车辆最终传动装置设计

..优选第一章绪论§1.1行星齿轮减速器类型和特点行星齿轮减速器传动类型很多，不同的构造形式所传递的功率范围，外廓尺寸和重量的大小、效率的上下和允许传动比数值，以及制造工艺的难易相差很大。其中应用最广泛的为NGW型行星齿轮减速器，N表示内啮合，W表示外啮合，G表示内外啮合公用行星齿轮。其传动形式属2K—H行星齿轮传动类型。行星齿轮减速器在所有传动装置中，具有独特的突出特点。1〕体积小、重量轻、构造紧凑、承载能力高。行星齿轮传动是一种共轴线式的传动装置在构造上有采用对称的分流传动，共同承担载荷，相应的齿轮模数就可减小，并且合理的应用了内啮合承载能力高和内齿轮空间容积，缩小了径、轴向尺寸，使构造紧凑化，并实现了高承载能力。在同功率和同传动比的条件下，行星齿轮减速器的外廓尺寸和重量只为普通圆柱齿轮减速器的1/2~1/6。2〕传动效率高、工作可靠。行星齿轮传动采用对称的分流传动构造，使作用于中心轮和行星架等承受的作用力互相平衡，使行星架与行星轮的惯性力互相平衡，有利于提高传动效率。在构造、参数设计合理时，行星齿轮减速器运转平稳、噪声小、抗冲击和振动能力强，因而工作可靠。3〕传动比大。行星齿轮减速器由于其三个根本构件〔太阳轮、内齿轮、行星架〕都可转动，故可实现运动的合成与分解，传递较大的传动比。§1.2行星齿轮减速器的适用范围行星齿轮减速器构造简单可靠，使用维护方便，承载能力范围大，属于低速重载传动装置，实用性能很强，是应用量大、应用面广的产品。可通用于冶金、矿山、运输、建材、化工、纺织、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：减速器的高速轴转速不高于1500r/min。减速器齿轮圆周速度，直齿轮不高于15m/s，斜齿轮不高于20m/s。减速器工作环境温度为-40~+45℃，低于0℃时，起动前润滑油应预热至10℃以上。当在以上条件下用作增速器时，承载能力要降低10%使用。第二章行星齿轮减速器的设计§2.1行星齿轮减速器设计的总体要求课题要求设计一种单排行星齿轮加速器，其传动比为i=6。太阳轮轴必须采用浮动支承，整个系统要有足够的强度和刚度。输入轴必须与输出轴同心，旋向一样，齿圈固定。§2.2确定减速器设计方案本次设计的行星齿轮减速器用于低速工程车辆的最终传动，且要求齿圈固定，故应设计为太阳轮轴为主动件，行星架输出。因此选用3个行星轮同时与太阳轮和内齿轮啮合，各齿轮受力均载的NGW型构造。§2.3选取传动简图根据此设计的要求太阳轮要采用浮动支撑，齿圈固定的方式。故所采取的行星轮的类型为中心轮输入，与行星轮外啮合，行星轮又与内齿全内啮合，行星架输出的传动类型。其传动简图如图2-1所示图2-1行星轮传动简图〔a为太阳轮，b为齿圈，c为行星轮〕§2.4计算主要参数的设计参数有(1)、输入转速〔太阳轮轴上的转速〕＝r/min；(2)、输出转矩(行星架上的转矩)Tx＝20000N·m；(3)、传动比i=6。首先进展齿数的选择，齿数选择应满足以下条件传动比条件满足给定传动比的要求。邻接条件设计中必须保证相邻两行星轮齿顶之间不得互相碰撞，通常应有大于0.5模数的间隙。同心条件对于2Z-X和3Z类行星传动，三个根本构件的旋转轴线必须重合与主轴线，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。装配条件要求几个行星轮能均匀装入并保证与中心轮正确啮合。由此进展配齿：由于轮的传动为2Z-X型，根据其类型的传动比值和其配齿的计算公式可求得内齿轮和行星轮的齿数Zb和Zc，现考虑该行星齿轮传动的轮廓较小，选取行星轮个数,首先利用装配关系式求太阳轮的齿数Za值。〔2-！〕式中—任意正整数，取不同的值，就可得到一系列满足装配条件的Za值,如表2-1：表2-1齿数和转齿对照表141618202224262830Za789101112131415从表2-1中选取za=19,作为初选方案。