SX4180型载货汽车轮边减速器设计说明书毕业设计.doc

SX4180型载货汽车轮边减速器设计说明书毕业设计1 绪论轮边减速器是传动系统中的最后一级，所受到的扭矩最大，所以其强度和结构合理与否对于整个传动系统有很大的影响。轮边减速器的设计受到很多条件的限制，如安装条件、邻接条件、同心条件和传动方向等，因此在设计轮边减速器时要综合考虑各种约束条件。一般轮边减速器有普通定轴直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通定轴直齿传动有很多不可避免的缺点，如速比的限制、安装尺寸的限制、传动方向的限制等，已经很少。使用因此本文中所设计的轮边减速器采用的是行星齿轮传动。1.1 轮边减速器研究背景所有机械系统都由原动机、传动系统、工作部件和控制系统组成。尽管工作部件随机器的用途而千变万化，但传动系统是不可缺少的组成部分。目前，齿轮传动仍是各类机械中应用最为广泛的一种传动形式。它靠主动轮的轮齿依次推动从动轮轮齿来传递运动和动力，可以传递任意配备的平行轴、相交轴及相错轴之间的回转运动，因此齿轮传动技术成为机械工程技术的重要组成部分。由于齿轮传动在机械行业乃至整个国民经济中占有重要地位和发挥巨大作用，齿轮传动被公认为工业和工业化的象征。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等。其应用从大功率的传输工作，到小负荷，高精度的角度传输都可以见到减速机的应用，而且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。在汽车行业中，由于车辆的工作环境复杂，需要适应多工况、多转速，变扭矩的工作环境，减速机的应用非常广泛。在车辆中，一般都设置有多级减速器和主减速器。其中，主减速器分为单级主减速器和多级主减速器。双级主减速器的第二级一般安装在轮毂内，称为轮边减速器。轮边减速器是汽车传动系中最后一级减速增扭装置。由于采用轮边减速器的驱动桥结构相对较复杂,成本较高,只有当驱动桥总减速比大于12的工程机械、重型车和对离地间隙有特殊要求的越野车,才推荐采用轮边减速器，以满足其特殊的工况要求。目前，国内外矿用汽车的驱动桥广泛采用行星齿轮减速器。行星减速器与普通定轴圆柱齿轮减速器相比，具有重量轻、体积小和传动比大的优点。轮边减速器设置在车轮的轮毂内，使得整个驱动桥结构更加紧凑，同时降低一级主减速器、半轴和差速器的负荷，减小传动部件的结构尺寸，保证后桥具有足够的离地间隙，提高了车辆的通过性能以及降低整车装备质量。在载货汽车设计中，前期的整车布局和轴荷计算阶段已经确定汽车所采用的轮胎型号，因此相对应的轮辋直径也随之确定。所以矿用汽车轮边减速器的设计任务就是在有限空间条件约束下，尽量减小各部件体积、提高传递扭矩能力。1.2 轮边减速器研究意义轮边减速器多用于大型工程机械、载货汽车、越野车及军用车上。在过去多用单级主减速器，单级主减速器存在体积庞大，结构复杂维修困难等弊端。为了改善通过性，在此类汽车上一般使用二级主减速器，扩大主传动比，增大离地间隙，改善通过性。变速装置是传动系统中很重要的组成部分，它的设计的好坏直接关系到传动效率、燃油消耗率、汽车的使用寿命，甚至是能否启动的问题。而轮边减速器是传动系统的最后一部分，它起到了减速增扭和改变传动方向的作用，直接将动力传输到轮胎上，因此轮边减速器的设计也至关重要。尤其是大型非公路用车和中型载货汽车，由于路面条件限制，必须将更多的传动比分配到驱动桥上，因此轮边减速器可以大大的改善整车的结构和性能。车辆的另一个重要指标是通过性。在一定载质量下，汽车能以足够高的平均车速通过各种坏路及无路地带和克服各种障碍的能力，称为汽车的通过性。坏路及无路地带，是指松软土壤、沙漠、雪地、沼泽等松软地面及坎坷不平地段；各种障碍，是指陡坡、侧坡、台阶、壕沟等。轮边减速器可以分配部分主减速器的传动比，减小驱动桥壳的体积，增大离地间隙，从而有效的提高车辆的通过性。1.3 轮边减速器文献综述通过机械传动将动力机的速度降低，使之满足执行系统的需求的传动装置称为减速器。减速器根据传动形式可分为齿轮减速器、涡轮减速器、齿轮-涡轮减速器、行星齿轮减速器和摆线针轮减速器；根据齿轮的形式可分为圆柱、圆锥、和圆锥-圆柱齿轮减速器。根据级数可分为单级和多级减速器。在车辆中，减速器的应用广泛，主要有多级变速器和主减速器。主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在2000至3000r/min左右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，也就是变速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。为了满足现代车辆的对载质量不断增大和适应复杂路况的要求，主减速器应设置为多级。目前重型载货车的主减速器一般设置为两级，其中第二级主减速器安装在轮毂中，称为轮边减速器。