車輛工程畢業(yè)設計26車用輪邊減速器設計

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1、摘要 本論文是結合當今汽車行業(yè)發(fā)展的形勢，對微型電動汽車的車用輪邊減速器進行設計，設計一種微型電動車用的輪邊減速器，是為微型電動汽車的輪邊驅(qū)動系統(tǒng)使用，工作力矩較小，但因沒有主減速器而需要更大的減速比。以大型車輛的輪邊減速器的結構型式可以為電動汽車的輪邊減速器提供參考，縮小結構尺寸，而增大減速比，滿足輪邊驅(qū)動系統(tǒng)的使用要求。 近年來隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展，全球汽車總保有量不斷增加，汽車所帶來的環(huán)境污染、能源短缺，資源枯竭等方面的問題越來越突出。日益嚴重的石油危機與人們環(huán)保意識的加強，對汽車工業(yè)的發(fā)展提出了極為嚴峻的挑戰(zhàn)。采用電能為驅(qū)動設備的電動汽車由于能真正實現(xiàn)“零排放”，而成為各國汽車研

2、發(fā)的焦點。為了保護人類的居住環(huán)境和保障能源供給，各國政府不惜投入大量人力、物力尋求解決這些問題的途徑。而電動汽車（包括純電動汽車、混合動力電動汽車以及燃料電池汽車），即全部或部分用電能驅(qū)動電動機作為動力系統(tǒng)的汽車，具有高效、節(jié)能、低噪聲、零排放等顯著優(yōu)點，在環(huán)保和節(jié)能方面具有不可比擬的優(yōu)勢，因此它是解決上述問題的最有效途徑。 本論文所設計的微型電動汽車用的輪邊減速器在電動汽車上的應用提供了一種可以借鑒的減速裝置形式，有助于電動汽車的設計和研發(fā)。 關鍵詞：電動；輪邊；減速器；設計；驅(qū)動 2 ABSTRACT Thisthesisistocombinecurrentsituation

3、ofthedevelopmentofautomobileindustryofminiatureelectriccars,carwheeledgesreducerdesign,designakindofmini-bevwheeledgespeedreducer,miniatureelectriccarsfordrivingwheeledgessystemUSES,worktorquesmaller,butbecausethereisnomainreducerandneedmorethantheslowdown.Thewheeledgeswithlargevehiclesforthestructu

4、raltypegearreducerelectriccarwheeledgesprovidereference,narrowgearreducerwhileincreasingstructuresizethan,satisfywheeledgesslowingtheuserequirementdrivingsystem. Inrecentyears,withtherapiddevelopmentofautoindustry,globalcartotalquantitiesincreasesunceasingly,carbringstheenvironmentpollution,energys

5、hortage,resourceexhaustionissuessuchasmoreandmoreoutstanding.Theincreasinglyseriousoilcrisisandthepeopleenvironmentalprotectionconsciousness,thestrengtheningofthedevelopmentofautomobileindustryforwardveryseriouschallenges.Usingelectricityfordrivingequipmentelectriccartrue"isaresultofzeroemissionandb

6、ecomethefocusoftheworldautomobileresearch.Inordertoprotectthehumanlivingenvironmentandsafeguardenergysupply,governmentsinvestalotofmanpowerandmaterialresourcesatthewaytoseeksolutionstotheseproblems.Butelectriccars(includingpureelectriccars,hybridelectriccarsandfuelcellcars),namelyallorpartoftheelect

7、ricitycandrivemotorcars,aspowersystemwithhighefficiency,energysaving,lownoise,zeroemissionsandothersignificantadvantagesinenvironmentalprotectionandenergysaving,hasincomparableadvantage,thereforeitsolvetheaboveproblemisthemosteffectiveway. Thisthesisminiatureelectricvehicledesignedbythewheeledgeswi

8、ththeelectriccaronthespeedreducercanbeusedprovidedareferenceofthedecelerationdeviceform,helpelectricvehicledesignanddevelopment. Keywords:Power-driven；Weltingrolling；Reducer；Devise；Drive 摘要IAbstract,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,u第1章緒論,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,1 1.1 選題的依據(jù)和意義,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,

9、,,,,1 1.2國內(nèi)外研究概況及發(fā)展趨勢3第2章行星齒輪的初步計算與選取,,,,,,,,,,,,,,,,,,5 2.1 已知條件,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,5 設計計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,52.2.1選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖，,,,,,,,,,,，52.2.2行星輪傳動的配齒計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,62.2.3初步計算齒輪的主要參數(shù),,,,,,,,,,,,,,,,,,7 本意小結,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,8第3章裝配條件及傳動效率的計算,,,,,,,,,,,,,,,

10、,,,9 1.1 裝配條件的驗算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,9 1.2 傳動效率的計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,9 3.3減速器的潤滑和密封，,,,,,,,,,,,,,,,,,,,，14 本意小結,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,14第4章齒輪強度驗算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,15 4.1 齒輪強度驗算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,15 4.2校核其齒面接觸強度,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,15 4.3校核其齒跟彎曲強度,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,17

11、 本意小結,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,20第5章減速器結構設計計算，,,,,,,,,,,,,,,,,,,,，22 5.1.1 5.1行星架的結構設計與計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,22行星架的結構設計,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,22行星架結構計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,22 5.2齒輪聯(lián)軸器的結構設計與計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,22 5.3.1 5.3軸的結構設計與計算，,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,，22輸入軸的結構設計與計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,23輸出軸的設計計算,,,

12、,,,,,,,,,,,,,,,,,,24 5.4鑄造箱體的結構設計計算,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,25 本意小結,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,26結論,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,28參考文獻30,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,至0謝31 ,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,附錄,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,32 第1章緒論 1.1選題的依據(jù)及意義 汽車是人類生活中不可缺少的重要工具，隨著近年來汽車工業(yè)的發(fā)展，中國

