轮边减速器设计

XXXXXXX学院全日制普通本科生毕业论文轮边减速器设计学生姓名 ： XXXX 学 号： XXXXX 年级专业及班级： XXXXX 指导老师及职称： XXXX 学部： XXXXXXXX提交日期：XXXX年 X月目录摘要 1关键词 1第一章绪论 21.1 课题设计的目的和意义 41.2 本设计所要完成的主要任务 4第二章减速器的方案设计 52.1 减速器的功用及分类 52.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 62.2.1 减速器方案的选择 72.2.2 行星减速器传动方案的选定 82.2.3 减速器传动比的分配 82.2.4 传动比公式推导 82.3行星减速器齿轮配齿与计算 92.3.1 行星排齿轮的配齿 92.3.2 行星齿轮模数计算与确定 102.4 啮合参数计算 112.5 变位系数选取 122.6 各行星齿轮几何尺寸计算 132.6.1 第I排行星齿轮的几何尺寸 13262第U排行星轮的几何尺寸 162.7 各行星齿轮强度校核 192.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 192.7.2 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 212.7.3 内齿轮材料选择 22第三章减速器结构的设计 233.1 齿轮轴的设计计算 233.2 传递连接 243.3 轴承选用与校核与其他附件说明 243.3.1 轴承选用与校核 243.3.2 其他附件说明 26第四章 设计工作总结 26参考文献 27致 谢 2 错误! 未定义书签。附 录 错误 ! 未定义书签。 2820摘要轮边减速器是传动系中最后一级减速增扭装置， 采用轮边减速器可满足在总传动比相同的条件下，使变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等部件的载荷减少，尺 寸变小以及使驱动桥获得较大的离地间隙等优点，它被广泛应用于载重货车、大型客 车、越野汽车及其他一些大型工矿用车。因此对轮边减速器的研究，具有很重要的实 际意义和企业实用性。在本论文研究中，主要开展了如下工作：首先介绍了轮边减速器的原理， 并对行星式轮边减速器的特点、 传动类型及传动装 置进行了阐述与分析。其次根据轮边减速器的工作要求， 进行了传动设计计算， 确定其主要部件的参数并 校核了齿轮的强度。关键词 轮边减速器 ; 齿向误差 ; 校核强度第一章 绪论1.1 课题设计的目的和意义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方法。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。 1.2 本设计所要完成的主要任务1. 减速器的功用及分类；2. 减速器方案的选择及传动方案的确定；3. 行星减速器齿轮配齿与计算；4. 减速器结构的设计；5. 轴承选用与校核与其他附件说明；6. 所有零、部件设计计算、绘制零、部件图。第二章 减速器的方案设计 减速机构是本次设计的一个重要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独 立传动装置。减速器的主要功能是降低转速，增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由 于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在 现代工程机器中应用很广。2.1 减速器的功用及分类减速器的作用有以下几点： 增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩； 变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变 化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以 适应阻力的变化； 实现空档，以利于发动机启动和发动机在不熄火的情况下停车。减速器的分类按其传动结构特点可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆 减速器、行星齿轮减速器四大类。下面对以上四种减速器的特点及用途作简要说明： 圆柱齿轮减速器：当传动比在 8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器，大于8时，最好选用两级（i=840）和两级以上（i40）的减速器。两级和两级以上的圆柱齿 轮减速器的传动布置型式有展开式、分流式和同轴式等到数种。