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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
附 錄 A 外文文獻
Farm Machinery Using & Maintenance
The most important thing is the meshing mark and meshing backlash of the driven bevel gears and active bevel gears, the firmness adjustment of half axle gears and planetary gear in maintenance of the BJ2020S jeep driving axle . This is an important and difficult job ,because the rear axle and driven working under the large load and high speed. And the bear is alternating load. If the meshing mark is not conforming to requirements or the meshing backlash is not good, it will appear smooth transmission speed and noise, wear, or even broken tooth gear, which directly influences the car service life and various tasks when it is working. At the same time , lord and driven tapered gear meshing mark and the check assembly and adjustment became a complicated problem although automobile driving axle structure is not a very complicated but some people is not familiar with the principle on gear transmission. Based on years of teaching and practice in the maintenance work with the adjustment of BJ2020S jeep driving axle differential gears and bearings has some method and steps of the relevant views and comments about something.
Ⅰ Adjustment of the axis gear differential planetary gear mesh clearance
Half axle gears and planetary gear mesh clearance is adjusted by half axle gears and differential shell thickness between three different (0.5 mm, 1.0 mm, 0.2 mm) thrust washers . Because of the planetary gear differential between shell with the thrust washers, so it must be the half axle gears through the thrust washers (two half axle gears and add, subtract washers), and the gap of the planetary gear mesh. Then using pins will planetary gear axle fixed.
Ⅱ Adjustment of differential backlash
This bearing clearance is adjusted by adding, subtracting differential bearings and differential between shell thickness (0.5 mm in four different, o. mm, 0.15 ram, 0.10 ram) to adjust the adjustment of the gasket. In the adjustment of the former ready right and left bridge between shell of gasket, installation fixed good follower bevel gears. Active bevel gears should not installed in accordance with the relevant provisions of the torque (40-60N, m) installed left and right with tapered bridge housing, active gear with long bar, or a screwdriver to turn down, or pry differential assembly, to check differential assembly bearings between differential to feel no axial clearance and rotate freely.
Ⅲ Active bevel gears bearing clearance adjustment
In active position of bevel gears can be determined by the basic, increase and decrease active bevel gears with active before bearings taper gear bearing thrust ring between four different thickness (0.10 mm, 0.15 ram, 0.25 mm mm) adjustment, 0.50 gasket to adjust, the flexible rotation, no axial and radial clearance.
Ⅳ Active bevel gears and driven bevel gears clearance and meshing mark adjustment
Domestic automobile gear for no modifier, assembling widely adopted, the first meshing mark check whether the meshing mark requirements, such as requirements, through the change of bevel gears, driven axial position to get to meet the requirements of meshing mark, the active bevel gears bearing and differential bearing clearance (pre-tightening degrees) basis, rub-up, driven bevel gears, initiative on 3-4 taper gear teeth are coated with thin layer opposite, oil (or face turns into oil), according to the requirements and differential assembly installed left, right, forward and backward bridge housing, then turn active bevel gears decomposition of left and right to bridge housing, driven gear tooth surface of conical whether imprint requirements. If meshing mark requirements, visible to the situation by outward, to the right or left, bevel gears, driven to adjust. When the meshing mark to tooth root cap, the main, small or client, the formula for the Lord: "the Lord, from (i.e., big into bevel gears into active driven gear), small (i.e. driven out from bevel gears removed from active gear)." When the Lord, driven gear cone of meshing mark complies with the standards and inspection, driven bevel gears, active bevel gears and clearance of bevel gears driven backlash should actively bevel gears in the radius of 45mm flanges on the circumference displacement measurement, the arc length) should be in (0.2-0.6 mm. If does not accord with a standard, can increase and decrease active bevel gears and bearings taper gear after the shim between left and right or mobile differential bearing adjustment gasket, driven to adjust the gap, so bevel gears, driven when the bevel gears has adjusted, adjust the marks are not destroyed, small volume, driven tapered gear meshing mark.
