毕业设计（论文）-无人智能车的车用轮边减速器设计与分析.docx

本科毕业设计(论文)题目: 无人智能车的车用轮边减速器设计与分析院 (系)：机电工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化班 级：学 生：学 号：指导教师：2017年06月无人智能车的车用轮边减速器设计与分析摘要如今随着汽车产业的高速发展，全球汽车总保有量直线上升，当然，环境污染、能源短缺这些问题也凸显出来。石油的供给量面临着巨大的挑战，汽车产业的发展面临严峻的挑战。而新能源的发现与采用，能真正实现“零排放”，即电能驱动，所以该领域也是各国生产研发的焦点。轮边减速器的引入，作为与电动汽车相匹配的部件，其能够在传动比不变的条件下，省去差速器这一部分，增加了底盘可布置空间以及离地间隙，提升可通过性，并减少半轴等部件的载荷，目前该减速器主要应用于载重货车及一些大型工程车辆。轮边减速器的使用与研究，对实际工作有重要意义。本文研究无人智能车轮边减速器，该减速器的结构为渐开线圆柱齿轮行星传动，齿圈固定，太阳轮为输入端，行星架为输出端。本次设计将使用pro/E建立三维模型，对轮边减速器的内部结构进行优化设计，并进行应力分析和动态仿真，通过强度校核增加减速器本身的强度，并对减速器的布置与连接进行了优化设计。关键词：轮边减速器，三维模型，分析与仿真全套图纸加扣 3012250582Design and Analysis of Wheel Side Reducer for Unmanned Intelligent VehicleAbstractNow with the rapid development of the automotive industry, the global total number of car ownership increased, followed by pollution, energy shortages and other issues become increasingly prominent. The growing oil crisis and peoples awareness of environmental protection, the development of the automotive industry has made a very serious challenge. Electric power for the use of electric vehicles as a driving device can really achieve zero emissions, thus becoming the focus of national automotive research and development.Wheel speed reducer as the last stage of the drive train to reduce the torsion device, which can be in the transmission ratio of the same conditions, eliminating the differential mechanical structure, Increases the chassiss other deployable space as well as the ground clearance, improves the passingability, and reduces the load on the transmission, drive shaft, axle, etc,the design is widely used in truck trucks, off-road vehicles and some large mining vehicles. The use and research of wheel reducer is of great significance to practical work.This paper studies unmanned intelligent wheel reducer, which generally uses involute cylindrical gear planetary transmission,the sun gear is the input end, the inner ring gear is fixed and the planet