SX4180 型载货汽车轮边减速器设计说明书 毕业设计

1、摘要 随着现代车辆载质量的不断提高，重型车辆的传动比在不断增大。为了适应这一 要求，带有轮边减速器的双级主减速器得到了广泛应用。本文设计的轮边减速器为行 星齿轮式轮边减速器。由于其载重量大，对结构强度要求较高，选用 2K-H 型行星齿 轮传动机构。根据车辆的总体设计要求，确定轮边减速器的传动比，参考同类型产品， 确定各个齿轮的齿数，选择合适的材料及加工精度。对各种约束条件进行验证，然后 对各个零件进行强度校核。结合轮边减速器的设计参数对该齿轮副进行效率检验。 本文利用三维实体建模技术对轮边减速器进行了虚拟制造和虚拟装配，并进行了 运动仿真。通过实体建模和装配，对零件设计进行干涉检查。运用仿真技

2、术，对轮边 减速器的运动干涉和运动正确性进行检查。 关键词：轮边减速器；强度校核；实体建模。 Abstract In this article, the designing of the wheel-side planetary reducer of SX4180 is introduced. According to the large loads, the 2K-H planetary reducer is chose. First, in accordance with the experience, the number of gears teeth is designed. Seco

3、nd, the material and the precision were chose. Then, according to the contact fatigue strength, the modulus of the gear pears can be got. After that, the bending fatigue strength should be checked. After designing the parameters, the size of modules can be got and the efficiency can be checked. As t

4、he last link of the system, the wheel side planetary do hard work. In this article, an efficient work will be done with the computer technology. Key Words: Wheel-side planetary reducer; strength check; Solid modeling. 目 录 摘要.I ABSTRACT.II 目 录.I 引 言.1 1绪论.2 1.1轮边减速器研究背景.2 1.2轮边减速器研究意义.3 1.3轮边减速器文献综述.

5、4 1.4研究方向.9 2轮边减速器设计.10 2.1车型数据.10 2.2轮边减速器设计计算.11 2.2.1轮边减速器的传动方案.11 2.2.2传动比设计.14 2.2.3齿轮材料的选择.14 2.2.4齿轮模数的设计.15 2.2.5齿轮几何参数的确定及校验.17 2.2.6轮边减速器的结构设计.20 2.2.7齿轮传动效率.26 2.2.8齿轮强度校核验算.27 2.2.8行星轴的设计.33 2.2.9花键的选用及校核.34 2.2.10润滑方式的选择.37 3轮边减速器实体建模及运动分析.39 3.1实体建模技术的发展和选用.39 3.2轮边减速器的实体建模与装配.41 3.2.1

6、轮边减速器实体建模.41 3.2.2轮边减速器装配图.43 3.2.3轮边减速器运动分析.45 结 论.50 致 谢.51 参考文献.52 引 言 在重型载货货车、矿用汽车、越野车或大型客车上，一般要求有较大的主传动比 和比较大的离地间隙，满足载货汽车对重载和通过性的要求。轮边减速器的出现，较 好的解决了这一问题。 本文设计的轮边减速器采用行星齿轮传动结构，与普通定轴齿轮传动相比，有很 多优点，如体积小、重量轻，变速比大等。轮边减速器，其主要是由太阳轮、行星轮、 内齿圈和行星轮架组成，其主动件太阳轮与半轴相连，被动件行星轮架与车轮相连， 齿圈与桥壳相接。从发动机经变速器把动力传递到后桥的主减速

7、器，再从主减速器的 输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动车辆前进或后退。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降速增矩后，再传递给车轮，提 高传动效率，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。 本文对轮边减速器的传动比，配齿数进行了设计，并对安装条件和零件强度进行 了校核。利用实体建模技术对轮边减速器进行了虚拟制造和虚拟装配并进行了运动分 析。 1 绪论 轮边减速器是传动系统中的最后一级，所受到的扭矩最大，所以其强度和结构合 理与否对于整个传动系统有很大的影响。轮边减速器的设计受到很多条件的限制，如 安装条件、邻接条件、同心条件和传动方向等，因此在设计

8、轮边减速器时要综合考虑 各种约束条件。 一般轮边减速器有普通定轴直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通定轴 直齿传动有很多不可避免的缺点，如速比的限制、安装尺寸的限制、传动方向的限制 等，已经很少。使用因此本文中所设计的轮边减速器采用的是行星齿轮传动。 1.1轮边减速器研究背景 所有机械系统都由原动机、传动系统、工作部件和控制系统组成。尽管工作部件 随机器的用途而千变万化，但传动系统是不可缺少的组成部分。目前，齿轮传动仍是 各类机械中应用最为广泛的一种传动形式。它靠主动轮的轮齿依次推动从动轮轮齿来 传递运动和动力，可以传递任意配备的平行轴、相交轴及相错轴之间的回转运动，因 此齿轮传动技术成

