车辆工程毕业设计论文履带车辆主动轮减速装置设计【单独论文不含图】

本科学生毕业设计履带车辆主动轮减速装置设计系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 讲 师 The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Hybrid Tracked Vehicle Active Wheel Reducer Candidate： Specialty：Vehicle EngineeringClass：B07-11Supervisor：Lecturer Heilongjiang Institute of Technology 摘 要在履带车辆中，减速传动装置是重要的组成部分之一，本文主要以主动轮减速器设计为主，在履带车辆中主动轮减速器起着重要的作用。主要的作用：降低电动机传动主动的转速，并增大传递到主动轮的转矩，是履带车辆有足够的动力性，满足履带车辆起步、加速、通过性。本设计为履带车辆主动轮减速器设计，主要介绍齿轮是减速器的选择以及传动方案的选择。为适应履带车的行驶条件需要，通过履带车辆的车重和最大行驶速度，计算出履带车辆行驶中所需的最大功率最大扭矩。根据最大功率计算总传动比，是总传动比能达到减速比的要求，并进行传动比的分配和确定各轮齿齿数和尺寸，以及确定选择使用单级传动和二级传动。根据计算要求确定输入输出轴轴颈计算和轴段长度的计算以及轴的校核。最后进行密封件的选择和轴的工艺分析。选择合适的密封件并满足设计要求，另外轴在加工时要有一定的技术要求，加工后的轴应满足技术和设计要求。单独论文不含图，加153893706关键词：减速传动装置；传动比；传动比；校核；密封件ABSTRACTCaterpillar vehicles, the slowdown in the transmission device is an important part of this paper mainly active wheel reducer design is given priority to, in active wheel reducer of caterpillar vehicle plays an important role. Main function: reduce the speed of the motor drive, and increase initiative to deliver the torque, active wheel is tracked vehicles have enough power to meet tracked vehicles start, accelerate, through sex.This design for tracked vehicles driving gear reducer design, mainly introduces the option and is reducer gear transmission options. Through the caterpillar vehicle weight of the car and maximum speeds of caterpillar vehicle, calculate the maximum power required. According to the maximum power calculating total ratio, and the distribution of transmission ratio, and confirm the pinion gear and dimension. And input/output shaft shaft neck calculation and shaft length calculation, and the axis of dynamicrigidity. On the classification of the shaft seal process analysis. Choose appropriate sealing parts and meet the design requirements, another shaft in process must have certain technical requirements, the processed axis should meet the technical and design requirements. This design closely combining the most mature modern tracked vehicles of technology.Keywords:Slow Transmission Device; Ratio;Distribution Ratio ; Check; Seals目 录摘 要IABSTRACTII第一章 绪 论11.1 选题的目的及意义11.2齿轮式减速器发展现状11.3齿轮减速器的发展趋势21.4 主要工作内容3第二章 减速器传动方案的确定42.1总体方案的确定42.1.1减速器的类型及特点42.1.2传动方案分析52.1.3行星齿轮变速器的工作原理92.1.4常用行星齿轮传动的形式与特点112.2传动比的确定122.2.1确定发动机最大功率122.2.2确定传动比132.3 本章小结17第三章 齿轮结构设计与计算183.1 行星排的配齿计算及强度校核183.1.1 分配传动比183.