carrier is the output end.In this paper, the internal structure of the wheel reducer is designed by the three-dimensional model of the wheel reducer, and the stress analysis and dynamic simulation are carried out. The strength of the reducer itself is increased by the intensity check, and the layout and connection of the gear unit are optimized.Key words: Wheel reducer; Three - dimensional Model; Analysis and simulatiII目录摘要IAbstractII1 绪论11.1研究背景11.2国内外相关研究状况21.2.1国外相关研究状况21.2.2国内相关研究状况31.3研究目的与内容51.3.1研究目的51.3.2研究内容51.3.3研究的意义51.3.4小结52轮边减速器、车架总体方案设计及三维建模62.1其工作原理及存在的问题62.1.1工作原理62.1.2轮边减速器存在的问题72.2方案设计及选型82.2.1传动方式的选型82.2.2齿轮结构设计102.3小结103轮边减速器传动设计计算113.1传动装置总体设计113.1.1选择电机113.1.2传动配齿计算123.2太阳轮设计计算133.2.1按齿面接触疲劳强度设计133.2.2齿面接触疲劳强度校核143.2.3齿根弯曲疲劳强度校核153.3行星轮及齿圈计算173.3.1行星轮参数173.3.2内齿圈参数173.3.3行星轮、内齿圈校核173.4行星架设计183.4.1行星架结构183.4.2行星架近似计算183.5输入轴，行星轴的设计校核及轴承选用213.5.1输入轴设计校核213.5.2行星轮轴设计校核243.5.3轴承选用及校核263.6车架及其他零部件的设计274整车模拟三维装配294.1三维零件图294.2三维装配图335机械结构静力分析仿真365.1轮边减速器关键零部件静态分析365.1.1输入轴分析365.1.2输出轴分析375.1.3行星架上部分析385.1.4行星架下部分析395.1.5太阳齿轮分析395.1.6行星齿轮轴分析405.1.7汽车轮毂分析416方案可行性分析426.1合理性分析426.2节能环保性分析426.3经济性分析427结论43参考文献44致谢46毕业设计(论文)知识产权声明47毕业设计(论文)独创性声明48附录49附录A：毕业设计（论文）外文文献原文49附录B：毕业设计（论文）外文文献翻译4952西安工业大学毕业设计(论文)1 绪论1.1研究背景汽车工业的发展非常迅速，如今，汽车已经逐渐的成为了每个家庭必须的交通工具。对于气候影响也愈发严重。而电动汽车(BEV)可以减少交通运输部门的二氧化碳排放，但不足之处是其电力驱动范围有限，会降低用户的使用效率。影响BEV市场扩散的另一个重要因素是车辆成本。与常规车辆相比，BEV通常具有较高的投资成本和较低的运营成本。鉴于车辆的这些特殊属性，重要的是确定如何最大限度地利用其优势，同时减轻其弱点。随着电动汽车的研究与发展，与之配合的新结构也随之而来轮边减速器。当然该设计对于减速器的制造水平要求较高1。越来越多的专家及工程师开始对轮边减速器进行研究。目前我国的研究水平与国外相比，仍然有很大差距。我国也有一些自主研发的减速器，但基本都是小功率，而且在结构以及质量方面存在一定的缺陷。对于大传动比的减速器，效率低，震动大，稳定性差2。在过去的几十年中，研究行星齿轮吸引了众多研究人员和学者的注意力由于其广泛应用在工业、风力涡轮机、国防和航空航天领域。这是因为它的优势，比如密实度，大扭矩-重量比、大传播比率，能够高效的降低噪音和振动由于相对较小和较坚硬的组件。大多数以前的研究认为，内齿轮环是刚性的1-9。这是一个可支持的假设即厚边缘内齿轮的变形可以忽略。然而，内齿轮圈总是为了减轻质量被设计的尽可能薄。此外，薄环可以提高行星之间的负载共享通过引入更多的合规2-3。事实证明误差是由内齿轮环和托架通过减小环厚度被简化所带来的错误所引起的3。由于薄内齿轮圈的这些优势，所以有很多关于内齿轮圈性能调查的公开文献。我国颁布了四种型号(NGH-L型、NGH-Z型、NGH-S型、NGH-L型)的行星齿轮减速器的标准。并将该标准已经应用于批量生产。