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机械毕业设计车辆工程
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CL01-245@车用轮边减速器设计,机械毕业设计车辆工程
- 内容简介：
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毕业论文指导教师评分表 学生姓名 院 系 汽车与交通工程 学院 专业、班级 指导教师姓名 职称 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 序号 评 价 项 目 满分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度 10 2 题目工作量；选题的理论意义或实际价值 10 3 查阅文献资料能力；综合运用知识能力 15 4 研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力 25 5 文题相符程度；写作水平 15 6 写作规范性；篇幅；成果 的理论或实际价值；创新性 15 7 科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度 10 得 分 X= 评 语： （参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点） 工作态度： 好 较好 一般 较差 很差 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（研究方案、研究方法、正确性）： 好 较好 一般 较差 很差 其他： 指导教师 签字 ： 年 月 日 nts 毕业设计指导教师评分表 学生姓名 梁 霄 院 系 汽车与交通工程 学院 专业、班级 车辆 07-5 班 指导教师姓名 安永东 职称 副教授 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 车用轮边减速器 设计 序号 评 价 项 目 满分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度 10 2 题目工作量；题目与 工程实践 、 社会实际 、 科研与 实验室建设等的结合程度 10 3 综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及问题难易度）；应用文献资料能力 15 4 设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力 20 5 计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力） 10 6 插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性 20 7 设计规范化程 度（设计栏目齐全合理、 SI 制的使用等） 5 8 科学素养、学习态度、纪律表现；毕业论文进度 10 得 分 X= 评 语： （参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点） 工作态度： 好 较好 一般 较差 很差 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 说明书规范性： 好 较好 一般 较 差 很差 图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（设计方案、设计方法、正确性） 好 较好 一般 较差 很差 其他： 指导教师 签字 ： 年 月 日 nts 毕业论文评阅人评分表 学生 姓名 专业 班级 指导教 师姓名 职称 题目 评阅组或预 答辩组成员姓名 出席 人数 序号 评 价 项 目 满分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度 15 2 题目工作量；选题的理论意义或实际价值 10 3 查阅文献资料能力；综合运用知识能力 20 4 研究方案的设计能力；研究方法和手段的运用能力；外文应用能力 25 5 文题相符程度；写作水平 15 6 写作规范性；篇幅；成果的理论或实际价值；创新性 15 得 分 Y= 评 语： （参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点） 回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（研究方案、研究方法、正确性）： 好 较好 一般 较差 很差 其他： 评阅人 或预 答辩组长 签字 ： 年 月 日 注： 毕业设计（ 论文）评阅可以采用 2 名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。 nts 注： 毕业设计（论文）评阅可以采用 2 名评阅教师评阅或集体评阅或预答辩等形式。 毕业 设计 评阅人评分表 学生 姓名 梁 霄 专业 班级 车辆 07-5 班 指导教 师姓名 安永东 职称 副教授 题目 车用轮边减速器设计 评阅组或预 答辩组成员姓名 出席 人数 序号 评 价 项 目 满分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况；题目难易度 10 2 题目工作量； 题目与工程实践、社会实际、科研与实验室建设等的结合程度 10 3 综合运用知识能力（设计涉及学科范围，内容深广度及 问题难易度）；应用文献资料能力 15 4 设计（实验）能力；计算能力（数据运算与处理能力）；外文应用能力 25 5 计算机应用能力；对实验结果的分析能力（或综合分析能力、技术经济分析能力） 15 6 插图（图纸）质量；设计说明书撰写水平；设计的实用性与科学性；创新性 20 7 设计规范化程度（设计栏目齐全合理、 SI 制的使用等） 5 得 分 Y= 评 语： （ 参照上述评价项目给出评语，注意反映该论文的特点 ） 回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差 图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（设计方案、设计方法、正确性） 好 较好 一般 较差 很差 其他： 评阅人 或预 答辩组长 签字 ： 年 月 日 nts 毕业论文答辩评分表 学生 姓名 专业 班级 指导 教师 职 称 题目 车辆液压辅助动力系统设计 答辩 时间 月 日 时 答辩组 成员姓名 出席 人数 序号 评 审 指 标 满 分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、理论意义或价值 10 2 研究方案的设计能力、研究方法和手段 的运用能力、综合运用知识的能力、应用文献资料和外文的能力 20 3 论文撰写水平、文题相符程度、写作规范化程度、篇幅、成果的理论或实际价值、创新性 15 4 毕业论文答辩准备情况 5 5 毕业论文自述情况 20 6 毕业论文答辩回答问题情况 30 总 分 Z= 答辩过程记录 、评语 ： 自述思路与表达能力： 好 较好 一般 较差 很差 回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（研究方案、研究方法、正确性）： 好 较好 一般 较差 很差 其他： 答辩组长 签字 ： 年 月 日 nts 毕业 设计 答辩评分表 学生 姓名 梁 霄 专业 班级 车辆 07-5 班 指导 教师 安永东 职 称 副教授 题目 车用轮边减速器设计 答辩 时间 月 日 时 答辩组 成员姓名 出席 人数 序号 评 审 指 标 满 分 得 分 1 