13、政府已將汽車工業(yè)確定為國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)。隨著《汽車工業(yè)產(chǎn)業(yè)政策》的頒布實施，中國汽車工業(yè)步入了新的歷史發(fā)展階段，201洗中國汽車產(chǎn)銷分別為1826.47萬輛和1806.19萬輛，居全球第一。但是汽車工業(yè)要成為真正的支柱產(chǎn)業(yè)，則必須具備自我發(fā)展能力。盡快建立中國汽車工業(yè)的技術開發(fā)體系，形成自主開發(fā)產(chǎn)品的能力，這將關系到汽車工業(yè)發(fā)展的全局和長遠規(guī)劃。 近年來隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展，全球汽車總保有量不斷增加，汽車所帶來的環(huán)境污染、能源短缺，資源枯竭等方面的問題越來越突出。日益嚴重的石油危機與人們環(huán)保意識的加強，對汽車工業(yè)的發(fā)展提出了極為嚴峻的挑戰(zhàn)。為了汽車工業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，以開發(fā)和推廣電動車，多

14、種代用燃料汽車為主要內(nèi)容的綠色汽車工程已在世界范圍內(nèi)展開。世界各大汽車公司爭相研制各種1新型的無污染環(huán)保車，力圖使自己生產(chǎn)的汽車達到或接近零污染標準。采用電能為驅(qū)動設備的電動汽車由于能真正實現(xiàn)零排放，而成為各國汽車研發(fā)的焦點。為了保護人類的居住環(huán)境和保障能源供給，各國政府不惜投入大量人力、物力尋求解決這些問題的途徑。而電動汽車（包括純電動汽車、混合動力電動汽車以及燃料電池汽車），即全部或部分用電能驅(qū)動電動機作為動力系統(tǒng)的汽車，具有高效、節(jié)能、低噪聲、零排放等顯著優(yōu)點，在環(huán)保和節(jié)能方面具有不可比擬的優(yōu)勢，因此它是解決上述問題的最有效途徑。 在20世紀50年代，莢國科學家羅伯特發(fā)明了電動汽車輪轂

15、。其設計是將電動機、減速器、傳動系統(tǒng)和制動系統(tǒng)融為一體。1968^,通用電氣公司將這種電動輪轂裝置運用到大型礦用自卸車上，并取名為“電動輪”，這是第一次在汽車上采用電動輪結構，近年來，隨著電動汽車的興起.輪轂電機驅(qū)動乂得到重視。輪轂電機驅(qū)動系統(tǒng)的布置非常靈活.直接將電動機安裝在車輪輪毅中，省略了傳統(tǒng)的離合器、變速箱、主減速器及差速器等部件t因而簡化整車結構、提高了傳動效率、同時能借助現(xiàn)代計算機控制技術直接控制各電動輪實現(xiàn)電子差速.無論從體積、質(zhì)量，還是從功率、載重能力看，電動輪相較于傳統(tǒng)汽車動力傳動系統(tǒng).其結構更加簡單、囊湊，占用空間更小，更容易實現(xiàn)全輪驅(qū)動。這些突出優(yōu)點，使電動輪驅(qū)動成為電動

16、汽車發(fā)展的一個獨特方向。 電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)布置比傳統(tǒng)燃油汽車有著更大的靈活性，由驅(qū)動電動機所在位置以及動力傳遞方式的不同，通?？梢苑譃榧袉坞姍C驅(qū)動、多電機驅(qū)動以及電動輪驅(qū)動等型式。其中獨立電動輪驅(qū)動的電動汽車由丁其控制方便、結構緊湊等優(yōu)點，成為電動汽車驅(qū)動型式研究的新方向。 電動機本身具有調(diào)速的功能，如果在電動汽車上繼續(xù)保留內(nèi)燃機汽車必須使用的變速箱就顯得累贅了。而輪邊減速器，作為輪邊驅(qū)動的一個選擇裝置，在傳統(tǒng)動力汽車上已獲得了較多的應用。一些礦山、水利等大型工程所用的重型車、大型公交車等，常要求具有高的動力性，而車速則可相對較低，因此其低檔傳動比就會很大，為了避免變速器、分動器、傳動軸

17、等總成因需承受過大的轉(zhuǎn)矩而使尺寸及質(zhì)量過大，則應將傳動系的傳動比盡可能多地分配給驅(qū)動橋，這就導致了這些重型車輛驅(qū)動橋的主減速比很大，當其值大丁12時，則需要采用單級（或雙級）主減速器附加輪邊減速器的結構型式，不僅使驅(qū)動橋中間部分主減速器的輪廓尺寸減小，加大了離地問隙，并可得到大的驅(qū)動橋減速比，而且半軸、差速器及主減速器從動齒輪等零件的尺寸也可減小。對丁新興:的電動汽車，由丁電動輪的應用，輪邊減速器也得到越來越多的應用。 采用輪邊減速器是為了提高汽車的驅(qū)動力，以滿足或修正整個傳動系統(tǒng)驅(qū)動力的匹配。目前采用的輪邊減速器，就是為滿足整個傳動系統(tǒng)匹配的需要，而增加的一套降速增扭的齒輪傳動裝置。安裝在

18、車輛動力輸出終端，減輕變速箱負載。發(fā)動機點火經(jīng)離合器、變速器和分動器把動力傳遞到前、后橋的主減速器，再從主減速器的輸出端傳遞到輪邊減速器及車輪，以驅(qū)動汽車行駛。在這一過程中，輪邊減速器的工作原理就是把主減速器傳遞的轉(zhuǎn)速和扭矩經(jīng)過其降速增扭后，再傳遞到車輪，以便使車輪在地面附著力的反作用下，產(chǎn)生較大驅(qū)動力。 微型電動汽車的輪邊減速器將動力從原動機（此研究中即為輪轂驅(qū)動電機）直接傳遞給車輪，其主要功能是降低轉(zhuǎn)速、增加轉(zhuǎn)矩，從而使原動機的輸出動力能夠滿足電動車的行車動力需求。在對電動汽車輪邊減速器的設計與研究中，將緊密結合整車性能的要求，并考慮與輪邊減速器相匹配的制動系統(tǒng)、懸架、輪轂電機等裝置的布

