Ngwn型行星齿轮在汽车后视镜电动调节机构中设计应用分析研究 车辆工程管理专业

Ngwn型行星齿轮在汽车后视镜电动调节机构中设计应用摘要：详细解析ngwn行星齿轮的传动原理与汽车后视镜的关系，并对ngwn型行星齿轮机构实现大传动比时齿轮齿数的分析，推导出简化公式，为齿数设计带来很多方便。并通过实例对该轮系实例作为减速机构在汽车后视镜电动调节机构中额设计应用作出相应介绍。该实例指明，简化公式使该机构中齿轮的齿数的快速选择提供了可能，并对机构的结构优化设计具有指导意义。关键词：行星齿轮；汽车后视镜Abstract：Inthispaper,therelationshipbetweenthetransmissionprincipleofNGWNplanetarygearsandtherearviewmirrorofautomobileisanalyzedindetail,andtheanalysisofgeartoothnumberwhentheNGWNplanetarygearmechanismisrealized,thesimplifiedformulaisdeduced,whichbringsalotofconveniencetothedesignoftoothnumber.Anexampleisgiventointroducetheapplicationofthewheeldesignexampleasadecelerationmechanismintheelectricregulatoroftheautomobilerearviewmirror.Theexampleshowsthatthesimplifiedformulaprovidesthepossibilityfortherapidselectionofthetoothnumberofgearsinthemechanism,andisinstructivetothestructuraloptimizationdesignofthemechanism.Keywords:planetarygears;carrearviewmirror目录中文摘要………………英文摘要………………1绪论………………….1.1研究背景及意义………………1.2国内外研究现状………………1.2.1大速比行星齿轮研究现状………………1.2.2行星齿轮传动均载特性研究现状………2大速比行星齿轮转动的特点和基本参数设计……2.1大速比行星齿轮传动的特点…………………2.2大速比行星齿轮的效率和基本参数设计……2.2.1大速比行星齿轮的效率…………………2.2.2大速比行星齿轮的传动比………………2.2.4大速比行星齿轮基本参数间的关系……2.3大速比行星齿轮实现大速比的原理…………2.4本章小结………………………3大速比行星齿轮效率特性分析……………………3.1大速比行星齿轮效率偏低的原因……………3.2大速比行星齿轮效率优化方法………………3.3本章小结………………………4大速比行星齿轮静态均载特性分析………………4.1静态均载特性结果分析………4.2本章小结………………………5大速比行星齿轮热谈流热特性分析………………5.1大速比行星齿轮热谈流分析…………………5.1.1大速比行星齿轮热弹流润滑结果………5.2本章小结……………………6.结论与展望…………6.1结论……………6.2展望……………1绪论1.1研究背景及意义机械类的装备常常要求其齿轮传动系统实现大传动比并传递大扭矩,如采煤机截割部传动系统、风力发电齿轮增速箱、采煤机截割部传动系统、土压平衡盾构机主减速器等。平行轴齿轮传动的最大传动比一般超过5,一级NGW行星齿轮的最大传动比一般不超过9。