选题与专业培养目标的符合程度，综合训练情况，题目难易度、工作量、与实际的结合程度 10 2 设计（实验）能力、对实验结果的分析能力、计算能力、综合运用知识能力 10 3 应用文献资料、计算机、外文的能力 10 4 设计说明书撰写水平、图纸质量， 设计 的规范化程度 （设计栏目齐全合理、 SI制的使用等） 、实 用性、科学性和创 新 性 15 5 毕业 设计 答辩准备情况 5 6 毕业 设计 自述情况 20 7 毕业 设计 答辩回答问题情况 30 总 分 Z= 答辩过程记录 、评语 ： 自述思路与表达能力：好 较好 一般 较差 很差 回答问题： 正确 基本正确 基本不正确 不能回答所提问题 研究能力或设计能力：强 较强 一般 较弱 很弱 工作量： 大 较大 适中 较少 很少 说明书规范性： 好 较好 一般 较差 很差 图纸规范性： 好 较好 一般 较差 很差 成果质量（设计方案、设计方法、正确性） 好 较好 一般 较差 很差 其他： 答辩组长 签字 ： 年 月 日 nts 毕业设计（论文）成绩评定表 学生 姓名 梁 霄 性别 男 院系 汽车与交通工程学院 专业 车辆工程 班 级 07-5 设计（论文）题目 车用轮边减速器设计 平时成绩评分（ 开题、中检、出勤 ） 指导教师姓名 职称 指导教师 评分（ X） 评阅教师姓名 职称 评阅教师 评分（ Y） 答辩组组长 职称 答辩组 评分（ Z） 毕业设计（论文）成绩 百分制 五级分制 答辩委员会评语： 答辩委员会主任 签字 （盖章）： 院系 公章： 年 月 日 注： 1、 平时成绩（开题、中检、出勤） 评分按 十 分制填写 ， 指 导教师、评阅教师、答辩组评分按百分制填写，毕业设计（论文）成绩 百分制 =W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、评语中应当包括学生毕业设计（论文）选题质量、能力水平、设计（论文）水平、设计（论文）撰写质量、学生在毕业设计（论文）实施或写作过程中的学习态度及学生答辩情况等内容的评价。 nts 优秀毕业设计（论文）推荐表 题 目 车用轮边减速器设计 类别 毕业 设计 学生姓名 梁 霄 院（ 系 ） 、专业、班级 汽车与交通工程学院 车辆工程 07-5 班 指导教师 安永东 职 称 副教授 设计成果明细 ： 答辩委员会评语： 答辩委员会主任 签字 （盖章）： 院 、 系 公章： 年 月 日 备 注： 注：“类别”栏填写毕业论文、 毕业设计 、其它 nts 毕业设计（论文） 开题报告 设计（论文）题目 :车用轮边减速器的设计 院 系 名 称 : 汽车与交通工程学院 专 业 班 级 : 车辆工程 07-5 学 生 姓 名 : 梁 霄 导 师 姓 名 : 安永东 开 题 时 间 : 2011 年 2 月 28 日 指导委员会 审查意见： 签字 ： 年 月 日 nts 毕业设计（论文） 开题报告 学生姓名 梁霄 系部 汽车与交通工程学 院 专业、班级 车辆工程 07-5 班 指导教师姓名 安永东 职称 副教授 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 车用轮边减速器的设计 一、 课题研究 现状、 选题 目的 和意义 ： 1、 课题研究 现状 汽车是人类生活中不可缺少的重要工具， 随着近年来汽车工业的发展， 中国政府已将汽车工业确定为国民经济的支柱产业。随着汽车工业产业政策的颁布实施，中国汽车工业步入了新的历史发展阶段， 2010年中国 汽车产销分别为 1826.47万辆和 1806.19万辆 ，局全球第一！ 但是汽车工业要成为真正的支柱产业，则必须具备自我发展能力。尽快建立中国汽 车工业的技术开发体系，形成自主开发产品 的能力，这将关系到汽车工业发展的全局和长远规划。 近年来 随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。 日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以开发和推广电动车，多种代用燃料汽车为主要内容的”绿色汽车”工程已在世界范围内展开。世界各大汽车公司争相研制各种 1新型的无污染环保车，力图使自己生产的汽车达到或接近”零污染”标准。采用电能为驱动设备的 电动汽车由于能真正实现”零排放”，而成为各国汽车研发的焦点。 为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车 (包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车 )，即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。 在 20世纪 50年代，荚国科学家罗伯特发明了电动汽车轮毂。其设计是将电动机、减速器、传动系统和制动系统融为一体。 1968年，通用电气公司 将这种电动轮毂装置运用到大型矿用自卸车上，并取名为“电动轮”，这是第一次在汽车上采用电动轮结构，近年来，随着电动汽车的兴起轮毂电机驱动又得到重视。轮彀电机驱动系统的布置非常灵活直接将电动机安装在车轮轮毅中，省略了传统的离合器、变速箱、主减速器及差速器等部件 t因而简化整车结构、提高了传动效率、同时能借助现代计算机控制技术直接控制各电动轮实现电子差速无论从体积、质量，还是从功率、载重能力看，电nts 动轮相较于传统汽车动力传动系统其结构更加简单、囊凑，占用空间更小，更容易实现全轮驱动。这些突出优点，使电动轮驱动 成为电动汽车发展的一个独特方向。 电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由于其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。 电动机本身具有调速的功能，如果在电动汽车上继续保留内燃机汽车必须使用的变速箱就显得累赘了。 而轮边减速器，作为轮边驱动的一个选择装置，在传统动力汽车上已获得了较多的应用。一些矿山、水利等大型工程所用的重型车、大型公交车等，常要求 具有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其低档传动比就会很大，为了避免变速器、分动器、传动轴等总成因需承受过大的转矩而使尺寸及质量过大，则应将传动系的传动比尽可能多地分配给驱动桥，这就导致了这些重型车辆驱动桥的主减速比很大 ，当其值大于 12 时，则需要采用单级 (或双级 )主减速器附加轮边减速器的结构型式，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地问隙，并可得到大的驱动桥减速比，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。 对于新兴的电动汽车，由于电动轮的应用，轮边减速器也得到越来越多的应用。 采用轮边减速器是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统驱动力的匹配。目前采用的轮边减速器，就是为满足整个传动系统匹配的需要，而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置。安装在车辆动力输出终端，减轻变速箱负载。 发动机点火经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。在这一过程中，轮边减速器的工作原理就是把主减速器传递的转速和扭矩经过其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。 微型电动汽车的 轮边减速器将 动力从原动机 (此研究中即为轮毂驱动电机 )直接传递给车轮，其主要功能是降低转速、增加转矩，从而使原动机的输出动力能够满足电动车的行车动力需求。