由传动比=6和公式〔2-2〕故Zb=5Za=95又可根据公式可求得行星轮的齿数Zc〔2-3〕故Zc=38再由公式验算实际传动比=6〔2-4〕其传动比误差满足规定的要求,最终确定齿数：Za=19；Zb=95；Zc=38齿轮材料和热处理的选择:中心轮和行星轮均采用20CrMnTi材料，经渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC，根据"行星齿轮传动设计"图6-1和图6-2可取得=500MPa和=340N/,中心轮a和行星轮c的加工精度为7级，内齿圈b采用42CrMo，调质硬度217HBS-259HBS，根据"行星齿轮传动设计"图6-11和图6-26可得=510MPa和=360N/，内齿轮的加工精度为7级。由行星架的输出转矩Tx=20000=〔2-5〕=3333n.m由弯曲强度初算公式〔2-6〕式中——算式系数；——综合系数；——计算弯曲强度的行星轮间的载荷分布不均匀系数；Z——齿轮副中小齿轮齿数；——试验齿轮弯曲疲劳极限，单位；——齿形系数；——齿宽系数。Za=19，=340N/，取算式系数Km=12.1，按"行星齿轮传动设计"表6-6取使用系数=1.5,再由表6-5取综合系数=1.8，取接触强度计算的行星轮间的载荷分布不均匀系数=1.2，由公式可得=1+1.5〔-1〕=1.3〔2-7〕由"行星齿轮传动设计"图6-22差的齿形系数=2.67由"行星齿轮传动设计"表6-6查得齿宽系数=0.6，那么可得齿轮的模数m：m=9.09取齿轮标准模数m=10。§2.5计算啮合参数1、在两个啮合齿轮副a-c,b-c中，其两啮合齿轮副的标准中心距和：〔2-8〕由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，有<,因此该行星齿轮不能满足非变位的通信条件，为了使该行星传动既能满足给定的传动比的要求，又能满足啮合传动的通信条件，既应使各齿轮副的啮合中心距a相等，那么必须对2Z-X行星齿轮进展角度变位，根据两标准中心距中间的关系，现取啮合中心距a==80mm作为齿轮副的公用中心距。Za+Zc=38，Zb-Zc=40，m=4mm,a=80mm,=。按公式计算行星齿轮传动的变位啮合系数，如表2-2所示：表2-2行星传动啮合参数计算工程公式a-c齿轮副b-c齿轮副中心距变动系数=1=0啮合角==0变为系数和=1.1776=0齿顶高变位系数=0.1776=0重合度=1.5=1.82、确定各齿轮的变位系数a-c齿轮副中：在a-c齿轮副中，由于中心轮a的齿数=13<Zmin=17，Za+Zc=38>2Zmin=34,中心距=76mm<a=80mm,由此可知，该齿轮变位的目的是防止小齿轮a产生根切，凑合中心距和改善啮合性能，其变位方式采用角度变位的正传动即：=+>0当齿顶高系数，压力角时，防止产生根切的最小变位系数Xmin为Xmin==0.2353按公式可求得中心轮的变位系数〔2-9〕==0.5309>Xmin=0.2353故行星轮的变位系数。b-c齿轮副中：Zb>Zmin,Zb-Zc=40>2Zmin=34,=a=80mm,由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位采用高度变位，即=那么可得内齿轮的变位系数。行星架各行星轮轴孔与行星架轴线的中心距极限偏差可按公式计算，中心距a=80mm。那么得mm〔2-10〕=34各行星轮轴孔的孔距相对偏差可按公式计算：即〔2-11〕取=34行星架的偏心误差由公式：〔2-12〕取=17计算出齿轮的几何尺寸如表2-3:表2-3齿轮参数表工程计算公式a-c齿轮副b-c齿轮副变位系数x分度圆直径d基圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合§2.6验算装配条件1、邻接条件由公式验算其邻接条件〔为行星轮的直径a为中心距〕〔2-13〕110.7258<即满足邻接条件。同心条件由公式验算其同心条件=〔2-14〕即满足同心条件。