目前国内使用的减速器，大都是从德国，英国进口的，我国自主研发的减速器很少在轿车及大型工程车辆车上使用4。1.2国内外相关研究状况1.2.1国外相关研究状况在国际科学领域里，电驱动技术，日本处于领先地位。日本三菱汽车公司、普利斯通公司等多家企业进行了合作研究。在多年的研究中，总结出了几种不同形式的驱动参数。23。表1.1日本庆应义塾大学研发情况研发吋间 型号 电池 电机 额定功 峰值功 最高车速外转子式率(KW) 率(KW)永磁同步1991 IZA(4轮) Ni-Cd 6.8 25 176 km/h内转子永 1996 ECO 6.8 20磁直流 交流同步 2001 KAZ(8轮) 锂电 55 311 km/h内转子 轮毂电机 2004 Eliica(8轮) 370 km/h直接驱动 如图1.14所示的一体化驱动系统图1.1 TM4 电动轮的三维图和剖面图对于行星齿轮传动的试验：早在19世纪70年代，Hidaka6等人在远离基本立场的基础上通过实验检验了太阳轮和内齿圈。他们7通过有限元(FE)方法计和理论方法计算了环形齿轮的应力变形。ODA等人用有限元分析法进行了由针支撑的薄边内啮合正齿轮的根部应力和边缘变形的研究。Wu和Parker8使用扰动和加勒金法计算了由普通弹性基础支撑的薄环的自由振动特征，其中它们导出了固有频率和振动模式的闭合形式表达式。进一步，他们8采用扰动分析和候选模式方法来研究具有等间隔行星和弹性环行齿轮的行星齿轮组的独特模态性能，其中齿圈被建模为弹性体，其他组件假定为刚体。此外，同一作者9在数学上研究了行星齿轮组的振动模式与不等间隔的行星和弹性内齿轮环。旋转和平移模式在他们的研究中被发现。在以往的文献中，作者一直采用光滑环来表示真实内齿轮，忽略了轮齿对轮缘变形的影响。为了量化由于应用更简单的平滑环来表示环形齿轮结构的频率偏差，Tanna和Lim10对环形齿轮的模态频率和没有齿轮齿的理想平滑环进行了比较。卡勒曼等人11采用近场半解析法和远场有限元法相结合的方法，建立了可变形物体动力学模型，研究了齿圈厚度和行星数对齿轮应力的动态影响。Abousleiman和Velex12提出了一个混合三维有限元/集总参数模型，用于分析行星/行星齿轮组的准静态和动态分析。通过使用用于简单结构的梁元件或用于复杂几何结构的3D砖元件来考虑可变形环形齿轮。然后他们13增加了行星架的约束模态子结构技术。然而，很少有文献考虑齿圈灵活性对内齿轮对的啮合刚度的影响，这是影响行星齿轮系统的动态响应的关键激励。1.2.2国内相关研究状况1999年，哈工大和哈工大电动机研究所公同开发出的轮式驱动系统如图1.214。图1.2 哈工大研制的电动轮和装车实体图此外，还有“春晖三号”如图1.315。图1.3 春晖三号我国在20世纪70年代中期才开始自己的轮边驱动研制，单由于一些客观因素，我国的研究进度不够迅速，只有少部分企业从事这方面的生产研发，但技术水平与国外相比还相差甚远，无论从生产技术，还是从技术研发，都无法满足国内的发展需要。16铁路的大量修建，使得公路运输得到了很快的发展，但这依然无法满足国内大量的运输需求，有些公司企业已经引入了无人车进行货运，这大大的提高了货运效率，而且节省了大量的货运成本17。以此看来，轮边减速器在我国还是有一定的应用前景的。在技术方面，可以引入国外的先进技术，另一方面，要创立品牌，发展民族工业。国外的汽车减速器精度高，技术比较先进，但价格较高18。1.3研究目的与内容1.3.1研究目的首先，人们出于对于环境的保护，大力研究新能源汽车，所以对于新能源汽车的探索一直是一个比较热门的方向；人们对汽车的外观和性能要求也越来越高，主要体现在舒适性、隔音效果及通过性等方面。故轮边减速器的引用，大大的改善了内燃机汽车的很多不利因素，首先没有了发动机、油箱、变速箱的部件，是的车身的空间有了更多的可设计性，而且省去了差速器这一环节。所以，轮边减速器在电动车领域有很大的发展空间19。鉴于此，本设计将应用所学过的专业课知识对轮边减速器进行优化设计，并用计算机软件建立三维模型进行有限元分析20。1.3.2研究内容(1)由于轮边减速器为齿轮传动，而齿轮传动属于非线性接触，所以在计算校核方面较为复杂，通过查阅资料和课本所学知识为后续工作奠定论基础。(2)首先运用三维软件，建立三维模型，对轮边减速器做一个曲面的了解。齿轮传动不是一个定性、定量的简单模型，而是离散变量问题，在这方面，目前还没有具体的算法。(3)轮边减速器在使用时，需要考虑在整车中的装配问题，如何布置轮边减速器以及电机比较合理，这也是本设计需要考虑的内容。