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某电动汽车用轮边减速器设计包括有图纸与文档,电动汽车,用轮边,减速器,设计,包括,图纸,文档
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本科毕业设计说明书摘要汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视，在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。本次是基于电动汽车设计的轮边减速器。为获得良好的能量转换效率，轮边减速器能够很大程度的改善整车的结构和性能。本次设计的轮边减速器结构简单，体积小，质量轻，维修和使用都非常方便，对整辆车而言减少了车辆的自重，降低了能量消耗，获得长远的续航里程等。在查阅了各种传动的优缺点后，决定采用NGW行星齿轮减速器，根据所得参数，确定了模数为6的一级行星齿轮减速器。计算了其参数，而且对太阳轮和内齿圈的齿面和齿根都进行了强度校核，确定了轴承型号的同时也对轴承进行了寿命校核，验算满足使用要求。结合前面的设计与计算用AutoCAD软件画出二维图。关键词 ：轮边减速器；行星齿轮；电动汽车；校核；转换效率；Abstract The automobile wheel-side reducer is mainly made up of planetary gears. Some developed countries in the world, such as Japan, Sweden, Russia and the United States, attach great importance to the research, production and application of planetary gear transmission and take a leading position in transmission performance, transmission power, structure optimization, torque and other aspects.This is based on the electric vehicle design wheel edge reducer. In order to obtain good energy conversion efficiency, the wheel-edge reducer can greatly improve the structure and performance of the vehicle. The wheel edge reducer designed in this paper is simple in structure, small in size and light in weight. It is very convenient for maintenance and use. It reduces the dead weight of the vehicle, reduces energy consumption and gains long range of driving. After consulting the advantages and disadvantages of various transmission, decided to use NGW planetary gear reducer, according to the parameters, determine the modulus of 6 planetary gear reducer. The parameters are calculated, and the tooth surface and tooth root of the sun wheel and inner gear ring are checked for strength. The bearing model is determined and the life of the bearing is checked at the same time. The checking calculation meets the use requirements. Combined with the design and calculation in front of the AutoCAD software to draw a two-dimensional diagram.Key words: wheel edge reducer; Planetary gears; Electric cars; Check; Conversion efficiency;目 录摘要1Abstract2第一章 绪 论51.1 轮边减速器的简介51.2 课题研究的目的与意义51.3 轮边减速器的国内外发展状况61.4 