由于周转轮系具有重量轻、结构紧奏、传动比高的特点，轮边减速器一般采用此种传动形式。周转轮系由行星轮，行星架，中心轮（太阳轮）三个基本部件构成，按其自由度的数目可以分为两种基本类型：差动轮系，具有两个自由度的周转轮系，在三个基本构件中，必须给定两个构件的运动，才能求出第三个构件的运动；行星轮系，即具有一个自由度的周转轮系，三个基本部件中，任意一个固定，在任意一个作为输入，剩下的作为输出件。行星轮系的分类，在库氏分类方法中，行星齿轮传动基本代号为：Z-中心轮，X-转臂，V-输出轴（库氏原著作中，K-中心轮，H-转臂）。其基本构件配置情况，可将行星齿轮传动分为2Z-X、3Z和Z-X-V三种基本传动类型；其他结构型式行星齿轮传动大都是它们演化型式或组合型式。（1）Z-X型行星齿轮传动基本构件包括有两个中心轮z和转臂x话，则该行星齿轮传动类型代号为2Z-X，图1-1和图1-2所示为较常见2Z-X型传动简图。当转臂x固定时，若该行星齿轮传动中中心轮a与内齿轮b转向相反，即其转臂x固定传动比ix0,则称其为Z-型正号机构。图1-1 2Z-X型负号机构图1-2 2Z-X型正号机构为了使型和型行星齿轮传动中各种传动型式都有一个确定传动代号，便于人们分析研究各种传动型式运动学、受力分析和效率计算以及强度计算等问题，本文采用字母、附加一个上角标和两个下角标来表示其传动类型代号；上角标表示固定构件，第一个下角标表示输入基本构件，第二个下角标表示输出基本构件。例如，图1-1（a）所示2Z-X型（ix0）行星齿轮传动，可用传动代号Aaxb表示。Aaxb型行星齿轮传动具有结构简单、制造容易，外形尺寸小，质量小，传动效率高等特点。结构合理条件下，通常，其传动比范围为iaxb=2.813，传动效率axb=0.970.99。目前该传动类型已获了较广泛应用。图1-1（b）所示具有双齿圈行星轮c-d2Z-X型（ix0）传动型式，可用传动代号Baxb表示。其合理传动比范围为iaxb=716，传动效率仍较高；但采用了双齿圈行星轮，故制造安装较复杂些。图1-1（c）所示为圆锥齿轮2Z-X型（ix0）行星齿轮传动，用传动代号Dxab表示。按其传动比绝对值来说，ixab可以达到很大值。但其具有双外啮合齿轮传动，啮合摩擦损失较大，故其传动效率较低，一般，该D型行星齿轮传动基本上不用于传递动力。图1-2（b）所示2Z-X型（ix0）行星齿轮传动（nP3），用传动代号Exeb（1）表示。其合理传动比范围为ixeb=830。它具有双内啮合齿轮传动，其啮合摩擦损失较小。当传动比ixeb0）行星齿轮传动（nP=1），用传动代号Exeb（2）表示。其合理传动比范围为iabe=30100。它具有（Zb-Zc）少齿差内啮合齿轮传动，其啮合摩擦损失较小，故该行星齿轮传动的传动效率较高，abe值可达0.9。（2）3Z型行星齿轮传动。图1-3所示3Z型行星齿轮传动中，其基本构件是三个中心轮a、b 和e，故其传动类型代号为3Z。3Z型行星传动中，其转臂x不承受外力矩作用，它基本构件，而用于支承行星轮心轴所必需结构元件，该转臂x又可称为行星轮支架（简称为行星架）。图1-3 3Z型行星齿轮传动3Z型行星齿轮传动中，较常见传动型式有如下三种。1）3Z（）型：具有双齿圈行星轮3Z型行星齿轮传动，如图1-3（a）所示。它结构特点是：内齿轮b固定，而旋转中心轮a和e 分别与行星轮c和d相啮合，故可用传动代号3Z（）表示。各种机械传动中，它已获了较广泛应用。3Z（）型较合理传动比范围为iabe=20300，其传动效率abe=0.80.9。2）3Z（）型：具有单齿圈行星轮c3Z型行星齿轮传动，如图1-3（b）所示。该3Z型行星传动结构特点是：三个中心轮a、b和e同时与单齿圈行星轮c相啮合；即内齿轮b固定，两个旋转中心轮a和e同时与行星轮c相啮合，故可用传动代号3Z（）表示。它是一项较新型行星齿轮传动，目前该项传动新技术我国齿轮传动中已获了日益广泛应用。3Z（）型合理传动比范围为iabe=50300，其传动效率为abe=0.700.84。3）3Z（）型：具有双齿圈行星轮3Z型行星齿轮传动，如图1-3（c）所示。它结构特点是：内齿轮e固定，两个旋转中心轮a和b与同一个行星轮c相啮合，而另一个行星轮d与固定内齿轮e相啮合；故可用传动代号3Z（）表示。它传动比iabe范围和传动效率与3Z（）型基本相同。，实际应用中，一般很少采用3Z（）型行星齿轮传动。在此，应该指出是：3Z型行星齿轮传动用于短期间断工作机械传动装置中最为合理，它具有结构紧凑、传动比大和传动效率较高等特点。但3Z型行星传动制造和安装比较复杂。当中心轮a 输出时，传动比|i|大于某个值后，该行星齿轮传动将会产生自锁。其中，3Z（）型行星传动结构更加紧凑，制造安装较3Z（）型简单。但3Z（）型行星传动中，其内齿轮b和e 齿数不相等，即zbze；公共行星轮c既要与中心轮a相啮合，同时又要与内齿轮b和e相啮合，故该3Z型行星传动必须采用角度变位。