在对电动汽车轮边减速器的设计与研究中，将紧密结合整车性能的要求，并考虑与轮边减速器相匹配的制动系统、悬架、轮毂电机等装置的布局与设计问题，借鉴不同型式的轮边减速器结构上的优点及参数选择的合理性，利用先进的计算机虚拟技术，对微型电动汽车的轮边减速器进行设计与研究 。 带着这些问题，结合当今汽车行业发展的形势，我将对微型电动汽车的车用轮边减速器进行设计，设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。以大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。 nts 2、 选题的目的和意义 （ 1） 目的 ： 本项目研究的主要目的 设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。 （ 2） 意义 ： 本文所设计、研究的轮边减速器为减速驱动型电动轮在电动汽车上的应用提供了一种可以借鉴的减速装置型式 ，有助于电动汽车的自主研发 . 二、 设计（论文） 的基本内容 、 拟解决的主要问题 （一）主要设计内容 （ 1） 、 行星齿轮减速器齿轮几何尺寸计算 （ 2） 、减速器各级齿轮的校核 ， （ 3） 、轴承选取及寿命计算 ， （ 4） 、轴的设计 ， （ 5） 、箱体设计。 （二） 拟解决的主要问题 : （ 1）设计一个符合所给参数的车用轮边减速器； （ 2）对轮边减速器的内部结构进行合理的布局， 在满足功能的同时尽量减少了零件数 ； （ 3） 使得传动系统简化 ，尽量使所设计的减速器有较好的传动性能； （ 4） 使 轮边减速器的重量及体积 减小 、节省材 料； （ 5）对所设计 的轮边减速器尺寸参数相关校核； （ 6） 使 轮边减速器的重量及体积 减小 、节省材 料。 nts 三、技术路线（研究方法） 四、 进度安排 1、 第 1 周 ( 2 月 28 日 3 月 7 日 )： 查阅参考资料， 收集相关技术资料，了解微型电动汽车的车用轮边减速器的结构及功能。 2、 第 2 周 ( 3 月 8 日 3 月 14 日 )： 结合任务书制定设计方案，撰写开题报告。 3、 第 3 周 (3 月 15 日 3 月 21 日 )： 查找相关设计资料或手册， 结合 微型电动汽车的 结构，进行轮边减速 器设计，制定设计方案，并了解各辅助元件的结构特点 。 4、 第 4-6 周 ( 3 月 22 日 4 月 12 日 )： 初步确定设计的总体方案，讨论确定方案 ； 对减速器进行初步设计 和选取 。 5、 第 7 周 (4 月 12 日 4 月 18 日 )： 提交设计草稿，进行讨论，修定 。 6、 第 8 周 (4 月 19 日 4 月 25 日 )： 接受中期检查。 7、 第 9 周 (4 月 26 日 5 月 2 日 )： 对中期检查的不足之处进行修改。 8、 第 10 周 (5 月 3 日 5 月 9 日 )： 对设计草图进行修改 ，进一步完善设计。 调研并查阅相关资料 确定总体设计方案 轮边减速器结构设计 参数 的 计算 轮边减速器尺寸参数强度 校核 校核 核 、 、 减速器 Autocad 出图 完成设计和书写说明书 nts 9、 第 11 周 (5 月 10 日 5 月 16 日 )： 进行相关校核 。 10、 第 12 周 ( 5 月 17 日 5 月 23 日 )： 完成设计图纸及说明书初稿 。 11、 第 13 周 ( 5 月 24 日 5 月 30 日 )： 说明书及图纸送审，根据审阅老师意见进行修改。 12、 第 14 周 ( 5 月 31 日 6 月 6 日 )： 预答辩 。 13、 第 15、 16 周 ( 6 月 1 日 6 月 13 日 )： 修改预答辩中发现的问题准备答辩 。 14、 第 17 周 ( 6 月 21 日 6 月 27 日 )： 整理所有材料，装订成册，准备答辩 。 五、 参考文献 ： 1、 银保 .汽车轮边减速器 .湖北工业大学学报， 2005 年 6 月 2、 汪振晓，李增辉 .轮边差速器总成的设计 .汽车科技 .2008.2 3、 陈清泉，孙立清 江先宝 .轮边驱动系统结构方案集成设计机械设计增刊， 2008， V01 25 4、 张 电动汽车的现状和发展趋势科技导报， 2005， v01 23(4)： 24-28 5、 程乃士 .减速器和变速器设计与选用手册北京：机械 工 业出版社， 2007 6、 陈家瑞汽车构造 (下册 )北京：机械 工 业出版社， 2006 7、 于学华等汽车悬架设计概念的研究噪声与振动控制， 2006， (6)： 77-79 8、 王望予，张建文 .汽车设计 .机械工业出版社， 2004.8 9、 藏杰，阎岩 .汽车构造 .机械工业出版社， 2005.8 10、 吕慧瑛 .机械设计基础 .北京 :清华大学出版社， 2002 11、 余志生 .汽车理论 M.机械工业出版社， 1987 六、备注 指导教师意见： 签字 ： 年 月 日 nts 本科学生毕业设计 车用轮边减速器设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 B07-5 班 学生姓名： 梁 霄 指导教师： 安永东 职 称： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院 二一一 年六月 nts The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Planetary Wheel Reductor Candidate： Liang Xiao Specialty： Vehicle Engineering Class： B07-5 Supervisor： Associate Prof. An Yongdong Heilongjiang Institute of Technology 2011-06 Harbin nts 毕业设计（论文）任务书 学生姓名 梁霄 系部 汽车与交通工程学 院 专业、班级 车辆工程 07-5 指导教师姓名 安永东 职称 副教授 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 车用轮边减速器设计 一、设计（论文） 目的、意义 设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。 二、设计（论文）内容 、 技术 要求 （研究方法） （一）主要设计内容 行星齿轮减速器齿轮几何尺寸计算、减速器各级齿轮的校核、轴承选取及寿命计算、轴的设计、箱体设计。 （二）主要技术指标、要求 额定功率： 3kw；额定转速： 3500rpm；最大转矩： 25NM；减速比： 1： 9；车轮半径： 260mm；载重量： 1000kg；最高时速： 50km h；每天工作 12h，使用寿命 8 年 三、设计 （论文） 完成后应提交的 成果 1、设计说明书一份， 1.5 万字以上； 2、 轮边减速器装配图一张、齿轮、箱体等零件图若干张 ，折合 3 张 AO 图纸 。 SY-025-BY-2 nts 四、设计 （论文 ） 进度安排 1、 进行文献检索查，查看相关资料，对课题的基本内容有一定 的认识和 了解 。完成开题报告 。第 1-2 周 （ 2 月 28 日 3 月 11 日） 2、 初步确定设计的总体方案，讨论确定方案 ； 对 减速器 进行初步 设计 和选取。 第 3-6 周 （ 3 月14 日 4 月 8 日） 3、 提交设计草稿，进行讨论，修定 。 第 7 周 （ 4 月 11 日 4 月 15 日） 4、详细设计液压系统，设计非标件， 绘制 装配图 及 零件图 。 第 8-12 周 （ 4 月 18 日 5 月 20日） 5、 提交正式设计，教师审核 。 第 13-14 周 （ 5 月 23 日 6 月 3 日） 6、 按照审核意见进行修改 。 第 15 周 （ 6 月 6 日 6 月 10 日） 7、 整理所有材料，装订成册，准备答辩 。 