轮边减速器的设计要求71.5 设计的主要内容81.6 研究的方法及技术路线81.6.1研究方法81.6.2研究技术路线9第二章 轮边减速器总体设计方案的确定92.1 轮边减速器的分类92.2 轮边减速器传动方案的确定10第三章 传动机构的设计计算113.1 传动机构的确定113.2 传动参数的确定113.2.1 传动比的确定113.2.2 传动简图的确定123.2.3 配齿计算123.3 齿轮的参数计算133.3.1 齿轮材料的选择133.3.2 模数的计算143.3.3 啮合参数的计算153.3.4 齿轮几何尺寸的计算173.4 齿轮的传动校核193.5 传动效率的计算20第四章 轮边减速器传动的强度校核224.1 行星齿轮传动的受力分析224.2 外啮合齿轮副强度的校核234.2.1 齿面接触强度的校核计算234.2.2 齿根弯曲强度的校核274.3 内啮合齿轮副的校核304.3.1 齿面接触强度的校核计算304.3.2 齿根弯曲强度的校核计算31第五章 轮边减速器轴承的校核325.1 轴承的选用325.2 轴承的校核33总 结34参 考 文 献36致 谢37 第一章 绪 论1.1 轮边减速器的简介汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，世界上的一些发达国家，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视，在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来，随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步，机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收，在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了一定的研究成果，在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表，他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时，现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中，根据不同的优化目标，通过建立轮边减速器行星齿轮数学模型，产生了多种优化设计的方法。1.2 课题研究的目的与意义在已经取得的成果中，有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计，有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究，有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计，有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究，这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时，行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新，比较新的研究成果：有可靠性工程理论在优化设计中的应用，有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应用，有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用，有可靠性工程理论在优化设计中的应用，基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中，对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。因我国轮边减速器开始于1970年，起步很晚，又有各种复杂的原因，发展很慢，技术水平与国外相比还有很大差距，数量和质量也不能满足需求 。但在进入21世纪后我国经济快速发展，汽车行业也在稳步发展，轮边减速器在我国的使用十分普遍，但与国际的先进水平仍然有很大的差距，为了应对这种情况，在学习国际先进技术的同时，也要积极发展我们自己的生产技术。国外的轮边减速器技术尽管先进，但其价格却比我国贵了23倍，尤其是容易损坏的部件、用作备用的零件的价格足有58倍，所以全力开发我国自己的轮边减速器制造技术是很有需要的1。1.3 轮边减速器的国内外发展状况 在轮边减速器不断发展的过程中，除了针对设计和优化的研讨外，还有一些针对整个机构噪音、振动、固有频率大小的共性研讨。这些问题的研讨便于提升机械工程员对齿轮传动技术的意识。2010年柴少彪对重型载货车轮边减速器的构造进行论述并确定了三维空间的模型。重点介绍了轮边减速器的作用及每个构造的类型，使用有限元软件ANSYS建立了行星齿轮系的有限元模型，然后使用显式动力学有限元程序在一定程度上真实的计算和仿真行星齿轮机构的运动过程及其应力分布。