(4)对于之前的工作已经完成后，由于所有参数都是通过理论公式与经验公式计算获得，所以在最后，对减速器中关键零部件进行有限元分析。1.3.3研究的意义电动汽车的研究和探索一直是一个热门话题，轮边减速器作为减速增扭机构，放在轮毂里，不仅改变了一般燃油汽车的车身结构，而且颠覆了燃油车辆的传统思维形式，真正解放了车辆对汽油的依赖，实实在在的实现了节能减排21。轮边减速器的设计减少了传动链的长度，这样很大程度的提高了传动效率，驱动电机直接连接减速器，直接驱动车轮运转，减少了能量损失。就目前形势而言，这种轮边减速器的介入，是非常符合汽车发展前景的，该机构引入大大引起了汽车行业的变革，是以后的一个发展趋势。1.3.4小结本章详细地论述了轮边减速器系统的研究背景，和国内外自动排放系统的发展现状，提出了轮边减速器及整车的结构系统，并且进一步说明了本文的研究目的与研究内容及其研究意义22。2轮边减速器、车架总体方案设计及三维建模2.1其工作原理及存在的问题2.1.1工作原理轮边减速器实际上原型就是行星齿轮减速器，由太阳轮、行星轮、齿圈和行星轮架组成，太阳轮为主动轮，与半轴连接，行星轮固定在行星架上，行星架为输出端，一般通过轮盘与轮毂连接，轮边减速器减少了驱动连接单元，使传动链减小，提高了传动效率。由于没有了发动机，所以变速箱等结构不在出现，而是由电机直接驱动，将动力传入到太阳轮，太阳轮带动行星轮转动，从而带动行星架转动。在这一过程中，轮边减速器的工作原理就是把电动机传递的转速和扭矩传递给太阳轮，在经过行星轮减速后，带动行星架转动，最终将动力传递到轮毂轮边减速器的结构图如图2.1所示23图2.1 汽车轮边减速器结构原理图1-轮毂；2-轮毂螺栓；3-箱体；4-内齿圈；5-箱体螺栓；6-行星齿轮；7-行星齿轮轴；8-太阳轮；9-半轴局部；10-行星架；11-行星架螺栓轮边减速器中将输入轴做成花键轴，连接太阳轮8与电机相连接，随半轴转动。内齿圈4与箱体用螺钉5连接，箱体外通过连接盘与汽车悬架和减震相连接。在中太阳轮8和内齿圈4之间装有三个行星齿轮6，行星齿轮通过深沟球轴承支撑在行星架10上。行星架10分为上下两部分，并用螺栓11连接在一起，输出轴固定在行星架上与轮毂1相连。2.1.2轮边减速器存在的问题在行星齿轮传动中，太阳轮与内齿圈的齿数要求较为严格，若选择不合适，则在行星轮与之啮合时会出现偏载，并且会产生干涉且，使减速器无法正常工作，使用寿命大大减少24。行星齿轮在啮合时，主要承受弯矩和少量的扭矩，这会导致其产生形变，所以在制造过程中，齿向误差的控制，以及轴的同轴度误差等多种因素不易保证，并且箱体与车身连接，承受了减震及车辆转弯时所施加的压力，会产生一定的形变，这写因素都会引起齿轮啮合的不平稳，使减速器的使用寿命大打折扣。2.2方案设计及选型2.2.1传动方式的选型轮边减速器在大型工程车辆和大型公交车上使用比较多，这些车辆由于体积重量都较大，所以需要的扭矩也都较大。通常所用的轮边减速器型式为星型齿轮传动，这种结构形式是比较合理的，太阳轮所承受的载荷，均等的分担给行星齿轮，这样会使功率分流，这样就增加了整个系统的承载能力，而且轮边减速器的体积小，并且内齿轮在啮合中具有较大的重合度，使得系统的运行更加平稳，并且噪声较小。行星减速器的特点如下：(1)传动比较大；(2)传动效率高；(3)运动平稳、抗冲击能力强。表2.1总结了其传动的形式与特点25。本文的主要研究对象将集中于NGH型行星齿轮26。如图2.2：表2.1常用行星齿轮传动的传动型式与特点传动形式性能参数特点传动比i效率最大功率/kwi=1.1313.70.970.9造、安装较复杂。NGW型大，可用于各种工传递功率范围大，轴向尺寸级传动比范围较小，二级和不限效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，小，可用于各种工作条件，在机械传动中应用最广。单三级传动均广泛应用。i=150效率高，径向尺寸比NGW型小，传动比范围较作条件。但双联行星齿轮制i=1.2整千|i|=1.25时,效率可达0.70.9，|i|5以后，随|i|增加陡降传动。尺寸及重量较大，效率很低，20传动比范围大，但外形制造困难，一般不用于动力图2.2NGH行星齿轮简图本设计传动形式最终选用NGH-Z型，由以上特点论文选用件、何为从动件和固定件，NGW-Z型减速器，根据在该行星机构中何谓主动NGW-Z型轮边减速器有以下几种结构方案27。