9、为机械工程技术的重要组成部分。由于齿轮传动在机械行业乃至整 个国民经济中占有重要地位和发挥巨大作用，齿轮传动被公认为工业和工业化的象征。 在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机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，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的 重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电， 钟表等。其应用从大功率的传输工作，到小负荷，高精度的角度传输都可以见到减速 机的应用，而且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。 在汽车行业中，由于车辆的工作环境复杂，需要适应多工况、多转速，变扭矩的 工作环境，减速机的应用非常广泛

10、。在车辆中，一般都设置有多级减速器和主减速器。 其中，主减速器分为单级主减速器和多级主减速器。双级主减速器的第二级一般安装 在轮毂内，称为轮边减速器。 轮边减速器是汽车传动系中最后一级减速增扭装置。由于采用轮边减速器的驱动 桥结构相对较复杂,成本较高,只有当驱动桥总减速比大于12的工程机械、重型车和对 离地间隙有特殊要求的越野车,才推荐采用轮边减速器，以满足其特殊的工况要求。 目前，国内外矿用汽车的驱动桥广泛采用行星齿轮减速器。行星减速器与普通定 轴圆柱齿轮减速器相比，具有重量轻、体积小和传动比大的优点。轮边减速器设置在 车轮的轮毂内，使得整个驱动桥结构更加紧凑，同时降低一级主减速器、半轴和差

11、速 器的负荷，减小传动部件的结构尺寸，保证后桥具有足够的离地间隙，提高了车辆的 通过性能以及降低整车装备质量。 在载货汽车设计中，前期的整车布局和轴荷计算阶段已经确定汽车所采用的轮胎 型号，因此相对应的轮辋直径也随之确定。所以矿用汽车轮边减速器的设计任务就是 在有限空间条件约束下，尽量减小各部件体积、提高传递扭矩能力。 1.2轮边减速器研究意义 轮边减速器多用于大型工程机械、载货汽车、越野车及军用车上。在过去多用单 级主减速器，单级主减速器存在体积庞大，结构复杂维修困难等弊端。为了改善通过 性，在此类汽车上一般使用二级主减速器，扩大主传动比，增大离地间隙，改善通过 性。 变速装置是传动系统中很

12、重要的组成部分，它的设计的好坏直接关系到传动效率、 燃油消耗率、汽车的使用寿命，甚至是能否启动的问题。而轮边减速器是传动系统的 最后一部分，它起到了减速增扭和改变传动方向的作用，直接将动力传输到轮胎上， 因此轮边减速器的设计也至关重要。尤其是大型非公路用车和中型载货汽车，由于路 面条件限制，必须将更多的传动比分配到驱动桥上，因此轮边减速器可以大大的改善 整车的结构和性能。 车辆的另一个重要指标是通过性。在一定载质量下，汽车能以足够高的平均车速 通过各种坏路及无路地带和克服各种障碍的能力，称为汽车的通过性。坏路及无路地 带，是指松软土壤、沙漠、雪地、沼泽等松软地面及坎坷不平地段；各种障碍，是指

13、陡坡、侧坡、台阶、壕沟等。轮边减速器可以分配部分主减速器的传动比，减小驱动 桥壳的体积，增大离地间隙，从而有效的提高车辆的通过性。 1.3轮边减速器文献综述 通过机械传动将动力机的速度降低，使之满足执行系统的需求的传动装置称为减 速器。减速器根据传动形式可分为齿轮减速器、涡轮减速器、齿轮-涡轮减速器、行星 齿轮减速器和摆线针轮减速器；根据齿轮的形式可分为圆柱、圆锥、和圆锥-圆柱齿轮 减速器。根据级数可分为单级和多级减速器。 在车辆中，减速器的应用广泛，主要有多级变速器和主减速器。主减速器是汽车 传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件。对发动机纵置的汽车来说，主减速器还利 用锥齿轮传动以改变动力方

14、向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在 2000 至 3000r/min 左右，如果将这么高的转速只靠 变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮 副的传动比则需很大，而齿轮副的传动比越大，两齿轮的半径比也越大，也就是变 速箱的尺寸会越大。另外，转速下降，而扭矩必然增加，也就加大了变速箱与变速 箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差 速器之前设 置一个主减速器，可使主减速器前面的传动部件如变速箱、分动器、万向传动装置 等传递的扭矩减小，也可以使变速箱的尺寸、质量减小，操纵省力。 为了满足现代车辆的对载质量不断增大和适应复杂路况的要求，主减速器应设置 为多级。目前重型载货车的主减速