19、局與設計問題，借鑒不同型式的輪邊減速器結構上的優(yōu)點及參數(shù)選擇的合理性，利用先進的計算機虛擬技術，對微型電動汽車的輪邊減速器進行設計與研究。 行星齒輪傳動與普通定軸齒輪傳動相比較，具有質(zhì)量小、體積小、傳動比大、承載能力大以及傳動平穩(wěn)和傳動效率高等優(yōu)點；這些已被我國越來越多的機械工程技術人員所了解和重視。由丁在各種類型的行星齒輪傳動中均有效的利用了功率分流性和輸入、輸出的同軸性以及合理地采用了內(nèi)嚙合，才使得其具有了上述的許多獨特的優(yōu)點。行星齒輪傳動不僅適用于高速、大功率而且可用于低速、大轉(zhuǎn)矩的機械傳動裝置上。它可以用作減速、增速和變速傳動，運動的合成和分解，以及其特殊的應用中；這些功用對于現(xiàn)代機

20、械傳動發(fā)展有著重要意義。因此，行星齒輪傳動在起重運輸、工程機械、冶金礦山、石油化工、建筑機械、輕工紡織、醫(yī)療器械、儀器儀表、汽車、船舶、兵器、和航空航天等工業(yè)部門均獲得了廣泛的應用。 1.2國內(nèi)外研究概況及發(fā)展趨勢 世界上一些工業(yè)發(fā)達國家，如日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用、生產(chǎn)和研究都十分重視，在結構優(yōu)化、傳動性能、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領先地位；并出現(xiàn)了一些新型的行星傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代機械傳動設備中獲得了成功的應用。 行星齒輪傳動在我國已有了許多年的發(fā)展史，很早就有了應用。然而，自二十世紀60年

21、代以來，我國才開始對行星齒輪傳動進行了較深入、系統(tǒng)的研究和試制工作。無論是在設計理論方面，還是在試制和應用實踐方面，均取得了較大的成就，并獲得了許多的研究成果。 近20年來，尤其是我國改革開放以來，隨著我國科學技術的進步和發(fā)展，我國已從世界上許多工業(yè)發(fā)達的國家引進了大量先進的機械設備和技術，經(jīng)過我國機械科技人員不斷積極地吸收和消化，與時俱進、開拓創(chuàng)新地努力奮進，使得我國的行星傳動技術有了迅速發(fā)展。目前，我國已有許多的機械設計人員開始研究分析和應用上述的新型行星齒輪傳動技術，并期待著能有更大的突破。 據(jù)有關資料介紹，人們認為目前行星齒輪傳動技術的發(fā)展方向如下： (1) 標準化、多品種目前世

22、界上已有50多個漸開線行星齒輪傳動系列設計，而且還演化出多種形式的行星減速器、差速器和行星變速器等多種產(chǎn)品。 (2) 硬齒面、高精度行星傳動機構中的齒輪廣泛采用滲碳和淡化化學熱處理。 齒輪制造精度一般均在6級以上。 (3) 高轉(zhuǎn)速、大功率行星齒輪傳動機構在高速傳動中，如在高速汽輪傳動中已獲得廣泛的應用，其傳動功率也越來越大。 (4) 大規(guī)格、大轉(zhuǎn)矩,在中低速、重載傳動中，傳動大轉(zhuǎn)矩的大規(guī)格的行星齒輪傳動已有了較大的發(fā)展。 減速器的代號包括：型號、級別、聯(lián)接型式、規(guī)格代號、規(guī)格、傳動比、裝配型式、標準號 其標記符號如下： N—NGWN一內(nèi)嚙合、G一公用齒輪、W-外嚙合）型； A-

23、單級行星齒輪減速器，B-兩級行星齒輪減速器，C-三級行星齒輪減速器； Z-定軸圓柱齒輪，S-螺旋錐齒輪，D-底座聯(lián)接，F(xiàn)-法蘭聯(lián)接，L-立式行星減速器。 31 第2章行星齒輪的初步計算與選取 2.1已知條件 畢業(yè)設計（論文）使用的原始資料（數(shù)據(jù)）及設計技術要求： 設計一種微型電動車用的輪邊減速器，是為電動汽車的輪邊驅(qū)動系統(tǒng)使用，工作力矩較小，但因沒有主減速器而需要更大的減速比。大型車輛的輪邊減速器的結構型式可以為電動汽車的輪邊減速器提供參考，縮小結構尺寸，而增大減速比，滿足輪邊驅(qū)動系統(tǒng)的使用要求。 額定功率：3kw;額定轉(zhuǎn)速：3500rpm；最大轉(zhuǎn)矩：25NM減速比：1:9;

24、車輪半徑：260mm載重量：1000kg;最高時速：50km^h；每天工作12h,使用壽命8年 要求：1、設計說明書一份，1.5萬字以上；2、輪邊減速器裝配圖一張、齒輪、箱體等零件圖若十張，折合3張AO圖紙。 2.2設計計算2.2.1選取行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖 根據(jù)上述設計要求：給定傳動比、結構合理、緊湊。據(jù)各行星輪傳動類型的傳動比和工作特點可知2K-H型結構緊湊，傳動比符合給定要求。其傳動簡圖如圖2-1所示。、圖中太陽輪a輸入，行星架x輸出，內(nèi)齒圈b固定。 bcx輸出輸入 la 圖2.1行星傳動的傳動簡圖 2.2.2行星輪傳動的配齒計算 在確定行星輪傳動的各輪齒數(shù)時，