Ⅴ Drive and differential assembly
We can start assemble the drive and differential when the differential gears, driven gear, each bearing, tapered meshing mark adjustment is over. Based on the thickness of the gasket and the bolt torques, we should coated with rubber seal, assembled active bevel gears, mount differential assembly, then closed the bridge housing.
附 錄 B 中文譯文
減速器和差速器的調(diào)整與裝配
在對BJ2020S吉普車后橋的維修中，最主要的就是減速器主、從動圓錐齒輪的嚙合印痕及嚙合間隙；差速器半軸齒輪、行星齒輪嚙合間隙和各軸承松緊度的調(diào)整。這是一項既重要又較為困難的工作，因為后橋主、從動圓錐齒輪是在大負荷、高轉速下工作的，而且其所承受的是交變負荷，如果兩者的嚙合印痕不符合要求，或嚙合間隙不當，工作中將會出現(xiàn)傳動不平穩(wěn)和噪音，加速齒面磨損，甚至打壞齒輪，直接影響汽車使用壽命和各項任務的完成。同時，汽車后橋的結構雖不是很復雜，但由于主、從動圓錐齒輪的體積較大，拆裝費時費力，加之一些同志對齒輪的傳動原理不夠熟悉，實踐機會又少，主、從動圓錐齒輪嚙合印痕和間隙的檢查調(diào)整及裝配就成了一個較為復雜的問題。本文根據(jù)幾年來在教學和實際維修工作中的摸索，就BJ2020S吉普車后橋差速器齒輪和軸承的調(diào)整，主、從動圓錐齒輪嚙合印痕和間隙及主動圓錐齒輪軸承間隙的調(diào)整和裝配的有關方
法、步驟談點看法和意見。
一、差速器半軸齒輪與行星齒輪嚙合間隙的調(diào)整
半軸齒輪與行星齒輪嚙合間隙的調(diào)整，是通過半軸齒輪與差速器殼之間三個不同厚度(1.0mm、0.5mm、0.2mm)的止推墊片來調(diào)整的。因為行星齒輪與差速器殼之間的止推墊片是一定的，所以，通過加、減半軸齒輪的止推墊片(兩半軸齒輪同時加、減墊片)，使其與行星齒輪的嚙合間隙達到標準。然后用銷子將行星齒輪軸固定。
二、差速器軸承間隙的調(diào)整
此軸承間隙的調(diào)整是通過加、減差速器軸承與差速器殼之間四個不同厚度(0.5mm、0.25mm、0.15ram、0.10ram)的調(diào)整墊片來調(diào)整的。在調(diào)整前準備好左、右橋殼之間的密封墊，安裝固定好從動圓錐齒輪。主動圓錐齒輪先不要安裝，應按照規(guī)定的扭矩(40—60N·m)安裝好左、右橋殼，以圓錐主動齒輪的位置，用長金屬棒或大起子轉動差速器總成，或上下撬差速器總成，來檢查差速器軸承間隙，以達到感覺沒有軸向間隙且轉動自由為止。
三、主動圓錐齒輪軸承間隙的調(diào)整
在主動圓錐齒輪的位置基本確定后，可通過增、減主動圓錐齒輪前軸承與主動圓錐齒輪前軸承止推環(huán)之間的四個不同厚度(0.10mm、0.15ram、0.25mm、0.50mm)的調(diào)整墊片來調(diào)整，使其達到轉動靈活，沒有軸向、徑向間隙的感覺。
四、主動圓錐齒輪與從動圓錐齒輪間隙及嚙合印痕的調(diào)整