工程中若作减速用,输出端常常是低速大扭矩,若作增速用,输入端常常是低速大扭矩。因此为实现很大的传动比,工程中常常采用多级平行轴齿轮和一级NGW串联或者是多级NGW行星齿轮直接串联的齿轮传动系统。整个齿轮传动系统的外形尺寸取决于最后一级齿轮传动传递的转矩。1.2国内外研究现状1.2.1大速比行星齿轮研究现状国内外已经有不少学者对NGWN(I)型,NGWN(II)型和正号机构NN这三种大速比行星齿轮进行相关的科学性的研究。国内对NGWN(I),NGWN(II)和正号机构的研究可分为三类。第一类是效率和传动比的计算公式推导。林建德固运用图论的方法并结合运动学的原理、力矩平衡原理及能量守恒原理推演出了NGWN的传动比和效率计算公式。曹焕亚凹证明了循环功率流的产生是使得NGWN(I)型和NGWN(II)型功率损耗增大,效率降低的主要原因。卢存光凹将NGWN型行星轮系分解为3个简单的K-H型轮系单元,接着对这些单元进行运动分析和受力分析,列出方程组并求解,并对轮系的功率流向进行系统性的分析,发现NGWN中存在的循环功率流是使得其效率较低甚至发生自锁的原因,NGWN啮合效率的提高只能通过减小循环功率来获得。辛家祥圆运用转化机构法推导了NGWN(I)型和NGWN(II)型的传动比和效率计算公式.第二类是关于三种大速比行星齿轮的优化设计。饶振纲凹详细地讨论了NGWN(II)型的设计理论,包括配齿计算、模数确定、啮合参数和几何尺寸计算、以体积最小为优化目标,装配条件等约束条件下的优化设计。胡水华运用可靠性理论与最优化方法,提出了NGWN(I)型行星传动系统的可靠性计算方法,建立了NGWN(I)系统可靠性优化设计的数学模型,该可靠性优化设计数学模型中提及了各齿轮的接触疲劳强度可靠度、弯曲疲劳强度可靠度,行星轮轴承的可靠度,并以可靠度最高为优化目标;经过实例计算发现系统的可靠度降低主要是因为NGWN(I)两内齿轮的弯曲疲劳强度可靠度较低引起的,是整个系统的薄弱环节。刘文吉凹针对针对正号行星齿轮NN传动时的多齿啮合效应,采用有限元法建立了渐开线少齿差多齿啮合模型,分析了动态轮齿的接触特性,得到了完整啮合周期内齿面接触应力、齿面印痕、齿面滑动位移等啮合特性参数,分析了啮入、啮出冲击对齿顶刮行的影响。第三类是实验或实际工程应用中发现这三种大速比行星齿轮的存在问题。邹小红讲行了NGWN(II)的实验,发现应用于NGWN(II)存在输出齿圈磨损严重的现象。杨小安介绍了一种锥齿轮与斜齿圆柱齿轮组合的NGWN(I),具有承载能力大、噪声小、结构简单等优点,推导了该组合减速器的传动比、效率、圆锥轮预压力的计算公式。宋轶民运用集中参数法建立了计入时变啮合刚度和陀螺效应的NGWN行星齿轮系统的平移-扭转耦合模型。靳云山分析了NGWN(I)中的双联行星轮的加工过程,指出NGWN(I)型中的双联行星轮齿厚误差等加工装配误差会使得行星轮系的均载效果较差、齿轮偏载和轴承早期失效、承载能力下降。方瑞华介绍了NGWN行星齿轮机构作为减速机构在汽车后视镜电动调节机构中的设计应用,为实现大传动比满足减速要求,对齿轮齿数设计做了研究,推导出简化公式,为齿数的选择以及机构的优化提供了较大方便,并用设计实例对齿数的选择做了一些相关介绍。ArnaudovlId对NGWN(II)进行了几何计算,给出了选择NGWN(II)型中各齿轮的变位系数应该遵循的约束条件,并用实例验证了如何避免NGWN(II)输出齿圈的齿顶不与行星轮c干涉的具体方法.JonathonI证明了NGWN(I)型和NGWN(II)型的总效率是传动比的函数,且当传动比很大时,效率迅速降低。Hori1副证明了在很宽的传动比范围内NGWN(II)的效率都很难超过79%,通过同时改变各齿轮的变位系数和齿顶圆半径,使得NGWN(II)型两内啮合的啮入重合度和啮出重合度相等可大大提高NGWN(II)的总效率,并给出了具体的效率优化方法。