【《纯电动轻载货车行星齿轮主减速器结构设计案例》3600字】

1.1概述1.2行星齿轮传动的特点：根据部分资料显示，大多数行星传1.3齿轮减速器的现状及发展趋势上个世纪其实年代，由于世界上的减速器技术的发展很快。产品发展的总趋势是是像好的方向转化的；技术发展中最重要的就是硬齿面技术，功率分支技术以及模块化设计技术。从1990年代中期到后期在国外，这些减速器具有明显提高的负载能力，整体水质和外观质量。减速器技术经过长期测试，看是否可行，并且如今已成为世界上最成熟的技术之一。当前，全世界减速器研究方向的总体趋势正在发展为六个高点，两个低点和两个方面。六个高包括高负载能力，高牙齿表面硬度，高精度和高。速度快，可靠性高，传输效率高。1.4论文研究内容本文主要参照解放牌J6M重卡的结构，及功能要求，为其进行了减速器的匹配设计。设计内容主要包括：1）行星齿轮减速器结构形式的选择；2）行星齿轮减速器各个齿轮的相关尺寸计算；3）减速器各级齿轮的校核；4）轴承选取及寿命计算；5）行星齿轮减速器三维模型；6）有限元分析。2行星齿轮减速器总体方案的设计2.1行星齿轮减速器的分析及选型2.2工作原理3齿轮传动的参数设计计算3.1已知条件轴距：1950+3550+1350mm；最高车速：83km/h.；整备质量:14800kg；总质量：31000kg；最大爬坡度：30%；发动机的最大功率和转速：209Kw，2300rpm；最大扭矩和转速：1050Nm，1400rpm；轮胎尺寸：295/80R22.5。3.2设计计算3.2.1分配传动比当变速器处于最高档位时，主减速器的尺寸会造成主减速器的结构，尺寸，质量以及车辆的性能和燃料消耗。出于整个车辆的把控，以及传动系统的总传动比来确定i0的选泽。因此，保障汽车一定达到设计要求的最高车速Vamax是选取的i0值条件。在发动机最大功率Pmax及其np确定的情况下，这时i0值应按式3-1来确定：（3-1）式中r—车轮的滚动半径m;igh—变速器最高档的传动比。将已知的汽车参数带入3-1得到：（3-2）在对比了一些其他相同车型的行星齿轮减速器的优缺点后，确定较大的减速比。分配减速比为：3.2.2选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图此次选取的是NGW型行星齿轮传动系统，结构是让齿圈在车体上面不动，输入部分为太阳轮，输出部分行星架。结构示意图如图3-1所示：图3-1齿轮传动简图3.2.3配齿计算首先，给出的轮胎宽度为295mm，轮辋直径长571.5mm，传动比5.5。根据行星齿轮减速器的具体条件和轮胎尺寸的范围，首先就先就定太阳轮的齿轮数Za为23，行星轮的个数np为5。如若不符合条件呢，再重新选择。根据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比(3-3)因此特性参数(3-4)(3-5)取Zc=15,Zb=52(3-6)(3-7)因此传动比是合格的。即，最后确定。3.2.4初步计算齿轮的主要参数在行星齿轮中，如果在重复某些齿轮的内部和外部高压的同时，材料的允许弯曲力超过材料的允许弯曲力，则很可能在齿轮的底部发生裂纹。会更高。随着产生的裂纹继续增长，疲劳最终会损坏齿轮。齿轮表面磨损是由齿廓之间的相对运动引起的。落在齿轮工作表面之间的硬质颗粒不可避免地会磨损齿轮的表面。重新密封的齿轮传动装置需要在适当的时候清洁和更换润滑剂。（1）齿轮材料和热处理的选择对于行星齿轮箱，在选择齿轮箱材料时必须考虑齿轮箱的实际工作条件。负载分类和大小，工作条件，制造过程，材料供应商和经济可行性等条件。选择齿轮材料的要求如下：一方面肯定是功能要求，需要确定齿轮的牢固以及安全。另一方面，需要尽可能降低生产成本。