毕业设计（伦文）-新能源汽车二档行星齿轮减速器结构设计

新能源汽车二档行星齿轮减速器结构设计摘要本次新能源汽车二档行星齿轮减速器结构设计研究任务书主要完成了对一个小型新能源电动汽车二档车的行星传动齿轮组和减速器组的结构设计。与国内外已有的齿轮减速器车型相比,此二档高级行星型齿轮传动减速器不仅具有更大的齿轮传动扭矩比而且,此二档高级行星型齿轮传动减速器它还具有结构紧凑、外轮廓的尺寸小和整个变速器的重量轻等几大优点。本文的设计首先简要充分介绍了这个课题的技术背景以及我国齿轮传动减速器的技术研究工作现状和发展趋势,通过分析比较各种齿轮传动器的结构,从而基本确定了齿轮传动的基本结构类型。论文中的主体设计部分主要是对二档不相同齿数行星类型齿轮传动减速器结构传动系统结构的总体设计参数计算分析,通过正确分配二档传动结构比例在确定二档不同行星类型齿轮传动减速器的传动结构之后,对二档不同行星类型齿轮传动减速器结构进行了传动结构的总体设计参数计算和结构校核。本设计任务书最后对整个设计工作过程内容进行了详细总结,并在此基础上重点指出了一些需要改进的设计建议.关键词： 行星齿轮；变位；传动机构；电动汽车；驱动电机；AbstractThispaperproposesadesignconfigurationofthetwo-stageplanetarygearreducersettlingforsomeknownparameters.Comparedwithothergearreducersintheword,ithavealargergearratio.Furthermore,thereareothermoreadvantages,suchas,compactconfiguration,smallfigure,lightavoirdupoisandsoon.Thecontentisasfollowa.Firstly,thepaperintroducesthecontextofthetaskandtheextentonresearchofgearreducers,aswellasitsdevelopmenttrends.Secondly,thedriveredtypeisdecidedbycomparingallkindsofgearconfiguration.Thesignificantpartisaboutthecalculationoftheconfigurationdesign.Afterdistributinggearratios,theroughconfigurationwillbeget.Then,theholisticconfigurationcanbedesignedandback-checked.Lastly,thepaperissummarized,andtheneededimprovementsareindicated.目录绪论················································1.1本次课题的目的和意义·······························1.2国内外研究现状和发展概况···························1.3本课题的主要设计内容·······························行星齿轮减速器方案确定·····························2.1基本参数的要求和选择·······························2.2齿轮的选择·········································2.3行星齿轮减速器方案确定·····························行星齿轮减速器结构设计·····························3.1选取行星齿轮的传动类型和运动简图···················3.2齿数粗略选择·······································3.3齿轮参数的选择·····································3.4齿轮材料的选择····································3.5齿轮校核··········································行星齿轮减速器轴的设计·····························4.1轴的设计计算······································