进行角度变位计算时，其各个齿轮应选择不同变位系数，以保证各啮合齿轮副具有相同角度变位中心矩a,以满足3Z（）型行星齿轮传动同心条件。但3Z（）型行星传动进行角度变位后啮合角a大于压力角a，即aa=20，故其传动效率较3Z（）型要低些。（3）Z-X-V型行星齿轮传动把2Z-X(A)型传动中齿轮a去掉，将行星轮c直径增大，并使内齿轮b与行星轮c齿数差变很少；然后将从动轮c运动机构W传到输出轴V，则可构成一个由转臂x主动和行星轮c从动少齿差行星齿轮传动（见图1-4）。少齿差行星齿轮传动中，其基本构件是一个中心轮b(代号Z)、转臂x和输出轴V，故其类型代号为Z-X-V。行星轮c轴线与输出轴V存一个偏心距离，需要设置一个将行星轮c回转运动传递到输出轴V、传动比等于1输出机构（即W机构）。该行星传动啮合齿轮副仅有一个c-b传动形式，故它不必再用其他传动代号。渐开线少齿差行星齿轮传动和常见摆线针轮行星传动大都属于Z-X-V型行星传动。图1-4 Z-X-V型传动Z-X-V型渐开线少齿差行星齿轮传动传动范围为ixvb=10100，传动效率为=0.750.93。结构紧凑、体积小、加工方便，但行星轮轴承径向力较大，适用于中小功率，一般p18kw,个别达到2045kw；传动比较大，适用于短期工作。若采用摆线针轮行星传动，则适用于功率P100kw，任何工作制度，其传动效率为=0.900.97。目前应用较广泛，但制造精度要求较高，且高速轴转速nx1500r/min。2KH型传动方式简便，采用较普遍，零配件采购也更方便。因此在本轮边减速器的设计中也采用2KH型。2KH型传动中，有正号机构和符号机构之分，且他还可分为更多种的形式。如：NGW、NW、WW，NN。他们的传动比范围和传动效率，以及传动功率范围都有很大的不同。根据本次要设计的轮边减速器的传动比为大约3.47，而NGW型最佳传动比为39，因此选用NGW型行星齿轮传动系统。NGW型是动力传动中应用最多，传动功率最大的一种行星传动。他由内外啮合和共用行星轮组成，它的结构简单，轴向尺寸小，工艺性好，效率高，虽然传动比比较小，但可通过多级串联组成传动比大的轮系。本设计中所需传动比较小，因此不用串联，只需要单级。1.4 研究方向本课题根据给定的技术指标对轮边减速器的结构形式及各部件参数进行设计和计算。运用UG软件进行实体建模并进行运动学分析。具体包括：1. 减速器传动比设计；2. 材料选择；3. 几何和强度校核；4. UG建模及运动分析；532 轮边减速器设计2.1 车型数据表2-1 质量参数：(kg)载质量12000整备质量6500总质量18000表2-2尺寸参数： (mm)外形尺寸580024882920轴距3500接近角/离去角(度)32/34车箱内部尺寸95002294550轮距1939/1830最小离地间隙240其它参数：1、最高车速：80kg/h2、最大爬坡度(%)：403、轴数：24、车轮及轮胎：12.00R20表2-3轮胎规格（mm）轮胎规格新胎充气后轮胎最大使用尺寸规格断面宽度外直径负荷半径断面宽度外直径一般花纹加深花纹一般花纹加深花纹12.00R203151125113552633711535、发动机参数康明斯发动机型号 C260 20额定功率/转速 191/2200最大扭矩/转速 1025/1400低怠速 700_100最高空载转速 2500排放法规 Euro III进气形式 增压中冷2.2 轮边减速器设计计算由于在轮边减速器与车轮有装配关系，所以在确定轮边减速器尺寸时，应考虑车轮的安装。轮边减速器的轮廓尺寸也受到车桥的轮距限制，设计时应予以考虑。2.2.1 轮边减速器的传动方案在选择传动方案之前，应首先对SX4180型载货汽车在动力性能上的要求以及整车布置情况，可以大致对此轮边减速器提出如下的设计要求： (1)从技术先进性、生产合理性和实用要求出发，正确地选择性能指标(如2.2.2中轮边减速器设计传动比和2.2.6中传动效率等)、重量和主要尺寸，提出整体设计方案，并在整体方案下对各零部件设计提供参数和设计要求；(2)要求所设计的轮边减速器结构紧凑、重量轻、安全可靠性高、便于加工制造、造型美观、维修方便、运动协调；(3)零部件布置合理，方便其他环节如制动器等与减速器相匹配零部件的设计与安装；(4)工作安全可靠，运动较平稳。在常见的机械传动中，可以作为减速传动的传动型式有：齿轮传动、涡轮蜗杆传动、带传动、链传动、液力传动以及一些特殊的连杆机构等。而齿轮传动具有其传动可靠、传动效率高、所占空间小等优点，成为轮边减速器的一种理想选择。齿轮传动应用于轮边减速器，其工程实例已经很广泛。其中普通定轴圆柱齿轮式轮边减速器是由一对圆柱齿轮构成，可以将主动齿轮置于从动齿轮的垂直上方或者将主动齿轮置于从动齿轮的垂直下方等两种方案。第一种方案可以提高汽车的离地间隙；某些双层公交车，为了降低汽车的质心高度和车厢的地板高度，提高汽车的稳定性和乘客上下车的方便性，便将圆柱齿轮减速器的主动轮置于从动轮的下方。