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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計
摘 要
本設(shè)計的主要內(nèi)容是工程牽引車懸浮均載行星減速器。本文介紹了行星齒輪減速器的研究背景，在參考大量工程牽引車輛的資料的基礎(chǔ)上，根據(jù)牽引車底盤的傳動布置方案，設(shè)計出一種適合牽引車功率和扭矩的三級懸浮均載行星輪減速器。在技術(shù)路線中，本設(shè)計分析了工程牽引車的傳動方案，確定了行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)形式，完成了基本參數(shù)的選擇和幾何尺寸的計算以及兩個主要強度的驗算。還對減速器其它零部件進行了端對端的設(shè)計與校核。在經(jīng)濟性方面，分析了減速器的選用條件，技術(shù)參數(shù)，經(jīng)濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等。本設(shè)計突出優(yōu)點是，將前一級與后一級行星傳動的構(gòu)件做成一體，不但減少支撐，簡化了結(jié)構(gòu)，而且顯著增加了徑向的懸浮與均載效果，增大了承載能力。在結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其傳動效率可達91-94%。
關(guān)鍵詞：工程牽引車；行星齒輪；減速器；懸浮均載；傳動比
ABSTRACT
The primary content of this article is about planetary gear reducer with floating balance for engineering hauling Vehicles.This article is in the foundation of several engineering hauling Vehicles, which elaborated the chassis's transmission scheme of arrangement ,and is about to design one kind of third-level planetary gear reducer with suitable power and the torque for the project hauling Vehicles. In the roadmap of technology,we analysis the transmission programme of the project hauling vehicles,determined the structure of the planetary transmission,achieve thedecision of basic parameters,the calculation the computation of geometry size and the check of the two main strengths.we also degisn and check the other parts of the reducer with end to end.At the respect of economy , we analysis the optional condition of the reducer , the technical parameter, factor efficiency and so on.The measure, the transmission efficiency, the bearing capacity, the quality and the price should be compared with different type and variety to choose the most suitable reduction.The Superior advantage of the design is to make the former department and the next department joint integrative for one part , which not only reduces supporting and simplified structure , but also to be non-radial direction supporting with better floating balance and larger bearing capacity.If properly framed the transmission efficiency can go up to 91~94% .
Key words: Engineering hauling Vehicles；Planetary reducer；Floating balance；Gear ratio
目 錄
摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract …………………………………………………………………………………Ⅱ
第1章 緒論…………………………………………………………………………1
1.1 概述 ………………………………………………………………………………1
1.2 發(fā)展歷史和現(xiàn)狀 …………………………………………………………………2
1.3 本課題研究的主要內(nèi)容 …………………………………………………………3
1.4 未來發(fā)展方向……………………………………………………………………3
第2章 總體設(shè)計方案 …………………………………………………………………5
2.1工程牽引車分類 …………………………………………………………………5
2.2總體方案選擇……………………………………………………………………...5
2.3工程牽引車傳動方案設(shè)計………………………………………………………..6
2.4工程牽引車底盤傳動設(shè)計……………………………………………………… .8
2.5工程牽引車行駛速度估算……………………………………………………… 10
2.6 本章小結(jié)………………………………………………………………………10
第3章 行星齒輪機構(gòu)傳動設(shè)計 ……………………………………………………11
3.1 行星齒輪傳動特點和原理……………………………………………………11