25、除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還應考慮到與其承載能力有關的其他條件。 在給定傳動比的情況下，行星輪傳動的各輪齒數(shù)的確定方法有兩種：（一）、計算法；（二）、查表法。下面采用計算法來確定各輪齒數(shù)： 由公式3-28得p=^=ip-1=4.46-1=3.46（見參考文獻［2］）Za（一般p取3—8,在滿足ip的條件下為減小行星傳動的徑向尺寸中心輪a和行星 p輪c的尺寸應盡可能地小。） 由公式3-29（見參考文獻［2］）得Zb=pxZa=（ipT）=3.64Za 取Za=17則Zb=3.64X17=61.88，圓整后取Zb=61 根

26、據(jù)同心條件可以求得行星輪的齒數(shù)： 由公式3-30（見參考文獻［2］）得zc=Zb—Za=22.44，圓整后取Z=22。 2 所以，行星輪傳動的各輪齒數(shù)分別為Za=17,Zb=61,Zc=22。 2.2.3初步計算齒輪的主要參數(shù) 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個：齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)，在確定上述基本參數(shù)后，齒輪的齒形及幾何尺寸就完全確定了。 已知：Za=17,Zb=61,Zc=22,：=20,ha=1,c=0.25 齒輪的幾何尺寸計算如下：（見參考文獻［2］） 分度圓直徑：da=mZg=517=85db=m4=561=305d/mz^=522=110 齒頂局

27、：外嚙合副a-chaa=hac=mha=5 內(nèi)嚙合副c-bhac=m=5achab=ha-hm=4.38 齒根高：hf=ha，c”m=6.25 全齒高：h=ha?hfa輪h=11.25b輪h=11.25c輪h=9.38 齒頂圓直徑：a輪da=d+2ha=95c輪da=d+2ha=120b輪da=d+2ha=296.24 齒根圓直徑：a輪df=da-2hf=72.5b輪df=db+2hf=317.5c輪df=dc-2hf=97.5 基圓直徑：a輪db=daxcos20，=79.9b輪db=286.7c輪db=103.4 中心距:a-c副a=1/2(za?zc)=97.5c—b副a=

28、1/2(zb—zc)=97.5d 齒頂圓壓力角：a輪叫=arccos—=32.75dadbb輪％=arccos—=30.5dadc輪aa=arccosM=14.58da2.3本章小結 這一章主要對本論文中的一些常規(guī)數(shù)據(jù)進行進了計算，選取了行星輪傳動的傳動類型和傳動簡圖，初步計算了齒輪的主要參數(shù)。 第3章裝配條件及傳動效率的計算 3.1裝配條件的驗算 在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比外，還應滿足與其裝配有關的條件，即同心條件、鄰接條件和安裝條件。此外，還要考慮到與其承載能力有關的其他條件。 （1）鄰接條件由多個行星輪均勻?qū)ΨQ地布置在太陽輪和內(nèi)齒輪之間的行星傳動設計

29、中必須保證相鄰兩個行星輪齒頂之間不得相互碰撞，這個約束稱之為鄰接條件。 按公式（3-7）（見參考文獻［2］）驗算其鄰接條件，即n dacHaacsin——np式中np一行星輪個數(shù)； aac—a-c嚙合副的中心距； dac一行星輪的齒頂圓直徑。 ，'.一已知dac=120,aac=97.5代入上式可得 120：297.5sin180=168.873即滿足鄰接條件。 （2）同心條件對丁2K-H型行星傳動，三個基本構件的旋轉(zhuǎn)軸線必須重合丁主軸線,即由中心輪和行星輪組成的所有嚙合副實際中心距必須相等，稱之為同心條件。 按公式（3-8a）（見參考文獻［2］）驗算同心條件，即'' aac

30、=acb已知aac=97.5,acb=97.5即滿足同心條件。 （3）安裝條件在行星傳動中，幾個行星輪能均勻裝入并保證中心論正確嚙合應具備的齒數(shù)關系和切齒要求，稱之為裝配條件。 按公式（3-20）（見參考文獻［2］）驗算安裝條件，即 土M=c（整數(shù)）np已知za=17,zb=61,np=3 土3=口=26np3即滿足安裝條件。 3.2傳動效率的計算 按照表5-1（見參考文獻［2］）或5-2（見參考文獻［2］）中所對應的效率計算公式計算：按公式（5-36）（見參考文獻［2］）計算氣如下:對丁嚙合副（a-c）:齒頂圓壓力角：：?a1=arccosdbd=arccos79'95=32.7

31、5:-a2=arccosdbd=arccos103.430.5 ，da12011 "二——Z1tan：a1-tan：：￡lZ2tan：a2「tan：1=1.562二對丁嚙合副（c-b）:齒頂壓力角：：、=30.5：2=14.58；一=1Z1tan：a1-tan："j，z2tan：a2-tan：1=1.782■: 根據(jù)公式（5-37）（見參考文獻［2］）得取fm=0.1二X ma =0.025 31 =一f 2 二xmb 兀1L1C…=—xfm—+—=0.008 2ez2；（行星齒輪傳動中大都采用滾動軸承，摩擦損失很小故可忽略）bFxx）=0974xa11、mamb

32、'u.D'T可見，該行星傳動的傳動效率較高，可滿足短期間斷工作方式的使用要求。 行星齒輪傳動功率分流的理想受力狀態(tài)由丁受不可避免的制造和安裝誤差，零件變形及溫度等因素的影響，實際上是很難達到的。若用最大載荷Fbtamax與平均載荷Fbta 之比值K來表示載荷不均勻系數(shù)，即K3=Fbtamax/F bta K值在1

