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履带车辆主动轮减速装置设计【汽车类】【9张CAD图纸】【优秀】

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1装配图A0.dwg

2输入轴A2.dwg

2输入轴A2.gif

3高速级太阳轮A2.gif

4高速行星齿轮A2.gif

5低速级太阳轮A2.gif

6轴承端盖A1.gif

7右端盖A1.gif

8法兰盘A2.gif

9右侧密封端A2.gif

QQ截图20150204104339.gif

QQ截图20150204104449.gif

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摘要

在履带车辆中，减速传动装置是重要的组成部分之一，本文主要以主动轮减速器设计为主，在履带车辆中主动轮减速器起着重要的作用。主要的作用：降低电动机传动主动的转速，并增大传递到主动轮的转矩，是履带车辆有足够的动力性，满足履带车辆起步、加速、通过性。

本设计为履带车辆主动轮减速器设计，主要介绍齿轮是减速器的选择以及传动方案的选择。为适应履带车的行驶条件需要，通过履带车辆的车重和最大行驶速度，计算出履带车辆行驶中所需的最大功率最大扭矩。根据最大功率计算总传动比，是总传动比能达到减速比的要求，并进行传动比的分配和确定各轮齿齿数和尺寸，以及确定选择使用单级传动和二级传动。根据计算要求确定输入输出轴轴颈计算和轴段长度的计算以及轴的校核。最后进行密封件的选择和轴的工艺分析。选择合适的密封件并满足设计要求，另外轴在加工时要有一定的技术要求，加工后的轴应满足技术和设计要求。

关键词：减速传动装置；传动比；传动比；校核；密封件

ABSTRACT

Caterpillar vehicles, the slowdown in the transmission device is an important part of this paper mainly active wheel reducer design is given priority to, in active wheel reducer of caterpillar vehicle plays an important role. Main function: reduce the speed of the motor drive, and increase initiative to deliver the torque, active wheel is tracked vehicles have enough power to meet tracked vehicles start, accelerate, through sex.

This design for tracked vehicles driving gear reducer design, mainly introduces the option and is reducer gear transmission options. Through the caterpillar vehicle weight of the car and maximum speeds of caterpillar vehicle, calculate the maximum power required. According to the maximum power calculating total ratio, and the distribution of transmission ratio, and confirm the pinion gear and dimension. And input/output shaft shaft neck calculation and shaft length calculation, and the axis of dynamicrigidity. On the classification of the shaft seal process analysis. Choose appropriate sealing parts and meet the design requirements, another shaft in process must have certain technical requirements, the processed axis should meet the technical and design requirements. This design closely combining the most mature modern tracked vehicles of technology.

Keywords:Slow Transmission Device; Ratio;Distribution Ratio ; Check; Seals

摘要I

AbstractII

第一章绪论1

1.1 选题的目的及意义1

1.2齿轮式减速器发展现状1

1.3齿轮减速器的发展趋势2

1.4 主要工作内容3

第二章减速器传动方案的确定4

2.1总体方案的确定4

2.1.1减速器的类型及特点4

2.1.2传动方案分析5

2.1.3行星齿轮变速器的工作原理9

2.1.4常用行星齿轮传动的形式与特点11

2.2传动比的确定12

2.2.1确定发动机最大功率12

2.2.2确定传动比13

2.3 本章小结17

第三章齿轮结构设计与计算18

3.1 行星排的配齿计算及强度校核18

3.1.1 分配传动比18

3.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件20

3.2 减速器高速级的计算23

3.2.1行星排的配齿计算23

3.2.2 验算高速级A－C传动的接触强度28

3.2.3 验算A－C传动弯曲疲劳强度的校核34

3.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料37

3.2.5 C－B传动的弯曲强度验算38

3.3 减速器低速级的计算38

3.3.1 配齿计算38

3.3.2 按接触强度初算A－C传动的中心距和模数38

3.3.3 行星排齿轮结构参数的计算39

3.3.4 验算A－C、C－B传动的接触强度及弯曲疲劳强度41

3.4 本章小结41

第四章轴及轴上支承联接件的校核42

4.1轴的种类42

4.2轴的工艺要求42

4.3 轴的初算及材料选择42

4.4 高速轴的校核43

4.4.1 高速轴的受力分析43

4.4.2 按当量弯矩校核轴的强度44

4.5低速轴的校核45

4.5.1 低速轴的受力分析45

4.5.2 按当量弯矩校核轴的强度46

4.5.3花键的选择及校核计算47

4.5.4 输入轴上的花键校核48

4.5.5联结高速级与低速级间的花键校核48

4.5.6输出轴的花键校核49

4.6减速器中轴承的选择及寿命校核49

4.6.1 轴承承载能力的计算49

4.6.2 轴承的寿命计算51

4.7 本章小结52

第五章减速器密封及轴工艺分析53

5.1 概述53

5.2 密封形式的选择53

5.2.1 密封形式的分类53

5.2.2 密封形式的选择54

5.3轴的工艺分析55

5.4本章小结56

结论57

参考文献58

致谢59

1.1 选题的目的及意义

行星齿轮的传动应用已有几十年的历史。由于行星齿轮传动是把定轴线传动改为动轴线传动，采用功率分流，用数个行星齿轮分担载荷，并且合理应用内啮合，以及采用合理的均载装置，使行星齿轮传动有许多重大的优点。这些有点主要有质量轻、体积小、传动范围大，承载能力不受限制，进出轴呈同一轴线；同时效率高。

与普通定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动最主要的特点就是它至少有一个齿轮的轴线是动轴线，因而称为动轴轮系。行星齿轮传动中，至少有一个齿轮即绕动轴线自传，同时又绕定轴线公转，既作行星运动，所以通常称为行星齿轮传动。

目前履带车辆所采用的减速器为行星齿轮减速器，与传统减速器相比具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。本设计通过对军用履带车采用的行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。1.2齿轮式减速器发展现状

齿轮是广泛使用的传动元件。目前世界上利用齿轮最大传递功率可达6500kW，最大线速度达210m／s；齿轮最大重量达200t，组合式齿轮最大直径达25．6m，最大模数m达50mm。我国自行设计的高速齿轮增速器和减速器的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达150m／s以上。

齿轮减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换，将电动机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，齿轮减速器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。齿轮减速器具有减速及增加转矩作用，因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。齿轮减速器的作用主要有：减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。

1.4 主要工作内容

以履带车辆主动轮减速机构设计为主要研究对象，对主动轮减速器进行了研究设计，确定主动轮行星齿轮减速器选择，对行星齿轮减速器的基本工作原理进行分析选择、行星齿轮传动设计与校核。主要内容包括：

1.行星齿轮传动传动方案分析、行星齿轮工作原理以及配齿、传动比确定；

2.行星齿轮传动比分配、各轮齿齿数和尺寸确定；

3.轴的工艺要求、轴颈计算以及输入轴输出轴设计校核；

4.密封件的分类及选择、轴的工艺分析。

2.2传动比的确定

2.2.1确定发动机最大功率

安装在履带车辆上的发动机，它的最大功率可以根据履带车辆以最大功率行驶的工况确定。通常以车辆在良好道路上用最大速度行驶所需的功率，确定为发动机最大功率。由于本设计是由电动机驱动主动轮，所以应该先算出发动机的功率，然后在用发动机的功率和电动机的功率进行比较，看电动机是否能满足车辆的使用要求。

本次设计为履带车辆的主动轮减速器设计，整车参数如表2.3整车参数所示。

表2.3 整车参数

主要参数

满载质量（kg）15500

每侧电动机功率（kw）110

电动机额定转速（rpm）1500

电动机最高转速（rpm）8000

电动机额定扭矩(Nm)550

电动机最大扭矩（Nm）980

电机尺寸(mm)Φ385×645

主动轮半径（mm）313

最大车速（km/h）70

最大爬坡度(%)40

当知道路条件，以及车辆在此道路上行驶所要求达到的最大速度，发动机所需的最大功率由下式确定：

结论

经过这一学期的毕业设计设计工作，使我终于体会到了学习的重要性，在设计的过程中是我学到了很多以前没有学过的知识，一个毕业设计下来令我收获不小。在这的过程中有成功有失败使我体会很多，整个设计过程中的经验与教训使我知道了一个成熟的设计产品绝没有我一开始想象的那么容易

此设计为履带车辆主动轮减速器设计，我设计的减速器为两级行星齿轮减速器，本设计两级行星齿轮减速器基本能满足履带车辆的各种工况要求，满足履带车辆要求的爬坡度、车速等的要求。同时各零部件的强度也满足履带车辆的各种寿命要求，轴向尺寸和径向尺寸也达到了最小的要求。可以说本次设计的减速器基本满足了设计任务书中提出的任何要求。

不过由于第一次做毕业设计，自己所学的知识有限，设计中难以避免会有一些缺陷。例如输入轴与输出轴两端伸出过长，还有两排行星排位置设计有些不是很合理，高速级零部件过于密集，而低速级零部件空间比较宽松，这样给润滑散热带来困难。另外，设计的尺寸偏大，重量比较重，对有些实心材料如齿轮轴，箱体等本可以设计成空心的来减轻重量，减小尺寸，但由于这是设计上的问题，已没时间修改，进行重新设计。希望以后有时间，能够进行修改。

在设计整个过程，我从一开始对履带车减速器主动轮减速器设计了解的很少到现在有了一定的了解，可以把设计说整个过程说成学习设计并且设计的过程。在这段时间里毕业设计使我对以前的理论知识和实践课程所学的变速器拆装学习结构有了更深的了解和理解并能很深的记在心里，把以前所学的理论知识能结合到设计中并进行综合运用。这次设计使我的知识得到了进一步的巩固和提高。有了成功与失败的经历，今后的我考虑问题会加全面。希望这份毕业设计能得到各位老师的批评指正。我相信，这次设计的经验对我来说将是一笔宝贵的财富，对我以后的学习和工作都是一笔宝贵的财富，这次的设计，对我今后的学习有着很多的影响，并能使我更加端正学习的态度。

参考文献

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[2]成大先主编.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社,2002.

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[4]吕庸厚,沈爱红.组合机构设计和与应用创新[M].北京：机械工业出版社,2008.

[5]刘惟信主编.汽车设计[M].北京：清华大学出版社,2001.

[6]崔胜民主编.汽车主减速器的优化设计[J].会议论文,2007.

[7]胡磊主编.汽车主减速器螺旋锥齿轮参数化建模与有限元分析[D].武汉理工大学学位论文,2008.