15、器一般设置为两级，其中第二级主减速器安装在轮 毂中，称为轮边减速器。 由于周转轮系具有重量轻、结构紧奏、传动比高的特点，轮边减速器一般采用此 种传动形式。周转轮系由行星轮，行星架，中心轮（太阳轮）三个基本部件构成，按 其自由度的数目可以分为两种基本类型：差动轮系，具有两个自由度的周转轮系，在 三个基本构件中，必须给定两个构件的运动，才能求出第三个构件的运动；行星轮系， 即具有一个自由度的周转轮系，三个基本部件中，任意一个固定，在任意一个作为输 入，剩下的作为输出件。 行星轮系的分类，在库氏分类方法中，行星齿轮传动基本代号为：Z-中心轮，X- 转臂，V-输出轴（库氏原著作中，K-中心轮，H-转臂

16、） 。其基本构件配置情况，可将行 星齿轮传动分为2Z-X、3Z和Z-X-V三种基本传动类型；其他结构型式行星齿轮传动大都 是它们演化型式或组合型式。 （1）Z-X 型行星齿轮传动基本构件包括有两个中心轮 z 和转臂 x 话，则该行星齿 轮传动类型代号为 2Z-X，图 1-1 和图 1-2 所示为较常见 2Z-X 型传动简图。当转臂 x 固定时，若该行星齿轮传动中中心轮 a 与内齿轮 b 转向相反，即其转臂 x 固定传动比 ix0,则称其为Z-型正号机构。 图 1-1 2Z-X 型负号机构 图 1-2 2Z-X 型正号机构 为了使型和型行星齿轮传动中各种传动型式都有一个确定传动代号， 便于人们分

17、析研究各种传动型式运动学、受力分析和效率计算以及强度计算等问题， 本文采用字母、附加一个上角标和两个下角标来表示其传动类型代号；上 角标表示固定构件，第一个下角标表示输入基本构件，第二个下角标表示输出基本构 件。例如，图 1-1（a）所示 2Z-X 型（ix0）行星齿轮传动，可用传动代号 Aaxb 表示。 Aaxb 型行星齿轮传动具有结构简单、制造容易，外形尺寸小，质量小，传动效率高等 特点。结构合理条件下，通常，其传动比范围为 iaxb=2.813，传动效率 axb=0.970.99。目前该传动类型已获了较广泛应用。 图 1-1（b）所示具有双齿圈行星轮 c-d2Z-X 型（ix0）传动型式

18、，可用传动代号 Baxb 表示。其合理传动比范围为 iaxb=716，传动效率仍较高；但采用了双齿圈行星 轮，故制造安装较复杂些。 图 1-1（c）所示为圆锥齿轮 2Z-X 型（ix0）行星齿轮传动，用传动代号 Dxab表示。按其传动 比绝对值来说，ixab可以达到很大值。但其具有双外啮合齿轮传动，啮合摩擦损失较大， 故其传动效率较低，一般，该 D 型行星齿轮传动基本上不用于传递动力。 图 1-2（b）所示 2Z-X 型（ix0）行星齿轮传动（nP3） ，用传动代号 Exeb（1）表 示。其合理传动比范围为 ixeb=830。它具有双内啮合齿轮传动，其啮合摩擦损失较小。 当传动比 ixeb0）

19、行星齿轮传动（nP=1） ，用传动代号 Exeb（2）表示。其合理传动比范围为 iabe=30100。它具有（Zb-Zc）少齿差内啮合齿轮 传动，其啮合摩擦损失较小，故该行星齿轮传动的传动效率较高，abe值可达 0.9。 （2）3Z 型行星齿轮传动。图 1-3 所示 3Z 型行星齿轮传动中，其基本构件是三个 中心轮 a、b 和 e，故其传动类型代号为 3Z。3Z 型行星传动中，其转臂 x 不承受外力 矩作用， ，它基本构件，而用于支承行星轮心轴所必需结构元件， ，该转臂 x 又可称为 行星轮支架（简称为行星架） 。 图 1-3 3Z 型行星齿轮传动 3Z 型行星齿轮传动中，较常见传动型式有如下

20、三种。 1）3Z（）型：具有双齿圈行星轮 3Z 型行星齿轮传动，如图 1-3（a）所示。它 结构特点是：内齿轮 b 固定，而旋转中心轮 a 和 e 分别与行星轮 c 和 d 相啮合，故可 用传动代号 3Z（）表示。各种机械传动中，它已获了较广泛应用。3Z（）型较合 理传动比范围为 iabe=20300，其传动效率 abe=0.80.9。 2）3Z（）型：具有单齿圈行星轮 c3Z 型行星齿轮传动，如图 1-3（b）所示。 该 3Z 型行星传动结构特点是：三个中心轮 a、b 和 e 同时与单齿圈行星轮 c 相啮合； 即内齿轮 b 固定，两个旋转中心轮 a 和 e 同时与行星轮 c 相啮合，故可用传

