輪邊減速器設計畢業(yè)設計論文

XXXXXXXX學院全日制普通本科生畢業(yè)論文輪邊減速器設計學生姓名：XXXX學 號：XXXXX年級專業(yè)及班級： XXXXX指導老師及職稱： XXXX學 部：XXXXXXXX提交日期：XXXX年X月目 錄1摘要......................................................................1關鍵詞....................................................................1第一章緒論.............................................................21.1課題設計的目的和意義..............................................41.2本設計所要完成的主要任務..........................................4第二章減速器的方案設計..................................................52.1減速器的功用及分類................................................52.2減速器方案的選擇及傳動方案的確定.................................62.2.1減速器方案的選擇............................................72.2.2行星減速器傳動方案的選定....................................82.2.3減速器傳動比的分配..........................................82.2.4傳動比公式推導..............................................82.3行星減速器齒輪配齒與計算..........................................92.3.1行星排齒輪的配齒............................................92.3.2行星齒輪模數(shù)計算與確定.....................................102.4嚙合參數(shù)計算.....................................................112.5變位系數(shù)選取.....................................................122.6各行星齒輪幾何尺寸計算...........................................132.6.1第Ⅰ排行星齒輪的幾何尺寸...................................132.6.2第Ⅱ排行星輪的幾何尺寸.....................................162.7各行星齒輪強度校核..............................................192.7.1太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核.............................192.7.2太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核.............................212.7.3內(nèi)齒輪材料選擇.............................................22第三章減速器結構的設計.................................................233.1齒輪軸的設計計算.................................................233.2傳遞連接.........................................................2423.3軸承選用與校核與其他附件說明.....................................243.3.1軸承選用與校核.............................................243.3.2其他附件說明...............................................26第四章設計工作總結.....................................................26參考文獻.................................................................27致謝..................................................2錯誤！未定義書簽。附錄..................................................錯誤！未定義書簽。283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，它被廣泛應用于載重貨車、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，具有很重要的實際意義和企業(yè)實用性。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、傳動類型及傳動裝置進行了闡述與分析。其次根據(jù)輪邊減速器的工作要求，進行了傳動設計計算，確定其主要部件的參數(shù)并校核了齒輪的強度。關鍵詞輪邊減速器; 齒向誤差;校核強度第一章 緒論1.1 課題設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)和應用都十分重視，在傳動性能、傳遞功率、結構優(yōu)化、轉(zhuǎn)矩等方面均處于領先地位。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技術不斷進步，機械科技人員經(jīng)過不懈的努力以及技術引進和消化吸收，在行星齒輪理論研究和優(yōu)化設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模型和方程方面的研究是國內(nèi)兩個關于行星齒輪傳動動力學的代表，他們的研究成果取得了一定的成就并把許多技術應用于實際當中。與此同時，現(xiàn)代優(yōu)化設計理論也應用到行星齒輪傳動技術中，根據(jù)不同的優(yōu)化目標，通過建立輪邊減速器行星齒輪數(shù)4學模型，產(chǎn)生了多種優(yōu)化設計方法。在已經(jīng)取得的成果中，有針對行星輪均載機構和功率分流方面的優(yōu)化設計，有針對行星齒輪傳動嚙合效率、結構性能、體積的多目標優(yōu)化設計研究，有專門針對如重型汽車輪邊減速器行星傳動機構齒輪模態(tài)優(yōu)化設計，有針對行星機構噪聲、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人員對行星傳動技術的認識。