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[9]余志生主编.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,2000.

[10]邹慧君等主编.机械原理[M].上海:高等教育出版社,2003.

[11]濮良贵等主编.机械设计[M].北京: 高等教育出版社,2001.

[12]王望予等主编.汽车设计[M].北京:机械工业出版社,2004.

[13]郭竹亭主编.汽车车身设计[M].长春:吉林科学技术出版社,2004.

[14]俪明等.汽车结构抗疲劳设计[M].合肥:中国科技大学出版社,2006.

[15]李伟,刘惟信.考虑误差的轮齿啮合刚度的计算和降低齿轮动载的优化设计[J].齿轮.1987,11(3):16~21.

[16]ReimpellJ.StollH.TheAutomotiveChassis:EngineeringPrinciples.Warrendale,PA15096, USA[J],SAE,1996.

[17]Nakayama T,SudaE.Thepersentand future of electric power steering.Int.J.of Vehicle design[J],1994,15(3,4,5)；243～254.

内容简介：: SY-025-BY-5毕业设计（论文）中期检查表填表日期2010年4月20日迄今已进行8周剩余8周学生姓名宋磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-11班指导教师姓名朱荣福职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称履带车辆主动轮减速装置设计学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容1调研与资料收集。2履带车辆的主动轮减速装置传动方案的确定与主要部件的设计计算和校核。主要包括高速级与低速级的行星齿轮组的设计与校核，轴段长度及轴径的确定，轴承的选择。3完成部分论文撰写。1完成装配图、零件图的绘制。2论文的完成与改进。存在问题及努力方向轴的强度校核，刚度校核及主要零件的工艺分析。在接下来的时间里查询相关书籍，和同学探讨，请教指导教师，加强对存在问题的研究。学生签字：指导教师意见指导教师签字：年月日教研室意见教研室主任签字：年月日SY-025-BY-2毕业设计任务书学生姓名宋磊系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-11指导教师姓名朱荣福职称讲师从事专业车辆工程是否外聘否题目名称履带车辆主动轮减速装置设计一、设计（论文）目的、意义履带车辆驱动系统越来越引起人们的重视，逐渐成为一种发展趋势因为燃油越少，排放就越少，并且内燃机稳定的工况使得对其排放的成分易于控制，这正是履带车辆动力驱动系统所具有的。当我们踏入21世纪的今天，能源和环境对人类的压力越来越大，要求尽快改善人类生存环境的呼声越来越高。为了适用这个发展趋势，世界各国的政府、学术界、工业界、正在加大对电动车的开发的力度。履带车辆动力传动作为电动汽车的过渡，必须加快发展以求能更快过渡到电动汽车阶段。目前国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器，多从国外进口。齿轮减速器由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。齿轮减速器是把机械传动中的动力机与工作机联接起来，通过不同齿形和齿数的齿轮以不同级数传动，实现定传动比减速的机械传动装置。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）论文内容：1)减速装置传动方案的确定，确定总体结构设计思路；2)减速器结构设计与计算，设计减速器的主要零、部件，分各轴总成的设计方式完成变速器主要传动部分的设计；3)减速器的密封及轴承润滑；4)齿轮校核轴及轴承校核；5)对装置的各结构件进行工艺分析，强度验算以及寿命校核。研究方法：查阅图书馆电子资源和馆藏图书，了解减速器研究领域的最新发展动向；阅读关于减速器设计方面的书籍，学习前人进行减速器设计的步骤、方法和经验；向指导教师请教；同学之间互相讨论；亲自去实验室动手拆装各种类型的减速器，了解各种减速器的结构与工作原理进行减速器的设计和计算。三、设计（论文）完成后应提交的成果（一）计算说明部分1.减速装置传动方案的确定，确定总体结构设计思路；2.减速器结构设计与计算，设计减速器的主要零、部件，变速器主要传动部分的设计；3.减速器的密封及轴承润滑；4.齿轮校核轴及轴承校核；5.对装置的各结构件进行工艺分析，强度验算以及寿命校核。（二）图纸部分1、减速器装配图（AO一张）；2、输入零件图（A2一张）；3、法兰盘零件图（A2一张）；4、行星齿轮零件图（A2一张）；四、设计（论文）进度安排第 1-2 周（2月28日3月1,3日），调研、资料收集，完成开题报告。第 3 周（3月14日3月20日），开题答辩，基本参数的确定，传动方案的设计。第4-5周（3月21日4月3日），齿轮传动设计与校核。第 6 周（4月4日4月10日），开始撰写齿轮部分说明书。第 7 周（4月11日4月17日），轴的结构设计。第 8 周（4月18日4月24日），中期检查。第 9 周（4月25日5月1日），轴段强度刚度校核。第10-11周（5月2日5月15日），进行CAD绘图。第 12 周（5月16日5月22日），修改及完善设计说明书，绘图。第 13 周（5月22日5月29日），完善图纸。第 14 周（5月30日6月5日），毕业设计预答辩。第15-16周（6月6日6月19日），毕业设计修改。第 17 周（6月20日6月 26日），毕业设计答辩。五、主要参考资料1刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,2003.2陈清泉,孙逢春编译.混合电动车辆基础M.北京:北京理工大学出版社,2001.3陈清泉,孙逢春编.现代电动汽车技术M.北京:北京理工大学出版社,2002. 4邹慧君等主编.机械原理.M.上海:高等教育出版社,1998 . 5龚微寒等主编.汽车现代设计制造M.北京:人民交通出版社,1995.6王望予等主编.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2004.7郭竹亭主编.汽车车身设计M.长春:吉林科学技术出版社,1994.8陈家瑞等主编.汽车构造M.北京:机械工业出版社,2004.9俪明等.汽车结构抗疲劳设计M.合肥:中国科技大学出版社,1995.10余志生主编.汽车理论M.北京:机械工业出版社,2000.六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程0711指导教师姓名职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称履带车辆主动轮减速装置设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状当前普遍使用的燃油发动机汽车排放废气严重污染环境，世界各国对改善环保的呼声日益高涨，人们对环保的意识也不断的提高。国外所有知名汽车公司均投入巨资开始进行混合动力汽车实用车型的研制和开发，使不少样车的主要动力性指标达到了燃油汽车的水平。21世纪以来，很多车型都显示出了优良的环保与节能性能。这标志着混合动力装置（Hybrid-ElectricVehicel，缩写HEV）的逐渐成熟。随着各国环境立法的日趋严厉, 混合动力汽车性能的日益提高以及其成本的不断降低, 混合动力汽车的市场份额逐渐增大,已成为重点发展的新型汽车。目前履带车辆主动轮减速装置大部分采用行星轮减速机构，下面介绍一下行星轮减速机构，行星传动的应用已经有几十年的历史，由于行星传动是把定轴线传动改变为动轴线传动，采用功率分流，用多个行星轮分担载荷，并且合理应用内啮合，以及采用合理的均载装置，使行星传动既有许多重大的优点。主要的优点是质量轻、体积小，传动比范围大，承载能力不受限制，进出轴呈同一轴线；同时效率高，现在应用最为广泛的行星传动机构为，单级传动效率为0.960.98，两级传动效率为0.940.96。行星传动型行星齿轮传动是一种特殊应用形式。他是利用2型行星轮系三个自由度的不同组合来实现运动或动力分解、控制机调整。实际上行星传动技术用于车辆上的运动分解。近些年来，利用行星传动在很多行业中发挥着重要的作用。随着我国科技水平的不断发展与提高，在应用行星齿轮传动技术上，我们国家从世界上工业发达国家引进大量先进技术和设备，经过机械科技人员的不断开拓创新，与时俱进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。2、目的、依据和意义行星齿轮减速器与普通定轴减速器相比，行星齿轮传动最主要的特点就是它至少有一个齿轮的轴线是动轴线，因而称为动轴系，行星齿轮的机构特点：）把定轴线传动改为动轴线传动；）功率分流，采用数个行星轮传递动力；3)合理地应用内啮合。行星齿轮传动的优越性：1)体积小、质量轻，只相当于一般齿轮传动的体积、质量的1/21/3；承载能力大，传递功率范围及传动比范围大；4）运动噪声小，效率高，寿命长；5）由于尺寸和质量减少，就能够采用优质材料与实现硬齿面等化学处理，机床工具规格小，精度和技术要求容易达到；6）采用合理机构，可以简化制造工艺，从而使中小型制造厂就能够生产，并易于推广普及，被广泛应用于汽车、起重、冶金、矿山等领域。随着我国工业的不断发展进步，人们对各种减速机的探索和开发也越来越重视。本设计通过对履带车采用的行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题 1、基本内容 1) 分析行星齿轮几轮机构的传动路线，及工作原理。 2) 传动系统的方案设计。对传动方案进行分析和拟定。 3) 行星齿轮传动设计与校核。主要包括行星齿轮传动比和效率计算，行星齿轮传动的配齿计算，行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算，行星齿轮传动强度计算及校核，行星齿轮传动的受力分析等。 4) 输入轴输出轴设计与校核。包括选择轴的材料、确定许用应力，估算轴径，确定各轴段的直径及长度，校核。 2、拟解决的主要问题 1）行星齿轮减速器传动路线的选择。 2）齿轮和轴的校核，行星齿轮传动强度计算及校核，受力分析。三、技术路线（研究方法）调研与搜集资料研究行星齿轮减速器原理确定计算步骤和方案减速器传动方案的分析及传动路线的确定行星齿轮的传动设计与校核输入输出轴的设计计算与校核完成说明书撰写及CAD绘图四、进度安排 1.第1-2周（2月283月13）调研、收集资料、撰写开题报告，提交开题报告，进行开题答辩。 2.第3-4周（3月14 3月27）基本参数的确定，传动方案的设计。3. 第5-8周（3月28 4月24）齿轮传动设计与校核，撰写说明书，中期检查，绘制草图。 4. 第9-10周（4月255月8）学习CAD软件，进行CAD绘图。 5.第11-12周（5月95月15） CAD图纸的修改，并完成图纸。7.第13-14周（5月165月19）撰写设计说明书，完善图纸设计提交指导老师审核。8.第15-16周（5月306月12）毕业设计预答辩，毕业设计修改。9.第17周（6月1320）毕业设计答辩。五、参考文献1. 张展主编.使用机械传动设计手册M.北京：科学出版社,1994. 2. 张展,张红松,张晓维.行星差动传动装置M.