YUI9指出NGWN(I)、正号机构对制造、安装精度要求高,尤其是对双联行星轮轴承孔的位置精度要求很高,制造、安装误差会大大影响NGWN(I)、正号机构的均载性能.Long-ChangHsieh20对NGWN行星齿轮进行轮系分析并运用循环功率法推导了NGWN的效率计算公式,并分析获得NGWN行星齿轮内部存在循环功率流,齿轮的加工精度对NGWN的总效率有很大影响的结论。A.GOLENKO对Hori对Hori提出时NGWN(II)型效率优化万法进行修止,在修正的效率优化模型中考虑了实际刀具加工对NGWN(II)型的影响,使得模型中齿轮啮合的状态更加符合实际啮合状态。Höhn发表了一系列低耗齿轮的论文,旨在提高单对齿轮啮合的效率,并尝试将低耗齿轮应用于大速比行星齿轮传动中。Höhn[22]分析了齿轮几何参数对啮合效率的影响,这些齿轮几何参数包括端面重合度、模数、螺旋角、分度圆压力角、表面粗糙度、速比、齿宽、啮入啮出重合度、齿根圆角半径,并指出端面重合度和模数对齿轮啮合效率的影响最大,端面重合度和模数越小,齿轮啮合效率越高。B.RHöhn[3证明了齿轮实现低啮合功耗损失的主要方法是让啮合齿轮的啮入重合度与啮出重合度相等,从而使得啮合点集中在节点附近。Höhn24]将低耗齿轮应用于正号机构NN行星齿轮上,使得正号机构NN的啮合效率从8.81%提升到95.94%。Höhn25推导了NGWN(I)的效率和传动比计算公式,提出低耗齿轮的概念,计算了NGWN(I)型的三对啮合(太阳轮-行星轮啮合、行星轮-固定齿圈啮合、行星轮-输出齿圈啮合)均采用低耗齿轮时效率能大幅高,但该文献作者并未进行低耗齿轮应用于NGWN(I)型的详细齿轮参数计算。从查阅到的文献来看,大速比行星齿轮虽然能实现很大的传动比,且零部件数量少,但主要存在两方面的问题影响了它们广泛采用:a.效率偏低.NGWN(I)型、NGWN(II)型和NN型的效率都很难超过90%,而且效率值随传动增多而逐渐降低。b.对制造与安装精度要求较高,轮系的均载性能对制造、安装误差较敏感。NGWN(I)型和NN型的双联行星轮制造,而NGWN(II)的行星轮需要同时与三个中心轮啮合,对制造与安装的精度要求也很高。这是由于效率低导致的。由于这三种大速比行星齿轮效率偏低,在传递大功率时会导致严重的发热问题,将会降低热胶合承载能力。1.2.2行星齿轮传动均载特性研究现状近几年来,国内外许多学者为了更加深入性地了解行星齿轮的均载特性,分别从静力学和动力学的研究角度出发,分析了行星齿轮传动机构的均载性能。Kahrama对行星齿轮轮系的均载问题作出相应分析,并提出了动态均载系数,静态均载系数和动载系数三个参数,用来表示行星齿轮传动的均载效果,在动力学分析中主要考虑了刚度的变化.Kahraman对行星齿轮传动装置进行了静态力学分析和实验,在分析模型中,齿轮的位置偏差和齿形误差得到考虑。Kahraman采用有限元法分析了内齿轮的柔性对行星轮系准静态均载特性的众多影响，他指出内齿轮的柔性与其厚度密切相关，并且其柔性程度大大影响行星轮系的均载特性。Sing.A指出只有行星轮中心位置误差的切向分量才会影响行星齿轮系统的载荷分配而其径向分量对载荷分配没有影响。除此之外，Sing.A还研究了另外一个就是不考虑中心构件轴承刚度的行星齿轮系统均载特性看有没有影响，并给出了误差补偿力与误差太阳轮行星轮内齿圈支路等效刚度之间的量化关系。Montestruc研究了行星轮齿轮轴刚度对均载特性的影响，并指出采用柔性行星轮齿轮轴的方法对改善行星齿轮系统均载特性有巨大影响。