它是展开式収级冏桃捋轮减速器展开式二级岡柱为轮减速2S图2.1圆柱齿轮减速器Figure 2.1 cylindrical gear reducer所有减速器中应用最广的,它传递功率的范围可从很小至40000KW，圆周速度也可以从很低至6070m/s，有的甚至于高达140m/s。其结构如图2.1示。 圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由于圆锥齿轮的精加工比较困难，允许的圆周速度又较 低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那么广。其结构如图2.2示。 蜗杆减速器：主要用于传动比较大（i10）的场合。当传动比较大时，其传动 结图2.2圆锥齿轮减速器图2.3蜗杆减速器Figure 2.3 worm reducerFigure 2.2 tapered gear reducer构紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用 的动力传递中应用，其结构主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同的形式。蜗杆圆周速 度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，在啮合处能得到良好的润滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚，发 热过多，最好采用蜗杆在上式。其结构 如图2.3示。 行星减速器：行星减速器的最大 特点是传动效率高，传动比范围广，其 图2.4行星减速器此毕业设计已逼逗答辩f详细计仲完整说明书和全套设计圏纸r 请联系扣扣：雾；zy开题报昔行星古轮IIdi齿圈文袈釜帮记董表弾黄_doc行星毘架齐星轻架【I幵題报告不要的）CC彳鋅B太E晚1為SS&11 查表14-1- 105 7取弹性系数ZE =189.8 N / mm2 确定Kv和乙所以用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度:1dini (1)(2.13 )xk1v1000 60式中：rh为太阳轮的转速，为了方便计算初步用马达的输出转速 nm来计算;k为特性参数，见前面部分计算。将上述已知参数代入式（2.13 ）计算得x 4.15 m/s。 查表10-28确定使用系数Ka=2.00 ;查图10-88取动载系数KV=1.04 ;查表10-38取齿间载荷分配系数KhKh =1.1，查表10-48利用直插法齿向载荷分配系数(2.14)Kh =Kf =1.182，则计算载荷系数K为：KKvKaKh Kh=21.04 1.11.1822.7 太阳轮传递的载荷Ft的计算太阳轮输入转矩为TA1 =665.56 N ?M，根据公式有太阳轮所传递的扭矩 T1为:(2.15)665.56 1.13244.04 N ?M式中：kc为行星齿轮传动载荷不均匀系数，由表14-5-187查取,则太阳轮传递的载荷Ft为:Ftd1(2.16)2 244.04=0.067156.32 N所以太阳轮接触应力H1和之配对的行星轮的接触应力H2为:2.啼(2.17)2.7 7156.322.833 1= 2.5 189846 602.8331321.5MpaH1 H 2许用接触应力计算本轮边减速器的设计工作时间为作应力循环次数N为：10年，每年按照365天计算，每天工作8小时，则工N=60 nLh（ 2.18）=60 1470 1 10 365 82.6 109 次式中：n为太阳轮转速，按照液压马达的输出转速计算: j齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数：Lh为总工作时间，以小时计算。由图10-188和图10-198查取寿命系数得：Khn=Kfn=0.9,取接触疲劳强度安全系数Sh=1,弯曲疲劳强度安全系数Sf=1.3，查图10-20和图10-21取齿轮的接触疲 劳极限lim =1500Ngmm 2，弯曲疲劳强度极限 FE =750Ngmm 2。则太阳轮的许用接触应力1为:(2.19)_ KHN lim=Sh0.9 1500=1=1350MPa经计算与太阳轮配对的行星轮，由图10-188和图10-198查取寿命系数得；Khn =Kfn =0.94.则由（4.19）式计算得其许用接触应力2=1410MPa显然2訂,H2 1,故满足接触疲劳强度要求故以i值代入计算。由上述计算得：因为H1 =2.7.2 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核根据（1）中计算查取结果，太阳轮的许用弯曲强度Fl为:Fl =KfN feSf(2.20)由式（4.20）得与太阳轮配对的行星轮的许用弯曲强度F2为:,0.94 750F2= kMPa由图14-1- 42 7查取太阳轮齿形系数YFai =2.57，行星轮齿形系数YFa2 =3.3。