加深了对行星齿轮传动系统的模拟模型特性剖析与研讨3 。随着技术的不断发展，一些新的电脑辅助设计技术也不断应用到轮边减速器的优化设计中。2008年胡欢就建立了轮边减速器的数学模型并进行了相应的简化处理，应用MATLAB软件对轮边减速器的结构参数进行了优化设计。2009年李晓豁，王岩等研讨电动轮自卸车轮边减速器得行星构造可靠性。使用ANSYS的概率大小计算程序。以行星轮的轴直径、行星轮传给轮轴的力及弹性模量的大小为不确定输入数据，假设实际系统选用参数的不确定性，采取蒙特卡罗的方法进行行星架的可靠性剖析，取得该有限元分析模型的应力概率散布特色、应力累积散布函数和行星轮轴直径等设计参数对应力分布的敏感度。研讨所得论断关于改进电动轮自卸车轮边减速器构造设计、增长其使用寿命具有必然的作用。2009年，Robert G.Parker研讨特别的谐波相位啮合频率，可以缩小行星齿轮传动装置的振动，改善系统动力学功能6。在如今的情况下，国际上部分公司针对需求的不同，创造出了很多特用的优秀板块，产品的几何模型可以通过它们实体外型模块的优化后直接输出，这样的设计大大提高了工作效率，对产品开发周期短，公司研发能力的进步都有不错的好处，可以使公司在市场竞争中处于当先的领头羊7。重型汽车轮边减速器多以行星齿轮为主，如日本、瑞典、俄罗斯和美国等，对行星齿轮传动的研讨、生产和使用都非常注重，在传动功能、传递功率、构造优化、转矩等方面均处于当先位置8。因为我国的历史缘由，在这一范围的专研起步较晚，研究程度总体处于落后。在近几年来，我国不断地对制造行业的支撑和大量本钱的投入以及手艺的时而提升，工程科研人员通过锲而不舍的死力以及技术的引入，在行星齿轮理论知识的研讨和优化模块等方面取得了很大的科研成绩。同时，现代优秀改进理论也应用到行星齿轮传动中，按照不同的优化目的，经过确定轮边减速器行星齿轮数学模型，产生了多种优化设计措施。早在1988年，冷桂兰行星轮边减速器进行设计分析的基础上,建立了机构优化设计的指标函数和条件。采用复合形法自编basic程序,对12种方案进行了参数寻优。提供了优选方案。对同类机构的设计，提供了一种可行的优化设计方法9。这些研究都表明我们国家在轮边减速器方面的研究正从设计的基础上慢慢的发展到更深层次并把研究成果应用到生产实际中。1.4 轮边减速器的设计要求通常说来，轮边减速器应该满足以下几点：保障汽车在各种运用工况下对速比的变化要求，要求速度的范围是从汽车禁止不动到汽车以最高车速行驶。如果发动机旋转始终在一个方向不变的情状下，能够倒档反向移动。汽车面对路口时能正常转向，并以不同速度前进，保障汽车的转弯正常。为了使变速装置，分动装置，传动轴等集成不会因为受到太大的扭矩而使它们大小变化太大，质量变得过重，应将其传动比以尽可能高的比率分配给驱动桥，同时采取较大的传动比，使其达到所一定的减速要求。轮边减速器是传动系的最后一个环节，它承载着最大的扭矩，它的强度和构造合理与否直接影响到整车的功能，因而轮边减速器的设计非常的重要，我所设计的轮边减速器结构简单，体积玲珑，质量轻巧，运用和改换都很便利，关于改善整车的速比，减轻重量，较小燃油耗费率等方面都起了很大的作用。主要设计技术要求：1）从各方面思考，选取适合的尺寸，提出全体设计计划；2）各零部件正确安置，对其强度大小，刚度大小，寿命长短进行验算，使其构造更加合理，功能更加完善；3）同时符合传动系统的一些条件，像同心条件，装配条件和邻接条件；4）使各级齿轮传动的承载能力相接近；5）使各级传动系统中的大个齿轮浸油深度基本一样，以实现油池润滑；6）使减速器获得最小外形尺寸和重量。1.5 设计的主要内容通常轮边减速器有普通直齿和行星齿轮传动两种结构方式，但由于普通直齿传动有很多不可避免的弊端已经很少使用。如速比的限制，安装尺寸的限制，传动方向的限制等等，所以本文中所设计的轮边减速器采用的是行星齿轮传动12。本论文是电动汽车的相关参数和使用环境等条件来设计的轮边减速器。一般来说，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。轮边减速器的优点在于其通过性强，离地间隙大，驱动力强，适合爬坡。缺点是结构复杂，传动率低，装配技术要求高。本次设计就是在满足传动速比，传动效率和传动强度的条件下，设计出构造简便，效率高，成本低，易加工的传动机构。 设计内容主要包括： 1）轮边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）轮边减速器的二维图纸绘制；6）设计说明书的编制。1.6 研究的方法及技术路线1.6.1研究方法（1）通过查阅相关资料，掌握轮边减速器的主要参数。（2）充分考虑已有轮边减速器的优缺点来确定轮边减速器的总体设计方案，对现有装置的不足进行分析。（3）对设计的轮边减速器进行修改和优化，最终设计出能满足要求的轮边减速器。1.6.2研究技术路线（1）根据题目和原始数据查看相关资料，了解当今国内外轮边减速器的发展现状及发展前景，撰写文献综述和开题报告。（2）根据产品功能和技术要求提出多种设计方案，对各种方案进行综合评价，从中选择较好的方案，再对所选择的方案做进一步的修改或优化，最终确定总体设计方案。