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件203.2 减速器高速级的计算233.2.1行星排的配齿计算233.2.2 验算高速级AC传动的接触强度283.2.3 验算AC传动弯曲疲劳强度的校核343.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料373.2.5 CB传动的弯曲强度验算383.3 减速器低速级的计算383.3.1 配齿计算383.3.2 按接触强度初算AC传动的中心距和模数383.3.3 行星排齿轮结构参数的计算393.3.4 验算AC、CB传动的接触强度及弯曲疲劳强度413.4 本章小结41第四章 轴及轴上支承联接件的校核424.1轴的种类424.2轴的工艺要求424.3 轴的初算及材料选择424.4 高速轴的校核434.4.1 高速轴的受力分析434.4.2 按当量弯矩校核轴的强度444.5低速轴的校核454.5.1 低速轴的受力分析454.5.2 按当量弯矩校核轴的强度464.5.3花键的选择及校核计算474.5.4 输入轴上的花键校核484.5.5联结高速级与低速级间的花键校核484.5.6输出轴的花键校核494.6减速器中轴承的选择及寿命校核494.6.1 轴承承载能力的计算494.6.2 轴承的寿命计算514.7 本章小结52第五章 减速器密封及轴工艺分析535.1 概述535.2 密封形式的选择535.2.1 密封形式的分类535.2.2 密封形式的选择545.3轴的工艺分析555.4本章小结56结 论57参考文献58致 谢59附 录A60附 录B65V黑龙江工程学院本科生毕业设计第一章 绪 论1.1 选题的目的及意义行星齿轮的传动应用已有几十年的历史。由于行星齿轮传动是把定轴线传动改为动轴线传动，采用功率分流，用数个行星齿轮分担载荷，并且合理应用内啮合，以及采用合理的均载装置，使行星齿轮传动有许多重大的优点。这些有点主要有质量轻、体积小、传动范围大，承载能力不受限制，进出轴呈同一轴线；同时效率高。与普通定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动最主要的特点就是它至少有一个齿轮的轴线是动轴线，因而称为动轴轮系。行星齿轮传动中，至少有一个齿轮即绕动轴线自传，同时又绕定轴线公转，既作行星运动，所以通常称为行星齿轮传动。目前履带车辆所采用的减速器为行星齿轮减速器，与传统减速器相比具有质量小、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。本设计通过对军用履带车采用的行星齿轮减速器的结构设计，初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生产提供了参考和理论依据。行星齿轮传动的特点：1）把定轴线传动给为动轴线传动；2）功率分流，采用数个行星齿轮传递载荷；3）合理地应用内啮合。行星齿轮传动的优越性：1）体积小、质量轻，只相当一般齿轮传动的体积、质量的1/21/3；2）承载能力大，传递功率范围及传动比范围大；3）运行噪声小，效率高，寿命长；4）由于尺寸和质量减少，就能够采用优质材料与实现硬齿面等化学处理，机床工具规格小，精度和技术要求容易达到；5）采用合理机构，可以简化制造工艺，从而使中小型制造厂就能够制造，并易于推广和普及；6）采用行星齿轮机构，用两个电机可以达到变速要求。由此可见，行星齿轮传动是一种先进的齿轮传动结构。1.2齿轮式减速器发展现状齿轮是广泛使用的传动元件。目前世界上利用齿轮最大传递功率可达6500kW，最大线速度达210ms；齿轮最大重量达200t，组合式齿轮最大直径达256m，最大模数m达50mm。我国自行设计的高速齿轮增速器和减速器的功率已达44000kW，齿轮圆周速度达150ms以上。齿轮减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换，将电动机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，齿轮减速器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。齿轮减速器具有减速及增加转矩作用，因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。齿轮减速器的作用主要有： (1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩。 (2）减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。 