，t输出 i 1
k 1 ２、太阳轮固定（nt=0）
A：q输入，j输出 B：j输入，q输出
i k 1 k
i k k 1
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行星动力换档变速器
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3、行星架固定（nj=0）
A：t输入，q输出i
i
nnt t nnq q

kk
B：q输入，t输出
i
i
nnq q nnt t
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行星动力换档变速器
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二、行星排的力矩关系式
对行星排进行受力分析：不计摩擦，各元件等速旋转，没有惯 性力矩，行星轮由一个代替。对行星轮进行受力分析：
B
Pq
B
C
C
Pj
A
Pt
A
Fx= 0
即Pj = Pq+ Pt…………①
mc（F）= 0 即Pq Rx= Pt Rx
Pq= Pt…………②
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（5）各档速比
运动方程：
nt1＋K1nq1－（k1＋1）nj1＝0（第一排）

nt2＋K2nq2－（k2＋1）nj2＝0（第二排）
na＋Knc－（k1＋1）nb＝0 ‥‥‥① na＋Knd－（k2＋1）nc＝0 ‥‥‥②
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Z1＋Z3
I8=（1－ K3 K4 ） K1 / K1 +1=﹣3.13（倒档）

结构参数 所确定，与元件跟外界的连接方式无关。
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2、行星排的实际内力矩关系
仅考虑齿轮啮合传动的摩擦损失，等速运动时，行星排中太
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3档
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结论：
⑴ 三个基本元件的转速之间必须满足其转速方程式，
若要想行星排中任何二个基本元件间有确定的转速关系，必
须再加一个关系式，所以行星排为二自由度机构。
⑵ 行星排转速方程式为三元一次齐次方程式且系数和
为零，故为其特解，即任意两个元件转速相等时第三个元件
第六章 行星变速器设计
6.1 概述：
回转轮系
齿轮轴绕中心线旋转
基本行星结构 基本行星机构大多数是单排内，外啮合
行星机构，简称行星排，有单行星和双行星行星排两种，
组成：太阳轮、齿圈、行星轮与行星架 。分别用t，q，x, j表示。
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制动nt
输出nq 输入nj
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五） 增速传动：传动比=α/（1+α ）
下页 条件：主动件-行星架，被动件-齿圈，固定件-太阳轮。
末页 nt+αnq-(1+α) nj = 0
结束 nt=0 传动比=nj/nq=α/ （1+α ）
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上页 条件：主动件-齿圈，被动件-行星架，固定件-太阳轮。

ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书1.1装载机的总体构造装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业。

换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。

在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。

此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。

由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。

装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。

如图1-1所示，轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。

图1.1轮式装载机结构简图1—柴油机 2—传动系统 3—防滚翻与落物保护装置4—驾驶室 5—空调系统 6—转向系统 7—液压系统 8—前车架 9—工作装置 10—后车架11—制动系 12—电器仪表系统1.2整机传动系统设计轮式装载机传动系统如图1.2所示，其动力传递路线为：发动机——液力变矩器——变速箱——传动轴——前、后驱动桥——轮边减速器——车轮。

图1.2轮式装载机传动系统1.液力变矩器装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。

变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。

在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。

当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。

随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。

常见的布置方式有两种：一种是均匀分布， 一种是对称分布
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太阳轮齿数和齿圈齿数校核—装配条件校核
同心条件
太阳轮与齿圈同轴线的条件。同一行星排中 太阳轮的齿数和齿圈的齿数应同时为奇数或偶数。
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太阳轮齿数和齿圈齿数校核—装配条件校核
安装条件
太阳轮、齿圈和行星轮三个齿轮顺利 安装的条件。当把太阳轮、齿圈和第一个 行星轮安装后，它们三者之间便确定了一 定的位置关系。 当确定采用N个行星轮时，行星轮之间 的夹角为2π/N
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太阳轮齿数和齿圈齿数校核—装配条件校核
相邻条件
行星轮不发生干涉的条件。其条件是：
2 A中心距 sin

