动，则行星齿轮机构完全失去传动作用。由几排行星齿轮机构组成的行星齿轮变速器，其传动比可根据上述单排行星齿轮机构特性方程式推导出来。常用行星齿轮传动的形式与特点从上表.分析，和最大功率均有限制，而本次设计功率很大为，因此它们都不合适，只可用，型，由于型在时不宜采用。由下节知传动比小于，因此选用型，即太阳轮为主动件，行星架为从动件，齿圈固定。由上节行星齿轮工作原理知传动比为式中为齿圈齿数为太阳轮齿数.传动比的确定确定发动机最大功率安装在履带车辆上的发动机，它的最大功率可以根据履带车辆以最大功率行驶的工况确定。通常以车辆在良好道路上用最大速度行驶所需的功率，确定为发动机最大功率。由于本设计是由电动机驱动主动轮，所以应该先算出发动机的功率，然后在用发动机的功率和电动机的功率进行比较，看电动机是否能满足车辆的使用要求。本次设计为履带车辆的主动轮减速器设计，整车参数如表.整车参数所示。表.整车参数主要参数满载质量每侧电动机功率电动机额定转速电动机最高转速电动机额定扭矩电动机最大扭矩电机尺寸主动轮半径最大车速最大爬坡度当知道路条件，以及车辆在此道路上行驶所要求达到的最大速度，发动机所需的最大功率由下式确定千瓦.式中车辆的全重十牛在良好道路上行驶，要求车辆达到的最大速度千米小时车辆在良好道路上行驶的地面阻力系数车辆效率。对上表给出的履带车辆的参数，用式.计算它的发动机最大功率比较困难。因为在公式中仅和为已知，和值是难于确定的。因此，必须参考现有坦克的实验数据进行选择，计算得到的发动机最大功率是个概略的数值。已经给出的最大速度，是在良好道路上行驶所能达到的，也就是在地面变形阻力系数很小和坡度很小的路面上行驶所能达到的。坦克行驶的地面阻力系数可表示为由良好道路路面坡度很小，故式中路面的坡度，等于在所研究的路段上坡高度和水平距离之比。在上述条件下行驶时可采用下列数值本次设计的坦克采用上述经验值履带车辆效率的计算，功率传递由电动机传到连轴器在传到变速箱减速器，分别取为电动机，连轴器，变速箱。按上述方法确定后，应根据实际情况选择现有发动机或设计新的发动机。还应指出，在确定最大功率时，既要考虑到发展的可能性。可将选大点，以适应履带车辆坦克火力的发展。如增加武器或加大口径和变型车辆的需要。另外，还应考虑履带车辆坦克的使用条件，如在高原地区使用，高度增加米，发动机功率下降，应该相应的提高发动机功率。因此，由上述公式得本设计提供的两台电机共为，大于，故提供的电机满足要求。确定传动比传动方案选择以后，应该先确定传动比。选择的传动比应符合车辆动力性和经济性要求。本次设计为电动机驱动，与普通柴油汽油机驱动不同。由于普通车辆驱动形式过程中所遇到的阻力变化很大，因此有必要在发动机和驱动轮之间装个有若干档位的变速器。而电动车辆由于电动机外特性的原因，不需要很多的档位，仅需要个档位。由于电动车辆经济性研究还不够深入，由于时间和能力上的限制，在本次设计中经济性的考虑放在次要位置，主要以动力性为考虑依据，即传动比应满足最高车速，加速时间，爬坡度的要求。履带车辆传动装置的最大传动比和最小传动比的比值成为车辆的传动范围，以表示以坦克为例说明式中坦克传动装置最抵挡的总传动比坦克传动装置最高档的总传动比。由公式可知为挡最大速度为坦克最高速度。发动机在工况定时，这个数值意味着传动装置能够改变坦克速度或牵引力的范围或倍数。为了确定传动范围必须先确定最高档的传动比和最低档或挡的传动比。根据在坦克设计中已确定的主动轮半径，坦克最大速度以及发动机的外特性，即可求最高档的总传动比。现在要确定挡的总传动比，即挡的减速比，由于经过电机直接传动至减速器，再传至主动轮。但若选小了，发动机最大功率确定以后，最低档的单位牵引力较低若选的过高，可能使太低，同时由于挡单位牵引力过高有可能超过地面附着的限制而发不出来。这两种情况都不利于坦克的机动性。挡总传动比必须根据设置挡的目的来确定。通常，坦克在挡时等速行驶所必需的牵引力值，根据在爬最大坡度时所遇到的最大地面阻力确定的。坦克能克服的最大坡度角，在战术技术要求中已作了规定。为了克服此坡度角，坦克等速行驶所需要的牵引力为.式中坦克重量十牛具有最大爬坡角的路面的地面变形阻力系数最大坡度角主动轮半径米坦克在最大坡度的路面上行驶时发动机的扭矩十牛•米坦克效率。采用式.计算时，发动机工况可选在最大功率点工作或最大扭矩点工作。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有储备，但此时所得到的传动范围大些，可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有储备，但此时所得到的传动范围大些，可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。本次设计提供的电机的外特性如.图电机外特性所示。图.电机外特性由于考虑提供的履带车辆参数看出，应用最大扭矩进行计算。电机在最大扭矩点可以工作分钟以上，因此在这分钟工作区域履带车辆坦克完全可以爬过定的坡度。根据上表.提供的坦克的参数。且由于坦克每侧均有个电机，故计算坦克重量取。代入公式计算得求出的.为坦克最大的传动比，由上图看出电动机的外特性比普通汽油柴油机更能适应外部阻力变化，仅需要个档位，当以计算坦克的最高速行驶时，则传动比当时得由电机的的外特性可知故可以看出仅用个档位，个传动比就能满足要求。.本章小结本章通过坦克车的车重和最大行驶车速，计算出发动机的最大功率，并且是电动机代替发动机是否满足要求，并计算最大传动比。算出电动机的最高转速满足主动轮最大转速要求，并确定了减速器为型，根据整车参数，确定了最大传动比。第三章齿轮结构设计与计算.行星排的配齿计算及强度校核分配传动比在以上章节已经选择了型行星齿轮传动，计算得传动比，选择型行星齿轮减速器就应知道行星轮数目与传动比范围的关系。