汽车主减速器毕业论文

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汽车主减速器总成检测机结构设计和控制电路设计 摘要

汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件，其性能对整车质量有着直接影响，在生产线上通过试验台对主减速器进行全方位的检测能够有效地保证产品质量。本文介绍了汽车主减试验台的机械结构设计及技术实现。系统可以实现对三种主减速器的综合性能检测,并能根据预先设定的技术参数进行产品性能评判。本试验台整体结构由工作机构、翻转机构、传动机构和支撑机构四部分组成。文中详细阐述了试验台的各零部件的设计及必要的计算过程，还叙述了对伺服电机、减速机、扭矩传感器、线性滑轨等外购件的选型过程。最终，完成了试验台的设计要求，给出了所设计的试验台的主要技术指标。

关键词:主减速器试验台机械结构

Abstract

The final drive is an important part in the automobile， its performance has the direct influence to the entire vehicle quality, carries on the omni-directional examination on the production line through the experimental system of final drive to be able effectively to guarantee the product quality. This article introduced the mechanism design and the technical realization of experimental system of final drive. The system may realize to three types of final drive overall performance examinations, and evaluate the production performance according to the technique parameters beforehand. The integrated structure of test stand consists of four components，namely：working mechanism，overturn mechanism，drive mechanism and supporting mechanism．The paper states the design and calculation of parts and components for test stand in detail．Also it introduce the process of purchased components selection．It includes servo electromotor，speed reducer，torque and rotational speed sensor，linear guidway and etc．Finally，it accomplish the design requirement and give out the technical specifications of the test stand．

Keywords: final drive experimental system mechanism

structure

目 录

目 录............................................................... 4

1 引言.............................................................. 5

1.1 主减速器简介................................................................................................. 5

1.2 主减速器结构及其分类................................................................................. 6

1.3 汽车检测技术的国内外发展现状................................................................. 8

1.4研究主减实验台的作用和意义.................................................................... 10

2总体方案设计 .............................................. 11

2.1常见实验台检测方案概述............................................................................ 11

2.2 总体设计思路............................................................................................... 11

3 主减速器实验台的机械结构设计..................................... 12

3.1实验台整体结构设计.................................................................................... 12

3.2工作机构的设计............................................................................................ 13

3.2.1伺服系统................................................................................................ 13

3.2.2减速器的设计........................................................................................ 14

3.2.2.1行星齿轮传动基本尺寸计算........................................................ 15

3.2.2.2行星齿轮传动受力分析................................................................ 20

3.2.2.3行星齿轮传动强度校核................................................................ 23

3.2.3扭矩传感器............................................................................................ 32

3.2.4花键轴的设计........................................................ 错误！未定义书签。

3.3传动提升机构的设计.................................................................................... 34

3.3.1直线滑轨................................................................................................ 34

3.3.2气缸........................................................................................................ 35

3.3.3链轮组件................................................................................................ 36

3.4支撑机构的设计............................................................................................ 37

4试验台使用说明....................................................................................................... 37

4.1试验台检测原理............................................................................................ 37

4.2实验台的主要技术指标................................................................................ 38 总结 .................................................... 39

谢辞............................................................... 40

参考文献........................................................... 41

附录一 科技文献翻译................................................ 42

1 引言

1.1 主减速器简介

主减速器主要由主减速器齿轮和差速器构成，结构图如图1.1所示，主减速器齿轮采用一对双曲面齿轮传动，以改变传动轴线方向，降低转速并增大扭矩。差速器使左右轮差速，由图中的的行星直齿锥齿轮系实现。

1.1 主减速器结构图

主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。

汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，换句话说，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可使变速箱的尺寸质量减小，操纵省力。由此可见主减速器在整个汽车传动系中扮演了非常重要的角色。

如图1.2所示，现代汽车的主减速器，广泛采用螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。双曲面齿轮工作时，齿面间的压力和滑动较大，齿面油膜易被破坏，

必须采用双

曲面

图1.2 主减速器外形图

齿轮油润滑，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将使齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。

1.2 主减速器的结构及其分类

1.2.1 主减速器的分类

主减速器按不同的使用要求，其结构形式也各不相同。

按参加减速传动的齿轮副数目分：有单级式主减速器和双级式主减速器。在双级式主减速器中，若第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称为轮边减速器。

