tyq4190型半挂牵引车轮边减速器的设计答辩学士学位论文

②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

第三章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]。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。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(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；—啮合摩擦因子，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。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：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、摩擦因子和润滑状态等，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。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.SEQ式8.\*ARABIC1) (4.SEQ式8.\*ARABIC2) (4.SEQ式8.\*ARABIC3)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 (4.SEQ式8.\*ARABIC4)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.SEQ式8.\*ARABIC5)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(4.SEQ式8.\*ARABIC6)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.SEQ式8.\*ARABIC7)查手册取查手册按取将μH=0.35、θb=1.3,代入式4.7可得KHβ=1.1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4.8计算 (4.SEQ式8.\*ARABIC8)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㎜。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/㎜24、许用接触应力许用接触应力可按式4.9计算 (4.SEQ式8.\*ARABIC9)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 (4.SEQ式8.\*ARABIC10) (4.SEQ式8.\*ARABIC11)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。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。齿根应力按式4.12和4.13计算(4.SEQ式8.\*ARABIC12) (4.SEQ式8.\*ARABIC13)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；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4.15计算 (4.SEQ式8.\*ARABIC14)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.SEQ式8.\*ARABIC15)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.SEQ式8.\*ARABIC16)将εα=1.55代入式4.17可得；计算弯曲强度的螺旋角系数；取；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=415故取齿根应力σF=415N/㎜2；许用齿根应力可按式4.17计算： (4.SEQ式8.\*ARABIC17)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；(4.SEQ式8.\*ARABIC18)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。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,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/㎜2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齿面接触应力故齿轮副b-c满足接触应力的强度条件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；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。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。因为,故满足弯曲强度条件。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㎜。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：(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。

第六章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。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㎜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.SEQ式11.\*ARABIC1)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。二、其他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。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。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。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7-3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。图8-1行星齿轮毛坯图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。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。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兰州工业学院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13调质对齿轮进行调质处理14检检验游标卡尺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