3、安装条件由公式验算安装条件C(常数)=〔2-15〕=所以满足安装条件。§2.7校核承载能力首先对各齿轮传动进展受力分析：输入转速＝440r/min，输出转矩＝430N·m，传动比=6。按公式得太阳轮和齿圈的转矩Ta和Tb：〔2-16〕〔2-17〕再有公式〔和为太阳轮的和行星架的转速〕〔2-18〕得=73.3r/min由〔为行星轮的转速〕〔2-19〕得转速方向与a,x相反。由下述受力分析可知：行星轮c作用于中心轮a的切向力为：〔2-20〕中心轮a作用于行星轮c切向力为：〔2-21〕内齿轮b作用于行星轮c的切向力为：〔2-22〕行星架X作用于行星轮c的切向力为：〔2-23〕内齿轮b上所受的切向力：〔2-24〕然后校核齿轮强度由于2Z-X型行星轮传动具有长期连续工作的特点，因此应按齿面接触强度和齿根弯曲强度验算。1、齿面接触疲劳强度的校核由公式：〔2-25〕式中——区域系数；——弹性影响系数；——螺旋角系数，直齿轮为1；——重合度系数；b——齿宽，齿轮副中的较小齿宽；——小齿轮分度圆直径；——许用应力；——齿数比。a-c齿轮副中：〔1〕许用接触应力的计算：1〕由"机械零件"图7-17MQ线查得；2〕由"机械零件"图7-18得；3〕选取平安系数；〔2-26〕〔2-27〕〔2〕由"机械零件"表7-6查得；〔3〕由于螺旋角，由"机械零件"图7-28得；〔4〕直齿轮螺旋角系数=1；〔5〕重合度系数；〔6〕；〔7〕齿宽b=42。故满足设计的要求。b-c齿轮副中：〔1〕许用接触应力的计算：1〕由"机械零件"图7-16MQ线查得；2〕由"机械零件"图7-18得；3〕选取平安系数；〔2-28〕〔2〕由"机械零件"表7-6查得；〔3〕由于螺旋角，由"机械零件"图7-28得；〔4〕直齿轮螺旋角系数=1；〔5〕重合度系数；〔6〕；〔7〕齿宽b=40；故。故满足强度要求。2、齿根弯曲疲劳强度的校核由公式〔2-29〕式中——齿根危险截面的弯曲应力；K——载荷系数；——齿形系数；——应力校正系数。a-c齿轮副：〔1〕计算载荷系数K；〔2-30〕式中——载荷系数；——使用系数；——动载系数；——齿间载荷分配系；——齿向载荷分布系数。1〕由"机械零件"表7-3查得取=1.6；2〕根据V=1.2m/s和7级精度，由"机械零件"图7-8得=1.07；3〕由"机械零件"表7-4硬齿面和7级精度，对称支撑；〔2-31〕4〕由=920N和7级精度由"机械零件"表7-5查得取=1；故。〔2〕由"机械零件"表7-7得齿形系数；；〔3〕由"机械零件"表7-7得应力修正系数，；〔4〕许用应力的计算：1〕由"机械零件"图7-17得；2〕由"机械零件"图7-19得；3〕由"机械零件"表7-9取弯曲疲劳平安系数；故。〔2-32〕因此弯曲疲劳强度：〔2-33〕〔2-34〕弯曲疲劳强度足够。b-c齿轮副：〔1〕计算载荷系数K：〔2-35〕1〕由"机械零件"表7-3查得取=1.6；2〕根据V=0.58m/s和7级精度，由"机械零件"图7-8得=1.07；3〕由"机械零件"表7-4硬齿面和7级精度，对称支撑；〔2-36〕4〕由=920N和7级精度由"机械零件"表7-5查得取=1；故。〔2〕由"机械零件"表7-7得齿形系数；；〔3〕由"机械零件"表7-7得应力修正系数；；〔4〕许用应力的计算：1〕由"机械零件"图7-17得；；2〕由"机械零件"图7-19得；3〕由"机械零件"表7-9取弯曲疲劳平安系数；〔2-37〕因此弯曲疲劳强度〔2-38〕〔2-39〕弯曲疲劳强度足够。§2.8构造设计首先进展均载构造设计，由于课题中已给定太阳轮采用浮动支承，故采用根本构件浮动的均载机构，其中太阳轮为浮动件。中心轮应采用齿轮轴的形式，与输入轴联成一个整体，按行星传动的输入功率或转矩还让转速n初步估算输入轴的直径，同时进展轴的构造设计，为了便于轴上零件的安装，将轴制成阶梯形式。总之，在满足要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。其材料采用22CrMnMo，热处理为调质处理。