（3）具体设计轮边减速器的驱动装置、工作装置等。 （4）对所设计的机械结构中的重要零件进行校核计算，如齿轮、轴、轴承等，保证设计的合理性和可行性。；（5）绘制零件图、装配图，完成要求的图纸量；（6）整理各项设计资料，撰写论文。第二章 轮边减速器总体设计方案的确定2.1 轮边减速器的分类经过传动将动力机的速度减小，使之满足执行系统的需要的传动装置称为减速器。由一系列彼此啮合的齿轮所组成的齿轮传动系统称为轮系，它是一种变速装置，在传动系统中实现定传动比变速或者有级变传动比变速，也就是在输入轴与输出轴之间得到预设的传动比的大小和转向联系。按照轮系实际转动中各轮中心轴线在空间的中心位置联系能否不变，可以把轮系分作定轴轮系和周转轮系。此次设计的轮边减速器就是行星齿轮传动，它属于周转轮系。当轮系转动时，起码有一个齿轮的中心线是绕其它定轴齿轮的中心线转动的轮系叫作周转轮系。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。行星齿轮减速器按构造可分为如下三种：2KH，3K，KHV（K中心轮，H转臂，V输出轴）2KH型传动模式简便，采取较广泛，零配件购买也更便利。因而在本轮边减速器的设计中采取得是2KH型。它有很多中情况，分为不同的模式。像：NGW，NW，ZUWGW。它们的传动比大小和传动效率，以及传动功率大小都有很大的区别。按照此次计算的轮边减速器的传动比大小为5.5，而NGW型最佳的传动比范围是39，因而采用NGW型的行星齿轮传动类型。NGW由内外啮合和共用行星轮组成，它的构造简便单一，轴向长度小，工艺好易制造，效率高节省时间，能提高生产效率。尽管传动比不大，确能通过多次串联成为传动比大的系统。本设计中所需要传动比较小，因而不用串联，只需要一级就足够。行星齿轮传动的最大好处就是体积不大，承受载荷能力很强大，工作稳定。但大功率高速行星齿轮的传动构造很烦琐，须要很高的制造精度。行星齿轮传动中有些装置效率很大，但传动比太小。另外一些装置则传动比能够很大，但它的效率会很低，如果采取行星齿轮传动来作为减速器时，其效率随传动比的增大而减小。行星轮作为减速器能够安放在轮边，所以称为轮边减速器。轮边减速器通常分为普通圆柱齿轮减速器和行星齿轮减速器，因为普通齿轮减速器有很多不可防止的弊端，因而采纳较少。有的轮边减速器装备在车轮的轮毂里面，使得整个驱动桥构造更加合理，能减少很多不必要的空间占用。同时也减轻了主减速器，半轴，差速器的负荷，缩小传动部件的结构尺寸，保护后桥具备足够的对地面的空隙。同时提升了车辆通过复杂路面的能力，减轻了整车的重量。2.2 轮边减速器传动方案的确定图2.1 轮边减速器结构图 1-半轴套管；2-齿圈座；3-内齿圈；4-行星齿轮；5-行星架；6-行星齿轮轴； 7-太阳轮；8-锁紧螺母；9-螺栓；10-螺钉；11-轮毂；12-半轴；13-制动器轮边减速器是由太阳轮、行星轮、齿圈和行星轮架四部分组成，如图2.1所示。通常其主动部分也就是太阳轮和半轴接连在一起，被动部分是行星轮架和车轮接连在一起。齿圈与桥壳相接合，采取轮边减速器是为了加大汽车的驱动力，来满足或者修正整个传动系统力的分配。轮边减速器的工作原理就是把主减速器所传递的转速和扭矩通过其降速增扭之后，再传递到驱动车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。从而降低轮边减速器前面各个零件的受力13。第三章 传动机构的设计计算3.1 传动机构的确定本论文是电动汽车的相关参数和使用环境等条件来设计的轮边减速器。本次设计就是在满足传动速比，传动效率和传动强度的条件下，设计出构造简便，效率高，成本低，易加工的传动机构。因此决定采用NGW行星齿轮减速器，根据参考车型所得参数，确定了模数为6的一级行星齿轮减速器3.2 传动参数的确定3.2.1 传动比的确定主减速比的大小对于主减速器的构造、尺寸、质量还有当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选取应该在汽车总体设计时和传动系统总传动比it一同由整车动力计算来确定。所选取的i0值必需保障汽车能达到设计要求的最高车速Vamax,在给定发动机最大功率Pmax及其np的情况下14。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） 在一般情况下，主减速器第一级的减速比i01与第二级的减速比i02相比要稍小些，通常i02/i01=1.4-2.0之间。在对比了同类车型的轮边减速器的优缺点后，选定比较大的减速比。所以分配减速比如下： 3.2.2 传动简图的确定本次选取NGW型的行星齿轮传动系统，齿圈固定在车体上面，太阳轮作为输入部分，行星架作为输出部分。它的结构示意图如图3.1所示：图3.1 齿轮传动简图3.2.3 配齿计算由所给条件知，轮胎宽295mm，轮辋直径571.5mm，传动比5.5。按照轮边减速器的实际情况和轮胎尺寸大小的范围，首先选定太阳轮的齿轮数Za为23，行星轮个数np为5。一旦不符合实情立即再从新进行选取。