輪邊減速器設(shè)計

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XXXXXXXX學(xué)院 全日制普通本科生畢業(yè)論文 輪邊減速器設(shè)計 學(xué)生姓名：XXXX 學(xué) 號：XXXXX 年級專業(yè)及班級：XXXXX 指導(dǎo)老師及職稱：XXXX 學(xué) 部：XXXX XXXX 提交日期：XXXX年X月 目 錄 摘要 1 關(guān)鍵詞 1 第一章 緒論 2 1.1 課題設(shè)計的目的和意義 4 1.2 本設(shè)計所要完成的主要任務(wù) 4 第二章 減速器的方案設(shè)計 5 2.1 減速器的功用及分類 5 2.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定 6 2.2.1 減速器方案的選擇 7 2.2.2 行星減速器傳動方案的選定 8 2.2.3 減速器傳動比的分配 8 2.2.4 傳動比公式推導(dǎo) 8 2.3 行星減速器齒輪配齒與計算 9 2.3.1 行星排齒輪的配齒 9 2.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定 10 2.4 嚙合參數(shù)計算 11 2.5 變位系數(shù)選取 12 2.6 各行星齒輪幾何尺寸計算 13 2.6.1 第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸 13 2.6.2 第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸 16 2.7 各行星齒輪強(qiáng)度校核 19 2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 19 2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 21 2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇 22 第三章 減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計 23 3.1 齒輪軸的設(shè)計計算 23 3.2 傳遞連接 24 3.3 軸承選用與校核與其他附件說明 24 3.3.1 軸承選用與校核 24 3.3.2 其他附件說明 26 第四章 設(shè)計工作總結(jié) 26 參考文獻(xiàn) 27 致 謝 27 附 錄 28 30 摘 要 輪邊減速器是傳動系中最后一級減速增扭裝置，采用輪邊減速器可滿足在總傳動比相同的條件下，使變速器、傳動軸、主減速器、差速器、半軸等部件的載荷減少，尺寸變小以及使驅(qū)動橋獲得較大的離地間隙等優(yōu)點(diǎn)，它被廣泛應(yīng)用于載重貨車、大型客車、越野汽車及其他一些大型工礦用車。因此對輪邊減速器的研究，具有很重要的實(shí)際意義和企業(yè)實(shí)用性。 在本論文研究中，主要開展了如下工作： 首先介紹了輪邊減速器的原理，并對行星式輪邊減速器的特點(diǎn)、傳動類型及傳動裝置進(jìn)行了闡述與分析。 其次根據(jù)輪邊減速器的工作要求，進(jìn)行了傳動設(shè)計計算，確定其主要部件的參數(shù)并校核了齒輪的強(qiáng)度。 關(guān)鍵詞 輪邊減速器; 齒向誤差;校核強(qiáng)度 第一章 緒論 1.1 課題設(shè)計的目的和意義 汽車輪邊減速器多以行星齒輪為主，世界上的一些發(fā)達(dá)國家，如日本、瑞典、俄羅斯和美國等，對行星齒輪傳動的研究、生產(chǎn)和應(yīng)用都十分重視，在傳動性能、傳遞功率、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、轉(zhuǎn)矩等方面均處于領(lǐng)先地位。發(fā)展比較快且取得一定科研成果的是在行星齒輪傳動動力學(xué)方面。近幾年來，隨著我國對制造業(yè)的扶持和資金的投入以及科學(xué)技術(shù)不斷進(jìn)步，機(jī)械科技人員經(jīng)過不懈的努力以及技術(shù)引進(jìn)和消化吸收，在行星齒輪理論研究和優(yōu)化設(shè)計等方面取得了一定的研究成果，在行星齒輪傳動非線性動力學(xué)模型和方程方面的研究是國內(nèi)兩個關(guān)于行星齒輪傳動動力學(xué)的代表，他們的研究成果取得了一定的成就并把許多技術(shù)應(yīng)用于實(shí)際當(dāng)中。與此同時，現(xiàn)代優(yōu)化設(shè)計理論也應(yīng)用到行星齒輪傳動技術(shù)中，根據(jù)不同的優(yōu)化目標(biāo)，通過建立輪邊減速器行星齒輪數(shù)學(xué)模型，產(chǎn)生了多種優(yōu)化設(shè)計方法。在已經(jīng)取得的成果中，有針對行星輪均載機(jī)構(gòu)和功率分流方面的優(yōu)化設(shè)計，有針對行星齒輪傳動嚙合效率、結(jié)構(gòu)性能、體積的多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計研究，有專門針對如重型汽車輪邊減速器行星傳動機(jī)構(gòu)齒輪模態(tài)優(yōu)化設(shè)計，有針對行星機(jī)構(gòu)噪聲、振動、固有頻率特性研究，這些成果的研究有利于提高了工程技術(shù)人員對行星傳動技術(shù)的認(rèn)識。