TYQ4190型汽车轮边减速器的设计 毕业论文.docx 57页

'XXXX大学毕业设计说明书班级：姓名：学院：专业：题目：TYQ4190型汽车轮边减速器的设计Designingthewheel-sideplanetaryreduceroftheTYQ4190指导教师：职称:职称:20**年**月**日II 毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目：汽车轮边减速器设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：要求：1.根据原始数据和有关资料，进行文献检索、调查研究工作；2.综合应用所学基础理论和专业知识，制定最佳设计方案；3.所设计的轮边减速器总成应满足1250型载重车的各项性能要求；4.设计图纸要求布局合理，正确清晰，符合国家制图标准及有关规定；5.毕业设计说明书要求内容完整、层次清晰、文理通顺，具体按照太原理工大学毕业论文规范撰写；6.通过毕业设计，掌握轮边减速器的结构型式、设计方法；7.独立按时完成毕业设计所承担的各项任务。原始数据（资料）：1、质量参数：(kg)载质量整备质量总质量挂车质量半挂鞍座质量120007000190003500011000尺寸参数：(mm)外形尺寸5980×2500×3030轴距3400接近角/离去角(度)18/32车箱内部尺寸轮距2027/1820最小离地间隙2402、其它参数：1)、最高车速：98km/h2)、最大爬坡度(%)：30　3)、车轮及轮胎：12.00R204)、轴数：2毕业设计（论文）主要内容：1.结合4190型牵引车的相关参数及结构特点，进行轮边减速器总成的设计；2.确定轮边减速器的结构类型；3.确定轮边减速器总成的主要性能参数；4.轮边减速器总成的设计、计算、分析、制图；5.其他相关零部件的设计；6.结合本课题查阅并翻译1万印刷符合的英文资料；7.模拟申请专利一份8.编写设计说明书。II 学生应交出的设计文件（论文）：1.轮边减速器总成图纸一套；2.毕业设计说明书。（按太原理工大学学生毕业论文撰写规范写）主要参考文献（资料）：1吉林大学汽车工程系编著.汽车构造(下册)第五版.北京：人民交通出版社2王望予.汽车设计(第4版).北京：机械工业出版社3机械设计手册(上.中册).北京：化学工业出版社4(日)武田信之著.方泳龙译.载货汽车设计.北京：人民交通出版社5高维山.驱动桥.北京：人民交通出版社6QC/T265-2004《汽车零部件编号规则》专业班级学生要求设计（论文）工作起止日期2011-3-21---2011-6-17指导教师签字　日期2011-3-21教研室主任审查签字日期系主任批准签字日期II 开题报告一、综述本课题国内外研究动态，说明选题的依据和意义轮边减速器一般为双极减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器。在一些矿山水利及其他大型工程等所用的重型汽车，工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等，要求有较高的动力性，而汽车车速相对较低，因而其传动系的低档总传动比很大，为了使变速器分动器传动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致一些重型汽车大型汽车的主减速比必须很大，还有一些越野汽车要求在坏路上和无路地区具有良好的通过性，即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路及无路地带时有足够离地间隙(如松软的土壤、沙漠、山地、雪地沼泽等)，因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时，需要在车轮旁附加轮边减速器。我国研制汽车轮边减速器始于20世纪70年代中期，由于各种原因，至今发展不快，只有几个厂家从事生产，技术水平只相当国外20世纪80年代末的水平，数量和质量也远远满足不了国内运输业发展的需要。进入21世纪以来，我国经济形势发生了很大的变化。公路运输得到了很快的发展，为了降低运输成本，缓解铁路压力，促使了汽车的运输能力和载货量逐渐加大。因此，重型汽车轮边减速器在我国的应用前景十分广阔。自从我国加入WTO之后，减速器行业面临极大的压力与挑战，为了应对这一严峻形势，一方面要引进更多更好的国外产品与相关技术，另一方面必须迅速发展民族工业。国外的汽车减速器应用得比较好，技术也比较先进，但价格比较高。一般情况是：国外的整机的价格是国内价格的2～3倍，而易损件、备件的价格却是5～8倍，因此，发展我国的轮边减速器产品是非常必要的。轮边减速器属于汽车减速零部件的关键总成，是为了提高汽车的驱动力，以满足或修正整个传动系统力的匹配。本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。(1)重型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～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II 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。(2)对于行星齿轮减速器结构设计方面，目前国外已经广泛采用了CAD／CAE／CAM一体化的设计方法，这是一种面向零件的参数化的3D实体模型设计技术，与以往传统的二维设计方法相比，这是一条革命性的设计理念。通过三维结构设计与优化设计的完美结合，可以使设计一体化，对工作效率的提高是非常有好处的。当前，国外的一些公司针对产品的不同特点，开发出了很多专用的优化设计模块，这些优化设计模块之间有良好的数据接口，产品的几何模型可以通过它们实体造型模块的优化结果直接输出，这样的设计大大提高了工作效率，对于产品开发周期缩短，企业研发能力的提高都有好处，由于开发的产品周期短、速度快，可以使企业在市场竞争中处于领先地位。目前，我国机械设计发展比较快，设计水平也在不断的提高。(3)随着计算机广泛应用于设计领域，在产品的研发初期，可以应用计算机辅助工程(CAE)，通过计算机模拟实际工作情况，对产品的各项性能进行检测，比如对其静态的，动态的性能进行测试，这样可以在设计时发现产品的缺陷，避免样机制造的风险，用CAE技术不仅可以降低研发成本，缩短研发周期，而且可以对设计的结果进行验证，这样可以整体了解产品的性能，省去一些不需要的环节，节省研发费用，现在对于一些特别复杂的机械零件，由于在CAE中不易建模而采用在三维CAD中进行建模，把所建好的实体模型数据，用另一种可以让CAE软件识别的格式保存，然后导入到CAE软件中。目前，采用ADAMS、ANSYS等有限元分析软件对所设计的机械产品进行有限元分析在设计中得到了广泛的应用。随着计算机性能的提高和设计人员经验的积累，对产品设计的仿真模型与实际模型相差很小，这样可以保证仿真性能的可靠性。近些年由于国家对制造业的重视，许多国内高校及科研部门对计算机辅助方面有了一定的投入，特别在有限元方面，并取得了一定得成果。随着有限元方法的应用，普及以及设计人员的经验积累，实体建模将越来越接近真实结构，这样的研究成果才能真正指导生产实践。二、研究的基本内容，拟解决的主要问题：本论文就是对轮边减速器进行研究，找出合适的方法，为自主研发出具有结构简单，高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。1查找相关参数及结构特点，进行车轮减速器和桥壳总成的设计；2确定轮边减速器和桥壳的结构形式；3确定轮边减速器和桥壳的主要性能参数；4轮边减速器和桥壳的总成的设计、计算、分析、制图；5其他相关零部件的设计；6结合本课题查阅并翻译不少于3000字的英文资料；7编写设计说明书；三、研究步骤、方法及措施：方法主要有文献研究法：通过对中国学术期刊网，万方数据资源系统等中英文数据库的检索，收集有关资料，并对收集的资料进行归纳分析，为论文作铺垫。