普通定轴圆柱齿轮轮边减速器结构型式简单，零部件少，但是如果将其作为载货汽车的轮边减速装置，其不足之处很明显：为了保证传动比，即使将驱动桥半轴输出端的齿轮直径尽量减小，但是与之啮合的齿轮的直径仍然较大，如果将驱动轴置于轮毂从动齿轮上方，则会使驱动桥重心位置升高，不利于汽车的稳定性；相反地，如果将驱动电机轴置于轮毂从动齿轮下方，就必然会使车辆的离地间隙减小，从而降低了汽车的通过性。这都不是理想的设计目标。而齿轮减速传动的另一种型式行星齿轮传动，则很适合于如前所述的设计要求。其依据是行星齿轮传动有如下主要特点：(1)结构紧凑、重量轻、体积小。由于行星齿轮传动具有功率分流和动轴线的运动特性，而且各中心轮成共轴线式的传动，以及合理地应用内啮合。因此，可使其结构非常紧凑。由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，故使得每个齿轮受到的载荷较小，所以，可采用较小的模数。此外，在结构上充分采用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其结构紧凑、重量轻，而承载能力却很大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和重量约为普通定轴齿轮传动的1/21/6；(2)传动比较大。只需要选择适当的行星传动的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而得到很大的传动比，即使在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、重量轻的优点；(3)传动效率高。由于行星齿轮传动的对称性，即它具有数个均匀分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于提高传动效率。在传动类型选择适当、结构布置合理的情况下，其效率可以达到0.970.99；(4)运动平稳、抗冲击和震动的能力强。由于采用了数个相同的行星轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和震动的能力强，工作较可靠。虽然行星齿轮传动需要优质材料、结构复杂、制造和安装也较困难。但是随着人们对行星齿轮传动技术进一步深入地了解和掌握，以及对国外行星齿轮传动技术的引进和消化吸收，轮边减速器的传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再视为一件困难的事情。实践表明，在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出合格的行星齿轮机构的。从以上论述可以看出，无论是从传动型式上，还是从制造加工的可操作性上，行星齿轮作为此轮边减速器都是可行的。因此SX4180型载货汽车轮边减速器采用行星齿轮传动结构。行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。国内主要采用的是前苏联B.H.库的略夫采夫提出的按照行星齿轮传动机构的基本构件分类的方式。把行星齿轮传动的基本代号设为：K-中心轮，H-转臂，V-输出轴。行星齿轮的分类有：2K-H、3K和K-H-V三种基本形式，而其他结构型式的行星齿轮传动大都是以上三种结构的演化型式或组合形式。同时，2KH型行星齿轮结构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小，重量轻、传动效率高等特点，虽然3K及K-H-V型也有传动比大、效率高等特点，但考虑到外形尺寸、重量以及制造的难易程度等因素，在此设计中选择2K-H型行星齿轮结构作为轮边减速器的传动形式。再综合考虑2K-H型传动中不同传递方案的优缺点，在此设计中采用NGW型正号机构，因为NGW型行星齿轮传动除具有一切2K-H型行星齿轮传动的特点，并且传动比不受限制、不受工作制度和使用功率的限制。所谓2K-H正号机构，即指当外齿圈固定时，行星齿轮的中心轮与转臂的转向相同。在载货汽车上，为了使结构紧凑，在空间上对轮边减速器的设计需要进行限制，因此，在此设计中选择单排圆柱行星齿轮减速器是较理想的型式。通过以上分析，本设计中轮边减速器的传动方案采用行星齿轮传动2K-H、NGW型的行星齿轮传动系统，齿圈固定于车体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件，其结构简图如下：图2-1 齿轮传动简图2.2.2 传动比设计由所给条件知传动比3.47，现根据轮边减速器的使用条件，考虑轮胎结构尺寸的限制，初步选定太阳轮的齿数Za=23,行星轮数目np=5，行星轮齿数Zc=17,内齿圈齿数Zb=57。若不合理再重新选择。根据2K-H型行星齿轮传动的传动比 (2-1)因此特性参数p=2.47 Zb=pZa=2.4723=56.8 (2-2) (2-3)取Zc=17,Zb=57 (2-4) (2-5)因此传动比是合格的。即，最后确定Za=23,Zb=57,Zc=17。