3.2 行星齒輪傳動總體設(shè)計…………………………………………………………12
3.3 行星齒輪傳動齒數(shù)確定條件……………………………………………………14
3.4 行星機構(gòu)傳動設(shè)計………………………………………………………………17
3.5 均載方法與均載裝置……………………………………………………………23
3.6 本章小結(jié)…………………………………………………………………………24
第4章 減速器齒輪設(shè)計……………………………………………………………25
4.1 減速器齒輪設(shè)計…………………………………………………………………25
4.2 高速級齒輪強度校核……………………………………………………………28
4.3 中速級齒輪強度校核……………………………………………………………36
4.4 低速級齒輪強度校核……………………………………………………………39
4.5 行星傳動的承載能力……………………………………………………………42
4.6 行星輪系的傳動效率……………………………………………………………43
4.7 本章小結(jié)…………………………………………………………………………45
第5章 軸承設(shè)計………………………………………………………………………46
5.1 軸承設(shè)計…………………………………………………………………………46
5.2 軸承校核…………………………………………………………………………50
5.3 本章小結(jié)…………………………………………………………………………51
第6章 軸、鍵和螺釘設(shè)計……………………………………………………………52
6.1 輸出軸的設(shè)計校核………………………………………………………………52
6.2 行星輪支承軸設(shè)計與校核………………………………………………………57
6.3 花鍵設(shè)計…………………………………………………………………………60
6.4 平鍵設(shè)計…………………………………………………………………………60
6.5 減速器螺釘選擇…………………………………………………………………61
6.6 本章小結(jié)…………………………………………………………………………62
第7章 行星架和箱體設(shè)計…………………………………………………………...63
7.1 行星架的設(shè)計……………………………………………………………………63
7.2 行星輪支撐結(jié)構(gòu)與整體結(jié)構(gòu)分析………………………………………………64
7.3 減速器機體結(jié)構(gòu)的設(shè)計…………………………………………………………65
7.4 減速器的密封和潤滑……………………………………………………………65
7.5 本章小結(jié)…………………………………………………………………………67
第8章 經(jīng)濟效益分析………………………………………………………………..68
8.1 方案分析……………………………………………………………………68
8.2 減速器軸的工藝分析…………………………………………………………68
8.3 齒輪的工藝分析………………………………………………………………69
8.4 經(jīng)濟分析………………………………………………………………………69
8.5 本章小結(jié) ………………………………………………………………………..69
結(jié)論………………………………………………………………………………………70
參考文獻 ………………………………………………………………………………71
致謝………………………………………………………………………………………72
IV
第1章 緒 論
1.1 概述
隨著科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，機械和汽車工業(yè)都在軟件和硬件方面有了長足的進步。設(shè)計也由概念化向基本的大眾化和人性化發(fā)展。汽車的種類和應(yīng)用更是隨著行業(yè)的不同而千變?nèi)f化。各種專用、工程車輛的廣泛應(yīng)用更是給工程的設(shè)計和制造乃至經(jīng)濟的快速發(fā)展提供了便利的條件。
作為重要工程車輛之一的工程牽引車，它的的歷史幾乎與交通工具上采用機械動力一樣歷史悠久. 近年來的研究結(jié)果表明,牽引車在港口、鐵道、礦山等部門得到了廣泛的應(yīng)用,沖擊壓路機以其良好的壓實性能正逐漸被施工部門所接受，但該機型對牽引車的要求非常高，需要專門的牽引車進行牽引作業(yè)。國內(nèi)目前牽引車大多采用坦克、裝載機或其改進機型，牽引性能和工作性能不能很好地與沖擊壓路機相匹配，市場迫切需要一種適合牽引沖擊壓路機的牽引車。近年來通過引進技術(shù)，國內(nèi)有些廠家采用了多擋位動力換擋變速箱配高效的三元件液力變矩器的傳動方式，雖然可以使重載作業(yè)時的傳動效率大幅度提高，表現(xiàn)為在相同行駛阻力下可提高行駛速度，或者在相同的行駛速度下可提高牽引力。
減速器，它的結(jié)構(gòu)雖然沒有發(fā)動機那樣復(fù)雜，功能雖然沒有變速器那樣有效，外觀雖然沒有車身一樣流線美觀，但是減速器的應(yīng)用上卻幾乎滲透到整個機械行業(yè)的各個方面。不必說裝有的主減速器、輪邊減速器的日常大眾的汽車工業(yè)，甚至冶金、礦山、起重運輸、水泥、建筑、化工、紡織、輕工、橡塑、船舶、機床、航空、電力等行業(yè)都能見到減速器的身影。生產(chǎn)廠生產(chǎn)出的減速器種類繁多、形態(tài)各異，減速器因而在機械制造業(yè)有舉足輕重的地位。
行星齒輪傳動的減速器在減速器行業(yè)中應(yīng)用非常廣泛。由于行星齒輪傳動采用功率分流，由數(shù)個行星輪承擔(dān)載荷，采用合理的內(nèi)嚙合傳動。與定軸傳動相比，具有體積小、質(zhì)量輕、承載能力大和效率高之優(yōu)點。行星齒輪傳動是一種新型高效的傳動型式，它與普通定軸齒輪傳動相比有承載能力大、體積小、效率高、重量輕、傳動比大、噪聲小、可靠性高、壽命長、便于維修等優(yōu)點，通過行星傳動可以把能量由一根主動軸傳給若干根從動軸，這些從動軸角速度的關(guān)系在工作時可變化。
根據(jù)輪系運轉(zhuǎn)時各齒輪的幾何軸線相對位置是否變動，可將輪系分為下列幾種基本類型：
1、定軸輪系
當(dāng)輪系運轉(zhuǎn)時，若組成該輪系的所有齒輪的幾何軸線位置是固定不變的，稱為定軸輪系或普通輪系。
