SX4180型載貨汽車輪邊減速器設(shè)計論文說明書

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1、 摘要 隨著現(xiàn)代車輛載質(zhì)量的不斷提高，重型車輛的傳動比在不斷增大。為了適應(yīng)這一要求，帶有輪邊減速器的雙級主減速器得到了廣泛應(yīng)用。本文設(shè)計的輪邊減速器為行星齒輪式輪邊減速器。由于其載重量大，對結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求較高，選用2K-H型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)。根據(jù)車輛的總體設(shè)計要求，確定輪邊減速器的傳動比，參考同類型產(chǎn)品，確定各個齒輪的齒數(shù)，選擇合適的材料及加工精度。對各種約束條件進(jìn)行驗(yàn)證，然后對各個零件進(jìn)行強(qiáng)度校核。結(jié)合輪邊減速器的設(shè)計參數(shù)對該齒輪副進(jìn)行效率檢驗(yàn)。 本文利用三維實(shí)體建模技術(shù)對輪邊減速器進(jìn)行了虛擬制造和虛擬裝配，并進(jìn)行了運(yùn)動仿真。通過實(shí)體建模和裝配，對零件設(shè)計進(jìn)行干涉檢查。運(yùn)用仿真技術(shù)，對輪

2、邊減速器的運(yùn)動干涉和運(yùn)動正確性進(jìn)行檢查。 關(guān)鍵詞：輪邊減速器；強(qiáng)度校核；實(shí)體建模。 I Abstract In this article, the designing of the wheel-side planetary reducer of SX4180 is introduced. According to the large loads, the 2K-H planetary reducer is chose. First, in accordance with the experience, the number of gears teeth is designed. S

3、econd, the material and the precision were chose. Then, according to the contact fatigue strength, the modulus of the gear pears can be got. After that, the bending fatigue strength should be checked. After designing the parameters, the size of modules can be got and the efficiency can be checked.

4、As the last link of the system, the wheel side planetary do hard work. In this article, an efficient work will be done with the computer technology.. Key Words: Wheel-side planetary reducer; strength check; Solid modeling. 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 目 錄 I 引 言 1 1 緒論 2 1.1 輪邊減速器研究背景 2 1.2

5、輪邊減速器研究意義 3 1.3 輪邊減速器文獻(xiàn)綜述 4 1.4 研究方向 9 2 輪邊減速器設(shè)計 10 2.1 車型數(shù)據(jù) 10 2.2 輪邊減速器設(shè)計計算 11 2.2.1 輪邊減速器的傳動方案 11 2.2.2 傳動比設(shè)計 14 2.2.3 齒輪材料的選擇 14 2.2.4 齒輪模數(shù)的設(shè)計 15 2.2.5 齒輪幾何參數(shù)的確定及校驗(yàn) 17 2.2.6 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 20 2.2.7 齒輪傳動效率 26 2.2.8 齒輪強(qiáng)度校核驗(yàn)算 27 2.2.8 行星軸的設(shè)計 33 2.2.9 花鍵的選用及校核 34 2.2.10 潤滑方式的選擇 37 3 輪邊減

6、速器實(shí)體建模及運(yùn)動分析 39 3.1 實(shí)體建模技術(shù)的發(fā)展和選用 39 3.2 輪邊減速器的實(shí)體建模與裝配 41 3.2.1 輪邊減速器實(shí)體建模 41 3.2.2 輪邊減速器裝配圖 43 3.2.3 輪邊減速器運(yùn)動分析 45 結(jié) 論 50 致 謝 51 參考文獻(xiàn) 52 引 言 在重型載貨貨車、礦用汽車、越野車或大型客車上，一般要求有較大的主傳動比和比較大的離地間隙，滿足載貨汽車對重載和通過性的要求。輪邊減速器的出現(xiàn)，較好的解決了這一問題。 本文設(shè)計的輪邊減速器采用行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)，與普通定軸齒輪傳動相比，有很多優(yōu)點(diǎn)，如體積小、重量輕，變速比大等。輪邊減

7、速器，其主要是由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈和行星輪架組成，其主動件太陽輪與半軸相連，被動件行星輪架與車輪相連，齒圈與橋殼相接。從發(fā)動機(jī)經(jīng)變速器把動力傳遞到后橋的主減速器，再從主減速器的輸出端傳遞到輪邊減速器及車輪，以驅(qū)動車輛前進(jìn)或后退。在這一過程中，輪邊減速器的工作原理就是把主減速器傳遞的轉(zhuǎn)速和扭矩經(jīng)過降速增矩后，再傳遞給車輪，提高傳動效率，以便使車輪在地面附著力的反作用下，產(chǎn)生較大驅(qū)動力。 本文對輪邊減速器的傳動比，配齒數(shù)進(jìn)行了設(shè)計，并對安裝條件和零件強(qiáng)度進(jìn)行了校核。利用實(shí)體建模技術(shù)對輪邊減速器進(jìn)行了虛擬制造和虛擬裝配并進(jìn)行了運(yùn)動分析。 1 緒論 輪邊減速器是傳動系統(tǒng)中的最后一級，所受

8、到的扭矩最大，所以其強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)合理與否對于整個傳動系統(tǒng)有很大的影響。輪邊減速器的設(shè)計受到很多條件的限制，如安裝條件、鄰接條件、同心條件和傳動方向等，因此在設(shè)計輪邊減速器時要綜合考慮各種約束條件。 一般輪邊減速器有普通定軸直齒和行星齒輪傳動兩種結(jié)構(gòu)形式，但由于普通定軸直齒傳動有很多不可避免的缺點(diǎn)，如速比的限制、安裝尺寸的限制、傳動方向的限制等，已經(jīng)很少。使用因此本文中所設(shè)計的輪邊減速器采用的是行星齒輪傳動。 1.1 輪邊減速器研究背景 所有機(jī)械系統(tǒng)都由原動機(jī)、傳動系統(tǒng)、工作部件和控制系統(tǒng)組成。盡管工作部件隨機(jī)器的用途而千變?nèi)f化，但傳動系統(tǒng)是不可缺少的組成部分。目前，齒輪傳動仍是各類機(jī)械中應(yīng)

9、用最為廣泛的一種傳動形式。它靠主動輪的輪齒依次推動從動輪輪齒來傳遞運(yùn)動和動力，可以傳遞任意配備的平行軸、相交軸及相錯軸之間的回轉(zhuǎn)運(yùn)動，因此齒輪傳動技術(shù)成為機(jī)械工程技術(shù)的重要組成部分。由于齒輪傳動在機(jī)械行業(yè)乃至整個國民經(jīng)濟(jì)中占有重要地位和發(fā)揮巨大作用，齒輪傳動被公認(rèn)為工業(yè)和工業(yè)化的象征。 在目前用于傳遞動力與運(yùn)動的機(jī)構(gòu)中，減速機(jī)的應(yīng)用范圍相當(dāng)廣泛。幾乎在各式機(jī)械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機(jī)車，建筑用的重型機(jī)具，機(jī)械工業(yè)所用的加工機(jī)具及自動化生產(chǎn)設(shè)備，到日常生活中常見的家電，鐘表等。其應(yīng)用從大功率的傳輸工作，到小負(fù)荷，高精度的角度傳輸都可以見到減速機(jī)的應(yīng)用，而且在工