图2.3行星传动机构简图a太阳轮；b一行星轮；g一内齿圈；H一行星架其运动规律的特性方程:n1+an3-(1+a) n4=0(2.1)由上方程可求出这几种结构形式的传动比i13：(1) 太阳轮为主动件，齿圈固定，行星架为从动件，如图2-2ai13=n1n4=1+a=1+z3z1(2.2)(2)齿圈为主动件，太阳轮固定，行星架为从动件，如图2-2bi13=n3n4=1+1a=1+z1z3(2.3)(3)太阳轮为主动件，行星架固定，齿圈为从动件，如图2-2ci13=n1n3=-a=-z3z1(2.4)其中n1，n3，n4分别为：太阳轮、齿圈、和行星轮架的转速z1，z3分别为：太阳轮、齿圈的齿数根据设计需求，本次设计选用2.3a方案。2.2.2齿轮结构设计行星齿轮的设计，要根据各连接之前的标准和要求进行设计，以保证设计出来的减速器能够正常的工作。一些相关要求如下28。(1)中心轮中心轮作为输入端的重要传递扭矩的部分，与半轴连接，中心孔采用花间连接，对于太阳轮，我们应根据实际情况，比如功率P，转速n、传递功率，精度要求等初步确定输入轴的直径，尽量选则结构简单并且便于加工制造的，以节省制造费用。(2)行星轮一般行星轮与轴的连接方式为紧连接，本次设计将采用普通平键连接。(3)内齿圈内齿圈，顾名思义，就是一个环形齿圈。在使用内齿圈时，需要考虑加工和装配的问题。(4)行星架行星架将支撑太阳轮与行星轮，所以制造精度要求较高，如果行星架的制造精度高，那么齿轮在啮合时会比较平稳，并且载荷能够均分在几个行星轮上，行星架还要具有较高精度的装配工艺，这样可以提高齿轮的承载能力29。2.3小结本章的主要内容是对轮边减速器进行总体方案的设计，根据对各部分功能的分析确定减速器的主要参数及总体布局，为后面章节的设计、计算工作奠定了基础。西安工业大学毕业设计(论文)3轮边减速器传动设计计算本论文是以蔚来EP9以及特斯拉MODEL S的部分结构作为参照，进行一系列设计计算,电动汽车基本参数如下：整备质量：1500kg轮毂半径：280mm最高车速：100km/h最大爬坡角度：20最大功率：40kw减速器传动比：4:1转速：10004000r/min3.1传动装置总体设计3.1.1选择电机根据设计需求，选择无刷直流电机，其有一下几个特点： 1、使用寿命长、运行的可靠性高。2、效率高、节能。本次设计假设汽车以75km/h的时速行驶为电机额定工作状态，以此为依据进行电机的额定功率，估算汽车所受阻力F为30：F=Ff+Fw=mgf+CuAua221.15(3.1)P=Fv(3.2)式中：Ff一车轮阻力(N)Fw一空气阻力(N)Cw一空气阻力系数A一迎面面积(m2)ua一相对速度(km/h)取额定功率Pm略大于计算P所得的功率。以汽车10km/h爬25的坡度进行计算，汽车所受阻力F为:F=Ff+Fw+Fi=mgf+CuAua221.15+mgi(3.3)式中Fi坡度阻力(N)I坡度通过以上计算分析，选择电机基本型号，具体参数如下表：电机型号：280BLDC水冷直流无刷电机参数数值参数数值额定电压72V额定扭矩25N.M额定功率20KW峰值扭矩45N.M额定转速2000最高转速5000额定电流163A最大电流410绝缘等级F防护等级Ip553.1.2传动配齿计算要保证减速器能够正常啮合与运行，减速器应满足下述条件31:(1)装配条件:行星轮与太阳轮的齿数之和要能被行星轮数整除。Z1+Z3N=整数(3.1)(2)同心条件: 行星轮齿数的两倍必须等于内齿圈的齿数与太阳轮的齿数只差。对于NGW-Z型行星传动，同心条件是Z3-Z1=2Z2(3.2)(3)邻接条件:即保证在太阳轮周围的，每相邻的两行星轮的齿项不相碰。根据以上条件要求。根据式(2.1)、3.1、(3.2)，选取行星轮数目N=3，齿数Z1=19，Z2=20，Z3=593.2太阳轮设计计算本减速器为轮边减速器，装在汽车轮毂中，对于电动汽车，简单的公式无法算出车辆在正常使用时的转矩。由于受多种因素的影响，会使该数据产生一定的变化，该论文不具体校核，以齿轮的名义转矩作为输入转矩：T1=9.55106P1/n1=9.55102Nm(3.3)式中：T1为主动齿轮传递的名义转矩(N.mm)P1为主动齿轮传递的功率(kW)n1为主动齿轮的转速(r/min)3.2.1按齿面接触疲劳强度设计由式：d1t32KHtdu+1uZHZEZH2试计算太阳轮的分度圆直径，具体参数及计算过程如下：1)确定公式中各参数的值：试选KHt=1.3.太阳轮转矩由表3.1选取齿宽系数d=1。臂布置表3.1两支承相对于小齿轮装置状况两支承相对于小齿轮轮作不作对称布置 对称布置小齿轮作悬d0.91.41.21.90.71.151.11.650.40.6由机械设计第九版，查图10-20，得区域系数：ZH=2.5.由表3.2查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2。