PAGEPAGE177《機械原理》教案第七章輪系內容提要本章簡要介紹了輪系的功用和分類，重點介紹定軸輪系、周轉輪系和復合輪系的傳動比計算，并介紹了行星輪系的設計，最后簡單介紹了其他常見行星輪系機構。7.1概述就傳動而言，齒輪機構無疑是現代機械中最重要的一種傳動裝置，但在實際機械中，為了滿足不同的工作需要，僅用一對齒輪組成的齒輪機構往往是不夠的。因此常常需要采用由一系列互相嚙合的齒輪組成的傳動系統來滿足不同的工作需要，這種由一系列的齒輪所組成的齒輪傳動系統稱為齒輪系，簡稱輪系（geartrain）。7.1.1輪系的功用輪系在機械傳動中應用非常廣泛，可以用以實現分路傳動、換向傳動、變速傳動、大傳動比傳動及運動的合成與分解等。如圖7-1a所示為某航空發動機附件傳動系統，通過輪系將主軸的運動分成六路傳出，帶動各附件同時工作。如圖7-1b所示為車床上走刀絲杠的三星輪換向機構，在主動輪1轉向不變的條件下，通過改變手柄的位置，使齒輪2參與嚙合或不參與嚙合，以改變外嚙合的次數，使從動輪4與主動輪1轉向相反或相同。如圖7-1c所示，利用雙聯齒輪的滑移使主動軸轉速不變的情況下，從動軸可獲得兩種不同的轉速。如圖7-1d所示，如果僅采用一對齒輪傳動（如圖虛線所示），必然會使兩齒輪的尺寸相差很大，這樣不僅會使傳動機構尺寸龐大，而且因小齒輪工作次數過多容易失效，所以一般情況下一對齒輪傳動的傳動比要求。而由圖中實線可知，傳動同樣距離、同樣大小的傳動比，若采用輪系，則各齒輪尺寸明顯減小，結構也更緊湊。如圖7-1e所示，當以齒輪1和齒輪3為原動機，并且齒數滿足某種關系時，則構件H的轉速是齒輪1、3轉速的合成。這種特性在機床、計算機裝置及補償裝置中具有廣泛的應用。而在汽車后橋差速器中確利用它作為運動分解裝置，它將發動機傳遞過來的運動，通過構件H分解為與左右車輪固聯的齒輪1、3的獨立運動。（a）（b）（c）（d）（e）圖7-1輪系的功用7.1.2輪系的分類根據輪系運轉時各個齒輪的軸線相對于機架的位置是否固定，可將輪系分為定軸輪系、周轉輪系好復合輪系三大類。1．定軸輪系如圖7-2所示，在運轉時，輪系中所有齒輪的軸線相對于機架的位置都是固定不變的，稱為定軸輪系（fixedaxisgeartrain）。定軸輪系中，如果各輪的軸線相互平行，則稱之為平面定軸輪系（planarfixedaxisgeartrain），如圖7-2a所示，該類輪系主要由圓柱齒輪構成。如果定軸輪系中各輪的軸線不完全平行，則稱之為空間定軸輪系（spatialfixedaxisgeartrain），如圖7-2b所示，該類輪系可由圓柱齒輪、圓錐齒輪或蝸桿蝸輪等組成。平面定軸輪系是工程實際中最為常見的輪系。2．周轉輪系如果在輪系運轉時，至少有一個齒輪的軸線相對于機架的位置是變化的，且繞著其他齒輪的固定軸線轉動，這樣的輪系則稱為周轉輪系（epicyclicgeartrain）。如圖7-3所示，齒輪2既繞自身軸線轉動，又隨構件H繞幾何軸線轉動。（a）（b）圖7-2定軸輪系周轉輪系可根據自由度的不同進行分為行星輪系和差動輪系。當輪系的自由度為1，即需向輪系輸入一個獨立運動時，該周轉輪系稱為行星輪系（planetarygeartrain），如圖7-3a所示。當輪系的自由度為2，即需向輪系輸入兩個獨立運動時，該周轉輪系稱為差動輪系（differentialgeartrain），如圖7-3b所示。（a）（b）（c）圖7-3周轉輪系3．