某減速器構型論證與均載分析

朱卓宇，胡超，葉金祥

（1.中國航發湖南動力機械研究所，湖南 株洲 412002；2.中國航發中傳機械有限公司，湖南 長沙 410200）

行星齒輪傳動由于其采用功率分流的傳遞方式，其具有體積小、重量輕、結構緊湊、承載能力大以及傳動比高的特點，廣泛地應用于各類減速器、增速器和變速裝置。但是當輸出轉速較高，且傳動比較小時（i≤3），行星輪就會因轉速過高產生很大的離心力作用在行星輪軸承上，而且由于傳動比較小，導致行星輪尺寸不宜過大，無法通過其內孔中布置合適的軸承，來滿足因離心力產出接觸應力。為了滿足這種輸出轉速高、傳動比小的共軸傳動形式，而產生了星形傳動。

1 星形傳動和行星傳動特點

圖1為星形傳動結構示意圖，1為輸入太陽輪，2為中間齒輪，3為輸出齒圈，輸出為3的轉速。星形傳動中各齒輪的幾何軸線在空間的位置均不改變，即作定軸傳動。

圖2為行星傳動結構示意圖，1為輸入太陽輪，2為行星輪，3為固定齒圈，4為行星架，太陽輪、行星輪和行星架繞中心軸線轉動，同時行星輪作自轉運動，輸出為行星架的公轉轉速。

圖1 星形齒輪傳動

圖2 行星齒輪傳動

根據星形齒輪傳動和行星齒輪傳動的結構示意圖對比，可以得出星形傳動與行星傳動相比具有以下幾個方面的優勢。

（1）傳動比小，由于在星形傳動中，中間齒輪不發生公轉，其輸出轉速為內齒輪轉速，根據行星傳動的傳動比ip=Zb/Za+1以推出星形傳動的傳動比為ip=Zb/Za，其中Zb為齒圈齒數，Za為輸入輪齒數。

（2）輸入、輸出轉向相反，根據其內齒圈輸出的結構特點，星形傳動輸入、輸出轉向相反，而行星傳動由于輸出轉速為行星架，輸入、輸出的轉向則相同。

（3）相同傳動比的情況下，星形傳動中間齒輪的尺寸較大，利于在中間齒輪內部布置軸承，避免了由于軸承尺寸過小導致軸承壽命不滿足要求。

2 構型論證

2.1 設計指標

某型減速器設計功率和轉速要求如表1所示，且輸入軸線與輸出軸線共軸。

表1 某型尾減速器設計要求

2.2 構型分析

根據尾減速器輸入、輸出轉速的要求，分別按行星傳動和星形傳動兩種形式進行配齒，其中取行星輪（中間齒輪）np=5。為了方便對比，選取齒圈齒數一致（或相近）且強度滿足要求的一組輪齒參數，選取見表2。

表2 行星傳動配齒結果

利用romax軟件分別對行星傳動行星輪的軸承和星形傳動中間輪軸承進行強度校核，經計算行星傳動行星輪軸承最大接觸應力為2120MPa，星形傳動中間輪最大接觸應力為1715MPa，因此行星傳動軸承接觸不滿足小于2000MPa無限壽命的設計要求。

2.3 選取結果

通過上述對行星傳動和星形傳動的分析計算，可以看出，在減速器結構尺寸一致的情況下，星形傳動能夠滿足設計要求，因此該減速器的傳動形式宜采用一級星形齒輪傳動作為其基本傳動構型。

3 均載機構設計

3.1 基本均載結構

一般星形傳動的均載都是通過：（1）基本構件浮動的均載機構。（2）杠桿聯動均載機構。（3）采用彈性件的均載。以上三種方式中的一種或者兩種以上來實現中間輪之間載荷的不均勻性。

由于當行星輪數目np≥5時杠桿聯動均載機構結構設計就比較復雜，因此，當np≥5時該均載機構就很少采用；而彈性件的均載機構要求零件的制造精度高、結構尺寸設計合理，否則會嚴重影響均載效果。因此，目前最常用的是采用基本構件浮動的均載方式，來實現各個行星輪之間載荷的均布。

圖4 搖臂砂輪與輻板干涉示意圖

3.2 浮動構件的選取

目前在均載方式選擇上，一般會優先選擇太陽輪作為基本浮動構件，主要是可以獲得相對較好的均載效果，其采用最常用的單齒聯軸器結構，如圖3所示。

圖5 輸出齒圈與轉接盤浮動花鍵均載方式

但是當輸出齒圈和轉接盤采用一體化設計時（見圖4），在磨齒加工時，搖臂砂輪會與輻板發生干涉，為了避免這種干涉，一方面可采用增大砂輪越刀槽的寬，但將會導致軸向尺寸增大，從而增加減速器的軸向尺寸；另一方面也可增大輻板的角度a，使輻板避開砂輪，但該方法會導致輸出齒盤和尾槳軸的配合軸向尺寸發生變化，間接地也會增加減速器的軸向尺寸；同時這種一體化設計，在齒輪滲碳后變形較大，很難保證相關精度要求，因此根據加工工藝的要求，需將輸出齒盤分為輸出齒圈和轉接盤兩個零件進行設計，然后再通過緊固件進行組合。