由式Z=4-3计算接触疲劳强度用重合度系数ZE。a1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos20cos20/(20+21)=27.735a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos19cos20/(19+21)=27.391=z1tana1-tan+z2(tana2-tan)/2 =20tan27.735-tan20+19(tan27.391-tan20)/2=1.476Z=4-3=4-1.4763=0.917表3.2弹性影响系数ZE弹性模量E/Mpa齿轮材料配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸钢锻钢夹布塑胶11.810417.310420.210420.61040.785104锻钢162.0181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7计算接触疲劳许用应力由材料的选取可得轮齿的接触疲劳极限：Hlin1=1250MpaHlin2=1150Mpa计算应力循环次数：N1=60n1jLh=6020001(1436015)=2.592109N2=N1/u=2.592109/(20/19)=2.1774109查机械设计第九版图10-23，取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9、KHN2=0.9H10.9Hlin11250=1125MpaH20.9Hlin21150=1035Mpa齿宽系数：d=1.0齿轮传动算式系数：Ad=85初步计算太阳轮直径d为：dAd3T1dH22i+1i=102.2mm模数：m=d1z1=102.219=5.4，取m=6(3.4)初取分度圆直径：d1=mz1=19*6=114mm(3.5)初步齿宽：b=d1=114mm(3.6)3.2.2齿面接触疲劳强度校核齿轮的齿面接触应力：H=ZEZHZ2KFtbd1i+1i分度圆上的圆周力：Ft=2T1d1=295500011416754.4N(3.7)端面重合度：a=1.88-3.2(1Z1+1Z1)=1.88-3.2(119+120)=1.55(3.8)重合度系数：Z=4-3=4-1.4763=0.917(3.9)查机械设计第九版图10-2，取使用系数：KA=1.5(3.10)查机械设计第九版图10-8，动载荷系数：KV=1.2(3.11)由KAFtb=1.5*16754.4114=220.5100N/mm，可得：KH=1.0N齿向载荷分布系数：KH=KAKVKHKH=1.51.21.01.42.5(3.12)由寿命和转速可估得应力循环次数为：108NL109(3.13)查表得接触寿命系数：ZN1=0.94、ZN2=0.97查表得接触最小安全系数：SHlim=1.25弹性系数：ZE=189.8MPa(3.14)查机械设计第九版图10-20，区域系数：ZH=2.5(3.15)许用接触应力：H1=Hlim1ZN1SHmin=1150*0.941.25=941MpaH2=Hlim2ZN2SHmin=1150*0.971.25=869Mpa由式(3.3)、3.5、(3.6)、(3.9)、3.12、(3.14)、(3.15)得：H=ZEZHZKTbd12i+1i=605.22MpaH2即太阳轮与行星轮接触应力为605.2Mpa，而许用接触应力为869MPa，故符合设计要求。结果：取模数m=6分度圆直径：d1=mz1=114齿宽：b=dd1，为方便装配，将太阳轮齿宽加大5mm10mm 取b=120mm(3.16)3.2.3齿根弯曲疲劳强度校核表3.3弯曲强度的最小安全系数齿根弯曲应力强度：F=2KTbd1mYFa1YSa1Ys(3.17)载荷系数：K=KAKVKFKF重合系数：Y=0.25+0.75a由式(3.8)得：Y=0.74(3.18)查机械设计第九版图10-3，取齿间载荷分布系数：KFa=1Y=1.38(3.19)齿间载荷分布系数：bh=1152.256=8.5查机械设计第九版图10-13，查得：KF=1.28(3.20)由式(3.11)、3.12、(3.18)、3.19得K=3.16(3.21)查机械设计第九版图10-17，查得齿形系数：YFa1=2.85 YFa2=2.80(3.22)查机械设计第九版图10-18，查得应力修正系数：YSa1=1.53 YSa2=1.55(3.23)弯曲疲劳极限：Flim1=800Mpa