2.2.3 齿轮材料的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择主要是根据齿轮传动的工作条件、结构条件(外形尺寸和重量)和经济性条件等方面的要求来确定的。齿轮的材料与齿轮的工作环境以及应力循环情况有很大关系。行星齿轮传动中的中心轮同时与几个行星齿轮啮合，载荷循环次数最多，通常中心轮是行星传动中最薄弱的环节。因此，在一般情况下应选用承载能力较高的合金钢，采用表面淬火、渗碳淬火和渗氮等热处理方法，以增加表面硬度。在2K-H型行星齿轮传动系统中，行星轮同时与中心轮和内齿轮啮合，齿轮承受双向载荷，因此行星轮易出现轮齿疲劳折断。同时，在行星齿轮传动中如果出现轮齿折断则会产生很大的破坏性。折断后轮齿碎块掉落在内齿轮的轮齿上，当行星轮与内齿轮相啮合时，使得其啮合传动被卡死，从而产生过载现象而影响整个传动系统及发动机，或使得整个行星减速器全部损坏。所以在设计行星齿轮传动时，应合理地提高齿轮的弯曲强度，增加其工作的可靠性是非常重要的。此设计中对行星轮选用与中心轮相同的材料和热处理方法。一般情况下内齿轮强度的强度较大，同时由于本设计中所传递的功率较小，因此可采用稍差一些的材料，齿面硬度可以低一些，通常只是调质处理，也可表面淬火和渗氮。在啮合齿轮的硬度配合方面，通常保持配对的两齿轮的齿面硬度差为3050MPa或更大。当小齿轮的齿面具有较大的硬度差，且转速较高时，在运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面会起较显著的冷作硬化效应，从而提高了大齿轮齿面的疲劳强度。当配对的两齿轮齿面具有较大的硬度差时，大齿轮的接触疲劳需用应力可提高约20，当然硬度高的齿面的粗糙度也应相应地提高。由于齿轮材料及其热处理是影响齿轮承载能力和使用寿命的关键因素，也是影响齿轮生产质量和加工成本的主要条件。选择齿轮材料的一般原则是：既要满足其性能要求，保证齿轮传动的工作可靠，安全；同时又要使其生产成本较低。对于中低速，重载的重型机械的行星齿轮传动装置应选用调制钢。经正火调质或表面淬火，使其获得机械强度，硬度和韧性等综合性能较好。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型载货汽车的重型重载特征，轮齿载荷性质，承载能力，结合齿轮常常发生的失效形式，并考虑加工工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，经综合，选择齿轮材料和热处理方式见下：中心轮，材料选用20CrMnTi，齿面硬度范围HRC6062，热处理方式为齿面渗碳淬火，强度参数取Hlim=1550N/2，F/lim=600N/2；行星轮，材料选用20CrMn面，齿面硬度范围HRC5658，并要求心部硬度HRC35，热处理方式为齿面渗碳淬火，心部硬度=HRC35，强度参数取Hlim=1550N/2，F/lim=600N/2；内齿圈，材料选用40CrMo，齿面硬度范围HB260290，热处理方式为调质表面淬火处理，强度参数取Hlim=1160 N/2；Flim=360N/2。2.2.4 齿轮模数的设计在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条件较差。因此，一般中心轮首先产生破坏。对于闭式传动，应同时满足接触强度和抗弯强度要求。在设计行星齿轮传动时，其主要参数可参照类比法，即参照已有的同类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件、结构尺寸和安装条件来确定。硬齿面齿轮的设计方法为按照弯曲疲劳强度对齿轮模数进行计算，按照齿面接触疲劳强度进行校核。（1）按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数行星轮数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿），因此只需要分析和计算其中的一对齿轮副即可，中心轮a在每一对啮合副（即在每个功率分流上）中所承受的输入转矩由下式计算 ： (2-6)或者按启动时转速最小，转矩最大来计算小齿轮的名义转矩 N.m；中心轮a所传递的转矩，N.m；差速器转矩分配系数；行星轮数目。中心轮1的模数可由下式估算 （2-7）算式系数，对于直齿轮传动，对于斜齿轮传动；啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值；使用系数；综合系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；小齿轮系数；小齿轮齿宽系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮弯曲疲劳极限，,且取和中的较小值。