M.Iglesias建立了行星轮系的的静力学均载模型，模型中考虑了切向的和径向的行星轮轴承位置误差、浮动与非浮动太阳轮对行星轮系均载性能的影响。行星齿轮NGWN(Ⅰ)、NGWN(Ⅱ)和正号机构NN在传递大功率时热弹流润滑时状况十分恶劣。针对齿轮传动的弹流润滑性，国内外学者发表了许多关于齿轮弹流润滑的文献。1916年Martin首次将雷诺方程与齿轮润滑两个分析结合起来。他主要采用的方法是近似代替法，即用圆弧来代替齿廓，因为两者的形状相近。在此基础上研究了齿轮、齿条啮合的润滑性问题。由于他的这种方法既简单又方便，而且与实际情况的相似度很高，至今为止，仍然被许多学者沿用特别是在齿轮润滑性的研究领域，在研究中不仅需要考虑润滑油的粘压特性和粘温特性，还要把齿轮材料的弹性与惯性力等因素同时算入研究中。与此同时，Maritin的方法就成为首要选择的一个研究方法。齿轮弹流润滑理论研究自此之后成为备受关注的研究课题，得到了广泛的传播。Adkins和Radzim-ovsky在不计算润滑油的粘压效应和粘温效应的前提下，更多的考虑了轮齿的几何形状和齿轮传动的工作条件等实际问题、齿面接触过程中发生的弹性变形的作用等，计入时变量去研究润滑油膜沿齿轮啮合线的变化情况。Mcewen同时存在滚动摩擦和滑动摩擦的啮合齿轮间的油膜厚度进行分析。Dowson等在忽略轮齿的滑动和齿面弹性变形并且假设载荷均勾恒定的情况下分析油膜厚度沿喃合线的变化规律。Wang和Cheng利用有限元方法计算了齿轮传动过程中载荷和齿面温度沿啮合线变化的规律，又探讨齿轮传动的相应参数对滑油膜厚度的影响。最后公开表示，减小轮齿宽度或提高传动比等都有助于提高齿轮传动的润滑性能，不久之后，Wada采用牛顿法并赋值给定的挤压速度与卷吸速度的比值，求解了Reynolds方程与弹性变形方程，最终得到准稳态完全数值解，这些数值及研究同Gmbin的解相比，这些解中具有很多新的特征。Wada的研究成果把齿轮动态润滑的研究带入另一个崭新的时期，走入一个新的大门。华东耕运用牛顿法研究了随机载荷对油膜厚度的影响，其研究结果显示油膜厚度在单齿啮合到双齿啮合的转换处的过渡时期异常的平稳。Roland则提出最小油膜厚度在轮齿所受载荷发生变化的临界处会出现比较大的波动现象，另外，轮齿接触区次表面上主剪应力的最大值出现在节点处。卢立新等人通过建立扭振模型得到直齿圆柱齿轮啮合轮齿在一个周期内的动载荷谱，并且还考虑非稳态效应和流体的非牛顿特性，运用牛顿法求解了齿轮传动弹流润滑问题。然后，釆用数值分析方法，以标准载荷谱为依据，来求解非牛顿流体瞬态弹流润滑模型，并提出外载荷的动态效应和流体的非牛顿效应对于进行齿轮传动弹流润滑性的研究是不容忽略的。2.1大速比行星齿轮传动的特点在此列出为常见的行星齿轮传动分类，各字母的含义如下：N——内啮合，W——外啮合，G——公用行星轮。由该表可知。NN型、NGWN(Ⅰ)型、NGWN(Ⅱ)型可实现的传动性比较大。NGWN(Ⅰ)和NGWN(Ⅱ)甚至可以实现100以上的传动性。因此本文选择NN型、NGWN(Ⅰ)型和NGWN(Ⅱ)型行星传动作为研究对象，对它们进行性能、优缺点对比分析。行星齿轮传动分类传动形式推荐传动比效率特点NGW2.8~997%~99%效率高、体积小，获得广泛应用NW7~2197%~99%传动比范围大，双联行星轮制造、安装复杂NN8~3070%~90%传动比范围大，双联行星轮制造、安装复杂WW1.2以上 上70%~90%运动精度低，外形尺寸较大，一般不用于动力传递NGWN(Ⅰ)20~10080%~90%结构紧凑，传动比很大，双联行星轮的工艺性差，太阳轮输出时可自锁NGWN(Ⅱ)50~50070%~84%结构紧凑，可实现很大传动比，太阳轮输出时可自锁由于传动比、啮合点、齿轮数量、估算的轴承数量，不难发现实际在在实现同样大小的传动比下，上述的三种大速比行星齿轮的零部件数量更少。