行星式动力换挡变速器设计说明书
第六章 动力换档变速箱 行星
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
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。
ZL40装载机行星式动力换挡变速箱设计说明
引言
1.装载机概述
装载机的应用广泛，在生活中被普遍应用于公路、铁路、建筑、水电、港口、等方面，它的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也能够铲掘岩石、硬土等，要是使用其他的辅助工作装置，还能够进行推土、起重和装卸其他物料的作业。在道路尤其是在高等级公路施工中，装载机通常用来填挖路基工程、沥青以与水泥混凝土料场的集料、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，因而在国外得到迅速发展，成为土石方工程施工的主要机种之一
1.4
两自由度行星变速箱是根据每个挡位行星机构并连起来形成的。在选择每个挡位的传动方案并组成行星变速箱传动方案时，可以参考下述原则：
1.凭借尽量较少数目的行星排来实现对应的不同挡位；
2.在合适的α值下，能较准确地实现各挡传动比，使结构紧凑；
3.当每个挡位开始工作时，行星轮相对于行星架的转速不能够太高，当行星排传递功率时，齿圈和太阳轮轴在理论上都不承受径向载荷，不过行星轮轴却要受到径向载荷，所以不仅要确保行星轮轴承在结构上拥有较好的润滑，而且要对它的最高转速进行约束，通常在行星轮转传递功率的时候，行星轮相对行星架的转速应该小于5000 r/min。
近年来，装载机在国外的发展趋势可以按以下几个方面来总结。
（1）产品形成系列，规格向两头延伸
产品开发变为系列，并在发展大型轮胎式装载机的同时向小型化发展，产品系列化、成套化、多品种化成为主流。大小规格往两头延伸同时向高卸位、远距离作业方向发展。
行星齿轮变速器设计说明书
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 。
变速箱换挡控制说明
结论 双涡轮液力变矩器相当于两挡自动变速箱，可相应减少变速箱挡数，以简化变速箱结构。
4-16
4-15
高速轻载时 超越离合器分离， 2Ⅱ单独传递动力。 低速重载时 超越离合器接合， 2Ⅰ和2Ⅱ共同传递动力。
行星变速机构由两个相同的简单行星排组成。
简单行星排六种方案传动比 表4-3
2.CL7铲运机行星变速箱
图4-14 CL7铲运机变速箱传动简图
变速箱组成 a.前行星变速箱 第一行星排。 b.后行星变速箱 第二、三、四行星排。 （2）自由度和挡数分析 a.前行星变速箱 两个操纵元件，可实现两个挡。 b.后行星变速箱 ①结构分析：五个旋转构件（B、C、D、E、2）。 ②自由度分析：Y = m – p = 5 – 3 = 2（m、p分别为旋转构件数和行星排数）。 ③挡数分析：二自由度，四操纵元件，可实现四个挡。
（4）“三合一”机构
01
几个齿轮同时传递动力，可采用小模数齿轮 。
02
零件受力平衡，轴承、轴、壳体等受力较小，结构紧凑，尺寸小 。
03
结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长。
04
换挡主要采用制动器、固定油缸和固定密封，避免了大量的旋转油缸和旋转密封，操纵系统可靠性提高。
05
制动布置于变速箱外周，尺寸大，工作容量大。
组成 啮合套X和齿轮E、F、G、H等。
工作原理 将啮合套X接合，则车轮带动变速箱输出轴转动，通过齿轮E、F、自由轮9传给齿轮G、H，带动转向泵8和发动机转动，从而解决了发动机熄火后不能拖起动、拖转向和拖行时制动的问题。
发动机起动后，转速很快升高，动力传到不能反向传动的自由轮9时便被切断，以防止“三合一”机构被损坏；发动机起动后同时也应即行摘开啮合套X。
ZF自动变速器行星排设计任务书
年月日
700-2100rpm
275kw/2100rpm
1550Nm/1100-1400rpm
2、传动系传动比
1挡
2挡
3挡
4挡
5挡
6挡
分动器
车桥主减速器
5.6
3.43
2.01
1.42
1
0.83
0.89/1.536
5.933
3、传动轴材料
发动机输出轴
中后桥输出轴
前桥输入轴
中桥半轴
40Cr
40Cr
40Cr
40Cr
