车辆工程毕业设计26车用轮边减速器设计

摘要本论文是结合当今汽车行业发展的形势，对微型电动汽车的车用轮边减速器进行设计，设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为微型电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。以大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。近年来随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现“零排放”，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车（包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车），即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。本论文所设计的微型电动汽车用的轮边减速器在电动汽车上的应用提供了一种可以借鉴的减速装置形式，有助于电动汽车的设计和研发。关键词：电动；轮边；减速器；设计；驱动2ABSTRACTThisthesisistocombinecurrentsituationofthedevelopmentofautomobileindustryofminiatureelectriccars,carwheeledgesreducerdesign,designakindofmini-bevwheeledgespeedreducer,miniatureelectriccarsfordrivingwheeledgessystemUSES,worktorquesmaller,butbecausethereisnomainreducerandneedmorethantheslowdown.Thewheeledgeswithlargevehiclesforthestructuraltypegearreducerelectriccarwheeledgesprovidereference,narrowgearreducerwhileincreasingstructuresizethan,satisfywheeledgesslowingtheuserequirementdrivingsystem.Inrecentyears,withtherapiddevelopmentofautoindustry,globalcartotalquantitiesincreasesunceasingly,carbringstheenvironmentpollution,energyshortage,resourceexhaustionissuessuchasmoreandmoreoutstanding.Theincreasinglyseriousoilcrisisandthepeopleenvironmentalprotectionconsciousness,thestrengtheningofthedevelopmentofautomobileindustryforwardveryseriouschallenges.Usingelectricityfordrivingequipmentelectriccartrueisaresultofzeroemissionandbecomethefocusoftheworldautomobileresearch.Inordertoprotectthehumanlivingenvironmentandsafeguardenergysupply,governmentsinvestalotofmanpowerandmaterialresourcesatthewaytoseeksolutionstotheseproblems.Butelectriccars(includingpureelectriccars,hybridelectriccarsandfuelcellcars),namelyallorpartoftheelectricitycandrivemotorcars,aspowersystemwithhighefficiency,energysaving,lownoise,zeroemissionsandothersignificantadvantagesinenvironmentalprotectionandenergysaving,hasincomparableadvantage,thereforeitsolvetheaboveproblemisthemosteffectiveway.Thisthesisminiatureelectricvehicledesignedbythewheeledgeswiththeelectriccaronthespeedreducercanbeusedprovidedareferenceofthedecelerationdeviceform,helpelectricvehicledesignanddevelopment.Keywords:Power-driven；Weltingrolling；Reducer；Devise；Drive摘要IAbstract,u第1章绪论,11.1 选题的依据和意义,11.2国内外研究概况及发展趋势3第2章行星齿轮的初步计算与选取,52.1 