北京：机械工业出版社,2009.3. 吕庸厚,沈爱红.组合机构设计和与应用创新M.北京：机械工业出版社,2008.4. 刘惟信主编.汽车设计M.北京：清华大学出版社,2001. 5. 崔胜民主编.汽车主减速器的优化设计J.会议论文,2007.6. 胡磊主编.汽车主减速器螺旋锥齿轮参数化建模与有限元分析D.武汉理工大学学位论文,2008.7. 陈家瑞主编.汽车构造M.北京:机械工业出版社,2004.8. 余志生主编.汽车理论M.北京:机械工业出版社,2000.9. 邹慧君等主编.机械原理M.上海:高等教育出版社,2003. 10. 濮良贵等主编.机械设计M.北京: 高等教育出版社,2001. 11. 王望予等主编.汽车设计M.北京:机械工业出版社,2004.12. 郭竹亭主编.汽车车身设计M.长春:吉林科学技术出版社,2004.13. 俪明等.汽车结构抗疲劳设计M.合肥:中国科技大学出版社,2006.14. 李伟,刘惟信.考虑误差的轮齿啮合刚度的计算和降低齿轮动载的优化设计J.齿轮.1987,11(3):1621.15. ReimpellJ.StollH.TheAutomotiveChassis:EngineeringPrinciples.Warrendale,PA15096, USAJ,SAE,1996. 16. Nakayama T,Suda E.The persent and future of electric power steering.Int.J.of Vehicle designJ,1994,15(3,4,5)；243254.6、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计本科学生毕业设计履带车辆主动轮减速装置设计系部名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程 B07-11 班学生姓名：指导教师：职称：讲师黑黑龙龙江江工工程程学学院院二一一年六月黑龙江工程学院本科生毕业设计I摘要在履带车辆中，减速传动装置是重要的组成部分之一，本文主要以主动轮减速器设计为主，在履带车辆中主动轮减速器起着重要的作用。主要的作用：降低电动机传动主动的转速，并增大传递到主动轮的转矩，是履带车辆有足够的动力性，满足履带车辆起步、加速、通过性。本设计为履带车辆主动轮减速器设计，主要介绍齿轮是减速器的选择以及传动方案的选择。为适应履带车的行驶条件需要，通过履带车辆的车重和最大行驶速度，计算出履带车辆行驶中所需的最大功率最大扭矩。根据最大功率计算总传动比，是总传动比能达到减速比的要求，并进行传动比的分配和确定各轮齿齿数和尺寸，以及确定选择使用单级传动和二级传动。根据计算要求确定输入输出轴轴颈计算和轴段长度的计算以及轴的校核。最后进行密封件的选择和轴的工艺分析。选择合适的密封件并满足设计要求，另外轴在加工时要有一定的技术要求，加工后的轴应满足技术和设计要求。关键词：减速传动装置；传动比；传动比；校核；密封件黑龙江工程学院本科生毕业设计IIABSTRACTCaterpillar vehicles, the slowdown in the transmission device is an important part of this paper mainly active wheel reducer design is given priority to, in active wheel reducer of caterpillar vehicle plays an important role. Main function: reduce the speed of the motor drive, and increase initiative to deliver the torque, active wheel is tracked vehicles have enough power to meet tracked vehicles start, accelerate, through sex.This design for tracked vehicles driving gear reducer design, mainly introduces the option and is reducer gear transmission options. Through the caterpillar vehicle weight of the car and maximum speeds of caterpillar vehicle, calculate the maximum power required. According to the maximum power calculating total ratio, and the distribution of transmission ratio, and confirm the pinion gear and dimension. And input/output shaft shaft neck calculation and shaft length calculation, and the axis of dynamicrigidity. On the classification of the shaft seal process analysis. Choose appropriate sealing parts and meet the design requirements, another shaft in process must have certain technical requirements, the processed axis should meet the technical and design requirements. This design closely combining the most mature modern tracked vehicles of technology.Keywords:Slow Transmission Device; Ratio;Distribution Ratio ; Check; Seals黑龙江工程学院本科生毕业设计III目录摘要.IAbstract.II第一章绪论.11.1 选题的目的及意义 .11.2 齿轮式减速器发展现状 .11.3 齿轮减速器的发展趋势 .21.4 主要工作内容 .3第二章减速器传动方案的确定.42.1 总体方案的确定 .42.1.1 减速器的类型及特点.42.1.2 传动方案分析.52.1.3 行星齿轮变速器的工作原理.92.1.4 常用行星齿轮传动的形式与特点.112.2 传动比的确定 .122.2.1 确定发动机最大功率.122.2.2 确定传动比.132.3 本章小结 .17第三章齿轮结构设计与计算.183.1 行星排的配齿计算及强度校核 .183.1.1 分配传动比 .183.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件 .203.2 减速器高速级的计算 .233.2.1 行星排的配齿计算.233.2.2 验算高速级 AC 传动的接触强度 .283.2.3 验算 AC 传动弯曲疲劳强度的校核 .34黑龙江工程学院本科生毕业设计IV3.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料 .373.2.5 CB 传动的弯曲强度验算.383.3 减速器低速级的计算 .383.3.1 配齿计算 .383.3.2 按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数 .383.3.3 行星排齿轮结构参数的计算 .393.3.4 验算 AC、CB 传动的接触强度及弯曲疲劳强度 .413.4 本章小结 .41第四章轴及轴上支承联接件的校核.424.1 轴的种类 .424.2 轴的工艺要求 .424.3 轴的初算及材料选择 .424.4 高速轴的校核 .434.4.1 高速轴的受力分析 .434.4.2 按当量弯矩校核轴的强度 .444.5 低速轴的校核 .454.5.1 低速轴的受力分析 .454.5.2 按当量弯矩校核轴的强度 .464.5.3 花键的选择及校核计算.474.5.4 输入轴上的花键校核 .484.5.5 联结高速级与低速级间的花键校核.484.5.6 输出轴的花键校核.494.6 减速器中轴承的选择及寿命校核 .494.6.1 轴承承载能力的计算 .494.6.2 轴承的寿命计算 .514.7 本章小结 .52第五章减速器密封及轴工艺分析.535.1 概述 .535.2 密封形式的选择 .535.2.1 密封形式的分类 .53黑龙江工程学院本科生毕业设计V5.2.2 密封形式的选择 .545.3 轴的工艺分析 .555.4 本章小结 .56结论.57参考文献.58致谢.59黑龙江工程学院本科生毕业设计0第一章绪论1.1 选题的目的及意义行星齿轮的传动应用已有几十年的历史。由于行星齿轮传动是把定轴线传动改为动轴线传动，采用功率分流，用数个行星齿轮分担载荷，并且合理应用内啮合，以及采用合理的均载装置，使行星齿轮传动有许多重大的优点。这些有点主要有质量轻、体积小、传动范围大，承载能力不受限制，进出轴呈同一轴线；同时效率高。与普通定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动最主要的特点就是它至少有一个齿轮的轴线是动轴线，因而称为动轴轮系。行星齿轮传动中，至少有一个齿轮即绕动轴线自传，同时又绕定轴线公转，既作行星运动，所以通常称为行星齿轮传动。目前履带车辆所采用的减速器为行星齿轮减速器，与传统减速器相比具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。本设计通过对军用履带车采用的行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。行星齿轮传动的特点：1）把定轴线传动给为动轴线传动；2）功率分流，采用数个行星齿轮传递载荷；3）合理地应用内啮合。行星齿轮传动的优越性：1）体积小、质量轻，只相当一般齿轮传动的体积、质量的 1/21/3；2）承载能力大，传递功率范围及传动比范围大；3）运行噪声小，效率高，寿命长；4）由于尺寸和质量减少，就能够采用优质材料与实现硬齿面等化学处理，机床工具规格小，精度和技术要求容易达到；5）采用合理机构，可以简化制造工艺，从而使中小型制造厂就能够制造，并易于推广和普及；6）采用行星齿轮机构，用两个电机可以达到变速要求。由此可见，行星齿轮传动是一种先进的齿轮传动结构。1.2 齿轮式减速器发展现状齿轮是广泛使用的传动元件。目前世界上利用齿轮最大传递功率可达6500kW，最大线速度达 210ms；齿轮最大重量达 200t，组合式齿轮最大直径达256m，最大模数 m 达 50mm。我国自行设计的高速齿轮增速器和减速器的功率黑龙江工程学院本科生毕业设计1已达 44000kW，齿轮圆周速度达 150ms 以上。齿轮减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换，将电动机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，齿轮减速器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。齿轮减速器具有减速及增加转矩作用，因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。