4.2轴的设计校核······································4.3轴承的设计计算···································结论···············································致谢···············································参考文献··················································绪论1.1本次课题的目的和意义面临动力资源供应短缺的这个新型世界性重大问题,各相关领域的专业科技人员一直不停地在探索寻找各种可用于替代再生能源的解决方案,同时车辆的电动车充分利用可再生天然能源和发电能源作为汽车动力,很大一定程度上已经解决了由于内燃机电动汽车长期燃烧大量汽油可能造成的汽车环境资源污染与动力资源供应短缺两个问题,同时对于利用这种电能为动力资源的车辆电动车仍然具有较宽广的实际工作应用范围,为此将对车辆驱动力和电机部件进行更有针对性、科学化的性能参数控制匹配,设计车辆电动车二挡变速器,保证车辆电动车在驱动力上的成本支出以及再生能源综合应用上的效率更高,设计以提升电动机高效续驶运行效率为基本原则的高速换挡自动变速器,并有效降低车辆整车的制动能耗,延长整车续驶运行里程。随着国家节能环保重大问题日益凸显以及"双积分"优惠政策的深入实施,新能源电动汽车的全国市场占有率逐步实现上升。汽车动力传动系统中,变速器系统作为关键传动构件,直接严重影响车辆整车传动性能。为了能够使传统电动汽车电力驱动系统电机的工作效率能够得到极大提升,对固定的转速比高的电动汽车两挡进行改动,采用两挡四轮传动的一定比例的方案,促使电驱动车的电机系统工作效率得到提高,进而可以使纯电整车在动力稳定性能及整车经济实用性能上都得到极大提升。主要对纯智能电动汽车两挡自动离合变速器整体传动比例的优化及变速换挡系统品质优化进行深入研究。本课题拟通过机械设计与CAD技术，设计一款新能源乘用车二档减速器，该系统需要满足：整车质量1800kg的动力输出要求、驱动电机最大功率为100kW、最大扭矩240N⋅m、齿轮精度6级。课题的主要研究内容包括：根据性能要求设计齿轮系统速比，确定整体结构布置方案，完成齿轮副、齿轮轴、键的结构设计及其强度校核。并综合运用机械设计、汽车理论与CAD技术等学科的理论和技能完成此新能源二挡行星齿轮变速器的设计。1.2国内外研究现状和发展概况齿轮箱等传动元件具有输出功率较大输出，速度恒定、承载能力大、传动运行效率高、使用寿命长、可靠性高、结构紧凑等多大优点,广泛地应用于各种传动机械设备和各种仪器仪表中,是各种机械传动的重要基础技术零件,其产品质量、性能、寿命直接成为影响传动整机的重要技术、经济指标。而传动齿轮设备制造企业技术水平提升是企业获得优质传动齿轮的重要关键。因为我国齿轮制造形状复杂、技术实现问题多,制造加工难度大,齿轮制造加工水平在某一一定程度上直接反映了一个发达国家工程机械工业齿轮制造的技术水平。发展的研究方向是我国塑料加工设备制造业发展研究的一个重要热点。因此,齿轮机械加工传动齿轮机的产品种类也比较多,按照四大类类别来做划分,主要分为有三轴圆柱齿轮、锥齿轮、蜗轮动力蜗杆传动齿轮与行星动力传动等四大子品类。其中,圆柱齿轮在各种机械设备中的的应用最为广泛,各种大型通用与工业专用的机械齿轮传动减速器以及重型机床、车辆、农机等大量地被采用,约用量占机械齿轮减速产品应用总量的90%左右。因此,齿轮制造和热处理技术的应用研究主要重点集中在大型圆柱齿轮的成形及其它的热处理技术方面。近年来,随着我国汽车制造工业的快速发展,特别尤其是小型轿车的生产对齿轮变速器传动齿轮的工作精度及其动力学性能的提高要求愈来愈高,齿轮正朝着高转动精度、低转动噪声、高扭力承载、高转动速度、轻量化及长使用寿命的各个方向快速发展。其中,采用优质硬齿面板的齿轮传动是有效提高汽车齿轮传动强度及提高承载能力的一种有效途径。目前,硬齿面上的圆柱齿轮普遍还是采用"机械加工-渗碳-热处理-精加工"的生产传统工艺,材料综合利用率不高,生产工艺效率低,产品成本高,尤其主要是由于金属材料被直接切断,而且齿轮成形后进行渗碳处理时所使用的渗碳前各层晶粒粗大、渗碳后各层晶粒厚度间隙分布不合理,造成圆柱齿轮运动强度与疲劳使用寿命的大大降低。这种不利好的局面已经使得许多工程技术从业人员开始寻求新的零件制造商和工艺。最新的优化设计方法在枪械机构零件设计和机械零件结构设计中尤其应用广泛,效果显著。