第 16 周 （ 6 月 13 日 6 月 17 日） 五、主要参考资料 1 江先宝 .轮边驱动系统结构方案集成设计机械设计增刊， 2008， V01 25 2 张银保 .汽车轮边减速器 .湖北工业大学学报， 2005 年 6 月 3 汪振晓，李增辉 .轮边差速器总成的设计 .汽车科技 .2008.2 4 陈清泉，孙立清电动汽车的现状和发展趋势科技导报， 2005， v01 23(4)： 24-28 5 程乃士 .减速器和变速器设计与选用手册北京：机械 工 业出版社， 2007 6 陈家瑞汽车构造 (下册 )北 京：机械 工 业出版社， 2006 7 于学华等汽车悬架设计概念的研究噪声与振动控制， 2006， (6)： 77-79 六、备注 指导教师签字： 年 月 日 教研室主任签字： 年 月 日 nts 毕业设计（论文）过程管理材料 题 目 车用轮边减速器设计 学生姓名 梁 霄 院系 名称 汽车与交通工程学院 专业班级 车辆工程 B07-5 班 指导教师 安永东 职 称 副教授 教 研 室 车辆工程 起止时间 2011 年 2 月 28-6 月 24 日 教 务 处 制 nts 毕业设计（论文）题目审定表 指导教师姓名 安永东 职称 副教授 从事 专业 车辆工程 是否 外聘 是 否 题目名称 轮边减速器设计 课题适用专业 车辆工程 课题类型 其它 课题 简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式 。 ） 指导教师 签字： 年 月 日 教 研 室 意 见 1 选题与专业培养目标的符合度 好 较好 一般 较差 2 对学生能力培养及全 面训练的程度 好 较好 一般 较差 3 选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度 好 较好 一般 较差 4 论文选题的理论意义或实际价值 好 较好 一般 较差 5 课题预计工作量 较大 适中 较小 6 课题预计难易程度 较难 一般 较易 教研室主任 签字： 年 月 日 系 （ 部 ） 教学指导委员会意见： 负责人签字： 年 月 日 注：课题类型填写 W.科研项目； X.生产（社会）实际； Y.实验室建设 ； Z.其 它 。 SY-025-BY-1 nts I 摘 要 本论文是结合当今汽车行业发展的形势，对微型电动汽车的车用轮边减速器进行设计， 设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为微型电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。以大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。 近年来 随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展 提出了极为严峻的挑战。 采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现“ 零排放”，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车 (包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车 )，即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。 本论文所设计的微型电动汽车用的轮边减速器在电动汽车上的应用提供了一种可以借鉴的减速装置形式， 有助于电动汽车的设计和研发。 关键词： 电动；轮边；减速器；设计 ； 驱动 nts II ABSTRACT This thesis is to combine current situation of the development of automobile industry of miniature electric cars, car wheel edges reducer design, design a kind of mini-bev wheel edge speed reducer, miniature electric cars for driving wheel edges system USES, work torque smaller, but because there is no main reducer and need more than the slowdown. The wheel edges with large vehicles for the structural type gear reducer electric car wheel edges provide reference, narrow gear reducer while increasing structure size than, satisfy wheel edges slowing the use requirement driving system. In recent years, with the rapid development of auto industry, global car total quantities increases unceasingly, car brings the environment pollution, energy shortage, resource exhaustion issues such as more and more outstanding. The increasingly serious oil crisis and the people environmental protection consciousness, the strengthening of the development of automobile industry forward very serious challenges. Using electricity for driving equipment electric car true is a result of zero emission and become the focus of the world automobile research. In order to protect the human living environment and safeguard energy supply, governments invest a lot of manpower and material resources at the way to seek solutions to these problems. But electric cars (including pure electric cars, hybrid electric cars and fuel cell cars), namely all or part of the electricity can drive motor cars, as power system with high efficiency, energy saving, low noise, zero emissions and other significant advantages in environmental protection and energy saving, has incomparable advantage, therefore it solve the above problem is the most effective way. This thesis miniature electric vehicle designed by the wheel edges with the electric car on the speed reducer can be used provided a reference of the deceleration device form, help electric vehicle design and development. Key words: Power-driven； Welting rolling； Reducer； Devise； Drive nts 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 选题的依据和意义 1 1.2 国内外研究概况及发展趋势 3 第 2 章 行星齿轮的初步计算与选取 5 2.1 已知条件 5 2.2 设计计算 5 2.