國產(chǎn)汽車齒輪因無修正值，裝配時普遍采用嚙合印痕調(diào)整法，即首先檢查嚙合印痕是否符合要求，如不符合要求，則通過改變主、從動圓錐齒輪的軸向位置來獲得符合要求的嚙合印痕，在調(diào)整好主動圓錐齒輪軸承和差速器軸承間隙(預緊度)的基礎上，擦凈主、從動圓錐齒輪，在主動圓錐齒輪3—4個齒的正、反面涂上薄層紅丹油(或紅印油)，放進差速器總成，按要求裝好左、右橋殼，正、反轉動主動圓錐齒輪，然后分解左、右橋殼，查看從動圓錐齒輪齒面上的印痕是否符合要求。如嚙合印痕不符合要求，可視情況通過向里、向外或向左、向右移動主、從動圓錐齒輪來調(diào)整。當嚙合印痕偏向齒頂、齒根或齒的大端、小端時，其調(diào)整口訣為：“頂進主，根出主，大進從(即從動圓錐齒輪移進主動齒輪)，小出從(即從動圓錐齒輪移離主動齒輪)”。當主、從動圓錐齒輪的
嚙合印痕符合標準后，需檢查主、從動圓錐齒輪間隙，主動圓錐齒輪與從動圓錐齒輪的齒側間隙應在主動圓錐齒輪法蘭盤半徑為45mm的圓周上測量，其位移(弧長)應在0.2—0.6mm之間。如不符合標準，可增、減主動圓錐齒輪后軸承與主動圓錐齒輪之間的墊片或者左、右移動差速器軸承調(diào)整墊片來調(diào)整主、從動圓錐齒輪的間隙，因此時主、從動圓錐齒輪的印痕已調(diào)整好，調(diào)整量很小，是不會破壞主、從動圓錐齒輪嚙合印痕的。
五、減速器和差速器總成的裝配
在差速器齒輪主、從動圓錐齒輪、各軸承及嚙合印痕，都分別調(diào)整完畢后，開始進行減速器與差速器總成的裝配。按照調(diào)整時所用墊片的厚度、各緊固螺栓的扭矩，涂上密封膠，先裝配好主動圓錐齒輪，再裝上差速器總成，最后按順序合上橋殼，至此全部調(diào)整裝配完成。
5
上海工程技術大學
本科畢業(yè)設計開題報告
課題名稱： 輪邊減速器設計
課題性質： 理工類：工程設計
課題來源： 自選題目
學院（系）：上海工程技術大學汽車學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
2014 年 02 月 17 日
一、綜述本課題國內(nèi)外研究動態(tài)，說明選題的依據(jù)和意義
輪邊減速器一般為雙極減速驅動橋中安裝在輪轂中間或附近的第二級減速器。在一些礦山水利及其他大型工程等所用的重型汽車，工程和軍事上用的重型牽引汽車及大型公共汽車等，要求有較高的動力性，而汽車車速相對較低，因而其傳動系的低檔總傳動比很大，為了使變速器分動器傳動軸等總成不致因承受過大尺寸及質量過大，應將傳動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅動橋。這就導致一些重型汽車大型汽車的主減速比必須很大，還有一些越野汽車要求在壞路上和無路地區(qū)具有良好的通過性，即要求汽車在滿載情況下能以平均車速通過各種壞路及無路地帶時有足夠離地間隙(如松軟的土壤、沙漠、山地、雪地沼澤等)，因此在設計上述重型汽車、大型公共汽車、越野汽車時，需要在車輪旁附加輪邊減速器。
我國研制汽車輪邊減速器始于20世紀70年代中期，由于各種原因，至今發(fā)展不快，只有幾個廠家從事生產(chǎn)，技術水平只相當國外20世紀80年代末的水平，數(shù)量和質量也遠遠滿足不了國內(nèi)運輸業(yè)發(fā)展的需要。進入21世紀以來，我國經(jīng)濟形勢發(fā)生了很大的變化。公路運輸?shù)玫搅撕芸斓陌l(fā)展，為了降低運輸成本，緩解鐵路壓力，促使了汽車的運輸能力和載貨量逐漸加大。因此，重型汽車輪邊減速器在我國的應用前景十分廣闊。自從我國加入WTO之后，減速器行業(yè)面臨極大的壓力與挑戰(zhàn)，為了應對這一嚴峻形勢，一方面要引進更多更好的國外產(chǎn)品與相關技術，另一方面必須迅速發(fā)展民族工業(yè)。