2、周轉(zhuǎn)輪系
當(dāng)輪系運轉(zhuǎn)時，若組成輪系的齒輪中至少有一個齒輪的幾何軸線不固定，而繞著另一個齒輪的幾何軸線回轉(zhuǎn)者，稱為周轉(zhuǎn)輪系。
工程上習(xí)慣將行星輪系和差動輪系的齒輪傳動機構(gòu)統(tǒng)稱為行星齒輪傳動。
1.2 發(fā)展歷史和現(xiàn)狀
早在中國的南北朝時代，便有著名科學(xué)家祖沖之發(fā)明的行星齒輪差動式指南車。19世紀(jì)以來，隨著機械工業(yè)特別是汽車和飛機工業(yè)的發(fā)展，對行星齒輪的發(fā)展有很大影響。1920年首次成批制造出行星齒輪傳動裝置，并首先用汽車的差速器。1938年起集中發(fā)展汽車用的行星齒輪傳動裝置。二戰(zhàn)后，高速大功率船艦、航空發(fā)動機及工程機械的發(fā)展，促進行星齒輪傳動的發(fā)展。
世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家，如：日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應(yīng)用、生產(chǎn)和研究都十分重視，在結(jié)構(gòu)化、傳動性能、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位；并出現(xiàn)了一些新型的傳動技術(shù)，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代的機械傳動設(shè)備中獲得了成功的應(yīng)用。
我國從20世紀(jì)60年代起開始研制應(yīng)用行星齒輪減速器，20世紀(jì)70年代制訂了NGW型行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)系列JB1799-1976。我國齒輪界的科研和新產(chǎn)品開發(fā)的格局正在悄悄地發(fā)生著根本性變化，許多企業(yè)正在成為新產(chǎn)品開發(fā)和科研的主力軍。近來計算機軟件開發(fā)工業(yè)的迅猛發(fā)展，行星齒輪減速器的輔助設(shè)計與制造方法也隨之不斷升級。
在設(shè)計工藝方面，與國際接軌。齒輪材料和熱處理按最高標(biāo)準(zhǔn)控制齒輪均采用優(yōu)質(zhì)合金鋼 17Cr2Ni2MoA或 20CrNi2MoA滲碳淬火精加工制成，齒輪和熱處理的質(zhì)量按ISO6336-1996的最高級別ME級控制。國內(nèi)減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)的產(chǎn)品品種、規(guī)格及參數(shù)覆蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產(chǎn)品質(zhì)量已達到國外先進工業(yè)國家同類產(chǎn)品水平，完全可承擔(dān)起為國民經(jīng)濟各行業(yè)提供傳動裝置配套的重任，部分產(chǎn)品還出口至歐美及東南亞地區(qū)。新一代減速器的突出特點為不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上進一步進行于優(yōu)化，而且在系列設(shè)計上完全遵從模塊化的設(shè)計原則，產(chǎn)品造型更加美觀，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng)現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展而對基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出的愈來愈高的配套要求。
1.3本課題研究的主要內(nèi)容
首先，是減速器均載的問題：由于不可避免的制造和安裝誤差，載荷作用下各零件所產(chǎn)生的有害的彈性變形導(dǎo)致傳動過程中行星齒輪傳動不能均載，嚴(yán)重影響著行星齒輪傳動的使用壽命和優(yōu)越的性能，基于種種不便，人們便渴望一種載荷分布均勻、提高行星齒輪安全性和壽命的研究課題——懸浮均載。
本設(shè)計的主要內(nèi)容是工程牽引車懸浮均載行星減速器。設(shè)計的主要內(nèi)容是工程牽引車懸浮均載行星減速器。本文在參考大量工程牽引車輛的資料的基礎(chǔ)上，根據(jù)牽引車底盤的傳動布置方案，并將設(shè)計一種適合牽引車功率和扭矩的三級行星輪減速器。
在減速器設(shè)計礎(chǔ)。中我們采用了串聯(lián)式三級組合行星傳動。其中主傳動所用的傳動型式大多為漸開線行星齒輪傳動。它的特點是前一個輪系的輸出構(gòu)件與后一個輪系的輸入構(gòu)件相固接。這種組合行星傳動具有更廣的增矩和變速范圍，除了獲得大的傳動比之外，行星齒輪傳動還采用功率的分流、由數(shù)個行星輪承擔(dān)載荷, 采用合理的內(nèi)嚙合傳動。與定軸傳動相比, 具有體積小、質(zhì)量輕、承載能力大和效率高之優(yōu)點，實現(xiàn)功率的匯合和反饋等。在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面，為了達到盡可能好的懸浮均載效果。
本設(shè)計力求簡明、系統(tǒng)、實用，堅持理論與實際相結(jié)合、設(shè)計與計算相結(jié)合、一般傳動與新型傳動相結(jié)合。在結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其傳動效率可達91－94%。運動平穩(wěn)、抗沖擊和抗振動的能力較強。在承載方面，本設(shè)計采用前一級的行星架與后一級的太陽輪聯(lián)成一體, 無徑向支承, 呈懸浮狀態(tài), 減少支承、簡化結(jié)構(gòu)、減少聯(lián)接環(huán)節(jié), 并以行星架和太陽輪聯(lián)合浮動, 以達到懸浮均載的最佳效果,又由于采用模數(shù)相同的幾個行星輪，且均勻分布在中心輪的四周，因而能達到慣性力平衡。
1.4 未來發(fā)展方向
經(jīng)過不斷的改朝換代，行星齒輪減速器也正向著新的方向不斷發(fā)展。行星齒輪未來的發(fā)展方向主要有以下幾個方面：
1、動力學(xué)和均載減振的方向發(fā)展
組合巧妙，結(jié)構(gòu)新穎，將前一級的行星架與后一級的太陽輪聯(lián)成一體，無徑向支承，呈懸浮狀態(tài)，減少支承、簡化結(jié)構(gòu)、減少聯(lián)接環(huán)節(jié)，并以行星架和太陽輪聯(lián)合浮動，均載效果好，載荷不均衡系數(shù)Kp ≤1.15。