已知条件,5设计计算,52.2.1选取行星轮传动的传动类型和传动简图，,，52.2.2行星轮传动的配齿计算,62.2.3初步计算齿轮的主要参数,7本意小结,8第3章装配条件及传动效率的计算,91.1 装配条件的验算,91.2 传动效率的计算,93.3减速器的润滑和密封，,，14本意小结,14第4章齿轮强度验算,154.1 齿轮强度验算,154.2校核其齿面接触强度,154.3校核其齿跟弯曲强度,17本意小结,20第5章减速器结构设计计算，,，225.1.1 5.1行星架的结构设计与计算,22行星架的结构设计,22行星架结构计算,225.2齿轮联轴器的结构设计与计算,225.3.1 5.3轴的结构设计与计算，,，22输入轴的结构设计与计算,23输出轴的设计计算,245.4铸造箱体的结构设计计算,25本意小结,26结论,28参考文献30,至0谢31,附录,32第1章绪论1.1选题的依据及意义汽车是人类生活中不可缺少的重要工具，随着近年来汽车工业的发展，中国政府已将汽车工业确定为国民经济的支柱产业。随着汽车工业产业政策的颁布实施，中国汽车工业步入了新的历史发展阶段，201洗中国汽车产销分别为1826.47万辆和1806.19万辆，居全球第一。但是汽车工业要成为真正的支柱产业，则必须具备自我发展能力。尽快建立中国汽车工业的技术开发体系，形成自主开发产品的能力，这将关系到汽车工业发展的全局和长远规划。近年来随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以开发和推广电动车，多种代用燃料汽车为主要内容的绿色汽车工程已在世界范围内展开。世界各大汽车公司争相研制各种1新型的无污染环保车，力图使自己生产的汽车达到或接近零污染标准。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现零排放，而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给，各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车（包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车），即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车，具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点，在环保和节能方面具有不可比拟的优势，因此它是解决上述问题的最有效途径。在20世纪50年代，荚国科学家罗伯特发明了电动汽车轮毂。其设计是将电动机、减速器、传动系统和制动系统融为一体。1968,通用电气公司将这种电动轮毂装置运用到大型矿用自卸车上，并取名为“电动轮”，这是第一次在汽车上采用电动轮结构，近年来，随着电动汽车的兴起.轮毂电机驱动乂得到重视。轮毂电机驱动系统的布置非常灵活.直接将电动机安装在车轮轮毅中，省略了传统的离合器、变速箱、主减速器及差速器等部件t因而简化整车结构、提高了传动效率、同时能借助现代计算机控制技术直接控制各电动轮实现电子差速.无论从体积、质量，还是从功率、载重能力看，电动轮相较于传统汽车动力传动系统.其结构更加简单、囊凑，占用空间更小，更容易实现全轮驱动。这些突出优点，使电动轮驱动成为电动汽车发展的一个独特方向。电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由丁其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。电动机本身具有调速的功能，如果在电动汽车上继续保留内燃机汽车必须使用的变速箱就显得累赘了。而轮边减速器，作为轮边驱动的一个选择装置，在传统动力汽车上已获得了较多的应用。一些矿山、水利等大型工程所用的重型车、大型公交车等，常要求具有高的动力性，而车速则可相对较低，因此其低档传动比就会很大，为了避免变速器、分动器、传动轴等总成因需承受过大的转矩而使尺寸及质量过大，则应将传动系的传动比尽可能多地分配给驱动桥，这就导致了这些重型车辆驱动桥的主减速比很大，当其值大丁12时，则需要采用单级（或双级）主减速器附加轮边减速器的结构型式，不仅使驱动桥中间部分主减速器的轮廓尺寸减小，加大了离地问隙，并可得到大的驱动桥减速比，而且半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件的尺寸也可减小。对丁新兴:的电动汽车，由丁电动轮的应用，轮边减速器也得到越来越多的应用。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。安装在车辆动力输出终端，减轻变速箱负载。发动机点火经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。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其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。微型电动汽车的轮边减速器将动力从原动机（此研究中即为轮毂驱动电机）直接传递给车轮，其主要功能是降低转速、增加转矩，从而使原动机的输出动力能够满足电动车的行车动力需求。