10、業(yè)應(yīng)用上，減速機(jī)具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。 在汽車行業(yè)中，由于車輛的工作環(huán)境復(fù)雜，需要適應(yīng)多工況、多轉(zhuǎn)速，變扭矩的工作環(huán)境，減速機(jī)的應(yīng)用非常廣泛。在車輛中，一般都設(shè)置有多級減速器和主減速器。其中，主減速器分為單級主減速器和多級主減速器。雙級主減速器的第二級一般安裝在輪轂內(nèi)，稱為輪邊減速器。 輪邊減速器是汽車傳動系中最后一級減速增扭裝置。由于采用輪邊減速器的驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)相對較復(fù)雜,成本較高,只有當(dāng)驅(qū)動橋總減速比大于12的工程機(jī)械、重型車和對離地間隙有特殊要求的越野車,才推薦采用輪邊減速器，以滿足其特殊的工況要求。 目前，國內(nèi)外礦用汽車的驅(qū)動橋廣泛采用行星齒輪減速器。行星減速器與普通定軸圓柱齒輪

11、減速器相比，具有重量輕、體積小和傳動比大的優(yōu)點(diǎn)。輪邊減速器設(shè)置在車輪的輪轂內(nèi)，使得整個驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)更加緊湊，同時降低一級主減速器、半軸和差速器的負(fù)荷，減小傳動部件的結(jié)構(gòu)尺寸，保證后橋具有足夠的離地間隙，提高了車輛的通過性能以及降低整車裝備質(zhì)量。 在載貨汽車設(shè)計中，前期的整車布局和軸荷計算階段已經(jīng)確定汽車所采用的輪胎型號，因此相對應(yīng)的輪輞直徑也隨之確定。所以礦用汽車輪邊減速器的設(shè)計任務(wù)就是在有限空間條件約束下，盡量減小各部件體積、提高傳遞扭矩能力。 1.2 輪邊減速器研究意義 輪邊減速器多用于大型工程機(jī)械、載貨汽車、越野車及軍用車上。在過去多用單級主減速器，單級主減速器存在體積龐大，結(jié)構(gòu)復(fù)雜

12、維修困難等弊端。為了改善通過性，在此類汽車上一般使用二級主減速器，擴(kuò)大主傳動比，增大離地間隙，改善通過性。 變速裝置是傳動系統(tǒng)中很重要的組成部分，它的設(shè)計的好壞直接關(guān)系到傳動效率、燃油消耗率、汽車的使用壽命，甚至是能否啟動的問題。而輪邊減速器是傳動系統(tǒng)的最后一部分，它起到了減速增扭和改變傳動方向的作用，直接將動力傳輸?shù)捷喬ド希虼溯嗊厹p速器的設(shè)計也至關(guān)重要。尤其是大型非公路用車和中型載貨汽車，由于路面條件限制，必須將更多的傳動比分配到驅(qū)動橋上，因此輪邊減速器可以大大的改善整車的結(jié)構(gòu)和性能。 車輛的另一個重要指標(biāo)是通過性。在一定載質(zhì)量下，汽車能以足夠高的平均車速通過各種壞路及無路地帶和克服各

13、種障礙的能力，稱為汽車的通過性。壞路及無路地帶，是指松軟土壤、沙漠、雪地、沼澤等松軟地面及坎坷不平地段；各種障礙，是指陡坡、側(cè)坡、臺階、壕溝等。輪邊減速器可以分配部分主減速器的傳動比，減小驅(qū)動橋殼的體積，增大離地間隙，從而有效的提高車輛的通過性。 1.3 輪邊減速器文獻(xiàn)綜述 通過機(jī)械傳動將動力機(jī)的速度降低，使之滿足執(zhí)行系統(tǒng)的需求的傳動裝置稱為減速器。減速器根據(jù)傳動形式可分為齒輪減速器、渦輪減速器、齒輪-渦輪減速器、行星齒輪減速器和擺線針輪減速器；根據(jù)齒輪的形式可分為圓柱、圓錐、和圓錐-圓柱齒輪減速器。根據(jù)級數(shù)可分為單級和多級減速器。 在車輛中，減速器的應(yīng)用廣泛，主要有多級變速器和

14、主減速器。主減速器是汽車傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件。對發(fā)動機(jī)縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。汽車正常行駛時，發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉(zhuǎn)速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內(nèi)齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉(zhuǎn)速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機(jī)構(gòu)的傳動負(fù)荷。所以，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設(shè)置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可以使變速箱的尺寸、質(zhì)量減小，操縱省力。

15、為了滿足現(xiàn)代車輛的對載質(zhì)量不斷增大和適應(yīng)復(fù)雜路況的要求，主減速器應(yīng)設(shè)置為多級。目前重型載貨車的主減速器一般設(shè)置為兩級，其中第二級主減速器安裝在輪轂中，稱為輪邊減速器。 由于周轉(zhuǎn)輪系具有重量輕、結(jié)構(gòu)緊奏、傳動比高的特點(diǎn)，輪邊減速器一般采用此種傳動形式。周轉(zhuǎn)輪系由行星輪，行星架，中心輪（太陽輪）三個基本部件構(gòu)成，按其自由度的數(shù)目可以分為兩種基本類型：差動輪系，具有兩個自由度的周轉(zhuǎn)輪系，在三個基本構(gòu)件中，必須給定兩個構(gòu)件的運(yùn)動，才能求出第三個構(gòu)件的運(yùn)動；行星輪系，即具有一個自由度的周轉(zhuǎn)輪系，三個基本部件中，任意一個固定，在任意一個作為輸入，剩下的作為輸出件。 行星輪系的分類，在庫氏分類方法中，行

16、星齒輪傳動基本代號為：Z-中心輪，X-轉(zhuǎn)臂，V-輸出軸（庫氏原著作中，K-中心輪，H-轉(zhuǎn)臂）。其基本構(gòu)件配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他結(jié)構(gòu)型式行星齒輪傳動大都是它們演化型式或組合型式。 （1）Z-X型行星齒輪傳動基本構(gòu)件包括有兩個中心輪z和轉(zhuǎn)臂x話，則該行星齒輪傳動類型代號為2Z-X，圖1-1和圖1-2所示為較常見2Z-X型傳動簡圖。當(dāng)轉(zhuǎn)臂x固定時，若該行星齒輪傳動中中心輪a與內(nèi)齒輪b轉(zhuǎn)向相反，即其轉(zhuǎn)臂x固定傳動比ix<0,則稱其為２Ｚ-Ｘ型負(fù)號機(jī)構(gòu)。當(dāng)轉(zhuǎn)臂x固定時，若中心輪a與b，中心輪b與e轉(zhuǎn)向相同，即其傳動比ix>0,則稱其為２Z-Ｘ型正

17、號機(jī)構(gòu)。 圖1-1 2Z-X型負(fù)號機(jī)構(gòu) 圖1-2 2Z-X型正號機(jī)構(gòu) 為了使２Ｚ－Ｘ型和３Ｚ型行星齒輪傳動中各種傳動型式都有一個確定傳動代號，便于人們分析研究各種傳動型式運(yùn)動學(xué)、受力分析和效率計算以及強(qiáng)度計算等問題，本文采用字母Ａ、Ｂ、Ｃ…附加一個上角標(biāo)和兩個下角標(biāo)來表示其傳動類型代號；上角標(biāo)表示固定構(gòu)件，第一個下角標(biāo)表示輸入基本構(gòu)件，第二個下角標(biāo)表示輸出基本構(gòu)件。例如，圖1-1（a）所示2Z-X型（ix<0）行星齒輪傳動，可用傳動代號Aaxb表示。Aaxb型行星齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、制造容易，外形尺寸小，質(zhì)量小，傳動效率高等特點(diǎn)。結(jié)構(gòu)合理?xiàng)l件下，通常，其傳動