(1)重要零部件选型设计：选择轮边减速器和桥壳的结构形式及零部件的结构设计，选择和计算基本参数。(2主要零部件的强度校核：利用有限元发对轮边减速器行星架的结构强度进行分析校核。(3总装图与零件图的计算机绘制：本项目的所有图纸运用CATIA软件进行绘制，均采用电子文本，部分重要零部件采用三维图，并在计算机上进行模拟装配，以求减少设计失误。II 四、研究工作进度：第1-4周：调查研究，收集资料，翻译外文资料，确定轮边减速器的结构形式。第5-8周：确定轮边减速器的总体尺寸和结构参数，计算性能参数并进行结构设计。第9-12周：绘制轮边减速器和桥壳总成图。第13-16周：绘制零部件二维工程图，整理资料，撰写毕业论文。第17-18周：毕业答辩五、主要参考文献：【1】刘淮信主编.汽车设计.北京；清华大学出版社，2001【2】陈家瑞主编.汽车构造，机械工业出版社，1997【3】机械设计手册编委会.机械设计手册.北京；机械工业出版社，2004【5】邓勋、张文明、郭耀斌.BZQ3390矿用自卸车轮边减速器的设计.煤矿机械，2008，vol.29（No.6）;16-18【6】张华增、曹人乐.改进轮边减速器垫片结构.科技创新报，2008,No.22;78【7】焦万铭、冯雅丽、杨钰.狂勇气车轮边二级行星减速器设计.矿山机械，2008，vol.36;38-39【8】刘玉春、罗维东等.矿用汽车轮边减速器可靠性优化设计.机械设计制造，2006，No.9;18-20.【9】杨锁望、韩玉琪、杨钰.矿用自卸车驱动桥壳结构分析与改进设计.专用汽车，2005，No.1;21-23【10】杨钟胜.矿用自卸车驱动桥轮边减速器的研究与制造.汽车工艺与材料，2011，No.10；37-47【11】项生田、李剑敏等.轮边减速器行星架结构强度和疲劳寿命分析.汽车工程，2011，vol.33(no.5);417-421【12】张宝成.轮边减速器内齿圈的结构改进设计.北京矿冶研究总院.【13】李必文、张春良.轮边减速器优化设计存在的问题及对策.中国工程机械学报，2008，vol.6(no.1);53-57【14】汪振晓、李增辉.轮边减速器总成的设计.汽车科技增刊，2008,【15】陈海、洪恒恒等.驱动桥桥壳有限元分析及结构优化.开发研究，2011，no.7；48-49【16】尹道骏.重型汽车轮边减速器的研究.合肥工业大学.2010【17】C.Yuksel、A.kahraman.Dynamictoothloadsofplanetarygearsetshavingtoothprofilewear.TheuniversityofToledo,2004.【18】C.H.Mcmurray、W.J.Blanchflower.Multi-Channel,ProbeColorimeterforUsewiththeMicro-elisaTest,WhichMakesUseofDisposableFlat-bottomMicrohemagglutinationplates，ClinicalChemistry，1979，vol.25(no.4)；570-576【19】YichaoGuo、RobertG.Parker，Purelyrotationalmodelandvibrationmodesofcompoundplanetarygears.MechanismandMachineTheory，2010六、导师意见：指导教师（签字）II 摘要本文根据TYQ4190型半挂牵引车的设计要求，完成了轮边减速器的设计。由于车速要求较高，且其载重量大，对其结构的强度要求较高。对比已有车型并考虑各种传动的优缺点选取轮边减速器的类型为NGW行星齿轮减速器，根据分配的传动比，初步确定齿数，然后按照扭矩特性和轮齿的弯曲强度公式计算出齿轮副的模数。计算出基础参数以后根据该参数设计齿轮副的其它尺寸和轮边减速器的结构参数。对该齿轮副进行效率检验和强度校核。同时对轴承和连接花键的选择和设计，并进行了强度校和。在轮边减速器校验合格后，运用UG对轮边减速器进行三维建模，创建的轮边减速器三维实体模型可以直观的看到各零件之间的匹配是否合理，有无干涉，是对设计尺寸的初步检验，而且也是对零件仿真分析和加工的一个基础。在三维图合理无干涉的情况下用CAD软件绘制图纸完成设计任务。关键词：半挂牵引车，轮边减速器，UG，行星齿轮II AbstractInthisarticle,itintroducesthedesigningofthewheel-sideplanetaryreducerofTYQ4190semi-trailertowingvehicle.Accordingtothehighspeedandthelargeloads,weneedahigherstrengthofitsstructure.Referencetoexistingmodelsandconsidertheadvantagesanddisadvantagesofvarioustransmission,selectiontheNGWplanetarygearreducer.Accordingtothegivenparameters,choosethebestgearnumbersandthem.Principleisthatmakesurethesizeofthestructureisassmallaspossible.Calculatedallpartsofthestructure’ssize,andthencheckit’sstrength.Designthestructureformsofthebearingsandthespline.Afterthecompletionofmechanicaldesign,wehavetoestablishthemainpartsofthethree-dimensionalmodelwithUGsoftware.Whileestablishingthethree-dimensionalofthegears,wecancheckthereasonablenessofaplanetarygear.Anditisthebaseofsimulationanalysisandprocessing.Keywords:semi-trailertowingvehicle,wheel-sideplanetaryreducer,UG,planetarygearIIII目录摘要IAbstractII引　　言11绪论21.1轮边减速器文献综述21.1.1轮边减速器分类及工作原理21.1.2国内外发展现状和发展前景41.2课题背景及开展研究的意义51.2.1课题背景51.2.2研究的意义51.3主要研究内容62齿轮传动的参数设计计算7II 2.1已知条件72.2设计计算72.2.1分配传动比72.2.2选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图82.2.3配齿计算112.2.4初步计算齿轮的主要参数123验算和效率的计算173.1.装配条件的验算173.2传动效率的计算174行星齿轮的强度校核204.1行星齿轮传动的受力分析204.2太阳轮-行星轮齿轮副强度的校核214.2.1齿面接触强度的校核计算214.3行星轮-内齿圈齿轮副的校核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325轴承载荷和寿命的校核345.1承载轴承的选用345.2行星轮轴轴承的校核346花键的选择和计算366.1主动轴花键的选择及强度计算366.1.1花键副齿数与模数的确定366.1.2花键副的强度计算366.2其他花键的选择376.2.1齿圈毂与内齿圈啮合处花键的选择376.2.2齿圈毂和桥壳总成377UG建模387.1UG简介387.2UG模型示图388行星轮加工工艺设计418.1选择毛坯尺寸418.2拟定工艺路线428.2.1定位基准的选择428.2.2加工阶段的划分428.2.3确定工艺路线42结论44参考文献45致谢46II 引　　言轮边减速器在国内外都已发展多年，目前技术已经比较成熟，但国内的研究与国外的先进国家相比仍有一段差距。