在对电动汽车轮边减速器的设计与研究中，将紧密结合整车性能的要求，并考虑与轮边减速器相匹配的制动系统、悬架、轮毂电机等装置的布局与设计问题，借鉴不同型式的轮边减速器结构上的优点及参数选择的合理性，利用先进的计算机虚拟技术，对微型电动汽车的轮边减速器进行设计与研究。行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点；这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由丁在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。1.2国内外研究概况及发展趋势世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自二十世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近20年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化，与时俱进、开拓创新地努力奋进，使得我国的行星传动技术有了迅速发展。目前，我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的新型行星齿轮传动技术，并期待着能有更大的突破。据有关资料介绍，人们认为目前行星齿轮传动技术的发展方向如下：(1) 标准化、多品种目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计，而且还演化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多种产品。(2) 硬齿面、高精度行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。(3) 高转速、大功率行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮传动中已获得广泛的应用，其传动功率也越来越大。(4) 大规格、大转矩,在中低速、重载传动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展。减速器的代号包括：型号、级别、联接型式、规格代号、规格、传动比、装配型式、标准号其标记符号如下：NNGWN一内啮合、G一公用齿轮、W-外啮合）型；A-单级行星齿轮减速器，B-两级行星齿轮减速器，C-三级行星齿轮减速器；Z-定轴圆柱齿轮，S-螺旋锥齿轮，D-底座联接，F-法兰联接，L-立式行星减速器。31第2章行星齿轮的初步计算与选取2.1已知条件毕业设计（论文）使用的原始资料（数据）及设计技术要求：设计一种微型电动车用的轮边减速器，是为电动汽车的轮边驱动系统使用，工作力矩较小，但因没有主减速器而需要更大的减速比。大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考，缩小结构尺寸，而增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求。额定功率：3kw;额定转速：3500rpm；最大转矩：25NM减速比：1:9;车轮半径：260mm载重量：1000kg;最高时速：50kmh；每天工作12h,使用寿命8年要求：1、设计说明书一份，1.5万字以上；2、轮边减速器装配图一张、齿轮、箱体等零件图若十张，折合3张AO图纸。2.2设计计算2.2.1选取行星轮传动的传动类型和传动简图根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比和工作特点可知2K-H型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图2-1所示。、图中太阳轮a输入，行星架x输出，内齿圈b固定。bcx输出输入la图2.1行星传动的传动简图2.2.2行星轮传动的配齿计算在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的其他条件。在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种：（一）、计算法；（二）、查表法。下面采用计算法来确定各轮齿数：由公式3-28得p=ip-1=4.46-1=3.46（见参考文献2）Za（一般p取38,在满足ip的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮a和行星p轮c的尺寸应尽可能地小。）由公式3-29（见参考文献2）得Zb=pxZa=（ipT）=3.64Za取Za=17则Zb=3.64X17=61.88，圆整后取Zb=61根据同心条件可以求得行星轮的齿数：由公式3-30（见参考文献2）得zc=ZbZa=22.44，圆整后取Z=22。2所以，行星轮传动的各轮齿数分别为Za=17,Zb=61,Zc=22。2.2.3初步计算齿轮的主要参数标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。