2
D行星轮直径 (5 ~ 8mm )
25
15
变速箱的档位数分析
信息齿轮式变速箱之有两种标题形式的换 档元件，一种是制动器，另一种是闭锁 （或换档）离合器。二者的主要区别是： 制动器的油缸是固定的，离合器的油缸是 旋转的；制动器是把某一个旋转构件固定 在箱体上实现制动，而离合器是把两个旋 转构件刚性地连接在一起实现整个组成的 闭锁。
16
第七章 行星式动力换档变速箱
1பைடு நூலகம்
变速箱的运动学和动力学分析
一、行星排分析
行星式动力换档变速箱由行星齿轮传动部 分、换档元件和液压操纵3部分组成。
2
变速箱的运动学和动力学分析
行星机构由单个行星排或几个行星排组成； 行星排分为单行星排和双行星排，一个单 行星排有3个基本元件和一个行星轮组成， 其中3个基本元件为太阳轮t，齿圈q和行星 架j，另外一个式传动元件行星轮x。一个双 行星排有3个基本元件t、q、j和两个行星轮 组成。
3

（9）螺旋角系数
==1
（10）试验齿的接触疲劳极限
由《参考文献二》图6—11～图6—15查得 =520Mpa
（11）最小安全系数、
由《参考文献二》表6-11可得=1.5、=2
（12）接触强度计算的寿命系数
由《参考文献二》图6—11查得 =1.38
（13）润滑油膜影响系数、、
由《参考文献二》图6—17、图6—18、图6—19查得=0.9、
模数m 齿数z 分度圆直径d 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽高b
中心轮a 0.9 15 13.5 15.3 11.25 18.5
行星轮g 0.9 24 21.6 23.4 19.35 18.5
内齿圈b 0.9 63 56.7 54.9 58.95 8.5
中心距a
=17.55mm
=17.55mm
（四）行星齿轮传动强度计算及校核
（电机输入转速）输入轴
行星轮 输出轴 图2-3 减速器系统组成框图
中心轮
第三章 减速器简介
减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回 转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。
减速器降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速 比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。降速同时降低了负载的惯量， 惯量的减少为减速比的平方。
所以
齿面接触校核合格
（五）行星齿轮传动的受力分析 在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即>1,且均匀对
称地分布于中心轮之间；所以在2H—K型行星传动中，各基本构件（中 心轮a、b和转臂H）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因 此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各 构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向 力。

行星齿轮减速器传动 装置设计
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目录
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行星齿轮减速器 概述
行星齿轮减速器 设计参数
行星齿轮减速器 结构设计
行星齿轮减速器 强度分析
行星齿轮减速器 优化设计
添加章节标题
行星齿轮减速器概 述
行星齿轮减速器：由太阳轮、行星轮和内齿圈组成，具有体积小、重量轻、传动效率高 等特点。
蜗轮蜗杆减速器：由蜗轮和蜗杆组成，具有自锁功能，但传动效率较低。
齿轮比：决定减速比，影响输出扭矩和 转速
润滑系统：保证齿轮啮合顺畅，减少磨 损
密封系统：防止润滑油泄漏，保证齿轮 啮合环境清洁
太阳轮是行星齿轮减速器的核心部件之一 太阳轮的设计需要考虑到其尺寸、材料、加工工艺等因素 太阳轮的设计还需要考虑到其与行星轮、内齿圈的配合关系 太阳轮的设计还需要考虑到其与减速器的整体性能和寿命的关系
安全性：测试结果符合安 全标准
性能测试：包括扭矩、转速、效率、噪音等指标 评估方法：采用对比测试、数据分析等方法进行评估 改进建议：针对测试结果，提出改进措施，如优化齿轮设计、调整润滑油等 评估周期：定期进行性能评估，确保设备稳定运行
感谢您的观看
汇报人：
减速器强度分析的目的：确保减速 器在运行过程中能够承受各种载荷 和冲击
减速器强度分析的内容：包括齿轮、 轴承、壳体等部件的强度校核
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减速器强度分析的方法：采用有限 元分析、疲劳寿命分析等方法进行 计算和校核
减速器强度分析的结果：根据校核 结果，对减速器进行优化设计，提 高其可靠性和寿命
尺寸：减速器的尺寸和重量
润滑方式：减速器的润滑方 式
工作环境：减速器的工作环 境温度、湿度等