33、機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求。 (1) 均載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好的補償制造和裝配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數(shù)K值最小。 (2) 均載機構的補償動作要可靠、均載效果要好。為此，應使均載構件上所受的力較大，因此，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 (3) 在均載過程中，均載構件應能以較小的自動調(diào)整位移量補償行星齒輪傳動存在的制造誤差。 (4) 均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動的傳動性能。 (5) 均載機構本身的摩擦損失應盡量小，效率要高。 (6) 均載機構應具有一定的緩沖和減振性能，至少不應增加行星齒輪傳動的振

34、動和噪聲。 在本設計中采用了中心輪浮動的結構。太陽輪通過雙齒或單齒式聯(lián)軸器與高速軸相聯(lián)實現(xiàn)浮動(如圖2-2所示)，前者既能使行星輪間載荷分布均衡，乂能使嚙合齒面沿齒寬方向的載荷分布得到改善；而后者在使行星輪間載荷均衡過程，只能使太陽輪軸線偏斜，從而使載荷沿齒寬方向分布不均勻，降低了傳動承載能力。這種浮動方法，因為太陽輪重量小，浮動靈敏，結構簡單，易丁制造，便丁安裝，應用廣泛。 根據(jù)行星傳動的工作特點、傳遞扭矩的大小和轉(zhuǎn)速的高低等情況對其進行具體的結構設計。首先應該確定太陽輪a的結構，因為它的直徑d較小，所以輪a應該采用軸齒輪的結構。因為在該設計中采用了中心論浮動的結構因此它的軸與浮動齒輪聯(lián)

35、軸器的外齒半聯(lián)軸套皿制成一體或連接(如圖2-3)。且按該行星傳動的扭矩初步估算輸入軸的直徑da,同時進行軸的結構設計。為了便丁軸上零件的拆裝，通常將軸制成階梯形。總之在滿足使用要求的情況下，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便丁加工制造(詳見結構設計計算)。 a）b） 圖3.1齒輪聯(lián)軸器 內(nèi)齒輪做成環(huán)形齒圈，在該設計中內(nèi)齒輪是用鍵在圓周方向上實現(xiàn)固定的。 行星輪通過兩個軸承來支撐，由丁軸承的安裝誤差和軸的變形等而引起的行星輪偏斜，則選用具有自動調(diào)心性能的球面滾子軸承是較為有效的。（但是只有在使用一個浮動基本構件的行星輪傳動中，行星輪才能選用上述自動調(diào)心軸承作為支撐。）行星輪心軸的軸向定位

36、是通過螺釘固定在輸出軸上實現(xiàn)的。 行星架的結構選用了剛性比較好的雙側板整體式結構，與輸出軸法蘭聯(lián)接，為保證行星架與輸出軸的同軸度，行星架時應與輸出軸配做，并且用兩個對稱布置得銷定位。行星架靠近輸入軸的一端采用一個向心球軸承支撐在箱體上。 轉(zhuǎn)臂上各行星輪軸孔與轉(zhuǎn)臂軸線的中心距極限偏差fa可按公式（9-1）（見參考文獻［2］）計算?，F(xiàn)已知嚙合中心距a=97.5mm貝U83afa—=-0.0368mm1000取fa=36.8」m勺ftV 1 圖3.2太陽輪 各行星輪軸孔的孔距相對偏差S的1/2,即?x=-'-1/2=18」m 驗算其轉(zhuǎn)配條件, ,如下圖2-4 在對所設計的行星齒輪傳動

37、進行了其嚙合參數(shù)和幾何尺寸計算,且進行了結構設計之后，繪制該行星齒輪的傳動結構圖（即裝配圖） 圖3.3行星減速箱結構圖 3.3減速器的潤滑和密封 [11] 齒輪采用油池潤滑，常溫條件下潤滑油的粘度按表7-2-81選用(見參考文獻)。 (1) 軸承采用飛濺潤滑，但每當拆洗重裝時，應注入適量的(約占軸承空間體積1/3)鈣鈉基潤滑脂。 (2) 減速器的密封，減速器的剖分面，陷入式端蓋四周和視孔蓋等處應涂以密封膠。 3.4本章小結 這一章主要對減速器的裝配條件和傳動效率進行了計算，確定了減速器的潤滑和密封。 第4章齒輪強度驗算 4.1齒輪強度驗算4.2校核其齒面接觸強度 （1）確定

38、使用系數(shù)Kx查表6-7（見參考文獻［2］）得 K=1.1（工作機中等沖擊，原動機輕微沖擊的情況下） （2）確定動載荷系數(shù)Kv取功率P=45KW,n=377.1r/minnxna377.182.1r/min1p13.59na「nx=295r/min已知d1=85mm打公式（6-57）（見參考文獻［2］）得 xd1n〔-nxv:m/s=1.31m/s19100計算動載荷系數(shù)kv由公式（6-58）（見參考文獻［2］）得 -arkv=j一A十/200VX取傳動精度系數(shù)為7即c=6, B=025(7-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248所以kv=1.17. （

39、3）齒向載荷分布系數(shù)KHpKFp因為該2K-H行星齒輪傳動的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小丁1,所以khg=kfg=1o （4）齒間載荷分配系數(shù)Kh.Kf。 查表6-9（見參考文獻［2］）得 Kh-.=Kf-=1.1 行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)Khp,Kfp查圖7-19(見參考文獻[2])取 Khp=1.2由公式7-12得(見參考文獻[2])取 kFP=11.5(12-1)=1.3 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh查圖6-9(見參考文獻[2])得 Zh=2.05 彈性系數(shù)Ze查表6-10(見參考文獻[2])得 Ze=189.8N/mm2 重合度系數(shù)Z&已知a-c副％=1.56,b-