2、向簡化結(jié)構(gòu)、簡化工藝、減輕質(zhì)量方向發(fā)展
采用組合式焊接行星架，聯(lián)接板、聯(lián)接柱采用Q235A ，而帶太陽輪部分，則采用鋁合金鋼，用無氧化滲碳淬火。簡化結(jié)構(gòu)、簡化工藝、減輕質(zhì)量。
3、向優(yōu)質(zhì)制造工藝方向發(fā)展
太陽輪、行星輪采用優(yōu)質(zhì)低合金鋼，經(jīng)無氧化滲碳淬火，齒面硬度為55～ 58HRC，采用精湛的工藝手段，使齒輪達到較高的精度。內(nèi)齒圈用42CrMo。經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，均能達到較高的精度。
4、向傳動平穩(wěn)、可靠、噪聲低和高效率方向發(fā)展
傳動平穩(wěn)、可靠、噪聲低和效率高，單級傳動效率G=0.98，兩級為G=0.96， 三級為G=0.94。
5、向少齒差行星齒輪傳動發(fā)展
為了進一步簡化結(jié)構(gòu)，同時為滿足等直徑、等強度之要求，將末級內(nèi)齒圈與前一級內(nèi)齒圈做成一體，采用同一模數(shù)，簡化工藝與加工要求 減少聯(lián)接環(huán)節(jié)與零件。并以采用不同的行星輪個數(shù)np (np=3、4、5 等) 和不同的齒寬b，以實現(xiàn)等強度之要求。
6、制造技術(shù)的發(fā)展方向
設(shè)計指標(biāo)先進， 單位質(zhì)量的承載能力為60～80kN·m /t ，個別可達100N·m /t ，而國內(nèi)以往設(shè)計的行星齒輪傳動僅為20～30N·m /t。
7、向高速大功率及低速大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展
例如年產(chǎn)300kt合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達150m/s；日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為22065kW；大型水泥磨中所用80/125型行星齒輪箱，輸出轉(zhuǎn)矩高達4150kN/m。
8、向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展
實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構(gòu)件都傳動并傳遞功率，這只要對原行星機構(gòu)中固定的構(gòu)件附加一個轉(zhuǎn)動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就能成為變速器。
9、向復(fù)合式行星齒輪傳動發(fā)展
近年來，國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪傳動組合使用，構(gòu)成復(fù)合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的弱點，以適應(yīng)市場上多樣化需要。
10、向無圖化制造方向發(fā)展
無圖制造是未來制造業(yè)的發(fā)展方向，無圖制造以零件和產(chǎn)品的數(shù)字模型為基礎(chǔ)，通過零件設(shè)計和裝配設(shè)計可以得到零件的三維數(shù)據(jù)，滿足數(shù)控加工的需要。
總之,當(dāng)今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高、二低、三化方面發(fā)展。六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化、無紙化。
第2章 總體設(shè)計方案
2.1 工程牽引車
在工程建設(shè)中，工程牽引車的基本任務(wù)是為防御車輛和火炮挖掘塹、修理和保養(yǎng)公路、準(zhǔn)備河岸、搶救損壞車輛和設(shè)置或清理障礙。工程牽引車廣泛用于國防工程建設(shè)、民用建筑、修建道路、修建機場、礦山開采、建造碼頭及農(nóng)田改良中，適合城市市政工程建設(shè)。 工程牽引車屬于工程機械，按不同的用途對工程牽引車分類，可把它分為：工程建設(shè)用牽引車、工程運輸用牽引車、軍事工程用牽引車。
2.2總體方案選擇
Q2NQY-1型工程牽引車參數(shù)，如表2.1所示。
表2.1 小型Q2NQY-1型工程牽引車參數(shù)
柴油機參數(shù)
牽引車參數(shù)
額定功率
60KW
最大牽引力
30KN
額定轉(zhuǎn)速
2200
最大牽引質(zhì)量
180t
最大扭矩
291N·m
運行速度
2.5km/h
自重
6500kg
Q2NQY- 1型牽引車采用雙軸四輪驅(qū)動,雙向無級調(diào)速,液壓減速制動和液壓常閉盤式制動等設(shè)計,具有結(jié)構(gòu)緊湊、操作靈活,運行可靠等特點。
綜上所述，根據(jù)設(shè)計要求選擇一種適合的車型進行設(shè)計。查閱NGW三級行星減速器的特點以及承載能力限制條件有
1、主動軸允許輸入功率
按實際承載功率求計算輸入功率，且應(yīng)該小于額定輸入功率，如表2.2。
2、轉(zhuǎn)速限制：轉(zhuǎn)速n1500r/min
高速軸轉(zhuǎn)速低于750 r/min時候，按750 r/min選許用轉(zhuǎn)矩。
3、 從動軸允許輸出轉(zhuǎn)矩限制
尖峰載荷不大于額定輸出轉(zhuǎn)矩的2.5倍。依據(jù)行星齒輪傳動承載能力的極限分析，考慮到功率和轉(zhuǎn)矩的限制，選擇方案3比較合適，如表2.3。
表2.2 NGW行星減速器傳動比和輸入功率的關(guān)系
公稱傳動比i
主動軸允許輸入功率 P1/KW
180
23.6～47.1
200
20.5～40.8
224
18.4～36.7
250
16.3～32.5
280
14～28.5
315
12.7～25.5
355
11.8～23.6
400
10.5～20.9
450
9.7～20.4
表2.3 NGW行星減速器傳動比和輸出功率的關(guān)系
公稱傳動比i
從動軸允許輸出轉(zhuǎn)矩 T2 /N·m
180
49000～48880
200
49010～48890
224
49020～48920
250
49030～48940
280
49040～48960
315
49060～48980
355
49050～49000