本文设计的轮边减速器采用技术较为成熟的行星齿轮传动结构，与普通齿轮传动相比他有很多优点，如可以减小体积和重量，并且可以达到较高的变比。本文根据已给出的部分参数，设计了模数为5的一级行星齿轮减速器。计算了其参数，并且对太阳轮和内齿圈的齿面和齿根分别进行了强度校核。并且设计了连接件，如花键，螺栓等。并且用UG建立了三维实体模型，并组装成装配图，以察看其配合程度。II 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，如安装尺寸条件和传动方向等，因此在设计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直齿和行星齿轮传动两种结构形式，但由于普通直齿传动有很多不可避免的缺点已经很少使用。如速比的限制，安装尺寸的限制，传动方向的限制等，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轮边减速器文献综述国内外载货汽车的驱动桥为了实现更好的降速增扭的作用，一般采用双级减速器，在双级式主减速器中，若第二级减速器齿轮有两幅，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，称为轮边减速器，在重型载货汽车上该装置广泛采用行星齿轮传动，轮边减速器是载货汽车传动系中最后一级减速增扭装置。行星减速器与普通齿轮减速器相比，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，同时降低主减速器、半轴、差速器的负荷，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[1]。1.1.1轮边减速器分类及工作原理1.1.1.1轮边减速器的分类通过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。减速器是变速器的一种，还有增速器。由一系列相互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，即在输入轴与输出轴之间获得预期的传动比大小和转向关系。根据轮系在运转过程中各轮几何轴线在空间的相对位置关系是否固定，可将轮系分为定轴轮系和周转轮系。本文将要设计的轮边减速器是行星齿轮传动，它属于周转轮系。当轮系运动时，至少有一个齿轮的轴线是绕其它定轴齿轮的轴线转动的轮系称为周转轮系。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。周转轮系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。行星齿轮减速器安结构可分为如下三种：2K－H，3K，K－H－V（K－中心轮，H－行星架，V－输出轴）2K－H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II 采用2K－H型。2K－H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，ZUWGW。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4.47，而NGW型最佳传动比为3～9[2]，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，只需要一级就足够。行星齿轮传动的主要特点是体积小，承载能力大，工作平稳；但大功率高速行星齿轮传动结构较复杂，要求制造精度高。行星齿轮传动中有些类型效率高，但传动比不大。另一些类型则传动比可以很大，但效率较低，用它们作减速器时，其效率随传动比的增大而减小；作增速器时则有可能产生自锁。行星齿轮传动应用广泛，并可与无级变速器、液力耦合器和液力变矩器等联合使用，进一步扩大使用范围。行星轮作为减速器可以安置在轮边，则称为轮边减速器。轮边减速器一般分为普通圆柱齿轮减速器和行星齿轮减速器，由于普通齿轮减速器有很多不可避免的缺陷，因此采用较少。有的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，同时降低主减速器，半轴，差速器的负荷，减小传动部件的结构尺寸，保证后桥具有足够的离地间隙。同时提高了车辆的通过性能以及降低了整车的装备质量。1.1.1.2工作原理图1-1汽车轮边减速器结构图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-制动器根据我们选择的NGW型轮边减速器简单介绍一下其工作原理。轮边减速器主要是由太阳轮、行星轮、齿圈和行星轮架组成，一般其主动件太阳轮与半轴相连，II 被动件行星轮架与车轮相连，齿圈与桥壳相接，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。从发动机经离合器、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。从而减少了轮边减速器前面各个零件的受力。如图1-1所示：太阳轮7通过花键与半轴12相连接，并随半轴转动。齿圈3与齿圈座2用螺钉10连接，而齿圈座2被锁紧螺母8固定在半轴套管l上不能转动。在中心齿轮7和齿圈3之间装有三个行星齿轮4，行星齿轮通过圆锥滚子轴承和6支撑在行星架5上。行星架5用螺栓9与轮毂1l相连。差速器的动力从半轴12经中心齿轮7、行星齿轮4、行星架5转给轮毂而驱动车轮旋转[3]。1.1.2国内外发展现状和发展前景1.1.2.1国内外现状我国早在南北朝时代，祖冲之就发明了有行星齿轮的差动式指南针，因此我国行星齿轮传动的应用比欧美各国早一千多年。但是随着时代的发展，我国渐渐落后于西方发达国家，目前已经有了很大的差距，但是我们正在努力发展，自主创新[4]。现在已经有许多专家，学者及工程技术人员做了相关的研究。但是与国外先进的技术相比还是有很大的差距。我国自主研发的减速器大都是中小功率的，以齿轮传动、蜗杆传动为主，并且存在产品质量不过关，功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低，可靠性低，使用寿命不够长，且新产品研发周期长等很多缺陷。因此，如何改进设计方法，提高设计质量是装载机行业发展的关键因素之一。目前我国新颁布了NGW－L型（JB1799-76）、NGW-Z型（JB3722-84）、NGW-S型（JB3723-84）和NGW-L型（JB3424-84）四个行星齿轮减速器标准。并且组织了专业化成批生产，在国内进行了推广应用。自中国加入WTO后，我国的汽车行业迅猛发展，车用减速器也随着时代的脚步逐渐成长成熟起来。进年来轮边减速器部分也不断踊跃出很多新的很有创意的设计，虽然这些设计离最终成型使用还有一些差距，但是，足见我们在创新设计上，已经迈出了一大步。但是相比于国外先进的技术，我们还有待于进一步的提高，增加自主创新的能力。目前我国所使用的减速机主要是从德国，英美进口的，自主研发的减速机一般很少在大型矿用车上使用[4]。1.1.2.2发展趋势目前随着电子技术的发展，非公用车已向着智能化，无人化发展。越来越多的电控系统以及液压系统被运用到矿用车上来，使得矿用车的操作越来越简易方便，产量也更大。例如卡特彼勒系列非公用车就有很多人性化的辅助系统。如：全自动的缓行制动，发动机的转速由电控单元根据传感器和节气阀所给出的数据自动调节。变速器也有自动档，可以自动改变车速。在机械硬件方面卡特彼勒也可以称得上业界内的航母，他的机械部分设计简便，人性化，强度高，使用寿命长，且维修方便。II 目前行星齿轮都向着大功率，大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。1.2课题背景及开展研究的意义1.2.1课题背景本文是根据TYQ4190型汽车已知参数和工作环境等已知条件所设计的轮边减速器。减速器任务就是在满足传动速比，传动效率和传动强度的条件下，设计出结构简单，效率高，成本低，易加工，工艺性好的传动机构。