在实现同样大的传动比下，这三种大速比行星齿轮大大缩短了齿轮传动系统的传动链。更多的传动链和更少的传动系统零部件，可以有效地降低整个齿轮传动系统的故障发生率，提高整个齿轮传动系统的工作可靠性，并有助于延长传动系统的无故障工作时间。但与此同时，大速比行星齿轮也存在以下这些问题，从而限制了它在市场的广泛应用：①效率偏低。NGWN(Ⅰ)型、NGWN(Ⅱ)型和NN型的效率都很难超过90%，而且效率值随传动增大而迅速降低。②对制造精度要求较高，就会导致大速比行星轮系的均载性能对制造误差存在较大影响。NGWN(Ⅰ)型和NN型的双联行星轮制造、安装困难，而NGWN(Ⅱ)的行星轮需要同时与三个中心轮啮合，对制造、安装的精度要求将会更高。③效率低导致的发热问题。由于这三种大速比行星齿轮效率偏低，因此在传递大功率时会导致严重的发热问题，使得热胶合承载能力的降低。2.2大速比行星齿轮的效率和基本参数设计2.2.1大速比行星齿轮的效率行星齿轮传动的效率是衡量传动质量好坏的重要指标之一，其计算方法主要有力矩法、啮合功率法和速比法，前两者求得的效率经常是不一致的，这是因为在啮合功率法中所用的啮合功率是理论啮合功率而不是实际啮合功率。而且计算比较麻烦，用速比法既简单又接近实际。国外学者提出许多有关行星齿轮传动效率计算的观点和方法，分别从运动学、动力学和机构学等不同角度，理论上更深层次的探讨了分析和计算行星齿轮传动效率的最佳途径，若是借助完善的实验条件将会取得更多的收获。2.2.2大速比行星齿轮的传动比转化机构法的基本原理是：行星齿轮传动与定轴齿轮传动的根本区别在于前者具有围绕主轴线转动的转臂（即行星架），而安装在行星架上的行星轮c既有自转又有公转。因此，行星齿轮传动的传动比不能直接用定轴齿轮传动的方法来进行计算。根据相对运动原理，如果给整个行星齿轮传动加上一个与行星架的角速度大小相等、方向相反的公共角速度（-wx），则原来以角速度wx运动的行星架x就变成为静止不动的构件，即其相对角速度为零。于是，该行星齿轮传动遍转化为定轴齿轮传动。这一假想的定轴齿轮传动称为该行星齿轮传动的转化机构。2.2.3大速比行星齿轮基本参数间的关系该小节将会讨论大速比行星齿轮的传动比、效率之间的关系。在网络查资料可得NGWN行星齿轮的三种运动学可行机构的传动均为100时效率依次为38.26%、54.06%，51.3%，运动学可行机构的效率最高，因此NGWN的等效机构为运动学可行机构，因此NGWN行星齿轮可等效为一级NGW行星齿轮一级正号机构NN串联。因此，NGWN行星齿轮的传动比为一级NGW行星齿轮的传动比和一级正号机构NN传动比的乘积，NGWN行星齿轮的效率为一级NGW行星齿轮的效率和一级正号机构NN效率的乘积。2.3大速比行星齿轮实现大速比的原理NGWN行星齿轮传动就是通过一系列相互啮合的齿轮，将主动轴的运动传递到从动轴，同时，在该轮系中有一个或一个以上的齿轮轴线绕位置固定的几何轴线回转，太阳轮为主动件，内齿轮固定，当太阳轮旋转时，行星轮也会绕自身的轴线自转，同时，带动行架绕太阳轮轴线回转，形成速度及动力的传递。其基本传动结构为四部分：太阳齿轮、行星齿内齿轮环，以直接连接的方式启动太阳齿轮，太阳齿轮将组合于行星齿轮架上的行星齿轮带动运转。整组行星齿轮沿着外齿轮环自动出力轴输出达到加速目的。2.4总结本小节围绕三种大速比行星齿轮的特点展开了相关调查。并充分利用转动比公式分析大速比齿轮实现大传动比的原理：三种大速比行星齿轮的传动比与两个齿圈的齿数差成反比，由于三种大速比行星齿轮中两个齿圈的齿数很接近，因此可实现很大的传动比。