18、比范圍為iaxb=2.8~13，傳動效率ηaxb=0.97~0.99。目前該傳動類型已獲了較廣泛應(yīng)用。 圖1-1（b）所示具有雙齒圈行星輪c-d2Z-X型（ix<0）傳動型式，可用傳動代號Baxb表示。其合理傳動比范圍為iaxb=7~16，傳動效率仍較高；但采用了雙齒圈行星輪，故制造安裝較復(fù)雜些。 圖1-1（c）所示為圓錐齒輪2Z-X型（ix<0）行星齒輪傳動，用傳動代號C（ab）x表示。該行星傳動主要用于差動齒輪裝置；這種傳動型式差速器汽車、坦克、拖拉機(jī)和金屬切削機(jī)床及儀器等齒輪傳動裝置中已獲廣泛應(yīng)用。 圖1-2（a）所示2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動，用傳動代號Dxab表示。按其

19、傳動比絕對值來說，ixab可以達(dá)到很大值。但其具有雙外嚙合齒輪傳動，嚙合摩擦損失較大，故其傳動效率較低，一般，該D型行星齒輪傳動基本上不用于傳遞動力。 圖1-2（b）所示2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動（nP≥3），用傳動代號Exeb（1）表示。其合理傳動比范圍為ixeb=8~30。它具有雙內(nèi)嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦損失較小。當(dāng)傳動比ixeb<50時，其傳動效率ηxeb值可達(dá)0.8以上。但傳動比ixeb增加其效率ηxeb值會降低。 圖1-2（c）所示少齒差2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動（nP=1），用傳動代號Exeb（2）表示。其合理傳動比范圍為iabe=30~100。它具有（Zb-

20、Zc）少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦損失較小，故該行星齒輪傳動的傳動效率較高，ηabe值可達(dá)0.9。 （2）3Z型行星齒輪傳動。圖1-3所示3Z型行星齒輪傳動中，其基本構(gòu)件是三個中心輪a、b 和e，故其傳動類型代號為3Z。3Z型行星傳動中，其轉(zhuǎn)臂x不承受外力矩作用，，它基本構(gòu)件，而用于支承行星輪心軸所必需結(jié)構(gòu)元件，，該轉(zhuǎn)臂x又可稱為行星輪支架（簡稱為行星架）。 圖1-3 3Z型行星齒輪傳動 3Z型行星齒輪傳動中，較常見傳動型式有如下三種。 1）3Z（Ⅰ）型：具有雙齒圈行星輪3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（a）所示。它結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：內(nèi)齒輪b固定，而旋轉(zhuǎn)中心輪a和e 分別與

21、行星輪c和d相嚙合，故可用傳動代號3Z（Ⅰ）表示。各種機(jī)械傳動中，它已獲了較廣泛應(yīng)用。3Z（Ⅰ）型較合理傳動比范圍為iabe=20~300，其傳動效率ηabe=0.8~0.9。 2）3Z（Ⅱ）型：具有單齒圈行星輪c3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（b）所示。該3Z型行星傳動結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈行星輪c相嚙合；即內(nèi)齒輪b固定，兩個旋轉(zhuǎn)中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合，故可用傳動代號3Z（Ⅱ）表示。它是一項(xiàng)較新型行星齒輪傳動，目前該項(xiàng)傳動新技術(shù)我國齒輪傳動中已獲了日益廣泛應(yīng)用。3Z（Ⅱ）型合理傳動比范圍為iabe=50~300，其傳動效率為ηabe=0.70~0.84。

22、3）3Z（Ⅲ）型：具有雙齒圈行星輪3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（c）所示。它結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是：內(nèi)齒輪e固定，兩個旋轉(zhuǎn)中心輪a和b與同一個行星輪c相嚙合，而另一個行星輪d與固定內(nèi)齒輪e相嚙合；故可用傳動代號3Z（Ⅲ）表示。它傳動比iabe范圍和傳動效率與3Z（Ⅰ）型基本相同。，實(shí)際應(yīng)用中，一般很少采用3Z（Ⅲ）型行星齒輪傳動。 在此，應(yīng)該指出是：3Z型行星齒輪傳動用于短期間斷工作機(jī)械傳動裝置中最為合理，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比大和傳動效率較高等特點(diǎn)。但3Z型行星傳動制造和安裝比較復(fù)雜。當(dāng)中心輪a 輸出時，傳動比|i|大于某個值后，該行星齒輪傳動將會產(chǎn)生自鎖。其中，3Z（Ⅱ）型行星傳動結(jié)構(gòu)更加緊湊，制

23、造安裝較3Z（Ⅰ）型簡單。但3Z（Ⅱ）型行星傳動中，其內(nèi)齒輪b和e 齒數(shù)不相等，即zb≠ze；公共行星輪c既要與中心輪a相嚙合，同時又要與內(nèi)齒輪b和e相嚙合，故該3Z型行星傳動必須采用角度變位。進(jìn)行角度變位計算時，其各個齒輪應(yīng)選擇不同變位系數(shù)，以保證各嚙合齒輪副具有相同角度變位中心矩a′,以滿足3Z（Ⅱ）型行星齒輪傳動同心條件。但3Z（Ⅱ）型行星傳動進(jìn)行角度變位后嚙合角a′大于壓力角a，即a′>a=20°，故其傳動效率較3Z（Ⅰ）型要低些。 （3）Z-X-V型行星齒輪傳動 把2Z-X(A)型傳動中齒輪a去掉，將行星輪c直徑增大，并使內(nèi)齒輪b與行星輪c齒數(shù)差變很少；然后將從動輪c運(yùn)動機(jī)構(gòu)W傳

24、到輸出軸V，則可構(gòu)成一個由轉(zhuǎn)臂x主動和行星輪c從動少齒差行星齒輪傳動（見圖1-4）。 少齒差行星齒輪傳動中，其基本構(gòu)件是一個中心輪b(代號Z)、轉(zhuǎn)臂x和輸出軸V，故其類型代號為Z-X-V。行星輪c軸線與輸出軸V存一個偏心距離，需要設(shè)置一個將行星輪c回轉(zhuǎn)運(yùn)動傳遞到輸出軸V、傳動比等于1輸出機(jī)構(gòu)（即W機(jī)構(gòu)）。該行星傳動嚙合齒輪副僅有一個c-b傳動形式，故它不必再用其他傳動代號。漸開線少齒差行星齒輪傳動和常見擺線針輪行星傳動大都屬于Z-X-V型行星傳動。 圖1-4 Z-X-V型傳動 Z-X-V型漸開線少齒差行星齒輪傳動傳動范圍為ixvb=10~100，傳動效率為η=0.75~0

25、.93。結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、加工方便，但行星輪軸承徑向力較大，適用于中小功率，一般p≤18kw,個別達(dá)到20~45kw；傳動比較大，適用于短期工作。若采用擺線針輪行星傳動，則適用于功率P≤100kw，任何工作制度，其傳動效率為η=0.90~0.97。目前應(yīng)用較廣泛，但制造精度要求較高，且高速軸轉(zhuǎn)速nx≤1500r/min。 2K－H型傳動方式簡便，采用較普遍，零配件采購也更方便。因此在本輪邊減速器的設(shè)計中也采用2K－H型。2K－H型傳動中，有正號機(jī)構(gòu)和符號機(jī)構(gòu)之分，且他還可分為更多種的形式。如：NGW、NW、WW，NN。他們的傳動比范圍和傳動效率，以及傳動功率范圍都有很大的不同。根據(jù)本次要設(shè)計