因此，考慮到輸出齒圈和轉接盤的分體設計，可采用輸出齒圈作為浮動構件代替太陽輪浮動的方案（見圖5），其中輸出齒圈和轉接盤通過花鍵連接，軸向通過兩個壓板進行定位，通過花鍵側隙實現輸出齒圈的浮動，達到均載的目的。

在均載機構設計時，一般很少采用中間輪作為基本浮動構件，而是通過中間齒輪安裝調心滾子軸承，利用軸承的游隙起到一定的浮動效果。

為了起到更好的均載效果和加工工藝性，一般浮動花鍵采用與同輪齒相同參數的短齒來代替花鍵，齒頂高系數一般按0.8。同時花鍵兩側壓板應與花鍵保留一定的間隙δ，其值可按公式（1）進行計算。

其中：d為輸出齒圈分度圓直徑；E為浮動構件徑向位移；l為花鍵中心到輪齒中心距離。

根據d=428，E=0.13，l=46.75（其中E=0.13見第4節分析計算結果）代入（2）中，經計算花鍵兩側壓板間隙為δ=1.2。

4 均載分析

4.1 等效誤差分析

星形傳動中各主要構件的制造誤差是影響中間輪間載荷分布不均勻性的主要因素，主要有太陽輪、中間齒輪、輸出齒圈和星形架的偏心誤差。

等效誤差是指把各構件的誤差換算到均載構件上的數值，當取輸出齒圈為均載構件時，將上述各個構件的誤差折算到均載構件上，可求出均載構件的最大等效誤差（徑向位移量）為：Emax=ea+8/3ebcosa+ec+4/3e1cosa+2ehcosa （7）

根據齒輪的基本參數和加工精度等級，減速器齒輪精度按GB/T 10095.1中的5級進行選取，選取結果見表3。

表3 相關零件形位公差

經過計算，浮動均載構件（輸出齒圈）的最大等效誤差Emax=0.13。

4.2 均載分析

該減速器浮動件的允許浮動量就是輸出齒圈和轉接盤的連接輪齒a、b的側隙允許的徑向浮動量。

已知法向側隙為Cn，其允許的徑向浮動量為∶

式中：Cn=Ccosa；C為輪齒分度圓圓周側隙，計算時取最小值。

實際允許的徑向浮動量取兩式中的較小值。由以上分析可見，若減速器浮動件的允許浮動量大于各主要構件誤差引起的浮動件的位移量，則減速器的均載結構補償了制造、安裝誤差引來的載荷分配不均，齒輪系有較好的均載效果。

根據星形傳動的安裝要求，實際最小齒厚上偏差除了考慮最小側隙jbnmin外，還要考慮齒輪和齒輪副的加工和安裝誤差的影響。例如中心距偏差（fa）、軸線平行度公差（fΣδ、fΣβ）、基節偏差（fpt）、螺旋線總偏差（Fβ）等。

齒輪副中的大、小輪的齒厚上偏差EESS與中心距fa和最小側隙jbnmin之間的關系為：

將兩個齒輪的齒厚上偏差按等值分配，則齒厚上偏差

其中：fa為中心距偏差；jbnmin為最小法向側隙；Jn為齒輪和齒輪副的加工和安裝誤差對側隙減少的補償量。

式中，f2pb1、f2pb2分別為太陽輪和行星輪的基節誤差偏差，Fβ為螺旋線總偏差，fΣδ、fΣβ分別為齒輪副軸線平行度公差。

同理按GB/T 10095.1中的5級進行選取，選取結果見表4。

表4 輪齒參數誤差表

經計算其齒厚為上偏差EESS=-0.098，因此其圓周側隙最小值C=0.196，將其代入公式9中計算得到齒輪徑向浮動量△Y=0.196（△X=0.237）大于構件的最大等效誤差Ecmax=0.13。因此該星形齒輪傳動的輸出齒圈的均載效果較好，可以保證各星輪均勻分擔載荷。

5 結語

本文通過對某星形傳動減速器均載機構的選取、設計及分析，得到以下結論。

（1）在設計輸入軸、輸出軸共軸傳動減速器時，當傳動比較小（i≤3）、輸出轉速較高時，應考慮選擇星形傳動作為基本傳動構型。

（2）在星形傳動中，宜采用輸出齒圈作為基本浮動構件，有利于提高輸出齒圈的加工工藝性和減少零件的總個數。

（3）采用輸出齒圈作為基本浮動構件的情況下，按5級精度進行設計，能保證良好的均載效果。