復合輪系在實際機械中所用的輪系，往往既包含定軸輪系，又包含周轉輪系，或者是由幾部分周轉輪系組成的，這種輪系稱為復合輪系（compoundgeartrain）。圖7-4a所示的輪系是由1和2組成的定軸輪系與2'、3（3'）、4和H組成的周轉輪系組成復合輪系；圖7-4b是1、2、3和H組成的周轉輪系與4、5、6和組成的周轉輪系所組成的復合輪系。（a）（b）圖7-4復合輪系7.2定軸輪系傳動比定軸輪系的傳動比是指，輪系中輸入軸與輸出軸的角速度（或轉速）之比，用表示。設輪系的輸入軸為a，輸出軸為b，則輪系的傳動比為，其中和分別為軸的角速度與轉速。定軸輪系的傳動比包括傳動比的大小計算和輸入軸與輸出軸的相對轉向關系的判定兩方面。7.2.1定軸輪系傳動比大小的計算如圖7-5所示的定軸輪系，其中1為輸入軸，5為輸出軸，各輪齒數分別為、、、、、和，顯然該輪系中各對齒輪副的傳動比分別為上述各式兩邊連乘后得對上式整理后，可以求得 （7-1）圖7-5平面定軸輪系上式表明，定軸輪系的傳動比等于輪系中各對齒輪的傳動比的乘積，也等于輪系中所有從動輪齒數的乘積與所有主動輪齒數的乘積之比，即 （7-2）7.2.2首、末輪轉向關系的確定1．一對齒輪轉向關系的判定如圖7-6所示為平行軸齒輪傳動。由圖可知一對平行軸齒輪傳動時，外嚙合傳動時兩齒輪轉向相反（如圖7-6a所示），內嚙合傳動時兩齒輪轉向相同（如圖7-6b所示）。如圖7-7所示為直齒圓錐齒輪傳動。由圖可知，圓錐齒輪的轉動方向滿足“同進同出”原則。（a）（b）（a）（b）圖7-6平行軸齒輪轉向判定圖7-7圓錐齒輪轉向判定如圖7-8所示為蝸桿傳動。蝸桿傳動機構中，通常蝸桿為主動件，轉向已知。蝸輪轉向可根據“主動輪左右手法則”判定，即左旋用左手，右旋用右手環握主動輪蝸桿的軸線，彎曲的四指順著蝸桿的轉向，大拇指指向的反方向即為蝸桿與蝸輪相嚙合的接觸點的運動方向。如圖7-8a所示的蝸桿為右旋，故用右手法則可以判定蝸輪逆時針旋轉。同理，可以判定圖7-8b所示的蝸輪順時針旋轉。（a）（b）圖7-8蝸桿傳動轉向判定2．首末輪轉向關系的判定1）輪系中各齒輪幾何軸線均互相平行如圖7-2a所示的輪系，各齒輪軸線互相平行。由圖7-6可知平行軸齒輪每經過一次外嚙合，齒輪轉向就發生一次改變。故可用輪系中外嚙合的對數來確定輪系中主、從動輪的轉動方向關系。若輪系中外嚙合齒輪對數為m，則可用來確定輪系傳動比的正負號。如計算結果為正，說明輸入軸與輸出軸的轉向相同；若結果為負，說明輸入軸與輸出軸轉向相反。所以當輪系中各齒輪的幾何軸線互相平行時，可通過傳動比前的正負號表示輸入軸與輸出軸的相對轉向，即 （7-3）由圖7-5也可看出，齒輪4同時與齒輪和齒輪5嚙合，對于齒輪來說，它是從動輪，對齒輪5而言，它又是主動輪。因此，其齒數同時出現于式（7-1）的分子和分母中，可以約去。這表明齒輪4的齒數并不影響該輪系傳動比的大小，這樣的齒輪稱為惰輪或過橋輪（idler），它只起增大傳動距離和改變轉向的作用。2）輪系中所有各齒輪的幾何軸線不都平行，但首、末兩輪的軸線互相平行如圖7-2b所示的定軸輪系中，首、末兩輪軸線互相平行，但由于包含圓錐齒輪傳動，故不能通過正負號直接判斷首、末兩輪的相對轉向，所以只能通過在圖上用箭頭標注的方法確定，但在傳動比計算結果中可加上“”或“-”號。