21、动代号 3Z（）表示。它是一项较新型行星齿轮传动，目前该项传动新技术我国齿轮传动中 已获了日益广泛应用。3Z（）型合理传动比范围为 iabe=50300，其传动效率为 abe=0.700.84。 3）3Z（）型：具有双齿圈行星轮 3Z 型行星齿轮传动，如图 1-3（c）所示。它 结构特点是：内齿轮 e 固定，两个旋转中心轮 a 和 b 与同一个行星轮 c 相啮合，而另 一个行星轮 d 与固定内齿轮 e 相啮合；故可用传动代号 3Z（）表示。它传动比 iabe 范围和传动效率与 3Z（）型基本相同。 ，实际应用中，一般很少采用 3Z（）型行 星齿轮传动。 在此，应该指出是：3Z 型行星齿轮传动用

22、于短期间断工作机械传动装置中最为合 理，它具有结构紧凑、传动比大和传动效率较高等特点。但 3Z 型行星传动制造和安 装比较复杂。当中心轮 a 输出时，传动比|i|大于某个值后，该行星齿轮传动将会产生 自锁。其中，3Z（）型行星传动结构更加紧凑，制造安装较 3Z（）型简单。但 3Z（）型行星传动中，其内齿轮 b 和 e 齿数不相等，即 zbze；公共行星轮 c 既要 与中心轮 a 相啮合，同时又要与内齿轮 b 和 e 相啮合，故该 3Z 型行星传动必须采用角 度变位。进行角度变位计算时，其各个齿轮应选择不同变位系数，以保证各啮合齿轮 副具有相同角度变位中心矩 a,以满足 3Z（）型行星齿轮传动同

23、心条件。但 3Z（）型行星传动进行角度变位后啮合角 a大于压力角 a，即 aa=20，故其传动 效率较 3Z（）型要低些。 （3）Z-X-V 型行星齿轮传动 把 2Z-X(A)型传动中齿轮 a 去掉，将行星轮 c 直径增大，并使内齿轮 b 与行星轮 c 齿数差变很少；然后将从动轮 c 运动机构 W 传到输出轴 V，则可构成一个由转臂 x 主动和行星轮 c 从动少齿差行星齿轮传动（见图 1-4） 。 少齿差行星齿轮传动中，其基本构件是一个中心轮 b(代号 Z)、转臂 x 和输出轴 V，故其类型代号为 Z-X-V。行星轮 c 轴线与输出轴 V 存一个偏心距离，需要设置一 个将行星轮 c 回转运动传

24、递到输出轴 V、传动比等于 1 输出机构（即 W 机构） 。该行 星传动啮合齿轮副仅有一个 c-b 传动形式，故它不必再用其他传动代号。渐开线少齿 差行星齿轮传动和常见摆线针轮行星传动大都属于 Z-X-V 型行星传动。 图 1-4 Z-X-V 型传动 Z-X-V 型渐开线少齿差行星齿轮传动传动范围为 ixvb=10100，传动效率为 =0.750.93。结构紧凑、体积小、加工方便，但行星轮轴承径向力较大，适用于中小 功率，一般 p18kw,个别达到 2045kw；传动比较大，适用于短期工作。若采用摆线 针轮行星传动，则适用于功率 P100kw，任何工作制度，其传动效率为 =0.900.97。

25、目前应用较广泛，但制造精度要求较高，且高速轴转速 nx1500r/min。 2KH 型传动方式简便，采用较普遍，零配件采购也更方便。因此在本轮边减速 器的设计中也采用 2KH 型。2KH 型传动中，有正号机构和符号机构之分，且他 还可分为更多种的形式。如：NGW、NW、WW，NN。他们的传动比范围和传动效率， 以及传动功率范围都有很大的不同。根据本次要设计的轮边减速器的传动比为大约 3.47，而 NGW 型最佳传动比为 39，因此选用 NGW 型行星齿轮传动系统。 NGW 型是动力传动中应用最多，传动功率最大的一种行星传动。他由内外啮合 和共用行星轮组成，它的结构简单，轴向尺寸小，工艺性好，效