在新理論和新數(shù)學(xué)計算方法出現(xiàn)的同時，行星齒輪減速器的優(yōu)化設(shè)計方法也隨著更新，比較新的研究成果：有可靠性工程理論在優(yōu)化設(shè)計中的應(yīng)用，有遺傳算法在行星齒輪優(yōu)化設(shè)計中的應(yīng)用，有模糊數(shù)學(xué)在行星齒輪優(yōu)化設(shè)計中的應(yīng)用，有可靠性工程理論在優(yōu)化設(shè)計中的應(yīng)用，基于可靠性工程的理論通過引入強(qiáng)度可靠性系數(shù)方程來進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。這些新的設(shè)計理論和新的設(shè)計方法將許多設(shè)計理論概念和研究成果應(yīng)用到優(yōu)化設(shè)計中，對行星齒輪傳動優(yōu)化設(shè)計理論研究的發(fā)展有很大的貢獻(xiàn)。1.2 本設(shè)計所要完成的主要任務(wù) 1.減速器的功用及分類； 2.減速器方案的選擇及傳動方案的確定； 3.行星減速器齒輪配齒與計算； 4.減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計； 5.軸承選用與校核與其他附件說明； 6.所有零、部件設(shè)計計算、繪制零、部件圖。 第二章 減速器的方案設(shè)計 減速機(jī)構(gòu)是本次設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)。減速器是應(yīng)用于原動機(jī)和工作機(jī)之間的獨(dú)立傳動裝置。減速器的主要功能是降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩，以便帶動大扭矩的機(jī)械。由于其結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運(yùn)動準(zhǔn)確可靠、使用維護(hù)簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代工程機(jī)器中應(yīng)用很廣。 2.1 減速器的功用及分類 減速器的作用有以下幾點(diǎn)： ① 增扭減速，降低發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，增大扭矩； ② 變扭變速，工程機(jī)械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩的變化范圍不大，即使用液力機(jī)械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通過變換變速箱排檔以改變傳動系的傳動比，改變工程機(jī)械的牽引力和運(yùn)行速度，以適應(yīng)阻力的變化； ③ 實(shí)現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動機(jī)啟動和發(fā)動機(jī)在不熄火的情況下停車。 減速器的分類按其傳動結(jié)構(gòu)特點(diǎn)可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、蝸桿減速器、行星齒輪減速器四大類。下面對以上四種減速器的特點(diǎn)及用途作簡要說明： ① 圓柱齒輪減速器：當(dāng)傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器，大于8時，最好選用兩級（i=8~40）和兩級以上（i>40）的減速器。兩級和兩級以上的圓柱齒輪減速器的傳動布置型式有展開式、分流式和同軸式等到數(shù)種。它是 圖2.1圓柱齒輪減速器 Figure 2.1 cylindrical gear reducer 所有減速器中應(yīng)用最廣的，它傳遞功率的范圍可從很小至40000KW，圓周速度也可以從很低至60~70m/s，有的甚至于高達(dá)140m/s。其結(jié)構(gòu)如圖2.1示。 ② 圓錐齒輪減速器：它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，且由于圓錐齒輪的精加工比較困難，允許的圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應(yīng)用不如圓柱齒輪減速器那么廣。其結(jié)構(gòu)如圖2.2示。 ③ 蝸桿減速器：主要用于傳動比較大（i>10）的場合。當(dāng)傳動比較大時，其傳動結(jié) 圖2.2 圓錐齒輪減速器 圖2.3蝸桿減速器 Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm reducer 構(gòu)緊湊，輪廓尺寸小。由于蝸桿傳動效率較低，所以蝸桿減速器不宜在長期連續(xù)使用的動力傳遞中應(yīng)用，其結(jié)構(gòu)主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同的形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚， 發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。