4、前后桥扭矩比1:2.696
液力变矩器的变矩系数1.98
5、驱动形式：6X6
6、总质量20吨
二、工作内容：
1、行星齿轮传动的传动类型和传动简图
2、行星齿轮的选择
3、行星齿轮传动的强度验算
4、行星齿轮传动的结构设计
5、设计图纸一张
任务书
3．对毕业设计成果的要求：
1.毕业设计说明书
2.图纸
3.外文翻译
4．毕业设计工作进度计划：
起迄日期
工作内容
2017年
2月13日~3月3日
3月5日~3月10日
3月13日~5月10日
5月11日~5月15日
查阅相关文献，学习相关设计软件，完成开题报告与外文翻译；
完成开题答辩及开题报告修改；
完成设计说明书及图纸初稿、指导教师评阅、定稿
毕业设计的评阅、答辩
学生所在系审查意见：
任务书
1．毕业设计的任务和要求：
培养专业思想，提高对汽车性能计算分析和结构设计的能力，学会查找使用标准、规范、图册和相关技术资料，掌握汽车设计和计算的技能。
行星齿轮式动力换挡变速箱设计
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。
行星齿轮变速器设计说明书(免费版)
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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
第五章第三节 行星式动力换档变速器
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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行星动力换档变速器
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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）
工程机械设计-行星变速器设计说明
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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
2020年10月10日7时56分 13
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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行星式动力换档变速箱
适用范围有限
由于行星式动力换档变速 箱的成本和结构复杂度较 高，因此主要应用于高端 车型或专业用途换档变速箱适用于需要高性能和出色操控性的汽车，如跑车、赛车 等。
专业用途车辆
行星式动力换档变速箱适用于需要承载大扭矩和适应恶劣路况的专业用途车辆， 如越野车、重型卡车等。
行星式动力换档变速箱能够适应不同的驾 驶需求和路况，如城市道路、高速公路、 山区等，使车辆具有更好的适应性。
局限性
01
02
03
成本高
行星式动力换档变速箱的 结构复杂，制造成本较高， 因此车辆搭载该变速箱会 导致成本增加。
维修困难
由于行星式动力换档变速 箱的结构复杂，维修起来 相对困难，需要专业人员 和设备进行维修。
离合器机构
离合器机构是行星式动力换档变 速箱的重要组成部件之一，它负
责控制动力的传递和切断。
离合器机构包括主动片、从动片 和压盘等部件，通过压盘对主动 片和从动片的压紧或放松，实现
动力的传递或切断。
离合器机构的设计和性能直接影 响变速箱的性能和车辆的动力表
现。
操纵机构
操纵机构是行星式动力换档变速箱的 控制部分，它负责接收驾驶员的换档 指令，并控制离合器和齿轮机构的动 作，实现换档功能。
行星式动力换档变速箱
目录
• 行星式动力换档变速箱概述 • 行星式动力换档变速箱的组成 • 行星式动力换档变速箱的换档过程 • 行星式动力换档变速箱的优点与局限性 • 行星式动力换档变速箱的应用与未来发展
01 行星式动力换档变速箱概 述
定义与特点
定义
行星式动力换档变速箱是一种具 有变速、变向和变矩功能的传动 装置，广泛应用于各类机械和车 辆中。
04 行星式动力换档变速箱的 优点与局限性
ZL20装载机行星式动力换挡变速箱设计说明书
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。