按主减速器主传动比挡数分：有单速式和双速式。前者的传动比是固定的，后者有两个传动比可以选择，来适应不同的行驶条件。

按齿轮副结构形式分：有圆柱齿轮式(又分为轴线固定式和轴线旋转式即行星齿轮式)、圆锥齿轮式和准双曲面齿轮式。

1.2.2 主减速器的结构

现在以单级主减速器为例，来说明主减速器的构造。图1.3所示的是单级主减速器总成的结构图。其主要靠一对锥齿轮传递扭矩，具有结构简单、传动效率高、体积小、重量轻等优点，现今的汽车的驱动桥大多采用了此种结构。

主动齿轮轴16采用跨置式结构，用两个单列圆锥滚子轴承2、4和一个圆柱滚子轴承6，分别支承在轴承座3和减速器壳7内。从动锥齿轮12

以内孔定心

用螺栓11与差速器左半壳9连成一体。差速器左、右半壳用螺栓紧固在一起，其两端用两个圆锥滚子轴承8支承在减速器壳的瓦盖式轴承座中，轴承外侧挡有调整螺母10、14。整个单级主减速器总成的工作情况是：从传动轴传来的动力由叉形凸缘1经花键传递给主动齿轮轴、从动锥齿轮，经过降速增扭、变向后，通过螺栓传给差速器壳，再由差速器传给两侧的半轴，从而驱动车轮行驶。

图1.3 单级主减速器总成结构

1.叉形凸缘 2.单列圆锥磙子轴承 3.轴承座4.单列圆锥滚子轴承 5.支承螺栓 6.圆柱滚子轴承7.减速器壳 8.圆锥滚子轴承 9.差速器左半壳 10.调整螺母(左) 11.螺栓

12.从动锥齿轮13.差速器右半壳 14调整螺母(右) 15调整垫片 16.主动齿轮轴

1.3 汽车检测技术的国内外发展现状

汽车制造技术包含了从原材料进厂开始到汽车整车出厂为止的整个过程。因此，汽车制造检测技术的涉及的面很宽，范围也很广。它的分类方法和要求也各不相同。按被检参数的属性分可以分为:物理化学性质的检测、几何量的检测、性能参数的检测。汽车检测参数是反映汽车技术状况直接或间接的参数。检测参数可以是上述任何参数。

检测参数可以是稳定的值，也可以是动态信号，为提高检测精度，应根据不同的对象选择相应的检测参数。在选择检测参数时应根据参数的敏感性、单调性、稳定性和信息性的原则。除了这些原则外，测量的方便性和经济性也是必须考虑的。

汽车检测技术是汽车技术的发展而发展的，在汽车发展的早期，人们主要通过有经验的维修人员发现汽车的故障并作有针对性的修理。既过去人们常讲的“望”(眼看)、“闻”(耳听)、“切”(手摸)方式。随着现代科学技术的进步，特别是计算机技术的进步，汽车检测技术也飞速发展。目前人们己能依靠各种仪器设备，对汽车进行检测，而且安全、迅速、准确。

根据以上所述，检验汽车技术状况的方法分三种:

1、人工凭经验诊断法:这种方法具有不需要专门仪器或设备，投资少等优点。缺点是诊断速度慢、准确性差，不能进行定量分析，且需要较高的技术水平。人工凭经验诊断法多使用于中小维修企业和汽车队的故障诊断。虽然该法缺点较多，但在相当长的时期内仍有其独特的使用价值。

2、仪器设备检测法:这种方法是在人工凭经验诊断法基础上发展起来的现代检验方法。该法可在汽车不解体情况下，借助简单工具，用仪器或设备检测汽车性能和故障的参数，曲线或波形，甚至能自动分析，判断汽车的技术状况。其优点是检测速度快，准确性高，能定量分析和易掌握等。缺点是需要的仪器和设备多，操作人员多，占用厂房大，因而投资也大。仪器设备检测法多适用于大型维修企业和汽车检测站，它是现代汽车检测技术的发展方向。

3、系统检测方法:这是要计算机辅助检测基础上的多功能自动化检测方法。在检测系统早采用先进的计算机，传感器及电子设备，能同时获得多个检测参数和进行多项测试功能。实现了状态信号采集，特征提取，状态识别的自动化，并能以显示，打印，绘图等多种方式自动输出检测分析结果。检测精确，可靠，效