其結(jié)構(gòu)如圖2.3示。 ④ 行星減速器：行星減速器的最大特點(diǎn)是傳動效率高，傳動比范圍廣，其 圖2.4 行星減速器 傳動效率可從10w到50000kw，體積和重量比普通齒輪減速器、蝸桿減速器小得多。其結(jié)構(gòu)如圖2.4示。 2.2 減速器方案的選擇及傳動方案的確定 2.2.1 減速器方案的選擇 行星齒輪減速器與普通齒輪減速器相比，前者具有許多突出的優(yōu)點(diǎn)，已成為世界各國機(jī)械傳動發(fā)展的重點(diǎn)。行星齒輪減速器的主要特點(diǎn)如下： ① 體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、傳遞功率大、承載能力高； ② 傳動效率高，工作可靠。行星齒輪傳動由于采用了對稱的分流傳動結(jié)構(gòu)，使作用中心輪和行星架等主要軸承上的作用力互相平衡，有利于提高傳動效率； ③傳動比大。適當(dāng)選擇傳動類型和齒輪數(shù)，便可利用少數(shù)幾個齒輪而獲得很大的傳動比； ④運(yùn)動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力強(qiáng)。由于采用了數(shù)個結(jié)構(gòu)相同的行星齒輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可以使行星輪與轉(zhuǎn)臂的慣性力相互平衡； 因此，綜合考慮四種減速器的各特點(diǎn)和適用范圍，本次設(shè)計選用減速器為行星齒輪減速器。 2.2.2 行星減速器傳動方案的選定 行星減速器的傳動形式有很多種，以下對最為典型的三種傳動形式作簡要說明： ① 高速馬達(dá)和定軸行星混合式行走減速機(jī)構(gòu) 此種傳動系統(tǒng)一般采用定量的柱塞式、葉片式或齒輪式高速液壓馬達(dá)，行走液壓系統(tǒng)壓力一般采用中壓，而馬達(dá)的轉(zhuǎn)速較高，最高時可以達(dá)到3000r/min。所以要求齒輪減速機(jī)構(gòu)的傳動比也比較大。這種傳動方式的部件通用化程度比較高，便于安裝、使用和維修，但是軸向和徑向尺寸均較大，對中小型液壓輪邊減速器的最小軸距和最小離地間隙都有一定的限制。 ② 低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)和一級定軸齒輪減速機(jī)構(gòu) 一級定軸齒輪減速器安裝在履帶架上，大齒輪和驅(qū)動輪裝在同一軸上，小齒輪和行走馬達(dá)裝在同一軸上。這種方案的缺點(diǎn)是馬達(dá)的徑向尺寸大，低速大轉(zhuǎn)矩馬達(dá)的成本較高，使用壽命也低于高速馬達(dá)，在中小型液壓輪邊減速器上的使用也愛到了限制。 ③ 斜盤式軸向柱塞馬達(dá)和雙行星排減速機(jī)構(gòu) 此機(jī)構(gòu)析液壓系統(tǒng)壓力可以高達(dá)300MPa以上，馬達(dá)轉(zhuǎn)速一般在2200 r/min以內(nèi)，雙行星排具有較大的傳動比，省去了定軸齒輪傳動，結(jié)構(gòu)緊湊，適合于專業(yè)化批量生產(chǎn)。其中共齒圈式雙行星排的結(jié)構(gòu)有以下幾種，如圖2.5。 比較上述三種典型方案：a圖為齒圈輸出帶動驅(qū)動輪，輸出穩(wěn)定，結(jié)構(gòu)比較緊湊，布局合理，同時也能獲得較大的圖為行星架輸出，傳動比、效率也較高；b圖齒圈固定，這種結(jié)構(gòu)設(shè)計較為復(fù)雜。因此本設(shè)計選擇a圖結(jié)構(gòu)為減速器的傳動方案。 （a）軸固定行星減速器 （b）齒圈固定行星減速器 圖2.5 行星減速器 Figure 2.5 a planetary reducer 2.2.3 減速器傳動比的分配 ??? 由于單級齒輪減速器的傳動比最大不超過10，當(dāng)總傳動比要求超過此值時，應(yīng)采用二級或多級減速器。此時就應(yīng)考慮各級傳動比的合理分配問題，否則將影響到減速器外形尺寸的大小、承載能力能否充分發(fā)揮等。根據(jù)使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比： (1)使各級傳動的承載能力接近于相等； (2)使減速器的外廓尺寸和質(zhì)量最?。? (3)使傳動具有最小的轉(zhuǎn)動慣量； (4)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。 2.2.4 傳動比公式推導(dǎo) 對于a圖的傳動公式推導(dǎo)如下：運(yùn)動學(xué)方程為： （2.1） （2.2） 式中：為對應(yīng)的太陽輪轉(zhuǎn)速； 為對應(yīng)的齒輪圈轉(zhuǎn)速； 為對應(yīng)的行星架轉(zhuǎn)速。 為特性參數(shù)，為對應(yīng)的齒圈與太陽輪齒數(shù)之比（下同） 連接方程為： 0 將連接方程代入運(yùn)動方程，解得傳動比i為： （2.3） 其中負(fù)號表示，太陽輪輸入與齒圈的輸出轉(zhuǎn)向方向相反。 2.3 行星減速器齒輪配齒與計算 2.3.1 行星排齒輪的配齒 行星排的正確嚙合和傳動，應(yīng)滿足四個配齒條件，即是傳動比條件、同心條件、裝配條件以及相鄰條件。 