主要工作任务就是根据已知条件选择齿轮副的齿数和模数，并校核其齿轮副的齿面接触强度和齿根弯曲强度。同时还要设计其连接件和其他的一些零配件，如连接用的花键，和支撑用的轴和轴承等。还要考虑到固定用的挡圈和连接螺栓等。在设计的同时，还要考虑其装配条件，如装配顺序，装配基准和公差等。当然，还要了解一下目前我国的轮边减速器发展状况，已考虑其细节问题，可以达到与市场结合。根据陕西同力重工有限公司的市场调查表明我国非公用车的工作环境普遍为车辆行驶路面工程道路，路面松软，硬实度差，道路阻力大，道路附着系数小。且运营环境的空气质量也很差，扬尘浓度很高，对作业工人的身体伤害很大，还有就是承载运输量大，作业强度高[5]。纵观国内减速器的发展现状，我们在保持行业的可持续发展，技术创新的同时，应当看我我们存在的问题。要采取积极地应对方案力争在较短时间内能有所进展。目前，我国该行业存在的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较为粗放，相当比例的产品仍为中低档次、缺乏有国际影响力的产品品牌、行业整体散、乱情况依然较为严重。因此，我国的发展之路仍是任重道远。1.2.2研究的意义传动系统通常由变速装置，起停和换向装置，制动装置及安全保护装置等基本部分组成。变速装置是传动系统中很重要的组成部分，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，甚至能否启动。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。尤其是大型非公用车，由于空间限制，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。一般说来，轮边减速器的设计应该满足以下要求：保证汽车在各种使用工况下对速比的变化要求，这一速度变化应从零到最高车速。在发动机旋转方向不变的情况下，可获得倒档行驶。汽车在转弯的时候，能差速，保证转弯正常。保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。为了使变速器，分动器，传动轴等总成不致因承受过大扭矩而使它们尺寸过大，重量过重，应将其传动比以尽可能的比率分配给驱动桥，采用较大的传动比，使其达到所需要的减速要求[22]。轮边减速器设计的主要任务是：从各方面考虑，选择合适的尺寸，提出整体设计方案。各零部件合理布置，对其强度，刚度，寿命进行校核，使其结构合理，性能优良。满足传动比条件，同心条件，装配条件和邻接条件。II 对于两级或多级定轴齿轮传动减速器，传动比分配的原则如下:使各级齿轮传动的承载能力相接近使各级齿轮传动中的大齿轮浸油深度大致相等，以实现油池润滑使减速器获得最小外形尺寸和重量轮边减速器作为传动系的最后一个环节,他承载着最大的扭矩,他的强度和结构合理与否直接影响着整车的性能,因此轮边减速器的设计至关重要。我所设计的轮边减速器结构简单,体积小巧,质量轻便,使用和更换都很方便,对于提高整车的速比,减轻质量,较小燃油消耗率等方面都起了很大的作用。1.3主要研究内容本课题主要根据TYQ4190车辆结构及性能要求，完成轮边减速器的设计；设计内容主要包括：轮边减速器结构形式的选择：轮边减速器齿轮基本参数的选择；轮边减速器主要尺寸的计算；轮边减速器主要配合及紧固件设计；绘制轮边减速器三维模型。2齿轮传动的参数设计计算2.1已知条件轴距3400mm；整备质量:7000kg；总质量：19000kg；最高车速：98km/h.；最大爬坡度：30%；发动机最大功率：196/2200kw/rpm；最大扭矩/转速：1100/1300-1600Nm/rpm；轮胎尺寸II 新胎充气后轮胎最大使用尺寸规格断面宽度外直径断面宽度外直径一般花纹加深花纹一般花纹加深花纹12.00R203151125113533711251135轮辋8.5-20：中心孔直径：281螺孔直径：16螺孔对称直径：3352.2设计计算2.2.1分配传动比主减速比对于主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及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的选择应在汽车总体设计时和传动系统总传动比it一起由整车动力计算来确定。可利用发动机在不同i0下的功率平衡图来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系统参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。所选择的i0值应能保证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及其np的情况下，。这时i0值应按下式来确定：式中rr------车轮的滚动半径，m;igh-----变速器的最高档传动比。将已知的汽车参数带入得到普通双级主减速器的第一级的减速比i01比第二级的减速比i02稍小些，通常i02/i01=1.4-2.0，轮边减速器作为双级主减速器的第二级，参考同类车型并考虑尽量发挥轮边减速器的优点，选取较大的轮边减速比。所以在分配减速比时选择如下：1.53.152.2.2选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图行星轮式减速器类型很多，按其基本构件代号可分为2Z-X、3Z和Z-X-F三大类(其中Z—中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如NGW型、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型、N型等（其中N—内啮合，W—外啮合，G—公用齿轮，ZU—锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表2-1[2]。表2-1传动类型与传动特点II 传动类型机构简图传动特性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW2Z-X负号机构NGW1.13~13.7=2.7~9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好NW1~50=5~25不限>7时，径向尺寸比NGW型小，可推荐采用工作制度不限II NN1700一个行星轮时=30~100三个行星轮时<3040可用于短时、间断性工作制动力传动转臂X为从动时，当，大于某值后，机构自锁3Z负号机构NGWN500=20~100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差当a轮从动时，达到某值后机构会自锁，即0根据条件，传动比较小，传动扭矩较大，转速低，工作环境较恶劣，易有冲击载荷，结构尺寸限制不大，可以稍微选用大一点的结构，要求结构简单，成本低。由此选用2k-h，NGW型的行星齿轮传动系统。根据在该行星机构中主动件、何为从动件和固定件的不同，NGW型轮边减速器有三种结构方案如图2-1：II a）太阳轮为主动件，齿圈为从动件，行星齿轮架为固定件b）太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，齿圈为固定件c）齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，太阳轮为固定件1-太阳轮；2-齿圈；3-行星齿轮架；4-行星齿轮；5-半轴；6-桥壳；7-驱动车轮图2-1单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的结构方案有行星齿轮机构一般运动规律的特性方程：a——从动轮与主动轮的齿数比可以求出这三种结构方案的路边减速器的减速比：(1)当太阳轮为主动件，齿圈为从动件而行星齿轮架固定时如图2-1（a）(2)当太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，而齿圈固定时如图2-1（b）(3)当齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，而太阳轮固定时如图2-1（c）式中，，一一太阳轮、齿圈、和行星轮架的转速一一太阳轮、齿圈的齿数根据汽车的传动特点，减速器的位置布置和合理的离地间隙，本次设计采用图（b）结构方案。