率高，己有一大批先进的自动检测系统投入使用。

国外汽车检测设备发展较快，特别是工业发达国家、随着其汽车的发展速度和汽车保有量的迅猛增长、推动了汽车检测设备的发展进程;如今国外汽车检测维修设备己普遍应用高新技术，是机电一体化、智能化的综合体，产品质量高、工艺性好、使用方便可靠。如日本、美国、意大利等国家汽车检测诊断设备的种类、制造工艺、产品水平均处于世界领先地位，其产品己形成系列化、标准化和规范化。

由于汽车工业的总体水平相对于工业发达国家落后，我国的汽车检测技术及装备水平同样处于较为落后的地位。大部分生产厂家及汽车维修站的汽车性能及故障检测仍然停留在 “手摸、眼看、耳听”及简单道路测试的原始水平。我国从 80年代起从日本和欧洲 (主要是日本)引进 (改造)了一些检测技术设备，这些设备除部分采用自动控制外大多采用单机人工操作，存在着自动化程度低，检测项目单一，检测精度及可靠性差，效率不高等缺点，如今已大大落后于世界先进水平，难以满足汽车生产及维修的需要。随着民族汽车工业的发展，对先进汽车产品检测技术及设备的需求越来越迫切。在积极引进、消化吸收国外先进检测设备的同时，也必须提高同类设备的自主设计开发水平，努力研制适合我国国情的先进检测设备，为保障汽车产品的高质量，加强产品的竞争力，促进我国汽车工业的发展提供必要条件。检测设备的研制生产得到了快速发展，缩小了与先进国家的差距。如今汽车检测中通用的制动试验台、侧滑试验台和底盘测功机等，国内己自给有余，而且结构形式多样。我们虽然已经取得了很大的进步，但与世界先进水平相比，还有一定距离。我国汽车检测技术要赶超世界先进水平，应该从汽车检测技术基础、汽车检测设备智能化和汽车检测管理网络化等方面进行研究和发展。

自20世纪 60年代后期，由于政府部门的重视，我国开始研制一些结构简单的维修设备，但由于种种原因，检测技术一直发展缓慢。到了20世纪70年代，特别是20世纪 80年代以后，随着汽车数量的迅速增长，特别是随着汽车制造业和公路交通运输业的发展，我国的机动车保有量迅速增加。从近几年在北京举办的中国国际汽车维修检测设备及汽车用品展览会上不难看出，目前我国汽车检测维修设备行业的从业队伍正在不断发展壮大，检测维修设备的档次和技术含量越来越高，种类也日臻全面，逐步形成了类别和系列。

1.4 研究主减试验台的作用和意义

在现代社会，汽车已经成为人们工作、生活中不可缺少的一种交通工具。汽车本身是一个复杂的系统，随着行驶里程的增加和使用时间的延续，其技术状况将不断恶化。因此，一方面要不断研制性能优良的汽车，在车辆出厂前就做好把关技术;另一方面要借助维护和修理，恢复其技术状况。

汽车生产过程的检测技术，作为现代制造技术的重要组成部分，它是监督控制生产过程和产品质量的眼睛和手段。一辆汽车有上千万个品种、上万个零部件组成。在大批量连续生产过程中，要保证整车的技术性能和使用要求，产品设计和工艺设计部门，要对每一种零部件，从原材料进厂、铸锻冲过程，机械加工和热处理，直至总成和整车的装配试验过程的各个生产环节，制订出质量标准指标和工艺技术参数，并加以有效的控制。

生产过程的检测技术，不但能够准确地判断这些质量性能指标和工艺技术参数，是否已经达到设计的要求，即产品是否合格。而且重要的是，通过对检测数据的分析处理，能够正确判断这些性能指标和技术参数失控的状况和产生的原因。这一方面可以通过检测设备的信息反馈，对工艺设备及时地调整来消除失控现象；另一方面也为产品设计和工艺设计部门采取有效地改进措施消除失控现象，提供可靠的科学依据，从而达到保证产品质量和稳定生产过程的目的。这就是通常所说的，检测技术对产品质量和稳定生产所起的 “能动的反作用”。

汽车主减速器是汽车总成的一个重要部件，其性能对整车质量有着直接影响，在生产线上通过试验台对主减速器进行全方位的检测能够有效地保证产品质量。

2 总体方案设计

2.1 常见试验台检测方案概述

汽车试验台常见的分类方法有多种:按测试原理不同，可分为反力式和惯性式两类；按试验台支承车轮形式不同，可分为滚筒式和平板式两种;按检测参数不同，可分为测制动力式、测制动距离式和综合式三类;按实验台的测量、指示装置传递信号不同，可分为机械式、液压力和电气式三类；按实验台同时能测车轴数不同，可分为单轴式、双轴式和多轴式三类。