400
49060～49010
450
49060～49020
2.3 工程牽引車傳動方案的設(shè)計[21]
2.3.1 布置底盤傳動方案
由上節(jié)分析，選擇方案三的工程牽引車性能參數(shù)來設(shè)計三級行星齒輪減速器。方案三參數(shù)如表2.4。查閱傳動效率手冊，已知各部分傳動效率如下：
變速箱：0.97
連軸器：0.99
工程車輛液力變矩器：0.7。
行星傳動的效率：一級：0.97～0.98，二級：0.94～0.96，三級：0.91～0.94。
表2.4 Q2NQY-1型工程牽引車參數(shù)
柴油機參數(shù)
牽引車參數(shù)
額定功率
60KW
最大牽引力
30KN
額定轉(zhuǎn)速
2200r/min
最大牽引質(zhì)量
180t
最大扭矩
291N·m
運行速度
2.5km/h
自重
6500kg
2.3.2選擇液力變矩器參數(shù)
1、液力變矩器結(jié)構(gòu)和原理
液力變矩器位于發(fā)動機與機械變速器之間，并由泵輪、渦輪和導(dǎo)輪三元件組成。泵輪與動力裝置相聯(lián)，渦輪與下一級的傳動裝置以花鍵相連；導(dǎo)輪則通過單向輪座于變矩器的殼體上。泵輪、渦輪和導(dǎo)輪均為由許多葉片組成的工作輪，工作輪又稱為元件。
2、液力變距器的評價參數(shù)
（1）變矩器的轉(zhuǎn)速比
轉(zhuǎn)速比為渦輪轉(zhuǎn)速nt與泵輪轉(zhuǎn)速np之比，或角速度之比，見公式（2.1）。
（2.1）
（2）變矩器的變矩比
液力變矩器渦輪上的輸出轉(zhuǎn)矩TT與泵輪上的輸入轉(zhuǎn)矩Tp之比稱為變矩器的變矩系數(shù)，一般用K表示，見公式（2.2）。
（2.2）
3、變矩器的效率
液力變矩器的效率為輸出功率與輸入功率之比，見公式（2.3）。
（2.3）
由多級液力變矩器的特性圖2.3，依據(jù)工程牽引車功率和轉(zhuǎn)矩，選擇變矩器參數(shù)
2.3.3選擇變速箱參數(shù)
工程牽引車輛變速箱參數(shù)如下：
表2.5 工程牽引車輛變速箱參數(shù)
檔位
一檔
二檔
超速檔
前進
i1=2.263
i2=1.230
i3=0.650
后退
2.3.4工程牽引車底盤傳動布置方案
工程牽引車的功率經(jīng)過離合器、液力變矩器、變速箱、聯(lián)軸器傳遞到懸浮均載行星齒輪減速器上。本設(shè)計模擬工程牽引車底盤的布置方案，并以此為依據(jù)，進行工程牽引車的懸浮均載行星齒輪減速器設(shè)計。
2.4工程牽引車底盤傳動設(shè)計
2.4.1輸入功率計算
由上節(jié)的布置方案可知，工程牽引車的發(fā)動機功率經(jīng)過離合器、液力變矩器、變速箱、聯(lián)軸器，傳到三級行星齒輪減速器，故行星齒輪減速器的功率為：
小于主動軸允許的最大功率，所以符合要求。
2.4.2輸入轉(zhuǎn)速計算
1、液力變矩器轉(zhuǎn)速計算
發(fā)動機轉(zhuǎn)速經(jīng)過離合器，首先傳到液力變矩器，由于液力變矩器的泵輪轉(zhuǎn)速為前一級動力裝置轉(zhuǎn)速的0.85，所以液力變矩器的輸出轉(zhuǎn)速為
2、前進檔輸入轉(zhuǎn)速計算
液力變矩器的轉(zhuǎn)速經(jīng)過變速器，傳到行星減速器，所以行星減速器的輸入轉(zhuǎn)速為：
（1）前進一檔轉(zhuǎn)速
（2）前進二檔轉(zhuǎn)速
（3）前進三檔轉(zhuǎn)速
3、后退檔輸入轉(zhuǎn)速計算
（1）后退一檔轉(zhuǎn)速
（2）后退二檔轉(zhuǎn)速
（3）后退三檔轉(zhuǎn)速
2.4.3轉(zhuǎn)矩計算
1、發(fā)動機轉(zhuǎn)矩計算
由工程牽引車方案中發(fā)動機額定功率，代入發(fā)動機額定轉(zhuǎn)矩公式得到發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩為
2、液力變矩器轉(zhuǎn)矩計算
發(fā)動機額定轉(zhuǎn)矩經(jīng)過離合器，傳遞到液力變矩器有：
3、前進檔輸入轉(zhuǎn)矩計算
液力變矩器的轉(zhuǎn)矩經(jīng)過變速器傳到行星齒輪減速器，所以前進檔輸入轉(zhuǎn)矩為：
（1）前進一檔轉(zhuǎn)矩
（2）前進二檔轉(zhuǎn)矩
（3）前進三檔轉(zhuǎn)矩
4、后退檔輸入轉(zhuǎn)矩計算
（1）后退一檔轉(zhuǎn)矩
（2）后退二檔轉(zhuǎn)矩
（3）后退三檔轉(zhuǎn)矩
綜上所述，最大輸出轉(zhuǎn)矩為變速器前進一檔輸出轉(zhuǎn)矩，。
2.5工程牽引車行駛速度估算
1、行星減速器輸出轉(zhuǎn)速
初選減速器的減速器比為i=200，在變速器的6個輸出轉(zhuǎn)速中，最低的變速器輸出轉(zhuǎn)速為，最高變速器輸出轉(zhuǎn)速為，減速器的輸入轉(zhuǎn)速即是變速器的輸出轉(zhuǎn)速。所以減速器的最低輸出轉(zhuǎn)速為，減速器的最高輸出轉(zhuǎn)速為。
2、估算工程牽引車行駛速度
根據(jù)速度公式：
（2.4）
其中r為車輪半徑，取r=0.62m。帶入數(shù)據(jù)，工程牽引車最低行駛速度為：
工程牽引車最高行駛速度為：
由于工程牽引車運行速度緩慢，牽引的重量巨大，故該速度比較適合低速高扭的工程牽引車，所以總體傳動方案適合。
2.6本章小結(jié)
本章介紹了工程牽引車的分類，分析了行星減速器的傳動方案，并確定了工程牽引車行星齒輪減速器的總體布置方案，計算說明了行星減速器的輸入和輸出功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速，并驗證了牽引車的行駛速度，進而證明了該方案的可行性。
第3章 行星齒輪機構(gòu)傳動設(shè)計
3.1 行星齒輪傳動的特點和原理[3]
3.1.1行星齒輪傳動的特點
1、因為各中心輪構(gòu)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(yīng)用內(nèi)嚙合，所以結(jié)構(gòu)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(dāng)選擇機構(gòu)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(shù)比，即使在傳動比很大時，仍然緊湊重量輕。
3、行星機構(gòu)的傳動效率高，在結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)對稱性，即具有個數(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，均可達到提高傳動效率的作用。