齿轮减速器一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机，内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速器也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。 齿轮减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。齿轮减速器按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。1.3齿轮减速器的发展趋势随着社会的发展、时间的推移，齿轮技术进展的步伐越来越迅速。近年来，工业发达国家制造的机械装置向着大型、精密、高速、成套和自动化方向发展，有的则向小型、轻量化方向发展，从而推动了齿轮的技术的进步。概括起来说，当今世界各国齿轮技术发展的总趋势向六高、二低、二化的方向发展。六高及高承载能力、高齿轮面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本、二化即标准化、多样化。1在产品设计阶段，就同时进行工艺过程设计及安排产品整个生产周期个配套环节。市场的快速反映大大缩短了产品投放市场的时间。零部件企业正向大型化、专业化、国际化发展。齿轮产品将成为国际采购、国际配套的产品。适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及员工技术素质与创新精神，是2l世纪企业竞争的焦点。在2l世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度、加工效率大为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。数控机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面(5060HRC)、高精度(45级)、高可靠度软启动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆轮针轮传动、谐波齿轮传动等)追求的目标。随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更加突出。中国齿轮行业在20世纪90年代的快速发展，已基本完成由卖方市场投到买方市场的转变。随着我国体质的个改革的深入，充分发挥行业协会的作用，加强行业自律性的市场约束，形成有序竞争的市场制度，是当前是的发展的迫切任务。减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平，因此开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。1.4 主要工作内容以履带车辆主动轮减速机构设计为主要研究对象，对主动轮减速器进行了研究设计，确定主动轮行星齿轮减速器选择，对行星齿轮减速器的基本工作原理进行分析选择、行星齿轮传动设计与校核。主要内容包括：1.行星齿轮传动传动方案分析、行星齿轮工作原理以及配齿、传动比确定；2.行星齿轮传动比分配、各轮齿齿数和尺寸确定；3.轴的工艺要求、轴颈计算以及输入轴输出轴设计校核；4.密封件的分类及选择、轴的工艺分析。第二章 减速器传动方案的确定2.1总体方案的确定2.1.1减速器的类型及特点减速器的功用是改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，使车辆在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使条件下工作，使车辆获得足够的牵引力和行驶速度。减速器的传动方案有多种多样，各有各的特点。一般常见行星齿轮减速器的分类及型式及其应用范围如表2.1行星齿轮减速器主要类型与特点所示。表2.1 行星齿轮减速器主要类型与特点序号传动简图传动比范围传动效率传动功率范围制造工艺性应用场合说明基本结构命名啮合方式命名12K-H型NGW型2.812.50.970.99不限加工与装配工艺较简单。可用于任何工作情况下，功率大小不受限制。具有内位啮合的2K-H型单机传动（负号机构）。22K-H型NW型7170.970.99不限因有双联齿轮，使加工与装配复杂。同型2K-H。具有内外啮合的2K-H型传动（正号机构）。32K-H型NN型30100传动效率很小时，可达1700效率低、且随传动比i增大而下降，并有自锁可能。小于或等于30KW。制造精度要求较高适用于短期间断工作场合，推荐用于特轻型工作制度。双内啮合2K-H型传动（正号机构）。42K-H型WW型1.2至几千效率低、且随传动比i增大而下降，并有自锁可能。15KW制造与装配工艺性不佳。推荐只在特轻型工作制度下用，最好不用于动力传动。双外啮合2K-H型传动（正号机构）。53K型NGWN型20100小功率可达500以上效率较低，且随传动比增入而下降，并有自锁可能。96KW制造与装配工艺性不佳。适用于短期间断工作场合。6K-H-V型N型7710.70.9496KW齿形及输出机构要求较高。2.1.2传动方案分析本设计为电动机驱动主动轮，电动机代替发动机驱动主动轮。电动机横置于履带车辆前主动轮左右两侧，故其传动方向大致一致，不会出现交角的传动。