26、的輪邊減速器的傳動比為大約3.47，而NGW型最佳傳動比為3～9，因此選用NGW型行星齒輪傳動系統(tǒng)。 NGW型是動力傳動中應(yīng)用最多，傳動功率最大的一種行星傳動。他由內(nèi)外嚙合和共用行星輪組成，它的結(jié)構(gòu)簡單，軸向尺寸小，工藝性好，效率高，雖然傳動比比較小，但可通過多級串聯(lián)組成傳動比大的輪系。本設(shè)計中所需傳動比較小，因此不用串聯(lián)，只需要單級。 1.4 研究方向 本課題根據(jù)給定的技術(shù)指標(biāo)對輪邊減速器的結(jié)構(gòu)形式及各部件參數(shù)進(jìn)行設(shè)計和計算。運(yùn)用UG軟件進(jìn)行實(shí)體建模并進(jìn)行運(yùn)動學(xué)分析。具體包括： 1. 減速器傳動比設(shè)計； 2. 材料選擇； 3. 幾何和強(qiáng)度校核； 4. UG建模及運(yùn)動分析；

27、 52 2 輪邊減速器設(shè)計 2.1 車型數(shù)據(jù) 表2-1 質(zhì)量參數(shù)：(kg) 載質(zhì)量 12000 整備質(zhì)量 6500 總質(zhì)量 18000 表2-2尺寸參數(shù)： (mm) 外形尺寸 5800×2488×2920 軸距 3500 接近角/離去角(度) 32/34 車箱內(nèi)部尺寸 9500×2294×550 輪距 1939/1830 最小離地間隙 240 其它參數(shù)： 1、最高車速：80kg/h 2、最大爬坡度(%)：40 3、軸數(shù)：2 4、車輪及輪胎：12.00R20 表2-3輪胎規(guī)格（mm） 輪胎規(guī)格 新胎充氣后 輪胎最大使用尺寸 規(guī)格

28、 斷面寬度 外直徑 負(fù)荷半徑 斷面寬度 外直徑 一般花紋 加深花紋 一般花紋 加深花紋 12.00R20 315 1125 1135 526 337 1153 5、發(fā)動機(jī)參數(shù) 康明斯發(fā)動機(jī)型號 C260 20 額定功率/轉(zhuǎn)速 191/2200 最大扭矩/轉(zhuǎn)速 1025/1400 低怠速 700_100 最高空載轉(zhuǎn)速 2500 排放法規(guī) Euro III 進(jìn)氣形式 增壓中冷 2.2 輪邊減速器設(shè)計計算 由于在輪邊減速器與車

29、輪有裝配關(guān)系，所以在確定輪邊減速器尺寸時，應(yīng)考慮車輪的安裝。輪邊減速器的輪廓尺寸也受到車橋的輪距限制，設(shè)計時應(yīng)予以考慮。 2.2.1 輪邊減速器的傳動方案 在選擇傳動方案之前，應(yīng)首先對SX4180型載貨汽車在動力性能上的要求以及整車布置情況，可以大致對此輪邊減速器提出如下的設(shè)計要求： (1)從技術(shù)先進(jìn)性、生產(chǎn)合理性和實(shí)用要求出發(fā)，正確地選擇性能指標(biāo)(如2.2.2中輪邊減速器設(shè)計傳動比和2.2.6中傳動效率等)、重量和主要尺寸，提出整體設(shè)計方案，并在整體方案下對各零部件設(shè)計提供參數(shù)和設(shè)計要求； (2)要求所設(shè)計的輪邊減速器結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、安全可靠性高、便于加工制造、造型美觀、維修方便

30、、運(yùn)動協(xié)調(diào)； (3)零部件布置合理，方便其他環(huán)節(jié)如制動器等與減速器相匹配零部件的設(shè)計與安裝； (4)工作安全可靠，運(yùn)動較平穩(wěn)。 在常見的機(jī)械傳動中，可以作為減速傳動的傳動型式有：齒輪傳動、渦輪蝸桿傳動、帶傳動、鏈傳動、液力傳動以及一些特殊的連桿機(jī)構(gòu)等。而齒輪傳動具有其傳動可靠、傳動效率高、所占空間小等優(yōu)點(diǎn)，成為輪邊減速器的一種理想選擇。 齒輪傳動應(yīng)用于輪邊減速器，其工程實(shí)例已經(jīng)很廣泛。其中．普通定軸圓柱齒輪式輪邊減速器是由一對圓柱齒輪構(gòu)成，可以將主動齒輪置于從動齒輪的垂直上方或者將主動齒輪置于從動齒輪的垂直下方等兩種方案。第一種方案可以提高汽車的離地間隙；某些雙層公交車，為了降低汽車的

31、質(zhì)心高度和車廂的地板高度，提高汽車的穩(wěn)定性和乘客上下車的方便性，便將圓柱齒輪減速器的主動輪置于從動輪的下方。 普通定軸圓柱齒輪輪邊減速器結(jié)構(gòu)型式簡單，零部件少，但是如果將其作為載貨汽車的輪邊減速裝置，其不足之處很明顯：為了保證傳動比，即使將驅(qū)動橋半軸輸出端的齒輪直徑盡量減小，但是與之嚙合的齒輪的直徑仍然較大，如果將驅(qū)動軸置于輪轂從動齒輪上方，則會使驅(qū)動橋重心位置升高，不利于汽車的穩(wěn)定性；相反地，如果將驅(qū)動電機(jī)軸置于輪轂從動齒輪下方，就必然會使車輛的離地間隙減小，從而降低了汽車的通過性。這都不是理想的設(shè)計目標(biāo)。 而齒輪減速傳動的另一種型式——行星齒輪傳動，則很適合于如前所述的設(shè)計要求。其依據(jù)

32、是行星齒輪傳動有如下主要特點(diǎn)： (1)結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、體積小。由于行星齒輪傳動具有功率分流和動軸線的運(yùn)動特性，而且各中心輪成共軸線式的傳動，以及合理地應(yīng)用內(nèi)嚙合。因此，可使其結(jié)構(gòu)非常緊湊。由于在中心輪的周圍均勻地分布著數(shù)個行星輪來共同分擔(dān)載荷，故使得每個齒輪受到的載荷較小，所以，可采用較小的模數(shù)。此外，在結(jié)構(gòu)上充分采用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕，而承載能力卻很大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和重量約為普通定軸齒輪傳動的 1/2~1/6； (2)傳動比較大。只需要選擇適當(dāng)?shù)男行莻鲃拥念愋图芭潺X方案，便可以用少數(shù)幾個齒輪而得到很

33、大的傳動比，即使在其傳動比很大時，仍然可保持結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕的優(yōu)點(diǎn)； (3)傳動效率高。由于行星齒輪傳動的對稱性，即它具有數(shù)個均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉(zhuǎn)臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇適當(dāng)、結(jié)構(gòu)布置合理的情況下，其效率可以達(dá)到0.97~0.99； (4)運(yùn)動平穩(wěn)、抗沖擊和震動的能力強(qiáng)。由于采用了數(shù)個相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數(shù)增多，故行星齒輪傳動的運(yùn)動平穩(wěn)，抵抗沖擊和震動的能力強(qiáng)，工作較可靠。 雖然行星齒輪傳動需要優(yōu)質(zhì)材料、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造和安裝也較困難。但是隨著人們對