根據(jù)已知的傳動比范圍=3344，由表14-5-取行星輪數(shù)目C=3，查表3-配齒，可得如下可行傳動比方案： ① =38.998 ② =38.64 ③ =33.982 ④ =41.625 ⑤ =43.62 ⑥ =38.64 該設(shè)計的傳動比選擇①方案，配齒結(jié)果如下表2.1所示： 表2.1 雙行星排各齒輪齒數(shù) Table 2.1 dual planetary row number the gears 排數(shù) 太陽輪A齒數(shù) 行星輪C齒數(shù) 齒圈B齒數(shù) 行星輪數(shù)目 第Ⅰ行星排 12 33 78 3 第Ⅱ行星排 18 30 78 3 2.3.2 行星齒輪模數(shù)計算與確定 按照接觸強(qiáng)度初步計算A-C傳動的中心距和模數(shù)，根據(jù)第三章的參數(shù)每條履帶的牽引力為7.2噸，，則驅(qū)動輪的扭矩,為： = （2.4） =7.29.8331 23355.36 式中：為單條履帶的行走牽引力（噸）； 為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑（mm）。 則太陽輪的輸入轉(zhuǎn)矩為： = （2.5） = 665.43 式中： 為太陽輪的輸入轉(zhuǎn)矩； i 為總傳動比； 為傳動系統(tǒng)的效率（取0.850.9）。 齒數(shù)比u2.75，查表14-5-選取太陽輪和行星輪的材料為20CrMnTi，滲碳淬火處理，齒面硬度分別為6062HRC和5658HRC，查表14-1-得=1500和=340，太陽輪和行星輪的加工精度為6級。內(nèi)齒輪采用42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度207269HB，查表14-1-得=780和=260，內(nèi)齒輪的加工精度為7級。根據(jù)公式得許用接觸應(yīng)力： = (2.6) = 1363.64 根據(jù)表14-1-選取齒寬系數(shù)=0.6，載荷系數(shù)K由文獻(xiàn)資料[7]推薦值K=1.22，取K=1.5，查表14-1-取系數(shù)值為483，則初步中心距為： = (2.7) = 124.57 mm 下面由中心距初步估算模數(shù)m得： m = (2.8) = 5.5 查表14-1-取模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)系列值：m =5（m的含義下同）。 2.4 嚙合參數(shù)計算 第Ⅰ行星排的中心距。 太陽輪和行星輪： = （2.9） = = 112.5 mm 行星輪 和內(nèi)齒輪： = （2.10） = =112.5 mm 因為=，所以，此行星排不需要角度變位。 第Ⅱ行星排的中心距。 太陽輪和行星輪： = （2.11） = = 120 mm 行星輪 和內(nèi)齒輪： = （2.12） = =120 mm 因為=，所以，此行星排不需要角度變位。 據(jù)以上條件知，=12<17，為了防止發(fā)生根切，所以該行星輪必須進(jìn)行高度變位。 2.5 變位系數(shù)選取 在行星齒輪傳動中，采用高度變位（=+ =0）的主要目的在于可以避免根切，減小機(jī)構(gòu)的尺寸和質(zhì)量；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其承載能力，保持其標(biāo)準(zhǔn)中心距不變。一般嚙合齒輪副中的小齒輪采用正變位（>0）。 根據(jù)齒數(shù)總和=+=12+33=45,齒數(shù)比u=2.75，查圖13-1-，取=0.42，所以=0.42。其中行星輪和內(nèi)齒圈為負(fù)變位，太陽輪為正變位，下面將各齒輪的變位系數(shù)列于表2.2 表2.2 各齒輪變位系數(shù) Table 4.2 each gear shift coefficient 齒輪 太陽輪A 行星輪C 內(nèi)齒圈B 變位系數(shù) 0.42 -0.42 -0.42 2.6 各行星齒輪幾何尺寸計算 2.6.1 第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸 （1）太陽輪幾何尺寸 為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.3。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復(fù)出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。 表2.3 第Ⅰ排行星排太陽輪幾何尺寸 Table 2.3 the first Ⅰ row planets round the sun row geometry size 項目 代號 直齒輪（外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 分度圓直徑 60 齒頂高 式中：為齒頂高系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=1 7.1 齒根高 式中：為齒頂隙系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=0.25 4.15 齒全高 11.25 齒頂圓直徑 74.2 齒根圓直徑 51.7 節(jié)圓直徑 式中：表示第Ⅰ排中行星輪齒數(shù)，中心距 60 基圓直徑 式中：為分度圓壓力角，取標(biāo)準(zhǔn)值 56.38 齒頂圓壓力角 表2.3（續(xù)） 項目 代號 