國外的汽車減速器應用得比較好，技術也比較先進，但價格比較高。一般情況是：國外的整機的價格是國內(nèi)價格的2～3倍，而易損件、備件的價格卻是5～8倍，因此，發(fā)展我國的輪邊減速器產(chǎn)品是非常必要的。輪邊減速器屬于汽車減速零部件的關鍵總成，是為了提高汽車的驅動力，以滿足或修正整個傳動系統(tǒng)力的匹配。本論文就是對輪邊減速器進行研究，找出合適的方法，為自主研發(fā)出具有結構簡單，高精度和高可靠性的減速器提供理論支持。
(1)重型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～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)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。
(2)對于行星齒輪減速器結構設計方面，目前國外已經(jīng)廣泛采用了CAD／CAE／CAM一體化的設計方法，這是一種面向零件的參數(shù)化的3D實體模型設計技術，與以往傳統(tǒng)的二維設計方法相比，這是一條革命性的設計理念。通過三維結構設計與優(yōu)化設計的完美結合，可以使設計一體化，對工作效率的提高是非常有好處的。當前，國外的一些公司針對產(chǎn)品的不同特點，開發(fā)出了很多專用的優(yōu)化設計模塊，這些優(yōu)化設計模塊之間有良好的數(shù)據(jù)接口，產(chǎn)品的幾何模型可以通過它們實體造型模塊的優(yōu)化結果直接輸出，這樣的設計大大提高了工作效率，對于產(chǎn)品開發(fā)周期縮短，企業(yè)研發(fā)能力的提高都有好處，由于開發(fā)的產(chǎn)品周期短、速度快，可以使企業(yè)在市場競爭中處于領先地位。目前，我國機械設計發(fā)展比較快，設計水平也在不斷的提高。
(3)隨著計算機廣泛應用于設計領域，在產(chǎn)品的研發(fā)初期，可以應用計算機輔助工程(CAE)，通過計算機模擬實際工作情況，對產(chǎn)品的各項性能進行檢測，比如對其靜態(tài)的，動態(tài)的性能進行測試，這樣可以在設計時發(fā)現(xiàn)產(chǎn)品的缺陷，避免樣機制造的風險，用CAE技術不僅可以降低研發(fā)成本，縮短研發(fā)周期，而且可以對設計的結果進行驗證，這樣可以整體了解產(chǎn)品的性能，省去一些不需要的環(huán)節(jié)，節(jié)省研發(fā)費用，現(xiàn)在對于一些特別復雜的機械零件，由于在CAE中不易建模而采用在三維CAD中進行建模，把所建好的實體模型數(shù)據(jù)，用另一種可以讓CAE軟件識別的格式保存，然后導入到CAE軟件中。目前，采用ADAMS、ANSYS等有限元分析軟件對所設計的機械產(chǎn)品進行有限元分析在設計中得到了廣泛的應用。隨著計算機性能的提高和設計人員經(jīng)驗的積累，對產(chǎn)品設計的仿真模型與實際模型相差很小，這樣可以保證仿真性能的可靠性。近些年由于國家對制造業(yè)的重視，許多國內(nèi)高校及科研部門對計算機輔助方面有了一定的投入，特別在有限元方面，并取得了一定得成果。隨著有限元方法的應用，普及以及設計人員的經(jīng)驗積累，實體建模將越來越接近真實結構，這樣的研究成果才能真正指導生產(chǎn)實踐。
二、研究的基本內(nèi)容，擬解決的主要問題：