已知：Za=17,Zb=61,Zc=22,：=20,ha=1,c=0.25齿轮的几何尺寸计算如下：（见参考文献2）分度圆直径：da=mZg=517=85db=m4=561=305d/mz=522=110齿顶局：外啮合副a-chaa=hac=mha=5内啮合副c-bhac=m=5achab=ha-hm=4.38齿根高：hf=ha，c”m=6.25全齿高：h=hahfa轮h=11.25b轮h=11.25c轮h=9.38齿顶圆直径：a轮da=d+2ha=95c轮da=d+2ha=120b轮da=d+2ha=296.24齿根圆直径：a轮df=da-2hf=72.5b轮df=db+2hf=317.5c轮df=dc-2hf=97.5基圆直径：a轮db=daxcos20，=79.9b轮db=286.7c轮db=103.4中心距:a-c副a=1/2(zazc)=97.5cb副a=1/2(zbzc)=97.5d齿顶圆压力角：a轮叫=arccos=32.75dadbb轮=arccos=30.5dadc轮aa=arccosM=14.58da2.3本章小结这一章主要对本论文中的一些常规数据进行进了计算，选取了行星轮传动的传动类型和传动简图，初步计算了齿轮的主要参数。第3章装配条件及传动效率的计算3.1装配条件的验算在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。（1）邻接条件由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞，这个约束称之为邻接条件。按公式（3-7）（见参考文献2）验算其邻接条件，即ndacHaacsinnp式中np一行星轮个数；aaca-c啮合副的中心距；dac一行星轮的齿顶圆直径。，.一已知dac=120,aac=97.5代入上式可得120：297.5sin180=168.873即满足邻接条件。（2）同心条件对丁2K-H型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合丁主轴线,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，称之为同心条件。按公式（3-8a）（见参考文献2）验算同心条件，即aac=acb已知aac=97.5,acb=97.5即满足同心条件。（3）安装条件在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备的齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。按公式（3-20）（见参考文献2）验算安装条件，即土M=c（整数）np已知za=17,zb=61,np=3土3=口=26np3即满足安装条件。3.2传动效率的计算按照表5-1（见参考文献2）或5-2（见参考文献2）中所对应的效率计算公式计算：按公式（5-36）（见参考文献2）计算气如下:对丁啮合副（a-c）:齿顶圆压力角：a1=arccosdbd=arccos7995=32.75:-a2=arccosdbd=arccos103.430.5，da12011二Z1tan：a1-tan：lZ2tan：a2tan：1=1.562二对丁啮合副（c-b）:齿顶压力角：、=30.5：2=14.58；一=1Z1tan：a1-tan：j，z2tan：a2-tan：1=1.782:根据公式（5-37）（见参考文献2）得取fm=0.1二Xma=0.02531=一f2二xmb兀1L1C=xfm+=0.0082ez2；（行星齿轮传动中大都采用滚动轴承，摩擦损失很小故可忽略）bFxx）=0974xa11、mambu.DT可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由丁受不可避免的制造和安装误差，零件变形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷Fbtamax与平均载荷Fbta之比值K来表示载荷不均匀系数，即K3=Fbtamax/FbtaK值在1Kpnp的范围内变化，为了减小载荷不均匀系数，便产生了所谓的均载机构。均载机构的合理设计，对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义。均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均载机构。在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求。(1) 均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数K值最小。(2) 均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。(3) 在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。(4) 均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。(5) 均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。(6) 均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。在本设计中采用了中心轮浮动的结构。太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相联实现浮动(如图2-2所示)，前者既能使行星轮间载荷分布均衡，乂能使啮合齿面沿齿宽方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线偏斜，从而使载荷沿齿宽方向分布不均匀，降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单，易丁制造，便丁安装，应用广泛。