40、c副％=1.784所以(a-c)Z&==0.94 (c-b)Z'=q^^=0.86 (5) 螺旋角系數(shù)Zp Z!=cos：=1 試驗齒輪的接觸疲勞極限bh響查圖6-14(a)(見參考文獻[2])得2 -hlim=1300Nmm 最小安全系數(shù)Shmin,,SFmin查表6-11(見參考文獻[2])得 Shmin=1.25,Shmin=1.6 （12）接觸強度計算的壽命系數(shù)ZNT a-c:用表6-13（見參考文獻［2］）得 Nli=60（貝—d）npt=2.5488108查表6-12（見參考文獻［2］）得2「1000191 Zntii=（^^）=0.97Nli NL2=Nl

41、1/unp=1.0991080.0191 r（2乂106）… ZNT2==0.93INl2）c-b:u=Zb=2.77Zc Nl2=60（山-nx）npt=7.093107 .,NL2u7 NL16.5510np由表6-12（見參考文獻［2］）得 0.0191'2X106、 Znti==0.89INL1J 0.0191r'200"… Znt2==0.89

42、已知條件中給定硬度為45-56HRC取Zw=1.0； (15)尺寸系數(shù)Zx查表6-15（見參考文獻［2］）得Zx=0.9997 a-c副：許用接觸應力

43、|.Kh：.1Khpi-435

44、=0.73'ac0.75 c-bY；=0.25=0.671.78 螺旋角系數(shù)Yp查圖6-25(見參考文獻[2])得 Y：=1 齒輪的彎曲疲勞極限crFlim查圖6-29(見參考文獻[2])得2 -Flim=310N*mm 彎曲強度計算的壽命系數(shù)Ynt由公式(6-13)(見參考文獻[2])得 (a-c)NL1=2.5488108;NL2=1.099108 (c-b)NL1=6.55107,NL2=7.093107由公式(6-16)(見參考文獻[2])得 3106002(a-c)Ynt1=().=0.955Nl1 YnT2 ,3106、0.02=() NL2=0.9(b-c

45、)YNT1 ,3106、0.02=()Nli=0.835YNT2 ,3106、0.02=() Nl2=0.848(10)彎曲強度計算的尺寸系數(shù)Yx由表6-17(見參考文獻[2])得Yx=1.05-0.01m=1(11)相對齒根圓敏感系數(shù)Y徹T由圖6-33(見參考文獻[2])查得YrelT-1(12)相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT由表6-18(見參考文獻[2])得YRrelT=1.674-0.529(RZ1)0.1=0.9863RZ=12」m (13)最小安全系數(shù)由表6-11(見參考文獻[2])查得SFmin=1.6(a-c)副許用齒根應力^fpf='?LJ^^LyrelTYRrelT

46、Yx=2922.44齒根應力c-FE旦YFaYSaYY：=136.58bmn -f=二一F0KaKvKf|KfKfp=251.36 □f

47、面的接觸強度、校核齒根的彎曲強度。 第5章減速器結構設計計算 5.1行星架的結構設計與計算 行星架是行星傳動中結構比較復雜而重要的構件。當行星架作為基本構件時，它是機構中承受外力矩最大的零件。因此行星架的結構設計和制造質(zhì)量對行星輪間的載荷分配以及傳動裝置的承載能力、噪聲和振動等有重大影響。 5.1.1行星架的結構設計 行星架的常見結構形式有雙臂整體式、雙臂裝配式和單臂式三種。在制造工藝上乂有鑄造、鍛造和焊接等不同形式。 雙臂整體式行星架結構剛性較好，采用鑄造和焊接方法可得到與成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。鑄造行星架常用丁批量生產(chǎn)地中、小型行星減速器中，如用鍛造,則加工余量大，浪費

48、材料和工時，不經(jīng)濟。焊接行星架通常用丁單件生產(chǎn)的大型行星傳動結構中。 該設計選用雙臂式整體行星架（軸與行星架法蘭連接），如圖3-1所示圖5.1行星架5.1.2行星架結構計算（見參考文獻［1］）當兩側板不裝軸承時： c1=(0.25_0.3)a，=(0.25_0.3)X97.5女25取c1=20mm c2&(0.2—0.25)a'=(0.2—0.25)X97.5女20取c2=20mm連接板的內(nèi)圓半徑 Rn/R￡0.85-0.5 Rn=(0.85—0.5)R=70.5—120取Rn=103行星架厚度 c&：0.5b,b為內(nèi)齒輪寬度(b=52mm .c：0.552=26mm行星架外徑D

49、：2a'0.8dc(a'=97.5mm,dc=110mm)D全97.5^2+0.8^110=283mm取D=284mm5.2齒輪聯(lián)軸器的結構設計與計算 齒輪聯(lián)軸器是用來聯(lián)接同軸線的兩軸，一同旋轉(zhuǎn)傳遞轉(zhuǎn)矩的剛性可移式機構，基 本形式見圖3-2. 圖5.2齒輪聯(lián)軸器 1—外齒軸套2—端蓋3—內(nèi)齒圈 齒輪聯(lián)軸器是漸開線齒輪應用的一個重要方面，一般由參數(shù)相同的內(nèi)外齒輪副相 互配合來傳遞轉(zhuǎn)矩，并能補償兩軸線間的徑向、軸線傾斜的角位移，允許正反轉(zhuǎn)沿分度圓(如圖3-3所示)位置剖切外齒，剖切面得齒廓為直線時，稱之為直齒 聯(lián)軸器；齒廓為腰鼓形曲線時，稱之為鼓形齒聯(lián)軸器。齒輪聯(lián)軸器的內(nèi)齒圈