26、率高，虽然传动比比 较小，但可通过多级串联组成传动比大的轮系。本设计中所需传动比较小，因此不用 串联，只需要单级。 1.4研究方向 本课题根据给定的技术指标对轮边减速器的结构形式及各部件参数进行设计和计 算。运用 UG 软件进行实体建模并进行运动学分析。具体包括： 1. 减速器传动比设计； 2. 材料选择； 3. 几何和强度校核； 4. UG 建模及运动分析； 2 轮边减速器设计 2.1车型数据 表2-1 质量参数：(kg) 载质量12000整备质量6500总质量18000 表2-2尺寸参数： (mm) 外形尺寸580024882920轴距3500接近角/离去角(度)32/34 车箱内部尺寸9

27、5002294550轮距1939/1830最小离地间隙240 其它参数： 1、最高车速：80kg/h 2、最大爬坡度(%)：40 3、轴数：2 4、车轮及轮胎：12.00R20 表 2-3 轮胎规格（mm） 轮胎规格新胎充气后轮胎最大使用尺寸 规格断面宽度外直径负荷半径 断面宽度外直径 一般花纹加深花纹一般花纹加深花纹 12.00R20315112511355263371153 5、发动机参数 康明斯发动机型号 C260 20 额定功率/转速 191/2200 最大扭矩/转速 1025/1400 低怠速 700_100 最高空载转速 2500 排放法规 Euro III 进气形式 增压中冷 2

28、.2轮边减速器设计计算 由于在轮边减速器与车轮有装配关系，所以在确定轮边减速器尺寸时，应考虑车 轮的安装。轮边减速器的轮廓尺寸也受到车桥的轮距限制，设计时应予以考虑。 2.2.1 轮边减速器的传动方案 在选择传动方案之前，应首先对SX4180型载货汽车在动力性能上的要求以及整车 布置情况，可以大致对此轮边减速器提出如下的设计要求： (1)从技术先进性、生产合理性和实用要求出发，正确地选择性能指标(如2.2.2中轮 边减速器设计传动比和2.2.6中传动效率等)、重量和主要尺寸，提出整体设计方案，并 在整体方案下对各零部件设计提供参数和设计要求； (2)要求所设计的轮边减速器结构紧凑、重量轻、安全

29、可靠性高、便于加工制造、 造型美观、维修方便、运动协调； (3)零部件布置合理，方便其他环节如制动器等与减速器相匹配零部件的设计与安 装； (4)工作安全可靠，运动较平稳。 在常见的机械传动中，可以作为减速传动的传动型式有：齿轮传动、涡轮蜗杆传 动、带传动、链传动、液力传动以及一些特殊的连杆机构等。而齿轮传动具有其传动 可靠、传动效率高、所占空间小等优点，成为轮边减速器的一种理想选择。 齿轮传动应用于轮边减速器，其工程实例已经很广泛。其中普通定轴圆柱齿轮 式轮边减速器是由一对圆柱齿轮构成，可以将主动齿轮置于从动齿轮的垂直上方或者 将主动齿轮置于从动齿轮的垂直下方等两种方案。第一种方案可以提高汽

30、车的离地间 隙；某些双层公交车，为了降低汽车的质心高度和车厢的地板高度，提高汽车的稳定 性和乘客上下车的方便性，便将圆柱齿轮减速器的主动轮置于从动轮的下方。 普通定轴圆柱齿轮轮边减速器结构型式简单，零部件少，但是如果将其作为载货 汽车的轮边减速装置，其不足之处很明显：为了保证传动比，即使将驱动桥半轴输出 端的齿轮直径尽量减小，但是与之啮合的齿轮的直径仍然较大，如果将驱动轴置于轮 毂从动齿轮上方，则会使驱动桥重心位置升高，不利于汽车的稳定性；相反地，如果 将驱动电机轴置于轮毂从动齿轮下方，就必然会使车辆的离地间隙减小，从而降低了 汽车的通过性。这都不是理想的设计目标。 而齿轮减速传动的另一种型式

31、行星齿轮传动，则很适合于如前所述的设计要 求。其依据是行星齿轮传动有如下主要特点： (1)结构紧凑、重量轻、体积小。由于行星齿轮传动具有功率分流和动轴线的运动 特性，而且各中心轮成共轴线式的传动，以及合理地应用内啮合。因此，可使其结构 非常紧凑。由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷，故使得每 个齿轮受到的载荷较小，所以，可采用较小的模数。此外，在结构上充分采用了内啮 合承载能力大和内齿圈本身的可容体积，从而有利于缩小其外廓尺寸，使其结构紧凑、 重量轻，而承载能力却很大。一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和重量约为普通定轴齿 轮传动的 1/21/6； (2)传动比较大。只需要选择适当