由图 14-1-437查取太阳轮应力修正系数Ys 1=1.63，行星轮应力修正系数Ys 2=1.46,它们的计算载荷由公式：K KvKaKh Kh（2.21）得 K=2.7,取行星齿轮宽为 36mm。经计算F1 123.95 MPa， F2112.56MPa，YFa1YS 1YFa 2YS 2因为丄旦丄丛，所以将后者代入计算。下面将弯曲强度进行检验：YFa1YS 1 YFa2YS 2匪（2.22）bm YFaYs对于太阳轮：KFt 2.7 7156.32bm 46 584.01 MPa满足弯曲强度条件。对于行星轮：KFt 2.7 7156.32bm 36 5107.34MPa满足强度要求。2.7.3内齿轮材料选择下面根据接触疲劳强度计算来确定内齿轮材料，取最小安全系数SHmin =1由公式：H minuuKaKvKhKhZNTZLZVZRZWZXZhZeZ Z(2.23)式中：Zh为节点区域系数，查图14-1-17 7取Zh =2.51;Ze为弹性系数，查表14-1-105 7取弹性系数ZE =189.8 . N/mmiZ 为重合度系数，查图14-1-197取Z =0.82;Z为螺旋角系数，查图14-1-20 7取1；Znt为接触强度计算的寿命系数，查图14-1-267取Znt=0.9;Zl为润滑剂系数，查图14-1-27 7取Zl=1;Zv为速度系数，查图14-1-287取乙=0.96;Zr为粗糙度系数，查图14-1-29 7取Zr=0.95;Zw为工作硬化系数，查图14-1-30 7取Zw=1.2;Zx为尺寸系数，查图14-1-317取Zx=0.8;d3为齿圈分度圆直径。内齿圈所传递的扭矩为T3:T3 =Mk3(2.24)=23355.367785.12Ngm式中M k为驱动轮转矩，则其所传递的载荷 Ft为:(2.25)=2 7785.12=0.33139923.69N式计算得齿数比u=81/342.364，取齿宽 b=44mm。将上述参 数代入(4.23)Hlim416.80MPa。根据 Hlim，选用42Cr Mo，调质硬度209269HB。 一般其弯曲 强度皆可满足设计要求，这里不再校核。与第I行星排校核计算一样，对于第U排的各齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度校核, 经检验，其均满足设计强度要求。第三章减速器结构的设计3.1 齿轮轴的设计计算由于太阳轮I的尺寸较小，从强度方面考虑将其做成齿轮轴形式，材料为200CrMnTi。经力学分析，该轴只在扭转情况下工作，故按照扭转强度条件初步估计轴d颈：式中：A为系数值，查表15-38取A0=100 （范围：98 100.7）;P为轴传递功率，KW （取液压马达输出功率）;n为轴的转速。(3.1 )将上述已知参数带入（3.1 ）式计算得d 35.93 mm,考虑到其将由花键套与制动 器输出轴连接，故取轴颈d =40mm，由公式：(3.2)3665.43 1030.2 403=36.51MPa式中：T为扭转切应力；T为该轴所传递的扭矩，取太阳轮输入力矩值；W为轴的抗扭截面系数显然T T=4552MPa,满足要求。该轴的细部结构件附件其零件图3.2 传递连接本设计采用双壁整体式行星架，行星架I与太阳轮II采用渐开线花键连接。齿圈和壳体采用螺钉固定链接。动力传递过程为：动力经由液压马达传到制动器。制动器 输出轴与齿轮轴采用渐开线花键套连接，齿轮轴另一端由钢球顶住，防止其运转时轴 向穿动，动力由制动器传递给齿轮轴。太阳轮I将动力传给行星轮I,在此动力分流： 一部分直接通过和齿圈啮合将动力传递给齿圈然后由齿圈和壳体等传给驱动轮；另一 部分动力则由行星架I传递给太阳轮II。太阳轮II和行星轮II啮合传动，动力经由此 到达齿圈再通过壳体到达驱动轮。另外几处的连接：行星架II和齿圈支架的连接采用渐开线花键连接；齿圈支架和 制动器的连接采用螺钉连接；壳体与制动器和液压马达的连接采用滚动轴承连接和浮 动油封密封；壳体与驱动轮采用螺栓连接；太阳轮 II与滚针轴承连接，滚针轴承套在 齿轮轴上从而齿轮轴转动并不直接影响太阳轮 II转动。3.3 轴承选用与校核与其他附件说明3.3.1轴承选用与校核行星轮I用轴承、销套和螺栓连接在行星架I上，根据载荷性质查表5-126选用圆锥滚子轴承30205,其基本动载荷G =32.2 kN.下面进行其强度校核:(3.3)P 60nLh f106式中：P为当量动载荷;ft为温度系数，取ft=1；为计算指数，对于滚子轴承 = ；3n为轴承的转速；Lh为轴承预期使用寿命。F面对这些参数进行计算选取: 由于是直齿圆齿轮啮合传动，轴承装在销套上面。故其受的轴向载荷较小，忽 略计算，根据表13-68查取载荷系数fp=1.5，则当量动载荷P为：P fp（X& 丫吒）（3.4）式中Fr根据齿轮啮合传动时径向力进行计算：Fr Ft tan（3.5）式中：为啮合角，经第四章计算知=200由前章（3.16 ）式知圆周力Ft=7156.32 N，所以Fr =2604.69 N，轴向力亿=0。