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图 5 2.2.2 行星轮传动的配齿计算 6 2.2.3 初步计算齿轮的主要参数 7 2.3 本章小结 8 第 3 章 装配条件及传动效率 的计算 9 3.1 装配条件的验算 9 3.2 传动效率的计算 9 3.3 减速器的润滑和密封 14 3.4 本章小结 14 第 4 章 齿轮强度验算 15 4.1 齿轮强度验算 15 4.2 校核其齿面接触强度 15 4.3 校核其齿跟弯曲强度 17 4.4 本章小结 20 第 5 章 减速器 结构设计计算 22 5.1 行星架的结构设计与计算 22 5.1.1 行星架的结构设计 22 5.1.2 行星架结构计算 22 5.2 齿轮联轴器的结构设计与计算 22 nts 5.3 轴的结构设计与计算 22 5.3.1 输入轴的结构设计与计 算 23 5.3.2 输出轴的设计计算 24 5.4 铸造箱体的结构设计计算 25 5.5 本章小结 26 结论 28 参考文献 30 致谢 31 附录 32 nts 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的依据及意义 汽车是人类生活中不可缺少的重要工具，随着近年来汽车工业的发展， 中国政府已将汽车工业确定为国民经济的支柱产业。随着汽车工业产业政策的颁布实施，中国汽车工业步入了新的历史发展阶段， 2010年中国 汽 车产销分别为 1826.47万辆和1806.19万辆 ，居全球第一。 但是汽车工业要成为真正的支柱产业，则必须具备自我发展能力。尽快建立中国汽车工业的技术开发体系，形成自主开发产品的能力，这将关系到汽车工业发展的全局和长远规划。 近年来 随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业 的可持续发展，以开发和推广电动车，多种代用燃料汽车为主要内容的绿色汽车 工程已在 世界范围内展开。世界各大汽车公司争相研制各种 1新型的无污染环保车，力图使自己生产的汽车达到或接近零污染标准。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现零排放 ，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车 (包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车 )，即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。 在 20世纪 50年代，荚国科学家罗伯特发明了电动汽车轮毂。其设计是将电动机、减速器、传动系统和制动系统融为一体。 1968年，通用电气公司将这种电动轮毂装置运用到大型矿用自卸车上，并取名为“电动轮”，这是第一次在汽车上采用电动轮结构，近年来，随着电动汽车的兴起轮毂电机驱动又得到重视。轮彀电机驱动系统的布置非常灵活直接将电动机安装在车轮轮毅中，省略了传统的离合器、变速箱、主减速器及差速器等部件 t因而简化整车结构、提高了传动效率、同时能借助现代计算机控制技术直接控制各电动轮实现电子差速无论从体积、质量，还是从功率、载重 能力看，电动轮相较于传统汽车动力传动系统其结构更加简单、囊凑，占用空间更小，更容易实现全轮驱动。这些突出优点，使电动轮驱动成为电动汽车发展的一个独特方nts 2 向。 电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由于其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。 电动机本身具有调速的功能，如果在电动汽车上继续保留内燃机汽车必须使用的变速箱就显得累赘了。而轮边减速器 ，作为轮边驱动的一个选择装置，在传统动力汽车上已获得了较多的应用。一些矿山、水利等大型工程所用的重型车、大型公交车等，常要求具有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其低档传动比就会很大，为了避免变速器、分动器、传动轴等总成因需承受过大的转矩而使尺寸及质量过大，则应将传动系的传动比尽可能多地分配给驱动桥，这就导致了这些重型车辆驱动桥的主减速比很大，当其值大于 12时，则需要采用单级 (或双级 )主减速器附加轮边减速器的结构型式，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地问隙，并可得到大的驱动桥减速比，而 且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。对于新兴的电动汽车，由于电动轮的应用，轮边减速器也得到越来越多的应用。 采用轮边减速器是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统驱动力的匹配。目前采用的轮边减速器，就是为满足整个传动系统匹配的需要，而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置。安装在车辆动力输出终端，减轻变速箱负载。 发动机点火经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。在这一过程中，轮边减速器的工作原理就是把主减速器传 递的转速和扭矩经过其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。 微型电动汽车的轮边减速器将动力从原动机 (此研究中即为轮毂驱动电机 )直接传递给车轮，其主要功能是降低转速、增加转矩，从而使原动机的输出动力能够满足电动车的行车动力需求。在对电动汽车轮边减速器的设计与研究中，将紧密结合整车性能的要求，并考虑与轮边减速器相匹配的制动系统、悬架、轮毂电机等装置的布局与设计问题，借鉴不同型式的轮边减速器结构上的优点及参数选择的合理性，利用先进的计算机虚拟技术，对微型电动汽车的轮边减速器进 行设计与研究。 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，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。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特nts 3 的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮 传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。 1.2 国内外研究概况及发展趋势 世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应用。 行星齿轮传动在我国已有了许多年的 发展史，很早就有了应用。然而，自二十世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。 