在新理論和新數(shù)學計算方法出現(xiàn)的同時，行星齒輪減速器的優(yōu)化設計方法也隨著更新，比較新的研究成果：有可靠性工程理論在優(yōu)化設計中的應用，有遺傳算法在行星齒輪優(yōu)化設計中的應用，有模糊數(shù)學在行星齒輪優(yōu)化設計中的應用，有可靠性工程理論在優(yōu)化設計中的應用，基于可靠性工程的理論通過引入強度可靠性系數(shù)方程來進行優(yōu)化設計。這些新的設計理論和新的設計方法將許多設計理論概念和研究成果應用到優(yōu)化設計中，對行星齒輪傳動優(yōu)化設計理論研究的發(fā)展有很大的貢獻。1.2本設計所要完成的主要任務減速器的功用及分類；減速器方案的選擇及傳動方案的確定；行星減速器齒輪配齒與計算；減速器結構的設計；軸承選用與校核與其他附件說明；所有零、部件設計計算、繪制零、部件圖。第二章 減速器的方案設計減速機構是本次設計的一個重要環(huán)節(jié)。減速器是應用于原動機和工作機之間的獨立傳動裝置。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械。由于其結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代工程機器中應用很廣。2.1 減速器的功用及分類減速器的作用有以下幾點：①增扭減速，降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速，增大扭矩；②變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內(nèi)燃機轉(zhuǎn)速和扭矩的變化范圍不大，即使用液力機械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須5通過變換變速箱排檔以改變傳動系的傳動比，改變工程機械的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化；③實現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動機啟動和發(fā)動機在不熄火的情況下停車。減速器的分類按其傳動結構特點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及用途作簡要說明：①圓柱齒輪減速器：當傳動比在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Figure2.1cylindricalgearreducer所有減速器中應用最廣的，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 140m/s。其結構如圖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用不如圓柱齒輪減速器那么廣。其結構如圖 2.2示。③蝸桿減速器：主要用于傳動比較大（ i>10）的場合。當傳動比較大時，其傳動結圖2.2 圓錐齒輪減速器 圖2.3蝸桿減速器6Figure 2.2tapered gear reducer Figure 2.3worm reducer構緊湊，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用，其結構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。其結構如圖2.3示。④行星減速器：行星減速器的最大特點是傳動效率高，傳動比范圍廣，其圖2.4 行星減速器①查表14-1-1057取彈性系數(shù)ZE=189.8 N/mm2。7② 確定KV和ZV所以用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度：d1n1(11)vxk1（2.13）100060式中：n1為太陽輪的轉(zhuǎn)速，為了方便計算初步用馬達的輸出轉(zhuǎn)速nm來計算；k1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x4.15m/s。③查表10-28確定使用系數(shù)KA=2.00；查圖10-88取動載系數(shù)KV=1.04；查表10-38取齒間載荷分配系數(shù)KHKH=1.1，查表10-48利用直插法齒向載荷分配系數(shù)KH=KF=1.182，則計算載荷系數(shù)K為：KKvKAKHKH（2.14）=21.041.11.1822.7④太陽輪傳遞的載荷Ft的計算太陽輪輸入轉(zhuǎn)矩為TA1=665.56NM，根據(jù)公式有太陽輪所傳遞的扭矩T1為：T1TA1kc（2.15）Cv665.561.13244.04NM式中：kc為行星齒輪傳動載荷不均勻系數(shù)，由表14-5-187查取，則太陽輪傳遞的載荷Ft為：2T1Ft （2.16）d12 244.04=0.067156.32N8所以太陽輪接觸應力H1和之配對的行星輪的接觸應力H2為：kFtu1（2.17）H1H22.5ZEub1d12.5189.82.77156.322.833146 60 2.8331321.5Mpa⑤許用接觸應力計算本輪邊減速器的設計工作時間為10年，每年按照365天計算，每天工作8小時，則工作應力循環(huán)次數(shù)N為：N=60nLh（2.18）=601470 1 10 36582.6 109次式中：n為太陽輪轉(zhuǎn)速，按照液壓馬達的輸出轉(zhuǎn)速計算：齒輪每轉(zhuǎn)一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)：Lh為總工作時間，以小時計算。由圖10-188和圖10-198查取壽命系數(shù)得： KHN=KFN=0.9，取接觸疲勞強度安全系數(shù)SH=1，彎曲疲勞強度安全系數(shù) SF=1.3，查圖10-208和圖10-218取齒輪的接觸疲勞極限 lim=1500Nmm2，彎曲疲勞強度極限 FE=750Nmm2。則太陽輪的許用接觸應力[ 1]為：[KHNlim（2.19）1]=SH0.91500=1=1350MPa經(jīng)計算與太陽輪配對的行星輪，由圖10-8和圖8查取壽命系數(shù)得；1810-19KHN=KFN=0.94.則由（4.19）式計算得其許用接觸應力[2]=1410MPa顯然[2]>[1]，9故以[ 1]值代入計算。由上述計算得：因為 H1= H2<[ 1]，故滿足接觸疲勞強度要求。2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核根據(jù)（1）中計算查取結果，太陽輪的許用彎曲強度[F1]為：[F1KFNFE（）SF由式（4.20）得與太陽輪配對的行星輪的許用彎曲強度[F2]為：[F2]=0.94750MPa1.3由圖14-1-427查取太陽輪齒形系數(shù) YFa1=2.57，行星輪齒形系數(shù)YFa2=3.3。由圖14-1-437查取太陽輪應力修正系數(shù) YS1=1.63，行星輪應力修正系數(shù) YS2=1.46，它們的計算載荷由公式：KKvKAKHKH（2.21）得K=2.7，取行星齒輪寬為36mm。