3）輪系中首、末兩輪幾何軸線不平行如圖7-9所示的當定軸輪系中首、末兩輪軸線不平行的時候，用公式計算出的傳動比只是絕對值大小，其轉向由在運動簡圖上依次標箭頭的方法來確定。【例7-1】如圖7-9a所示的輪系中，已知雙頭右旋蝸桿的轉速，轉向如圖所示，其中，，，，。求的大小和方向。解：1．各齒輪轉向的判定圖7-9a所示為一空間定軸輪系，輸出軸的轉向需要通過在圖上標注箭頭的方法確定，標注結果如圖7-9b所示。2．傳動比大小的計算此輪系為定軸輪系，按照公式7-1進行計算傳動比所以 （a）（b）圖7-9空間定軸輪系傳動比計算7.3周轉輪系傳動比7.3.1周轉輪系的組成如圖7-3所示，齒輪2既繞自身軸線回轉，又隨構件H繞轉動，它的運動像太陽系中的行星運行一樣，既有自轉又有公轉，故這種齒輪稱為行星輪（planetarygear）。齒輪1和齒輪3繞固定軸線轉動，稱為太陽輪（sungear）。安裝行星輪的可轉動構件H稱為行星架、轉臂或系桿（planetcarrier）。一個系桿上的行星輪可以是一個也可以是多個。一個或多個相互嚙合的行星輪和安裝這些行星輪的系桿，以及與這些行星輪相嚙合的太陽輪就構成了一個周轉輪系。周轉輪系的太陽輪與系桿的回轉軸線必須共線，否則輪系不能運轉。圖7-103K型周轉輪系由于太陽輪與系桿的回轉軸均安裝在機架上，便于運動和動力的輸入與輸出，故周轉輪系一般都以太陽輪和系桿作為運動和動力輸入或輸出的構件，因此，它們稱為周轉輪系的基本構件（basiclink）。圖7-103K型周轉輪系周轉輪系可以按基本構件的不同進行分為2K-H型周轉輪系和3K型的周轉輪系。如圖7-3所示的周轉輪系中由于有兩個太陽輪，則稱為2K-H型周轉輪系；如圖7-10所示的周轉輪系中由于有三個太陽輪，則稱為3K型的周轉輪系。在實際生產中，應用最多的是2K-H型的周轉輪系。7.3.2周轉輪系傳動比的計算由于周轉輪系中不是所有的齒輪都做定軸轉動，所以其傳動比不能直接按照定軸輪系的傳動比來計算。要根據相對運動原理把它轉化成定軸輪系再求其傳動比。如圖7-11所示，若給整個周轉輪系加上一個公共角速度“”，使之繞行星架的固定軸線回轉，這時各構件之間的相對運動仍將保持不變，而行星架的角速度變為，這樣周轉輪系就轉化成了定軸輪系。這種采用反轉法原理轉化所成的定軸輪系稱為原周轉輪系的轉化輪系（invertedgeartrain）。轉化輪系為定軸輪系，其傳動比可以按照求定軸輪系傳動比的方法來求。于是可得該轉化輪系中各個構件的角速度為轉化輪系的傳動比其中“-”表示在轉化輪系中輪與輪的轉向相反。上式包含了周轉輪系中三個基本構件的角速度與各齒輪數之間的關系。當已知、和中任意兩個角速度矢量的大小、方向和輪系中各齒輪的齒數時，就可以確定出第三個角速度矢量的大小和方向，從而可以進一步求出任意兩個基本構件之間的傳動比。根據上述原理，可以得出周轉輪系傳動比的一般關系式。設周轉輪系中的兩個太陽輪分別為m和n，行星架為H，則其轉化輪系的傳動比為 （7-4）（a）（b）（c）圖7-11周轉輪系的轉化特別注意：（1）公式中的“+”、“-”號與兩太陽輪的真實轉向無關，即“+”號，并不表示兩太陽輪的真實轉向一定相同，“-”號也并不表示兩太陽輪的真實轉向一定相反，它僅表示在轉化輪系中，兩個構件m、n的相對運動關系，可以稱為是周轉輪系的“結構特征”符號。（2），為轉化輪系中輪m和輪n的轉速之比，其大小和正負號由定軸輪系傳動比計算方法確定；而則是周轉輪系中輪m和輪n的轉速之比，其大小和正負號必須由計算結果確定。