近 20年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化，与时俱进、开拓创新地努力奋进，使得我国的行星传动技术有了迅速发展。目前，我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的新型行星齿 轮传动技术，并期待着能有更大的突破。 据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下： （ 1） 标准化、多品种 目前世界上已有 50多个渐开线行星齿轮传动系列设计，而且还演化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多种产品。 （ 2）硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理。齿轮制造精度一般均在 6级以上。 （ 3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮传动中已获得广泛的应用，其传动功率也越来越大。 （ 4）大规格、大转矩，在中低速、重载传 动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展 。 nts 4 减速器 的代号包括：型号、级别、联接型式、规格代号、规格、传动比、装配型式、标准号。 其标记符号如下： N NGW（ N内啮合、 G公用齿轮、 W外啮合）型； A单级行星齿轮 减速器 ， B两级行星齿轮 减速器 ， C三级行星齿轮 减速器 ； Z定轴圆柱齿轮， S螺旋锥齿轮， D底座联接， F法兰联接， L立式行星 减速器 。 nts 5 第 2 章 行星齿轮的初步计算与选取 2.1 已知条件 毕业设计（论文）使用的原始资料（数据）及设计技 术要求： 设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。 额定功率： 3kw；额定转速： 3500rpm；最大转矩： 25NM；减速比： 1： 9；车轮半径： 260mm；载重量： 1000kg；最高时速： 50km h；每天工作 12h，使用寿命 8年 要求： 1、设计说明书一份， 1.5万字以上； 2、 轮边减速器装配图一张、齿轮、箱体等零 件图若干张 ，折合 3张 AO图纸。 2.2 设计计算 2.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图 根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比和工作特点可知 2K-H型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图 2-1所示。、图中太阳轮 a输入，行星架 x输出，内齿圈 b 固定。 nts 6 输入输出bacx图 2.1 行星传动的传动简图 2.2.2 行星轮传动的配齿计算 在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关 的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的其他条件。 在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种：（一）、计算法；（二）、查表法。下面采用计算法来确定各轮齿数： 由公式 3-28得abzzp=pi-1=4.46-1=3.46（见参考文献 2） （一般 p 取 3 8，在满足pi的条件下为减小行星传动的径向 尺寸中心轮 a和行星轮 c的尺寸应尽可能地小。） 由公式 3-29（见参考文献 2）得apab zizpz 64.3)1( 取az=17则bz=3.64X17=61.88，圆整后取bz=61。 根据同心条件可以求得行星轮的齿数： 由公式 3-30（见参考文献 2）得2 abc zzz =22.44，圆整后取 22cz。 所以，行星轮传动的各轮齿数分别为 az17， bz61， cz22。 nts 7 2.2.3 初步计算齿轮的主要参数 标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。 已知： 25.0,1,20,22,61,17 chzzzacba 齿轮的几何尺寸计算如下： （见参考文献 2） 分度圆直径： 85175 aa mzd305615 bb mzd1 1 0225 cc mzd齿顶高：外啮合副 ca 5 aacaa mhhh内啮合副 5 mhbcac38.4 mhhhaab齿根高： 25.6 mchhaf全齿高：fa hhh a 轮 25.11h b 轮 25.11h c 轮 38.9h 齿顶圆直径： a 轮 952 aa hddc 轮 1202 aa hddb 轮 24.2962 aa hdd齿根圆直径： a 轮 5.722 faf hddb 轮 5.3172 fbf hddc 轮 5.972 fcf hdd基圆直径： a 轮 9.7920c o s ab ddnts 8 b 轮bd7.286 c 轮 4.103bd中心距： ca 副 )(2/1ca zza 5.97bc 副 5.97)(2/1 cb zza齿顶圆压力角： a 轮 75.32a rc c o s aba ddb轮 5.30a rc c os aba ddc轮 58.14a rc c os aba dd2.3 本章小结 这一章主要对本论文中的一些常规数据进行进了计算，选取了行星轮传动的传动类型和传动简图， 初步计算了齿轮的主要参数。 nts 9 第 3 章 装配条件及传动效率的计算 3.1 装配条件的验算 在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。 （ 1）邻接条件 由 多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞，这个约束称之为邻接条件。 按公式（ 3-7） （见参考文献 2） 验算其邻接条件，即 pacac nad sin2 , 式中 np 行星轮个数； aac a-c啮合副的中心距； dac 行星轮的齿顶圆直径。 已知 5.97,1 2 0 acac ad代入上式可得 87.1 6 831 8 0s in5.9721 2 0 即满足邻接条件。 （ 2）同心条件 对于 2K-H型行星传动，三个基 本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等，称之为同心条件。 按公式（ 3-8a） （见参考文献 2） 验算同心条件，即 cbac aa 已知 5.97,5.97 cbac aa即满足同心条件。 （ 3）安装条件 在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备的齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。 按公式（ 3-20） （见参考文献 2） 验算安装条件，即 cn zz p ba （整数） nts 10 已 知 3,61,17 pba nzz263 6117 pba n zz即满足安装条件。 