根据行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮a的结构，因为它的直径d较小，所以轮a应该采用轴齿轮的结构。因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮联轴器的外齿半联轴套皿制成一体或连接(如图2-3)。且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直径da,同时进行轴的结构设计。为了便丁轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯形。总之在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便丁加工制造(详见结构设计计算)。a）b）图3.1齿轮联轴器内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。行星轮通过两个轴承来支撑，由丁轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜，则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。（但是只有在使用一个浮动基本构件的行星轮传动中，行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑。）行星轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上实现的。行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰联接，为保证行星架与输出轴的同轴度，行星架时应与输出轴配做，并且用两个对称布置得销定位。行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差fa可按公式（9-1）（见参考文献2）计算。现已知啮合中心距a=97.5mm贝U83afa=-0.0368mm1000取fa=36.8m勺ftV1图3.2太阳轮各行星轮轴孔的孔距相对偏差S的1/2,即x=-1/2=18m验算其转配条件,如下图2-4在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算,且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图）图3.3行星减速箱结构图3.3减速器的润滑和密封11 齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表7-2-81选用(见参考文献)。(1) 轴承采用飞溅润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的(约占轴承空间体积1/3)钙钠基润滑脂。(2) 减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。3.4本章小结这一章主要对减速器的装配条件和传动效率进行了计算，确定了减速器的润滑和密封。第4章齿轮强度验算4.1齿轮强度验算4.2校核其齿面接触强度（1）确定使用系数Kx查表6-7（见参考文献2）得K=1.1（工作机中等冲击，原动机轻微冲击的情况下）（2）确定动载荷系数Kv取功率P=45KW,n=377.1r/minnxna377.182.1r/min1p13.59nanx=295r/min已知d1=85mm打公式（6-57）（见参考文献2）得xd1n-nxv:m/s=1.31m/s19100计算动载荷系数kv由公式（6-58）（见参考文献2）得-arkv=j一A十/200VX取传动精度系数为7即c=6,B=025(7-5)0.667=0.817A=50+56(1-B)=60.248所以kv=1.17.（3）齿向载荷分布系数KHpKFp因为该2K-H行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小丁1,所以khg=kfg=1o（4）齿间载荷分配系数Kh.Kf。查表6-9（见参考文献2）得Kh-.=Kf-=1.1行星轮间载荷分配不均匀系数Khp,Kfp查图7-19(见参考文献2)取Khp=1.2由公式7-12得(见参考文献2)取kFP=11.5(12-1)=1.3节点区域系数Zh查图6-9(见参考文献2)得Zh=2.05弹性系数Ze查表6-10(见参考文献2)得Ze=189.8N/mm2重合度系数Z&已知a-c副=1.56,b-c副=1.784所以(a-c)Z&=0.94(c-b)Z=q=0.86(5) 螺旋角系数ZpZ!