近十年代以来,国内外对某一整台器械机器或某一整体机械系统的优化设计,采用最新的优化设计方法可以代替原来的而传统的机械设计原理方法也越来越多。机构的功能优化工程设计从世纪六十年代后期左右开始它就得到了科学速上的发展,重要学术研究发展方向之一。目前已经初步发展并形成为主要用于研究机构机械工程学的一种整个齿轮承载快递高速传动的一种性能设计优化控制系统。它设计的其要点一般可通过以下概括方式表述为:一点就是当尽量追求高速传动整个齿轮高速载荷一定时却又需要尽量追求整个传动齿轮的高速传动承载体积最小,或在尽量追求整个齿轮高速传动承载体积一定时却又需要尽量追求整个齿轮高速传递的整个传动齿轮载荷最大。有时也许它可以用来追求一个传动轴在齿轮和旋转轴之间传动的某项或某几项并以传动齿轮性能为最佳。齿轮高速转向传动的系统性能设计优化及其系统函数设计既不能甚至可以肯定说已经经成为但大多数应用在齿轮目标高速传动系统函数的首要设计问题,也没有可能可以肯已甚至可以说经成为多数应用在齿轮目标高速传动系统函数设计中的首要问题。为了确使传动齿轮机的工作可靠,显然每轮齿面的摩擦接触应力、齿轮的疲劳弯曲应力等值应分别不得小于或足以等于其允许用值或足以保证一定可获得的安全运动裕度。为了能使整个齿轮的润滑啮合性能处于较好的润滑工作状态条件下,有时还把齿轮吃齿表面同润滑油膜层的厚度以及齿轮润滑油的温升也啮合作为直接约束它的条件。另外,诸如为了有效避免齿轮产生根切、并必须保持连续啮合、避免传动齿轮齿顶过分弯曲变尖、均须对齿轮设计中的变量限制提出某些变量限制,这些变量限制也能适应最为严格约束设计条件。在我国现代工业机械设计中虽然有时人们往往非常希望产品能够同时获得全部最优设计点,但实际的现代机械工程软件设计存在问题,很少条件有可能可以达到能够保证产品能够完全满足其具有可扩展凸性的机械设计功能要求,即所谓的需要人们追求的一个到达目标最优设计点的函数往往必须能够具有很多个相对的极小点,因而机械设计功能优化的最终检验结果一般为能够获得一个局部最优设计点,或者向局部后退一步步总的来讲,如果这些都只是功能性的做得没有达到或不到,那么如何设计优化现代机械设计最起码也不会有可能将其在机械设计解决方案中的功能做得作出重大性的技术改进。这一点就是我们以前曾经提到过的"最优化",它应被正确理解成作为一个相对的数学概念,而不要把它决定绝对化。实际上,如上所述,设计从业人员如何才能正确地充分运用传统优化设计方法论来进行工程设计,其优化设计方案与其他传统设计方法进行比较,一定程度会使之有所改善从而并能有效避免许多设计盲目性,显然这刚好这也是许多工程设计从业人员最感到和兴趣的。1.3本课题的主要设计内容课题的主要研究内容包括：根据性能要求设计齿轮系统速比，确定整体结构布置方案，完成齿轮副、齿轮轴、键的结构设计及其强度校核。并且综合运用机械设计、汽车理论与CAD技术等学科的理论和技能独立完成此新能源二挡行星齿轮变速器的设计。收集与本课题有关的资料及技术，分析行星传动系统的工作原理；确定齿轮系统的总体布置方案及速比；设计相关齿轮的参数、传动结构及箱体，完成强度校核；行星齿轮减速器方案确定2.1基本参数的要求和选择1：整车质量1800kg2：驱动电机最大功率为100Kw3：电机最大扭矩240N⋅m4：齿轮精度6级。5：电机最大转速暂定6000r/min6：电机工作效率95%2.2齿轮的选择2.2.1齿轮结构型式根据设计要求，此变速器包含太阳轮，双联行星轮，行星架，齿圈，带式制动环，锁止环，行星架一端有输出轴，另一端有双联行星轮，行星轮数量有两套，为双联行星轮，其中一套行星轮与太阳轮啮合，另一套与齿圈啮合，太阳轮与输入轴相连接，行星架外表面有环行凸台，行星架内表面与齿圈外表面通过锁止环连接，动力通过输入轴经行星轮传递给行星架通过输出轴输出，制动环和锁止环配合，使双联行星轮进行动力传递切换达到不同转速和动力的输出。双联行星轮可以实现更大的传动范围，得到两种传动速度和扭距，使行使更平稳，电能消耗更低，提高电动车续航里程。常用的行星齿轮种类有很多，为满足本设计的要求，我们选择最简单的2X-Z型齿轮结构形式。2.2.2齿轮材料，性能和精度太阳轮和行星轮均选用硬齿面，减小齿轮尺寸，提高承载能力，降低变速器重量，采用压力角a=20°的直齿轮传动，齿轮精度等级为6级。2.3行星齿轮减速器方案确定根据任务书设计要求，确定电动车减速器采用行星齿轮减速器两档减速需求，行星齿轮减速器方案为双联行星轮的两种速比动力传递关系。2.3.1整车基本参数基于我们传统的对电动汽车系统进行数据分析并从设计数据计算,驱动同步电机主要采用永磁变频同步电机。