3大速比行星齿轮效率优化3.1大速比行星齿轮效率偏低的原因大速比行星齿轮的一大特点是可实现大传动比，且传动比范围大，但效率偏低，难以满足工程需求，并会带来发热大、润滑状况恶劣等问题。效率问题是影响大速比行星齿轮获得广泛应用的一大难题。为了探究大速比行星齿轮效率偏低的主要原因，必须深入了解大速比行星齿轮内部的功率流。本小节采用单元分析法分析内部功率流，首先将大速比行星齿轮分解成简单的中心轮-行星架型轮系单元，并绘出离散图，然后按图建立运动方程组和力矩方程组并联立求解，再按照构件传递功率是正值还是负值，在离散图中表示出功率流向。可见大速比行星齿轮内部存在循环功率流，循环功率只在轮系单元中循环。大速比行星齿轮中存在的循环功率流，增加了摩擦功率损失，降低了大速比行星齿轮的效率，这也是大速比行星齿轮的效率偏低的主要原因。3.2大速比行星齿轮效率优化的方法国家标准（GB/T1357-2008）中规定的齿顶高系数的标准值为：当采用正常齿制时，齿顶高系数*ha=1；当采用短齿制时，齿顶高系数*ha=0.8。上述规定往往是为了齿轮的标准化生产。但是如果齿顶高系数允许在合理范围内改变和取值，通过同时调整变位系数和齿顶高系数，可以调整齿顶圆压力角，进而调整啮入重合度和啮出重合度的数值，从而获得低耗齿轮，实现齿轮高的啮合效率。按照三行星轮正号机构NN的配齿方法，在传动比10到30之间，齿圈b的齿数为87进行配齿计算。对这些齿数组合进行优化，获得的优化前后效率值在表3.17中体现。优前的效率值按传动比从小到大排列，依次为85.99%、85.63%、85.30%、85.15%、85.02%；优化后的效率值同样从小到大排列，依次为89.43%、89.36%、89.29%、89.27%、89.25%。不难发现在这五组齿数组合下，优化前后不同传动比的效率值均随传动比的增大而减小。传动比越大时，优化后的效率相比优化前的效率提高幅度越大3.3本章小结由于效率不高，尽管大速比行星齿轮能实现很大的传动比，还是限制了他们在市场上的广泛应用。采用单元分析法分析发现大速比行星齿轮内部存在循环功率流是其效率偏低的主要原因。此外，本文还分析了提高齿轮啮合效率的参数优化方法，基于低耗齿轮实现高效率啮合的原理，提出同时改变啮合轮齿的变位系数和齿顶高系数的方法以实现啮合轮齿的啮入重合度和啮出重合度相等，从而实现低耗齿轮高效率啮合。4大速比行星齿轮静态均载特性分析4.1静态均载特性结果分析本节将考虑行星轮轴承孔位置误差和行星论齿厚误差额静力学均载模型进行分析和对比。①行星轮轴承孔位置误差。如果只考虑行星轮轴承孔的位置存在正误差，正误差的取值范围是0~100μm。由于只考虑静力学特性时，行星齿轮的均载系数是随误差值的变化而成线性变化的，因此三种大速比行星齿轮及NGW行星齿轮的均载系数均随行星轮轴承孔位置误差而线性增长。由于采用单浮动措施时，一半的行星轮轴承孔正的位置误差会通过中心轮的浮动会被弥补。因此采用单浮动措施后，尽管部分轴承孔位置误差通过浮动抵消了，但是由于行星轮系的系统刚度更大，因此NGWN（Ⅰ）和NGWN(Ⅱ)的均载系数比正号机构NN和NGW行星齿轮要大，它们的均载性能更差，因此对行星轮行星轮轴承孔位置误差更敏感。②对于普通NGW行星齿轮，正的行星轮齿厚误差会使得该行星轮相对于其他行星轮提前进入啮合，而负的行星轮齿厚误差则使得该行星轮滞后于其他行星轮进入啮合，使得各行星轮的载荷分配发生变化，行星轮系的均载特性由此发生变化。而对于采用双联行星轮的NGWN(Ⅰ)型和正号机构NN行星齿轮，双联行星轮上的误差并无直接关系，它们可能有误差值不同的齿厚误差。双联行星轮上不同的齿厚误差组合本文考虑的双联行星轮齿厚误差类型为行星轮c有负的齿厚误差，行星轮d有正的齿厚误差。而NGWN(Ⅱ)和NGW行星齿轮都不采用双联行星轮，因此这两种行星齿轮只考虑其上有负的齿厚误差。