且由于坦克传动属于大功率传动，传动比不算太大，采用蜗杆、齿轮螺杆减速器不合适，因为要求的传动比太大；若采用摆线针轮减速器和协波齿轮减速器也同样不合适，因为这两样传动在实际应用中技术还不成熟，且要求传递功率较小和传动比范围太大，根本不适用于坦克等履带车辆做减速器。剩下可考虑圆柱齿轮减速器和行星齿轮减速器两种传动方案了。从表2.2定轴传动减速器主要类型与特点所示可以看出圆柱齿轮减速器可以做成单级、两级、三级三种，做为定轴式减速器，轮齿可以做成直齿、斜齿和人字齿。传动轴线平行，结构简单，精度易于保证，由于结构简单，早期坦克、汽车、拖拉机有着广泛的应用。还可分为同轴线式和非同轴线式，非同轴线式还可分为展开式和分流式。展开式是两级减速器中最简单的一种，齿轮相对轴承位置不对称，轴产生弯曲变形时，载荷分布不均匀，因此轴应有较大的刚度。分流式齿轮与轴承对称布置，载荷沿齿宽分布均匀。此外，还有同轴线式传动方式，就是输入轴与输出轴同轴。表2.2 定轴传动减速器主要类型与特点类别级数推荐传动比范围特点及应用圆柱齿轮减速器单级调质齿轮I=7.1淬硬齿轮I=6.3（ I=5.6较佳）应用广泛，结构简单，精度容易保证。轮齿可做成直齿、斜齿或人字齿。可用于低速重载，也可用于高速传动。二级展开式调质齿轮I=7.150淬硬齿轮I=7.11.5(I=6.30较佳)这是二级减速器中最简单、应用最广泛结构。齿轮相轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷齿宽上分布不均匀，轴应设计具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。淬硬齿轮大多采用此结构。分流式I=7.150高速级为对称左右旋斜齿轮，低速级可为人字齿或直齿。齿轮与轴承对称布置。载荷沿齿宽分布均匀，轴承受载平均，中间轴危险截面上转矩相当于轴所传递转矩之半。但这种结构不可避免要产生轴向窜动，影响齿面载荷均匀性。结构上应保证有轴向窜动可能。通常低速级大齿轮作轴向定位，中间轴齿轮和高速小齿轮可以轴向窜动。同轴线式调质齿轮I=7.150淬硬齿轮I=7.131.5箱体长度缩小。输入轴和输出轴布置同一轴线上，使设备布置较为方便、合理。当传动比分配适当时，两对齿轮浸油深度大致相同。但轴向尺寸较大，中间轴较长，其齿轮与轴承不对称布置，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。同轴分流式I=7.150从输入轴到输出轴功率分左右两股传递，啮合轮齿仅传递一半载荷。输入轴和输出轴只受转矩，中间轴只受全部载荷一半。故可缩小齿轮直径、圆周速度及减速器尺寸。一般用于重载齿轮。关键是要采用合适均载机构，使左右两股分流功率均衡。圆柱齿轮减速三级展开式调质齿轮I=28315淬硬齿轮I=28180（I=22.5100较佳）同二级展开式。分流式I=28315同二级分流式。圆锥、圆柱柱减速器单级直齿I=5曲线齿、斜齿I840(淬硬齿轮I=5较佳)轮齿可制成直齿、斜齿或曲线齿。适用于输入轴和输出轴两轴线垂直相交传动中。可为水平式或立式。其制造安装复杂，成本高，仅设备布置必要时才采用。二级直齿I=6.331.5曲线齿、斜齿I=840(淬硬齿轮I=516较佳) 特点与单级圆锥齿轮减速器相似。圆锥齿轮应高速级，使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难。圆柱齿轮可为直齿或斜齿。三级I=35.5160(淬硬齿轮I=18100较佳）特点与二级圆锥圆柱齿轮减速器相似。蜗杆、齿轮蜗杆减速器单级蜗杆下置式i=880蜗杆布置蜗轮下边，啮合处冷却和润滑较好，蜗杆轴承润滑也方便。但当蜗杆圆周围速度太大时，油搅动损失较大，一般用于蜗杆圆周速度v5m/s。蜗杆上置式蜗杆布置蜗轮上边，装拆方便，蜗杆圆周速度允许高一些，但蜗杆轴承润滑不方便。蜗杆侧置式蜗杆放蜗累轮侧面，蜗轮轴是竖直。以上仅分析了圆柱齿轮减速器的部分特性，由于此次设计给定了减速器的设计尺寸，其安装位置也有一定的限制，且还要考虑箱体尺寸，内齿轮安装的方便性，要求电机输出轴与减速器输出轴同轴。可考虑的传动方案有两类：（一）同轴式圆柱齿轮减速器，如果为两级传动，传动比840，速比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用，中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，高速运转下，轴易引起共振。载荷沿齿宽分布不均。由于两伸出轴在同一直线上，在很多场合能使布置更为方便，但对于我设计的这个项目显然由于轴承润滑困难，体积较大，不易布置。（二）行星齿轮减速器有很多优点，其传动效率可以很高，单级可以达9699；且传动比范围广，传动功率可以从12W至50000KW，承载能力大；工作平稳，体积和重量比普通齿轮、蜗杆减速器小得多。行星齿轮减速器的特点如下：（1）因为各中心轮构成为共轴式传动，而且载荷分布在几个行星轮上，另外又能合理地应用内啮合，所以结构非常紧凑。由于一个中心轮能同时与几个行星轮相啮合，故使在材料的机械性能与制造精度相同情况下，其外部轮廓尺寸小，载荷能力较大。（2）只需适当选择机构形式，便可以用少量齿轮得到较大传动比，甚至可达几千的数比，即使在传动比很大时，仍然紧凑重量轻。