整车动力参数为:整车满载质量1800kg,机械传动动力效率0.95,轮胎横向滚动半径0.258m,迎风制动面积1.9a/m2,空气阻力变化系数0.31.根据国标28382—2012标准及整车市场需求定位,整车主要动力性能各指标具体如下:30min最高车速最低≥120km/h,最大坡度爬坡速度最高≥20%,4%以上坡度的最大爬坡车速最高≥60km/h,12%以上坡度的最大爬坡车速最高≥30km/h,工况法满载行驶行车里程≥100km。暂定上述要求电机都可以满足要求。为了能使传动变速器系统设计更加紧凑,所以新设计的两挡传动变速器系统采用基于行星传动齿轮式两挡传动变速器的原理,将两挡差速器系统进行传动集成系统设计,取消了以前传统装在at##v型变速器上的大型液力传动变矩器和小型机械制动油泵,采用一个小型的电动机械油泵为变速系统制动提供一个液压控制动力,通过一个高速的带开关式的电磁阀驱动控制系统制动和循环,从而控制锁止环。当整个制动圈与环完全接合、锁止圈与环完全松开时,可以直接得到一个比较大的的减速比:当整个制动圈与环完全松开、锁止圈与环完全接合时,则整个电动行星架汽车输出的减速比为整个行星架的轮速比,当两个离合器可以分离时,则汽车可以直接实现空挡高速运行。2.3.2两档变速器传动速比设计二档在此时能够充分满足常用传动电机比较高速运行段时对其常用电机转速功率区的要求和性能能够保持在比较高效率的高速运行区和转速功率区,尽量度地能够降低此时的常用电机功率能源消耗以及浪费,这些也是两档自动差位变速器的运行转速功率比较及电机功率选择的基本重要考虑因素条件。档位中高速比自动切换器在汽车过程控制管理系统中的应用档位速比平顺性以及过程控制平衡性的问题也是汽车中高速比和低档位速度选择器在汽车过程控制管理应用中的不容忽视的重要一环,过小的2档速比以及过大的1档速比档位中高速比都非常有利于可能直接影响造成中高档位速比输出驱动总矩和控制功率不平衡,影响中高档位控制平顺性。新能源减速器主传动比在左右高速档的选取根据设计要求，高速档也是直接档，减速比可由最高车速确定，即其中是减速比;为电机最高转速，为轮胎滚动半径，为最高车速经过计算得到≤4.8633，使主减速比为4.8633则选取高速挡传动比为1；(此结构类型行星齿轮传动高速挡一般为直接驱动,传动比选1)低速档的选取变速器的1档主要考虑电动汽车的最大爬坡度，有其中，为电机额定转距，α为最大爬坡度，为机械传动效率，M为整车质量，为滚动阻力系数，其中=0.95，M为1800KG，=260NM计算得=3.832.3.3换挡设计分析为了在高速自动换挡机的工作运行过程中为了能够同时保持自动二级变速器的驱动纵向齿轮输出转矩运动平顺而转速无任何变化,必须精确度地同时控制驱动齿轮回转驱动二级变速器发电机的转矩和齿轮驱动高速离合器的齿轮横向输出滑摩。控制策略主要方法包括在转矩运动曲线上和相应用新的给定新型线性新的控制前馈动力驱动离合控制器通过转速控制驱动电机转速驱动动力离介离合电机和控制动力中介离合器,而在应用给定新的惯性转矩相线上应用新的线性pid后的前馈驱动控制器通过转速控制驱动电机转速驱动动力离介离合电机,使动力驱动离合中介器改变旋转方向卞从而使得驱动盘的横向旋转运行角度和运动速度差的值可以直接跟随控制电机驱动期望的转矩运动曲线。根据转矩相和同时保持转向惯性相之间中断传动相相互关系的同时保持转向动力同时转向平衡系统中断传动方程和同时连续保持动力转向平衡变速器的之间传动进入输出转矩相和平顺度的相互变化,以及针对无人和飞机动力平衡系统中断的之间传动输出击求,推导并分析给出同时保持动力转向平衡扭矩相和同时保持转向惯性对互相时间即保持转向变速器之间传动进入输出转矩的传动计算公式,从而基本性地确定了保持转向扭矩相和同时保持转向惯性相的之间传动输出控制策略。以最低换挡车速和最高换挡前后油门的自动启开度参数为主的一种换挡油门主要参数。采用与目前国内传统的新能源动力汽车自动循环换挡混合变速箱的循环换挡齿轮延迟减速规律通过数据分析获取相同的车速计算公式方法,当升挡电动汽车在齿轮悬挂1挡低速开度运行在某一两个升挡油门低速交点开度开快曲线下时,取对于该某一两个油门低速交点开度两挡低速升档效率交点开度开速曲线的两个升挡末端交点开度车速及其对应的升挡末端交点车速为两个没有升挡升档末端交点车速,如果两个升挡交点没有这个末端交点则一般可以选择取1挡低速升档效率交点开度开速曲线的两个降挡交点末端升档交点开度车速为两个没有升挡升档末端交点车速;但是当升挡电动汽车在2挡低速开度运行时,为了有效率的防止电动汽车进行循环齿轮减速延迟换挡,降挡升档末端交点车速则一般需要是在两个没有升挡升档末端交点车速的降挡交点开度基础上而只需要同时进行一定的齿轮循环减速换挡加以减速防止延迟。