浅谈某型减速器传动方式选择及均载设计

王艳娇，王永红，倪德，朱卓宇

（中国航发湖南动力机械研究所，湖南 株洲 412002）

行星齿轮因其整体尺寸小、结构紧凑、传动比高等优点，被广泛应用于各行各业。行星传动又因传动比的大小、转速的高低、整体尺寸的大小等因素，分为行星传动和星形传动两种。本文以某型减速器结构设计为例，通过对行星传动和星形传动的结构特点进行对比分析，说明行星传动的优势，并根据减速器的受载特点进行均载结构设计。

1 行星传动和星形传动的特点

行星传动中行星架、太阳轮绕总轴线转动，行星轮同时进行自转和公转，齿圈固定。星形传动中行星架固定，太阳轮、齿圈绕公共轴线转动，行星轮只自转，齿圈转速为输出转速。本文行星传动具有以下优势：

（1）传动比大，星行传动的传动比为：

（2）相同传动比的情况下，行星传动比星形传动结构要紧凑，重量较轻。

2 构型选取

2.1 设计指标

某型减速器设计功率为2000kW、输入转速6642r/min，输出转速2000r/min及重量要求≤80kg，且输入与输出轴线需同轴。

2.2 构型分析

根据减速器转速要求，进行配齿，其中取行星轮个数np=4。满足太阳轮齿数一致且强度可行要求，选取结果如下：（1）行星传动：Za=53,Zb=35,Zc=123；（2）星形传动Za=53,Zb=61,Zc=175。

式中，Za、Zb、Zc分别代表太阳轮、行星轮及齿圈的齿数。通过强度校核，行星传动和星形传动的齿轮及轴承均能满足使用寿命要求。重量方面，行星传动重量为78kg,星形传动重量为98kg。

2.3 选取结果

通过分析，行星传动在强度及重量方面均满足某型减速器设计要求，而星形传动重量指标不满足，故该减速器宜采用一级行星传动作为其基本传动构型。

2.4 减速器传动方案

该减速器行星传动方案主要由输入轴、太阳轮、行星轮、机匣、行星架、齿圈、输出轴等组成，输入齿轮轴与输入轴通过渐开线花键连接，花键齿侧定心并传递扭矩；输入轴及输出轴分别通过轴承支撑在机匣上。

3 均载机构设计

3.1 基本均载机构

行星轮系均载机构类型可分为以下两种：

（1）静定系统均载机构。采用基本构件自动调位的均载机构属于静定系统，其均载原理是通过系统中附加的自由度来实现均载，分别是：①有浮动基本构件的系统。即某个基本构件没有径向的支承，可理解为在径向它是可浮动的，称为浮动基本构件。②所有构件均为刚性连接的，而在工作过程中可自动调位的杠杆系统。

（2）静不定系统：①静不定系统为完全刚性的均载系统，即需全部通过构件的高精度，即只能通过严格控制零件的制造和装配误差来保证均载效果。②完全为弹性件的均载系统。即采用具有弹性的齿轮和弹性支承，在载荷不均的情况下，使弹性件产生相应的弹性变形，以实现均载的机械系统。

3.2 浮动构件的选取

因静不定均载系统需要保证零件加工精度较高、装配误差较小，控制难度较大。而静定系统中的杠杆联动均载机构结构非常烦琐，不易设计，本方案采用基本构件浮动的均载方式。由于太阳轮体积小、质量小、浮动灵活，与其连接的均载机构较容易制造，且便于安装，且减速器转速不高，更有利于太阳轮浮动均载效果的发挥。因此，该减速器行星轮系采用浮动的太阳轮进行均载，太阳轮通过花键与输入轴浮动连接。同时，行星齿轮采用自动调心球面滚子轴承支承，可以改善沿齿向方向的载荷分布，提高均载效果。

4 均载分析

减速器浮动件带来的径向浮动量若大于各主要构件误差造成的最大等效误差，则证明减速器的均载设计合理，补偿各因素引起的载荷分配不均，齿轮系均载效果良好。

4.1 等效误差分析

行星传动中各主要构件的制造误差是影响行星轮间载荷分布不均匀性的主要因素，主要有太阳轮、齿圈、行星轮、行星架和行星架上行星轴的偏心误差。

太阳轮偏心误差E1即太阳轮径向跳动公差Fra之半,即E1=Fra/2；行星轮偏心误差E2即行星轮径向跳动公差Frb之半，即E2=Frb/2；齿圈偏心误差E3即齿圈径向跳动公差Frc之半，即E3=Frc/2；行星架偏心误差E4即行星架轴孔对基准圆径向跳动公差之半，即E4=Frd/2。

行星架上行星轴孔中心切向误差e为行星轮孔轴线的位置度公差之半：e=Фa/2。

当选取太阳轮为均载构件时，将上述各个构件的误差折算到均载构件上，可求出均载构件的最大等效误差（径向位移量）为：

根据齿轮的基本参数和加工精度等级，减速器齿轮精度按GB/T 10095.1中的6级进行选取。浮动构件（太阳轮）的最大等效误差Emax=0.11。

4.2 均载机构径向浮动量

太阳轮作为浮动构件，整个行星轮系允许的径向浮动量为太阳轮和输入轴连接花键副允许太阳轮的径向浮动量与太阳轮和行星轮齿轮副径向浮动量之和。

（1）花键副允许太阳轮径向浮动量。太阳轮与输入轴的花键副允许的最大角位移为αn=30＇，太阳轮花键和轮齿的齿间距离为L=40mm，则太阳轮的最大浮动量Tmax=L×tanαn=0.35mm。

（2）齿轮副径向浮动量。太阳轮及行星轮齿轮副其允许的径向浮动量为：△M=Ca/cosα，式中：Ca=C×cosα；α为齿轮压力角，C为轮齿圆周侧隙。根据装配条件，行星传动实际最小齿厚上偏差需考虑最小法向侧隙Jbmin、齿轮和齿轮副的加工和安装误差等影响。

齿厚上偏差按等值分配，则有：

按GB/T10095.1中的6级进行选取太阳轮及行星轮轮齿参数误差。齿厚上偏差为EEss’=-0.0562，圆周侧隙最小值C=0.112，则其齿轮径向浮动量△M=0.112。

（3）总径向浮动量。行星轮系总的径向浮动量（△Y）为花键副允许的太阳轮径向浮动量与齿轮副的径向浮动量之和，则有：

△Y=△M+Tmax=0.462，大于构件的最大等效误差Emax=0.11。由此可知，均载结构设计合理。

5 结语

本文通过对某减速器方案及均载结构设计，可得结论如下：（1）在设计输入轴、输出轴同轴传动减速器时，行星传动因重量轻、结构紧凑，明显优于星形传动方案。（2）采用太阳轮为基本浮动构件的情况下，可按6级精度进行设计，均载性良好。（3）行星轮系因太阳轮受载较大，均载灵敏度高，且与其连接的均载机构较容易制造，便于安装，本方案宜选取太阳轮为浮动构件。