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2-2如下：II 图2-2轮边减速器结构简图2.2.3配齿计算由所给条件知，轮胎宽317mm，轮辋中心孔直径281mm，传动比3.15，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为22,行星轮数目np=5，若不合理再重新选择。根据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比(2.1);因此特性参数p=2.15=p×Za=2.15×22=47.3(2.2)；(2.3);取=22，48，Zc=132.2.4初步计算齿轮的主要参数在行星齿轮传动中，各齿轮齿数较常见的失效形式有齿面点蚀，齿面磨损和轮齿折断。在行星齿轮传动中，各齿轮的轮齿工作时，其齿面接触应力是按脉动循环变化的。若齿面接触应力超出材料的接触持久极限，则轮齿在载荷的多次重复作用下，齿面表层产生细小的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩展，使表层金属微粒剥落面形成疲劳点蚀。轮齿出现疲劳点蚀后，严重影响传动的稳定性，且致使产生震动和噪声，影响传动的正常工作，甚至引起行星传动的破坏。提高齿面硬度，减小齿面粗糙度，提高润滑油黏度和接触精度，以及进行合理的变位均能提高齿面抗点蚀的能力。在行星齿轮传动中，齿轮在载荷的多次重复作用下，齿根弯曲应力超过材料的弯曲持久极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹。裂纹逐渐扩展，最后导致齿轮产生疲劳折断。另外，还有过载遮断，轮齿因短时过载或冲击过载而引起的突然折断，称之为过载折断。用淬火钢或铸铁制成齿轮，容易产生过载折断。齿面磨料磨损是由于齿廓间相对滑动的存在，如果有硬的屑粒进入轮齿工作面间，则将产生磨料磨损。闭式齿轮传动中，应该注意润滑油的清洁和及时更换。而开式齿轮传动的工作条件较差，其主要的失效形式就是磨料磨损。II 2.2.4.1齿轮材料和热处理的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择应综合得考虑到齿轮传动的工作情况，如载荷性质和大小，工作环境等，加工工艺和材料来源及经济性等条件。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，重载的重型机械的行星齿轮传动装置应选用调制钢40Cr,35SiMn,35CrMnSi等材料。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[6]。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型矿用电动轮自卸车的重型重载特征，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a和行星轮c均采用20CrMnTi渗碳淬火的调质合金钢，其齿面硬度HRC=60取σHlim=1500N/㎜2；σF/lim=470N/㎜2；中心轮a和行星轮c的加工精度为6级。内齿轮B选用42CrMo调质表面淬火的合金钢其齿面硬度为HRC=55取σHlim=1160N/㎜2；σF/lim=360N/㎜2；加工精度为7级；2.2.4.2模数的计算在计算行星齿轮传动强度时，将各种传动类型的行星齿轮传动分解成其对应的若干个相互啮合的齿轮副。然后，载将每个啮合齿轮副视为单个的齿轮传动。在设计行星齿轮传动时，其主要参数可先安类比法，即参照已有的形同类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件，结构尺寸和安装条件来确定。常用的办法是按齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径d1或者按轮齿弯曲强度初算齿轮模数m。在增大10%~20%。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进行补偿），因此只需要分析和计算其中的一套即可，中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩由(2.6)计算：(2.6)—中心轮a所传递的转矩，N.m；—行星轮数目。代入数据可得T1=3172N.m；中心轮1的模数可由(2.7)估算II （2.7）—算式系数，对于直齿轮传动，对于斜齿轮传动；—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；—使用系数；—综合系数；—计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；—小齿轮系数；—小齿轮齿宽系数；—齿轮副中小齿轮齿数；—试验齿轮弯曲疲劳极限，,且取和中的较小值。2.2.4.3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使用系数；按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数综合系数；综合系数计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；根据经验，取行星轮间载荷分布不均匀系数小齿轮齿形系数II 按z=22和x=0取小齿轮齿形系数小齿轮齿宽系数。小齿轮齿宽系数2.2.4.4模数的确定将所有系数及T1=3172N.㎜2、Z1=22,σF/lim=470N/㎜2,代入式3.2解得m=4.8，故取轮系的模数m=5。2.2.4.5啮合参数计算由于本齿轮副没有变位，因此可直接按照标准齿轮的参数公式进行计算。在两个啮合副a-c（太阳轮与行星轮）,b-c（行星轮与齿圈）中，其标准中心距为两个啮合的标准中心距相等，不需要采用变位。2.2.4.5行星齿轮系几何尺寸计算其中齿顶高系数，顶隙系数齿数比：分度圆直径=5×22=110mm=5×13=65mm=5×48=240mm中心轮与行星轮的中心距=（110+65）/2=87.5mm行星轮与内齿圈的中心距（240－65）/2=87.5mm基圆直径齿顶高II 齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿顶圆压力角端面重合度II 3验算和效率的计算在设计行星齿轮传动时，根据给定的传动比ip来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮传动运动学的主要任务之一。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之外，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。除此之外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件[2]。3.1.装配条件的验算对于所设计的行星齿轮传动应满足如下的邻接条件、同心条件和安装条件。邻接条件按式3.1校验。（3.1）为行星轮齿顶圆直径，为太阳轮和行星轮的中心距，为行星轮个数。代人数据得知邻接条成立。同心条件按式3.2校验。(3.2)代人数据得22+13=48-13知同心条件成立。安装条件按式3.3校验。（η为整数）(3.3)带入数据可得知安装条件成立。3.2传动效率的计算行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率η值得大小也是不同的。