34、行星齒輪傳動技術(shù)進(jìn)一步深入地了解和掌握，以及對國外行星齒輪傳動技術(shù)的引進(jìn)和消化吸收，輪邊減速器的傳動結(jié)構(gòu)和均載方式都不斷完善，同時生產(chǎn)工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件困難的事情。實(shí)踐表明，在具有中等技術(shù)水平的工廠也是完全可以制造出合格的行星齒輪機(jī)構(gòu)的。 從以上論述可以看出，無論是從傳動型式上，還是從制造加工的可操作性上，行星齒輪作為此輪邊減速器都是可行的。因此SX4180型載貨汽車輪邊減速器采用行星齒輪傳動結(jié)構(gòu)。 行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也不少。國內(nèi)主要采用的是前蘇聯(lián)B.H.庫的略夫采夫提出的按照行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)的基本構(gòu)件分類的方式。把行星齒輪傳動

35、的基本代號設(shè)為：K-中心輪，H-轉(zhuǎn)臂，V-輸出軸。行星齒輪的分類有：2K-H、3K和K-H-V三種基本形式，而其他結(jié)構(gòu)型式的行星齒輪傳動大都是以上三種結(jié)構(gòu)的演化型式或組合形式。 同時，2K—H型行星齒輪結(jié)構(gòu)具有制造簡單、安裝方便、外形尺寸小，重量輕、傳動效率高等特點(diǎn)，雖然3K及K-H-V型也有傳動比大、效率高等特點(diǎn)，但考慮到外形尺寸、重量以及制造的難易程度等因素，在此設(shè)計中選擇2K-H型行星齒輪結(jié)構(gòu)作為輪邊減速器的傳動形式。再綜合考慮2K-H型傳動中不同傳遞方案的優(yōu)缺點(diǎn)，在此設(shè)計中采用NGW型正號機(jī)構(gòu)，因?yàn)镹GW型行星齒輪傳動除具有一切2K-H型行星齒輪傳動的特點(diǎn)，并且傳動比不受限制、不受工

36、作制度和使用功率的限制。所謂2K-H正號機(jī)構(gòu)，即指當(dāng)外齒圈固定時，行星齒輪的中心輪與轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)向相同。在載貨汽車上，為了使結(jié)構(gòu)緊湊，在空間上對輪邊減速器的設(shè)計需要進(jìn)行限制，因此，在此設(shè)計中選擇單排圓柱行星齒輪減速器是較理想的型式。 通過以上分析，本設(shè)計中輪邊減速器的傳動方案采用行星齒輪傳動2K-H、NGW型的行星齒輪傳動系統(tǒng)，齒圈固定于車體上，太陽輪作為輸入件，行星架作為輸出件，其結(jié)構(gòu)簡圖如下： 圖2-1 齒輪傳動簡圖 2.2.2 傳動比設(shè)計 由所給條件知傳動比3.47，現(xiàn)根據(jù)輪邊減速器的使用條件，考慮輪胎結(jié)構(gòu)尺寸的限制，初步選定太陽輪的齒數(shù)Za=23,行星輪數(shù)目np

37、=5，行星輪齒數(shù)Zc=17,內(nèi)齒圈齒數(shù)Zb=57。若不合理再重新選擇。 根據(jù)2K-H型行星齒輪傳動的傳動比 (2-1) 因此特性參數(shù)p=2.47 Zb=p×Za=2.47×23=56.8 (2-2) (2-3) 取Zc=17,Zb=57 (2-4) (2-5) 因此傳動比是合格的。 即，最后確定Za=23,Zb=57,Zc=17。 2.2

38、.3 齒輪材料的選擇 在行星齒輪傳動中，齒輪材料的選擇主要是根據(jù)齒輪傳動的工作條件、結(jié)構(gòu)條件(外形尺寸和重量)和經(jīng)濟(jì)性條件等方面的要求來確定的。 齒輪的材料與齒輪的工作環(huán)境以及應(yīng)力循環(huán)情況有很大關(guān)系。行星齒輪傳動中的中心輪同時與幾個行星齒輪嚙合，載荷循環(huán)次數(shù)最多，通常中心輪是行星傳動中最薄弱的環(huán)節(jié)。因此，在一般情況下應(yīng)選用承載能力較高的合金鋼，采用表面淬火、滲碳淬火和滲氮等熱處理方法，以增加表面硬度。 在2K-H型行星齒輪傳動系統(tǒng)中，行星輪同時與中心輪和內(nèi)齒輪嚙合，齒輪承受雙向載荷，因此行星輪易出現(xiàn)輪齒疲勞折斷。同時，在行星齒輪傳動中如果出現(xiàn)輪齒折斷則會產(chǎn)生很大的破壞性。折斷后輪齒碎塊掉

39、落在內(nèi)齒輪的輪齒上，當(dāng)行星輪與內(nèi)齒輪相嚙合時，使得其嚙合傳動被卡死，從而產(chǎn)生過載現(xiàn)象而影響整個傳動系統(tǒng)及發(fā)動機(jī)，或使得整個行星減速器全部損壞。所以在設(shè)計行星齒輪傳動時，應(yīng)合理地提高齒輪的彎曲強(qiáng)度，增加其工作的可靠性是非常重要的。此設(shè)計中對行星輪選用與中心輪相同的材料和熱處理方法。 一般情況下內(nèi)齒輪強(qiáng)度的強(qiáng)度較大，同時由于本設(shè)計中所傳遞的功率較小，因此可采用稍差一些的材料，齒面硬度可以低一些，通常只是調(diào)質(zhì)處理，也可表面淬火和滲氮。 在嚙合齒輪的硬度配合方面，通常保持配對的兩齒輪的齒面硬度差為30~50MPa或更大。當(dāng)小齒輪的齒面具有較大的硬度差，且轉(zhuǎn)速較高時，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中較硬的小齒輪齒面對較

40、軟的大齒輪齒面會起較顯著的冷作硬化效應(yīng)，從而提高了大齒輪齒面的疲勞強(qiáng)度。當(dāng)配對的兩齒輪齒面具有較大的硬度差時，大齒輪的接觸疲勞需用應(yīng)力可提高約20％，當(dāng)然硬度高的齒面的粗糙度也應(yīng)相應(yīng)地提高。 由于齒輪材料及其熱處理是影響齒輪承載能力和使用壽命的關(guān)鍵因素，也是影響齒輪生產(chǎn)質(zhì)量和加工成本的主要條件。選擇齒輪材料的一般原則是：既要滿足其性能要求，保證齒輪傳動的工作可靠，安全；同時又要使其生產(chǎn)成本較低。對于中低速，重載的重型機(jī)械的行星齒輪傳動裝置應(yīng)選用調(diào)制鋼。經(jīng)正火調(diào)質(zhì)或表面淬火，使其獲得機(jī)械強(qiáng)度，硬度和韌性等綜合性能較好。 根據(jù)本課題所研究的輪邊減速器的使用環(huán)境，維修條件以及重型載貨汽車的重型重