=cos：=1试验齿轮的接触疲劳极限bh响查图6-14(a)(见参考文献2)得2-hlim=1300Nmm最小安全系数Shmin,SFmin查表6-11(见参考文献2)得Shmin=1.25,Shmin=1.6（12）接触强度计算的寿命系数ZNTa-c:用表6-13（见参考文献2）得Nli=60（贝d）npt=2.5488108查表6-12（见参考文献2）得21000191Zntii=（）=0.97NliNL2=Nl1/unp=1.0991080.0191r（2乂106）ZNT2=0.93INl2）c-b:u=Zb=2.77ZcNl2=60（山-nx）npt=7.093107.,NL2u7NL16.5510np由表6-12（见参考文献2）得0.01912X106、Znti=0.89INL1J0.0191r200Znt2=0.89NL2J（13）润滑油膜影响系数Zl,Zv,Zr查图6-17（见参考文献2）取ZL=1;查图6-18（见参考文献2）取ZV=0.94;查图6-19（见参考文献2）取Zr=0.95;（14）齿面硬化系数Zw已知条件中给定硬度为45-56HRC取Zw=1.0；(15)尺寸系数Zx查表6-15（见参考文献2）得Zx=0.9997a-c副：许用接触应力Thp；hpyZntZlZvZrZwZx=978.5Shlim齿面接触应力c-HH0=ZhZeZ/J*叱=663.6-d1buH1-：H0“KaKuKhKh：.iKhpi=862.68ctcthp,a-c副满足齿面接触强度的要求。c-b副：许用接触应力crHp、-HlimF=ZntZlZvZrZwZx=925.3Shlim齿面接触应力二-HFtu1；H0=ZhZ，ZZ./化u=334.62了H1=h0KaKuKh|.Kh：.1Khpi-435tcThp,c-b副满足齿面接触强度的要求。4.3校核其齿跟弯曲强度(1) 弯曲强度计算中的切向力Ft,使用系数E和动载荷系数K/与接触强度计算相同,即Ka=1.1,Kv=1.17;(2) 齿向载荷分布系数KfPKf:=1;齿间载荷分配系数Kf查表6-9(见参考文献2)得K”.=1.1齿形系数YFa查图6-22(见参考文献2)得YFa=2.053应力修正系数Ysa查图6-23(见参考文献2)得Ysa=2.65重合度系数按公式(6-75)(见参考文献2)计算，即0.75a-cY；=0.25=0.73ac0.75c-bY；=0.25=0.671.78螺旋角系数Yp查图6-25(见参考文献2)得Y：=1齿轮的弯曲疲劳极限crFlim查图6-29(见参考文献2)得2-Flim=310N*mm弯曲强度计算的寿命系数Ynt由公式(6-13)(见参考文献2)得(a-c)NL1=2.5488108;NL2=1.099108(c-b)NL1=6.55107,NL2=7.093107由公式(6-16)(见参考文献2)得3106002(a-c)Ynt1=().=0.955Nl1YnT2,3106、0.02=()NL2=0.9(b-c)YNT1,3106、0.02=()Nli=0.835YNT2,3106、0.02=()Nl2=0.848(10)弯曲强度计算的尺寸系数Yx由表6-17(见参考文献2)得Yx=1.05-0.01m=1(11)相对齿根圆敏感系数Y彻T由图6-33(见参考文献2)查得YrelT-1(12)相对齿根表面状况系数YRrelT由表6-18(见参考文献2)得YRrelT=1.674-0.529(RZ1)0.1=0.9863RZ=12m(13)最小安全系数由表6-11(见参考文献2)查得SFmin=1.6(a-c)副许用齿根应力fpf=LJLyrelTYRrelTYx=2922.44齿根应力c-FE旦YFaYSaYY：=136.58bmn-f=二一F0KaKvKf|KfKfp=251.36fbFp,(a-c)副满足齿根弯曲强度的要求。(b-c)副许用齿根应力Tfp二FPFlimNTSFminYrelTYRrelTYX=429.43齿根应力c-FF0blLYFaYSaYY=125.35-F=；F0KaKvKf，KF：Kfp=230.7FFP,(b-c)副满足齿根弯曲强度的要求。4.4本章小结这一章主要对行星齿轮的传动配齿、齿轮的强度进行验算，包括齿轮强度的验算、校核齿面的接触强度、校核齿根的弯曲强度。第5章减速器结构设计计算5.1行星架的结构设计与计算行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。因此行星架的结构设计和制造质量对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有重大影响。5.1.1行星架的结构设计行星架的常见结构形式有双臂整体式、双臂装配式和单臂式三种。在制造工艺上乂有铸造、锻造和焊接等不同形式。双臂整体式行星架结构刚性较好，采用铸造和焊接方法可得到与成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。铸造行星架常用丁批量生产地中、小型行星减速器中，如用锻造,则加工余量大，浪费材料和工时，不经济。焊接行星架通常用丁单件生产的大型行星传动结构中。该设计选用双臂式整体行星架（轴与行星架法兰连接），如图3-1所示图5.1行星架5.1.2行星架结构计算（见参考文献1）当两侧板不装轴承时：c1=(0.25_0.3)a，=(0.25_0.3)X97.5女25取c1=20mmc2&(0.20.25)a=(0.20.25)X97.5女20取c2=20mm连接板的内圆半径Rn/R0.85-0.5Rn=(0.850.5)R=70.5120取Rn=103行星架厚度c&：0.5b,b为内齿轮宽度(b=52mm.c：0.552=26mm行星架外径D：2a0.8dc(a=97.5mm,dc=110mm)D全97.52+0.8110=283mm取D=284mm5.2齿轮联轴器的结构设计与计算齿轮联轴器是用来联接同轴线的两轴，一同旋转传递转矩的刚性可移式机构，基本形式见图3-2.