（3）公式中的、和必須為平行矢量時才能進行代數相加減，也就是說必須是軸線相互平行或重合的齒輪、系桿的角速度。（4）將、和的已知量代入公式進行計算時，必須代入正負號。所以在計算前往往應先假定某一方向的轉速為正，則其他轉速與其相同者為正，反之為負。若所研究的輪系為具有固定輪的行星輪系，設固定輪為n，則，則可得整理后得 （7-5）【例7-2】如圖7-11a所示的2K－H輪系中，已知，。求（1）若輪3固定，求；（2）若，，求和。解：（1）當輪3固定，該輪系為自由度等于1的行星輪系，對該輪系轉化后，按式（7-4）求得將上述結論代入式（7-5）求得結果為正值，表明齒輪1和系桿H轉向相同。也就是說，當太陽輪1轉1圈時，系桿H同向轉4圈。（2）若輪1、3均不固定，此時該輪系為差動輪系，仍然按照轉化輪系公式（7-4）進行計算。并把已知條件帶入整理后可以求得進一步求得 結果為負值，表明齒輪1和系桿H轉向相反。也就是說，當太陽輪1轉1圈時，系桿H反向轉圈。【例7-3】如圖7-12所示的雙排2K-H型周轉輪系，試求（1）已知，，時的。（2）已知，，時的。解：（1）由圖7-12可知，太陽輪3固定，所以該輪系為行星輪系，對該輪系轉化后，按式（7-4）求得將上述結論代入式（7-5）求得該結果表明太陽輪1轉1圈，系桿H同向轉10000圈。（2）同理，當，，時，可以求得該結果表明陽輪1轉1圈，系桿H反向轉100圈。由上述對比可見，周轉輪系中的齒數對輪系傳動比的影響非常明顯。【例7-4】如圖7-13所示的空間周轉輪系，已知：，，試求。圖7-12雙排2K-H型周轉輪系圖7-13空間周轉輪系解：由圖7-13中可知，所以該輪系為行星輪系。轉化后該輪為一空間定軸輪系，其首、末兩輪的方向需通過標注箭頭的方式確定，標注結果如圖7-13所示，可判斷齒輪1、3轉向相反。然后根據式（7-4）求得代入式（7-5）求得注意：由于齒輪2與系桿H的回轉軸線不重合，所以在計算時7.4復合輪系傳動比復合輪系中往往既包含定軸輪系部分，又包含周轉輪系部分，或由幾個單一的周轉輪系組成，所以既不能將其視為定軸輪系來計算其傳動比，也不能將其視為單一周轉輪系來計算傳動比。為了計算復合輪系的傳動比，我們必須將輪系中的定軸輪系和周轉輪系分開，然后分別應用定軸輪系和周轉輪系的傳動比來計算各輪系的傳動比，最后再進行聯立，從中求解出復合輪系的傳動比。因此，計算復合輪系的傳動比的關鍵是將輪系中的定軸輪系和周轉輪系正確地劃分開。而分解組合輪系的關鍵步驟是找出周轉輪系。周轉輪系的特點是具有行星輪和行星架，還有太陽輪，所以在劃分時一般先要找到行星輪和行星架，再找出與行星輪相嚙合的太陽輪，這樣就可以確定一個基本的周轉輪系，在一個復合輪系中可能有幾個基本的周轉輪系，將周轉輪系一一找出后，剩下的就是定軸部分了。下面以實例對復合輪系的傳動比進行講解分析。【例7-5】如圖7-14a所示的復合輪系，已知（右旋），，，，，，，，求的大小及方向。（a）（b）圖7-14復合輪系傳動比計算解：1．劃分輪系這是一個復合輪系。一般可按照傳動順序（即從主動輪開始）進行基本輪系的劃分，輪系的傳動路徑為a-b（1）-2-3（）-4。其中H為行星架（系桿），也為齒輪2和3（）的回轉軸線。可以判斷，a-b（1）為定軸輪系，1-2-3（）-4-H為周轉輪系。2．計算各輪系傳動比對于定軸輪系a-b有 （a）根據“主動輪左右手法則”，可判斷蝸輪轉動方向向上，如圖7-13b所示。