对于同一类型的行星齿轮传动，小效率η值也可能随传动比ip的变化而变化。在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率η值也不相同。而且，行星齿轮传动效率变化范围很大，其η值可高达0.98，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自锁[7]。欲求的行星齿轮传动效率η值，首先应分析和了解他的传动损失。在行星齿轮传动中，其主要的功率损失为如下三种：1）啮合齿轮副中的摩擦损失II 2）轴承中摩擦损失3）液力损失在2Z-X型行星齿轮传动中，Pa为输入件所传递的实际功率，Pb为输出件所传递的实际功率，Pt为行星齿轮传动中的摩擦损失功率。根据前面的规定，输入件所传递的功率为正值，即Pa﹥0，而输出件所传递的功率Pb为负值，即Pb﹤0.根据一般的效率计算概念，故可得行星齿轮传动的效率公式为(3.4)因输入功率PA=-PB+PT=∣PB︱+PT,则得(3.5)(3.6)在行星齿轮传动中，因为a为输入件，即Pa﹥0，由公式可得其传动效率为：现在，再根据啮合功率法原理PT=PTX,进一步推导PT与的关系式。(3.7)则得(3.8)Pa﹥0,Px﹤0(3.9)根据式7-6，则得行星齿轮传动效率为(3.10)转化机构的功率损失系数计算关于损失系数的计算问题如下：在转化机构中，其损失系数等于啮合损失系数和轴承损失系数之和，即II (3.11)对于A型行星传动，其啮合系数之和为(3.12)—啮合损失系数；—转化机构中中心轮a与行星轮c之间的啮合损失系数；—转化机构中内齿圈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中，仅考虑齿轮副的啮合摩擦损失时，(3.13)—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；以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号“-”适合于内啮合。=0.0225(3-14)初步计算时ΣφzH和ΣφrH可忽略不计则η=1-0.0225（1+22/48）=0.967可见，该传动系统传动效率较高。II 4行星齿轮的强度校核4.1行星齿轮传动的受力分析在2Z-X(A)型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力F,如图所示[12]。图4-1齿轮传动的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮c作用于a的切向力而行星轮c上所受的三个切向力分别为：中心轮a作用于行星轮c的切向力为：；内齿轮b作用于行星轮c的切向力为：；转臂x作用于行星轮c的切向力为：；在转臂x上所受到的作用力：；4.2太阳轮-行星轮齿轮副强度的校核4.2.1齿面接触强度的校核计算根据国家标准“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”（GB/T3480—1977），该标准系把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价齿轮的接触强度。，在接触应力的计算中未考虑滑动的大小和方向、摩擦因数和润滑状态等，这些都会影响到齿面的实际接触应力。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别计算。II 4.2.1.1齿面接触应力在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可按式4.1-4.3计算(4.1)(4.2)(4.3)式中，—动载系数；—使用系数；—计算接触强度时齿向载荷分布系数；—计算接触强度时齿间载荷分布系数；—计算接触强度的行星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，N；—小齿轮的分度圆直径，mm；—工作齿宽，指齿轮副中的较小齿宽，mm；—齿数比，即；—节点区域系数；—弹性系数，；—重合度系数；—螺旋角系数，直齿轮。以上公式中，正号“+”适合于外啮合；负号“-”适合于内啮合。1）名义切向力前文已求得中心轮1在每个功率分流上所传递的转矩T1=3172N.㎜2，切向力可由式4.4求得II (4.4)故4.2.1.2有关系数使用系数；前文已取；动载荷系数；先按式4.5计算中心轮1相对于行星架,的节点线速度(4.5)n=2200/1.5/3.15=465r/min将中心轮1的节圆直径d1=110㎜、转速n1=465r/min代入式4.5得Vx=3.4m/s已知中心轮1与行星轮2的精度等级为IT6，即精度系数C=6，按式4.6计算动载系数(4.6)式中，将C=6、代入可得计算接触强度时齿向载荷分布系数按式4.7计算(4.7)查手册取查手册按取将μH=0.35、θb=1.3,代入式4.7可得KHβ=1.1II 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4.8计算(4.8)ZH=2.5弹性系数查手册，按钢-钢取重合度系数可由式4.4计算将εa=1.55代入式4.4可得Zτ=0.9螺旋角系数对于直齿轮前文已取中心轮1的齿宽系数，其齿宽57㎜。4.2.1.3计算齿面接触应力将以上求得的各系数,代入式4.1-4.3可得==1035==1358故取齿面接触应力σH=1358N/㎜2II 4.2.1.4许用接触应力许用接触应力可按式4.9计算(4.9)式中，—试验齿轮的接触疲劳极限，；—计算接触强度的最小安全系数；—计算接触强度的寿命系数；—润滑剂系数；—速度系数；—粗糙度系数；—工作硬化系数；—接触强度计算的尺寸系数。试验齿轮的接触疲劳极限；前文已求得试验齿轮的接触疲劳极限；相关系数最小安全系数；查表，取最小安全系数=1.2；计算接触强度的寿命系数；查表，按不允许点蚀的公式,取应力循环次数NL=107，则ZNT=1.1；润滑油膜影响系数；根据文献《机械设计手册》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4.11及4.12计算II (4.10)(4.11)式中，为齿轮圆周速度，为力-速度因子，为滚动压力，其余参数同式4.3。代入数据得；中心轮1的圆周速度；故；可得50℃时润滑油的名义运动黏度；按可得；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尺寸系数尺寸系数Zx=0.95许用接触应力将所求系数代入式4.10可得4.2.1.5接触强度校核齿面接触应力σH=1358N/㎜2﹤σHp=1386N/㎜2；故齿轮副a-c满足接触应力的强度条件。II 4.2.3齿根弯曲强度的校核国家标准GB/T3480—1977是以载荷作用侧的齿廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经相应的系数修正后作为计算齿根应力。考虑到使用条件、要求及尺寸的不同，标准将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用齿根应力。