（2）相关系数的确定算式系数：本课题采用直齿轮传动算式系数；使用系数：按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数；综合系数：综合系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数：根据经验，取行星轮间载荷分布不均匀系数；小齿轮齿形系数：按z=23和x=0取小齿轮齿形系数；小齿轮齿宽系数：小齿轮齿宽系数。（3）模数的确定 将所有系数及T1=1398.33N.m、Z1=23, Flim=800 N/2,代入式2.8解得m=3.91。参照标准模数表，取行星轮系的模数m=4。2.2.5 齿轮几何参数的确定及校验（1）啮合参数计算以标准齿轮计算公式计算齿轮参数，进行齿轮啮合校核。 中心距满足啮合条件，不需要变位。（2） 齿轮几何尺寸的计算其中齿顶高系数，顶隙系数；分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿顶圆压力角端面重合度（3）装配条件的验算在设计行星齿轮传动机构时，除保证要求的传动比外，还必须满足行星齿轮特殊的装配条件。1) 邻接条件在行星齿轮传动中，为了使各行星轮不产生相互碰撞，须保证相邻行星齿轮之间有一定的间隙，从几何关系上看是，两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距。按式2-8校验 (2-8)代入数据，有 满足条件。2) 同心条件在行星齿轮传动中，由于其中心轮轴线与主轴线重合，故各行星轮与中心轮相啮合的中心距相等。因此对于2K-H(A)型行星齿轮，在对齿轮进行角度变位设计时其同心条件按式2-9校验 (2-9)代入数据，无变位，有23+17=57-17，满足同心。其中，分别为太阳轮-行星轮啮合角和行星轮-内齿圈啮合角。3) 安装条件在行星齿轮传动中，为了提高其承载能力，在此设计中采用3个行星轮，即。为了使啮合时的径向力相互抵消，于是将3个行星轮均衡地分布在传动的中心圆上。所以要求各轮的齿数满足安装条件，即安装在转臂H上的3个行星轮均衡地分布在中心轮的周围时，各轮齿数应满足的条件。按式2-10校验 (2-10)代入数据，Za=23,Zb=57,np=5,得到，为整数，满足安装条件。2.2.6 轮边减速器的结构设计图2-2 行星齿轮传动UG模型（1） 行星齿轮系均载机构为了使行星轮间载荷分布均匀，以提高行星齿轮传动的承载能力，在设计行星齿轮传动时，一般应设法采取行星轮间载荷分布均匀措施，从而有效地降低了行星齿轮传动的制造精度和较容易的装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮进行传递，即可进行功率分流。根据该机构的功用和工作情况，通常可采用基本构件浮动的均载机构。所谓行星轮间载荷分布均衡，就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力大小相等。本设计中采用了行星轮数np=5的结构形式，以便利用同心轴齿轮之间的空间，设置5个行星齿轮来分担载荷，形成功率分流，并达到无径向载荷的扭矩传递，这种形式是非常合理的。采用多个行星轮的传递方式，使得行星齿轮机构的结构紧凑、重量轻、体积小，承载能力大。但是在行星齿轮传动的设计中，不能过度地强调其传动比大、结构紧凑和承载能力大等优点，就片面地断定载荷是按行星轮的个数np平均分配的。实际上，由于不可避免的制造和安装误差，以及构件的变形等因素的影响，致使行星轮间的载荷分配是不均衡的。较严重的情况是：有时载荷可能是集中在某一个行星齿轮上，而其他的()个行星齿轮被闲置，而不能起着传递动力的作用。这也是行星齿轮传动产生异常以至于失效的常见原因所在。即便是采用了均载机构，也只能是人为地降低载荷分布不均衡的程度，并不能完全消除行星轮间的载荷分布不均衡。因此，在设计行星齿轮机构时，认真地解决行星齿轮间载荷分布不均衡性问题，这对于发挥行星齿轮机构的优势非常重要。在行星轮间载荷分布不均衡的原因，可以大致分为由齿轮本身的各种制造误差，轴承和齿轮箱体等的制造和安装误差两部分组成的。因此在制造、装配轮边减速器的过程中，要特别注意齿轮的制造误差、轴承和箱体的制造和安装误差。另外，采用中心轮浮动的均在机构，实现功率流的均匀分配。中心轮a通过半轴齿轮与主减速器连接。当输入轴上施加力矩时，中心轮a与5个行星轮啮台，各齿轮副的啮合处便产生啮合作用力。若行星轮各轴心在圆周上是匀称地布置的，由于浮动半轴齿轮对中心轮a在径向上的自动补偿作用，最终可使各啮合作用力相等，且组成等边的力三角形，而各力形成的力矩与外力矩平衡，即使各行星轮间的载荷分布均匀。故在此情况下，其载荷分布不均匀系数Kp的值等于l。（2） 行星齿轮传动的齿轮结构设计在行星齿轮传动的啮合参数和几何尺寸的计算工作完成之后，就应该进行行星齿轮传动的结构设计。在绘制行星齿轮传动的结构草图时，应注意处理好各构件之间的连接关系，安排好各构件的支承结构以及匀载机构的设置。1） 中心轮根据2K-H型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮a的结构。