4、由于采用了數(shù)個相同的行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(shù)增多。故行星輪機構(gòu)運行平穩(wěn)，抗沖擊和振動能力強。
缺點：對材料要求高，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(xiàn)幾乎沒有速度損失的動力換檔。對于我的這次設(shè)計的減速器也應(yīng)采用行星式的減速方式。3.1.2行星齒輪傳動的形式與特點
按組成傳動機構(gòu)的齒輪嚙合方式，行星齒輪分為NGW、NW、NN、WN、NGWN和N等類型，按基本構(gòu)件組成情況，行星齒輪傳動又可分為2Z-X、3Z、Z-X-V等類型。代表類型的字母含意：N－內(nèi)齒輪，W－外嚙合，G－共用齒輪，Z－中心輪，X－行星架，V－回轉(zhuǎn)件。例如NGW型，如上表可知為由內(nèi)嚙合（N）齒輪副，外嚙合（W）齒輪副和內(nèi)外嚙合共用的行星輪（G）組成的行星齒輪傳動機構(gòu)。
經(jīng)分析，WW，NGWN，N和NN最大功率均有限制，而本次設(shè)計功率很大為100KW，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
（3.1）
式中 ——齒圈齒數(shù)；
——太陽輪齒數(shù)。
3.2行星齒輪傳動總體設(shè)計
3.2.1分配傳動比計算
由上一章我們已經(jīng)選擇了NGW型三級行星齒輪傳動，初選傳動比為200，選擇NGW型行星齒輪減速器就應(yīng)知道行星輪數(shù)目與傳動比范圍的關(guān)系。在傳遞力時，行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星齒輪傳動的優(yōu)點，但行星輪數(shù)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(shè)計行星齒輪傳動時，通常采用3個或4個行星輪。
下面則要決定如何分配傳動比，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Ⅱ與高速級內(nèi)齒輪分度圓直徑Ⅰ之比接近于1。通常使Ⅱ/Ⅰ＝1～1.2。
E可按式（3.2）計算，
（3.2）
式中
（3.3）
（3.4）
式中和圖中代號的角標(biāo)Ⅰ和Ⅱ分別表示高速級和低速級；為行星輪數(shù)目；為載荷不均勻系數(shù)，其它代號見本篇第2章。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。
由于本設(shè)計是三級行星齒輪傳動，而上圖所示卻是二級的傳動分配方案，所以將三級減速器的高速級Ｉ、中速級Ⅱ、低速級Ⅲ分別拆開，分別組成兩個二級的行星齒輪傳動，這樣便可以按照上圖進行傳動比的分配，來分別進行計算。
設(shè)高速級與中速級、中速級與低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則有
,,
,,,,,
,,,
由估算取齒寬系數(shù)為
，，
，
3.2.2行星齒輪減速器傳動總布置方案
對于高速級和中速級組合，由E1=4曲線計算得：i1=7.1，i2=5.6,對于中速級和低速級組合，由E2=6曲線計算得：i2=5.6，i3=5,則總傳動比的分配為：
所以，三級行星齒輪減速器的布置圖如圖3.1。
為了達到懸浮均載的目的，本設(shè)計采用：
(1)高速級太陽輪a1浮動。
(2)第一級高速級行星架Ｈ1與中速級太陽輪a2聯(lián)體浮動。
(3)第二級低速級太陽輪a3和中速行星架H2做成一體浮動。
(4)第三級低速行星際H3和輸出軸做成一體，低速行星架浮動。
圖3.1 工程牽引車懸浮均載行星齒輪減速器傳動方案
3.3行星齒輪傳動齒數(shù)確定的條件
由上一章行星齒輪傳動的原理知道，NGW型減速器為太陽輪輸入，行星架輸出。其傳動比為
（3.5）
式中 ——齒圈齒數(shù);
——太陽輪齒數(shù)。
結(jié)構(gòu)參數(shù)K與傳動比的關(guān)系為
K=i－1 （3.6）
對已知機構(gòu)參數(shù)K的行星排，其齒輪的齒數(shù)和行星輪數(shù)有一定的幾何關(guān)系，設(shè)計計算稱為行星排的配齒計算。在進行配齒計算計算齒數(shù)時，需遵循三個條件
(1)同心條件
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(zhuǎn)中心必須重合。在NGW型傳動，太陽輪a和行星輪c的中心距aac應(yīng)等于行星輪c與內(nèi)齒輪b的中心距acb ，即aac=acb?？扇鐖D3.2所示。
圖3.2 行星輪同心條件示意圖
如圖3.2，aac=acb ,對于標(biāo)準(zhǔn)嚙合及高變位齒輪，各齒輪的節(jié)圓與分度圓重合，可寫成
（3.7）
式中 ——太陽輪齒數(shù);
——行星輪齒數(shù);
——內(nèi)齒圈齒數(shù)。
整理后得
＝或＝＋2
對于角變位齒輪其同心條件公式可以寫為
（3.8）
式中
——太陽輪與行星輪之間的嚙合角;
——行星輪與內(nèi)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)。
(2)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(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，
整數(shù) 或 整數(shù) （3.9）
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
（3.10）
由推導(dǎo)得，
當(dāng)行星輪均勻分布時，將式（3.10）代入得，
（3.11）
式3.11是行星排的裝配條件。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（3.10）的條件。這時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。
圖3.3 行星輪裝配條件示意圖
(3)相鄰條件