在传递力时，行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点，但行星轮数目的增加会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用个或个行星轮。常用行星齿轮传动的行星齿轮数目与传动比范围。关系见表.行星齿轮传动比范围。表.行星齿轮传动比范围传动简图行星齿轮个数传动比的范围上表摘自机械设计手册，由于本设计采用型减速器，故对于其它类型减速器传动比范围略过没写在上面。表中数值为在良好设计条件下。在般的设计中，传动比若接近极限值时，通常要进行邻接条件的验算。由以上计算传动比得.，对于型减速器，如采用单级传动则由上表可以看出，只能选用个行星轮数目，才能满足传动比的要求。如果采用单级行星齿轮传动，可以看出齿数必然很多，直径必然很大，这样对于设计空间可能不够在直径方向有可能超出范围。且在轴向方向空间利用率不高，轴伸过长，不容易于支撑。因此依据前人的经验，决定采用型两级减速传动进行设计计算。由上表选用个行星轮。接下来则要决定如何确定传动比的分配了，多级行星齿轮传动的各级传动比的分配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级型行星齿转动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级被齿轮分度圆直径之比接近。通常使等于.。型两级行星齿轮传动的传动比分配如图.行星齿轮传动比分配图所示。图.行星齿轮传动比分配图图中和分别为高速级及总的传动比，可按下式计算式中行星轮数目齿宽系数载荷不均匀系数接触强度的齿向载荷分布系数动载系数接触强度的寿命系数工作硬化系数计算齿轮的接触疲劳极限。式中和图中代号的角标Ⅰ和Ⅱ分别表示高速级和低速级及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于.。如果全部采用硬度的齿轮时，可取。最后算得之值如果大于，则取。设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则,取，.，查表得,上面两个传动比就是分配后得到的两个传动比，是两级型行星齿轮减速器的串联，下面就要具体设计计算，确定行星齿排的齿数等系列的参数。行星齿轮传动齿数确定的条件由于在上章我们知道了行星齿轮传动的原理，型减速器为太阳轮输入，齿圈固定，行星架输出。其传动比为传动比条件式中为齿圈齿数为太阳轮齿数。其结构参数与传动比的关系为.对已知机构参数的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有定的几何关系，设计时需进行计算，称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循以下条件。二同心条件对型行星传动，其三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即其中心轮与行星轮组成的所有啮合副的实际中心距必须相等。为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在型传动，太阳轮和行星轮的中心距应等于行星轮与内齿轮的中心距，即。可如下图所示。图.行星轮同心条件示意图如图对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，上式可写成式中为模数为太阳轮齿数为行星轮齿数为齿圈齿数。整理后得或对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为式中太阳轮与行星轮的啮合角行星轮与齿圈之间的啮合角。因必为整数，同心条件可以叙述为太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。三装配条件型欲使数个行星轮均匀地配置在中心轮周围，而且都能嵌入两个中心轮中间，如果行星轮的个数与各齿轮没有满足定的关系，这些行星轮是装不进去的。因为当第个行星轮装入之后，两个中心轮的相对位置就确定了，这时按平均布置的其他行星轮在般情况下就不可能嵌入两个内外齿中心轮之间，即无法进行装配。为了保证能够装配，设计时必须满足行星轮个数与各齿轮齿数之间符合定的关系的要求，这就称为装配条件。满足装配条件，可以保证各行星轮均布地安装于两中心齿轮之间，并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象。装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目的整数倍，即公式整数或整数就是使所选用的个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为.由推导可知当行星轮均匀分布时，将式.代入得.这就是行星排的装配条件，可以叙述为行星齿轮数因为齿圈和太阳轮齿数的整因子之。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角必须满足式.的条件。这是只要符合同心条件可用四个行星轮，两两对称地分布，也能使径向力相互抵消。四相邻条件在行星齿轮传动中，相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们之间有定间隙，通常最小间隙应大于半个模数，这个限制称为邻近条件。除了要满足上述两个条件之外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高速运动的齿轮，产