Flim2=650Mpa查表3-2-3得：弯曲最小安全系数：SFmin=1.25查机械设计第九版图10-22,得：弯曲寿命系数：YN1=0.9 YN2=0.95由图3.1得：弯曲强度计算的尺寸系数Y=0.95许用弯曲应力：F1=Flim1YN1YXSFmin=8000.90.951.25=547.3MPa F2=Flim2YN2YXSFmin=6500.950.951.25=469.2Mpa验算：F=2KT1bd1mYFa1YSa1Ys由式(3.3)、3.4、(3.5)、3.6、(3.21)、3.22、(3.23)得：F1=240MpaF1(3.24) F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1由式(3.22)、3.23、(3.25)得：F2=238F2。即该设计安全。图3.1弯曲强度计算的尺寸系数Yx3.3行星轮及齿圈计算3.3.1行星轮参数在本减速器中，太阳轮承受了车辆主要传动部分的力，为减速器的输入端，在前一节进行了强度校核分析。该减速器为一齿差行星齿轮减速器，根据期之前的设计与计算结果可以得到行星轮的参数。T2=T1*T2Z198%=9.55105201998%=9.85105Nmm齿宽系数：d=1齿宽：b2=120mm分度圆直径：d2=mz2=620=120mm3.3.2内齿圈参数转矩T3=T1*Z3Z198%98%=9.55105591998%98%=2.85105Nmm齿宽系数：d=1齿宽：b3=120mm。为方便安装以及啮合时更加平稳可靠，将内齿圈齿宽取宽一些，取b3=125mm.分度圆直径：d3=mz3=659=354mm至此，减速器传动部分设计已经结束，各齿轮参数见下表：齿数Z模数转矩T齿宽b热处理硬度太阳轮196955000120渗碳后淬火齿面HRC5055齿芯HRC3642星轮轮206985000114渗碳后淬火齿面HRC5055齿芯HRC3642内齿圈596285000120调质后氮化齿面HRC5058齿芯HBS2803203.3.3行星轮、内齿圈校核本文设计的行星减速器有三个行星轮，所以在传递动力时这三个行星轮均分了传递的功率，太阳轮施加的载荷，也由这三个行星轮共同承担，所以每个行星轮所受的载荷不会过大，在运转过程中，行星轮同时受太阳和内齿圈共同作用下的力，所以消耗比较大，所以和太阳轮选用相同的材料，在本章的第二节，已经对太阳轮进行了强度校核，由于太阳轮承受的载荷与行星轮相比要大很多，而且具体的校核形式是一样的，所以就不对行星轮进行详细的校核了。另外内齿圈余量大，所以在传动中比较可靠，故不对其进行校核。3.4行星架设计3.4.1行星架结构本设计采用2K-H型双壁剖分式行星架，行星架主要承受行星轮的支撑反力，侧板通过螺栓用法兰连接，使行星架能够承受扭矩。行星架毛坯的一般加工方式：锻件、精密铸件、焊接等32。整体式型星架在运转时，在啮合力的作用下有可能会产生形变，导致行星轮轴线与中心轮轴线发生一定的偏移。这种形变会使轴向载荷不均匀，且行星轮轴有可能会发生倾斜。在设计计算的过程中，要考虑的问题有：结构型式、侧板截面尺寸等。考虑并解决这些问题，有助于提高行星架的刚度。在运转时，提前考虑行星轮轴线倾斜程度，可以在侧板上钻孔，来弥补在一定的载荷下行星架的变形(或减速器中其它零部件的变形)尽量使扭矩作用在行星架的形心上。因此，行星齿轮在装配的过程中，最好采用分离式的行星架。为了防止降低行星架的韧性和强度，行星架与轴颈的连接须合理。3.4.2行星架近似计算行星架的计算模型可概括为薄板、杆。本次设计的行星架模型如图3.2所示。行星架的变形指在扭矩Tn作用下，一侧板相对于另一侧版的位移。位移是沿半径rn圆周的切线方向测量，该切线是通过连接板3截面中心On的。在一般情况下，行星架的连接部分，行星轮轴作用在侧板上的力(F1)1=(F1)2=(F1)i，作用在另一侧版的力(F2)1=(F2)2=(F2)i，其中1,2,3nw；nw为行星轮个数。设在连接板On点上的作用力为(Fn1)i、(Fn2)i。若忽略行星轮间载荷分配不均性的影响，此时(F1)i(F2)i=Fl，沿齿宽(F1)i(F2)i=F，则F=0.5TH(nwaw)，Fn=0.5TH(nwrw)(3.25)式中aw行星齿轮传动中的中心距。行星架以半径re为圆周展开的。则两侧板的横截面为厚度是hm1、hm2，厚度是2C1、2C2的矩形。