在上述类型中，反力式滚筒制动试验台 (测制动力式)和惯性式滚筒制动试验台 (测制动距离式)获得了广泛应用。其中，特别是单轴反力式滚筒制动试验台应用最为普遍，国外车辆检测站所用制动检验设备多为这种型式。例如，苏联90%的制动检验设备为反力式滚筒制动试验台。在日本，反力式滚筒试验台是被运输大臣批准的制动检验设备。

惯性式跑板制动试验台有一定应用，但不普遍。

多功能综合试验台不仅能够检测车辆的制动性能，还能检测加速性能、滑行性能、燃烧经济性和车速表指示误差等，有的甚至还能进行底盘测功等多项实验。

2.2 总体设计思路

本次主减试验台结构设计将整个机械部分的设计分为了三个主要部分。分别是试验台支撑机构的设计，工作机构的设计，配重提升机构的设计。

试验台整体支撑框架的设计需要满足对整个工作机构、配重机构、夹具系统以及提供翻转动力的电机的定位支撑。采用螺钉联结的方式对需要放置在支撑机构上的零部件进行固定，同时应考虑其具有足够的强度来支撑整个测试系统。

试验台工作机构的设计主要有三个要重点考虑的问题。首先要能够传送电机的动力，在电机启动时由于试验台本身的阻力矩以及主减速器的阻力矩的存在，要求传动系统要具有一定的降低转速增大扭矩的功能。其次要保证在线检测的关键零件扭矩传感器接入整个系统，并且能够平稳的运行。最后还要实现动力输出轴和主减速器输入轴的柔性连接。

工作机构首先要具有减速增扭的装置，这里采用一个二级行星齿轮减速器来

实现。动力从电动机的输入轴传送到减速器的输出轴后直接将扭矩输送到扭矩传感器，在传感器的另一端通过一个花键套再次将动力传送给花键轴。花键套（带有内花键）和外花键轴进行配合，由于设计外花键轴允许有一定的轴向位移，这种配合方式可以保证试验台可以对三种不同主减速器进行检测。最后在传动系统的末段，根据主减速器的输入轴设计一个连接法兰，保证传动系统的动力能够稳定传送到主减速器输入轴。最后设计出工作机构整体支撑结构。

配种提升机构首先要有提供动作机构，在这里我选择利用一个气缸来提供动力，然后通过链轮组件将配重杆与气缸顶升杆支架连接在一起，实现整体的移动。配重杆上装有相应重量的配重块。

3 主减速器实验台的机械结构设计

3.1 实验台整体结构设计

实验台的整体结构包括支撑机构、翻转机构、工作机构、传动机构等。它的总体机构是立式，主要有扭矩传感器、伺服电机、减速机、行星减速器、直线滑轨、链轮组件、气缸、安装板、配重机构等组成，其结构如图3-1所示。

本次试验台的主体外形框架是通过利用几块钢板（板厚16mm，材料为Q235）焊接而成。框架从外形上看似方形，其结构如图3-1所示。中间竖直支撑钢板1上安装两个直线滑轨17，顶升杆安装板4、伺服拧紧轴支撑机构6与导轨滑块17通过螺钉连接在一起，与滑块一起上下滑移实现拧紧轴与被测工件的连接与脱落。气缸支架7通过螺钉联接固定在中间竖直支撑钢板1上。

该实验台的翻转机构安装在中间竖直支撑安装钢板的上部，当工件被放置到工位定位夹紧之后，启动电机将其翻转180°。为了避免翻转后被测工件松动或因惯性不能及时停下，在中间竖直支撑板上还设置了调整定位机构。当工件翻转180°后，通过调整调整螺栓将其固定，之后才进行有关项目的测试。

该试验台的工作提升机构都是通过气缸顶升杆的移动来实现的，在未进行检测安装之前，粗算出工作机构和其固定机构的重量以确定配重块的重量和数目。工件定位之后，按下启动按钮，气缸顶升杆开始移动，带动伺服拧紧轴向上移动。当拧紧轴输出端上的连接法兰与主减速器输入端刚接触时，连接法兰上的连接销不可能一下就能和主减速器输入端连接上，此时气缸顶升杆继续上移，拧紧轴内的弹簧被压缩。当弹簧被压缩到一定程度时（预设弹簧压缩量为15mm）,气缸停止上移，此时启动工作机构电机，伺服拧紧轴开始转动，带动连接法兰一起转动。开始转速较小，当连接销转到主减速器输入端的连接孔时由于弹簧的作用力使连接销快速插入孔中实现两者之间的联接。此后调整转速进行检测。顶升杆的行程是通过调整螺钉来实现的。