通过现场试验结果验证,带二档自动变速换挡功能的纯电动汽车与其他传统电动的燃油汽车车型相比最高单辆车速及最大车辆爬坡度都已经有了明显的大幅提高。最高公里车速相比提高了22.56km/h,而在驾驶经济性上,采用两档自动变速器不仅使这款整车的综合能耗含量降低了6%,续驶百公里程同样延长了7%。采用两档手动变速器,可以做到使驱动电机更多地选择工作在高效率地区,其中的原因主要是因当采用两档手动变速器时,电机的正常工作转矩比一般采用固定档位的减速器小得多,这样就大大减小了驱动电机的正常工作驱动电流,降低了驱动电机的热燃烧组合和损耗,提高了驱动电机的正常工作效率。第三章行星齿轮减速器结构设计3.1选取行星齿轮的传动类型和运动简图根据设计要求，行星齿轮减速器传动类型及运动简图如下：1输入轴，21太阳轮安装在输入轴上、24行星架，安装有双联行星轮、23齿圈、3带式制动环、4锁止环，5输出轴，所述行星架一端设有1输出轴，另一端安装有所述双联行星轮，所述双联行星轮中的一个行星轮与太阳轮啮合，另一个行星轮与齿圈啮合，所述太阳轮上设有输入轴，所述行星架上设有环形凸台，在所述齿圈外表面与所述环形凸台内表面之间设有锁止环，锁止环的内表面与齿圈外表面固定连接，所述锁止环外表面的一部分与所述环形凸台内表面接触，另一部分套装有带式制动环，带式制动环的一端为固定端，与传动箱壳体固连，另一端为活动端，与换挡执行器相连，正常情况下为低速档，动力通过输入轴，太阳轮，行星轮，齿圈，到输出轴，当制动环制动，锁止环被压紧，使齿圈与环行凸台分开，动力通过输入轴太阳轮，行星轮，行星架，直接给输出轴，就是高速档。3.2齿数粗略选择根据电机的输入转速和输入扭距还要考虑整个减速器的外廓尺寸，估算输入轴的轴径，然后估算行星齿轮传动比的值，按其配齿计算公式，一般情况下齿轮的最小齿数在14-19，为了最大程度降低变速器的轮廓和质量，依照传动方案为闭式齿轮传动，根据《机械设计》，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为z1在20~40，初选Zp1 =35（Zp1为第一组行星轮齿数）Zp2 =35（Zp2为第二组行星轮齿数）Zs=38（Zs为太阳轮齿数）。此处第二组行星齿轮可进行调整更换,从而实现更大的传动比,此设计暂定为相同齿数.3.3齿轮参数的选择3.3.1模数选取不同齿轮模数时一般都需要严格遵守的一个原则也就是:为了能够减少蜗轮噪声性就应合理增加减小模数,同时合理增加蜗轮齿宽;为了要使蜗轮质量小些,应该合理增加模数,同时合理减少蜗轮齿宽;从制造工艺要求方面也要考虑,各档位的齿轮至少应该同时选用一种模数;从传动强度要求方面也要考虑,各档位的齿轮也该应有不同的模数。对于小型轿车,减少隔音工作室的噪声较为重要,因此模数应选得小些;对于货车,减小质量比减小噪声更重要,因此模数应选得大些。表2.2汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t*1.0<V<1.61.6<V<2.5*6.0<ma<14ma>14模数mn/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00汽车变速器常用齿轮模数1系列11.251.522.534562系列1.752.252.754.55.5--根据经验和上述表格选取m=2.5。依照传动方案，本设计选用二级展开式圆柱齿轮传动。3.3.2压力角压力角较小时,重合度较大,传动平稳,噪声损害较低;轮齿压力角较大时,可有效提高传动轮齿的抗弯强度和轮齿表面上的接触润滑强度。对于小型轿车,为了有效降低汽车噪声,应尽量选用14.5、15、16、16.5等小些的汽车压力角。对大型货车,为有效提高货车齿轮传动强度,应尽量选用22.5°或25°等大些的齿轮压力角[15]。国家标准规定的采用标准温度压力测量角为20°,所以普遍认为采用的标准压力测量角为20°。啮合元件套或电动同步器的常用压力控制角主要有20°、25°、30°等,普遍情况采用30°作为压力控制角。本系列变速器为了保证加工方便,故全部部件选用中国标准变速压力角20°。3.3.3螺旋角齿轮的纵向传动角和螺旋角对整个传动齿轮平行传动轴向工作时的传动噪声、轮齿的横向传动强度和整个齿轮传动轴向上的传动力矩都会大有影响。选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。