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。3.3 齿轮的参数计算在行星齿轮传动中，所有的齿轮比较常见的失效有齿轮表面的点蚀，齿轮外表面的面磨损和轮齿发生的断裂。提升齿轮接触面的硬度，减小齿轮外表面的粗糙度，加强润滑油的黏度和齿轮表面的接触精度，同时进行合理的变位都能提高齿轮表面抵抗点蚀的强度。在轮边减速器的传动中，部分齿轮在内外力的反复高压下，一旦齿轮根部受到的弯曲应力超过材料许用的弯曲力大小时，齿轮根部就非常有可能产生因疲劳而产生的裂纹。如果产生的裂纹进一步扩大，最后就会导致齿轮因疲劳而断裂。 齿轮表面的磨损是因为齿廓间的相对运动而产生，如果有硬的颗粒掉入齿轮工作面间，不可避免的会有齿轮表面的磨损。再封闭的齿轮传动中，必须不时进行润滑油的清洁和及时更换15。3.3.1 齿轮材料的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选定应全面的考虑到齿轮传动的实际工作情况。像载荷分类和大小，工作的情况，生产制造工艺和材料的来源及经济性等条件。选择齿轮材料的要求有：一边要包括其功能要求，一边要确定齿轮传动的工作牢固，安全。另一方面也应该让它的生产成本尽可能减少。选用速度不高，载量很大的重型机械的行星齿轮传动部分应选取调制钢40Cr,35SiMn,35CrMnSi等材料。经正火调质或表面淬火，让它又有更好的机械强度，硬度和韧性等综合功用。按照本设计所研讨的轮边减速器的应用环境，培修条件，轮齿载荷性质与承载力大小。在实际工作中再联系齿轮常常产生的失效模式，想到生产制造工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，最终选取齿轮材料和热处理办法如下： 中心轮a和行星轮c均采用20CrNi3渗碳淬火的调质合金钢，其齿面硬度HRC=60，取Hlim=1500N/2；F/lim=470 N/2；中心轮a与行星轮c的加工精度都是6级。内齿轮B选用37SiMn2MoV调质表面淬火的合金钢其齿面硬度为HRC=55取Hlim=1160 N/2；F/lim=360N/2；加工精度为7级；3.3.2 模数的计算通常情况下想到的方法就是用齿轮表面的接触强度大小来初步计算齿轮的分度圆直径，也能用齿轮的弯曲强度大小来初步计算齿轮模数。在这种情况下适当的增大10%20%。行星轮数目时，各个行星轮上的载荷平均，因而只需要剖析和计算其中的一个即可，中心轮a在每一个上所承受的输入转矩由3.8计算 (3.8) 或者按启动时转速最小，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 式中： （3.9） 算式系数，关于直齿轮传动，关于斜齿轮传动； 啮合齿轮副中小个齿轮的名义转矩，N.m； 运用系数； 综合系数； 小齿轮系数； 计算弯曲强度的行星轮间载荷散布不均匀系数； 小齿轮的齿宽系数； 齿轮副中小齿轮的齿数； 实验齿轮弯曲疲劳极限，,取和中的较小值。算式系数，本课题采取直齿轮传动算式系数；运用系数，以原动机匀称平定，工作机中等冲击取运用系数；综合系数，综合系数；行星轮间载荷散布不均匀系数，根据经验，取散布不均匀系数；小齿轮齿形系数，取小齿轮齿形系数；小齿轮齿宽系数，小齿轮齿宽系数。 （3.10）将所有系数及T1=3273N.2、Z1=23, F/lim=470 N/2，代入式3.10中算的m=5.34，所以取轮系的模数m=6。3.3.3 啮合参数的计算因为本齿轮副没有变位，因而可直接依照标准齿轮的参数公式进行计算。在两个啮合副a-c,b-c中，其标准中心距为： 两个啮合的标准中心距不相等，最小齿数不满足根切条件，所以必需采取变位。ac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找到对应的横坐标点，经过该点作条垂线与右线图的上边边界交于A点，A点对应的啮合角，与下边界线交于B点，B点对应的啮合角则啮合角可取大小为，为加大齿面接触强度，应使啮合角越大越好，现取啮合角，线与所对应的垂线交于C点，C点对应变位系数由公式 3.11计算： （3.11）在图3.2中，用斜线2调配变位系数。由点C作一条水平线与斜线2相交在点C1，通过点C1作垂线，交1轴于点D，点D对应的值即为1。由此得，16。 （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。3.3.4 齿轮几何尺寸的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： 齿根高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿顶圆压力角： 端面重合度： 3.4 齿轮的传动校核行星齿轮传动应满足下面的三个条件。邻接条件按式4.1校验 （3.16) 邻接条件满足。 同心条件按式4.2校验 （3.17） = 同心条件满足。 安装条件按式4.3校验 （3.18） 为整数，安装条件也满足。