除了要滿足上述兩個條件之外，如果行星輪個數(shù)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(chǎn)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(yīng)根據(jù)模數(shù)m留出1m～2m毫米以上的間隙，如上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，即行星輪齒頂圓半徑之和小于其中心距。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，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
（3.12）
式中
A ——太陽輪和行星輪得中心距;
Dex——行星輪齒頂圓直徑。
3.4三級行星齒輪減速器齒輪傳動設(shè)計
3.4.1高速級行星齒輪傳動計算
1、配齒計算
選擇行星輪數(shù)目，取nw＝3,確定各輪齒數(shù)，按上一節(jié)中的配齒公式進行計算:
（3.13）
,適當(dāng)調(diào)整該傳動比使C等于整數(shù)得
，，
由于本設(shè)計采用不等角變位，需減少一個到兩個齒數(shù)，故取
可以算出預(yù)計嚙合角，，故取、＝175、＝72，兩對齒輪傳動齒數(shù)最好互質(zhì)，這樣能保證磨損比較均勻，以便分散和消除齒輪制造誤差。
在漸開線齒輪行星傳動中，合理采用角度變位齒輪可以得到下列好處：獲得準(zhǔn)確的傳動比；提高嚙合傳動質(zhì)量和承載能力；在傳動比得到保證的前提下得到正確的中心距；可以得到相當(dāng)大的傳動比；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。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、按接觸強度初算ac傳動的中心距和模數(shù)
對于閉式齒輪傳動，其工作環(huán)境和潤滑條件比較好，因此齒面點蝕、膠合和塑性流動使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(shè)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(shè)計公式設(shè)計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，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(yù)期壽命內(nèi)可靠的工作。
計算減速器輸入扭矩，按減速器直接檔最大轉(zhuǎn)矩代入計算有
設(shè)載荷不均勻系數(shù)＝1.15，在一對A－C傳動中，太陽輪傳遞的扭矩
表3.1 接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度綜合系數(shù)
載荷特性
接觸強度
彎曲強度
說 明
平 穩(wěn)
中等沖擊
較大沖擊
2.0～2.4
2.5～3.0
3.5～4.2
1.8～2.3
2.3～2.9
3.2～4.0
精度高、布置對稱硬齒面（接觸），采用有利于提高強度的變位時取低值。
由表3.1，按接觸疲勞強度綜合系數(shù)得接觸疲勞強度綜合系數(shù)K＝1.6
齒數(shù)比以及接觸疲勞極限為
，
太陽輪材料用20CrMnTi，熱處理為滲碳淬火回火，熱處理硬度61HRC。行星輪材料用20CrMnTi，熱處理為滲碳淬火回火，熱處理硬度57HRC。
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)闹怠Ｒ话悖?.1～1.2；閉式齒輪常用～0.3；通用減速器常取。取齒寬系數(shù)，由中心距初算公式得
模數(shù)為
，取m1=2.250
未變位時
初步選取取嚙合角，可得ac傳動中心距變動系數(shù)
則中心距
取實際中心距。
3、計算ac傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角
4、計算ac傳動的變位系數(shù)
圖3.4 ac變位系數(shù)的選擇
如圖3.4所示，該系數(shù)在綜合性能較好區(qū)，可用。分配變位系數(shù)[11]得
，
5、計算cb傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
c1b1傳動未變位時的中心距為
所以實際中心距變動系數(shù)和實際嚙合角為
6、計算cb傳動的變位系數(shù)
，
3.4.2中速級行星齒輪傳動計算
1、配齒計算
計算方法同高速級，選擇行星輪數(shù)目，確定各輪齒數(shù)，取
， ，
適當(dāng)調(diào)整該傳動比使C等于整數(shù)，得：
,C=50
，，
由于本設(shè)計采用不等角變位，需減少一個到兩個齒數(shù)，故取
，
可以算出預(yù)計嚙合角，。所以中速級各齒數(shù)為
za2=27, zc2=47, zb2=123
2、按接觸強度初算ac傳動的中心距和模數(shù)
中速級輸入扭矩為高速級的輸出轉(zhuǎn)矩,即
對ac傳動
則接觸疲勞強度綜合系數(shù) K=1.60,齒數(shù)比以及接觸疲勞極限為
，
太陽輪材料用20CrMnTi，熱處理為滲碳淬火回火，熱處理硬度61HRC。行星輪材料用20CrMnTi，熱處理為滲碳淬火回火，熱處理硬度57HRC。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)闹怠Ｒ话悖?.1～1.2；閉式齒輪常用～0.3；通用減速器常取。取齒寬系數(shù)，由中心距初算公式得：
所以模數(shù)為：
取m2=4.500，未變位時
按預(yù)取嚙合角，可得ac傳動中心距變動系數(shù)
則中心距
取實際中心距。
3、計算ac傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角
4、計算ac傳動的變位系數(shù)
如圖3.5所示，ac傳動的變系位數(shù)在綜合性能較好區(qū)，可用。
分配變位系數(shù)
，
圖 3.5 ac變位系數(shù)的選擇
5、計算cb傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
c2b2傳動未變位時的中心距
所以實際中心距變動系數(shù)和實際嚙合角為：
，
6、計算cb傳動的變位系數(shù)
3.4.3低速級行星齒輪傳動計算
1、配齒計算
方法同中速級，得到齒數(shù)和初定嚙合角參數(shù)如表3.2所示
表3.2 齒數(shù)和初定嚙合角參數(shù)
Za3
Zc3
Zb3
25
37
101
25?
20.6834?