50、都用直齒。 鼓形齒聯(lián)軸器的主要特點： (1) 外齒輪齒厚中間厚兩端薄，允許兩軸線有較大的角位移，一般設計為±1.5。,特殊的設計在3◎以上也能可靠地工作。 (2) 能承受較大的轉(zhuǎn)矩和沖擊載荷，在相同的角位移時，比直齒聯(lián)軸器的承載能力高15%-20%,外形尺寸小。 (3) 易丁安裝調(diào)整。 AA 圖5.3 加工鼓形齒常用滾齒法和插齒法，用磨齒和剃齒法也可獲得一定得鼓形量。 齒輪聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套和太陽輪做成一體，直徑較小而承受轉(zhuǎn)矩較大情況下常取 b1/dg，=0.2-0.3,并設計成鼓形齒。 已知dg=106mm,m=6 內(nèi)齒圈寬度b2=(1.15-1.25)b1(見參考文

51、獻[1]) b1=(0.2-0.3)dg‘=21.2-31.6 取b1=20mm b2=(1.15-1.25)b1=23-25 取b2=25mm 聯(lián)軸器外殼的壁厚為: hg=(0.05-0.1)dg』5.3-10.6 取hg=10.5mm 5.3軸的結構設計與計算 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。軸的結構主要取決丁以下因素：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸的連接方法；載荷的性質(zhì)、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等等。 5.3.1輸入軸的結構設計與計算 (1) 擬定軸上零件的裝配方案 擬定軸上的裝配方案是進行軸的結構

52、設計的前提，它決定軸的基本形式。所謂裝配方案就是預定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關系。如圖2-4中的裝配方案是軸承、套筒、軸承、軸承端蓋依次從軸右端向左裝。 (2) 軸上零件的定位 為了防止軸上零件受力時發(fā)生沿軸向和周向的相對運動，軸上零件出了游動或空轉(zhuǎn)的要求外，都必須進行軸向和周向定位，以保證其準確的工作位置。 1＞軸上零件的軸向定位是以套筒、軸承端蓋和軸承蓋來保證的；2＞軸上零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的周向定位的零件有鍵、花鍵、銷、緊定螺釘以及過盈配合等。 各軸段直徑和長度的確定1＞按扭矩計算軸徑軸的材料選用40Gr,則查表15-3(見參考文獻

53、[5])得 'J-45MPa,A0=110計算軸的直徑： P=101.997345n.377.1 有公式(15-2)(見參考文獻[5])得9550000P_9550000d—3,0.2，h=30.2!」=49.98mm取dmin=70mm2＞初步確定各軸段直徑和長度如圖3-4所小圖5.4輸入軸軸上零件的選擇1＞軸承的選擇2觀的選擇(見參考文獻［7］表14-1)bxh=16x10,L=70mm5.3.2輸出軸的設計計算(1)擬定軸上零件的裝配方案如圖2-4中的裝配方案是行星架、軸承和軸承蓋，依次從軸左端向右裝。 (2)軸上零件的定位1＞軸上零件的軸向定位是以定位軸肩、軸承端蓋和軸承蓋來保

54、證的；2＞軸上零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動。常用的周向定位的零件有鍵、和過盈配合等。 各軸段直徑和長度的確定1＞按扭矩計算軸徑選用的原動機為p=45kw,n=377.1r/min,i=4.5882,n=0.98nc n「 i 377.1r/min 4.5882 =82.19r/min Pc=P‘=45kw0.98=44.1kw根據(jù)公式(15-2)(見參考文獻［5］)得dc 9550000Pcc30.2、hc 9550000441kw =3: ,0.2、182.19r/min =82.9mm 取dc=86mm。 2＞初步確定各軸段

55、直徑和長度如圖3-5所小軸上零件的選擇1＞軸承的選擇(見參考文獻［4］)2＞@的選擇(見參考文獻［7］表14-1)bxh=25x14,L=50mm (b) 圖5.5輸出軸 5.4鑄造箱體的結構設計計算（見參考文獻［1］）鑄造機體的壁厚： 3DB3310123,… k. '1000 1.053 1000 查表7.5（見參考文獻［1］）得8=10mm下列計算均按表7.5-16（見參考文獻［1］）算：機體壁厚：、?.=10mm前機蓋壁厚：=0.8c.=8mm后機蓋壁厚：2=:=10mm機蓋法蘭凸緣厚度：拓=1.25d1加強肋厚度：c.4=、?.=10mm加強肋的斜度為2機體寬度：B

56、_4.5B=234mm機體機蓋緊固螺栓直徑：d1=（0.85-1）「.=10mm 軸承端蓋螺栓直徑： d2=0.8d1=8mm 底腳螺栓直徑： d=12mm 機體底座凸緣厚度： h=(1-1.5)d=18-12mm取h=15mm 地腳螺栓孔的位置： c1=1.2d+(5-8)mm取c1=20mm c2=d+(5-8)mm取c2=20mm 5.5本章小結 這一章主要進行了輪邊減速器的結構的設計和計算，包括對行星架和齒輪聯(lián)軸器的設計和計算、以及輸入輸出軸和鑄造箱體的設計和計算。 1. 結論 本論文鑒于近年來隨著汽車工業(yè)的高速發(fā)展，全球汽車總保有量不斷增加，汽車所帶來的環(huán)境

57、污染、能源短缺，資源枯竭等方面的問題越來越突出。日益嚴重的石油危機與人們環(huán)保意識的加強，對汽車工業(yè)的發(fā)展提出了極為嚴峻的挑戰(zhàn)。為了汽車工業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，以開發(fā)和推廣電動車，多種代用燃料汽車為主要內(nèi)容的”綠色汽車”工程已在世界范圍內(nèi)展開。而電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)布置比傳統(tǒng)燃油汽車有著更大的靈活性，由驅(qū)動電動機所在位置以及動力傳遞方式的不同，通常可以分為集中單電機驅(qū)動、多電機驅(qū)動以及電動輪驅(qū)動等型式。其中獨立電動輪驅(qū)動的電動汽車由于其控制方便、結構緊湊等優(yōu)點，成為電動汽車驅(qū)動型式研究的新方向。 發(fā)動機點火經(jīng)離合器、變速器和分動器把動力傳遞到前、后橋的主減速器，再從主減速器的輸出端傳遞到輪邊減速器及車輪