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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。
上图2构件无法引至箱体排除。
第三组：1、2、9⑴⑵⑼⑼⑴⑵⑵⑼⑴o 1 2 2 o 1 1 2 oR o 1 1 R o o 1 Ri i i i i i i i i第三组中第一种排法o无法伸出，第二种排法R无法引至箱体，第三种o不能连接；全部排除。
第四组：1、4、5⑴⑷⑸⑴⑸⑷⑷⑴⑸o R R o R R R o RR o o R o o o R oi 1 2 i 2 1 1 i 2以上三组各有若干制动件无法连至箱体，故全部排除。
第五组：1、4、8⑴⑷⑻⑴⑻⑷⑷⑴⑻·o R i o i R R o iR o R R R o o R Ri 1 2 i 2 1 1 i 2第五组三种排法均有部分旋转构件不能连在一起，全部排除。
第六组：1、4、9⑴⑷⑼⑴⑼⑷⑷⑴⑼o R 2 o 2 R R o 2R o 1 R 1 o o R 1i 1 i i i 1 1 i R第六组排法均有部分构件无法连接，全部排除。
第七组：1、5、9⑴⑸⑼⑴⑼⑸⑸⑴⑼o R 2 o 2 R R o 2R o 1 R 1 o o R 1i 2 i i i 2 2 i i本组排法均有部分构件无法连接，全部排除。
第八组：1、8、9⑴⑻⑼⑴⑼⑻⑻⑴⑼o i 2 o 2 i i o 2 R R 1 R 1 R R R 1 i 2 i i i 2 2 i i 第八组第一种排法可以考虑；第二、三种排法有构件无法连接，故排除。
⑵⑷⑸⑵⑸⑷⑷⑵⑸1 R R 1 R R R 1 Ro o o o o o o o oi 1 2 i 2 1 1 2 i第九组中第一种排法1构件无法连接；第二种排法1构件无法连接，2构件无法引至箱体；排法三R无法连接，2构件无法引至箱体。
全部排除。
第十组：2、4、8⑵⑷⑻⑵⑻⑷⑷⑵⑻1 R i 1 i R R 1 io o R o R o o o Ri 1 2 i 2 1 1 i 2第十组三种排法结构上均不可实现，故排除。
第十一组：2、4、9⑵⑷⑼⑵⑼⑷⑷⑵⑼1 R2 1 2 R R 1 2o o 1 o 1 o o o 1i 1 i i i 1 1 i i第十一组第一、三种排法都可作考虑。
第二种排法o无法连接，排除。
第十二组：2、5、8⑵⑸⑻⑵⑻⑸⑸⑵⑻1 R i 1 i R R 1 io o R o R o o o Ri 2 2 i 2 2 2 i 2第十二组中第一种和第三种排法2的制动件不容易引至箱体，故排除，第二种排学两个o 连不到一起，故排除。
⑵⑸⑼⑵⑼⑸⑸⑵⑼1 R2 1 2 R R 1 2o o 1 o 1 o o o 1i 2 i i i 2 2 i i第十三组排法均有不能连在一起的构件，全部排除。
第十四组：2、8、9⑵⑻⑼⑵⑼⑻⑻⑵⑼1 i2 1 2 i i 1 2o R 1 o 1 R R o 1i 2 i i i 2 2 i i第十四组第一、三种排法有构件无法连接，排除；第二种排法可考虑。
第十五组：4、5、8⑷⑸⑻⑷⑻⑸⑸⑷⑻R R i R i R R R i o o R o R o o o R 1 2 2 1 2 2 2 1 2第十五组的三种排法1或2旋转构件制动器无法连到箱体，故排除。
第十六组：4、5、9⑷⑸⑼⑷⑼⑸⑸⑷⑼R R 2 R 2 R R R 2 o o 1 o 1 o o o 1 1 2 i 1 i 2 2 1 i 第十六组的三种排法都有构件不能连接，故全部排除。
⑷⑻⑼⑷⑼⑻⑻⑷⑼R i 2 R 2 i i R 2o R 1 o 1 R R o 1 1 2 i 1 i 2 2 1 i第十七组各种排法都有构件无法连接，故全部排除。
第十八组：5、8、9⑸⑻⑼⑸⑼⑻⑻⑸⑼R i 2 R 2 i i R 2 o R 1 o 1 R R o 1 2 2 i 2 i 2 2 2 i第十八组中都有构件无法连接，所以排除。
11、根据传动示意图绘制传动简图。
选择两个理想的示意图绘制传动简图优选条件：⑴、制动件能够引至箱体；⑵、传动效率高；⑶、构件连接迂回少、套轴少。
通过对传动示意图的分析，优选出以下两种排法。
方案1：第二组第三种排法：⑻⑴⑵.方案2：第十一组第三种排法：⑼⑵⑷方案1：1.59 3.052.33方案2：12、绘制功率流线图并计算循环功率㈠、方案1：当1制动时，只有第三排参与传动。