41、載特征，輪齒載荷性質(zhì)，承載能力，結(jié)合齒輪常常發(fā)生的失效形式，并考慮加工工藝、材料來源、使用壽命和經(jīng)濟(jì)性等條件，經(jīng)綜合，選擇齒輪材料和熱處理方式見下：中心輪，材料選用20CrMnTi，齒面硬度范圍HRC60~62，熱處理方式為齒面滲碳淬火，強(qiáng)度參數(shù)取σHlim=1550N/㎜2，σF/lim=600N/㎜2；行星輪，材料選用20CrMn面，齒面硬度范圍HRC56~58，并要求心部硬度≥HRC35，熱處理方式為齒面滲碳淬火，心部硬度>=HRC35，強(qiáng)度參數(shù)取σHlim=1550N/㎜2，σF/lim=600N/㎜2；內(nèi)齒圈，材料選用40CrMo，齒面硬度范圍HB260～290，熱處理方式為調(diào)質(zhì)表面

42、淬火處理，強(qiáng)度參數(shù)取 σHlim=1160 N/㎜2；σFlim=360N/㎜2。 2.2.4 齒輪模數(shù)的設(shè)計 在行星齒輪傳動中，外嚙合的中心輪通常是行星傳動中的薄弱環(huán)節(jié)。由于它處于輸入軸上，且同時與幾個行星輪相嚙合，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)最多，承受載荷較大，工作條件較差。因此，一般中心輪首先產(chǎn)生破壞。 對于閉式傳動，應(yīng)同時滿足接觸強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度要求。在設(shè)計行星齒輪傳動時，其主要參數(shù)可參照類比法，即參照已有的同類型的行星齒輪傳動來進(jìn)行初步確定；或者根據(jù)具體的工作條件、結(jié)構(gòu)尺寸和安裝條件來確定。 硬齒面齒輪的設(shè)計方法為按照彎曲疲勞強(qiáng)度對齒輪模數(shù)進(jìn)行計算，按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。 （1）按

43、彎曲強(qiáng)度的初算公式計算齒輪的模數(shù) 行星輪數(shù)目時，各個行星輪上的載荷均勻（或采用載荷分配不均勻系數(shù)進(jìn)行補(bǔ)償），因此只需要分析和計算其中的一對齒輪副即可，中心輪a在每一對嚙合副（即在每個功率分流上）中所承受的輸入轉(zhuǎn)矩由下式計算 ： (2-6) 或者按啟動時轉(zhuǎn)速最小，轉(zhuǎn)矩最大來計算 小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 N.m； —中心輪a所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.m； —差速器轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)； —行星輪數(shù)目。 中心輪1的模數(shù)可由下式估算 （2-7） —算式系數(shù)，對于直齒輪傳動，對于斜齒輪傳動；

44、—嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩，N.m；應(yīng)是功率分流后的值； —使用系數(shù)； —綜合系數(shù)； —計算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)； —小齒輪系數(shù)； —小齒輪齒寬系數(shù)； —齒輪副中小齒輪齒數(shù)； —試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，,且取和中的較小值。 （2）相關(guān)系數(shù)的確定 算式系數(shù)：本課題采用直齒輪傳動算式系數(shù)； 使用系數(shù)：按原動機(jī)均勻平穩(wěn)，工作機(jī)中等沖擊取使用系數(shù)； 綜合系數(shù)：綜合系數(shù)； 計算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)：根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，取行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)； 小齒輪齒形系數(shù)：按z=23和x=0取小齒輪齒形系數(shù)； 小齒輪齒寬系數(shù)：小齒輪齒寬系數(shù)。 （3）模數(shù)的確

45、定 將所有系數(shù)及T1=1398.33N.m、Z1=23, σFlim=800 N/㎜2, 代入式2.8解得m=3.91。 參照標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表，取行星輪系的模數(shù)m=4。 2.2.5 齒輪幾何參數(shù)的確定及校驗(yàn) （1）嚙合參數(shù)計算 以標(biāo)準(zhǔn)齒輪計算公式計算齒輪參數(shù)，進(jìn)行齒輪嚙合校核。 中心距滿足嚙合條件，不需要變位。 （2） 齒輪幾何尺寸的計算 其中齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)； 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓壓力角 端面重合度

46、 （3）裝配條件的驗(yàn)算 在設(shè)計行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)時，除保證要求的傳動比外，還必須滿足行星齒輪特殊的裝配條件。 1) 鄰接條件 在行星齒輪傳動中，為了使各行星輪不產(chǎn)生相互碰撞，須保證相鄰行星齒輪之間有一定的間隙，從幾何關(guān)系上看是，兩相鄰行星輪的頂圓半徑之和應(yīng)小于其中心距。 按式2-8校驗(yàn) (2-8) 代入數(shù)據(jù)，有 滿足條件。 2) 同心條件 在行星齒輪傳動中，由于其中心輪軸線與主軸線重合，故各行星輪與中心輪相嚙合的中心距相等。因此對于2K--H(A)型行星齒輪，在對齒輪進(jìn)行角度變位 設(shè)計時其同心條件按

47、式2-9校驗(yàn) (2-9) 代入數(shù)據(jù)，無變位，有23+17=57-17，滿足同心。 其中，，分別為太陽輪-行星輪嚙合角和行星輪-內(nèi)齒圈嚙合角。 3) 安裝條件 在行星齒輪傳動中，為了提高其承載能力，在此設(shè)計中采用3個行星輪，即。為了使嚙合時的徑向力相互抵消，于是將3個行星輪均衡地分布在傳動的中心圓上。所以要求各輪的齒數(shù)滿足安裝條件，即安裝在轉(zhuǎn)臂H上的3個行星輪均衡地分布在中心輪的周圍時，各輪齒數(shù)應(yīng)滿足的條件。 按式2-10校驗(yàn) (2-10) 代入數(shù)據(jù)，Za=23,Z

48、b=57,np=5, 得到，為整數(shù)，滿足安裝條件。 2.2.6 輪邊減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖2-2 行星齒輪傳動UG模型 （1） 行星齒輪系均載機(jī)構(gòu) 為了使行星輪間載荷分布均勻，以提高行星齒輪傳動的承載能力，在設(shè)計行星齒輪傳動時，一般應(yīng)設(shè)法采取行星輪間載荷分布均勻措施，從而有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易的裝配，且使行星齒輪傳動輸入的功率能通過所有的行星輪進(jìn)行傳遞，即可進(jìn)行功率分流。根據(jù)該機(jī)構(gòu)的功用和工作情況，通常可采用基本構(gòu)件浮動的均載機(jī)構(gòu)。 所謂行星輪間載荷分布均衡，就是指輸入的中心輪傳遞給各行星輪的嚙合作用力大小相等。本設(shè)計中采用了行星輪數(shù)np=5的結(jié)構(gòu)

49、形式，以便利用同心軸齒輪之間的空間，設(shè)置5個行星齒輪來分擔(dān)載荷，形成功率分流，并達(dá)到無徑向載荷的扭矩傳遞，這種形式是非常合理的。采用多個行星輪的傳遞方式，使得行星齒輪機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕、體積小，承載能力大。但是在行星齒輪傳動的設(shè)計中，不能過度地強(qiáng)調(diào)其傳動比大、結(jié)構(gòu)緊湊和承載能力大等優(yōu)點(diǎn)，就片面地斷定載荷是按行星輪的個數(shù)np平均分配的。實(shí)際上，由于不可避免的制造和安裝誤差，以及構(gòu)件的變形等因素的影響，致使行星輪間的載荷分配是不均衡的。較嚴(yán)重的情況是：有時載荷可能是集中在某一個行星齒輪上，而其他的()個行星齒輪被閑置，而不能起著傳遞動力的作用。這也是行星齒輪傳動產(chǎn)生異常以至于失效的常見原因所在