32、的行星传动的类型及配齿方案，便可以用少数几 个齿轮而得到很大的传动比，即使在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、重量轻 的优点； (3)传动效率高。由于行星齿轮传动的对称性，即它具有数个均匀分布的行星轮， 使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能相互平衡，从而有利于提高传动效率。 在传动类型选择适当、结构布置合理的情况下，其效率可以达到 0.970.99； (4)运动平稳、抗冲击和震动的能力强。由于采用了数个相同的行星轮，均匀地分 布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合 的齿数增多，故行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和震动的能力强，工作较可靠。 虽然行星齿轮

33、传动需要优质材料、结构复杂、制造和安装也较困难。但是随着人 们对行星齿轮传动技术进一步深入地了解和掌握，以及对国外行星齿轮传动技术的引 进和消化吸收，轮边减速器的传动结构和均载方式都不断完善，同时生产工艺水平也 不断提高。因此，对于它的制造安装问题，目前已不再视为一件困难的事情。实践表 明，在具有中等技术水平的工厂也是完全可以制造出合格的行星齿轮机构的。 从以上论述可以看出，无论是从传动型式上，还是从制造加工的可操作性上，行 星齿轮作为此轮边减速器都是可行的。因此 SX4180 型载货汽车轮边减速器采用行星齿 轮传动结构。 行星齿轮传动的类型很多，分类方法也不少。国内主要采用的是前苏联 B.H

34、.库的 略夫采夫提出的按照行星齿轮传动机构的基本构件分类的方式。把行星齿轮传动的基 本代号设为：K-中心轮，H-转臂，V-输出轴。行星齿轮的分类有：2K-H、3K 和 K-H-V 三种基本形式，而其他结构型式的行星齿轮传动大都是以上三种结构的演化型式或组 合形式。 同时，2KH 型行星齿轮结构具有制造简单、安装方便、外形尺寸小，重量轻、传 动效率高等特点，虽然 3K 及 K-H-V 型也有传动比大、效率高等特点，但考虑到外形尺 寸、重量以及制造的难易程度等因素，在此设计中选择 2K-H 型行星齿轮结构作为轮边 减速器的传动形式。再综合考虑 2K-H 型传动中不同传递方案的优缺点，在此设计中采

35、用 NGW 型正号机构，因为 NGW 型行星齿轮传动除具有一切 2K-H 型行星齿轮传动的特点， 并且传动比不受限制、不受工作制度和使用功率的限制。所谓 2K-H 正号机构，即指当 外齿圈固定时，行星齿轮的中心轮与转臂的转向相同。在载货汽车上，为了使结构紧 凑，在空间上对轮边减速器的设计需要进行限制，因此，在此设计中选择单排圆柱行 星齿轮减速器是较理想的型式。 通过以上分析，本设计中轮边减速器的传动方案采用行星齿轮传动 2K-H、NGW 型的行星齿轮传动系统，齿圈固定于车体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件， 其结构简图如下： 图2-1 齿轮传动简图 2.2.2 传动比设计 由所给条件知传

36、动比 3.47，现根据轮边减速器的使用条件，考虑轮胎结构尺寸的 限制，初步选定太阳轮的齿数 Za=23,行星轮数目 np=5，行星轮齿数 Zc=17,内齿圈齿数 Zb=57。若不合理再重新选择。 根据 2K-H 型行星齿轮传动的传动比 (2-1)111 bx b axab a Z ipiip Z 因此特性参数 p=2.47 1 b a Z pip Z Zb=pZa=2.4723=56.8 (2-2) (2-3)9 .1623Z 2 47 . 1 2 2 c a i Z p 取 Zc=17,Zb=57 (2-4)48 . 3 11i 23 57 a b Z Zb aH (2-5)%3%3 . 0

37、 38 . 3 37 . 3 48 . 3 p p i ii i 因此传动比是合格的。 即，最后确定 Za=23,Zb=57,Zc=17。 2.2.3 齿轮材料的选择 在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择主要是根据齿轮传动的工作条件、结构条件 (外形尺寸和重量)和经济性条件等方面的要求来确定的。 齿轮的材料与齿轮的工作环境以及应力循环情况有很大关系。行星齿轮传动中的 中心轮同时与几个行星齿轮啮合，载荷循环次数最多，通常中心轮是行星传动中最薄 弱的环节。因此，在一般情况下应选用承载能力较高的合金钢，采用表面淬火、渗碳 淬火和渗氮等热处理方法，以增加表面硬度。 在 2K-H 型行星齿轮传动系统中，行星