（3）行星机构的传动效率高，在结构布置合理下，其效率可达0.80.9以上，由于行星轮传动的结构对称性，即具有个数均匀分布的行星轮，使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力相互平衡，均可达到提高传动效率的作用。（4）由于采用了数个相同的行星轮均布于中心轮四周，而达到惯性力的平衡，同时使啮合齿数增多。故行星轮机构运行平稳，抗冲击和振动能力强。缺点：对材料要求高，结构复杂，制造和安装困难。综合考虑本设计的尺寸，重量和布置等的具体要求，决定选用行星轮传动方案。由于定轴式的传动系统在换档时有较大的功率损失。因此目前履带车辆上日益广泛采用行星变速箱，行星变速箱在换档时一般都可以实现没有速度损失的动力换档。对于我的这次设计的减速器也应采用行星式的减速方式。2.1.3行星齿轮变速器的工作原理行星齿轮八种传动方案：1)齿圈固定，太阳轮主动，行星架被动。降速传动，通常传动比一般为2.5-5，转向相同。2）齿圈固定，行星架主动，太阳轮被动。升速传动，传动比一般为0.2-0.4，转向相同。3）太阳轮固定，齿圈主动，行星架被动。降速传动，传动比一般为1.25-1.67，转向相同。4）太阳轮固定，行星架主动，齿圈被动。升速传动，传动比一般为0.6-0.8，转向相同。5）行星架固定，太阳轮主动，齿圈被动。减速运动，传动比一般为1.5-4，转向相反。6）行星架固定，齿圈主动，太阳轮被动。升速传动，传动比一般为0.25-0.67，转向相反。7）把三元中任意连接到一起此时传动比为1。8）三元件中任意一个元件主动，其余的两个元件自由，其余两元件无确定的转速输出。 1 2 3 4 1 234为了了解行星齿轮变速器工作原理，下面先分析单排行星齿轮机构的运动规律。图2-1为单排行星齿轮机构的示意图，图上还可标出行星轮所受到的作用力。图2.1 单排行星齿轮机构及作用力 1太阳轮 2齿圈 3行星架 4行星轮 作用于太阳轮1上的力矩： 作用于齿圈2上的力矩： 作用于行星架3上的力矩： 令齿圈与太阳轮的齿数比为，则：因而： 又： 式中，、分别为太阳轮和齿圈的节圆半径；为行星轮与太阳轮的中心距。由行星轮4的力平衡条件得：和 因此，太阳轮、齿圈和行星架上的力矩分别为 （2.1）根据能量守恒定律，三个元件上输入和输出功率的代数和应等于零，即： （2.2）式中，、分别为太阳轮、齿圈和行星架的角速度。将式（2.1）代入式（2.2）中，即可得到表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式 若以转速代替角速度，则上式可写成： （2.3）由式（2.3）可以看出，在太阳轮、齿圈和行星架这三个元件中，可任选两个分别作为主动件和从动件，而使另一元件固定不动，或使其运动受一定的约束，则整个轮系即以一定的传动比传递动力。下面分别讨论以下情况：(1)太阳轮1为主动件，行星架3为从动件，齿圈2固定。此时，式（2.3）中，故传动比： (2)齿圈2为主动件，行星架3为从动件，太阳轮1固定。此时，式（2.3）中，故传动比:(3)太阳轮1为主动件，齿圈2为从动件，行星架3固定。此时，式（2.3）中，故传动比:在此情况下，与符号相反，即表示主动轴与从动轴的旋转方向相反，故为倒档传动情况。(4）若使，则：在或时，同样可得。因此，若使三元件中的任何两个元件连成一体转动，则第三元件的转速必然与前二者转速相等，即行星齿轮系中所有元件之间都没有相对运动，从而形成直接档传动，传动比。如果所有元件都不受约束，即都可以自由转动，则行星齿轮机构完全失去传动作用。由几排行星齿轮机构组成的行星齿轮变速器，其传动比可根据上述单排行星齿轮机构特性方程式推导出来。2.1.4常用行星齿轮传动的形式与特点 从上表2.1分析，WW，NGWN，N和NN最大功率均有限制，而本次设计功率很大为110KW，因此它们都不合适，只可用NGW，NW型，由于NW型在时不宜采用。由下一节知传动比小于7，因此选用NGW型，即太阳轮为主动件，行星架为从动件，齿圈固定。由上一节行星齿轮工作原理知传动比为：式中：为齿圈齿数； 为太阳轮齿数；2.2传动比的确定2.2.1确定发动机最大功率安装在履带车辆上的发动机，它的最大功率可以根据履带车辆以最大功率行驶的工况确定。通常以车辆在良好道路上用最大速度行驶所需的功率，确定为发动机最大功率。由于本设计是由电动机驱动主动轮，所以应该先算出发动机的功率，然后在用发动机的功率和电动机的功率进行比较，看电动机是否能满足车辆的使用要求。本次设计为履带车辆的主动轮减速器设计，整车参数如表2.3整车参数所示。表2.3 整车参数 主 要 参 数满载质量（kg）15500每侧电动机功率（kw）110电动机额定转速（rpm）1500电动机最高转速（rpm）8000电动机额定扭矩(Nm)550电动机最大扭矩（Nm）980电机尺寸(mm)385645主动轮半径（mm）313最大车速（km/h）70最大爬坡度(%)40当知道路条件，以及车辆在此道路上行驶所要求达到的最大速度，发动机所需的最大功率由下式确定： 千瓦 （2.4）式中： G车辆的全重（十牛）； 在良好道路上行驶，要求车辆达到的最大速度（千米/小时）； 车辆在良好道路上行驶的地面阻力系数； 车辆效率。对上表给出的履带车辆的参数，用式（2.4）计算它的发动机最大功率比较困难。