對于周轉輪系1-2-3（3’）-4-H有 （b）整理后得 3．聯立求解根據題目已知條件，可知 （c） （d） （e）聯立式（a）、（b）、（c）、（d）和式（e），可以求得 式中負號表明系桿H與蝸輪的轉向相反，轉向向下。7.5行星輪系的設計行星輪系主要運用于減速器中，與普通定軸輪系減速器相比，在同樣的體積和重量條件下，可以傳遞較大的功率，而且工作可靠，所以越來越廣泛地應用于各個領域，特別是2K-H型的行星輪系應用更加廣泛。本章主要討論2K-H行星輪系的設計。行星輪系設計的主要內容包括，選擇輪系的類型和布置方案，確定各輪的齒數、計算傳動比、選擇適當的均衡裝置等。行星輪系在進行設計時需要特別注意以下幾個問題。1．行星輪系類型的選擇行星輪系的類型很多，選擇其類型時主要應從傳動比所能實現的范圍、傳動效率的高低、結構的復雜程度、外形尺寸的大小以及傳遞功率的能力等幾個方面綜合考慮確定。選擇輪系的類型時，首先考慮的是能否滿足傳動比的要求。2K-H行星輪系按照轉化機構中傳動比的正負值分為正號機構和負號機構。當，即轉化機構中的與方向相同時，稱為正號機構（positivesignmechanism）；當時，即轉化機構中的與方向相反時，稱為負號機構（negativesignmechanism）。對于每一種行星輪系其傳動比均有一定的實用范圍。如圖7-15所示的2K-H輪系中的四種負號機構中，圖7-15a所示類型的傳動比的實用范圍為2.8~13；圖7-15b所示類型的傳動比的實用范圍為1.14~1.56；圖7-15c所示類型由于采用了雙聯行星輪，傳動比可達到8~16；圖7-15d所示類型當1、3齒輪齒數相同時，傳動比為2。（a）（b）（c）（d）圖7-15負號機構如圖7-16所示為2K-H的三種正號機構，當時是增速傳動，當趨近于1時，增速比理論上趨于無窮大。（a）（b）（c）圖7-16正號機構如果設計要求有較大的傳動比，而一個輪系又不能滿足設計要求時，可將幾個輪系串聯起來。如圖7-17所示是由兩個輪系串聯組成的輪系，其傳動比可達10~60。（a）（b）圖7-17大傳動比串聯式輪系從行星輪系的效率方面考慮，減速傳動的效率總是高于增速傳動；負號機構的傳動效率又總是高于正號機構的傳動效率。因此，如果所設計的輪系是用作動力傳動，則應選擇負號機構。正號機構一般多用于要求傳動比較大而對效率要求不高的輔助機構中，例如磨床的進給機構、軋鋼機的指示器中的機構等。當行星輪系用于增速傳動時，隨著增速比的增大，其傳動效率將迅速降低，當達到一定值時，正號機構將更容易發生自鎖。從結構和外形尺寸方面考慮，由行星輪系傳動比的計算公式可知，如果采用太陽輪為主動的單一行星輪系來實現大減速比的傳動要求，即希望設計的行星輪系之值較大，則必須使之值較大。因為，故輪系的齒數比值應設計得較大。這將導致輪系結構較復雜，輪系的外形尺寸將變得較大。如果采用以系桿H為主動的單一行星輪系來實現大減速比的傳動要求，即希望設計的行星輪系之值較大。由公式可知，之值應接近于1，這樣由于輪系齒數比較小，其外形尺寸將不會很大。但這時輪系的傳動效率卻很低。因此，在對行星輪系進行設計時，存在著傳動比、效率、輪系外形尺寸與結構復雜程度相互制約的矛盾，設計者這時應根據設計要求和輪系的工作條件進行全面綜合考慮，以獲得最理想的設計效果。2．