4.2本章小结限制大速比行星齿轮获得广泛应用的第二个缺点是大速比行星齿轮的均载性能对制造误差敏感，当制造精度较低时，大速比行星齿轮的均载性能较差。5大速比行星齿轮热弹流润滑特性分析5.1大速比行星齿轮热谈流分析可实现较大的传动比，但由于效率偏低导致在传递大功率时发热量大，润滑状况恶劣。为了使大速比行星齿轮获得工程应用价值，一方面可通过提高效率来降低发热；另一方面，在维持同样的效率和发热的情况下，采用双压力角非对称齿轮来降低润滑油的最高温升，增加润滑油的最小油膜厚度，从而改善大速比行星齿轮的润滑状况。对NGWN(Ⅰ)、NGWN(Ⅱ)和正号机构NN这三种大速比行星齿轮进行热弹流润滑分析，分析它们在传递大功率时润滑油的最大温升和最小油膜厚度。在此基础上，为了改善大速比行星齿轮的润滑状况，尝试将双压力角非对称齿轮应用在这三种大速比行星齿轮中，工作侧采用大压力角，并利用齿轮热弹流润滑模型分析双压力角非对称齿轮对于改善大速比行星齿轮的润滑状况的积极作用。5.2热弹流润滑数值计算方法①润滑油压力计算本文采用多重网格法求解润滑油压力分布，计算油膜厚度时采用多重网格积分法。应用多重网格法求解压力分布的过程实际上就是把计算区域划分成一系列疏密不同的多层网格，让每一层网格都代表一个计算域，Reynolds方程是与压力有关的二阶偏微分方程，按照多重网格的原理需要对其进行格式离散，以此将得到代数方程组的近似解和偏差进行转移，然后在每层网格上进行迭代，最终在最稠密的网格上获得合乎精度要求的数值解。②温度分布计算1）油膜速度场的计算为了获得油膜温度场的分布，需要求解油膜连续方程、能量方程、上下界面温度条件；这些方程的求解依赖于给定压力分布和油膜厚度条件下确定的油膜速度场。速度场的获得，可以对运动方程进行积分。2）油膜连续性方程及其离散3）润滑油能量方程的离散化4）上下界面温度条件5.3大速比行星齿轮热弹流润滑结果5.3.1NGWN(Ⅰ)热弹流润滑结果由实验可得，NGWN(Ⅰ)齿轮副d-e啮合过程中的最小油膜厚度图。对称齿轮“20°/20°”啮合过程的最小油膜厚度比非对称齿轮“25°/20°”要薄，。两者的最小油膜厚度分别为0.60μm和0.69μm。5.3.2NGWN(ⅠI)热弹流润滑结果由实验可得，采用非对称齿轮时可以使得工作侧的啮合线上的最高温升大大降低。对比NGWN(Ⅰ)齿轮副b-c啮合线的最高温升，由于NGWN(Ⅱ)的效率要比NGWN(Ⅰ)要低，NGWN(Ⅱ)的总效率为78.78%NGWN(Ⅰ)的总效率为88.79%。因此NGWN(Ⅱ)的齿轮副b-c的最高温升是126℃，比NGWN(Ⅰ)的齿轮副b-c的最高温升61℃要高出一倍。5.3.3正号机构NN热弹流润滑结果对称齿轮“20°/20°”啮合线上的最小油膜厚度比非对称齿轮“25°/20°”的最小油膜厚度要薄。啮合线上的最小油膜厚度均位于单齿啮合的的上限点，齿轮副b-c采用对称齿轮“20°/20°”的最小油膜厚度为1.22μm；采用非对称齿轮“25°/20°”的最小油膜厚度为1.43μm。因此采用非对称齿轮时，可以使得正号机构中的齿轮副b-c的最小油膜厚度增加，润滑状况得以改善。5.3.4三种大速比行星齿轮热弹流润滑结果对比当啮合点到达节点位置时，温度值降到最低，在节点时，齿面不存在相对滑动速度，局部摩擦系数也是最低值，故此时的温度最低。过了节点之后，在相对滑动速度和摩擦力的作用最大温升呈上升趋势，当到达单双齿交替区域时温度有突然下降，这是由于单对齿载荷有所减小，过了尖点之后继续上升，一直到啮合齿轮即将退出啮合，此时再度产生一个较高的温升，这是由于啮出点的相对速度较大，局部摩擦系数也较大的原因，但此时的温度相对于刚进入啮合时的温度要低。可见由于三种大速比行星齿轮的效