式中：行星轮的齿顶圆直径；行星轮的数目；中心轮与行星轮的啮合中心距；中心轮与行星轮啮合副的啮合角；内齿圈与行星轮啮合副的啮合角。3.5 传动效率的计算行星齿轮传动的效率是评估其传动功能好坏的重要指标之一。关于不同的传动类型行星齿轮传动，它的效率并不是一成不变的。对于同一类型的行星齿轮传动，效率值的大小也可能随着传动比ip值的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中，当输出件，输入件不一样时，其效率值也不一样。并且，行星齿轮传动效率变动大小很大，其值可以是最大的0.98，也能是接近于零，甚至小于零，也就是可以自锁17。想要求行星齿轮传动效率值的大小，首先应剖析和理解它的传动损失是怎么回事。在行星齿轮整个运动的过程，它的主要的功率损失有下面几种情况：1）相互啮合的齿轮中齿轮副之间的摩擦损失；2）轴承中摩擦损失；3）液力损失。在行星齿轮传动中，Pa为输入轴所输入的实际功率，Pb为输出轴所输出的实际功率，Pt就是行星齿轮传动过程中的摩擦损失功率。按照规定可以知道，输入轴所传递的功率Pa0，即Pa为正值，而输出轴所传递的功率Pb0，即Pb为负值。依照通常的效率计算方式，就可以知道行星齿轮传动的效率公式为 （3.19）因输入功率PA=-PB+PT=PB+ PT,则得 (3.20) (3.21)由于Pa0，由公式可得其传动效率为：依照啮合功率法的通用原理PT=PTX,就能进一步推导出PT与的关系式。 (3.22)则得 (3.23) Pa0,Px0 (3.24)根据式4.7，则得行星齿轮传动效率为 (3.25)转化机构的功率损失系数计算其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和，即 (3.26)对于A型行星传动，其啮合系数之和为 (3.27)啮合损失系数；齿轮传动系统中中心轮a与行星轮c之间的啮合损失系数；齿轮传动系统中中内齿圈b与行星轮c之间的啮合损失系数。啮合损失系数的确定在转化机构里面，只须要计算思考齿轮副的啮合摩擦损失， (3.28)齿轮副中小齿轮齿数；齿轮副中大齿轮齿数；齿轮啮合副的重合度；啮合摩擦因数，一般取；在上面的公式中，正号“+”运用在外啮合上；负号“-”运用在内啮合上。 (3.29)初步计算时zH和rH可忽略不计则=1-0.0202（1+23/52）=0.971该传动系统传动效率较高。第四章 轮边减速器传动的强度校核4.1 行星齿轮传动的受力分析 在行星齿轮传动中，其受力剖析是从齿轮运动的输入部分开始，接着先后确定每个部件上受到的作用力和转矩大小。在直齿轮圆柱齿轮的啮合齿轮副中只需要画出切向力F。如下图5.1所示。 （a）传动简图 （b）构件的受力分析图4.1齿轮传动的受力分析依照上面的图示进行受力剖析计算，就能够得行星轮c作用在a的切向力 （4.1）所以行星轮c上所受到的三个切向力大小计算分别为：中心轮a的力作用在行星轮c的切向力大小为： （4.2）内齿轮b的力作用在行星轮c的切向力大小为： （4.3）转臂x的力作用在行星轮c的切向力大小为： （4.4）在转臂x的力上所承受的作用大小力： （4.5）4.2 外啮合齿轮副强度的校核4.2.1 齿面接触强度的校核计算 在查阅了相关资料后，按照国标“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”（GB/T 34801977）来进行校核。在接触应力的计算中必需考虑到滑动力的大小和方向还有摩擦因数等，这些因素都与齿轮表面的实际接触的应力大小有关。实际计算时取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大者，大小齿轮的许用接触应力分开计算可以得到其值。齿面接触应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可以依照公式4.64.8来计算 (4.6) (4.7) (4.8)式中：动载系数；使用系数；接触强度时齿向载荷散布系数；接触强度时齿间载荷散布系数；接触强度的齿轮间载荷分配不均匀系数；许用接触应力的基本值，；端面内分度圆上的名义切向力大小，N；小齿轮的分度圆直径，mm；工作齿宽，也就是齿轮副中的较小齿宽，mm；u齿数比，即；ZH节点区域系数；ZE弹性系数，；Z重合度系数；螺旋角系数，直齿轮。在上面的公式中，正号“+”适用于外啮合上；负号“-”适用于内啮合上。1）名义切向力Ft通过前面可以得中心轮在每个行星轮上所传递的转矩T1=3273N.2，切向力可用式4.9求得 (4.9) 使用系数，前文已取；动载荷系数=1.12；计算接触强度时齿向载荷分布系数按式4.10计算 (4.10)查手册取，按取将H=0.35、b=1.3,代入式5.12可得KH=1.1计算接触强度时齿间载荷分布系数查手册、计算接触强度的行星轮间载荷分配不均匀系数查手册，按，取KHp=1.2节点区域系数对于直齿轮，可由式4.11计算 (4.11)ZH=2.5弹性系数，查手册，按钢-钢取重合度系数可由式4.12计算 (4.12)将a=1.55代入式4.4可得Z=0.9螺旋角系数，对于直齿轮，选定啮合副1-2的实际齿宽b=102。 