X、 丫分别为径向和轴向动载荷系数，由表13- 55查取X =1,Y =0。从而P =1.5 2604.69=3907.035 N。 轴承的转速n近似取行星轮I的转速mZtnF丄 nm（3.6）ZCi12=1563.4333=568.52r/min 按照前章4.7.1，Lh=10 365 8=29200h,将得到的已知参数带入（3.3 ）式：3907.035 1 60 568.52 292001 10631.00 KNC Cr，故满足设计要求。按照相同的方法，第二排行星轮处的轴承选用圆锥滚子轴承30206,经检验满足要求3.3.2其他附件说明减速器的润滑采用飞溅润滑，为防止漏油，在所需处设置的密封圈或者挡油环。 在装配所需要防止零部件穿动处设置套筒或者垫板。减速器具体结构见附录其装配图 和各零件图.第四章设计工作总结本文以行星齿轮啮合知识为基础，对轮边减速器齿轮传动特性进行了设计和研究，对中心轮和齿圈进行轮齿修形，并应用计算机软件对中心轮进行了仿真。为了分析问 题和计算上的方便，本文在计算齿向误差时只考虑机件刚度与工作条件因素，并没考 虑空间几何因素，在本文的基础上可以考虑加入空间几何因素的误差，使计算出齿向 误差的结果更加准确和符合实际。本设计主要阐述了行走减速器的设计计算， 从减速器型式的选择到各零部件的设计 校核。有效地解决了行星齿轮的配齿问题，另外在齿轮设计过程中采用了高度变位设 计，使得齿轮的齿数大大减少并避免了加工过程中少齿数所带来的根切问题。使减速 器在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈的可容体积，从而有效缩小了其外 廓尺寸，使其体积小、质量小、结构非常紧凑，且承载能力大。在整个的设计过程中，由于水平有限，实验条件有限，对发动机功率的分析研 究不甚详细，争取在以后的学习中不断的完善。参考文献1 张光裕，等 .工程机械底盘设计 M. 北京：机械工业出版社， 19852 王建. 工程机械构造 M. 北京：中国铁道出版社， 19963 唐经世 . 工程机械 M. 北京：中国铁道出版社， 19964 饶振纲 .行星齿轮传动设计 M. 北京：化学工业出版社， 20035 孔德文，赵克利，徐宁生，等液压轮边减速器 M. 北京：化学工业出版社， 20076 诸文农 .履带推土机结构裕设计 M. 北京：机械工业出版社7 成 大 先 主 编 . 机 械 设 计 手 册 M. 第 四 版 第 3 卷 , 北 京 ： 化 学 工 业 出 版 社 ， 2002.10-141 14-4278 濮良贵，纪明刚 .机械设计 M. 北京：高等教育出版社， 20009 工程机械底盘构造与设计 M. 镇江：镇江农业机械学院出版10 席伟光，杨光，李波 . 机械设计课程设计 M. 第一版，北京：高等教育出版社， 200211 杨瑞成，丁旭，等 .机械工程材料 M. 重庆：重庆大学出版社， 200412 吴庆鸣 . 工程机械设计 M. 武汉：武汉大学出版社， 2006致谢弹指一挥间，大学四年已经接近了尾声。四年的艰苦跋涉，两个月的精心准备， 毕业设计终于到了划句号的时候，心头照例该如释重负，但设计过程中常常出现的辗 转反侧和力不从心之感却挥之不去。毕业设计的过程并不轻松：各种压力的时时袭扰, 知识积累的尚欠火候，致使我一次次埋头于图书馆中，一次次在深夜奋力敲打键盘。 第一次花费如此长的时间和如此多的精力，完成一套设计，其中的艰辛与困难难以诉 说，但曲终幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品尝的。在这里需要的感谢的人很 多，是他们让我这大学四年从知识到人格上有了一个全新的改变。感谢我的指导老师，够顺利完成毕业设计，离不开他的悉心指导，他对我的设计 从确定题目、修改直到完成，给予了我许多的指点和帮助。感谢他在繁忙的工作之余, 挤出时间对设计提出精辟的修改意见。在此，向老师致以最诚挚的谢意。我也要感谢大学所有教育过我的老师！你们传授给我的专业知识是我不断成长的 源泉，也是完成本设计的基础。最后，我明白，正是在大学那温润宽厚的胸怀上，我成长起来的，我心我思永系 长大。再次对所有关心、帮助我的人说一声谢谢。附录设计图纸及代号图名图号图幅底盘01-00-00A0行星减速器01-01-00A1张紧装置01-02-00A1驱动轮01-03-00A2太阳轮101-01-01A3太阳轮201-01-02A3行星架101-01-03A2齿圈01-01-04A2行星齿轮201-01-05A3行星架201-01-06A2齿圈支架01-01-07A3端盖01-01-08A2壳体01-01-09A2弹簧01-02-01A3导向轮01-02-02A2