經(jīng)計算[F1]123.95MPa，[F2]112.56MPa，YFa1YS1YFa2YS2因為[F1]>[F2]，所以將后者代入計算。下面將彎曲強度進行檢驗：YFa1YS1YFa2YS2KFt[F]（2.22）bmYFaYS對于太陽輪：KFt=2.7 7156.32bm46584.01MPa滿足彎曲強度條件。對于行星輪：KFt=2.7 7156.32bm365107.34MPa滿足強度要求。2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇下面根據(jù)接觸疲勞強度計算來確定內(nèi)齒輪材料，取最小安全系數(shù) SHmin=1由公式：10Ftu1KAKVKHKHd3buZHZEZZ(2.23)HminZNTZLZVZRZWZX式中：ZH為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖14-1-177取ZH=2.51；ZE為彈性系數(shù)，查表14-1-1057取彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2；為重合度系數(shù)，查圖14-1-197取Z=0.82；為螺旋角系數(shù)，查圖14-1-207取1；ZNT為接觸強度計算的壽命系數(shù)，查圖 14-1-267取ZNT=0.9；ZL為潤滑劑系數(shù)，查圖14-1-277取ZL=1；ZV為速度系數(shù)，查圖14-1-287取ZV=0.96；ZR為粗糙度系數(shù)，查圖14-1-297取ZR=0.95；ZW為工作硬化系數(shù)，查圖14-1-307取ZW=1.2；ZX為尺寸系數(shù)，查圖14-1-317取ZX=0.8；d3為齒圈分度圓直徑。內(nèi)齒圈所傳遞的扭矩為 T3：T3=MK（2.24）323355.3637785.12Nm式中MK為驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩，則其所傳遞的載荷 Ft為：2T3Ft （2.25）d32 7785.12=0.33139923.69N齒數(shù)比 u=81/34 2.364，取齒寬 b=44mm。將上述參數(shù)代入（4.23）式計算得11Hlim 416.80MPa。根據(jù) Hlim，選用42CrMo，調(diào)質(zhì)硬度209~269HB。一般其彎曲強度皆可滿足設計要求，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度校核，經(jīng)檢驗，其均滿足設計強度要求。第三章 減速器結構的設計3.1 齒輪軸的設計計算由于太陽輪Ｉ的尺寸較小，從強度方面考慮將其做成齒輪軸形式，材料為200CrMnTi。經(jīng)力學分析，該軸只在扭轉(zhuǎn)情況下工作，故按照扭轉(zhuǎn)強度條件初步估計軸頸：dA03P（3.1）n式中：A0為系數(shù)值，查表15-38取A0=100（范圍：98~100.7)；P為軸傳遞功率，KW（取液壓馬達輸出功率）；為軸的轉(zhuǎn)速。將上述已知參數(shù)帶入（3.1）式計算得d35.93mm，考慮到其將由花鍵套與制動器輸出軸連接，故取軸頸d=40mm，由公式：TT(3.2)WT=665.431030.2403=36.51 MPa式中： T為扭轉(zhuǎn)切應力；為該軸所傳遞的扭矩，取太陽輪輸入力矩值；12WT為軸的抗扭截面系數(shù)。顯然T<[ T]=45~52MPa,滿足要求。該軸的細部結構件附件其零件圖。3.2 傳遞連接本設計采用雙壁整體式行星架，行星架Ｉ與太陽輪 II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 II。太陽輪II和行星輪II嚙合傳動，動力經(jīng)由此到達齒圈再通過殼體到達驅(qū)動輪。另外幾處的連接：行星架 II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 II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 II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5-126選用圓錐滾子軸承30205，其基本動載荷Cr=32.2kN.下面進行其強度校核：P60nLh（3.3）C106ft式中：P為當量動載荷；ft為溫度系數(shù)，取ft=1；為計算指數(shù)，對于滾子軸承=10；3n為軸承的轉(zhuǎn)速；Lh為軸承預期使用壽命。下面對這些參數(shù)進行計算選?。?3①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13-68查取載荷系數(shù)fp=1.5，則當量動載荷P為：Pfp(XFrYFu)（3.4）式中Fr根據(jù)齒輪嚙合傳動時徑向力進行計算：FrFttan（3.5）式中：為嚙合角，經(jīng)第四章計算知=200。由前章（3.16）式知圓周力Ft=7156.32N，所以Fr=2604.69N，軸向力Fu=0。X、Y分別為徑向和軸向動載荷系數(shù)，由表13-55查取X=1,Y=0。從而P=1.52604.69=3907.035N。②軸承的轉(zhuǎn)速n近似取行星輪Ｉ的轉(zhuǎn)速n1n=n1Zt1nm（3.6）ZC1=121563.4333=568.52r/min③按照前章4.7.1，Lh=103658=29200h,將得到的已知參數(shù)帶入（ 3.3）式：3907.0351060568.5229200C3106131.00KNCr，故滿足設計要求。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置套筒或者墊板。減速器具體結構見附錄其裝配圖和各零件圖.第四章 設計工作總結14本文以行星齒輪嚙合知識為基礎，對輪邊減速器齒輪傳動特性進行了設計和研究，對中心輪和齒圈進行輪齒修形，并應用計算機軟件對中心輪進行了仿真。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果更加準確和符合實際。本設計主要闡述了行走減速器的設計計算，從減速器型式的選擇到各零部件的設計校核。有效地解決了行星齒輪的配齒問題，另外在齒輪設計過程中采用了高度變位設計，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。使減速器在結構上充分利用了內(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、結構非常緊湊，且承載能力大。在整個的設計過程中，由于水平有限，實驗條件有限，對發(fā)動機功率的分析研究不甚詳細，爭取在以后的學習中不斷的完善。參考文獻[1]張光裕，等.工程機械底盤設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1985[2]王建.工程機械構造[M].北京：中國鐵道出版社，1996[3]唐經(jīng)世.工程機械[M].北京：中國鐵道出版社，1996[4]饒振綱.行星齒輪傳動設計[M].北京：化學工業(yè)出版社，2003[5]孔德文，趙克利，徐寧生，等液壓輪邊減速器[M].