因为在公式中仅G和为已知，和值是难于确定的。因此，必须参考现有坦克的实验数据进行选择，计算得到的发动机最大功率是个概略的数值。已经给出的最大速度，是在良好道路上行驶所能达到的，也就是在地面变形阻力系数很小和坡度很小的路面上行驶所能达到的。坦克行驶的地面阻力系数可表示为：由良好道路路面坡度很小，故：式中路面的坡度，等于在所研究的路段上坡高度和水平距离之比。在上述条件下行驶时可采用下列数值：本次设计的坦克采用上述经验值： 履带车辆效率的计算，功率传递由电动机传到连轴器在传到变速箱（减速器），分别取为（电动机），（连轴器），（变速箱）。按上述方法确定后，应根据实际情况选择现有发动机或设计新的发动机。还应指出，在确定最大功率时，既要考虑到发展的可能性。可将选大一点，以适应履带车辆坦克火力的发展。如增加武器或加大口径和变型车辆的需要。另外，还应考虑履带车辆（坦克）的使用条件，如在高原地区使用，高度增加1000米，发动机功率下降10，应该相应的提高发动机功率。因此，由上述公式得： 本设计提供的两台电机一共为220KW，大于，故提供的电机满足要求。2.2.2确定传动比传动方案选择以后，应该先确定传动比。选择的传动比应符合车辆动力性和经济性要求。本次设计为电动机驱动，与普通柴油、汽油机驱动不同。由于普通车辆驱动形式过程中所遇到的阻力变化很大，因此有必要在发动机和驱动轮之间装一个有若干档位的变速器。而电动车辆由于电动机外特性的原因，不需要很多的档位，仅需要12个档位。由于电动车辆经济性研究还不够深入，由于时间和能力上的限制，在本次设计中经济性的考虑放在次要位置，主要以动力性为考虑依据，即传动比应满足最高车速，加速时间，爬坡度的要求。履带车辆传动装置的最大传动比和最小传动比的比值成为车辆的传动范围，以表示以坦克为例说明：式中： 坦克传动装置最抵挡的总传动比； 坦克传动装置最高档的总传动比。由公式可知：为一挡最大速度；为坦克最高速度。发动机在工况一定时，这个数值意味着传动装置能够改变坦克速度或牵引力的范围或倍数。为了确定传动范围必须先确定最高档的传动比和最低档或一挡的传动比。根据在坦克设计中已确定的主动轮半径，坦克最大速度以及发动机的外特性，即可求最高档的总传动比。现在要确定一挡的总传动比，即一挡的减速比，由于经过电机直接传动至减速器，再传至主动轮。但若选小了，发动机最大功率确定以后，最低档的单位牵引力较低；若选的过高，可能使太低，同时由于一挡单位牵引力过高有可能超过地面附着的限制而发不出来。这两种情况都不利于坦克的机动性。一挡总传动比必须根据设置一挡的目的来确定。通常，坦克在一挡时等速行驶所必需的牵引力值，根据在爬最大坡度时所遇到的最大地面阻力确定的。坦克能克服的最大坡度角，在战术技术要求中已作了规定。为了克服此坡度角，坦克等速行驶所需要的牵引力为： （2.5） 式中： G坦克重量（十牛）； 具有最大爬坡角的路面的地面变形阻力系数； 最大坡度角； 主动轮半径（米）； 坦克在最大坡度的路面上行驶时发动机的扭矩（十牛米）； 坦克效率。采用式（2.5）计算时，发动机工况可选在最大功率点工作或最大扭矩点工作。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有1020储备，但此时所得到的传动范围大些，n可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。若选在最大功率点时，爬坡速度较快，同时由于发动机对于外界负荷所具有的适应性，坦克牵引力有1020储备，但此时所得到的传动范围大些，n可能使变速箱的尺寸重量有些增加，若选在最大扭矩点时，爬坡速度较慢，传动范围可以小些。本次设计提供的电机的外特性如2.2图电机外特性所示。图2.2 电机外特性 由于考虑提供的履带车辆参数看出，应用最大扭矩进行计算。电机在最大扭矩点可以工作5分钟以上，因此在这5分钟工作区域履带车辆（坦克）完全可以爬过一定的坡度。根据上表（2.3）提供的坦克的参数。且由于坦克每侧均有一个电机，故计算坦克重量取G/2。代入公式计算得：求出的10.5为坦克最大的传动比，由上图看出电动机的外特性比普通汽油柴油机更能适应外部阻力变化，仅需要12个档位，当以计算坦克的最高速行驶时，则：传动比： 当 ： 时得 ： 由电机的的外特性可知：故可以看出仅用一个档位，一个传动比就能满足要求。2.3 本章小结本章通过坦克车的车重和最大行驶车速，计算出发动机的最大功率，并且是电动机代替发动机是否满足要求，并计算最大传动比。算出电动机的最高转速满足主动轮最大转速要求，并确定了减速器为2K-H(NGW)型，根据整车参数，确定了最大传动比。第三章 齿轮结构设计与计算3.1 行星排的配齿计算及强度校核3.1.1 分配传动比 在以上章节已经选择了NGW型行星齿轮传动，计算得传动比，选择2K-H(NGW)型行星齿轮减速器就应知道行星轮数目与传动比范围的关系。在传递力时，行星轮数目越多越容易发挥行星齿轮传动的优点，但行星轮数目的增加会使其载荷均衡困难，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。因而在设计行星齿轮传动时，通常采用3个或4个行星轮。常用行星齿轮传动的行星齿轮数目与传动比范围。