图5.2齿轮联轴器1外齿轴套2端盖3内齿圈齿轮联轴器是渐开线齿轮应用的一个重要方面，一般由参数相同的内外齿轮副相互配合来传递转矩，并能补偿两轴线间的径向、轴线倾斜的角位移，允许正反转沿分度圆(如图3-3所示)位置剖切外齿，剖切面得齿廓为直线时，称之为直齿联轴器；齿廓为腰鼓形曲线时，称之为鼓形齿联轴器。齿轮联轴器的内齿圈都用直齿。鼓形齿联轴器的主要特点：(1) 外齿轮齿厚中间厚两端薄，允许两轴线有较大的角位移，一般设计为1.5。,特殊的设计在3以上也能可靠地工作。(2) 能承受较大的转矩和冲击载荷，在相同的角位移时，比直齿联轴器的承载能力高15%-20%,外形尺寸小。(3) 易丁安装调整。AA图5.3加工鼓形齿常用滚齿法和插齿法，用磨齿和剃齿法也可获得一定得鼓形量。齿轮联轴器的外齿半联轴套和太阳轮做成一体，直径较小而承受转矩较大情况下常取b1/dg，=0.2-0.3,并设计成鼓形齿。已知dg=106mm,m=6内齿圈宽度b2=(1.15-1.25)b1(见参考文献1)b1=(0.2-0.3)dg=21.2-31.6取b1=20mmb2=(1.15-1.25)b1=23-25取b2=25mm联轴器外壳的壁厚为:hg=(0.05-0.1)dg5.3-10.6取hg=10.5mm5.3轴的结构设计与计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决丁以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等等。5.3.1输入轴的结构设计与计算(1) 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定轴的基本形式。所谓装配方案就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。如图2-4中的装配方案是轴承、套筒、轴承、轴承端盖依次从轴右端向左装。(2) 轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向和周向的相对运动，轴上零件出了游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。1轴上零件的轴向定位是以套筒、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径轴的材料选用40Gr,则查表15-3(见参考文献5)得J-45MPa,A0=110计算轴的直径：P=101.997345n.377.1有公式(15-2)(见参考文献5)得9550000P_9550000d3,0.2，h=30.2!=49.98mm取dmin=70mm2初步确定各轴段直径和长度如图3-4所小图5.4输入轴轴上零件的选择1轴承的选择2观的选择(见参考文献7表14-1)bxh=16x10,L=70mm5.3.2输出轴的设计计算(1)拟定轴上零件的装配方案如图2-4中的装配方案是行星架、轴承和轴承盖，依次从轴左端向右装。(2)轴上零件的定位1轴上零件的轴向定位是以定位轴肩、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、和过盈配合等。各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径选用的原动机为p=45kw,n=377.1r/min,i=4.5882,n=0.98ncni377.1r/min4.5882=82.19r/minPc=P=45kw0.98=44.1kw根据公式(15-2)(见参考文献5)得dc9550000Pcc30.2、hc9550000441kw=3:,0.2、182.19r/min=82.9mm取dc=86mm。2初步确定各轴段直径和长度如图3-5所小轴上零件的选择1轴承的选择(见参考文献4)2的选择(见参考文献7表14-1)bxh=25x14,L=50mm(b)图5.5输出轴5.4铸造箱体的结构设计计算（见参考文献1）铸造机体的壁厚：3DB3310123,k.10001.0531000查表7.5（见参考文献1）得8=10mm下列计算均按表7.5-16（见参考文献1）算：机体壁厚：、.=10mm前机盖壁厚：=0.8c.=8mm后机盖壁厚：2=:=10mm机盖法兰凸缘厚度：拓=1.25d1加强肋厚度：c.4=、.=10mm加强肋的斜度为2机体宽度：B_4.5B=234mm机体机盖紧固螺栓直径：d1=（0.85-1）.=10mm轴承端盖螺栓直径：d2=0.8d1=8mm底脚螺栓直径：d=12mm机体底座凸缘厚度：h=(1-1.5)d=18-12mm取h=15mm地脚螺栓孔的位置：c1=1.2d+(5-8)mm取c1=20mmc2=d+(5-8)mm取c2=20mm5.5本章小结这一章主要进行了轮边减速器的结构的设计和计算，包括对行星架和齿轮联轴器的设计和计算、以及输入输出轴和铸造箱体的设计和计算。1. 结论本论文鉴于近年来随着汽车工业的高速发展，全球汽车总保有量不断增加，汽车所带来的环境污染、能源短缺，资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强，对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。为了汽车工业的可持续发展，以开发和推广电动车，多种代用燃料汽车为主要内容的”绿色汽车”工程已在世界范围内展开。而电动汽车驱动系统布置比传统燃油汽车有着更大的灵活性，由驱动电动机所在位置以及动力传递方式的不同，通常可以分为集中单电机驱动、多电机驱动以及电动轮驱动等型式。