行星輪系各輪齒數的確定多數行星輪系的基本構件是共軸線的，而且行星輪一般有多個且均勻分布在太陽輪的周圍，這樣既可以使慣性力得以平衡，又可以減小主軸承內反作用力和減輕齒面上的載荷。因此，行星輪系在設計時，輪系中各齒輪的齒數應滿足四個條件，才能準確安裝和正常運轉，實現給定的傳動比。現以圖7-18所示2K-H行星輪系為例，具體說明如下。圖7-182K-H行星輪系的設計1）保證輪系能實現給定的傳動比因為 所以 （7-6）2）保證三個基本構件回轉軸線滿足同心條件同心條件是指，行星輪系三個基本構件的回轉軸線重合。根據這一條件，圖7-18中3個齒輪必須滿足如下條件當輪系中的齒輪采用標準齒輪或高度變位齒輪傳動時，則其同心條件為即 或 （7-7）上式表明行星輪系滿足同心的條件為：兩太陽輪的齒數應同時為偶數或同為奇數。3）保證在采用多個行星輪時，各行星輪能夠滿足均布的安裝條件為了使行星輪系在運轉過程中的慣性力得以平衡，又可以減小主軸承內反作用力和減輕齒面上的載荷，往往采用多個行星輪，且使個行星輪均勻布置在太陽輪的周圍。如圖7-18所示，設需要在太陽輪1、3之間均勻裝入K個行星輪，則安裝相鄰兩個行星輪的軸心在系桿上夾角滿足。設先在A位置裝入第一個行星輪（這總是可以裝入的），則兩個太陽輪1、3之間的相對形位關系就被確定了。為了在相隔夾角為的B位置處能裝入第二個行星輪，假設將太陽輪3固定起來，系桿逆時針轉過，使第一個行星輪隨著系桿與太陽輪1、3的嚙合到達B的位置。若在已空出的A位置處，太陽輪1、3的位形關系與裝入第一個行星輪時完全相同，則就一定可以在該處再裝入第二個行星輪。此時太陽輪1相應轉過。也就是說，只要太陽輪1轉過相應角度后的位形與裝第一個行星輪時的位形相同即可。由傳動比關系可知所以 （a）顯然，若想行星輪既滿足均布，又能正常裝配，就要求第二個行星輪在位置A處裝入時，能和第一個行星輪裝入時與太陽輪1、3的位形完全相同。這就要求太陽輪1轉過角時，必須剛好時n個整數倍輪齒所對應的中心角，即 （n為正整數） （b）聯立式（a）、（b），整理后得 （7-8）上式表明欲保證均布安裝的必要條件是：兩太陽輪的齒數和應能被行星輪的個數K整除。4）保證多個均布的行星輪相互間不發生干涉的鄰接條件行星輪的數量K值選擇不合適，會造成相鄰兩行星輪齒廓發生干涉而無法裝入，應保證兩行星輪的中心距大于兩行星輪齒頂圓半徑之和，即對于標準齒輪傳動有整理后得 （7-9）為了設計時便于選擇各輪齒數，常把前三個條件合并為一個總的配齒公式。將式（7-6）、式（7-7）和式（7-8）整合后得 （7-10）在設計2K-H行星輪系時，可先用式（7-10）初步定出、和后，再用式（7-9）進行檢驗。若發生干涉則應重新進行設計。例如：設計一個2K-H行星輪系，要求，。從式（7-10）中最后一項得，n應為正整數，故可取9、18、27、…。若行星輪系中各輪齒采用標準齒輪，為了不產生根切，初選z1=18，則從式（7-10）中可求出=42，=102。3．行星輪系的均載裝置周轉輪系的一個重要優點，就是能在兩太陽輪間采用多個均布的行星輪來共同分擔載荷。一般來說，隨著行星輪數量的增多每個行星輪所受載荷減少，其幾何尺寸可以設計得較小，結構更加緊湊，重量相對減輕。例如：在相同功率和轉速條件下，四個行星輪的輪系中，每個行星輪的徑向尺寸僅為單一行星輪的輪系中行星輪徑向尺寸的一半。因此，具有四個行星輪的輪系，其幾何尺寸也相應變小。