根据半轴输出端直径选取合适的花键，进而设计出中心轮的各种参数。总之，在满足使用要求的情况F，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。由于太阳轮安装在全浮式半轴上，与均匀分布的5个行星轮相啮合，各齿轮副的啮合力呈轴线对称作用，而且无径向载荷，因此对丁悬臂布置的中心轮a也不会引起沿齿宽方向上的载荷集中现象。图2-3太阳轮2） 内齿圈在行星齿轮传动中，内齿中心轮(即内齿轮)的结构主要与其安装方式和所采用的均载机构的结构型式等有关，同时还应考虑到内齿轮的加工工艺性和装配等问题。通常，内齿轮可以做成一个环形齿圈，故又可将内齿中心轮称为内齿圈。在本设计中，由于采用全浮式半轴均载机构，需要使用齿圈支架将内齿圈固定在驱动桥壳上，因此，内齿圈上还应设置花键联接。图2-4 内齿圈3） 齿圈支架将齿圈固定在驱动桥壳上了零件为齿圈支架。为了便于制造，将内齿轮齿顶圆通过磨床加工，将一定宽度的内齿加工成花键联接部分。同时，加工制造出与之相配合的齿圈支架的花键联接。通过齿圈支架解决了车轮轮毂、制动盘、主轴承等零部件的安装问题。图2-5齿圈支架4） 行星轮行星齿轮的设计应该根据行星齿轮传动类型、承载能力、转动速度的高低、所选轴承的类型和安装形式确定。行星齿轮一般有内孔以便安装轴承和心轴。由行星齿轮传动原理可知，行星轮是支承在行星轴上的齿轮。一般采用滚动轴承的行星轮支承结构，将其直接装入行星轮的轮缘内是合理的。但是，由于轴承的外圈旋转，使得滚动轴承的寿命有所降低。为了减小径向尺寸，采用滚针轴承作为行星轮支承。图2-6行星轮5） 行星架行星架是行星传动机构中的一个重要构件。由于5行星轮的心轴均安装在行星架上，故它的结构较复杂。同时，由于此轮边减速器行星传动部分以行星架为转矩输出构件，它所承受的外力矩较大。一个结构合理的行星架应当是外廓尺寸小、重量轻、具有足够的刚度和强度，能保证行星轮间的载荷分布均匀：而且具有良好的加工和装配工艺。这样，可以使行星传动机构具有较大的承载能力，较好的传动平稳性，较小的振动和噪声。图2-7行星架2.2.7 齿轮传动效率行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率值得大小也是不同的。对于同一类型的行星齿轮传动，小效率值也可能随传动比ip的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率值也不相同。而且，行星齿轮传动效率变化范围很大，其值可高达0.98，低的可接近于零，甚至低于零，即可以自锁。在2K-H型行星齿轮传动中，传动效率公式 (2-11)且有 (2-12)其中，p=3.48;H 一般取0.025。则=0.98。可见，该传动系统传动效率较高。2.2.8 齿轮强度校核验算在行星齿轮机构中，各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。在行星传动中，外啮合的中心轮，比如太阳轮a通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大；工作条件较差。因此，该中心轮首先产生齿面点蚀，磨损和轮齿折断的可能性较大。在设计行星齿轮传动时，合理地提高轮齿的弯曲强度，增加其工作的可靠性是非常重要的。（1）行星齿轮传动的受力分析在2K-H型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F,如图2-8所示：图2-8齿轮传动的受力分析 对行星轮系进行受力分析计算，可得行星轮c作用于a的切向力 (2-13)c上所受的三个切向力分别为：中心轮a作用于行星轮c的切向力为： (2-14)内齿轮b作用于行星轮c的切向力为： (2-15)转臂x作用于行星轮c的切向力为： (2-16)在转臂x上所受到的作用力： (2-17)在转臂x上所受力矩为：KN.m (2-18)在内齿轮b1上所受的力矩为：KN.m (2-19)（2） 太阳轮行星轮齿轮副齿面接触强度校核验算根据国家标准“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”（GB/T34801997），该标准系把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价齿轮的接触强度。，在接触应力的计算中未考虑滑动的大小和方向、摩擦因数和润滑状态等，这些都会影响到齿面的实际接触应力。计算时取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大者，大小齿轮的许用接触应力分别计算。