齿轮减速器的作用主要有： (1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩。 (2）减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。齿轮减速器一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机，内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速器也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。齿轮减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。齿轮减速器按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。1.3 齿轮减速器的发展趋势随着社会的发展、时间的推移，齿轮技术进展的步伐越来越迅速。近年来，工业发达国家制造的机械装置向着大型、精密、高速、成套和自动化方向发展，有的则向小型、轻量化方向发展，从而推动了齿轮的技术的进步。概括起来说，当今世界各国齿轮技术发展的总趋势向六高、二低、二化的方向发展。六高及高承载能力、高齿轮面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本、二化即标准化、多样化。1在产品设计阶段，就同时进行工艺过程设计及安排产品整个生产周期个配套环节。市场的快速反映大大缩短了产品投放市场的时间。零部件企业正向大型化、专业化、国际化发展。齿轮产品将成为国际采购、国际配套的产品。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是 2l 世纪企业竞争的焦点。在 2l 世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得黑龙江工程学院本科生毕业设计2机械加工精度、加工效率大为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。数控机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面 (5060HRC)、高精度(45 级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等 )追求的目标。随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。中国齿轮行业在 20 世纪 90 年代的快速发展，已基本完成由卖方市场投到买方市场的转变。随着我国体质的个改革的深入，充分发挥行业协会的作用，加强行业自律性的市场约束，形成有序竞争的市场制度，是当前是的发展的迫切任务。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。1.4 主要工作内容以履带车辆主动轮减速机构设计为主要研究对象，对主动轮减速器进行了研究设计，确定主动轮行星齿轮减速器选择，对行星齿轮减速器的基本工作原理进行分析选择、行星齿轮传动设计与校核。主要内容包括：1.行星齿轮传动传动方案分析、行星齿轮工作原理以及配齿、传动比确定；2.行星齿轮传动比分配、各轮齿齿数和尺寸确定；3.轴的工艺要求、轴颈计算以及输入轴输出轴设计校核；4.密封件的分类及选择、轴的工艺分析。黑龙江工程学院本科生毕业设计3第二章减速器传动方案的确定2.1 总体方案的确定2.1.1 减速器的类型及特点减速器的功用是改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，使车辆在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使条件下工作，使车辆获得足够的牵引力和行驶速度。减速器的传动方案有多种多样，各有各的特点。一般常见行星齿轮减速器的分类及型式及其应用范围如表 2.1 行星齿轮减速器主要类型与特点所示。表 2.1 行星齿轮减速器主要类型与特点序号基本结构命名啮合方式命名传动简图传动比范围传动效率传动功率范围制造工艺性应用场合说明12K-H 型NGW型2.812.50.970.99不限加工与装配工艺较简单。可用于任何工作情况下，功率大小不受限制。具有内位啮合的 2K-H型单机传动（负号机构）。22K-H 型NW 型7170.970.99不限因有双联齿轮，使加工与装配复杂。同型2K-H。具有内外啮合的 2K-H型传动（正号黑龙江工程学院本科生毕业设计4机构）。32K-H 型NN 型30100 传动效率很小时，可达1700效率低、且随传动比 i增大而下降，并有自锁可能。小于或等于30KW。制造精度要求较高适用于短期间断工作场合，推荐用于特轻型工作制度。双内啮合 2K-H型传动（正号机构）。42K-H 型WW 型1.2 至几千效率低、且随传动比 i增大而下降，并有自锁可能。15KW制造与装配工艺性不佳。推荐只在特轻型工作制度下用，最好不用于动力传动。双外啮合 2K-H型传动（正号机构）。53K 型NGWN型20100 小功率可达500 以上效率较低，且随传动比增入而下降，并有自锁可能。96KW制造与装配工艺性不佳。适用于短期间断工作场合。6K-H-V型N 型7710.70.9496KW齿形及输出机构要求较高。2.1.2 传动方案分析黑龙江工程学院本科生毕业设计5本设计为电动机驱动主动轮，电动机代替发动机驱动主动轮。电动机横置于履带车辆前主动轮左右两侧，故其传动方向大致一致，不会出现交角的传动。且由于坦克传动属于大功率传动，传动比不算太大，采用蜗杆、齿轮螺杆减速器不合适，因为要求的传动比太大；若采用摆线针轮减速器和协波齿轮减速器也同样不合适，因为这两样传动在实际应用中技术还不成熟，且要求传递功率较小和传动比范围太大，根本不适用于坦克等履带车辆做减速器。剩下可考虑圆柱齿轮减速器和行星齿轮减速器两种传动方案了。从表 2.2 定轴传动减速器主要类型与特点所示可以看出圆柱齿轮减速器可以做成单级、两级、三级三种，做为定轴式减速器，轮齿可以做成直齿、斜齿和人字齿。传动轴线平行，结构简单，精度易于保证，由于结构简单，早期坦克、汽车、拖拉机有着广泛的应用。还可分为同轴线式和非同轴线式，非同轴线式还可分为展开式和分流式。展开式是两级减速器中最简单的一种，齿轮相对轴承位置不对称，轴产生弯曲变形时，载荷分布不均匀，因此轴应有较大的刚度。分流式齿轮与轴承对称布置，载荷沿齿宽分布均匀。此外，还有同轴线式传动方式，就是输入轴与输出轴同轴。表 2.2 定轴传动减速器主要类型与特点类别级数推荐传动比范围特点及应用单级调质齿轮I=7.1淬硬齿轮I=6.3（ I=5.6 较佳）应用广泛，结构简单，精度容易保证。轮齿可做成直齿、斜齿或人字齿。可用于低速重载，也可用于高速传动。展开式调质齿轮I=7.150淬硬齿轮I=7.11.5(I=6.30 较佳)这是二级减速器中最简单、应用最广泛结构。齿轮相轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷齿宽上分布不均匀，轴应设计具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。淬硬齿轮大多采用此结构。圆柱齿轮减速器二级分流式I=7.150高速级为对称左右旋斜齿轮，低速级可为人字齿或直齿。齿轮与轴承对称布置。载荷沿齿宽分布均匀，轴承受黑龙江工程学院本科生毕业设计6载平均，中间轴危险截面上转矩相当于轴所传递转矩之半。但这种结构不可避免要产生轴向窜动，影响齿面载荷均匀性。结构上应保证有轴向窜动可能。通常低速级大齿轮作轴向定位，中间轴齿轮和高速小齿轮可以轴向窜动。同轴线式调质齿轮I=7.150淬硬齿轮I=7.131.5箱体长度缩小。输入轴和输出轴布置同一轴线上，使设备布置较为方便、合理。当传动比分配适当时，两对齿轮浸油深度大致相同。但轴向尺寸较大，中间轴较长，其齿轮与轴承不对称布置，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。同轴分流式I=7.150从输入轴到输出轴功率分左右两股传递，啮合轮齿仅传递一半载荷。输入轴和输出轴只受转矩，中间轴只受全部载荷一半。故可缩小齿轮直径、圆周速度及减速器尺寸。一般用于重载齿轮。关键是要采用合适均载机构，使左右两股分流功率均衡。展开式调质齿轮I=28315淬硬齿轮I=28180（I=22.5100 较佳）同二级展开式。圆柱齿轮减速三级分流式I=28315同二级分流式。圆锥、圆柱柱减速单级直齿I=5曲线齿、斜齿I840轮齿可制成直齿、斜齿或曲线齿。适用于输入轴和输出轴两轴线垂直相交传动中。可为水平式或立式。其制造安装复杂，成本高，仅设备布置必要黑龙江工程学院本科生毕业设计7(淬硬齿轮 I=5 较佳)时才采用。二级直齿I=6.331.5曲线齿、斜齿I=840(淬硬齿轮 I=516 较佳) 特点与单级圆锥齿轮减速器相似。圆锥齿轮应高速级，使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难。圆柱齿轮可为直齿或斜齿。器三级I=35.5160(淬硬齿轮I=18100 较佳）特点与二级圆锥圆柱齿轮减速器相似。蜗杆下置式蜗杆布置蜗轮下边，啮合处冷却和润滑较好，蜗杆轴承润滑也方便。但当蜗杆圆周围速度太大时，油搅动损失较大，一般用于蜗杆圆周速度v5m/s。蜗杆上置式蜗杆布置蜗轮上边，装拆方便，蜗杆圆周速度允许高一些，但蜗杆轴承润滑不方便。蜗杆、齿轮蜗杆减速器单级蜗杆侧置式i=880蜗杆放蜗累轮侧面，蜗轮轴是竖直。以上仅分析了圆柱齿轮减速器的部分特性，由于此次设计给定了减速器的设计尺寸，其安装位置也有一定的限制，且还要考虑箱体尺寸，内齿轮安装的方便性，要求电机输出轴与减速器输出轴同轴。可考虑的传动方案有两类：（一）同轴式圆柱齿轮减速器，如果为两级传动，传动比840，速比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用，中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，高速运转下，轴易引起共振。载荷沿齿宽分布不均。由于两伸出轴在同一直线上，在很多场合能使布置更为方便，但对于我设计的这个项目显然由于轴承润滑困难，体积较大，不易布置。（二）行星齿轮减速器有很多优点，其传动效率可以很高，单级可以达 9699；且传动比范围广，传动功率可以从12W 至 50000KW，承载能力大；工作平稳，体积和重量比普通齿轮、蜗杆减速器小得多。行星齿轮减速器的特点如下：（ 1）因为各中心轮构成为共轴式传动，而且载荷分布在几个行星轮上，另外又能合理地应用内啮合，所以结构非常紧凑。由于一个中心轮能同时与几个行星轮相啮合，故使在材料的机械性能与制造精度相同情况下，其外部轮廓尺寸黑龙江工程学院本科生毕业设计8小，载荷能力较大。（2）只需适当选择机构形式，便可以用少量齿轮得到较大传动比，甚至可达几千的数比，即使在传动比很大时，仍然紧凑重量轻。（3）行星机构的传动效率高，在结构布置合理下，其效率可达0.80.9 以上，由于行星轮传动的结构对称性，即具有个数均匀分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，均可达到提高传动效率的作用。（4）由于采用了数个相同的行星轮均布于中心轮四周，而达到惯性力的平衡，同时使啮合齿数增多。故行星轮机构运行平稳，抗冲击和振动能力强。缺点：对材料要求高，结构复杂，制造和安装困难。综合考虑本设计的尺寸，重量和布置等的具体要求，决定选用行星轮传动方案。