图3-1：实验台整体结构示意图

1.竖直中间支撑钢板 2.伺服电机 3.二级行星减速器 4.顶升杆安装板 5.扭矩传感器 6.伺服拧紧轴支撑机构 7.气缸支架 8.调整螺栓 9.被测工件支撑板 10.气缸 11.链轮组件 12.配重机构 13.水平接地支撑板 14.翻转机构支撑座

15.减速器 16.减速器支承座 17.直线导轨 18.连轮组件支承座 19. 接近开关安装座20.接近开关感应块 21.感应块安装板 22.调整螺钉

3.2 工作机构的设计

3.2.1 伺服系统

伺服系统有交流伺服和直流伺服系统，交流伺服使用的是交流伺服电机，直流伺服使用的直流伺服电机。这两种电机各有优缺点：⑴直流伺服电机的机械特性是线性的，转矩随着转速的增加而均匀下降。而交流伺服电机的机械特性是非线性的，且特性的斜率随着控制电压的不同而变化。⑵直流伺服电机由于需要电刷和换向器，因而带来不少如结构制造工艺复杂、容易发生故障等严重缺陷；交

流伺服电机不需要电刷和换向器，因此结构简单、运行可靠、没有无线电干扰等优点。

我们选用的是松下的伺服系统，型号是中容量小惯量的MSMA型，电机功率是2KW。其型号为MSMA202P1G,具体参数如表3.1。它具有高性能，高精度，高响应，耐环境性的全数字化伺服控制系统，可进行精确。它具有以下特点：

a.在驱动器中，由于采用了高性能的 CPU，所以大大提高了机器响应性，具有多功能，高性能；

b.电机低速性能好，便于控制，可以准确控制其扭矩。频繁起动性能好，适合大批量生产的要求。电机的整体全部密封设计，采用高热传导设计，浇铸处理，达到紧凑外形设计和高散热性，无须电扇散热，从而延长马达的寿命。高密度线圈，使最大转矩可达额定值的400%；

c.采用高分辨率编码器 (17bit)；

d.由于防震控制的高适应性和机械共振滤波器的使用，自动协调性能提高使用更为方便；

e.伺服驱动器安装体积很小，使用方便,结构紧凑，同时，控制性能大大提高；

f.不再出现象步进电机那样的锯齿和失速现象，稳定的转矩特性，平稳的运行；

g.具有时时自动调整的功能，使得操作方便；

h.电机轴带有绝对位置编码器，可以进行绝对位置控制。

表3.1 松下伺服电机MSMA202P1G

3.2.2 减速器的设计

在本次设计的试验台中，有两处要用到减速器，一处是在翻转机构中，一处工作机构中（拧紧轴）。在翻转机构中我们选用的是台湾聚盛减速机，该减速机具有如下特点：

小型轻量化 ： 重量：1.5～80kg 长度：90.5～250mm;

正整数比： 比数从3～1000比;

低背隙、全系列单段≤6弧分;

适用于各厂牌伺服、步进电机;

密封式设计: 不必换油，安装方便;

高转矩，低惯性矩 转矩：4.3～114/42.5～1120kgf*m/Nm

低惯性矩：0.306～9.35kg*cm2

减速比：从3~1000

本次设计中选用的型号为：VGM行星减速器MF120S,减速比为25。

在工作机构中所选用的是自己设计的二级行星齿轮减速器，其结构如图3.2

所示。

图3.2：二级行星齿轮减速器结构示意图

1.伺服电机连接法兰 2.电机齿轮轴 3.高速级行星齿轮 4.太阳轮箱体 5.低速级行星齿轮 6.高速级行星轮架 7.低速级行星轮架

3.2.2.1 行星齿轮传动基本尺寸计算

该二级行星齿轮减速器齿轮减速机构传动简图如图3.3所示。

伺服电机

MSMA202P1G

rpm

rpm

KW

Nm

Z3=47

Z2Z1=13

Z5=15

4=16

Z6=47

n

图3-3减速器传动结构示意简图

齿数选择

查机《械传动设计手册》得，由于齿轮齿面是硬齿面，所以Zmin≥12。根据行星齿轮传动所满足的装配条件、同心条件和邻接条件，初选第一级小齿轮的齿数为z1=13，内齿轮齿数为z3=47，行星轮齿数z2=17。第二级小齿轮的齿数为z4=16，内齿轮齿数为z6=47，行星轮齿数z5=15。