直齒輪（外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 重合度 對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度 式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表4.4計算 1.46 （2）行星輪幾何尺寸 表2.4為行星輪的幾何尺寸設(shè)計 表2.4 第Ⅰ排行星輪幾何尺寸 Table 2.4 the first Ⅰ row of the planet round geometry size 項目 代號 直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果 /mm 分度圓直徑 165 齒頂高 式中：為齒頂高系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=1 2.9 齒根高 式中：為齒頂隙系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=0.25 8.35 齒全高 11.25 齒頂圓直徑 170.8 齒根圓直徑 148.3 節(jié)圓直徑 165 表2.4（續(xù)） 項目 代號 直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果 /mm 基圓直徑 式中：為分度圓壓力角，取標(biāo)準(zhǔn)值 155 齒頂圓壓力角 重合度 = 1.46 （3）內(nèi)齒圈幾何尺寸計算 表2.5為內(nèi)齒圈的幾何尺寸計算過程： 表2.5 第Ⅰ行星排內(nèi)齒圈幾何尺寸 Table 2.5 the first Ⅰ planet gear geometry size within the circle line 項目 代號 直齒輪（內(nèi)嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 分度圓直徑 390 齒頂高 式中：為齒頂高系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=1 是為了避免過渡曲線干涉而將齒頂高系數(shù)的量。此處=0.195。 6.12 齒根高 4.15 齒全高 10.27 齒頂圓直徑 377.76 齒根圓直徑 398.3 表2.5（續(xù)） 項目 代號 直齒輪（內(nèi)嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 節(jié)圓直徑 390 基圓直徑 式中：為分度圓壓力角，取標(biāo)準(zhǔn)值 366.48 齒頂圓壓力角 重合度 對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度 式中：為行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.4計算 2.02 2.6.2 第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸 第Ⅱ排行星齒輪的模數(shù)，變位系數(shù)等都與第Ⅰ行星排的相同。下面將其計算過程列于表2.6和表2.7中。 （1） 太陽輪幾何尺寸 為了直觀方便，現(xiàn)將太陽輪各尺寸計算列于下表2.6。為了表述簡潔，以下幾個齒輪的幾何尺寸計算表中與前面重復(fù)出現(xiàn)的參數(shù)將不再贅述其意義。 表2.6 第Ⅱ排行星排太陽輪幾何尺寸 Table 2.6 the first Ⅱ row planets round the sun row geometry size 項目 代號 直齒輪（外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 分度圓直徑 90 齒頂高 式中：為齒頂高系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=1 7.1 表2.6（續(xù)） 項目 代號 直齒輪（外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 齒根高 式中：為齒頂隙系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=0.25 4.15 齒全高 11.25 齒頂圓直徑 104.2 齒根圓直徑 81.7 節(jié)圓直徑 式中：表示第Ⅱ排中行星輪齒數(shù)，中心距 90 基圓直徑 式中：為分度圓壓力角，取標(biāo)準(zhǔn)值 84.57 齒頂圓壓力角 重合度 對于直齒輪縱向重合度=0，總重合度 式中：為第Ⅱ排中行星輪的齒頂圓壓力角，見表2.7計算 1.53 （2）行星輪幾何尺寸計算 表2.7為行星輪的幾何尺寸計算過程： 表2.7 第Ⅱ排行星輪幾何尺寸 Table 2.7 the first Ⅱ row of the planet round geometry size 項目 代號 直齒輪（按照外嚙合）計算公式及說明 計算結(jié)果/mm 分度圓直徑 150 齒頂高 式中：為齒頂高系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=1 2.9 齒根高 式中：為齒頂隙系數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=0.25 8.35 齒全高 11.25 齒頂圓直徑 155.8 齒根圓直徑 133.3 節(jié)圓直徑 150 基圓直徑 式中：為分度圓壓力角，取標(biāo)準(zhǔn)值 140.95 齒頂圓壓力角 重合度 = 1.53 （3）內(nèi)齒圈幾何尺寸計算 由于第Ⅱ排行星排中內(nèi)齒圈的齒數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)等參數(shù)與第Ⅰ排行星排中相同，所以其幾何尺寸也相同，此處便不作贅述。 