2、按接觸強度初算ac傳動的中心距和模數(shù)
計算同中速級，參數(shù)如表3.3
表3.3 低速級參數(shù)
項目
符號
數(shù)值
項目
符號
數(shù)值
輸入功率
30.359KW
輸入轉(zhuǎn)矩
20518.70Nm
實際速比
i
5.040
齒數(shù)比
1.48
齒寬系數(shù)
1
綜合系數(shù)
K
1.60
接觸疲勞極限
1358MPa
初算中心距
213.88mm
初算模數(shù)
6.90
實際模數(shù)
m3
7
實際中心距
226.00mm
未變位中心距
217.00mm
3、計算ac傳動的實際嚙合角和傳動變位系數(shù)
方法同中速級，參數(shù)見表3.4
表3.4 計算ac傳動的實際嚙合角和傳動變位系數(shù)
項目
符號
數(shù)值
項目
符號
數(shù)值
實際ac端面嚙合角
25.5481?
太陽輪變位系數(shù)
0.681
實際cb端面嚙合角
21.3495?
行星輪變位系數(shù)
0.783
ac傳動變位系數(shù)和
1.463
內(nèi)齒圈變位系數(shù)
1.078
cb傳動變位系數(shù)和
0.295
3.5均載方法與裝置
3.5.1均載方法[18]
在保證各個零部件有較高的制造精度的同時，在設(shè)計上采用能夠補償制造、裝配誤差以及構(gòu)件在載荷、慣性力、磨察力或高溫下的變形，使各行星輪均衡分擔(dān)載荷的機構(gòu)十分必要的。采用這種使各行星輪分擔(dān)載荷的機構(gòu)是實現(xiàn)均載既簡單又有效的途徑。這種機構(gòu)即是均載機構(gòu)。NGW型行星傳動常用的均載機構(gòu)為基本構(gòu)件浮動的均載機構(gòu)。主要適用于具有三個行星輪的行星傳動中。它是靠基本構(gòu)件（太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈或行星架）沒有固定的徑向支承，在受力不均衡的情況下作徑向游動（又稱浮動），以使各行星輪均勻分擔(dān)載荷。
由于基本構(gòu)件的浮動，使三種基本構(gòu)件上所承受的三種力各自形成力的封閉等邊三角形，而達到影響，實際上不是等邊三角形而是近似等邊三角形，因而引入了載荷不均勻系數(shù)Kp。均載機構(gòu)既能降低載荷的不均衡系數(shù)，又能降低噪聲、提高運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性和可靠性，因而得到廣泛的應(yīng)用。
3.5.2 均載裝置
太陽輪浮動太陽輪通過浮動齒套與高速軸聯(lián)結(jié)而實現(xiàn)浮動。由于太陽輪重量小、慣性小、浮動靈活、結(jié)構(gòu)簡單、容易制造、通用性強，因此廣泛用于低速傳動。當(dāng)行星輪數(shù)為三個時均載效果最為顯著。載荷不均衡系數(shù)Kp=1.1～1.15。
行星架通過浮動齒套與高底速軸聯(lián)接而實現(xiàn)浮動.在NGW型傳動中,由于行星架受力較大(2倍圓周力)而有利于浮動.行星架浮動不需支承,可簡化結(jié)構(gòu),尤其有利于多級行星傳動.但由于行星架自重大、速度高會產(chǎn)生較大離心力，影響浮動效果，所以常用于中小規(guī)格的中底速型傳動中。一般KP=1.15～1.25。
內(nèi)齒圈浮動齒套將內(nèi)齒圈與機體聯(lián)接，使內(nèi)齒圈浮動。內(nèi)齒圈浮動的主要優(yōu)點是可使結(jié)構(gòu)的軸向尺寸較小，或使兩個基本構(gòu)件（如太陽輪和內(nèi)齒圈）同時浮動時，增強均載效果。但內(nèi)齒圈浮動使行星輪間均載的效果不如太陽輪浮動好，并且浮動內(nèi)齒圈所需的均載裝置的尺寸和重量較大，加工也不方便。由于內(nèi)齒圈尺寸和重量較大，故浮動靈敏性較差。一般KP=1.1～1.2。浮動內(nèi)齒圈的聯(lián)軸器為兩端帶齒形接頭的空心薄壁筒或錐形圓盤，為簡化結(jié)構(gòu)，也采用一端帶齒形接頭的聯(lián)軸器，浮動齒套的外殼和內(nèi)齒圈的輪緣制成一體。
3.6本章小結(jié)
本章主要進行了行星機構(gòu)的傳動設(shè)計。并對行星齒輪的幾何尺寸進行設(shè)計計算與運動分析，通過設(shè)計計算確定了總傳動比，并分配各級傳動比，以及確定了各齒輪齒數(shù)、非等角變位行星齒輪傳動的變位系數(shù)，嚙合角等基本參數(shù)，為下一章的齒輪設(shè)計打下基礎(chǔ)。同時，本章還確定了懸浮均載的裝置，本設(shè)計為了簡化結(jié)構(gòu)，并且達到較好的懸浮和均載效果，采用前一級的太陽輪與后一級的行星架做成一體，進行聯(lián)體浮動，以達到好的懸浮均載效果。
第4章 減速器齒輪設(shè)計
通過前面幾章的設(shè)計計算，初步掌握了行星齒輪傳動的基本參數(shù)，為了設(shè)計行星齒輪，需要進一步計算行星齒輪的幾何尺寸并對齒輪進行強度校核。
4.1減速器齒輪設(shè)計
4.1.1高速級齒輪設(shè)計
在第三章傳動設(shè)計參數(shù)的基礎(chǔ)上，有齒頂高變動系數(shù)按下式求得：
（4.1）
已知齒頂高系數(shù)、齒根高系數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)值，則有
1、太陽輪分度圓直徑
2、行星輪分度圓直徑
3、內(nèi)齒圈分度圓直徑
4、太陽輪齒頂圓直徑
，