同時，采用多個行星輪對稱布置，對平衡輪系運動時行星輪及系桿運動產生的離心慣性力、減小輪齒上的應力也有一定的好處。但實際上，由于零件制造誤差、安裝誤差等因素的影響，往往會出現各個行星輪負荷不勻的現象，嚙合傳動間隙小的行星輪承受的負荷大、嚙合傳動間隙大的行星輪承受的負荷小，甚至個別行星輪還會出現不承受負荷的現象，從而降低了輪系的承載能力，影響了輪系運轉的可靠性。此外，各輪受載的不均勻性也是輪系運轉時產生振動和噪聲的重要原因之一。為了盡可能減小各行星輪受載不勻的現象，消除多個行星輪因過約束引起的過約束力對輪系的不利影響，提高輪系的承載能力，必須在結構上采取一定的措施來保證每個行星輪上所受的載荷及輪齒在齒寬方向的分布載荷盡可能均勻。在行星輪系的設計中常采用“柔性浮動”的方法，把輪系中某些構件設計成沒有固定支承，或用彈性材料聯接，允許它們能在一個范圍內作徑向位移的結構形式來減輕上述不利影響，當構件受載不均勻時，“柔性”或“浮動”構件便會作柔性自位運動（即自動定位），至幾個行星輪的載荷自動調節趨于均勻分配為止。這種能自動調節各行星輪載荷的裝置，稱為均載裝置。均載裝置的類型很多，有使主動太陽輪浮動的結構形式，如圖7-19a所示，這種裝置采用鼓形齒的齒形聯軸器聯接太陽輪；有將不轉動的內齒輪用彈性材料懸掛定位在機殼上的結構形式，如圖7-19b所示；有將行星輪裝在彈性心軸上的結構形式，如圖7-19c所示，等等。上述幾種均載裝置和措施均能不同程度地降低各行星輪受載不均的現象，它們各具優缺點，設計時可參見有關專著。（a）（b）（c）圖7-19行星輪系的均載裝置4．常用行星輪輪系的傳動形式與特點為便于行星輪輪系的設計與選型，常用行星輪輪系的傳動形式與特點如表7-2所示。按組成傳動機構的齒輪嚙合方式，可分為NGW、NW、NN、NGWN和N類型。其中N表示內嚙合，W表示外嚙合，G表示共用齒輪，K表示太陽輪，H表示行星架，V表示回轉件。表7-2常用行星輪系的傳動形式與特點傳動比效率最大功率/KW傳動形式簡圖概略值特點NGW(2K-H的負號機構)1.13~13.70.97~0.99不限效率高，體積小，重量輕。結構簡單，制造方便，傳動功率范圍大，軸向尺寸小，可用于各種工作條件，在機械傳動中應用最廣。但單級傳動比范圍較小。NW（雙聯行星輪的2K-H負號機構）1~50效率高，徑向尺寸比NGW型小，傳動比范圍比NGW型大，可用于各種工作條件。但雙聯行星輪制造、安裝復雜。WW(雙聯行星輪外嚙合的2K-H正號機構)1.2~10000隨傳動比增加而下降≤20傳動比范圍大，但外形尺寸及重量較大，效率很低，制造困難，一般不用于動力傳動。當行星架從動時，傳動比從某一數值起會發生自鎖。NGWN(3K-H)≤500≤100結構緊湊，體積小，傳動比范圍大，但效率低于NGW型，工藝性差，適用于中小功率或短期工作。N(K-H-V)7~1000.8~0.94≤75傳動比范圍較大，結構緊湊，體積及重量小，但效率低于NGW型，且內嚙合變位后徑向力較大，使軸承徑向載荷加大，適用于小功率或短期工作。NN(雙聯行星輪內嚙合的2K-H正號機構)≤1700隨傳動比增加而下降≤40傳動比范圍較大，效率比WW型高，但仍然很低，適用短期工作。當行星架從動時，傳動比從某一數值起會發生自鎖。7.6其他類型的行星傳動簡介1．漸開線少齒差行星齒輪傳動圖7-20少齒差行星齒輪傳動如圖7-20所示的行星輪系，當行星輪l與內齒輪2的齒數差時，就稱為少齒差行星齒輪傳動。