2.7 各行星齒輪強(qiáng)度校核 2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 經(jīng)過前面計算，太陽輪齒寬系數(shù)0.6， 則太陽輪齒寬為b==0.660=36，根據(jù)經(jīng)驗公式，取=46mm。 下面計算查取其他校核用參數(shù)； ① 查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8。 ② 確定和所以用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度： （2.13） 式中：為太陽輪的轉(zhuǎn)速，為了方便計算初步用馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速來計算； 為特性參數(shù)，見前面部分計算。 將上述已知參數(shù)代入式（2.13）計算得4.15。 ③查表10-確定使用系數(shù)=2.00；查圖10-取動載系數(shù)=1.04；查表10- 取齒間載荷分配系數(shù)=1.1，查表10-利用直插法齒向載荷分配系數(shù)==1.182，則計算載荷系數(shù)為： （2.14） =1.041.11.182 2.7 ④太陽輪傳遞的載荷的計算 太陽輪輸入轉(zhuǎn)矩為=665.56，根據(jù)公式有太陽輪所傳遞的扭矩為： （2.15） = 244.04 式中：為行星齒輪傳動載荷不均勻系數(shù)，由表14-5-查取， 則太陽輪傳遞的載荷為： （2.16） = 7156.32 所以太陽輪接觸應(yīng)力和之配對的行星輪的接觸應(yīng)力為： （2.17） = 1321.5Mpa ⑤ 許用接觸應(yīng)力計算 本輪邊減速器的設(shè)計工作時間為10年，每年按照365天計算，每天工作8小時，則工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N為： N=60n （2.18） =6014701103658 2.6次 式中： n為太陽輪轉(zhuǎn)速，按照液壓馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)速計算： j齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)： 為總工作時間，以小時計算。 由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得：==0.9，取接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)=1，彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)=1.3，查圖10-和圖10-取齒輪的接觸疲勞極限=1500，彎曲疲勞強(qiáng)度極限=750。則太陽輪的許用接觸應(yīng)力[]為： []= （2.19） = =1350 經(jīng)計算與太陽輪配對的行星輪，由圖10-和圖10-查取壽命系數(shù)得；==0.94.則由（4.19）式計算得其許用接觸應(yīng)力[]=1410顯然[]>[]，故以[]值代入計算。由上述計算得：因為=<[]，故滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求。 2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 根據(jù)（1）中計算查取結(jié)果，太陽輪的許用彎曲強(qiáng)度[]為： []= （2.20） 由式（4.20）得與太陽輪配對的行星輪的許用彎曲強(qiáng)度[]為： []= 由圖14-1-查取太陽輪齒形系數(shù)=2.57，行星輪齒形系數(shù)=3.3。由圖14-1-查取太陽輪應(yīng)力修正系數(shù)=1.63 ，行星輪應(yīng)力修正系數(shù)=1.46，它們的計算載荷由公式： （2.21） 得=2.7，取行星齒輪寬為36。經(jīng)計算123.95，112.56，因為>，所以將后者代入計算。下面將彎曲強(qiáng)度進(jìn)行檢驗： （2.22） 對于太陽輪： = 84.01 滿足彎曲強(qiáng)度條件。對于行星輪： = 107.34 滿足強(qiáng)度要求。 