行星架的柔度(易变形性)对力Fn的比值为：图3.2行星架三维模型Fn=2LnLm3K02m1+K0-12m2+nEJn(3.26)式中：K0考虑侧板的相对刚度的系数K0=11+m1+0.25Lm3LnJnm2+0.25Lm3LnJn式中n、m1、m2Fn对连接板和两侧板变形的影响系数(平面弯曲与短臂悬梁的剪切)n=lnb33Jn+2kcn1+ulnaFnkknmLn(3.27)m1=lnb3+d1hm1hm1-d1-124Jm1+km11+lma+d1km1km1-d1-1Fm1m1Lm(3.28)m2=lnb3+d2hm2hm2-d2-124Jm2+km21+lma+d2km2km2-d2-1Fm2m2Lm式中：泊松系数(对钢=0.3)m1=1.74nwhm1rnFm1Fn1(3.29)m2=1.74nwhm2rnFm2Fn2函数Fm1Fm2Fn1Fn2取决于几个参数，如：m=RaRH，n1=RH1RH，n2=RH2RH，nw、(中心角)。厚的四边形连接板的形状系数的一次近似值取m=1。剪切和扭转时连接板横截面形状的影响系数kcn、Kkn可按下列近似式确定kcn=-0.434ab3+0.861(ab)2-0.069ab+1.03Kkn=1+0.2(hnrn)2对于横截面的侧板当量惯性矩和面积：Jm1=hm1C13l2，Jm2=hm2C22l2Fm1=hm1C1，Fm2=hm2C2根据法向力Fnt作用在断面上的关系，在中心轮与行星轮相啮合的啮合线方向上行星架的柔度系数由下式求出n=Fn(awn)2cosw(3.30)此行星架选用20CrMnTi作为加工材料，为了增强耐磨钢板的表面硬度、缺口韧性和弯曲加工性能，回火温度在300500之间，这样使其具有良好的弯曲加工性和缺口韧性。3.5输入轴，行星轴的设计校核及轴承选用3.5.1输入轴设计校核输入轴功率：P=15kw转速：n=2000r/min转矩：T=9.55105N.mm由前面计算的太阳轮数据：分度圆直径：d1=mz1=114mm圆周力：Ft=2Td1=29.55105114=16754N径向力：Fr=Fttan=6098N轴向力：Fa=0表3.4轴常用几种材料的T及A0值初步确定轴最小轴径:根据扭矩，选择轴材料为45钢，调质处理，硬度4050HRC根据表3.4，取A0=115，则：dmin=A03Pn=49.316mm由于有花键，故dmin=1.03dmin=50.795输入轴的最小轴径处，安装轴承，故根据轴内孔直径，取dmin=55mm输入轴与太阳轮为花键连接，如图3.3选取花键规格NdDB为8626812由于花键轴是连接太阳轮和半轴的，是动连接，其计算条件为：P=2TzhldmP式中，T为工作转矩，T=955000N.mm为齿间载荷分配不均匀系数，一般 图3.3花键取=0.70.8，这里取0.8h是花键齿面工作高度，矩形花键h=0.5(D-d)-2c，d与D为花键轴内径与外径，c为齿顶的圆角半径。即：h=3l是齿的工作长度，l=120mmz为花键齿数，z=6P许用挤压应力，N/mm。dm平均圆直径，矩形花键dm=D+d2=65。表3.5花键连接的许用挤压应力pp、许用压强ppp查表3.5得P：1020。p=29550000.88311465=13.42P根据计算结果，输入轴零件图如图3.4，该轴公差为j6，装配选择基孔制配合：图3.4输入轴输入轴强度校核：受力情况如下图3.5所示l2l1图3.5输入轴受力图输入轴既受弯矩又受扭矩：由平衡方程：MB=0，FAl1-FBl2=0 MA=0，FBl1-F1(l1+l2)=0其中F1=3750N、l1=156、l2=50得A、B支座约束力为：FA=F1(l1+l2)l2l12、FB=F1(l1+l2)l1A、B段弯矩：MB=FBl1；B、F1段弯矩：MF1=0绘制出剪力图、弯矩图与扭矩图，如图3.6：图3.6剪力、弯矩、扭矩图抗弯截面系数：W=d332=55332=1632.5mm3抗扭截面系数：w=d316(1-4)= 55316=3265mm3该齿轮为直齿，主要承受扭矩，所以计算时，按扭转强度条件校核：T=TW=9.55105P0.2d3nTNmm2dA3Pnmm式中：T扭转切应力，Nmm2 T扭矩，Nmm W抗扭截面模量，mm3 n轴转速，rmin P功率，Kw T许用扭转切应力，Nmm2，数值见表3-5。 A计算系数，数值见表3-5。T=TW=9.55105P0.2d3n=9.55105150.25532000=3.6Nmm2T=3.6Nmm2T，故该设计安全。3.5.2行星轮轴设计校核行星齿轮的校核与太阳轮类似，只是在工作时，行星齿轮主要承受弯矩，故此次计算，以按弯矩的强度条件计算。输入轴功率：P=P98%=14.7kw转速：n=nz1z2=20001920=1900r/min转矩： T2= T1*T2Z198%=9.55105201998%=9.85105Nmm