像一些机械行星齿轮的话应该选取调制钢40Cr，35SiMn，35CrMnSi和其他材料制成。在对它的表面进行正火，回火或淬火后，各个方面都得到改善。根据在此结构中讨论的行星齿轮的应用环境，训练条件，齿轮齿上的负载类型以及负载容量的大小。考虑到一些制造技术，材料来源，使用时长和经济等条件，连系齿轮经常产生的故障类型：中心轮a和行星轮c都可以选择20CrNi3渗碳淬火而制成的调质合金钢，齿面的硬度HRC=60，取σHlim=1500N/㎜2；σF/lim=470N/㎜2；中心轮a和行星轮c的加工精度均为6级。内齿轮B就要用37SiMn2MoV调质表面淬火而制成的合金钢，它的齿面硬度为HRC=55取σHlim=1160N/㎜2；σF/lim=360N/㎜2；加工精度为7级；（2）模数的计算通常，该方法是使用齿轮表面的接触强度来初始计算齿轮的索引圆的直径，并且齿轮的抗弯强度也可以用于初始计算齿轮模量。这种情况下，合理增加10％到20％。（3）按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数当行星轮的个数时，各个行星轮上的载荷承重是均匀的，所以只用剖开，再计算其中的一个即可，而中心轮a在每一个上所承受的输入转矩由3-8计算(3-8)或按照另一种启动时的转速最小，转矩最大来计算式中：Ta—中心轮的转矩大小，N.m；np—行星轮的个数。代入数据可得T1=3273N.m；中心轮1的模数可由3.9估算（3.9）式中：—算式系数，关于直齿轮传动，关于斜齿轮传动；—啮合齿轮副中存在的小个齿轮的名义转矩，N.m；—运用系数；—综合系数；—小齿轮的系数；—弯曲强度的行星轮之间，承重载荷的散布不均匀系数；—小齿轮的齿宽系数；—齿轮副中的小齿轮的齿数；—实验齿轮弯曲疲劳极限，,取和中的较小值。（4）相关系数的确定算式系数，此次课题采取直齿轮传动算式系数；运用系数，以原动机均匀而定，在工作机中等。冲击取运用系数；综合系数，综合系数；行星齿轮间载荷散布不均匀系数，根据经验，取散布不均匀系数；小齿轮中存在齿形系数，取小齿轮的齿形系数；小齿轮的齿宽系数，小齿轮的齿宽系数。（5）模数的确定（3.10）将所有系数及T1=3273N.㎜2、Z1=23,σF/lim=470N/㎜2，代入式3.10中算的m=5.34，所以取轮系的模数m=6。（6）啮合参数计算由于齿轮副的位置没有变化，就可直接计算。在两个啮合副a-c,b-c中，其标准中心距为：由于存在的两个啮合的标准中心距不相等，而且最小齿数不满足根切条件，所以必需采取变位。a—c齿轮副变位，。要最大程度的加大其齿面接触强度，如图3-2，图3-2齿面接触强度分析图先找到对应的横坐标点，再作一条过该点的垂直线，和右边线图的上边界A点相交，A点的啮合角，又会在B点相交，所以呢，此时B点的啮合角，啮合角范围就是缩在，但又想要加大齿面互相接触的强度，所以啮合角应该加大。如果现在取啮合角，线，那么与所对应的垂直线应先在C点相交，所以C点对应变位系数由公式3-11计算得到：（3-11）在图3-2中，用斜线2调配变位系数。再由点C作一条水平直线与斜线2在点C1相交，然后过C1点作垂直线，和1轴相交于点D，点D对应的值即为1。由此得。（3-12）（3-13）齿轮副变位：根据同心条件计算齿轮b的变位系数：（3-14）已知，（3-15）因为，所以；式中：—齿轮副的标准中心距大小；—齿轮的压力角，其大小为20；inv—标准压力角的渐开线函数；inv'—啮合角的渐开线函数。（7）几何尺寸计算其中齿顶高系数，顶隙系数；中心距变换大小系数；齿顶高变动系数等于0.13；变位系数和等于0.99；变为系数分别为：,,；齿数比：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：