3.2 传动效率的计算 按照表 5-1（见参考文献 2） 或 5-2（见参考文献 2） 中所对应的效率计算公式计算： 按公式 (5-36) （见参考文献 2） 计算m如下： 对于啮合副（ a-c） : 齿顶圆压力角： 75.32959.79a r c c o sa r c c o s1 aba dd5.301204.103a r c c o sa r c c o s2 aba dd 56.1t a nt a nt a nt a n2 1 2211 aa zz 对于啮合副（ c-b） : 齿顶压力角： 5.301 58.142 78.1t a nt a nt a nt a n2 1 2211 aa zz根据公式（ 5-37） （见参考文献 2） 得 取 1.0mf025.011221 zzf mxma 008.011221 zzf mxmb (行星齿轮传动中大都采用滚动轴承，摩擦损失很小故可忽略 ) 9 7 4.011 xmbxmabxa pp 可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。 行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差，零件变形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷 Fbtamax与平均载荷 Fbtants 11 之比值 Kp来表示载荷不均匀系数，即 Kp=Fbtamax/Fbta Kp 值在pp nK 1的范围内变化，为了减小载荷不均匀系数，便产生了所谓的均载机构。均载机构的合理设计，对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意 义。 均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均载机构。 在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求。 （ 1） 均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数 K值最小。 （ 2） 均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。 （ 3） 在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。 （ 4） 均载机构应制造容易，结构简单 、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。 （ 5） 均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。 （ 6） 均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。 在本设计中采用了中心轮浮动的结构。太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相联实现浮动（如图 2-2 所示），前者既能使行星轮间载荷分布均衡，又能使啮合齿面沿齿寛方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线偏斜，从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀，降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单 ，易于制造，便于安装，应用广泛。 根据行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮 a 的结构，因为它的直径 d 较小，所以轮 a 应该采用轴齿轮的结构。因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮联轴器的外齿半联轴套制成一体或连接 (如图 2-3)。且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直径 da， 同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯形。总之在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造 (详见结构设计计算 )。 nts 12 a） b） 图 3.1 齿轮联轴器 内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。 行星轮通过两个轴承来支撑，由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。（但是只有在使用一个浮动基本构件的行星轮传动中，行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑。）行星轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上 实现的。 行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰联接，为保证行星架与输出轴的同轴度，行星架时应与输出轴配做，并且用两个对称布置得销定位。行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。 转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 fa可按公式（ 9-1） （见参考文献 2） 计算。现已知啮合中心距 a=97.5mm，则 mmaf a 0 3 6 8.01 0 0 08 3 取 mfa 8.36nts 13 图 3.2太阳 轮 各行星轮轴孔的孔距相对偏差 1 的 1/2,即 me x 182/1 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其转配条件，且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图），如下图 2-4 nts 14 图 3.3 行星减速箱结构图 3.3 减速器的润滑和密封 （ 1）齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表 7-2-81 选用（见参考文献11）。 （ 2）轴承采用飞溅 润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的（约占轴承空间体积 1/3）钙钠基润滑脂。 （ 3）减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。 3.4 本章小结 这一章主要对 减速器的装配条件和传动效率进行了计算，确定了减速器的润滑和密封。 nts 15 第 4 章 齿轮强度验算 4.1 齿轮强度验算 4.2 校核其齿面接触强度 （ 1）确定使用系数 KA 查表 6-7（见参考文献 2） 得 KA=1.1(工作机中等冲击，原动机轻微冲击的情况下 ) （ 2）确定动载荷系数 KV 取功率 P=45KW,na=377.1r/min m in/1.8259.31 1.3771 rpnn ax min/295 rnn xa 已知 d1=85mm,有公式（ 6-57） （见参考文献 2） 得 smsmnndv xx /31.1/1910011 计算动载荷系数 kv由公式（ 6-58） （见参考文献 2） 得 BXv VAAk 200取传动精度系数为 7 即 c=6， B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248 所以 kv=1.17. （ 3）齿向载荷分布系数 FH KK ,因为该 2K-H行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于 1，所以1 fh kk 。 （ 4）齿间载荷分配系数 FH KK ,查表 6-9（见参考文献 2） 得 nts 16 1.1 FH KK （ 5）行星轮间载荷分配不均匀系数 FPHP KK , 查图 7-19（见参考文献 2） 取 2.1HPK 由公式 7-12得 （见参考文献 2）取 3.1)12.1(5.11 FPk （ 6）节点区域系数 HZ 查图 6-9（见参考文献 2） 得 05.2HZ （ 7）弹性系数 EZ 查表 6-10（见参考文献 2） 得 2/8.189 mmNZ E （ 8）重合度系数 Z 已知 a-c副 56.1,b-c副 78.1所以 9.034)( Zca 86.034)( Zbc （ 9）螺旋角系数Z1cos Z （ 10）试验齿轮的接触疲劳极限 limH 查图 6-14（ a） （见参考文献 2） 得 2lim 1300 N m mH （ 11）最小安全系数minmin, , FH SS查表 6-11（见参考文献 2） 得 nts 17 6.1,25.1 m i nm i n HH SS （ 12）接触强度计算的寿命系数NTZa-c：用表 6-13（见参考文献 2） 得 81 1054 8 8.2)(60 ptxaL nnnN 查表 6-12（见参考文献 2） 得 97.0)102( 0 1 9 1.0161 LN T I NZ 812 10099.1/ pLL unNN 93.01020 1 9 1.0262 LNT NZc-b： 77.2cbzzu72 1009 3.7)(60 ptxbL nnnN 721 1055.6 pLL n uNN由表 6-12（见参考文献 2） 得 89.01020 1 9 1.0161 LNT NZ89.01020 1 9 1.0262 LNT NZ（ 13）润滑油膜影响系数RVL ZZZ ,查图 6-17（见参考文献 2） 取 ;1LZ 查图 6-18（见参考文献 2） 取 ;94.0VZ查图 6-19（见参考文献 2） 取 95.0RZ ; （ 14）齿面硬化系数WZ已知条件中给定硬度为 45-56HRC,取WZ=1.0； nts 18 （ 15）尺寸系数 XZ 查表 6-15（见参考文献 2） 得 XZ =0.9997 a-c副：许用接触应力 HP 5.978l i ml i m XWRVLNTHHHP ZZZZZZS齿面接触应力 H 6.663110 uubdFtZZZZEHH 68.8 6 21101 HPHHUAHH KKKKK HPH ,a-c副满足齿面接触强度的要求。 c-b副：许用接触应力 HP 3.925l i ml i m XWRVLNTHHHP ZZZZZZS齿面接触应力 H 62.334110 uubdFtZZZZEHH 4351101 HPHHUAHH KKKKK HPH ,c-b副满足齿面接触强度的要求。 4.3 校核其齿跟弯曲强度 （ 1）弯曲强度计算中的切向力 Ft，使用系数 KA和动载荷系数 KV与接触强度计算相同，即 17.1,1.1 VA KK; （ 2）齿向载荷分布系数FKFK=1; （ 3）齿间载荷分配系数FKnts 19 查表 6-9（见参考文献 2） 得 1.1FK （ 4）齿形系数FaY查图 6-22（见参考文献 2） 得 053.2FaY （ 5）应力修正系数SaY查图 6-23（见参考文献 2） 得 65.2SaY （ 6）重合度系数Y按公式（ 6-75） （见参考文献 2） 计算，即 73.075.025.0 acYca 67.078.1 75.025.0 Ybc （ 7）螺旋角系数Y查图 6-25（见参考文献 2） 得 1Y （ 8）齿轮的弯曲疲劳极限 limF 查图 6-29（见参考文献 2） 得 2lim 31 0 mmNF （ 9）弯曲强度计算的寿命系数NTY由公式 (6-13) （见 参考文献 2） 得 8281 10099.1;105 4 8 8.2)( LL NNca 7271 10093.7,1055.6)( LL NNbc 由公式 (6-16) （见参考文献 2） 得 nts 20 955.0)103()( 02.0161 LNT NYca9.0)103( 02.0262 LNT NY 835.0)103()( 02.0161 LNT NYcb 8 4 8.0)103( 02.0262 LNT NY （ 10）弯曲强度计算的尺寸系数 XY 由表 6-17（见参考文献 2） 得 101.005.1 mY X （ 11）相对齿根圆敏感系数relTY由图 6-33（见参考文献 2） 查得 1relTY （ 12）相对齿根表面状况系数RrelTY由表 6-18（见参考文献 2） 得 9863.0)1(529.0674.1 1.0 ZR r e l T RY mR Z 12 （ 13）最小安全系数 由表 6-11（见参考文献 2） 查得 6.1min FS )( ca 副 许用齿根应力 FP 44.2922m i nl i m XR r e l Tr e l TFNTSaFFP YYYS YY 齿根应力 F 58.1360 YYYYbFSaFamn tFnts 21 36.2510 FPFFVAFF KKKKK )(, caFPF 副满足齿根弯曲强度的要求。 )( cb 副 许用齿根应力 FP 43.429m i nl i m XR r e l Tr e l TFNTSaFFP YYYS YY 齿根应力 F 35.1250 YYYYbFSaFamn tF7.2300 FPFFVAFF KKKKK )(, cbFPF 副满足齿根弯曲强度的要求。 4.4 本章小结 这一章主要 对行星 齿轮的传动配齿、齿轮的强度进行验算，包括齿轮强度的验算、校核齿面的接触强度、校核齿根的弯曲强度。 nts 22 第 5 章 减速器 结构设计 计算 5.1 行星架的结构设计与计算 行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。因此行星架的结构设计和制造质量对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有重大影响。 5.1.1 行星架的结构设计 行星架的常见结构形式有双臂整体式、双臂装配式和单臂式三种。在制造工艺上又有铸造、锻造和焊接等不同形式。 双臂整体式行星架结构刚性较好，采用铸造和焊接方法可得到与成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。铸造行星架常用于批量 生产地中、小型行星减速器中，如用锻造，则加工余量大，浪费材料和工时，不经济。焊接行星架通常用于单件生产的大型行星传动结构中。 该设计选用双臂式整体行星架（轴与行星架法兰连接），如图 3-1 所示 图 5.1行星架 5.1.2 行星架结构计算 （见参考文献 1） nts 23 当两侧板不装轴承时： 255.97)3.025.0()3.025.0(1 ac 取 mmc 201 205.97)25.02.0()25.02.0(2 ac 取 mmc 202 连接板的内圆半径 5.085.0/ RRn 1205.70)5.085.0( RRn 取 103Rn 行星架厚度 bbc ,5.0 为内齿轮宽度（ b=52mm） mmc 26525.0 行星架外径 )110,5.97(8.02 mmdmmadaD cc mmD 2831108.025.97 取 mmD 284 5.2 齿轮联轴器的结构设计与计算 齿轮联轴器是用来联接同轴线的两轴，一同旋转传递转矩的刚性可移式机构，基本形式见图 3-2. 图 5.2齿轮联轴器 1 外齿轴套 2 端盖 3 内齿圈 齿轮联轴器是渐开线齿轮应用的一个重要方面，一般由参数相同的内外齿轮副相nts 24 互配合来传递转矩，并能补偿两轴线间的径向、轴线倾斜的角位移，允许正反转。 沿分度圆（如图 3-3所示）位置剖切外 齿，剖切面得齿廓为直线时，称之为直齿联轴器；齿廓为腰鼓形曲线时，称之为鼓形齿联轴器。齿轮联轴器的内齿圈都用直齿。 鼓形齿联轴器的主要特点： （ 1）外齿轮齿厚中间厚两端薄，允许两轴线有较大的角位移，一般设计为 5.1 ，
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