由于定轴式的传动系统在换档时有较大的功率损失。因此目前履带车辆上日益广泛采用行星变速箱，行星变速箱在换档时一般都可以实现没有速度损失的动力换档。对于我的这次设计的减速器也应采用行星式的减速方式。2.1.3 行星齿轮变速器的工作原理行星齿轮八种传动方案： 1)齿圈固定，太阳轮主动，行星架被动。降速传动，通常传动比一般为 2.5-5，转向相同。 2）齿圈固定，行星架主动，太阳轮被动。升速传动，传动比一般为 0.2-0.4，转向相同。 3）太阳轮固定，齿圈主动，行星架被动。降速传动，传动比一般为1.25-1.67，转向相同。 4）太阳轮固定，行星架主动，齿圈被动。升速传动，传动比一般为0.6-0.8，转向相同。 5）行星架固定，太阳轮主动，齿圈被动。减速运动，传动比一般为1.5-4，转向相反。6）行星架固定，齿圈主动，太阳轮被动。升速传动，传动比一般为0.25-0.67，转向相反。 7）把三元中任意连接到一起此时传动比为1。8）三元件中任意一个元件主动，其余的两个元件自由，其余两元件无确定的转速输出。为了了解行星齿轮变速器工作原理，下面先分析单排行星齿轮机构的运动规律。图 2-1 为单排行星齿轮机构的示意图，图上还可标出行星轮所受到的作用力。 1 2 3 4 1 234黑龙江工程学院本科生毕业设计9图 2.1 单排行星齿轮机构及作用力 1太阳轮 2齿圈 3行星架 4行星轮作用于太阳轮 1 上的力矩： 11 1MFr作用于齿圈 2 上的力矩： 22 2MF r作用于行星架 3 上的力矩： 33 3MF r 令齿圈与太阳轮的齿数比为，则：2211zrzr因而： 21rr 又： 1231122rrrr式中，、分别为太阳轮和齿圈的节圆半径；为行星轮与太阳轮的中心距。1r2r3r由行星轮 4 的力平衡条件得：12FF和 312FF 因此，太阳轮、齿圈和行星架上的力矩分别为（2.1）11 121 131 1(1)MFrMFrMFr 根据能量守恒定律，三个元件上输入和输出功率的代数和应等于零，即：（2.2）1122330M wM wM w式中，、分别为太阳轮、齿圈和行星架的角速度。1w2w3w将式（2.1）代入式（2.2）中，即可得到表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式 123(1)0www若以转速代替角速度，则上式可写成：（2.3）123(1)0nnn黑龙江工程学院本科生毕业设计10由式（2.3）可以看出，在太阳轮、齿圈和行星架这三个元件中，可任选两个分别作为主动件和从动件，而使另一元件固定不动，或使其运动受一定的约束，则整个轮系即以一定的传动比传递动力。下面分别讨论以下情况：(1)太阳轮 1 为主动件，行星架 3 为从动件，齿圈 2 固定。此时，式（2.3）中，故传动比：02n 12133111nzinz (2)齿圈 2 为主动件，行星架 3 为从动件，太阳轮 1 固定。此时，式（2.3）中，故传动比:01n21233211nzinz (3)太阳轮 1 为主动件，齿圈 2 为从动件，行星架 3 固定。此时，式（2.3）中，故传动比:30n 121221nzinz 在此情况下，与符号相反，即表示主动轴与从动轴的旋转方向相反，故1n2n为倒档传动情况。(4）若使，则：12nn113121nnnnn在或时，同样可得。因此，若使三元件中的任何两个元13nn23nn123nnn件连成一体转动，则第三元件的转速必然与前二者转速相等，即行星齿轮系中所有元件之间都没有相对运动，从而形成直接档传动，传动比。1i 如果所有元件都不受约束，即都可以自由转动，则行星齿轮机构完全失去传动作用。由几排行星齿轮机构组成的行星齿轮变速器，其传动比可根据上述单排行星齿轮机构特性方程式推导出来。2.1.4 常用行星齿轮传动的形式与特点从上表 2.1 分析，WW，NGWN，N 和 NN 最大功率均有限制，而本次设计功率很大为 110KW，因此它们都不合适，只可用 NGW，NW 型，由于 NW 型在黑龙江工程学院本科生毕业设计11时不宜采用。由下一节知传动比小于 7，因此选用 NGW 型，即太阳轮为主动7BAXi件，行星架为从动件，齿圈固定。由上一节行星齿轮工作原理知传动比为：12/11zzi式中：为齿圈齿数；2z 为太阳轮齿数；1z2.2 传动比的确定2.2.1 确定发动机最大功率安装在履带车辆上的发动机，它的最大功率可以根据履带车辆以最大功率行驶的工况确定。通常以车辆在良好道路上用最大速度行驶所需的功率，确定为发动机最大功率。由于本设计是由电动机驱动主动轮，所以应该先算出发动机的功率，然后在用发动机的功率和电动机的功率进行比较，看电动机是否能满足车辆的使用要求。本次设计为履带车辆的主动轮减速器设计，整车参数如表 2.3 整车参数所示。表 2.3 整车参数主要参数满载质量（ kg）15500每侧电动机功率（ kw）110电动机额定转速（ rpm）1500电动机最高转速（ rpm）8000电动机额定扭矩 (Nm)550电动机最大扭矩（ Nm）980电机尺寸 (mm)385645主动轮半径（ mm）313最大车速（km/h）maxV70最大爬坡度 (%)40当知道路条件，以及车辆在此道路上行驶所要求达到的最大速度，发动机所需的最大功率由下式确定：千瓦 360max0maxGvfNf黑龙江工程学院本科生毕业设计12（2.4）式中： G车辆的全重（十牛）；在良好道路上行驶，要求车辆达到的最大速度（千米/小时）；maxv 车辆在良好道路上行驶的地面阻力系数；0f 车辆效率。对上表给出的履带车辆的参数，用式（ 2.4）计算它的发动机最大功率比较困难。因为在公式中仅 G 和为已知，和值是难于确定的。因此，必须参maxV0f考现有坦克的实验数据进行选择，计算得到的发动机最大功率是个概略的数值。已经给出的最大速度，是在良好道路上行驶所能达到的，也就是在地面变形阻力系数很小和坡度很小的路面上行驶所能达到的。坦克行驶的地面阻力系数f可表示为：0f0sincosff由良好道路路面坡度很小，故：0cos1,sintan, i fif 式中路面的坡度，等于在所研究的路段上坡高度和水平距离之比。i在上述条件下行驶时可采用下列数值：065. 0055. 0025. 0,04. 003. 00fif，本次设计的坦克采用上述经验值： 065. 0,04. 0,025. 0tansin0ffi履带车辆效率的计算，功率传递由电动机传到连轴器在传到变速箱（减速器），分别取为（电动机），（连轴器），（变速箱）。009400980097按上述方法确定后，应根据实际情况选择现有发动机或设计新的发动机。maxfN还应指出，在确定最大功率时，既要考虑到发展的可能性。可将选大一点，以maxfN适应履带车辆坦克火力的发展。如增加武器或加大口径和变型车辆的需要。另外，还应考虑履带车辆（坦克）的使用条件，如在高原地区使用，高度增加 1000 米，发动机功率下降 10，应该相应的提高发动机功率。因此，由上述公式得：黑龙江工程学院本科生毕业设计1324.21998. 097. 094. 03607015500065. 0maxmaxeePP本设计提供的两台电机一共为 220KW，大于，故提供的电机满足要求。maxfN2.2.2 确定传动比传动方案选择以后，应该先确定传动比。选择的传动比应符合车辆动力性和经济性要求。本次设计为电动机驱动，与普通柴油、汽油机驱动不同。由于普通车辆驱动形式过程中所遇到的阻力变化很大，因此有必要在发动机和驱动轮之间装一个有若干档位的变速器。而电动车辆由于电动机外特性的原因，不需要很多的档位，仅需要12 个档位。由于电动车辆经济性研究还不够深入，由于时间和能力上的限制，在本次设计中经济性的考虑放在次要位置，主要以动力性为考虑依据，即传动比应满足最高车速，加速时间，爬坡度的要求。履带车辆传动装置的最大传动比和最小传动比的比值成为车辆的传动范围，以表示以坦克为例说明：chdmaxminchidi式中：坦克传动装置最抵挡的总传动比；maxi 坦克传动装置最高档的总传动比。mini由公式可知：max1max0.377zfNr nivminmax0.377zfNr niv为一挡最大速度；1maxv为坦克最高速度。maxv发动机在工况一定时，这个数值意味着传动装置能够改变坦克速度或牵引力的范围或倍数。为了确定传动范围必须先确定最高档的传动比和最低档或一挡的传chdmini动比。根据在坦克设计中已确定的主动轮半径，坦克最大速度以及发动机的maxizrmaxv外特性，即可求最高档的总传动比。mini黑龙江工程学院本科生毕业设计14现在要确定一挡的总传动比，即一挡的减速比，由于经过电机直接传动至减速器，再传至主动轮。但若选小了，发动机最大功率确定以后，最低档的单位牵maximaxfN引力较低；若选的过高，可能使太低，同时由于一挡单位牵引力过高有可1Dmaxi1maxv能超过地面附着的限制而发不出来。这两种情况都不利于坦克的机动性。一挡总传动比必须根据设置一挡的目的来确定。通常，坦克在一挡时等速行驶所必需的牵引maxi力值，根据在爬最大坡度时所遇到的最大地面阻力确定的。坦克能克服的最大坡度角，在战术技术要求中已作了规定。为了克服此坡度max角，坦克等速行驶所需要的牵引力为：（2.5）fzzJMGrfiiGfrMfiGfP)sincos()sincos()sincos(maxmaxmax1maxmax1maxmax 式中： G坦克重量（十牛）；具有最大爬坡角的路面的地面变形阻力系数；f 最大坡度角；max 主动轮半径（米）；zr 坦克在最大坡度的路面上行驶时发动机的扭矩（十牛米）；Mf 坦克效率。采用式（2.5）计算时，发动机工况可选在最大功率点工作或最大扭矩点工maxi作。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有 1020储备，但此时所得到的传动范围大些，n 可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有 1020储备，但此时所得到的传动范围大些，n 可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。黑龙江工程学院本科生毕业设计15本次设计提供的电机的外特性如 2.2 图电机外特性所示。图 2.2 电机外特性由于考虑提供的履带车辆参数看出，应用最大扭矩进行计算。电机在最大扭矩点可以工作 5 分钟以上，因此在这 5 分钟工作区域履带车辆（坦克）完全可以爬过一定的坡度。根据上表（2.3）提供的坦克的参数。且由于坦克每侧均有一个电机，故计算坦克重量取 G/2。代入公式计算得：5.1098.097.094.0955.0313.015500)33.0944.004.0(maxmaxii求出的10.5为坦克最大的传动比，由上图看出电动机的外特性比普通汽油柴maxi油机更能适应外部阻力变化，仅需要 12 个档位，当以计算坦克的最高速行驶时，maxi则：传动比： 00.377zr niv当：时0maxvvmaxii得： zrvin377.0maxmaxmax 313. 0377. 0705 .10maxn )(77.6228maxrpmn由电机的的外特性可知：max8000()nrpm黑龙江工程学院本科生毕业设计16故可以看出仅用一个档位，一个传动比就能满足要求。maxi2.3 本章小结本章通过坦克车的车重和最大行驶车速，计算出发动机的最大功率，并且是电动机代替发动机是否满足要求，并计算最大传动比。算出电动机的最高转速满足主动轮最大转速要求，并确定了减速器为 2K-H(NGW)型，根据整车参数，确定了最大传动比。黑龙江工程学院本科生毕业设计17第三章齿轮结构设计与计算3.1 行星排的配齿计算及强度校核3.1.1 分配传动比在以上章节已经选择了 NGW 型行星齿轮传动，计算得传动比，选择 2K-5 .10iH(NGW)型行星齿轮减速器就应知道行星轮数目与传动比范围的关系。