计算齿面接触应力将所有计算得到的系数,代入公式4.64.8中计算 取齿面接触应力H=1319N/2许用接触应力许用接触应力可按式4.13计算 (4.13)式中：实验齿轮的接触疲劳极限，N/mm2；计算接触强度的最小安全系数；ZNT计算接触强度的寿命系数；ZL润滑剂系数；ZV速度系数；ZR粗糙度系数；ZW工作硬化系数；ZX接触强度计算的尺寸系数；实验齿轮的接触疲劳极限。通过前面能够知到齿轮的接触疲劳极限；确定最小安全系数，查表可知，最小得安全系数；确定接触强度的寿命系数ZNT，查表可知，依不允许点蚀公式 ,取应力循环次数NL=107，则ZNT=1.1；润滑油膜影响系数ZL，ZV，ZR；依照参考书机械设计选用L-CKC齿轮润滑油，该润滑油的力-速度因子及滚动压力由式4.14及4.15计算 (4.14) (4.15)式中，为齿轮圆周速度，为力-速度因子，为滚动压力，其他参数同式4.8。带入数据就能得到： （4.16）查资料可知，当温度为50时，润滑油的运动黏度可以得到；按可得ZL=0.97；按可得Zv=0.95；按可得Zr=0.95；工作硬化系数，查手册，取Zw=1.2尺寸系数Zx=0.95许用接触应力，将所求系数代入式4.13可得 接触强度校核齿面接触应力H=1295N/2Hp=1372N/2；所以外啮合齿轮副满足接触应力的强度要求。4.2.2 齿根弯曲强度的校核国标GB/T 34801977是以载荷作用在齿廓根部时的最大拉应力作为名义弯曲应力，再经由相应的系数修正后，作为计算齿根应力。想到许用要求和长度的差异，考虑后决定将标准修正后部件的弯曲疲劳极限作为此次许可的齿轮根部应力的许用值。齿根应力 齿根应力按式4.17和4.18计算 (4.17) (4.18)式中：动载系数；使用系数；计算弯曲强度时齿向载荷散布系数；计算弯曲强度时齿间载荷散布系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷调配不均匀系数；齿根应力的基本值，N/2；载荷作用于齿顶时的齿形系数；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；计算弯曲强度时的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；实际齿宽，mm。使用系数和动载系数前文已求得、计算弯曲强度时齿向载荷分布系数按式4.19计算 (4.19)取f=0.55，按取b=1.3将f=0.55、b=1.3代入式4.13可得KF=1.165查手册，得；可由式4.20计算 (4.20)将KHP=1.2代入式5.20可得KFP=1.15；力作用在齿轮顶部时的齿形系数，Ya1=Ya2=2.8 ；力作用在齿轮顶部时的应力修正系数，Ysa1=Ysa2=1.52 ；弯曲强度时的重合度系数；可由式4.21计算得: (4.21)将=1.55代入式4.21可得；弯曲强度的螺旋角系数，选取。计算齿根应力前面已求得切向力F=47KN、实际齿宽b=102、模数m=6，将这些系数的数值代入式4.17和4.18就能得: 取齿根应力F=473N/mm2。许用齿根应力许用齿根应力可依照式4.22计算： (4.22)式中：实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；弯曲强度的最小安全系数；实验齿轮的应力修正系数；弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；相对齿根表面状况系数；弯曲强度的尺寸系数。1）相关系数根据文献，取；取，将代入得；相对齿根圆角敏感系数，取；相对齿根表面状况系数的大小，可依照式4.23计算； (4.23)选定齿根表面微观不平度的大小，代入式4.17可得；尺寸系数；最小安全系数，按照经验，选取；2）计算许用齿根应力将以及相关系数代入式5.22可得: 取=500N/mm2。弯曲强度校核 校核齿应力的强度条件是计算齿根应力应不大于许用齿根应力,即。因为=473N/mm2=500N/mm2,故满足弯曲强度条件。4.3 内啮合齿轮副的校核4.3.1 齿面接触强度的校核计算 齿面接触应力 同上，采用相应公式的同时查图表来结合计算，可以知与外啮合副a-c不同大小的系数： 使用系数KA=1.35；动载荷系数KV=1.1；节点区域系数，将代入式4.11可得ZH=2.5；重合度系数，将=1.73代入式4.12可得Z=0.87；齿间载荷分配系数，； 故齿轮副c-b的工作宽度b=92。将各系数及u=2.8、d1=280代入式4.64.8可得: 取齿面接触应力H=702N/2许用接触应力同上，可以得到变化的系数有50时润滑油的名义运动黏度按可得，vx=3.78，可得寿命系数 按不允许点蚀的公式，则将各系数代入式4.13可得： 取许用接触应力Hp=1083N/mm2。 强度校核齿面接触应力H=702N/mm2Hp=1083N/mm2，齿轮副b-c满足接触应力的强度条件。