38、轮同时与中心轮和内齿轮啮合，齿轮承受双 向载荷，因此行星轮易出现轮齿疲劳折断。同时，在行星齿轮传动中如果出现轮齿折 断则会产生很大的破坏性。折断后轮齿碎块掉落在内齿轮的轮齿上，当行星轮与内齿 轮相啮合时，使得其啮合传动被卡死，从而产生过载现象而影响整个传动系统及发动 机，或使得整个行星减速器全部损坏。所以在设计行星齿轮传动时，应合理地提高齿 轮的弯曲强度，增加其工作的可靠性是非常重要的。此设计中对行星轮选用与中心轮 相同的材料和热处理方法。 一般情况下内齿轮强度的强度较大，同时由于本设计中所传递的功率较小，因此 可采用稍差一些的材料，齿面硬度可以低一些，通常只是调质处理，也可表面淬火和 渗氮。

39、 在啮合齿轮的硬度配合方面，通常保持配对的两齿轮的齿面硬度差为 3050MPa 或更大。当小齿轮的齿面具有较大的硬度差，且转速较高时，在运转过程中较硬的小 齿轮齿面对较软的大齿轮齿面会起较显著的冷作硬化效应，从而提高了大齿轮齿面的 疲劳强度。当配对的两齿轮齿面具有较大的硬度差时，大齿轮的接触疲劳需用应力可 提高约 20，当然硬度高的齿面的粗糙度也应相应地提高。 由于齿轮材料及其热处理是影响齿轮承载能力和使用寿命的关键因素，也是影响 齿轮生产质量和加工成本的主要条件。选择齿轮材料的一般原则是：既要满足其性能 要求，保证齿轮传动的工作可靠，安全；同时又要使其生产成本较低。对于中低速， 重载的重型机

40、械的行星齿轮传动装置应选用调制钢。经正火调质或表面淬火，使其获 得机械强度，硬度和韧性等综合性能较好。 根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型载货汽车的重型 重载特征，轮齿载荷性质，承载能力，结合齿轮常常发生的失效形式，并考虑加工工 艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，经综合，选择齿轮材料和热处理方式见下： 中心轮，材料选用 20CrMnTi，齿面硬度范围 HRC6062，热处理方式为齿面渗碳淬火， 强度参数取 Hlim=1550N/2，F/lim=600N/2；行星轮，材料选用 20CrMn 面，齿面 硬度范围 HRC5658，并要求心部硬度HRC35，热处理方式为齿面渗

41、碳淬火，心部硬 度=HRC35，强度参数取 Hlim=1550N/2，F/lim=600N/2；内齿圈，材料选用 40CrMo，齿面硬度范围 HB260290，热处理方式为调质表面淬火处理，强度参数取 Hlim=1160 N/2；Flim=360N/2。 2.2.4 齿轮模数的设计 在行星齿轮传动中，外啮合的中心轮通常是行星传动中的薄弱环节。由于它处于 输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大，工作条 件较差。因此，一般中心轮首先产生破坏。 对于闭式传动，应同时满足接触强度和抗弯强度要求。在设计行星齿轮传动时， 其主要参数可参照类比法，即参照已有的同类型的行星齿轮传动

42、来进行初步确定；或 者根据具体的工作条件、结构尺寸和安装条件来确定。 硬齿面齿轮的设计方法为按照弯曲疲劳强度对齿轮模数进行计算，按照齿面接触 疲劳强度进行校核。 （1）按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数 行星轮数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数n2 p 进行补偿） ，因此只需要分析和计算其中的一对齿轮副即可，中心轮 a 在每一对啮 p K 合副（即在每个功率分流上）中所承受的输入转矩由下式计算 ： (2-6) 1 1 1 9549 a pp Tp T nn n 或者按启动时转速最小，转矩最大来计算 小齿轮的名义转矩 N.m； 1max 50.6 1025 6.89 1.6

43、551398.33TTi 中心轮 a 所传递的转矩，N.m； a T 差速器转矩分配系数； 行星轮数目。 p n 中心轮 1 的模数可由下式估算 （2-7） 3 lim 2 1 11 Fd FaFpFA m z YKKKT Km 算式系数，对于直齿轮传动，对于斜齿轮传动； m K12.1 m K11.5 m K 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值； 1 T 使用系数； A K 综合系数； F K 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； Fp K 小齿轮系数； 1Fa Y 小齿轮齿宽系数； d 齿轮副中小齿轮齿数； 1 z 试验齿轮弯曲疲劳极限，,且取和中的较小值。 l

44、imF 2 /mmN 1limF 1 2 2lim Fa Fa Y Y F （2）相关系数的确定 算式系数：本课题采用直齿轮传动算式系数； m K12.1 m K 使用系数：按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数； A K1.35 A K 综合系数：综合系数； F K 1.6 F K 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数：根据经验，取行星轮间载荷 Fp K 分布不均匀系数；1.1 Fp K 小齿轮齿形系数：按 z=23 和 x=0 取小齿轮齿形系数； 1Fa K 1 2.68 Fa K 小齿轮齿宽系数：小齿轮齿宽系数。 d 0.62 d （3）模数的确定 3 lim 2 1 11 Fd

