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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(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(qū)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(qū)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(zhì)量最小；
(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(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(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(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(qū)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(zhì)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(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)由此到達齒圈再通過殼體到達驅(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(zhì)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)進行計算選取：
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(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。
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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(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
導向輪
01-02-02
A2