试验证明:随着螺旋角的增大,齿的强度相应提高,但当螺旋角大于30时,其抗弯强度骤然下降,而接触强度仍继续上升。因此,从提高低档齿轮的抗弯强度出发,并不希望用过大的螺旋角;而从提高高档齿轮的接触强度着眼,应当选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角的选用范围:对乘用车,两轴式变速器为20~25,中间轴式变速器为22~34,对于货车,变速器为18~26.因此选取β=223.3.4齿宽b齿宽对用于齿轮传动变速器的传动齿轮径和轴向受力传动轴的尺寸、质量、齿轮低速传动工作时的传动平稳性、齿轮轴向受力传动强度和轴向传动性及齿轮高速传动工作时的传动齿轮轴向受力均匀稳定响应程度等均的响应起到具有重要性的影响。考虑到尽可能多地尽量缩短各种齿轮传动变速器的最大齿轮轴向径和齿宽传动尺寸和同时尽量减小提高齿轮传动质量,应该综合考虑尽量选用较小的齿轮轴向齿宽。另一方面,齿宽直接扭矩减小转向扭矩也会使得外斜杆式转向齿轮轴承本身传动平稳的这种传动优点被大大的的削弱,此时虽然我们已经可以用直接扭矩增加外斜杆式齿轮转动轴承转向螺旋角的这种传动方法对其旋转给予一些动力上的补偿,但这时外斜齿轮转向轴承本身能够直接承受的最大齿轮轴向上的摩擦力就可能会明显增大,使其连续使用寿命也会大大降低。齿宽较小又较强且大会变的振动应力使整个主轴齿轮的横向传动动力工作量和传动应力大大幅度增加。选用较大的齿轴传动叶轮齿宽,工作中会因为传动齿轴的齿宽横向角度变形从而直接导致位于传动轴向齿轮轴的横向角度倾斜,使位于传动轴的齿轮沿着在齿宽横向倾斜角度方向传动齿轮轴的受力不均匀从而直接造成传动齿轮横向偏载,导致传动齿轮轴的承载能力受到大大降低,并在齿宽横向倾斜角度方向传动齿轮受力磨损不均匀。通常根据不同的圆齿轮模数长度m和直径m的凸轮齿径及其大小以及宽度分别来对其进行一次选定即可取其中的齿宽:斜齿，kc取为6.0～8.5，取7。故b=17.5mm。3.3.5齿顶高系数齿顶高强度系数对轮齿重合度、轮齿滑动强度、工作时的噪声、轮齿相对方向滑动的加速度、轮齿齿端根部的切和力及齿顶涂层厚度等因素有重要影响。若传动齿顶高应力系数小,则传动齿轮间的重合度小,工作量和噪声大;但因传动轮齿所承受到的径向弯矩应力减小,轮齿的弯曲应力也随之减少。因此,从前因为小齿轮轮的加工工艺精度不高,并普遍认为在小轮齿上所承受到的动力载荷主要集中在轮齿顶上,所以曾多次采用过每轮齿顶高载荷系数范围为0.75~0.80的小型短齿制造小齿轮。在汽车齿轮齿顶加工工艺精度不断提高以后,包括目前我国在内,规定车轮齿顶高精度系数可以取为1.00。为了有效增加两个齿轮之间啮合的传动重合度,降低传动噪声和同时提高蜗轮齿根传动强度,有些齿轮变速器设备采用了低齿顶高传动系数大与1.00的小型细高齿。所以它的齿顶高精度系数可以取为1.00。3.3.6齿数的初选依照闭式齿轮动力传动原则解决问题方案为列车采用高速闭式齿轮传动列车齿轮高速动力传动,根据《机械设计》,闭式齿轮传动列车齿轮高速动力传动一般列车齿轮上的转速相对较高,为了有效率地提高列车齿轮动力传动的高速运行性和平稳性,减小列车齿轮受到冲击时的齿轮振动,以列车初选所用齿数多一些闭式传动车轮为好,小齿轮的列车初选所用齿数一般车轮可取为3,例如车轮z1=20~40,初选所用齿数则为zp1=35(zp1为整个第二行星一号列车所用轮齿的初选总数),zp2=35(zp2为第二行星列车和整个行星一号列车所用轮齿的初选总数),zs=38(zs为整个第一太阳系行星车轮上的初选齿数)。3.3.7行星齿轮传动计算行星齿轮的配齿计算根据传动比的要求得齿圈齿数为108，代入得太阳轮齿数为722、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合—同轴条件对于非变位或高度变位传动，有m/2(Z1+ZG)=m/2(Z3-ZG）得ZG=（Z3-Z1）/2=183、保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件在行星轮传动中,为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰,相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。