45、 FaFpFA m z YKKKT Km 将所有系数及 T1=1398.33N.m、Z1=23, Flim=800 N/2, 代入式 2.8 解得 m=3.91。 参照标准模数表，取行星轮系的模数 m=4。 2.2.5 齿轮几何参数的确定及校验 （1）啮合参数计算 以标准齿轮计算公式计算齿轮参数，进行齿轮啮合校核。 d23 492 aa zmmm d57 4228 bb zmmm d17 468 cc zmmm 2c2 da b d d 中心距满足啮合条件，不需要变位。 （2） 齿轮几何尺寸的计算 其中齿顶高系数，顶隙系数； * 1 a h * 0.25c 分度圆直径 d23 492 57 4

46、228 17 468 a b c mm dmm dmm 基圆直径 cos87.5 cos216.8 cos64.6 baa bbb bcc ddmm ddmm ddmm 齿顶高 * * * h4 4 4 aaa aba aca m hmm hm hmm hm hmm 齿根高 * * * ()5 ()5 ()5 faa fba fca hhcmmm hhcmmm hhcmmm 齿顶圆直径 2100 2220 276 aaaaa abbab accac ddhmm ddhmm ddhmm 齿根圆直径 282 2238 258 faafa fbbfb fccfc ddhmm ddhmm ddhmm

47、齿顶圆压力角 1 1 2 2 3 3 arccos31.79 arccos9.78 arccos23.56 o b aa a o b ab a o b ac a d d d d d d 端面重合度 1 tantantantan1.17 2 1 tantantantan1.94 2 acaaacac cbcacbab zz zz （3）装配条件的验算 在设计行星齿轮传动机构时，除保证要求的传动比外，还必须满足行星齿轮特殊 的装配条件。 1) 邻接条件 在行星齿轮传动中，为了使各行星轮不产生相互碰撞，须保证相邻行星齿轮之间 有一定的间隙，从几何关系上看是，两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距。

48、 按式 2-8 校验 (2-8) p acac n ad sin2 代入数据，有 满足条件。682 80 sin 180594 2) 同心条件 在行星齿轮传动中，由于其中心轮轴线与主轴线重合，故各行星轮与中心轮相啮 合的中心距相等。因此对于 2K-H(A)型行星齿轮，在对齿轮进行角度变位 设计时其同心条件按式 2-9 校验 (2-9) coscos bc cb ac ca zzzz 代入数据，无变位，有 23+17=57-17，满足同心。 其中，分别为太阳轮-行星轮啮合角和行星轮-内齿圈啮合角。 , ac , bc 3) 安装条件 在行星齿轮传动中，为了提高其承载能力，在此设计中采用3个行星轮

49、，即。 3 p n 为了使啮合时的径向力相互抵消，于是将3个行星轮均衡地分布在传动的中心圆上。所 以要求各轮的齿数满足安装条件，即安装在转臂H上的3个行星轮均衡地分布在中心轮 的周围时，各轮齿数应满足的条件。 按式 2-10 校验 (2-10) )( 为正整数 p ba n zz 代入数据，Za=23,Zb=57,np=5, 得到，为整数，满足安装条件。 2357 16 5 2.2.6 轮边减速器的结构设计 图 2-2 行星齿轮传动 UG 模型 （1） 行星齿轮系均载机构 为了使行星轮间载荷分布均匀，以提高行星齿轮传动的承载能力，在设计行星齿 轮传动时，一般应设法采取行星轮间载荷分布均匀措施，

50、从而有效地降低了行星齿轮 传动的制造精度和较容易的装配，且使行星齿轮传动输入的功率能通过所有的行星轮 进行传递，即可进行功率分流。根据该机构的功用和工作情况，通常可采用基本构件 浮动的均载机构。 所谓行星轮间载荷分布均衡，就是指输入的中心轮传递给各行星轮的啮合作用力 大小相等。本设计中采用了行星轮数np=5的结构形式，以便利用同心轴齿轮之间的空 间，设置5个行星齿轮来分担载荷，形成功率分流，并达到无径向载荷的扭矩传递，这 种形式是非常合理的。采用多个行星轮的传递方式，使得行星齿轮机构的结构紧凑、 重量轻、体积小，承载能力大。但是在行星齿轮传动的设计中，不能过度地强调其传 动比大、结构紧凑和承载能力大等优