4.3.2 齿根弯曲强度的校核计算齿根弯曲应力 同上，用相应公式的同时查图表来结合计算，可以知与外啮合副a-c不同大小的系数有：载荷作用在齿轮顶部时的齿形系数大小，；载荷作用在齿轮顶部时的应力修正系数大小，；弯曲强度的重合度系数数值大小；将代入式4.22可得；齿间载荷分配系数，。将相关系数代入式4.17和4.18可得： 取齿根应力F=494N/2。许用齿根应力只有寿命系数改变，取，将代入得，将相关系数代入式4.22可得： 取Fp=543N/2。 齿根弯曲强度校核因为F=494N/2Fp=543N/2,满足弯曲强度条件。第五章 轮边减速器轴承的校核5.1 轴承的选用本次设计的轮边减速器的所有传动全部都是采用直齿轮传动，因而不会有轴向载荷，只存在作用在轴承上的径向载荷，但想到在工作中非常可能会遭到外界条件的搅扰而存在轴向力，所以采用了双列圆锥滚子轴承。通过前面可以知道中心轮a在每一个行星轮上的切向力大小Ft=47KN，由牛顿第三定律可以推出行星轮c受到中心轮a的切向力大小也为Ft。作行星轮c的受力大小的分析就可以知到，内齿圈b作用在行星轮c的切向力大小等于Ft，行星轮轴对行星轮c的作用力等于2Ft。因此行星轮轴的制作材料选用45号钢，查看标准YB 6-90就可以得到其屈服强度极限数值：s=300，抗拉强度b=600，考虑到也许存在的冲击，选定安全系数S=4，其许用弯曲应力大小为。当行星轮相对于行星架对称安置的时候，载荷Ft作用在轴跨距的中间。按照行星轮齿宽的数值，同时也给以后设计选择的轴承有足够的余量，选定跨距长度。L的长度等于190，行星轮在转臂中的配合选定为H7/h6时，就可以把它看成是具备跨距为l的双支点梁。如果轴的长度较短，就能够认为轴在整个跨度上面是接受均布分布的力，其值大小为q=F/L。所以它的危险截面内弯矩的大小就能用式5.1计算出来： (5. 1) 因而行星轮轴的最小直径为： （5.2）出于对轴承润滑条件和冲击载荷的思考，把它的直径增加，选定行星轮轴的外径大小为40。5.2 轴承的校核经过查机械设计手册确定轴承的型号为k404527，其内径大小为40mm，外径为大小45mm，宽度大小为27mm，其额定动载荷大小为Cr=75.8KN。因为轴承没有受到轴向力，当量动载荷大小，通过前面能够计算出行星轮c相对于行星架H1的转速为267r/min。从式5.3能够求得额定动载荷大小为： (5.3) （5.4）可见所选轴承满足载荷条件。再把相对转动转速数据代入公式中就能够知道它的寿命为： (5.5)因为最终的寿命要求大于设计寿命1000h，所以寿命满足本次设计的要求。总 结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。本次采用的轮边减速器，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。 从我接到毕业设计起，自己心里面都在打鼓，现在是验证自己在大学期间学习内容的时候。从设计最初的构思到论文的逐步成型，从零件图的绘制到零件的三维模型的建立，让自己在制作过程中将学习到的内容更加的深入的了解。也让自己明白了自己的不足之处。在论文的书写过程中，从零部件的材料选择，到零件的尺寸设计，到零件的最终确定，自己都是进行逐一的分析，这段时间内也是长时间泡在图书馆，不断地去查找相关的资料，不断的学习，吸收新的知识，对论文的修改也是一次一次的进行。很多时候，遇到自己不懂不明白的地方，往往都在一瞬间想放弃的时候，还是被自己一次次的说服，想着不能就这么就放弃，这样，让自己一步步的坚持下来了。看着自己完成的论文，图纸，犹如自己的荣誉一般，很开心自己在这段时间的付出是有成绩的。在这段时间内，我不断的与我的指导老师对接相关内容，很多的计算，图纸的绘制，自己都是不懂得，或者十不完善的，是我的指导老师不断的对其进行启发，不断的进行指导，很多时候他不是点对点的对问题进行指导，而是从大面上对我的设计进行分析，进而一步一步的进行牵引，不断的给自己一些启发，让我自己能够理解或者明白自己哪方面做的不对。在这一方面我就特别的佩服我的指导老师，他让我的思维不在进行固化，让我的思维形成发散式，往往能够很好的抓住自己的问题，这在以后的生活中，学习中也是一项很好的技能，也能给自己带来意想不到的收获。现在，毕业设计这一份大学学习内容的试题我已经通过自己的不谢努力完成了，在以后的生活中，工作中会不断的遇到这个那个的试卷，需要我们不断的去面对，去解决，这样就需要我们在面对这些事情的时候，不畏艰难，勇与寻找突破口，不在出现逃避问题的想法，这样将是自己在人生中的一项重大的成就。很多时候，往往自己在人生的十字路口不知道该如何的抉择，这个时候就需要那个给你指导迷津的人，在大学这个小社会里面，同学，朋友，老师都是那个给予一点亮光带你走出困境的人。在以后的人生中我们往往要怀着感恩的心去面对他们，给予自己最真诚的帮助。参 考 文 献1 严正凯.梭车轮端减速器实验装置设计，中国机械，2014.2 王铁，柴少彪.轮边减速器行星齿轮结构动力学分析J,机械传动，2011.3 柴少彪.重型载货汽车行星齿轮轮边减速器动
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