输出转速n输出：

n输出=n电机÷（[1+z3z)(1+6)] z1z4

z3z)⨯(1+6)=18.1731 z1z4（1+减速器总传动比为：i减速器=

由于第一级和第二级共用一个太阳箱体，其参数需综合考虑。并且第二级相比第一级受到的扭矩较大。其模数初步计算如下：

初步计算齿轮的主要参数

按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数m

齿轮材料和热处理的选择：中心小齿轮Z4和内齿轮Z6材料均为40Cr，调质、齿部高频淬火，齿面硬度为48-52HRC，据《行星齿轮传动设计》第六章图6-14和图6-29，取σHlim=1150Nmm2和σFlim=350Nmm2，中心小齿轮Z4和内齿

轮Z6的加工精度7级；行星轮Z5采用40Cr，调质、齿部高频淬火，齿面硬度为48-52HRC。据图6-14和图6-29，取σHlim=1150Nmm2和σFlim=350Nmm2，行星轮Z5的加工精度7级。

按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数m2为:

m2=KmTKKYzσ1AFp

2

d1Fa1 Flim

确定公式内各计算数值

现已知z4=16，σFlim=350Nmm2。

小齿轮的名义转矩T4=29.4N∙m

Km——算式系数，对于直齿轮传动Km=12.1；由表6-5查取综合系数，取KF∑=1.8；按表6-6查取使用系数KA=1.6；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数KHp=1.2，由公式（7-12）可得KFp=1+1.5（KHp-1）=1+1.5（1.2-1）=1.3；由图6-22查得齿形系数YFa1=2.66取齿宽系数φd=1.3。则得齿轮模数m2为

m2=12.29.4⨯1.6⨯1.8⨯1.3⨯2.66=1.726mm 21.3⨯16⨯350

取齿轮模数m2=2。

啮合参数计算

采用角度变位齿轮传动，模数m=2,齿顶高系数h*a=1，顶隙系数c*=0.25，压力角α=20︒。根据《机械设计手册》图13-1-4得：齿轮外啮合系Z∑=31时，x∑=0.555，取x4=0.29 则x5=Z∑-x4=0.265。

外啮合齿轮啮合角：

invα'=2(x4+x5)tanα2⨯0.555⨯tan20︒+invα=+inv20︒=0.028 Z4+Z531

α'=22.58︒

则：实际中心距 a='coαsa=31.6 coαs'

a'-a31.6-31中心距变动系数 y===0.3 m2

齿顶高变动系数 ∆y=x∑-y=0.555-0.3=0.255

基本尺寸计算：

分度圆直径： d4=z4m=16⨯2=32mm

d5=z5m=15⨯2=30mm

2a'2⨯31.5 节圆直径： d4===32.5mm μ+1+116'

d5=μ⨯d4=30.5mm

齿顶高： ha4=(h*a+x4-∆y)m=(1+0.29-0.255)⨯2=2.07mm

ha5=(h*a+x5-∆y)m=(1+0.265-0.255)⨯2=2.02mm 齿根高： hf4=(h*a+c*-x4)m=(1+0.25-0.29)⨯2=1.92mm

hf5=(h*a+c*-x5)m=(1+0.25-0.265)⨯2=1.97mm ''

齿顶圆直径： da4=d4+2ha4=32+2⨯2.07=36.14mm

da5=d5+2ha5=30+2⨯2.02=34.04mm

齿根圆直径： df4=d4-2hf4=32-2⨯1.92=35.84mm

df5=d5-2hf5=30-2⨯1.97=33.94mm 齿顶圆压力角：αα5=arccosr5cosα15cos20︒=arccos=34.2︒ rα517.04