4.2.3.1齿根应力齿根应力按式4.12和4.13计算(4.12)(4.13)式中，—动载系数；—使用系数；—计算弯曲强度时齿向载荷分布系数；—计算弯曲强度时齿间载荷分布系数；—计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；—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；—工作齿宽，mm；4.2.3.2相关系数使用系数和动载系数II 前文已求得、计算弯曲强度时齿向载荷分布系数按式4.15计算(4.14)取μf=0.55按取θb=1.3将μf=0.55、θb=1.3代入式4.15可得KFβ=1.165计算弯曲强度时齿间载荷分布系数查手册，得；计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均匀系数；可由式4.15计算(4.15)将KHP=1.2代入式4.15可得KFP=1.15；载荷作用于齿顶时的齿形系数；Ya1=Ya2=2.8；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；Ysa1=Ysa2=1.52；计算弯曲强度时的重合度系数；可由式4.16计算；(4.16)将εα=1.55代入式4.17可得；计算弯曲强度的螺旋角系数；取；4.2.3.3计算齿根应力前文已求得名义切向力Fτ=57KN、工作齿宽b=57㎜、模数m=5，将相关系数代入式(4.13)和(4.14)可得II ==415故取齿根应力σF=415N/㎜2；4.2.3.4许用齿根应力许用齿根应力可按式4.17计算：(4.17)式中，—试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，；—计算弯曲强度的最小安全系数；—试验齿轮的应力修正系数；—计算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；—计算弯曲强度的尺寸系数；1）相关系数试验齿轮的应力修正系数；根据文献，取；计算弯曲强度的寿命系数；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；按式4.18计算；II (4.18)取齿根表面微观不平度，代入式4.18可得；计算弯曲强度的尺寸系数；尺寸系数；最小安全系数；根据经验，取；2）计算许用齿根应力将以及相关系数代入式4.18可得取4.2.3.5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,故满足弯曲强度条件。4.3行星轮-内齿圈齿轮副的校核4.3.1齿面接触强度的校核计算4.3.1.1齿面接触应力仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到与外啮合副a-c不同的系数有使用系数KA=1.35,动载荷系数KV=1.1,II 节点区域系数将代入式4.8可得ZH=2.5重合度系数将εα=1.73代入式4.9可得Zτ=0.87齿间载荷分配系数，对行星轮c进行受力分析易知内齿圈b作用于行星轮c的切向力等于中心轮1作用于行星轮c的切向力，故仍有名义切向力Fτ=57KN考虑尽一步减小结构尺寸，取内齿圈b的齿宽b3=57㎜故齿轮副c-b的工作宽度b=57㎜将各系数及u=2.8、d1=240代入式4.1-4.3可得==729==957==978故取齿面接触应力σH=978N/㎜24.3.1.2许用接触应力仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到变化的系数有润滑油膜影响系数由式4.12可得滚动压力行星轮2的圆周线速度故力-速度因子ε=2.316/2=1.158可得50℃时润滑油的名义运动黏度II 按可得按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4.10可得取许用接触应力4.3.1.3强度校核齿面接触应力故齿轮副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4.3.2.1齿根弯曲应力仿上，通过查表查图和采取相应的公式计算，可以得到与外啮合副a-c不同的系数有：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；II 将代入式4.17可得；齿间载荷分配系数；，；将相关系数代入式4.13和4.14可得；故取齿根应力σF=538N/㎜2。4.3.2.2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4.18可得取σFp=563N/㎜2。4.3.2.3齿根弯曲强度校核因为,故满足弯曲强度条件。II 5轴承载荷和寿命的校核5.1承载轴承的选用本课题设计的轮边减速器的传动中都是直齿轮传动，因此不会有轴向载荷，只有径向载荷作用到轴承上，在实际工作中可能会受到外界的干扰而存在轴向力也较小，为了尽可能的减小尺寸，所以采用了无套圈式滚针轴承。前文已求得中心轮a在每一个功率分流上的切向力Ft=57KN，由牛顿第三定律知道行星轮c受到中心轮a的切向力大小也为Ft，对行星轮c作受力分析可知：内齿圈b作用于行星轮c的切向力大小为Ft，行星轮轴对行星轮c的作用力为2Ft。行星轮轴材料选用45钢，并根据标准YB6-90知其屈服强度极限：σs=300，抗拉强度σb=600，考虑到可能的冲击，取安全系数S=4，其许用弯曲应力。当行星轮相对于行星架对称配置时，载荷Ft作用在轴跨距的中间。根据行星轮齿宽，并给将来设计选择的轴承留余量，取跨距长度。L=90㎜，当行星轮在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为l的双支点梁。由于轴较短，可以认为轴是沿整个跨度承受均布载荷q=F/l。危险截面（在跨度中间）内的弯矩可由式5.1计算：(5.1)代入式5.1可得；故行星轮轴的最小直径：；出于轴承润滑考虑和冲击载荷，故将直径放大，取行星轮轴的外径40㎜。5.2行星轮轴轴承的校核查机械设计手册选用轴承型号为，其内径为40mm，外径为45mm，宽度为27mm，基本额定动载荷Cr=75.8KN。由于该轴承不受轴向力，当量动载荷，前文已求得行星轮c相对于行星架H1的转速258r/min。由式5.2求得计算额定动载荷：II (5.2)可见所选轴承满足载荷条件。相对转速代入式5.3可得寿命：(5-3)该寿命大于设计寿命1000小时，满足要求。II 6花键的选择和计算本课题中共有三处采用花键连接，分别是输入端与太阳轮、齿圈毂与内齿圈，齿圈毂和桥壳总成。由于渐开线花键具有自动定心的作用，有利于保证连接的同心度，并且齿根部较厚，强度高，承载能力大，寿命长。为保证良好的同心定位效果，上述三处花键副均采用圆柱直齿渐开线花键连接，内外花键都是压力角30°平齿根。6.1主动轴花键的选择及强度计算6.1.1花键副齿数与模数的确定花键的定心方式一般有三种，外径定心，内径定心，齿侧定心。一般情况下，推荐优先采用齿型定心，为了获得较大的定心面，一般取模数大于2.5，定心面应于花键分度圆同心，同时为了测量外径的方便，齿数应尽可能的采用偶数。由于主动轴的最小轴径60，结合上述条件及GB/T3478.1-1995推荐的优先选择渐开线花键模数，选模数m=5，齿数z=12，分度圆直径D=mz=60㎜6.1.2花键副的强度计算花键连接可以做成静连接，也可以做成动连接。对于静连接主要失效形式为齿面压溃；对于动连接主要形式为工作面磨损。本课题花键连接采用静连接，其校核计算公式如式6.1(6.1)式中：T—传递的转矩，N.㎜；φ—各齿间载荷不均匀系数，一般取φ=0.7:0.8，齿数多时取偏小值；—花键齿数；l—齿的工作长度，㎜；h—花键齿侧面工作高度，㎜，对于压力角30°的渐开线花键，h=m，m为模数；dm—花键平均直径，㎜，对渐开线花键dm=df，df为分度圆直径；—许用挤压应力，MPa。取齿宽系数d=0.8，则花键副的工作长度l=0.8×60=48㎜，取载荷不均匀系数φ=0.75，工作高度h=5，平均直径dm=60㎜，查表，取许用挤压应力=100MPa，输入转矩T=11000N/m，代入式11.1可得可见所选参数的花键副满足强度条件。II 6.2其他花键的选择6.2.1齿圈毂与内齿圈啮合处花键的选择由于内齿圈的直径是260㎜，所以选取模数为10，齿数为24的花键，其大径为240㎜用式6-1其中取φ=0.75,z=24,h=10,dm=240㎜,l=22㎜；；显然，强度能够满足要求。6.2.2齿圈毂和桥壳总成选取模数5，齿数为20的花键，其大径为100㎜，其分度圆直径为95㎜；；其中取φ=0.75,z=20,h=5,dm=100㎜,l=390×0.8=312㎜；；显然，强度能够满足要求。