50、。即便是采用了均載機(jī)構(gòu)，也只能是人為地降低載荷分布不均衡的程度，并不能完全消除行星輪間的載荷分布不均衡。因此，在設(shè)計行星齒輪機(jī)構(gòu)時，認(rèn)真地解決行星齒輪間載荷分布不均衡性問題，這對于發(fā)揮行星齒輪機(jī)構(gòu)的優(yōu)勢非常重要。 在行星輪間載荷分布不均衡的原因，可以大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩部分組成的。因此在制造、裝配輪邊減速器的過程中，要特別注意齒輪的制造誤差、軸承和箱體的制造和安裝誤差。另外，采用中心輪浮動的均在機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)功率流的均勻分配。中心輪a通過半軸齒輪與主減速器連接。當(dāng)輸入軸上施加力矩時，中心輪a與5個行星輪嚙臺，各齒輪副的嚙合處便產(chǎn)生嚙合作用力。若行星

51、輪各軸心在圓周上是勻稱地布置的，由于浮動半軸齒輪對中心輪a在徑向上的自動補(bǔ)償作用，最終可使各嚙合作用力相等，且組成等邊的力三角形，而各力形成的力矩與外力矩平衡，即使各行星輪間的載荷分布均勻。故在此情況下，其載荷分布不均勻系數(shù)Kp的值等于l。 （2） 行星齒輪傳動的齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 在行星齒輪傳動的嚙合參數(shù)和幾何尺寸的計算工作完成之后，就應(yīng)該進(jìn)行行星齒輪傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計。在繪制行星齒輪傳動的結(jié)構(gòu)草圖時，應(yīng)注意處理好各構(gòu)件之間的連接關(guān)系，安排好各構(gòu)件的支承結(jié)構(gòu)以及勻載機(jī)構(gòu)的設(shè)置。 1） 中心輪 根據(jù)2K-H型行星傳動的工作特點(diǎn)、傳遞功率的大小和轉(zhuǎn)速的高低情況，對其進(jìn)行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。首先應(yīng)確定中

52、心輪a的結(jié)構(gòu)。根據(jù)半軸輸出端直徑選取合適的花鍵，進(jìn)而設(shè)計出中心輪的各種參數(shù)。總之，在滿足使用要求的情況F，軸的形狀和尺寸應(yīng)力求簡單，以便于加工制造。 由于太陽輪安裝在全浮式半軸上，與均勻分布的5個行星輪相嚙合，各齒輪副的嚙合力呈軸線對稱作用，而且無徑向載荷，因此對丁懸臂布置的中心輪a也不會引起沿齒寬方向上的載荷集中現(xiàn)象。 圖2-3太陽輪 2） 內(nèi)齒圈 在行星齒輪傳動中，內(nèi)齒中心輪(即內(nèi)齒輪)的結(jié)構(gòu)主要與其安裝方式和所采用的均載機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等有關(guān)，同時還應(yīng)考慮到內(nèi)齒輪的加工工藝性和裝配等問題。通常，內(nèi)齒輪可以做成一個環(huán)形齒圈，故又可將內(nèi)齒中心輪稱為內(nèi)齒圈

53、。 在本設(shè)計中，由于采用全浮式半軸均載機(jī)構(gòu)，需要使用齒圈支架將內(nèi)齒圈固定在驅(qū)動橋殼上，因此，內(nèi)齒圈上還應(yīng)設(shè)置花鍵聯(lián)接。 圖2-4 內(nèi)齒圈 3） 齒圈支架 將齒圈固定在驅(qū)動橋殼上了零件為齒圈支架。為了便于制造，將內(nèi)齒輪齒頂圓通過磨床加工，將一定寬度的內(nèi)齒加工成花鍵聯(lián)接部分。同時，加工制造出與之相配合的齒圈支架的花鍵聯(lián)接。通過齒圈支架解決了車輪輪轂、制動盤、主軸承等零部件的安裝問題。 圖2-5齒圈支架 4） 行星輪 行星齒輪的設(shè)計應(yīng)該根據(jù)行星齒輪傳動類型、承載能力、轉(zhuǎn)動速度的高低、所選軸承的類型和安裝形式確定。行星齒輪一般有內(nèi)孔以便

54、安裝軸承和心軸。 由行星齒輪傳動原理可知，行星輪是支承在行星軸上的齒輪。一般采用滾動軸承的行星輪支承結(jié)構(gòu)，將其直接裝入行星輪的輪緣內(nèi)是合理的。但是，由于軸承的外圈旋轉(zhuǎn)，使得滾動軸承的壽命有所降低。為了減小徑向尺寸，采用滾針軸承作為行星輪支承。 圖2-6行星輪 5） 行星架 行星架是行星傳動機(jī)構(gòu)中的一個重要構(gòu)件。由于5行星輪的心軸均安裝在行星架上，故它的結(jié)構(gòu)較復(fù)雜。同時，由于此輪邊減速器行星傳動部分以行星架為轉(zhuǎn)矩輸出構(gòu)件，它所承受的外力矩較大。 一個結(jié)構(gòu)合理的行星架應(yīng)當(dāng)是外廓尺寸小、重量輕、具有足夠的剛度和強(qiáng)度

55、，能保證行星輪間的載荷分布均勻：而且具有良好的加工和裝配工藝。這樣，可以使行星傳動機(jī)構(gòu)具有較大的承載能力，較好的傳動平穩(wěn)性，較小的振動和噪聲。 圖2-7行星架 2.2.7 齒輪傳動效率 行星齒輪傳動的效率是評價其傳動性能優(yōu)劣的重要指標(biāo)之一。對于不同傳動類型的行星齒輪傳動，其效率η值得大小也是不同的。對于同一類型的行星齒輪傳動，小效率η值也可能隨傳動比ip的變化而變化。在同一類型的行星齒輪傳動中，當(dāng)輸入件，輸出件不同時，其效率η值也不相同。而且，行星齒輪傳動效率變化范圍很大，其η值可高達(dá)0.98，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自

56、鎖。 在2K-H型行星齒輪傳動中，傳動效率公式 (2-11) 且有 (2-12) 其中，p=3.48;ΨH 一般取0.025。 則=0.98。 可見，該傳動系統(tǒng)傳動效率較高。 2.2.8 齒輪強(qiáng)度校核驗(yàn)算 在行星齒輪機(jī)構(gòu)中，各齒輪輪齒較常見的失效形式有齒面點(diǎn)蝕、齒面磨損和輪齒折斷。在行星傳動中，外嚙合的中心輪，比如太陽輪a通常是行星傳動中的薄弱環(huán)節(jié)。由于它處于輸入軸上，且同時與幾個行星輪相嚙合，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)最多，承受載荷較大；工作條件較差。因此，該中心輪首先產(chǎn)生

57、齒面點(diǎn)蝕，磨損和輪齒折斷的可能性較大。在設(shè)計行星齒輪傳動時，合理地提高輪齒的彎曲強(qiáng)度，增加其工作的可靠性是非常重要的。 （1）行星齒輪傳動的受力分析 在2K-H型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運(yùn)動的輸入件開始，然后依次確定各構(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖2-8所示： 圖2-8齒輪傳動的受力分析 對行星輪系進(jìn)行受力分析計算，可得行星輪c作用于a的切向力 (2-13) c上所受的三個切向力分別為： 中心輪a作用于行星輪c的切向力為：