关系见表3.12K-H(NGW)行星齿轮传动比范围。表3.1 2K-H(NGW)行星齿轮传动比范围传 动 简 图行 星 齿 轮 个 数传 动 比 的 范 围32.1 13.742.1 6.552.1 4.762.1 3.982.1 3.2102.1 2.8122.1 2.6 上表摘自机械设计手册，由于本设计采用NGW型减速器，故对于其它类型减速器传动比范围略过没写在上面。表中数值为在良好设计条件下。在一般的设计中，传动比若接近极限值时，通常要进行邻接条件的验算。由以上计算传动比得10.5，对于NGW型减速器，如采用单级传动则由上表可以看出，只能选用3个行星轮数目，才能满足传动比的要求。如果采用单级行星齿轮传动，可以看出齿数必然很多，直径必然很大，这样对于设计空间可能不够在直径方向有可能超出范围。且在轴向方向空间利用率不高，轴伸过长，不容易于支撑。因此依据前人的经验，决定采用NGW型两级减速传动进行设计计算。由上表选用4个行星轮。接下来则要决定如何确定传动比的分配了，多级行星齿轮传动的各级传动比的分配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级2K-H(NGW)型行星齿转动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级被齿轮分度圆直径之比接近1。通常使/等于11.2。2K-H(NGW)型两级行星齿轮传动的传动比分配如图3.12K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图所示。 图3.1 2K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图图中和分别为高速级及总的传动比，E可按下式计算： 式中：行星轮数目； 齿宽系数； 载荷不均匀系数； 接触强度的齿向载荷分布系数； 动载系数； 接触强度的寿命系数； 工作硬化系数； 计算齿轮的接触疲劳极限。式中和图中代号的角标和分别表示高速级和低速级；及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于1.82。如果全部采用硬度350的齿轮时，可取。最后算得之E值如果大于6，则取E6。设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则, 取， /=1.2， 查表得, 上面两个传动比就是分配后得到的两个传动比，是两级2K-H（NGW）型行星齿轮减速器的串联，下面就要具体设计计算，确定行星齿排的齿数等一系列的参数。3.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件由于在上一章我们知道了行星齿轮传动的原理，2K-H(NGW)型减速器为太阳轮输入，齿圈固定，行星架输出。其传动比为: （一）传动比条件 式中: 为齿圈齿数； 为太阳轮齿数。其结构参数K与传动比的关系为： （3.1）对已知机构参数K的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计时需进行计算，称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循以下条件。（二）同心条件对2K-H型行星传动，其三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即其中心轮与行星轮组成的所有啮合副的实际中心距必须相等。为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在NGW型传动，太阳轮A和行星轮C的中心距应等于行星轮C与内齿轮B的中心距，即。可如下图32所示。 图3.2 行星轮同心条件示意图如图，对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，上式可写成： 式中： m为模数； 为太阳轮齿数； 为行星轮齿数； 为齿圈齿数。整理后得：或2对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为： 式中：太阳轮与行星轮的啮合角； 行星轮与齿圈之间的啮合角。因必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。（三）装配条件NGW型 欲使数个行星轮均匀地配置在中心轮周围，而且都能嵌入两个中心轮中间，如果行星轮的个数与各齿轮没有满足一定的关系，这些行星轮是装不进去的。因为当第一个行星轮装入之后，两个中心轮的相对位置就确定了，这时按平均布置的其他行星轮在一般情况下就不可能嵌入两个内、外齿中心轮之间，即无法进行装配。为了保证能够装配，设计时必须满足行星轮个数与各齿轮齿数之间符合一定的关系的要求，这就称为装配条件。满足装配条件，可以保证各行星轮均布地安装于两中心齿轮之间，并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象。