7UG建模7.1UG简介UG是Unigraphics的缩写，这是一个交互式CAD/CAM(计算机辅助设计与计算机辅助制造)系统，它功能强大，可以轻松实现各种复杂实体及造型的建构。它在诞生之初主要基于工作站，但随着PC硬件的发展和个人用户的迅速增长，在PC上的应用取得了迅猛的增长，目前已经成为模具行业三维设计的一个主流应用。II 7.2UG模型示图齿轮啮合的状态检测如图7-1图7-1齿轮啮合为了更清楚的查看轮边减速器的结构，创建了轮边减速器爆炸视图，如图7-2图7-2轮边减速器爆炸图轮边减速器装配总成的示意图，如图7-3II 图7-3轮边减速器装配总成轮边减速器装在驱动轮轮辋上，装配的效果图如图7-4图7-4驱动轮装配示意图II 8行星轮加工工艺设计8.1选择毛坯尺寸分析零件图可知，该圆柱齿轮对齿轮端面，内孔和齿轮的粗糙度要求较高，在零件加工过程中，由于各加工表面要求精度等级相差不是很大，采用半精加工既可以满足个加工表面技术要求。零件的主要工作表面虽然加工精度高些，但是都可以在正常生产条件下，采用较经济的方法保质保量的加工出来。由此可见零件的工艺性较好。由零件要求可知，零件材料为20CrMnTi调钢，考虑到零件在具体工作的受力情况，为增强圆柱齿轮的强度和冲击韧度，毛坯选用锻件，因为零件是大批量生产，为节约成本，宜采用精密锻造方法制造毛坯。由于毛坯为带孔圆盘类自由锻件，可确定各加工表面的加工余量为4mm。毛坯简图如图8-1所示。II 图8-1行星齿轮毛坯图8.2拟定工艺路线8.2.1定位基准的选择基准面的选择是工艺规程设计的重要过程之一。几面的选择正确与否，可以是加工质量的保证，生产效率提高否则，不但加工工艺过程漏洞百出，更有甚者，还会造成零件的大批量报废，是生产无法正常进行，难以在工作期内完成加工任务。定位基准的选择有组基准和精基准之分，精基准的选择考虑保证零件的加工精度和庄家准确方便，依据“基准重合”的原则和“基准统一”原则，以粗加工后零件轴线为主要定位基准。粗基准的选择对于零件而言，尽可能选择不加工的表面为粗基准，有若干个不加工表面的话，则以加工表面要求相对位置精度较高的不加工表面做粗基准。根据这个基准选择原则，本零件选择零件的圆柱齿轮端面为主要定位粗基准。8.2.2加工阶段的划分该圆柱齿轮的加工质量要求较高，可将加工阶段划分成组加工和精加工两个阶段。粗加工阶段首先将精基准准备好，使后续工序都可以采用精基准定位加工，保证其他加工表面的精度要求；然后粗车圆柱齿轮端面，外圆。粗镗内孔。8.2.3确定工艺路线综合考虑上述工序顺序安排原则确定工艺路线如表8-1表8-1行星齿轮加工工艺卡片II 太原理工大学机械加工工艺过程卡片产品型号零（部）件图号3号共1页产品名称行星齿轮零（部）件名称行星齿轮第1页材料牌号20CrMnTi毛坯种类锻件毛坯外型尺寸每毛坯可制件数1每台件数1备注工序号工序名称工序内容设备夹具刀具量具工时准终单件1锻坯锻造齿轮毛坯2热处理热处理3车粗车外圆C620专用夹具900偏刀游标卡尺4车粗车齿轮端面C620专用夹具900偏刀游标卡尺5热处理热处理6检检验外形尺寸和表面硬度游标卡尺7镗粗镗中心孔T60专用夹具游标卡尺8热处理9镗精镗中心孔T60专用夹具游标卡尺10车精车齿轮端面C620专用夹具900偏刀游标卡尺11车精车齿轮外圆C620专用夹具900偏刀游标卡尺12滚齿滚齿游标卡尺II 13调质对齿轮进行调质处理14检检验游标卡尺II 结论毕业论文是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过本课题的研究，基本掌握了中型载重汽车轮边减速器的功用、工作原理和设计过程，对汽车后桥的设计研究首先得考虑汽车的使用要求和与发动机的匹配情况。根据车辆的传动比要求和轮胎尺寸限制，确定出轮边减速器的结构形式和主要参数，计算基本尺寸，然后对减速器的关键零件进行校核。从而设计出一台满足整体要求的后轮边减速器。轮边减速器是汽车上的关键部件，它的好坏直接与汽车的经济性、动力性等诸多性能相关。轮边减速器作为载重汽车发展的一个关键总成部件，在国内已有一些生产厂家，但是在技术上与国外还是有一些差距。在做毕业设计的过程中，发现这种现象不仅仅存在于轮边减速器的设计生产中，在车辆一些其他关键零部件及总成方面我们还是有一些落后。因此我们这一代人需要不懈的努力为我们祖国的繁荣富强做出贡献。II 参考文献[1]柴少彪.重型载货汽车行星齿轮轮边减速器动力学性能分析与研究[D]，工学硕士学位论文，太原理工大学，2010.[2]成大先.机械设计手册第五版[M],化学工业出版社，2007.[3]王望予.汽车设计(第四版)[M]，机械工业出版社，2004.[4]尹道骏.重型汽车轮边减速器研究[D]，工学硕士论文，合肥工业大学，2010.[5]汪振晓，李增辉.轮边减速器的总成设计[J]，汽车设计增刊，2008，2:32-35.[6]李浩炎.25KN牵引车轮边减速器早期损坏的原因分析与修理[J]，起重运输机械，2005，1:64-65.[7]陈家瑞.汽车构造(下册)[M]，机械工业出版社，2005.[8]刘惟信.汽车车桥设计[M]，清华大学出版社，2004.[9]冯晋祥，陈德阳，王林超.汽车构造（下册）[M]，人民交通出版社，2007.[10]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，2011，01:35-37.[11]马心坦.装载机系统模糊可靠性分析及轮边减速器可靠性优化设计的研究[D]，工学硕士论文，广西大学，2003.[12]李晓豁，王岩，张永胜，宋波.基于ANSYS的轮边减速器行星架的可靠性分析，农业装备与车辆工程，2009，12:10-13.[13]胡欢，汤双清.基于MATLAB的装载机轮边减速器计算机辅助优化设计[J]，装备制造技术，2008，07:27-29.[14]尹道骏，高荣慧，缪玉桂.基于载荷下的汽车轮边减速器太阳轮齿向误差的研究[J],现代制造技术与装备，2009，6:33-34.[15]陈照军，徐爱娟，陈满红，杨美兰.十吨级双级减速桥轮边减速系统的匹配设计[J]，安徽科技，2010，7:48-50.[16]张华增，曹人乐.改进轮边减速器垫片结构[J]，科技创新导报，2008，22:78.[17]张宝成.轮边减速器内齿圈的结构改进设计[J]，有色金属，2000，2:39.[18]石彦辉，王明成，张鹤.行星减速器多目标优化设计研究[J]，装备制造技术，2008，10:30-31.[19]张银保.汽车轮边减速器[J]，湖北工业大学学报，2005，06:103-113.[20]谢立湘，黄俊琼，罗喜平.优化设计汽车轮边减速器内齿圈基体硬度及齿壁厚度[J]，制造业自动化，2010，11:62-64.[21]李必文，张春良.轮边减速器优化设计存在的问题及对策[J]，中国工程机械学报，2008，1:53-57.[22]王斌，过学迅.越野车轮边减速器设计研究[J]，研究与开发，2010，5:56-59.[23]C.Yuksel,A.Kahraman,Dynamictoothloadsofplanetarygearsetshavingtoothprofilewear[J].MechanismandMachineTheory,2004，39：695-715．[24]Yichao,Guo,RobertG.Parker，PurelyrotationalmodelandvibrationmodesofCompoundplanetarygears[J].MechanismandMachineTheory,Accepted5September2009．II 致谢作者在设计期间都是在xx教授全面、具体指导下完成的。x老师渊博的学识、敏锐的思维、严谨的教学作风在毕业设计期间给了学生极大地帮助，不仅学到了很多专业方面的知识，更多的是跟王老师学到很多做人的道理，对以后的工作和生活将是一笔很大的财富，让学生受益匪浅。感谢xxx，xxx等老师在毕业设计工作中给予的帮助。感谢我的学友和朋友对我的关心和帮助。II 附件图纸II II II II'