58、 (2-14) 內(nèi)齒輪b作用于行星輪c的切向力為： (2-15) 轉(zhuǎn)臂x作用于行星輪c的切向力為： (2-16) 在轉(zhuǎn)臂x上所受到的作用力： (2-17) 在轉(zhuǎn)臂x上所受力矩為： KN.m (2-18) 在內(nèi)齒輪b1上所受的力矩為： KN.m (2-19) （2） 太陽輪行星輪齒輪副齒面接觸強(qiáng)度校核驗(yàn)算 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)“漸開線圓柱齒輪承載能力計算方

59、法”（GB/T3480—1997），該標(biāo)準(zhǔn)系把赫茲應(yīng)力作為齒面接觸應(yīng)力的計算基礎(chǔ)，并用來評價齒輪的接觸強(qiáng)度。，在接觸應(yīng)力的計算中未考慮滑動的大小和方向、摩擦因數(shù)和潤滑狀態(tài)等，這些都會影響到齒面的實(shí)際接觸應(yīng)力。計算時取節(jié)點(diǎn)和單對齒嚙合區(qū)內(nèi)界點(diǎn)的接觸應(yīng)力中的較大者，大小齒輪的許用接觸應(yīng)力分別計算。 1） 齒面接觸應(yīng)力計算 在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，齒面接觸應(yīng)力可按式下式計算 (2-20) (2-21) (2-22) 式中，—動載系數(shù)； —使用系數(shù)； —

60、計算接觸強(qiáng)度時齒向載荷分布系數(shù)； —計算接觸強(qiáng)度時齒間載荷分布系數(shù)； —計算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)； —許用接觸應(yīng)力的基本值，； —端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，N； —小齒輪的分度圓直徑，mm； —工作齒寬，指齒輪副中的較小齒寬，mm； —齒數(shù)比，即； —節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； —彈性系數(shù)，； —重合度系數(shù)； —螺旋角系數(shù)，直齒輪。 以上公式中，正號“+”適合于外嚙合；負(fù)號“-”適合于內(nèi)嚙合。 2）名義切向力 前文已求得中心輪1在每個功率分流上所傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=1398.33N.m，切向力可由式2-23求得

61、 (2-23) 故 其中有關(guān)系數(shù)的確定如下： 使用系數(shù)：前文已??； 動載荷系數(shù)：先按式4.5計算中心輪1相對于行星架,的節(jié)點(diǎn)線速度vx (2-24) n1=2200/6.89/1.65=193.52r/min; n2=2200/6.89/1.65/3.48=55.61 r/min; 將中心輪1的節(jié)圓直徑d1=92㎜、轉(zhuǎn)速n1,n2代入式4-5得vx=0.66m/s 已知中心輪1與行星輪2的精度等級為IT6，即精度系數(shù)IT6，按式2-25計算 (2-25) 由精度為IT6，查表，K1=14.94

62、，K2=0.0193，帶入z1=23,vx=0.66,u=1.35，b=56, 得到 Kv=1.0048。 計算接觸強(qiáng)度時齒向載荷分布系數(shù)，按式2-26計算 (2-26) 查手冊取A=1.09,B=0.23,b=56,d1=92,C=0.33， 帶入可得KHβ=1.19。 計算接觸強(qiáng)度時齒間載荷分布系數(shù) 查手冊，； 計算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù) 查手冊，按，取KHp=1.2； 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 對于直齒輪，查手冊有ZH=2.5； 彈性系數(shù) 查手冊，按鋼-鋼??； 重合度系數(shù) 可由式2-27計算

63、 (2-27) 將εa=1.17代入式4-4可得Zτ=0.97； 螺旋角系數(shù) 對于直齒輪 前文已取中心輪1的齒寬系數(shù)，其齒寬57.8㎜，考慮可能減少結(jié)構(gòu)尺寸和減少載荷在齒向的不均勻性，取行星輪2的齒寬b2=55.2㎜。 故取嚙合副1-2的工作齒寬b=55.2㎜。 將以上求得的各系數(shù),代入式2-20，2-21，2-22可得 (2-28) (2-29) 故取齒面接觸應(yīng)力σH=2067.8/㎜2 3）許用接觸應(yīng)力 許用接觸應(yīng)力可按式2-30 計算

64、 (2-30) 式中，—試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，； —計算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)； ZN計算接觸疲勞強(qiáng)度的壽命系數(shù)； 前文已求得試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限； 相關(guān)系數(shù) 最小安全系數(shù)； 查表，取最小安全系數(shù)=1.05； 算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)ZN，查圖標(biāo)取1.45； 將所求系數(shù)代入式2-30可得 。 由上可知，齒面接觸應(yīng)力σH=2067.8N/㎜2﹤σHp=2140.5N/㎜2； 故齒輪副a-c滿足接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件。 （3） 行星齒輪齒圈齒輪副的齒面接觸強(qiáng)度的校核計算 1）齒面接觸應(yīng)力 仿上，通過查圖表和相應(yīng)

65、的公式計算，可以得到與外嚙合副c-b不同的系數(shù)。 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)； 將代入式4.8可得ZH=2.5； 重合度系數(shù)； 將εα=1.94代入式4.9可得Zτ=0.83； 齒間載荷分配系數(shù)； ，； 對行星輪c進(jìn)行受力分析易知內(nèi)齒圈b作用于行星輪c的切向力等于中心輪1作用于行星輪c的切向力，故仍有名義切向力Fτ=30.40KN考慮盡一步減小結(jié)構(gòu)尺寸，取內(nèi)齒圈b的齒寬b3=55.2㎜ 故齒輪副c-b的工作寬度b=55.2㎜ 將各系數(shù)及u=3.4、d1=228代入式2-20，2-21，2-22可得 故取齒面接觸應(yīng)力σH=779.4N/㎜2 2）許用接觸應(yīng)力 同上分析，各系

66、數(shù)取 接觸疲勞極限； 查表，取最小安全系數(shù)=1.05； 算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)ZN，查圖標(biāo)取1.45； 將所求系數(shù)代入式2-30可得 由上可知，齒面接觸應(yīng)力σH=779.4N/㎜2﹤σHp=1601.9N/㎜2； 故齒輪副c-b滿足接觸應(yīng)力的強(qiáng)度條件。 2.2.8 行星軸的設(shè)計 本課題設(shè)計的輪邊減速器的傳動中都是直齒輪傳動，因此不會有軸向載荷，只有徑向載荷作用到軸承上，但考慮到在實(shí)際工作中可能會受到外界的干擾而存在軸向力，所以采用了雙列圓錐滾子軸承。 前文已求得中心輪a在每一個功率分流上的切向力Ft=30.40KN，由牛頓第三定律知道行星輪c受到中心輪a的切向力大小也為Ft，對行星輪c作受力分析可知：內(nèi)齒圈b作用于行星輪c的切向力大小為Ft，行星輪軸對行星輪c的作用力為2Ft。 行星輪軸材料選用45鋼，并根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)YB 6-90知其屈服強(qiáng)度極限： σs=300，抗拉強(qiáng)度σb=600，考慮到可能的沖擊，取安全系數(shù)S=4，其許用彎曲應(yīng)力。 當(dāng)行星輪相對于行星架對稱配置時，載荷Ft作用在軸跨距的中間。根據(jù)行星輪齒寬，并給將來設(shè)計選擇的軸承留余量，取跨距長度。 L