在传递力时，行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点，但行星轮数目的增加会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用 3 个或 4 个行星轮。常用行星齿轮传动的行星齿轮数目与传动比范围。关系见表 3.12K-H(NGW)行星齿轮传动比范围。表 3.1 2K-H(NGW)行星齿轮传动比范围传动简图行星齿轮个数传动比的范围32.1 13.742.1 6.552.1 4.762.1 3.982.1 3.2102.1 2.8122.1 2.6 上表摘自机械设计手册，由于本设计采用 NGW 型减速器，故对于其它类型减速器传动比范围略过没写在上面。表中数值为在良好设计条件下。在一般的设计中，传动比若接近极限值时，通常要进行邻接条件的验算。由以上计算传动比得 10.5，对于NGW 型减速器，如采用单级传动则由上表可以看出，只能选用 3 个行星轮数目，才能满足传动比的要求。如果采用单级行星齿轮传动，可以看出齿数必然很多，直径必然很大，这样对于设计空间可能不够在直径方向有可能超出范围。且在轴向方向空间利用率不高，轴伸过长，不容易于支撑。因此依据前人的经验，决定采用 NGW 型两级减速传动进行设计计算。由上表选用 4 个行星轮。接下来则要决定如何确定传动比的分配了，多级行星齿轮传动的各级传动比的分黑龙江工程学院本科生毕业设计18配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级 2K-H(NGW)型行星齿转动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级被齿轮分度圆直径之比接近 1。通常使/等于 11.2。2K-H(NGW)型两级行星齿轮传动的BdBd传动比分配如图 3.12K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图所示。图 3.1 2K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图图中和分别为高速级及总的传动比，E 可按下式计算：Iii 3ABE BBdBd 222lim222limsdcvHNWHsdcvHNWHCK K KZZACKKKZ Z式中：行星轮数目；sC 齿宽系数；d 载荷不均匀系数；cK 接触强度的齿向载荷分布系数；HK 动载系数；vK 接触强度的寿命系数；NZ 工作硬化系数；wZ黑龙江工程学院本科生毕业设计19 计算齿轮的接触疲劳极限。limH式中和图中代号的角标和分别表示高速级和低速级；及的比值，,vHKK2NZ可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于 1.82。如果全部采22()vHNvHNK KZKKZ用硬度350 的齿轮时，可取。最后算得之 E 值如果大于 6，则取 E6。HB221WZZ设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则, 取limIlimHH， /=1.2，ssCC I21wwZZ21ccKKIdIId22I2IINHvNHvZKKZKK 4 . 22Ilim2I2III2lim22IIIHwNHvcdsHwNHvcdsZZKKKCZZKKKCA19. 31 . 14 . 2ABE33查表得, 7 . 3i8379. 27 . 35 .10Iiii上面两个传动比就是分配后得到的两个传动比，是两级 2K-H（NGW）型行星齿轮减速器的串联，下面就要具体设计计算，确定行星齿排的齿数等一系列的参数。3.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件由于在上一章我们知道了行星齿轮传动的原理，2K-H(NGW)型减速器为太阳轮输入，齿圈固定，行星架输出。其传动比为: （一）传动比条件 122113/11/ZZinni式中: 为齿圈齿数； 2z 为太阳轮齿数。1z其结构参数 K 与传动比的关系为：（3.1）1K i黑龙江工程学院本科生毕业设计20对已知机构参数 K 的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计时需进行计算，称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循以下条件。（二）同心条件对 2K-H 型行星传动，其三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即其中心轮与行星轮组成的所有啮合副的实际中心距必须相等。为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在 NGW 型传动，太阳轮 A和行星轮 C 的中心距应等于行星轮 C 与内齿轮 B 的中心距，即。可ACaCBaACaCBa如下图 32 所示。图 3.2 行星轮同心条件示意图如图，对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，ACaCBa上式可写成： coscosACBCtACtCBzzzz式中： m为模数；为太阳轮齿数；Az 为行星轮齿数；Cz 为齿圈齿数。Bz整理后得：或2ACzzBCzzBzAzCz对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为：黑龙江工程学院本科生毕业设计21 coscosACBCtACtCBzzzz式中：太阳轮与行星轮的啮合角；tAC 行星轮与齿圈之间的啮合角。tCB因必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。Cz（三）装配条件NGW 型欲使数个行星轮均匀地配置在中心轮周围，而且都能嵌入两个中心轮中间，如果行星轮的个数与各齿轮没有满足一定的关系，这些行星轮是装不进去的。因为当第一个行星轮装入之后，两个中心轮的相对位置就确定了，这时按平均布置的其他行星轮在一般情况下就不可能嵌入两个内、外齿中心轮之间，即无法进行装配。为了保证能够装配，设计时必须满足行星轮个数与各齿轮齿数之间符合一定的关系的要求，这就称为装配条件。满足装配条件，可以保证各行星轮均布地安装于两中心齿轮之间，并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象。装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目的整数sC倍，即公式：q (整数) 或 (整数)ABszzCqCZisABAX就是使所选用的 q 个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为： 2jq（3.2）由推导可知： 2BAjnzz当行星轮均匀分布时，将式（3.2）代入得： BAzzqn（3.3）这就是行星排的装配条件，可以叙述为行星齿轮数因为齿圈和太阳轮齿数的整因子之一。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角必须满足式j黑龙江工程学院本科生毕业设计22（3.2）的条件。这是只要符合同心条件可用四个行星轮，两两对称地分布，也能使径向力相互抵消。(四)相邻条件在行星齿轮传动中，相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们之间有一定间隙，通常最小间隙应大于半个模数，这个限制称为邻近条件。除了要满足上述两个条件之外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高速运动的齿轮，产生很大的搅油损失，将使传动效率降低，因此两行星轮齿顶圆之间通常应根据模数 m 留出 1m2m 毫米以上的间隙，如 3.3 图所示行星轮相邻条件示意图。相邻条件必须保证相邻两行星轮互不相碰，并留有大于 0.5 倍模数的间隙，根据相邻条件，相邻两个行星轮的中心距 L 应大于最大行星轮的顶园直径或者 gad如图 3.3 所示。 fad 图 3.3 行星齿轮相邻条件示意图即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。当行星轮均匀分布时，q=3 一般都不会干涉，q=4 且 k,1eN75 102eN75 10121NNZZ(11)润滑剂系数2LZ选用的矿物油润滑，是考虑所采用的润滑剂类型和粘度与实验250100/vmmsLZ齿轮的试验条件不同时，对齿轮的许用接触应力的影响系数。由机械设计手册上14108 页查取，得：112LLZZ(12）速度系数2VZ是考虑齿轮的节点线速度与实验齿轮的实验条件不同时，对许用接触应力的影VZ响系数。可由机械设计手册 14109 页查取： 1120.99LVVZZZ(13）粗糙度系数RZ是考虑齿轮的齿面粗糙度与实验齿轮不同时，对许用接触应力的影响系数。RZ可按相对平均粗糙度及由机械设计手册 14109 页查取，大小齿轮齿面RZ100RZlimH黑龙江工程学院本科生毕业设计33粗糙度，由下式求得：mZZRR521 3211001002aZZZRRR A中心距，mm。查机械设计手册查得： 120.95RRZZ(14）齿面工作硬化系数WZ是用以考虑经光整的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质大齿轮面产生冷作硬WZ化，从而使大齿轮的许用接触应力得到提高系数。机械设计手册 14110 页查取这里取1WZ(15）接触强度计算的尺寸系数XZ是考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮时，由于尺寸效应使齿轮齿面接触疲劳XZ极限降低的系数。在根据零件大小选材适当，且热处理和硬化层深度选择合理时，一般取，这里2。1ZX1ZZX2X1(16)最小安全系数、minHSminFS在选取安全系数时，应根据传动装置得重要程度、工作要求、经济性和维修难易等因素，综合考虑，并要注意：计算所用的原始数据越接近实际，则安全系数越可取得小些；反之应取大些；不同的使用场合评定齿轮失效的准则是不同的，如低速车辆齿轮，通常允许少量的塑性变形、点蚀和磨粒磨损，低速软齿面齿轮，允许一定量非扩展性点蚀，航天用齿轮，不允许由任何损伤；由于断齿比点蚀的后果更严重，所以一般弯曲强度的安全愈量应大于接触强度的安全愈量2。表 3.4 最小安全系数可靠性要求最小安全系数、minHSminFS失效概率低于 1/100001.5失效概率低于 1/10001.25失效概率低于 1/1001.00失效概率低于 1/100.85黑龙江工程学院本科生毕业设计34由机械设计手册查得：，。lim1HS4 . 1minFS(17）许用接触应力由 9)中表公式得： XWRVLHNHZZZZZSZminlimHP 1500Hlim 2/06.12861195. 095. 0111500mmNHP（18）接触强度判断，接触强度校核通过。HPH3.2.3 验算 AC 传动弯曲疲劳强度的校核（1）弯曲强度计算的齿向载荷分布系数FK时考虑沿齿宽方向载荷分布对齿根弯曲应力的影响系数。可见机械设计手册FK14111。 N29. 1)(KKNHF22)/()/(1)/(hbhbhbN 式中：幂指数；N 接触强度计算的齿向载荷分布系数；FK 齿宽，mm ； b 齿高，mm 。hmm75. 6325. 22.25mhn82. 0)75. 6/36()75. 6/36(1)75. 6/36(22N 23. 