内齿圈b固定，采用与外壳体用螺栓固定的方式。行星轮c采用带有内孔的的构造，它的齿宽b应加大，以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好，同时还能保证其与内齿圈b理想啮合，在每个行星轮的内孔中可装有两个滚动轴承支承，而行星轴在安装到行星架的侧板之后，采用环形弹性挡圈进展轴向固定。由于2Z-X的行星架承受外力，是行星齿轮减速器的输出构件，故采用了双臂整体式，用两个圆锥滚子轴承支撑在箱体上。其材料选用ZG45，热处理为调质处理。轴承的选取与校核§3.1选取行星架轴承并校核根据行星轮架两端安装轴承处外径的取值范围，及其主要受径向力的作用，又有一定的径向力的作用，选用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承是角接触滚子轴承，可以同时承受较大的径向及轴向载荷，但极限转速较低。外圈可以别离，安装方便，成对使用，也可以预紧。按圆锥滚子轴承标准取d=80mm,即取代号为32216的圆锥滚子轴承。太阳轮转速＝440r/min，行星轮的转速为。对于转速较高的轴承〔〕，应按根本额定动载荷计算值校核其是否满足要求。那么轴承根本额定动载荷可按下式进展简化计算。〔3-1〕式中C——根本额定动载荷计算值，N；P——当量动载荷，N；——寿命因数；——速度因数；——力矩载荷因数力矩载荷较小时，力矩载荷较大时；——冲击载荷因数；——温度因数；——轴承尺寸及性能表中所列径向根本额定动载荷，233KN。查表得；；；；。由公式〔3-2〕式中P——当量动载荷，N；——径向载荷，==〔3-3〕=6020N；〔3-4〕——轴向载荷，=0N；X——径向动载荷系数，X=1；Y——轴向动载荷系数，Y=0；〔3-5〕将上述数带入式〔3-1〕中即所选轴承满足根本额定动载荷的要求，所选型号适宜。图3-1是所选圆锥滚子轴承的平面图形：图3-1圆锥滚子轴承平面图§3.2行星轮轴承的选取与校核按许用扭转剪应力初估行星轮轴的直径，行星轮轴的材料选取A=98~107,那么因其主要受径向力作用，选取圆柱滚子轴承。圆柱滚子轴承滚动体是短圆柱滚子，径向承载能力约为一样内径深沟球轴承的1.5-3倍；轴承的内外圈可沿轴向相对移动，一般不承受轴向载荷。按圆柱滚子轴承轴承的标准，取d=30mm,即取代号为NF306E的轴承〔3-6〕式中C——根本额定动载荷计算值，N；P——当量动载荷，N；——寿命因数；——速度因数；——力矩载荷因数力矩载荷较小时，力矩载荷较大时；——冲击载荷因数；——温度因数；——轴承尺寸及性能表中所列径向根本额定动载荷，49.2KN；查表得；；；；。式中P——当量动载荷，N；——径向载荷，=X==2007N；——轴向载荷，0N；X——径向动载荷系数X=1；Y——轴向动载荷系数Y=0；将上述数带入式〔3-1〕即所选轴承满足根本额定动载荷的要求，所选型号适宜。第四章花键的设计§4.1设计太阳轮轴上的花键参数花键连接可用于静连接或动连接。按其齿行不同，可以分为矩形花键和渐开线花键两类，均已标准化。在本设计中太阳轮轴和驱动轴都采用了渐开线花键联接形式。下面设计太阳轮轴上的花键：1、结合加工刀具，初步选取齿数z=162、查阅"机械零件设计手册"P185,表8-22渐开线花键的尺寸系列，依据直径d=44.5和齿数z=16可以确定模数m=2.53、查阅"机械零件设计手册"P184,表8-21渐开线花键联接的要素、代号及公式，可知：分度圆压力角a=30°；理论工作齿高h=10mm；分度圆直径d=40；分度圆弧齿厚s==5.374、定心方式：〔1〕.一般情况下，推荐优先采用齿形定中心，因为这种定中心方式对中性好，能获得多数齿同时接触。〔2〕.按外径定中心，只在特殊需要时采用〔如径向负荷较大，齿形配合又需选用动配合的传动机构〕。这种定心方式：d=m(z+1.4)；外花键齿顶倒角深度f=0.2m；为获得较大定位面积，推荐模数m不小于2.5渐开线花键参数如下表4-1所示：表4-1太阳轮上渐开线花键参数齿数16模数〔单位mm〕2.