2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇 下面根據(jù)接觸疲勞強(qiáng)度計算來確定內(nèi)齒輪材料，取最小安全系數(shù)=1由公式： (2.23) 式中：為節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查圖14-1-取=2.51； 為彈性系數(shù)，查表14-1-取彈性系數(shù)=189.8； 為重合度系數(shù)，查圖14-1-取=0.82； 為螺旋角系數(shù)，查圖14-1-取1； 為接觸強(qiáng)度計算的壽命系數(shù)，查圖14-1-取=0.9； 為潤滑劑系數(shù)，查圖14-1-取=1； 為速度系數(shù)，查圖14-1-取=0.96； 為粗糙度系數(shù)，查圖14-1-取=0.95； 為工作硬化系數(shù)，查圖14-1-取=1.2； 為尺寸系數(shù)，查圖14-1-取=0.8； 為齒圈分度圓直徑。 內(nèi)齒圈所傳遞的扭矩為： = （2.24） = 7785.12 式中為驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩，則其所傳遞的載荷為： （2.25） = 39923.69N 齒數(shù)比u=81/342.364，取齒寬b=44mm。將上述參數(shù)代入（4.23）式計算得416.80。根據(jù)，選用42Mo，調(diào)質(zhì)硬度209269HB。一般其彎曲強(qiáng)度皆可滿足設(shè)計要求，這里不再校核。 與第Ⅰ行星排校核計算一樣，對于第Ⅱ排的各齒輪接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度校核，經(jīng)檢驗，其均滿足設(shè)計強(qiáng)度要求。 第三章 減速器結(jié)構(gòu)的設(shè)計 3.1 齒輪軸的設(shè)計計算 由于太陽輪Ｉ的尺寸較小，從強(qiáng)度方面考慮將其做成齒輪軸形式，材料為200CrMnTi。經(jīng)力學(xué)分析，該軸只在扭轉(zhuǎn)情況下工作，故按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件初步估計軸頸： （3.1） 式中：為系數(shù)值，查表15-取=100（范圍：98100.7)； 為軸傳遞功率，KW（取液壓馬達(dá)輸出功率）； 為軸的轉(zhuǎn)速。 將上述已知參數(shù)帶入（3.1）式計算得35.93，考慮到其將由花鍵套與制動器輸出軸連接，故取軸頸=40，由公式： (3.2) = =36.51 式中：為扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力； 為該軸所傳遞的扭矩，取太陽輪輸入力矩值； 為軸的抗扭截面系數(shù)。 顯然<[]=4552,滿足要求。該軸的細(xì)部結(jié)構(gòu)件附件其零件圖。 3.2 傳遞連接 本設(shè)計采用雙壁整體式行星架，行星架Ｉ與太陽輪采用漸開線花鍵連接。齒圈和殼體采用螺釘固定鏈接。動力傳遞過程為：動力經(jīng)由液壓馬達(dá)傳到制動器。制動器輸出軸與齒輪軸采用漸開線花鍵套連接，齒輪軸另一端由鋼球頂住，防止其運(yùn)轉(zhuǎn)時軸向穿動，動力由制動器傳遞給齒輪軸。太陽輪Ｉ將動力傳給行星輪Ｉ，在此動力分流：一部分直接通過和齒圈嚙合將動力傳遞給齒圈然后由齒圈和殼體等傳給驅(qū)動輪；另一部分動力則由行星架Ｉ傳遞給太陽輪。太陽輪和行星輪嚙合傳動，動力經(jīng)由此到達(dá)齒圈再通過殼體到達(dá)驅(qū)動輪。 另外幾處的連接：行星架和齒圈支架的連接采用漸開線花鍵連接；齒圈支架和制動器的連接采用螺釘連接；殼體與制動器和液壓馬達(dá)的連接采用滾動軸承連接和浮動油封密封；殼體與驅(qū)動輪采用螺栓連接；太陽輪與滾針軸承連接，滾針軸承套在齒輪軸上從而齒輪軸轉(zhuǎn)動并不直接影響太陽輪轉(zhuǎn)動。 3.3 軸承選用與校核與其他附件說明 3.3.1 軸承選用與校核 行星輪Ｉ用軸承、銷套和螺栓連接在行星架Ｉ上，根據(jù)載荷性質(zhì)查表5-選用圓錐滾子軸承30205，其基本動載荷=32.2.下面進(jìn)行其強(qiáng)度校核： （3.3） 式中：為當(dāng)量動載荷； 為溫度系數(shù)，取=1； 為計算指數(shù)，對于滾子軸承=； 為軸承的轉(zhuǎn)速； 為軸承預(yù)期使用壽命。 下面對這些參數(shù)進(jìn)行計算選?。? ①由于是直齒圓齒輪嚙合傳動，軸承裝在銷套上面。故其受的軸向載荷較小，忽略計算，根據(jù)表13-查取載荷系數(shù)=1.5，則當(dāng)量動載荷為： （3.4） 式中根據(jù)齒輪嚙合傳動時徑向力進(jìn)行計算： （3.5） 式中：為嚙合角，經(jīng)第四章計算知=。 由前章（3.16）式知圓周力=7156.32，所以=2604.69，軸向力=0。X、Y分別為徑向和軸向動載荷系數(shù)，由表13-查取X =1,Y =0。從而 =1.52604.69=3907.035。 ②軸承的轉(zhuǎn)速近似取行星輪Ｉ的轉(zhuǎn)速 = （3.6） = =568.52r/min ③按照前章4.7.1，=103658=29200,將得到的已知參數(shù)帶入（3.3）式： 31.00KN ，故滿足設(shè)計要求。按照相同的方法，第二排行星輪處的軸承選用圓錐滾子軸承30206，經(jīng)檢驗滿足要求。 3.3.2 其他附件說明 減速器的潤滑采用飛濺潤滑，為防止漏油，在所需處設(shè)置的密封圈或者擋油環(huán)。在裝配所需要防止零部件穿動處設(shè)置套筒或者墊板。減速器具體結(jié)構(gòu)見附錄其裝配圖和各零件圖. 第四章 設(shè)計工作總結(jié) 本文以行星齒輪嚙合知識為基礎(chǔ)，對輪邊減速器齒輪傳動特性進(jìn)行了設(shè)計和研究，對中心輪和齒圈進(jìn)行輪齒修形，并應(yīng)用計算機(jī)軟件對中心輪進(jìn)行了仿真。