129. 1K82. 0F（2）应力修正系数saY黑龙江工程学院本科生毕业设计35是当载荷作用于齿顶时将名义弯曲应力换算成齿根局部应力系数。它考虑了saY齿根过渡曲线处的应力集中效应，以及弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。可按当量齿数和法向变位系数可由机械设计手册 14120 页查取。变位系数；，；47. 0Xa4437. 0Xc当量齿数；74.26,94.33VCVAZZ由上图查得；，。84. 1Ysa178. 1Ysa2（3）弯曲强度计算的重合度和螺旋角系数是将载荷由齿顶转换到单对齿啮合区上界点的系数。Y对于的齿轮传动，，2175. 025. 0Y6265. 1；711. 06565. 175. 025. 0Y，1201Y当时，按计算，当时，按，11 30 30。8996. 01205 .138921. 01Y（4)计算齿根应力项目单位计算公式计算齿根应力N/2mmtFAVFFFsanFK K KKY Y Y Ybm许用齿根应力N/2mmlimminFSTNTFPrelTRrelTXFY YYYYS强度条件 FFPtFAVFFFsanFK K KKY Y Y Ybm21/36.76mmNF黑龙江工程学院本科生毕业设计3622/26.88mmNF（5）弯曲强度计算的寿命系数NTY由接触疲劳强度校核算得：，919.64 10eN1021.55 10eN查机械设计手册图 14-1-57 1YY21NN（6）齿根圆角敏感系数relTY齿根圆角敏感系数个、表示在轮齿折断时，吃根处的理论应力集中超过实际应力集中的程度。可由机械设计手册 14129 页查取，如上图查得。95. 0YrelT（7）齿根表面状况系数RrelTY齿根表面状况系数是考虑齿廓根部的表面状况，主要是齿根圆角处的粗糙度对齿根弯曲强度的影响。查机械设计手册 14-131 得： 0.11.6740.5291RrelTzYR 11RrelTY2RrelTY（8）弯曲强度计算的尺寸系数XY是考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮时，由于尺寸效应使齿轮的弯曲疲劳极XY限较低的系数。可按上图查取，XY1YX 图 3.7 弯曲强度计算的尺寸系数（9）许用齿根应力FP黑龙江工程学院本科生毕业设计37limminFSTNTFPrelTRrelTXFY YYYYS 得；2Flim/500mmN 2FP2FP1/29.339mmN（10）弯曲强度校核FP2F2FP1F1,弯曲校核通过。3.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料 1lim1tAVHHHEHLVRWXNFuK K KKZ Z Z Zd buZ Z Z Z Z Z =2/2 .92795. 095. 095. 0795mmN根据的值，选用调制钢、渗碳淬火钢短时气体或液体氮化，表面硬度达到HlimHRC5055 即可。3.2.5 CB 传动的弯曲强度验算通过公式，可计算得内齿轮的弯曲应力及许用应力，过程同 AC 传动弯曲应力校核，由 40Cr 的，由公式得，2Hlim/300mmN2424/HPN mm，故内齿轮材料满足弯曲强度要求。2128/HN mm3.3 减速器低速级的计算3.3.1 配齿计算低速级的配齿计算与高速级的配齿计算过程相同，取，距可能达到的传4sC动比极限较远，可不检验邻接条件。得： CCZisABAX取 C 等于 25 得 CZA47 . 3 27AZ7327425AsBZCcZ23CZ黑龙江工程学院本科生毕业设计383.3.2 按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数低速级输入扭矩 Nm2878.253998. 07 . 33 .700iTTII传动比 2.749i对 AC 传动 CSAKCTTNm57.68615. 1408.2388取接触疲劳强度综合系数 K2齿数比 85185. 02723ZZCAu低速级与高速级齿轮材料相同，硬度也相同。太阳轮和行星轮得材料用20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度 HRC6062（太阳轮）和 HRC5658（行星轮）2lim1500/HN mm齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用a0.3；通用减速器常取。0.1a0.4a取齿宽系数 0.4a低速级也采用斜齿轮考虑用斜齿轮，则按上表公式得3Hlim2a) 1(476uKTuaA 3284. 015004 . 005.7302) 184. 0(476 =109.0716068mm所以，模数： 451836735. 4222707.0912ZZ2CAam取：m5 考虑到行星轮轴及轴承的直径所以模数取得比较大。黑龙江工程学院本科生毕业设计393.3.3 行星排齿轮结构参数的计算首先跟据国家标准，齿轮压力角，齿顶高系数，顶隙系数 201anh然后在计算未变位时的中心距25. 0nc mmaAC5 .1222227521)ZZ(m21CA）（04. 122272273ZZZCABCZj一般要求使得，2624ac2018cb按预取啮合角，可得 A-C 传动中心距变动系数: 25ac) 1coscos(2ZAacCacZy ) 125cos20cos(22227 =0.902484 则: ,mmyZmaacC01.1275902484. 05 .122)2Z(A 取: mma127计算 A-C 传动的实际中心距变动系数和啮合角acyac9 . 055 .122127acy906396. 020cos1275 .122cosac ac5924()arccos2nACm zza 1272)2227(5cos acr =15.3则 CB 传动的中心距： )(cos2ABCBZZma ACCBaa黑龙江工程学院本科生毕业设计40太阳轮分度圆直径： mmmzdn96.1393 .15cos275cosAA行星轮分度圆直径： mmmzdn04.1143 .15cos225cosCC齿圈分度圆直径： mmmzdn41.3783 .15cos735cosBB太阳轮齿顶圆直径： mmmhddnana96.1492*AA行星轮齿顶圆直径： mmmhddnana04.1242*CC齿圈齿顶圆直径： aahdd2BB *2()aBBanannddhhm由公式： 0129. 0cos32*BananZhh得出： mmd72.3535)01229. 01(241.378aB太阳轮齿根圆直径： mmmChddnnanf46.127)(2*AA行星轮齿根圆直径： mmmChddnnanf54.101)(2*CC齿圈齿根圆直径： mmmChddnnanf91.390)(2*BB计算齿宽：，取整为 50mmmmaba8 .50 mmbb57)105 (1其中，太阳轮与齿圈宽为 50mm，行星轮为 57mm计算当量齿数： 09.303 .15cos27cos33AVAzZ 52.243 .15cos22cos33CVCzZ3.3.4 验算 AC、CB 传动的接触强度及弯曲疲劳强度计算过程与高速级相同黑龙江工程学院本科生毕业设计41 601000)7 . 311 (150096.139601000)11 (i1indvAx sm/01743. 8由于以下过程完全与高速级过程相同，故此处忽略。经计算校核，低速级所选齿轮接触疲劳强度与弯曲强度校核完全符合要求，安全可靠。综上所述，所选齿轮参数满足设计要求。3.4 本章小结在本章以上内容进行了行星齿轮结构设计和计算，参考机械设计手册第四版第三卷以及实用机械传动设计手册等并按照工作条件的要求合理选择材料配对考虑加工工艺及热处理工艺等进行强度校核，包括接触强度和弯曲疲劳强度计算。计算后验算结果均满足设计要求。第四章轴及轴上支承联接件的校核4.1 轴的种类轴类零件是机器中经常遇到的典型零件之一，它在机器中主要用于支撑齿轮带轮，凸轮轴以及连杆等传动件，以及传递扭矩。按照形式不同轴可以分为阶梯轴、锥度心轴光轴、空心轴、曲轴、凸轮轴、偏心轴、各种丝杠等。4.2 轴的工艺要求对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。黑龙江工程学院本科生毕业设计424.3 轴的初算及材料选择轴的结构设计要在初步估算出一段轴径的基础上进行。轴径可按扭转强度初算，计算式为：3Pdcn式中： P轴所传递的功率（KW）； n轴的转速（r/min）； c 由轴的许用切应力所确定的系数。C 值如表 4.1 轴常用的材料所示。表 4.1 轴常用的材料的 c 值轴的材料Q235，20354540Cr,35SiMn,38SiMnMo mpa/12 202030330404052C16013513511811810710798注：当作用在轴上的弯矩比传动的转矩小或只传递转矩时，C 取较小值；否则取较大值。初估的轴径为轴上受扭段的最小直径，此处如有键槽时，还要考虑键槽对强度削弱的影响。有一个键槽时，直径增大 35，然后圆整。先计算功率达最大时转速最低为 n800（r/min）时3310011055800Pdcmmn转速为 1500r/min 时，C110 轴采用 45 钢。 mm6028.4415001003d当采用空心轴时，还需要对其重新计算校核。若外伸轴用联轴器与电动机轴相联，则应综合考虑电动机轴径及联轴器孔径尺寸，适当调整初算的轴径尺寸。输入轴键材料为 45 钢，进行淬火处理，且没有特殊的要求，由于对此轴没有特殊的要求，选用常用的 45 钢正火处理。4.4 高速轴的校核4.4.1 高速轴的受力分析(1)求轴传递的转矩：黑龙江工程学院本科生毕业设计43 15001001055. 9P1055. 9T66n Nmm31067.636(2)求轴上作用力：1.齿轮上的切向力：813.1011067.6362T2F3tAd N125062.齿轮上的切向力：5 .13cos20t1400costFFntranan N3973.46813.齿轮上的轴向力：5 .13t4 .4681tFFtXanan N9047.1123(3)高速轴结构简图如图 4.1 所示。图 4.1 高速轴结构简图4.4.2 按当量弯矩校核轴的强度=260mm，轴径 d=40mm, =101.813mmLAd（1）求 H 面内支反力、和弯矩1HR2HRHM +=1HR2HRtF =0LRH 22/111cbaLFt黑龙江工程学院本科生毕业设计44由以上两式可得： =4509.836506N1HR =7996.823N2HR =1092086N.mmHM（2）求 V 面内支反力、和弯矩1VR2VRVM +=1VR2VRrF054.522902rVFLR由以上两式可得： =2993.27316N1VR =1668.07N2VR =163742.79N.mmVMNmmTMMMVH395.127468163667079.1637422 .1092086222222 MPa400MPa1 .315402606814323233dM 由计算得，高速轴强度足够。（3）高速轴受力弯矩图如图 4.2 所示。黑龙江工程学院本科生毕业设计45图 42 高速轴受力弯矩图4.5 低速轴的校核4.5.1 低速轴的受力分析（1）求轴传递的转矩Nmmn3661075.11938001001055. 9P1055. 9T（2）求轴上作用力齿轮上的切向力： AdT2FtN1705896.1391075.119323齿轮上的切向力： N5 .57063 .15cos20t17058costFFntranan齿轮上的轴向力： N41803 .15t17058tFFtXanan（3）低速轴结构简图如图 4.3 所示。