装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目的整数倍，即公式：q (整数) 或 (整数)就是使所选用的q个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为： （3.2）由推导可知： 当行星轮均匀分布时，将式（3.2）代入得： （3.3）这就是行星排的装配条件，可以叙述为行星齿轮数因为齿圈和太阳轮齿数的整因子之一。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角必须满足式（3.2）的条件。这是只要符合同心条件可用四个行星轮，两两对称地分布，也能使径向力相互抵消。(四)相邻条件在行星齿轮传动中，相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们之间有一定间隙，通常最小间隙应大于半个模数，这个限制称为邻近条件。除了要满足上述两个条件之外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高速运动的齿轮，产生很大的搅油损失，将使传动效率降低，因此两行星轮齿顶圆之间通常应根据模数m留出1m2m毫米以上的间隙，如3.3图所示行星轮相邻条件示意图。相邻条件必须保证相邻两行星轮互不相碰，并留有大于0.5倍模数的间隙，根据相邻条件，相邻两个行星轮的中心距L应大于最大行星轮的顶园直径或者如图3.3所示。 图3.3 行星齿轮相邻条件示意图即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。当行星轮均匀分布时，q=3一般都不会干涉，q=4且k4.5时b也在58mm以上，可不检查，若需要，可用作图法或下式检查相邻条件： （3.4）式中：A太阳轮和行星轮得中心距； Dex为行星轮齿顶圆直径。3.2 减速器高速级的计算3.2.1行星排的配齿计算（1）配齿计算如上图3.3行星齿轮相邻条件示意图所示，选择行星轮数目取4，由于3.7，距可能达到的传动比极限较远，所以可不检验邻接条件。确定各轮齿数岸上步配齿公式进行计算。 取C等于30得： 由于两对齿轮传动齿数最好互质数，这样能保证磨损比较均匀。以便分散和消除齿轮的制造误差，故取 为了适应变为的需要初选。在行星传动齿轮中，合理采用变位齿轮可以得到下列好处：获得准确的传动比；提高啮合传动质量和承载能力；在传动比得到保证的前提下得到正确的中心距；可以得到相当大的传动比；在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择具有较多的自由。但由于为整数，故不需要进行变位处理，采用标准齿轮及标准啮合角，就可以符合上述要求。（2）按接触强度初算AC传动的中心距和模数对于闭式行星齿轮传动，其工作环境和润滑条件比良好，因此齿面点蚀、折断、轮齿裂纹、胶合和塑性流动是它们的主要失效形式。而对于开式齿轮传动，它们的主要失效形式是磨损和断齿。本次设计为闭式齿轮传动，对于闭式齿轮传动，目前一般的方法是先按齿面接触疲劳强度简化设计公式设计齿轮的主要尺寸和参数，然后校核其齿面接触和齿根弯曲疲劳强度，必要时还需校核静强度和抗胶合能力。不过无论用什么方法，都必须满足齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和静强度等要求，使之在预期寿命内可靠的工作。下面开始计算：输入扭矩: 有机械设计手册第三卷第14章14-5-18表，载荷不均匀系数。在一对AC传动中，太阳轮传递的扭矩： 查机械设计手册等于2。齿数比： 太阳轮和行星轮得材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC6062（太阳轮）和HRC5658（行星轮）。 由于齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用0.3；通用减速器常取。由于斜齿轮传动平稳，受力均匀，受冲击小。故考虑用斜齿轮，则按计以上算公式得: 故模数： 取模数m=3。考虑到行星齿轮轴级轴承的直径所以模数取得比较大。（3）行星排齿轮结构参数的计算未变位时的中心距：则取AC传动的中心距90mm 。计算预计啮合角：查机械设计手册得：，按预计啮合角，可得出A-C传动的中心变动系数。根据国家标准，齿轮压力角，变位系数为，齿顶高系数，顶隙系数。则。计算A-C传动的实际中心距变动系数和啮合角计算A-C传动的变位系数 则： 则 CB传动的中心距: 太阳轮分度圆直径： 行星轮分度圆直径： 齿圈分度圆直径： 太阳轮齿顶圆直径： 行星轮齿顶圆直径： 齿圈齿顶圆直径： 由公式： 得出公式则： 太阳轮齿根圆直径： 行星轮齿根圆直径： 齿圈齿根圆直径： 计算齿宽： 取整为36mm 式中：太阳轮与齿圈宽为36mm，行星轮为43mm计算当量齿数： 计算重合度： 3.2.2 验算高速级AC传动的接触强度计算行星轮传动与定轴线齿轮传动的公式相同。确定Kv和Zv所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度。 式中，A轮分度圆直径指太阳轮直径对于重要的行星齿轮传动，齿轮强度计算中的齿向载荷分布系数和可用下述方法确定： 弯曲强度计算时： （3.5） 接触强度计算时： （3.6） 式中：齿轮相对于行星架的圆周速度； 大齿轮齿面硬度对及的影响系数； 齿宽和行星轮数目对及的影