工程机械设计-行星变速器设计说明

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。
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末页 nt+αnq-(1+α) nj = 0
结束 nt=0 传动比=nq/nj=（1+α）/α
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输出nq
输α
上页 条件：主动件-太阳轮，被动件-齿圈，固定件-行星架。
主动件
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上页 六）增速反向传动：传动比=-1/ α
下页 条件：主动件-齿圈，被动件-太阳轮，固定件-行星架。
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nt+αnq-(1+α) nj = 0
nj=0
传动比=nq/nt=-1/ α
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单排行星齿轮机构的传动方案
1档 2档 倒档 超速或4档
理论内力矩是不考虑摩擦，等速运动。
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对双行星轮的行星排可用类似方法求得理论内力矩关系式为：
Mt Mq M j
1 ( 1)
从以上方程式可知：三个未知数，二个方程式，因此只要知道 三元件中的一个力矩，其余二个力矩就可求出；三个元件中任 意二个元件的内力矩之间存在固定的关系，它由行星排内在的
太阳轮nt
行星架nj
单行星轮行星排取“＋”号，
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双行星轮行星排取“－”号。
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下页 令太阳轮齿数为Z1、半径为r1，齿圈齿数为Z2、半径为r2。设 末页 α=Zq/Zt=r2/r1；则有公式: nt+αnq-(1+α) nj = 0。 结束 分别把三元件中任一元件当主动件，被动件及固定件就可以得到以下
行星传动的闭锁: 在行星传动中如果某一行星排的太阳 轮、行星架、齿圈三个元件任意两个的转速相等，第三件的 转速也必然与前两个相等。
实际设计中，常利用这个方法(闭锁离合器)实现直接档。
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二、单排行星传动转矩分析 1、行星排的理论内力矩关系式
输入nt
制动nq 输出nj
首页 二) 减速：传动比=1+α
上页 条件：主动件-太阳轮，被动件-行星架，固定件-齿圈。
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末页 nt+αnq-(1+α) nj = 0
结束 nq=0
传动比=nt/nj=1+α
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输入nq 制动nt
输出nj
二）减速：传动比=（1+α）/α
的转速亦必和其它两个元件的转速相等，整个行星排成一体
转动，称为“闭锁”。
⑶ 行星排三元件转速间的关系与元件的连接（谁为主
动件，谁为从动件）情况无关。
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上页 行星轮相对行星架的转速可由下式求得：
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nx
(nt
n
j
)
Zt Zx
(nq
n
j
)
Zq Zx
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不同的传动方案：
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齿圈nq
太阳轮nt
行星架nj
首页 一）不传递动力：传动比=0
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下页 条件：三个元件自由转动
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nt+αnq-(1+α) nj = 0
结束 对于双行星行星排为： nt nq ( 1)n j 0
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nt+αnq-(1+α) nj = 0
结束 nj=0
传动比=nt/nq=-α
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nq
nt
刚性联接nj
首页 四）直接传动：传动比=1 上页 条件：任何两元件被刚性联接。
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末页 nt+αnq-(1+α) nj = 0 结束 nj= nt或nj= nq或nt= nq 传动比=1
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盘式制动器
结束
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带式制动器
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行星式动力换档变速箱优点：
①由于同时有几个齿轮传递动力，可以采用小模数齿 轮；
②零件受力平衡，轴承、轴、壳体等受力较少，可以 设计得尺寸小，结构紧凑；
③结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长；
④由于换档主要使用制动器，使用固定油缸和固定密
制动nq
输出nt
输入nj
五）增速传动：传动比=1/ （1+α ）
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上页 条件：主动件-行星架，被动件-太阳轮，固定件-齿圈。 下页 nt+αnq-(1+α) nj = 0
末页 nq=0
结束
传动比=nj/nt=1/ （1+α ）
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被动件
输出nt
输入nq 制动nj
封，避免了大量的旋转油缸和旋转密封，操纵系统 首页 可靠性提高；
上页 ⑤由于制动器布置于变速箱的外周，尺寸大，容量大，
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而且控制方便；
结束 ⑥许多常用的行星传动形式效率较高。
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6.2 单排行星齿轮机构运动学、动力学分析 一、运动分析
齿圈nq
行星轮