黑龙江工程学院本科生毕业设计46图 4.3 低速轴结构简图4.5.2 按当量弯矩校核轴的强度=241mm，轴径 d=40mm, =139.96m，130+28.5=158.5mmLAd（1）求 H 面内支反力、和弯矩1HR2HRHM+=1HR2HRtF =0LRH 25 .28130LFt由以上两式可得: 14458.25N1HR =2599.75N2HR =2291632.6N.mmHM（2）求 V 面内支反力、和弯矩1VR2VRVM+=1VR2VRrF05 .1581872rVFLR由以上两式可得: =4836.8N1VR =869.7N2VR =766632.8N.mmVMNmmTMMMVH5 .143710811937508 .7666326 .2291632222222 MPa400MPa8 .228405 .1437108323233dM因此，低速轴强度足够。黑龙江工程学院本科生毕业设计47图 44 低速轴受力弯矩图4.5.3 花键的选择及校核计算花键由具有多个周向均布键齿的轴和有相应凹槽的毂孔组成。齿侧面是工作面。它有很高的承载能力，较好的定心性和导向性，对轴的削弱较小。适用于载荷较大，定心精度要求较高的静联结和动联接。按齿形不同可分为矩形花键和渐开线花键两种。本设计采用矩形花键，其齿廓是由内圆、外圆和两条等宽度的直线所组成，加工方便，通过磨削可获得较高精度。定心方式为小径定心。花键联结的强度计算步骤与键联接相似。首先根据使用条件、工作要求等选定花键的类型、尺寸及定心方式，然后进行必要的强度校核。主要失效形式齿面的压溃（静联接）或磨损（动联结），故通常进行挤压强度或磨损性计算。本次设计有三处用到花键联结，全部为静联接，计算时，假设载荷延齿侧接触面上均匀分布，各齿所受压力的合力作用在平均直径处，并用各齿间载荷分布不均匀系数，一般来估md计实际压力分布不均匀的影响，因此，联结的强度条件为：静连接： 2000 PPmTzhld式中： T传递的转矩（）；Nm 各齿间载荷分布不均匀系数，一般0.70.8；黑龙江工程学院本科生毕业设计48 Z花键齿数； h齿的工作高度（mm）（对于矩形花键，,D 为齿顶圆直径；22DdhC d为矩形花键孔的齿顶圆直径，C 为齿顶的倒角尺寸）； l齿的工作长度；许用挤压应力（MPa）。 P表 4.2 许用挤压力 P联结的工作方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经过热处理静联结 P不良中等良好355060100801204070100140120200不在载荷作用下移动的运动连接不良中等良好152020302540203530604070在载荷作用下移动的连接不良中等良好略31051510204.5.4 输入轴上的花键校核由传递的扭矩： 110095509550477.52000PTnNm,，B80.750,40,0.5,4,26DdChl45md ,10z 代入公式可得: 29（MPa）P取花键材料为 45 钢调质处理，中等使用和制造情况，120 故强 PP P度合适。4.5.5 联结高速级与低速级间的花键校核计算校核过程与上一样：=477.5 3.3=1575.7521TTiNm黑龙江工程学院本科生毕业设计49 ，B100.772,56,1,6,23,64,11mDdChldz同理可得 46（MPa）P同上取同样材料，校核结果合适。4.5.6 输出轴的花键校核 4884.82531TTiiNm，B140.7102,92,0.5,4,70,97,10mDdChldz同理得 51（MPa）材料同上为 45 钢。P校核结果满足要求。4.6 减速器中轴承的选择及寿命校核行星轮上的轴承在高转速、润滑条件差、高温、以及化学腐蚀工作条件十分恶劣，要受到承载能力和极限转速的限制。4.6.1 轴承承载能力的计算行星齿轮轴承在工作时既有相对移动，又有时没有，在计算其寿命时，还要计算它的允许静载荷。在计算时除了要考虑行星齿轮与各个齿轮啮合引起的轴承反力外，还要计算离心力。行星架旋转时，行星轮的质量（也包括轴承的一部分质量）引起的离心力，作用在行星轴承上。图 4.5 行星轮轴受力分析如图，在行星架低速旋转时，离心力影响较大，常成为选用行星齿轮轴承的决定因素，离心力的计算公式为：黑龙江工程学院本科生毕业设计50 22()60jjnGSrg（4.1）式中：G 为质心质量，可按行星轮重量与轴承外圈重量之和计算。 2204Ggddb（4.2）式中：材料密度。从机械设计手册中可查得=7.96310/kg mm 行星齿轮的高速级： mmmzd216.805 .13cos/ 326cos/ 行星齿轮的低速级： mmmzd042.1143 .15cos/ 522cos/ ：轴承的外圈的内径，取 35mm0d ：行星齿轮的宽度：高速级 b36b 低速级 50b：行星架转速，由式：计算jn/jAnni：行星轮中心所在行星架半径，由下式来计算：jr 高速级： mmmzzi015.915 .13cos/ 3)2633(21cos/)(21nCAj 低速级： mmmzzi001.1273 .15cos/ 5)2227(21cos/)(21nCAj高转速下，由于电机的最高极限转速为 8000r/min,所以以此来计算轴承的寿命。此时：离心力：高速级：KNS44. 691.0060.738000210.9736435216.802262）（）（低速级：KNS16. 3127. 0602.749 .738000210.97504)35042.114(2262）（黑龙江工程学院本科生毕业设计51切向力：电机转矩 mNnPT.3625.1198000100095499549e行星架传递的扭矩：高速级 mNiTM.6 .441IeX 低速级 mNi iTM.1214IeX考虑到载荷分布不均，轴承受到的切向力：（4.3）XCSjMKFC r式中： F切向力，单位为 N；行星轮的传递扭矩；XMNm 载荷分布不均匀系数，1.25；CKCK 行星轮个数；SC所以：高速级 KN02. 215.09135.216 .441jSCXiCKMF 低速级 KN39. 212755.211214jSCXiCKMF轴承反力 P：高速级 KN75. 6FSP22 低速级 KN96. 3FSP22另外，在行星轮轴线方向，由于斜齿轮的影响有较小的轴向力，对轴承有积压力，但力很小，故对轴承的影响可不予考虑。4.6.2 轴承的寿命计算由于轴承受的载荷较大，若用一个轴承支撑，轴承寿命很低，甚至直接将轴承破坏了，为了提高轴承的寿命及承载能力，同时考虑轴承的定位问题，选用 6004 轴承，其额定动载荷 Cr28.2KN。轴承的寿命可用下式计算： 61060ThFfcLnfP（4.4）式中：轴承的寿命，单位（小时）；hL黑龙江工程学院本科生毕业设计52 n行星轮相对与行星架的转速，由下式计算： 2112CAnnii 温度系数，由表 4.2 查取。=1.0 TfTf 表 4.3 温度系数轴承工作温度100125150175200225250300温度系数10.950.90.850.80.750.70.6：载荷系数，查表 4.4，1.1FfFf 表 4.4 载荷系数载荷性质举例Ff无冲击或轻微冲击电机、气轮机、通风机、水泵1.01.2中等冲击机床、车辆、内燃机、冶金机械、起重机械、减速器1.21.8强大冲击轧钢机、破碎机、钻探机、减床1.83.0：寿命系数，求轴承 3，滚子轴承，10/3所以轴承的寿命：高速级 (小时)hL12973.06 1.1.2281650060103016）（低速级（小时）hL5 .9826.75 1.1.2281145060103016）（由于实际中，太阳轮的转速远远低于 n8000r/min，其额定转速才为n=2000r/min，所以，轴承的寿命应都在 2000 小时以上，且由于履带车辆经常在变化的路面上行驶，它对应不同的工作载荷，其具体的使用载荷应不止 2000 小时，应远远大于 2000 小时，对于坦克等履带车辆轴承寿命足够了。黑龙江工程学院本科生毕业设计534.7 本章小结对行星齿轮减速器高速级低速级轴进行计算以及工艺要求的说明，材料的选择，设计与校核，并进行轴华健的计算以及轴承的选择与寿命校核。轴承有深沟球轴承和圆锥滚子轴承。经校核，轴与轴承均满足工艺要求和设计要求和使用要求。第五章减速器密封及轴工艺分析5.1 概述机械设备需要规定的工作条件环境，才能正常工作稳定工作。工作环境遭到破坏，就不能正常工作会出现故障。例如加速机中的润滑油泄漏严重，破坏了正常润滑，使齿轮和轴承处于干摩擦状态，那么零件表面相对运动，就会是零件表面搜到严重的磨损，导致工作机不能正常工作；或者周围的灰尘进入箱体内，使齿面产生磨料磨损，都会使功率损失增大，工作效率降低，甚至使减速机磨损严重过早报废。密封的功用：是防止液体或气体从两零件相邻结合面间泄漏，防止杂质从外部侵入。起密封作用的零、部、件称为密封件，或称为密封装置，简称密封。5.2 密封形式的选择5.2.1 密封形式的分类根据密封处的零件之间是否有相对运动，密封件可分为两大类：静密封和动密封。相对静止的结合面间的密封称为静密封。如管道相联接处结合面间的密封。相对运动的结合面的密封称为动密封，如旋转轴与轴承盖之间的密封。动密封又可分为接触式动密封和非接触式动密封。本设计主要是接触式密封，下面介绍一下常用的密封油毡，在本设计中也用到了一下油毡，如表 5.1 接触式密封。表 5.1 接触式密封名称原理、特点及简图应用黑龙江工程学院本科生毕业设计54毛毡密封在壳体槽内填以毛毡圈，以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可存储润滑油和防尘。轴旋转时，毛毡将润滑油从轴上刮下反复自行润滑。一般用于低俗、常温、常压的电机、齿轮箱等机械中，用以密封润滑脂、油、粘度大的液体及防尘，但不宜用于气体密封。适用转速；粗毛毡，Vc3m/s;优质细毛毡且轴颈进过抛光，Vc10m/s。温度不超过 90 度；压力一般为常压。接触式密封填料密封油封密封在自由状态下，油封内径比轴颈小，即有一定的过盈量。油封装到轴上后，有刃口的压力和自紧弹簧的收缩力密封轴产生一定的径向抱紧力，遮断泄漏间隙，达到密封额目的。油封分有骨架与无骨架；有弹簧与无弹簧。油封密封安装位置小，轴向尺寸小，使机器紧凑；密封性好，使用寿命长。对机器的震动和主轴偏心都有一定的适应性。拆卸容易、检修方便、价格便宜，但不能承受高压。常用于液体密封，尤其广泛用于尺寸不大的旋转传动装置中密封润滑油，也用于封气或防尘。不用材料的油封适用情况；合成橡胶转轴的线速度Vc20m/s,常用于 12m/s 一下，温度150 度。此时周的表面粗糙度为 Vc5m/s 时，Ra=0.2m皮革 Vc10m/s,温度110 度聚四氟乙烯用于磨损严重的场合，寿命约比橡胶高 10倍，但成本高以上材料可使用压差P=0.5MPa，但寿命约为5002000h。5.2.2 密封形式的选择由于减速器中即有静止件，又有旋转件，所以即有静密封又有动密封。各种密封黑龙江工程学院本科生毕业设计55的作用和原理不同，应根据具体工作条件选择合理的密封形式。如接触式动密封比较严密，但由于受摩擦和磨损限制，只适用于相对运动速度较低处，如果采取有效的润滑和冷却措施，速度也可以提高；而非接触式动密封则用在相对运动速度较高的场合；介质压力高或有特殊要求时采用机械密封。（一）在轴承盖处及减速器中用螺栓固定的两个静止面采用垫片密封。可采用软垫片。（二）在输出轴，轴承盖处采用迷宫式密封，迷宫式密封是在静止件与转动之间开几道拐弯的沟槽，构成“迷宫” ，使泄漏的液体忽快忽慢地穿过沟槽，从而产生压力降，当压力降至常压，即可实现密封。其间

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