為了分析問題和計算上的方便，本文在計算齒向誤差時只考慮機(jī)件剛度與工作條件因素，并沒考慮空間幾何因素，在本文的基礎(chǔ)上可以考慮加入空間幾何因素的誤差，使計算出齒向誤差的結(jié)果更加準(zhǔn)確和符合實(shí)際。 本設(shè)計主要闡述了行走減速器的設(shè)計計算，從減速器型式的選擇到各零部件的設(shè)計校核。有效地解決了行星齒輪的配齒問題，另外在齒輪設(shè)計過程中采用了高度變位設(shè)計，使得齒輪的齒數(shù)大大減少并避免了加工過程中少齒數(shù)所帶來的根切問題。使減速器在結(jié)構(gòu)上充分利用了內(nèi)嚙合承載能力大和內(nèi)齒圈的可容體積，從而有效縮小了其外廓尺寸，使其體積小、質(zhì)量小、結(jié)構(gòu)非常緊湊，且承載能力大。 在整個的設(shè)計過程中，由于水平有限，實(shí)驗條件有限，對發(fā)動機(jī)功率的分析研究不甚詳細(xì)，爭取在以后的學(xué)習(xí)中不斷的完善。 參考文獻(xiàn) [1]張光裕，等.工程機(jī)械底盤設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1985 [2]王建.工程機(jī)械構(gòu)造[M].北京：中國鐵道出版社，1996 [3]唐經(jīng)世.工程機(jī)械[M].北京：中國鐵道出版社，1996 [4]饒振綱.行星齒輪傳動設(shè)計[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2003 [5]孔德文，趙克利，徐寧生，等液壓輪邊減速器[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2007 [6]諸文農(nóng).履帶推土機(jī)結(jié)構(gòu)裕設(shè)計[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社 [7]成大先主編.機(jī)械設(shè)計手冊[M]. 第四版第3卷,北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002.10-14114-427 [8]濮良貴，紀(jì)明剛.機(jī)械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社，2000 [9]工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計[M].鎮(zhèn)江：鎮(zhèn)江農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)院出版 [10]席偉光，楊光，李波.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計[M].第一版，北京：高等教育出版社，2002 [11]楊瑞成，丁旭，等.機(jī)械工程材料[M].重慶：重慶大學(xué)出版社，2004 [12]吳慶鳴.工程機(jī)械設(shè)計[M].武漢：武漢大學(xué)出版社，2006 致 謝 彈指一揮間，大學(xué)四年已經(jīng)接近了尾聲。四年的艱苦跋涉，兩個月的精心準(zhǔn)備，畢業(yè)設(shè)計終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負(fù)，但設(shè)計過程中常常出現(xiàn)的輾轉(zhuǎn)反側(cè)和力不從心之感卻揮之不去。畢業(yè)設(shè)計的過程并不輕松：各種壓力的時時襲擾，知識積累的尚欠火候，致使我一次次埋頭于圖書館中，一次次在深夜奮力敲打鍵盤。第一次花費(fèi)如此長的時間和如此多的精力，完成一套設(shè)計，其中的艱辛與困難難以訴說，但曲終幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品嘗的。在這里需要的感謝的人很多，是他們讓我這大學(xué)四年從知識到人格上有了一個全新的改變。 感謝我的指導(dǎo)老師，夠順利完成畢業(yè)設(shè)計，離不開他的悉心指導(dǎo)，他對我的設(shè)計從確定題目、修改直到完成，給予了我許多的指點(diǎn)和幫助。感謝他在繁忙的工作之余，擠出時間對設(shè)計提出精辟的修改意見。在此，向老師致以最誠摯的謝意。 我也要感謝大學(xué)所有教育過我的老師！你們傳授給我的專業(yè)知識是我不斷成長的源泉，也是完成本設(shè)計的基礎(chǔ)。 最后，我明白，正是在大學(xué)那溫潤寬厚的胸懷上，我成長起來的，我心我思永系長大。 再次對所有關(guān)心、幫助我的人說一聲“謝謝”。 附 錄 設(shè)計圖紙及代號 圖名 圖號 圖幅 底盤 01-00-00 A0 行星減速器 01-01-00 A1 張緊裝置 01-02-00 A1 驅(qū)動輪 01-03-00 A2 太陽輪1 01-01-01 A3 太陽輪2 01-01-02 A3 行星架1 01-01-03 A2 齒圈 01-01-04 A2 行星齒輪2 01-01-05 A3 行星架2 01-01-06 A2 齒圈支架 01-01-07 A3 端蓋 01-01-08 A2 殼體 01-01-09 A2 彈簧 01-02-01 A3 導(dǎo)向輪 01-02-02 A2