车辆工程毕业设计论文-车用轮边减速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-车用轮边减速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

b 轮  r c c os aba dd c 轮  r c c os aba dd 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。 10 第 3 章 装配条件及传动效率的计算 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（ 37） （见参考文献 [2]） 验算其邻接条件，即 pacac nadsin2 , 式中 np— 行星轮个数； aac— ac啮合副的中心距； dac— 行星轮的齿顶圆直径。 已知 ,120 `  acac ad 代入上式可得  即满足邻接条件。 （ 2）同心条件 对于 2KH型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，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（ 38a） （见参考文献 [2]） 验算同心条件，即 `` cbac aa  已知 , ``  cbac aa 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（ 320） （见参考文献 [2]） 验算安装条件，即 11 zz p ba  （整数） 已知 3,61,17  pba nzz 263 6117 p ba n zz 即满足安装条件。 传动效率的计算 按照表 51（见参考文献 [2]） 或 52（见参考文献 [2]） 中所对应的效率计算公式计算： 按公式 (536) （见参考文献 [2]） 计算 m 如下： 对于啮合副（ ac） : 齿顶圆压力角：  r c c osa r c c os1  aba dd  03a r c c osa r c c os2  aba dd      a nt a nt a nt a n2 1 2211    aa zz 对于啮合副（ cb） : 齿顶压力角：          a nt a nt a nt a n2 12211    aa zz 根据公式（ 537） （见参考文献 [2]） 得 取 mf 21  zzf mxma  21  zzf mxmb  (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 )    xmbxmabxa pp  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。 12 行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于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 Kp来表示载荷不均匀系数，即 Kp=Fbtamax/Fbta Kp 值在 pp nK 1 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 22 所示），前者既能使行星轮间载荷分布均衡，又能使啮合齿面沿齿寛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，从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀，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，易于制造，便于安装，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Ⅱ制成一体或连接 (如图 23)。 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。 为了便于轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯 13 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，以便于加工制造 (详见结构设计计算 )。 a） b） 图 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，由于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（ 91） （见参考文献 [2]） 计算。 现已知啮合中心距 a=，则 mmaf a 3  取 mfa  14 图 太阳轮 各行星轮轴孔的孔距相对偏差 1 的 1/2,即 me x  182/1  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，验算其转配条件，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），如下图 24 15 图 行星减速箱结构图 减速器的润滑和密封 （ 1）齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表 7281 选用（见参考文献[11]）。 （ 2）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。 （ 3）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。 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。 16 第 4 章 齿轮强度验算 齿轮强度验算 校核其齿面接触强度 （ 1）确定使用系数 KA 查表 67（见参考文献 [2]） 得 KA=(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,na=mi n/ rpnn ax  min/295 rnn xa  已知 d1=85mm,有公式（ 657） （见参考文献 [2]） 得   smsmnndv xx / 计算动载荷系数 kv由公式（ 658） （见参考文献 [2]） 得 BXv VAAk  200 取传动精度系数为 7即 c=6， B=025(75)= A=50+56(1B)= 所以 kv=. （ 3）齿向载荷分布系数  FH KK , 因为该 2KH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于 1，所以1  fh kk。 （ 4）齿间载荷分配系数  FH KK , 查表 69（见参考文献 [2]） 得 17   FH KK （ 5）行星轮间载荷分配不均匀系数 FPHP KK , 查图 719（见参考文献 [2]） 取 HPK 由公式 712得 （见参考文献 [2]）取 )( FPk （ 6）节点区域系数 HZ 查图 69（见参考文献 [2]） 得 HZ （ 7）弹性系数 EZ 查表 610（见参考文献 [2]） 得 2/ mmNZ E  （ 8）重合度系数 Z 已知 ac副  ,bc副  所以 )(  Zca )(  Zbc （ 9）螺旋角系数 Z 1cos  Z （ 10）试验齿轮的接触疲劳极限 limH 查图 614（ a） （见参考文献 [2]） 得 2lim 1300 N mmH  （ 11）最小安全系数 minmin, FH SS 查表 611（见参考文献 [2]） 得 18 , m inm in  HH SS （ 12）接触强度计算的寿命系数 NTZ ac：用表 613（见参考文献 [2]） 得 81 105 4 8 )(60  ptxaL nnnN 查表 612（见参考文献 [2]） 得 )102( 61  LN T I NZ 812  pLL unNN 0 1 262   LNT NZ cb： cbzzu。