本論文就是對輪邊減速器進行研究，找出合適的方法，為自主研發(fā)出具有結構簡單，高精度和高可靠性的減速器提供理論支持。
1查找相關參數(shù)及結構特點，進行車輪減速器和橋殼總成的設計；
2確定輪邊減速器和橋殼的結構形式；
3確定輪邊減速器和橋殼的主要性能參數(shù)；
4輪邊減速器和橋殼的總成的設計、計算、分析、制圖；
5其他相關零部件的設計；
6結合本課題查閱并翻譯不少于5000字的英文資料；
7編寫設計說明書；
三、研究步驟、方法及措施：
方法主要有文獻研究法：通過對中國學術期刊網(wǎng)，萬方數(shù)據(jù)資源系統(tǒng)等中英文數(shù)據(jù)庫的檢索，收集有關資料，并對收集的資料進行歸納分析，為論文作鋪墊。
(1)重要零部件選型設計：選擇輪邊減速器和橋殼的結構形式及零部件的結構設計，選擇和計算基本參數(shù)。
(2主要零部件的強度校核：利用有限元發(fā)對輪邊減速器行星架的結構強度進行分析校核。
(3總裝圖與零件圖的計算機繪制：本項目的所有圖紙運用CATIA軟件進行繪制，均采用電子文本，部分重要零部件采用三維圖，并在計算機上進行模擬裝配，以求減少設計失誤。
四、研究工作進度：
第1-4周 ：調(diào)查研究，收集資料，翻譯外文資料，確定輪邊減速器的結構形式。
第5-8周 ：確定輪邊減速器的總體尺寸和結構參數(shù)，計算性能參數(shù)并進行結構設計。
第9-12周 ：繪制輪邊減速器和橋殼總成圖。
第13-16周：繪制零部件二維工程圖，整理資料，撰寫畢業(yè)論文。
第17-18周：畢業(yè)答辯
五、主要參考文獻：
【1】劉淮信主編.汽車設計.北京； 清華大學出版社，2001
【2】陳家瑞主編.汽車構造，機械工業(yè)出版社，1997
【3】機械設計手冊編委會.機械設計手冊.北京；機械工業(yè)出版社，2004
【5】鄧勛、張文明、郭耀斌.BZQ3390礦用自卸車輪邊減速器的設計.煤礦機械，2008，vol.29（No.6）;16-18
【6】張華增、曹人樂.改進輪邊減速器墊片結構.科技創(chuàng)新報，2008,No.22;78
【7】焦萬銘、馮雅麗、楊鈺.狂勇氣車輪邊二級行星減速器設計.礦山機械，2008，vol.36;38-39
【8】劉玉春、羅維東等.礦用汽車輪邊減速器可靠性優(yōu)化設計.機械設計制造，2006，No.9;18-20.
【9】楊鎖望、韓玉琪、楊鈺.礦用自卸車驅動橋殼結構分析與改進設計.專用汽車，2005，No.1;21-23
【10】楊鐘勝.礦用自卸車驅動橋輪邊減速器的研究與制造.汽車工藝與材料，2011，No.10；37-47
【11】項生田、李劍敏等.輪邊減速器行星架結構強度和疲勞壽命分析.汽車工程，2011，vol.33(no.5);417-421
【12】張寶成.輪邊減速器內(nèi)齒圈的結構改進設計.北京礦冶研究總院.
【13】李必文、張春良.輪邊減速器優(yōu)化設計存在的問題及對策.中國工程機械學報，2008，vol.6(no.1);53-57
【14】汪振曉、李增輝.輪邊減速器總成的設計.汽車科技增刊，2008,
【15】陳海、洪恒恒等.驅動橋橋殼有限元分析及結構優(yōu)化.開發(fā)研究，2011，no.7；48-49
【16】尹道駿.重型汽車輪邊減速器的研究.合肥工業(yè)大學.2010
【17】C.Yuksel、A.kahraman.Dynamic tooth loads of planetary gear sets having tooth profile wear.The university of Toledo,2004.