(在确定半径大小后讨论)通过查阅汽车设计选择齿轮模数m=2.5通过查阅机械原理可得齿轮各参数数据，如下表所太阳轮行星轮1行星轮2齿圈模数m2.5齿数z383535108分度圆直径d9587.587.5270齿顶圆直径9991.591.5274齿根圆直径88.7580.7580.75265.75齿宽b17.517.517.517.5中心距a913.4齿轮材料的选择(1)必须满足企业工作必要条件的基本要求。不同的现场工作环境条件,对不同齿轮机的传动材料有不同的技术要求,故对不同齿轮传动材料选用亦有不同的技术要求。但是对于一般大型动力工具传输用的齿轮,要求其主体材料必须具有非常足够的传动强度和较高耐磨性,而且需要齿面硬,齿芯软。(2)合理有序正确选择所用施工材料点并进行人工配对。如对于大材料使用硬度≤350hbs的两个齿轮软对小齿面和一对小齿轮,为了同时能保证使两轮轮的使用寿命更加紧密接近,小齿轮轮在所用材料上的使用硬度不仅要求应略高于大材料硬度的小齿轮,且还要求应尽量使得小两轮轮在材料上的硬度差在30~50hbs左右。为有效度地提高车胎轮毂材料抗压和增强胶合力的使用性能,大、小轮胎的毂板材料应分别选择采用不同抗压强度的碳钢号抗压胶合材料。(3)综合考虑材料加工制作工艺及材料热处理制作工艺。大中小尺寸的大型齿轮一般需要采用手工铸造或锻毛坯,可择择选用机械铸钢或手工铸铁;中等或中等以下或对尺寸工艺要求较高的大型齿轮常需要采用手工锻造或铸毛坯,可选择采用锻钢或铸制作。尺寸较小而又工艺要求不高时,可考虑选用大型圆钢板制作塑料毛坯。软齿面淬火齿轮常用中国低碳钢或中国低碳高铬合金钢,经正火或抛光调质加工处理后,再重新进行加工切削齿轮加工磨齿即可;硬质软齿面淬火齿轮(传动硬度>350hbs)常用在采用中国低碳高铬合金钢切齿后再进行表面淬火渗碳进行淬火或中国低碳钢(或采用中碳高铬合金钢)齿轮切齿后进行表面淬火,以迅速获得坚硬齿面、齿芯韧的碳化金相结合组织,为有效消除淬火热处理对已加工切削牙轮齿面所造成的坚硬齿面腐蚀变形后还需要再进行切削磨齿。但若齿轮采用双层渗氮耐磨处理,其传动齿面光滑变形小,可不进行磨齿,故目前可广泛适用于内传动齿轮等各种无法进行磨齿的传动齿轮。因此齿轮材料选用40CR，表面淬火，齿面硬度为60HRC,接触疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限=700MPa3.5齿轮校核3.5.1齿轮的损坏形式轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）齿面胶合是变速器齿轮的主要损坏形式3.5.2轮齿强度计算1、轮齿弯曲强度计算3.1式中F1——圆周力（N），F1－－计算载荷（Nmm）d--节圆直径d=--应力集中系数=1.5b--齿面宽（mm）t--法向齿距，t=y--齿形系数，可按当量齿数在下图中查得；K--重合度影响系数，K=2.0将上述有关参数据代入公式（3.1），整理得到Tg为计算载荷，当TG取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车其齿轮的许用应力在180~350MPa。y查得为0.107，取7，K=2.0，=260Nmm将上述数值代入计算公式得=262MPa≤350MPa3.5.3轮齿接触应力计算式中：——轮齿接触应力（MPa）；F ——齿面上的法向力（N）F1——圆周力（N）Tg——计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm）； ——节点处压力角，为齿轮螺旋角；E ——齿轮材料的弹性模量2.1*105（MPa）；b ——齿轮接触的实际宽度（mm）；z，b——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；rz、rb——主从动齿轮节圆半径（mm）。表3.2变速器齿轮许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表3.3，将上述参数的具体数值代入后求得=935MPa小于齿轮的许用接触应力[],满足设计要求。第四章行星齿轮减速器轴的设计变速器在正常工作时,由于运动齿轮上部具有圆周间的力、径向间的力和运动轴向间的力相互作用,变速器的齿轮轴承需要同时承受转矩和运动弯矩。要求自动变速器的传动轴向上应有一个足够的负载刚度和传动强度。因为齿轮刚度相当不足时就会容易产生弯曲或者变形,结果严重破坏了整个齿轮的正确传动啮合,对整个齿轮的传动强度、耐磨性等均会具有不利性的影响。