1） 齿面接触应力计算在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，齿面接触应力可按式下式计算 (2-20) (2-21) (2-22)式中，动载系数；使用系数；计算接触强度时齿向载荷分布系数；计算接触强度时齿间载荷分布系数；计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；许用接触应力的基本值，；端面内分度圆上的名义切向力，N；小齿轮的分度圆直径，mm；工作齿宽，指齿轮副中的较小齿宽，mm；齿数比，即；节点区域系数；弹性系数，；重合度系数；螺旋角系数，直齿轮。以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号“-”适合于内啮合。2）名义切向力前文已求得中心轮1在每个功率分流上所传递的转矩T1=1398.33N.m，切向力可由式2-23求得 (2-23)故 其中有关系数的确定如下：使用系数：前文已取；动载荷系数：先按式4.5计算中心轮1相对于行星架,的节点线速度vx (2-24)n1=2200/6.89/1.65=193.52r/min;n2=2200/6.89/1.65/3.48=55.61 r/min;将中心轮1的节圆直径d1=92、转速n1,n2代入式4-5得vx=0.66m/s已知中心轮1与行星轮2的精度等级为IT6，即精度系数IT6，按式2-25计算 (2-25)由精度为IT6，查表，K1=14.94，K2=0.0193，带入z1=23,vx=0.66,u=1.35，b=56,得到 Kv=1.0048。计算接触强度时齿向载荷分布系数，按式2-26计算 (2-26)查手册取A=1.09,B=0.23,b=56,d1=92,C=0.33，带入可得KH=1.19。计算接触强度时齿间载荷分布系数查手册，；计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数查手册，按，取KHp=1.2；节点区域系数对于直齿轮，查手册有ZH=2.5；弹性系数查手册，按钢-钢取；重合度系数可由式2-27计算 (2-27)将a=1.17代入式4-4可得Z=0.97；螺旋角系数对于直齿轮前文已取中心轮1的齿宽系数，其齿宽57.8，考虑可能减少结构尺寸和减少载荷在齿向的不均匀性，取行星轮2的齿宽b2=55.2。故取啮合副1-2的工作齿宽b=55.2。将以上求得的各系数,代入式2-20，2-21，2-22可得 (2-28) (2-29)故取齿面接触应力H=2067.8/23）许用接触应力许用接触应力可按式2-30 计算 (2-30)式中，试验齿轮的接触疲劳极限，；计算接触强度的最小安全系数；ZN计算接触疲劳强度的寿命系数；前文已求得试验齿轮的接触疲劳极限；相关系数最小安全系数；查表，取最小安全系数=1.05；算接触强度的最小安全系数ZN，查图标取1.45；将所求系数代入式2-30可得。由上可知，齿面接触应力H=2067.8N/2Hp=2140.5N/2；故齿轮副a-c满足接触应力的强度条件。（3） 行星齿轮齿圈齿轮副的齿面接触强度的校核计算1）齿面接触应力仿上，通过查图表和相应的公式计算，可以得到与外啮合副c-b不同的系数。节点区域系数；将代入式4.8可得ZH=2.5；重合度系数；将=1.94代入式4.9可得Z=0.83；齿间载荷分配系数；，；对行星轮c进行受力分析易知内齿圈b作用于行星轮c的切向力等于中心轮1作用于行星轮c的切向力，故仍有名义切向力F=30.40KN考虑尽一步减小结构尺寸，取内齿圈b的齿宽b3=55.2故齿轮副c-b的工作宽度b=55.2将各系数及u=3.4、d1=228代入式2-20，2-21，2-22可得故取齿面接触应力H=779.4N/22）许用接触应力同上分析，各系数取接触疲劳极限；查表，取最小安全系数=1.05；算接触强度的最小安全系数ZN，查图标取1.45；将所求系数代入式2-30可得由上可知，齿面接触应力H=779.4N/2Hp=1601.9N/2；故齿轮副c-b满足接触应力的强度条件。2.2.8 行星轴的设计本课题设计的轮边减速器的传动中都是直齿轮传动，因此不会有轴向载荷，只有径向载荷作用到轴承上，但考虑到在实际工作中可能会受到外界的干扰而存在轴向力，所以采用了双列圆锥滚子轴承。前文已求得中心轮a在每一个功率分流上的切向力Ft=30.40KN，由牛顿第三定律知道行星轮c受到中心轮a的切向力大小也为Ft，对行星轮c作受力分析可知：内齿圈b作用于行星轮c的切向力大小为Ft，行星轮轴对行星轮c的作用力为2Ft。行星轮轴材料选用45钢，并根据标准YB 6-90知其屈服强度极限：s=300，抗拉强度b=600，考虑到可能的冲击，取安全系数S=4，其许用弯曲应力。当行星轮相对于行星架对称配置时，载荷Ft作用在轴跨距的中间。根据行星轮齿宽，并给将来设计选择的轴承留余量，取跨距长度。L=110，当行星轮在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为l的双支点梁。由于轴较短，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷q=F/l。