【18】C.H.Mcmurray、W.J.Blanchflower.Multi-Channel,Probe Colorimeter for Use with the Micro-elisa Test,Which Makes Use of Disposable Flat-bottom Microhemagglutination plates，Clinical Chemistry，1979，vol.25(no.4)；570-576
【19】Yichao Guo、Robert G.Parker，Purely rotational model and vibration modes of compound planetary gears.Mechanism and Machine Theory，2010
六、導師意見：
指導教師（簽字）
年 月 日
七、審核意見：
審查結果： 1、通過； 2、完善后通過； 3、未通過
負責人（簽字）：
年 月 日
湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生
畢業(yè)論文誠信聲明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權由本人與湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
畢業(yè)論文作者簽名：
年 月 日
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：XXXX
XXXX
提交日期：XXXX年X月
目 錄
摘要 1
關鍵詞 1
第一章 緒論 2
1.1 課題設計的目的和意義 4
1.2 本設計所要完成的主要任務 4
第二章 減速器的方案設計 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 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 各行星齒輪強度校核 19
2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核 19
2.7.2 太陽輪和行星輪彎曲疲勞強度校核 21
2.7.3 內(nèi)齒輪材料選擇 22
第三章 減速器結構的設計 23
3.1 齒輪軸的設計計算 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 設計工作總結 26
參考文獻 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)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
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.減速器結構的設計；
5.軸承選用與校核與其他附件說明；
6.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
Figure 2.1 cylindrical gear reducer
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
Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm 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
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。其結構如圖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，已成為世界各國機械傳動發(fā)展的重點。行星齒輪減速器的主要特點如下：
① 體積小、重量輕、結構緊湊、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構，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運動平穩(wěn)、抗沖擊和振動能力強。由于采用了數(shù)個結構相同的行星齒輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可以使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡；
因此，綜合考慮四種減速器的各特點和適用范圍，本次設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 高速馬達和定軸行星混合式行走減速機構
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，行走液壓系統(tǒng)壓力一般采用中壓，而馬達的轉速較高，最高時可以達到3000r/min。所以要求齒輪減速機構的傳動比也比較大。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 低速大轉矩馬達和一級定軸齒輪減速機構
一級定軸齒輪減速器安裝在履帶架上，大齒輪和驅動輪裝在同一軸上，小齒輪和行走馬達裝在同一軸上。這種方案的缺點是馬達的徑向尺寸大，低速大轉矩馬達的成本較高，使用壽命也低于高速馬達，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和雙行星排減速機構
此機構析液壓系統(tǒng)壓力可以高達300MPa以上，馬達轉速一般在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，結構緊湊，適合于專業(yè)化批量生產(chǎn)。其中共齒圈式雙行星排的結構有以下幾種，如圖2.5。
比較上述三種典型方案：a圖為齒圈輸出帶動驅動輪，輸出穩(wěn)定，結構比較緊湊，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，這種結構設計較為復雜。因此本設計選擇a圖結構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，當總傳動比要求超過此值時，應采用二級或多級減速器。此時就應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量最?。?