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径〔单位mm〕40齿条原始齿形位移〔单位mm〕1.25分度圆弧齿厚〔单位mm〕5.37§4.2确定太阳轮轴上的花键参数由公式p=〔4-1〕式中ψ——载荷分配不均匀系数,与齿数多少有关,一般取ψ=0.7；N——花键齿数；L——齿的工作长度,这里取较小的长度L=13；h——花键齿侧面的工作高度,渐开线花键,a=30°查设计手册h=m=2.5；——花键的平均直径,这里取分度圆直径；[p]——花键联接的许用压力,单位MPa,查设计手册取[p]=50。由上式得出N==14.95这里取为z=16§4.3校核太阳轮轴上花键的强度花键联接其主要失效形式是工作面被压溃〔静联接〕或工作面过度磨损〔动联接〕。因此，静联接通常按工作面上的挤压应力通过强度计算，动联接那么按工作面上的压力进展条件性的强度计算。计算时，假定载荷在键的工作面上分布均匀，每个齿工作面上压力的合力F作用在平均直径处，即传递的转矩；并引入系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，那么花键联接的强度条件由公式为：静联接==〔4-2〕=46.7MPa＜[]动联接p==〔4-3〕=46.7MPa＜[p]这里[]=100MPa,[p]=50MPa；静联接、动联接均满足设计要求，故适宜。§4.4设计其余花键另三个花键的设计和校核同上，经校核后均满足强度要求，其各个花键的参数如表〔4-2〕——〔4-4〕所示。表4-2太阳轮上渐开线花键参数齿数14模数〔单位mm〕2.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径〔单位mm〕35分度圆弧齿厚〔单位mm〕5.37表4-3驱动轮轴上渐开线花键参数齿数14模数〔单位mm〕3.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径〔单位mm〕49分度圆弧齿厚〔单位mm〕6.938表4-4行星轮架上渐开线花键参数齿数14模数〔单位mm〕3.5分度圆压力角(单位°)30°分度圆直径〔单位mm〕49分度圆弧齿厚〔单位mm〕6.938第五章减速器的安装、使用与维护§5.1安装安装时应注意以下几点：1〕安装前应使用适当的清洗剂〔不得用砂纸或锉刀〕清洗轴伸等处。2〕轴伸安装联轴器时应采用热装或冷冻方法〔采用液态氮冷冻〕，不能采用强力打击等可能轴承和挡圈的方法。减速器轴伸与驱动桥及轮辋的允许不同心误差不大于0.08mm，允许不平行度误差为：检查成对联轴器结合面相对180°的间隙值不超过0.05~0.1mm。控制这两项误差是为了减小轴伸和轴承附加载荷，减少轴上齿轮偏载。3〕减速器的安装根底应结实，螺栓紧固后，应再次检查连接和齿轮啮合是否到达要求。§5.2使用与维护使用前应对减速器进展试运转。试运转时，起动前润滑和冷却必须齐全到位，起动后应细致观测是否运转平稳，是否有不正常噪声和冲击声。安装是否结实，有无渗漏，轴承和轴封处及润滑油是否急剧升温，及时排除故障。有条件时应先空载，然后逐级加载运转。具体的使用与维护要求如下：减速器运转正常时运转平稳且声响均匀，振动和温度都在正常范围内，如发现突然变化，应停机检查故障，及时排除润滑充分是减速器正常运转的必要条件。应注意润滑油的油品，特别是油的粘度合格;油量足够，但也不应过多。减速器首次运转300～600h后，应更换润滑油。在停车油未冷时，排放旧油，此后每运转4000～5000h更换一次润滑油。如果每日运转次数较少，更换油的间隔期也不应超过18个月。更换油时，应去除油池内的杂物，清洗油路系统。减速器的紧固件虽然采取了防松措施〔加防松垫圈〕，但运转中也可能松动，应经常检查，紧固。减速器进展大修或更换损坏的零件，重新组装时，应参照减速器装配图及有关标准进展。因注意结合面涂匀密封胶，不可堵塞油路，损伤油封的唇口。总之，安装、使用、维护越认真，越合理，那么减速器的运