其中独立电动轮驱动的电动汽车由于其控制方便、结构紧凑等优点，成为电动汽车驱动型式研究的新方向。发动机点火经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。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其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。根据如上所说的问题，本文对微型电动汽车所用的轮边减速器进行了设计，至此论文所设计的内容如下：(1) 、行星齿轮减速器齿轮几何尺寸计算；(2) 、减速器各级齿轮的校核；(3) 、轴承选取及寿命计算；(4) 、轴的设计；(5) 、箱体设计，并解决了如下问题：(1) 设计一个符合所给参数的车用轮边减速器；(2) 对轮边减速器的内部结构进行合理的布局，在满足功能的同时尽量减少了零件数；(3) 使得传动系统简化，尽量使所设计的减速器有较好的传动性能；(4) 使轮边减速器的重量及体积减小、节省材料；(5) 对所设计的轮边减速器尺寸参数相关校核；(6) 使轮边减速器的重量及体积减小、节省材料。2. 进一步工作探索的方向通过这一段时间的工作学习，本文的研究取得了一定的结果，但是由于本人专业水平有限且时间仓促，研究中难免存在一些不完善之处。在当前工作的基础上，今后可以在以下方面继续展开研究与探索：(1) 为了实现轮边减速器与电动汽车的匹配，在与轮边减速器相联接的悬:架及转向系统的优化分析需要更完善，例如转向系统的优化分析；(2) 补充对轮边减速器桥壳的优化分析，进行满足强度及结构要求下的轻量化；(3) 补充行星齿轮传动部分及轮边减速器整体动力学分析，研究振动、噪声问题；(4) 加强对轮边减速器的齿轮传动以及其他部分的优化，在满足要求的前提下尽量减少用量，以达到节省成本的目的。参考文献1 .齿轮手册委员会.齿轮手册上册.北京.机械工业出版社2000.饶振纲.行星齿轮传动设计.北京.化学工业出版社.2003.7.廖念钊等.互换性与技术测量.北京.中国计量出版社.2007.6.机械设计手册编委会.机械设计手册.滚动轴承.北京.机械工业出版社.2007.3.濮良贵、纪名刚主编.机械设计第八版.北京.高等教育出版社.2006.5.冯开平、左宗义.画法几何与机械制图.广州.华南理工大学出版社.2001.9.王昆.机械设计、机械设计基础课程设计.北京.高等教育出版社.1996.陈宏钧等.典型零件机械加工生产实例.北京.机械工业出版社.2004.8.孙本绪、熊万武.机械加工余量手册.北京.国防工业出版社.1999.11.赵家齐.机械制造工艺学课程设计指导书.北京.机械工业出版社.7工耕华、胡来珞、陈启松主编.机械传动设计手册.煤炭工业出版社.孟少农主编.机械加工工艺手册.第2卷.机械工业出版社.1991.9.银保.汽车轮边减速器.湖北工业大学学报，2005.6.汪振晓，李增辉.轮边差速器总成的设计.汽车科技.2008.2.余志生.汽车理论M.机械工业出版社，1987.藏杰，阎岩.汽车构造.机械工业出版社，2005.8致谢经过近半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有知道老师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。在论文写作过程中，得到了安永东老师的亲切关怀和耐心的指导。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，安老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩安老帅的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。在这段时间里，不管是学习上还是生活上，安老师都给了我精心的指导和热心的关怀。他深厚的学术功底，宽厚的待人之道，严谨的治学态度,诲人不倦的帅者风范，时刻激励着我，教育着我，将使我受益终生.在此谨向安老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。在论文即将完成之际，我的心情久久无法平静，从开始进入课题到设计的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意！最后衷心地感谢在白忙中抽出时间来为我审阅设计的各位老师.m汽车总质量kgg重力加速度N/kg-max道路最大阻力系数r驱动轮的滚动半径mmTemax发动机取大扭矩N-mio主减速比n汽车传动系的传动效率扁一档传动比G2汽车满载载何NP路面附着系数A第一轴与中间轴的中心距mmA中间轴与倒档轴的中心距mmA第二轴与中间轴的中心距mmKa中心距系数m直齿轮模数mn斜齿轮法向模数a齿轮压力角0p斜齿轮螺旋角0b齿轮宽度mmZx齿轮齿数齿轮变位系数-W齿轮弯曲应力MPa-j齿轮接触应力MPaFt齿轮所受圆周力NFa轴向力NFr径向力NTg计算载荷N-mK。应力集中系数Kf摩擦力影响系数E齿轮材料的弹性模量MPaK；重合度影响系数z主动齿轮节圆半径mmb从动齿轮节圆半径mm，：z主动齿轮节圆处的曲率半径mm:b从动齿轮节圆处的曲率半径mmT扭转切应力MPaW轴的抗扭截面系数3mmG轴的材料的剪切弹性模量MPaIp轴截面的极惯性矩mm4fc垂直面内的挠度mmfs水平面内的挠度mm