(3)使傳動具有最小的轉動慣量；
(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
對于a圖的傳動公式推導如下：運動學方程為：
（2.1）
（2.2）
式中：為對應的太陽輪轉速；
為對應的齒輪圈轉速；
為對應的行星架轉速。
為特性參數(shù)，為對應的齒圈與太陽輪齒數(shù)之比（下同）
連接方程為：
0
將連接方程代入運動方程，解得傳動比i為：
（2.3）
其中負號表示，太陽輪輸入與齒圈的輸出轉向方向相反。
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
該設計的傳動比選擇①方案，配齒結果如下表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）；
為驅動輪節(jié)圓半徑（mm）。
則太陽輪的輸入轉矩為：
= （2.5）
=
665.43
式中： 為太陽輪的輸入轉矩；
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)標準系列值：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，減小機構的尺寸和質量；還可以改善齒輪副的磨損情況以及提高其承載能力，保持其標準中心距不變。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
計算結果/mm
分度圓直徑
60
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
7.1
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=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，取標準值
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
計算結果
/mm
分度圓直徑
165
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
2.9
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=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
計算結果
/mm
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
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
計算結果/mm
分度圓直徑
390
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=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
計算結果/mm
節(jié)圓直徑
390
基圓直徑
式中：為分度圓壓力角，取標準值
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
計算結果/mm
分度圓直徑
90
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=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
計算結果/mm
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=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，取標準值
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
計算結果/mm
分度圓直徑
150
齒頂高
式中：為齒頂高系數(shù)，取標準值=1
2.9
齒根高
式中：為齒頂隙系數(shù)，取標準值=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，取標準值
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 各行星齒輪強度校核
2.7.1 太陽輪和行星輪接觸疲勞強度校核
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：為太陽輪的轉速，為了方便計算初步用馬達的輸出轉速來計算；
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
所以太陽輪接觸應力和之配對的行星輪的接觸應力為：
（2.17）
=
1321.5Mpa
⑤ 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=60n （2.18）
=6014701103658
2.6次
式中： n為太陽輪轉速，按照液壓馬達的輸出轉速計算：
j齒輪每轉一圈時，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，取接觸疲勞強度安全系數(shù)=1，彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.3，查圖10-和圖10-取齒輪的接觸疲勞極限=1500，彎曲疲勞強度極限=750。則太陽輪的許用接觸應力[]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[]為：
[]= （2.20）
由式（4.20）得與太陽輪配對的行星輪的許用彎曲強度[]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-查取太陽輪應力修正系數(shù)=1.63 ，行星輪應力修正系數(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。下面將彎曲強度進行檢驗：
（2.22）
對于太陽輪：
=
84.01
滿足彎曲強度條件。對于行星輪：
=
107.34
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)=1由公式：
(2.23)
式中：為節(jié)點區(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
式中為驅動輪轉矩，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)質硬度209269HB。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，該軸只在扭轉情況下工作，故按照扭轉強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（取液壓馬達輸出功率）；
為軸的轉速。
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：為扭轉切應力；
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)由此到達齒圈再通過殼體到達驅動輪。
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的連接采用滾動軸承連接和浮動油封密封；殼體與驅動輪采用螺栓連接；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動并不直接影響太陽輪轉動。
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)載荷性質查表5-選用圓錐滾子軸承30205，其基本動載荷=32.2.下面進行其強度校核：
（3.3）
式中：為當量動載荷；
為溫度系數(shù)，取=1；
為計算指數(shù)，對于滾子軸承=；
為軸承的轉速；
為軸承預期使用壽命。
下面對這些參數(shù)進行計算選?。?
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，則當量動載荷為：
（3.4）
式中根據(jù)齒輪嚙合傳動時徑向力進行計算：
（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軸承的轉速近似取行星輪Ｉ的轉速
= （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
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。
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致 謝
彈指一揮間，大學四年已經(jīng)接近了尾聲。四年的艱苦跋涉，兩個月的精心準備，畢業(yè)設計終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負，但設計過程中常常出現(xiàn)的輾轉反側和力不從心之感卻揮之不去。畢業(yè)設計的過程并不輕松：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。第一次花費如此長的時間和如此多的精力，完成一套設計，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，是他們讓我這大學四年從知識到人格上有了一個全新的改變。
感謝我的指導老師，夠順利完成畢業(yè)設計，離不開他的悉心指導，他對我的設計從確定題目、修改直到完成，給予了我許多的指點和幫助。感謝他在繁忙的工作之余，擠出時間對設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，也是完成本設計的基礎。
最后，我明白，正是在大學那溫潤寬厚的胸懷上，我成長起來的，我心我思永系長大。
再次對所有關心、幫助我的人說一聲“謝謝”。
附 錄
設計圖紙及代號
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
導向輪
01-02-02
A2