当R制动进，只有第二排参与传动。
当2制动时，前两排参与传动。
⑴计算基本元件的转速。
其各构件的转速方程:+1.59n i−2.59n R=0n2=02n+3.05n o−4.05n R=0n o=808.93r/minin i=1660r/min n R=1019.07r/min=02⑵基本元件的转矩。
由i2=2.05得M o=−i2×M i=−2.05×420=−861N∙m第二排基本元件的转矩：M q2=−M0=861N∙m=282.30N∙mM t2=M q23.05M j2=−(1+3.05)M t2=−1143.32N∙m 第一排基本元件的转矩：M j1=−M j2=1143.32N∙m=−441.43N∙mM t1=−M j1(1:1.59)M q1=1.59×M t1=−701.88N∙m⑶计算功率。
=73.01kw输入功率： N i=2πM i n i60不计损耗下输出功率：N o=−N i=−73.01kw=−122.01kw基本元件传递的功率：N q1=2πM q1n i60=49.07kwN t2=2πM t2n i60=122.01kwN j1=2πM j1n R60N j2=−N j1=−122.01kw⑷绘制功率流线图。
根据以上计算可得下图：⑸循环功率分析。
由以上计算可知：机构的输入功率为73.01kw，如果不计损失，输出功率等于输入功率。
但由于结构上的原因，内部产生了循环功率，第一排齿圈、行星架和第二排的行星架传递主功率和循环功率，其中主功率为73.01kw，循环功率为49.07kw；第二行星排太阳轮只传递循环功率，故其传递的功率为49.07kw。
㈡、方案2当1制动时，只有第二排参与传动。
当2制动时，有第一排和第二排参与传动。
当R制动时，有第二排和第三排参与传动。
1、对2制动时进行分析如下：⑴、计算基本元件的转速。
其各构件的转速方程：+2.73n2−3.73n1=0n2=0in i+2.33n1−3.33n o=0n1=445.04r/minn2=0n o=809.89r/min=1660r/mini⑵、基本元件的转矩。
输出转矩：M o=−i2M i=−2.05×420=−861N∙m第二排基本元件的转矩：M j2=−M o=861N∙m=−258.56N∙mM t2=−M j2(1:2.33)M q2=2.33×M t2=−602.44N∙m第一排基本元件的转矩：M j1=−M q2=602.44N∙m=−161.51N∙mM t1=−M j1(1:2.73)M q1=2.73×M t1=−440.93N∙m⑶、计算功率。
=73.01kw输入功率：输入功率： N i=2πM i n i60不计损耗下输出功率：N o=−N i=−73.01kw=−28.08kw基本元件传递的功率：N t1=2πM t1n i60=−44.95kwN t2=2πM t2n i60=28.08kwN j1=2πM j1n160N q2=−N j1=−28.08kw=73.01kwN j2=2πM j2n o60⑷、绘制功率流线图。
根据以上计算可绘制下图：⑸、循环功率分析。
由计算可知：机构的输入功率为73.01 kw，若不计损失，输出功率等于输入功率。
由循环功率图分析可知，2制动时无循环功率存在。
第一排太阳轮、行星架和第二排的齿圈传递主功率中的28.08 kw；第二行星排的太阳轮传递主功率中的44.95 kw。
功率传到第二排行星架时得到73.01 kw，即输出功率−73.01kw kw。
2、对R制动时分析如下：⑴、计算基本元件的转速其各构件的转速方程：+1.74n R−2.74n o=0n R=01n i+2.33n1−3.33n o=0n1=−1491.27r/minn R=0n o=−544.26r/min=1660r/mini⑵、基本元件的转矩。
输出转矩：M o=−i2M i=3.05×420=1281N∙m第二排基本元件的转矩：M t2=−M i=−420N∙mM j2=−M t1×(1+2.33)=1398.6N∙mM q2=2.33×M t1=−978.60N∙m第三排基本元件的转矩：M t3=−M q2=978.60N∙mM j3=−(1+1.74)×M t3=−2681.36N∙mM q3=1.74×M t3=1716.68N∙m⑶、计算功率。