這種輪系用于減速時，行星架H為主動件，行星輪1為從動件。因行星輪有公轉，需采用特殊輸出裝置，才能輸出行星輪的轉動圖7-20少齒差行星齒輪傳動目前用得最廣泛的是孔銷式輸出機構。如圖7-21所示，在行星輪的輻板上沿圓周均布有若干個銷孔，而在輸出軸的圓盤的半徑相同的圓周上則均布有同樣數量的圓柱銷，這些圓柱銷對應地插入行星輪的上述銷孔中。設齒輪1、2的中心距為，即行星架的偏心距為a，行星輪上銷孔的直徑為，輸出軸上銷套的外徑為，要保證銷軸和銷孔在輪系運轉過程中始終保持接觸，這三個尺寸必須滿足如下關系這時內齒輪的中心、行星輪的中心、銷孔中心和銷軸中心剛好構成一個平行四邊形，因此輸出軸將隨著行星輪而同步同向轉動。圖7-21孔銷式輸出機構在這種少齒差行星齒輪傳動中，只有一個太陽輪（用K表示），一個行星架（用H表示）和一根帶輸出機構的輸出軸（用V表示），故稱這種輪系為K-H-V型行星輪系。其傳動比為整理后得 （7-11）由式（7-11）可知，如齒數差很小，就可以獲得較大的單級減速比，如當，即一齒差時，則。由此可知，漸開線少齒差行星減速器由于所用齒數不多，就可獲得很大的傳動比，所以這種減速器體積小、重量輕、結構緊湊。鑒于以上優點，常用漸開線少齒差行星減速器代替蝸輪減速器或多級減速器。漸開線少齒差行星傳動適用于中小型的動力傳動（一般45kW），其傳動效率為0.8~0.94。圖7-22所示為帶電動機的漸開線二齒差行星傳動減速器。其傳遞功率，傳動比，采用了兩個互成的行星輪，以改善它的平衡性能和受力狀態。輸出機構為孔銷式。又為了減小摩擦磨損及使磨損均勻，在銷軸上裝有活動的銷套。2．擺線針輪行星齒輪傳動如圖7-23a所示為一擺線針輪傳動機構簡圖，它也是一個一齒差行星齒輪傳動結構，但和漸開線一齒差行星齒輪傳動的主要區別，在于其輪齒的齒廓不是漸開線而是擺線。針輪為固定在機殼上的太陽輪，是由裝在機殼上的許多帶套筒的小圓柱針齒銷所組成的內齒輪。擺線輪是行星輪，其齒形時延長線外擺線的等距曲線。針輪齒數與擺線輪的齒數相差為1。如圖7-23b所示，轉動過程中，轉臂將輸入運動傳遞給擺線輪。由于固定針輪的作用，擺線輪產生于輸入運動相反的低速自轉運動，再通過W機構輸出。擺線針輪行星齒輪傳動的主要特點有：圖7-22漸開線二齒差行星減速器1）減速比大，效率高一級傳動減速比為9~87，雙級傳動減速比為121～5133，多級組合可達數萬，且針齒嚙合系套式滾動摩擦，嚙合表面無相對滑動，故一級減速效率達94%。2）運轉平穩，噪音低在運轉中同時接觸的齒對數多，重合度大，運轉平穩，過載能力強，振動和噪音低，各種規格的機型噪音小。3）使用可靠，壽命長因主要零件是采用高碳合金鋼淬火處理（HRC58-62），再精磨而成，且擺線齒與針齒套嚙合傳遞至針齒形成滾動磨擦付，磨擦系數小，使嚙合區無相對滑動，磨損極小，所以經久耐用。4）結構緊湊，體積小與同功率的其它減速機相比，重量體積小1/3以上，由于是行星傳動，輸入軸和輸出軸在同一軸線上，以獲得盡可能小的尺寸。3．諧波齒輪傳動諧波齒輪傳動是諧波齒輪行星齒輪傳動的簡稱，它也是一種少齒差行星傳動，主要是利用機械波使薄壁齒圈產生彈性變形，從而達到傳動的目的。如圖7-24所示，諧波齒輪傳動由波發生器、剛輪和柔輪三個基本構件組成。傳動時，波發生器、剛輪和柔輪任何一個均可固定，其余兩個一個為主動件，另一個為從動件。當波發生器裝入柔輪后，迫使柔輪由原來的圓形變為橢