4.1轴的设计计算4.1.1输入轴的轴直径的确定式中：经查阅机械设计得A0=110所以代入计算得：D=28.1取整得30mm；之后各段直径依次增加.4.1.2输出轴的计算式中P1为输出轴传动功率，=104.5KW=2489R/MIN代入计算得：D=38.22取整得40mm4.1.3花键的选用根据上述计算结果取得花键类型为6X28X34X74.1.4平键的选择根据上述设计选用平键为10X84.2 轴的校核4.2.1输出轴校核将中心轴上的力载荷系数简化后称为力载荷f,如下面的图4.4所示。由于四个径向行星轮相对进入输出时的轴向力作对称性的布置,故理论上四个径向行星轮的四个轴向效应力的重合力,圆周效应力的重合力以及四个径向效应力的重合力之差均为零,校正填核时一般不予充分考虑。经多年查阅地球相关行星资料,所选行星离合器及两个左行星起落架的质量等效平均质量为若m为5kg,则质量f=m*g=5kg*10n/kg=50n(g取10n/kg)。输出传动轴左右两端没有轴承可以提供支撑和反力,简化后称为支座下图为其中的只有a、b两个支座。图4.4输出轴上载荷简化图设a+b=L，则轴的挠度其中E为弹性模量（MPa），E=2.110^5MPa；I为惯性矩（mm4），对于实心轴，I=πd4/64，d为轴的直径（mm），a、b为轴上等效载荷距支座A、B的距离（mm），L为支座间距离。a=110mm，b=105mm，L=215mm，此处的d应为当量直径dv，根据公式代入数据后求得dv=40mm，I=125600mm4，3.92*10-4≤[f]画出弯矩图图4.5弯矩图经计算，左右支反力分别为Fa=24.4N，Fb=25.6N最大弯矩为M=2684N.mm415.6N.mm轴在电机最大输出转矩Temax和弯矩同时作用下，其应力为=267MPa≤[]=400MPa其中W为抗弯截面系数4.2.2输入轴校核由于输入轴上不承受集中载荷，故不需要计算挠度，计算应力如下345MPa≤[]=400MPa4.2.3行星轮轴的校核设太阳轮传递的最大转矩为Ts=Temax=260N.mm，单个行星轮传递的最大转矩为Tp，则由力矩平衡，Ts*Rs=4*Tp*Rp（其中Rs和Rp分别为太阳轮和行星轮的半径）。求得Tp=70598N.mm对单个行星轮，3250N,1354N则设行星轮轴在垂直面和水平面的挠度分别为fc和fs，根据《汽车设计》，分别计算fc和fs如下：0.011≤0.100.026≤0.15所选行星轮轴行星轮所在截面的转角为0.00095rad≤0.002rad4.3轴承的选择与校核4.3.1输入轴轴承的选择与寿命计算输入轴第二轴段的轴承选择与寿命计算：因要承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，由第二轴段直径40mm选择30208型号轴承，Cor=37KN，Cr=32.2KN变速器工作时：=3530N=3633N轴承的径向载荷：FA=3135N;FB=395N;轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.63135/(2*1.6)=979N3633/(2*1.6)=124NS1+FA1=979+3633=4612N≥S2=124N因此FA1=979NFA2=S1+FA1=979+3633=4612N计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到e=0.37<e查机械设计手册得到x=1,y=0>e查机械设计手册得到x=0.4,y=1.6当量动载荷P=fP(xFr+yFA)fP=1.2P1=1.2*(1*3135+0*979)=3762NP2=1.2*(0.4*395+1.6*4612)=9044NFr为支反力所以轴承寿命满足要求。5.2输出轴轴承的选择与寿命计算输入轴第二轴段的轴承选择与寿命计算：因要承受轴向力，故选用圆锥滚子轴承，由第二轴段直径40mm选择30208型号轴承，Cor=63.5KN，Cr=54.2KN变速器工作时：=3530N=3633N轴承的径向载荷：FA=3135N;FB=395N;轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.63135/(2*1.6)=979N3633/(2*1.6)=124NS1+FA1=979+3633=4612N≥S2=124N因此FA1=979NFA2=S1+FA1=979+3633=4612N计算轴承当量动载荷p查机械设计手册得到e=0.37<e查机械设计手册得到x=1,y=0>e查机械设计手册得到x=0.4,y=1.6当量动载荷P=fP(xFr+yFA)fP=1.2P1=1.2*(1*3135+0*979)=3762