r4cosα16cos20︒=arccos=33.6︒ rα418.04αα4=arccos

Z4、Z5轮传动的重合度为：

1[Z4(tanαa4-tanα')+Z5(tanαa5-tanα'）] 2π

1 = [16(tan33.6︒-tan22.58︒)+15(tan34.2︒-tan22.58︒)]=1.264 2πεα=

经综合考虑，第一级齿轮传动中模数m1同样取为2mm，第一级齿轮参数计算如下：

采用角度变位齿轮传动，模数m=2,齿顶高系数h*a=1，顶隙系数c*=0.25，压力角α=20︒。根据《机械设计手册》图13-1-4得：齿轮外啮合系

Z∑=30时，x∑=0.265，取x1=0.265 则x2=Z∑-x1=0。

外啮合齿轮啮合角：

invα'=2(x1+x2)tanα2⨯0.265⨯tan20︒+invα=+inv20︒=0.0214 Z1+Z230

α'=22.5︒

则：实际中心距 a'=coαsa=30.5 'coαs

a'-a30.5-30中心距变动系数 y===0.25 m2

齿顶高变动系数 ∆y=x∑-y=0.265-0.25=0.015

基本尺寸计算：

分度圆直径： d1=z1m=13⨯2=26mm

d2=z2m=17⨯2=34mm

2a'2⨯30.5 节圆直径： d1===26.5mm μ+1+113'

d2=μ⨯d1=34.5mm

齿顶高： ha1=(h*a+x1-∆y)m=(1+0.265-0.015)⨯2=2.5mm

ha2=(h*a+x2-∆y)m=(1+0-0.015)⨯2=1.97mm

齿根高： hf1=(h*a+c*-x1)m=(1+0.25-0.265)⨯2=1.97mm

hf2=(h*a+c*-x2)m=(1+0.25-0)⨯2=2.5mm ''

齿顶圆直径： da1=d1+2ha1=26+2⨯2.5=31mm

da2=d2+2ha2=34+2⨯1.97=37.94mm

齿根圆直径： df1=d1-2hf1=26-2⨯1.97=22.06mm

df2=d2-2hf2=34-2⨯2.5=29mm 齿顶圆压力角：αα1=arccosr1cosα13cos20︒=arccos=38︒ rα115.5

r2cosα17cos20︒=arccos=32.6︒ rα218.97αα2=arccos

Z1、Z2轮传动的重合度为：

1[Z1(tanαa1-tanα')+Z2(tanαa2-tanα'）] 2π

1 = [13(tan38︒-tan22.5︒)+17(tan32.6︒-tan22.5︒)]=1.37 2πεα=

传动效率的计算 传动效率可按公式ηb

axx1-iabηxx=进行近似计算，取η=0.98，已知z1=13，x1-iab

x=-z3=71，由iabzb47x1可得ia=-=-3.6154 1b1za13

b

axx1-iabηx1+3.6154⨯0.98==0.98 则第一级行星齿轮传动效率η1=η=x1-iab1+3.6154

2x1-iax21+2.9375⨯0.98b2η===0.98 x21-ia2b21+2.9375第二级行星齿轮传动效率η2=ηb2

a2x2

3.2.2.2 行星齿轮传动受力分析

为了对行星齿轮传动中的齿轮、轴和轴承等零件进行强度计算，便需要分析行星齿轮传动中构件的受力情况。行星齿轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮、转臂、内齿轮和行星齿轮轴及轴承等。在进行受力分析时，首先假设行星齿轮传动为等速旋转，多个行星轮受载均匀，且不考虑摩擦力和构件自重的影响。因此，在输入转矩的作用下各构件处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力。在此平衡状态下，分析和计算各构件上所受的力和力矩。

为了计算轮齿上的作用力，首先需要求得行星齿轮传动中输入件所传递的额定转矩。在已知原动机（电动机等）的名义功率P和同步转速n的条件下，其输入件所传递的转矩TA可按下式计算，即

TA=9549P1 n1

在行星齿轮传动中，该输入转矩TA通常应取决于工作机所需的额定转矩TB（或额定功率P2）。当工作机在变负荷下工作时，该额定转矩TB是指在较繁重的连续的正常工作条件下使用的转矩（或功率）。

在行星齿轮传动中，一个啮合齿轮副的受力分析与计算与普通定轴齿轮是相同的。对于直齿园柱齿轮传动，由于轮齿的螺旋角β=0，法向压力角αn=α，故其轴向力Fa=0，则可得 切向力Ft=2000T1(N) d1

在行星齿轮传动中，由于其行星轮的数目通常都大于1，即np≥1，其均匀对称地分布于中心轮之间；所以，在2Z-X型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂x）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