58、，以驅(qū)動汽車行駛。在這一過程中，輪邊減速器的工作原理就是把主減速器傳遞的轉(zhuǎn)速和扭矩經(jīng)過其降速增扭后，再傳遞到車輪，以便使車輪在地面附著力的反作用下，產(chǎn)生較大驅(qū)動力。 根據(jù)如上所說的問題，本文對微型電動汽車所用的輪邊減速器進行了設計，至此論文所設計的內(nèi)容如下： (1) 、行星齒輪減速器齒輪幾何尺寸計算； (2) 、減速器各級齒輪的校核； (3) 、軸承選取及壽命計算； (4) 、軸的設計； (5) 、箱體設計， 并解決了如下問題： (1) 設計一個符合所給參數(shù)的車用輪邊減速器； (2) 對輪邊減速器的內(nèi)部結構進行合理的布局，在滿足功能的同時盡量減少了零件數(shù)； (3) 使得傳動

59、系統(tǒng)簡化，盡量使所設計的減速器有較好的傳動性能； (4) 使輪邊減速器的重量及體積減小、節(jié)省材料； (5) 對所設計的輪邊減速器尺寸參數(shù)相關校核； (6) 使輪邊減速器的重量及體積減小、節(jié)省材料。 2. 進一步工作探索的方向 通過這一段時間的工作學習，本文的研究取得了一定的結果，但是由于本人專業(yè)水平有限且時間倉促，研究中難免存在一些不完善之處。在當前工作的基礎上，今后可以在以下方面繼續(xù)展開研究與探索： (1) 為了實現(xiàn)輪邊減速器與電動汽車的匹配，在與輪邊減速器相聯(lián)接的懸:架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化分析需要更完善，例如轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化分析； (2) 補充對輪邊減速器橋殼的優(yōu)化分析，進行滿足強

60、度及結構要求下的輕量化； (3) 補充行星齒輪傳動部分及輪邊減速器整體動力學分析，研究振動、噪聲問題； (4) 加強對輪邊減速器的齒輪傳動以及其他部分的優(yōu)化，在滿足要求的前提下盡量減少用量，以達到節(jié)省成本的目的。 參考文獻 [1] .《齒輪手冊》委員會.齒輪手冊上冊.北京.機械工業(yè)出版社2000.饒振綱.行星齒輪傳動設計.北京.化學工業(yè)出版社.2003.7.廖念釗等.互換性與技術測量.北京.中國計量出版社.2007.6.《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊.滾動軸承.北京.機械工業(yè)出版社.2007.3.濮良貴、紀名剛主編.機械設計第八版.北京.高等教育出版社.2006.5.馮開平、左宗

61、義.畫法幾何與機械制圖.廣州.華南理工大學出版社.2001.9.王昆.機械設計、機械設計基礎課程設計.北京.高等教育出版社.1996.陳宏鈞等.典型零件機械加工生產(chǎn)實例.北京.機械工業(yè)出版社.2004.8.孫本緒、熊萬武.機械加工余量手冊.北京.國防工業(yè)出版社.1999.11.趙家齊.機械制造工藝學課程設計指導書.北京.機械工業(yè)出版社.7工耕華、胡來珞、陳啟松主編.機械傳動設計手冊.煤炭工業(yè)出版社.孟少農(nóng)主編.機械加工工藝手冊.第2卷.機械工業(yè)出版社.1991.9.銀保.汽車輪邊減速器.湖北工業(yè)大學學報，2005.6.汪振曉，李增輝.輪邊差速器總成的設計.汽車科技.2008.2.余志生.汽車理

62、論[M].機械工業(yè)出版社，1987.藏杰，閻巖.汽車構造.機械工業(yè)出版社，2005.8 致謝 經(jīng)過近半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有知道老師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在論文寫作過程中，得到了安永東老師的親切關懷和耐心的指導。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，安老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。除了敬佩安老帥的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極

63、影響我今后的學習和工作。在這段時間里，不管是學習上還是生活上，安老師都給了我精心的指導和熱心的關懷。他深厚的學術功底，寬厚的待人之道，嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度,誨人不倦的帥者風范，時刻激勵著我，教育著我，將使我受益終生.在此謹向安老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。 在論文即將完成之際，我的心情久久無法平靜，從開始進入課題到設計的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意！ 最后衷心地感謝在白忙中抽出時間來為我審閱設計的各位老師. m 汽車總質(zhì)量 kg g 重力加速度 N/kg '-max 道路最大阻力系數(shù) 「r 驅(qū)動輪的滾動半徑 mm

64、Temax 發(fā)動機取大扭矩 N-m io 主減速比 n 汽車傳動系的傳動效率 扁 一檔傳動比 G2 汽車滿載載何 N

65、周力 N Fa 軸向力 N Fr 徑向力 N Tg 計算載荷 N-m K。 應力集中系數(shù) Kf 摩擦力影響系數(shù) E 齒輪材料的彈性模量 MPa K； 重合度影響系數(shù) 「z 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm 「b 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm ，：z 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm :b 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm ■T 扭轉(zhuǎn)切應力 MPa W 軸的抗扭截面系數(shù) 3mm G 軸的材料的剪切彈性模量 MPa Ip 軸截面的極慣性矩 mm4 fc 垂直面內(nèi)的撓度 mm fs 水平面內(nèi)的撓度 mm