輪邊減速器畢業(yè)設計

1、<p><b>　　摘　　要</b></p><p>　　根據自卸車上提供的參數以及其要求，設計輪邊減速器。該車自重23噸，總重55噸，載重32噸。驅動形式是4×2，要求輪邊減速器的速比為4.47。由于其工作環(huán)境較差，且其載重量大，對其結構的強度要求較高。首先按照經驗估算一下齒輪副的齒數，然后按照扭矩特性和輪齒的彎曲強度公式計算出齒輪副的模數。計算出基礎參數以后就可以根據

2、該參數設計齒輪副的其它尺寸和參數。對該齒輪副進行效率檢驗，強度校核。</p><p>　　作為傳動系統(tǒng)的最后一級，輪邊減速器承受著最大的扭矩，因此齒輪副的強度是否滿足要求至關重要。本文中運用輔助軟件對齒輪副進行強度檢驗。</p><p>　　一是利用有限元分析軟件。ANSYS是一款很實用的有限元分析軟件，利用該軟件可以很好的模擬齒輪的受力狀況?？梢詫X輪模型簡化，將其完全約束，然后施加三個

3、成一百二十度的對稱載荷，以檢測其受力狀態(tài)。通過有限元的分析，可以很清楚的看到齒輪各點的受力狀態(tài)，并且可以察看到危險的面或點，一般危險點在齒根部分，從應力大小可以判斷齒輪是否會發(fā)生失效。</p><p>　　二是利用PROE自帶的結構分析功能，該軟件也可以很方便的模擬，仿真齒輪的受力狀態(tài)，其功能與ANSYS相似。操作起來也比較簡單。</p><p>　　將這兩種校核結果相比較，得知本文中所設

4、計的齒輪副是滿足強度要求的，且其其它方面，如傳動速比，傳動效率和安裝條件等都符合要求。</p><p>　　最后還使用了matlab遺傳算法對齒輪結構進行優(yōu)化，和本文設計的減速器進行比較，結果相近，說明本文中設計的結構是較合理的。</p><p>　　結論：通過計算，建模，有限元分析等過程，得知，本文中設計的輪邊減速器符合傳動效率，強度等要求，通過優(yōu)化，得知結構較合理</p>

5、<p>　　Designing the wheel-side planetary reducer of theSGA3550</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　In this article,it introduces the designing of the wheel-side planetary reducer

6、.According to the harsh working environment and the large loads,we choose NGW planetary reducer.This kind of structure is simple, efficient transmission, lower cost and easy to manufacture.</p><p>　　Accordin

7、g to the given parameters,choose the best gear numbers and the m..Principle is that make sure the size of the structure is as small as possible. Calculated all parts of the structure’s size, and then check it’s strength.

8、Design the structure forms of the bearings and the spline.</p><p>　　After the completion of mechanical design,we have to establish the main parts of the three-dimensional model with PROE software.While estab

9、lishing the three-dimensional of the gears,we can ignore the unimportant conditions ,so that we can get a easy and simple model.As the sun gear and the planetary gear bears a large force,so, we can focus on them.</p&g

10、t;<p>　　Use the pro/mechanism to analyze the structure’s bearing condition,and compare the result with the ANSYS conclusion.</p><p>　　At last ,we have to import the model into the ANSYS and go on to t

11、he next phase of finite element analysis. In finite element analysis, we can choose a different mesh, to compare their results.</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘　　要1</b&

12、gt;</p><p>　　Abstract2</p><p><b>　　引　　言1</b></p><p><b>　　1緒論2</b></p><p>　　1.1輪邊減速器文獻綜述2</p><p>　　1.1.1本課題國內外發(fā)展現狀及前景3</p>

13、;<p>　　1.2課題背景及開展研究的意義4</p><p>　　1.2.1課題背景4</p><p>　　1.2.2研究的意義6</p><p>　　1.3研究內容、主要方法7</p><p>　　1.3.1研究內容7</p><p>　　1.3.2技術要求7</p><

14、;p><b>　　1.4本章小結7</b></p><p>　　2齒輪傳動的參數設計計算8</p><p><b>　　2.1已知條件8</b></p><p><b>　　2.2設計計算8</b></p><p>　　2.2.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡

15、圖8</p><p>　　2.2.2配齒計算9</p><p>　　2.2.3初步計算齒輪的主要參數9</p><p>　　2.3本章總結16</p><p>　　3驗算和效率的計算17</p><p>　　3.1.裝配條件的驗算17</p><p>　　3.1.1鄰接條件17&l

16、t;/p><p>　　3.1.2同心條件17</p><p>　　3.1.3安裝條件18</p><p>　　3.2傳動效率的計算18</p><p>　　3.3本章小結20</p><p>　　4行星齒輪的強度校核21</p><p>　　4.1行星齒輪傳動的受力分析21</p&

17、gt;<p>　　4.2 a-c齒輪副強度的校核22</p><p>　　4.2.1齒面接觸強度的校核計算22</p><p>　　4.2.3齒根彎曲強度的校核27</p><p>　　4.3b-a齒輪副的校核31</p><p>　　4.3.1齒面接觸強度的校核計算31</p><p>　　4

18、.3.2齒根彎曲強度的校核計算33</p><p>　　4.4本章小結34</p><p>　　5軸承載荷和壽命的校核35</p><p>　　5.1承載軸承的選用35</p><p>　　5.2行星輪軸軸承的校核35</p><p>　　5.3本章小結36</p><p>　　6花

19、鍵的選擇和計算37</p><p>　　6.1主動軸花鍵的選擇及強度計算37</p><p>　　6.1.1花鍵副齒數與模數的確定37</p><p>　　6.1.2花鍵副的強度計算37</p><p>　　6.2.其他花鍵的選擇38</p><p>　　6.2.1齒圈轂與內齒圈嚙合處花鍵的選擇38<

20、/p><p>　　6.2.2齒圈轂和橋殼總成38</p><p>　　6.3本章小結38</p><p>　　7 PROE建模39</p><p>　　7.1 PROE/ENGINEER簡介39</p><p>　　7.1.1 PROE/ENGINEER建模過程39</p><p>　　7

21、.2PROE/mechanica中的結構分析44</p><p>　　7.3本章小結45</p><p><b>　　8有限元分析46</b></p><p>　　8.1. ANSYS有限元分析軟件的介紹46</p><p>　　8.1.1 ANSYS有限元分析的過程46</p><p>

22、;　　8.2本章小結51</p><p>　　9.MATLAB遺傳算法優(yōu)化52</p><p>　　9.1懲罰函數法52</p><p>　　9.2優(yōu)化程序52</p><p>　　9.3本章小結54</p><p><b>　　結　　論55</b></p><p&

23、gt;　　參 考 文 獻56</p><p>　　附錄A外文原文58</p><p>　　附錄B外文譯文58</p><p><b>　　致　　謝86</b></p><p><b>　　引　　言</b></p><p>　　輪邊減速器在國內外都已發(fā)展多年，目前技

24、術已經比較成熟，但國內的研究與國外的先進國家相比仍有一段差距。</p><p>　　本文設計的輪邊減速器采用普遍的行星齒輪傳動結構，與普通齒輪傳動相比他有很多優(yōu)點，如可以減小體積和重量，并且可以達到較高的變比。</p><p>　　本文根據已給出的部分參數，設計了模數為8的一級行星齒輪減速器。計算了其參數，并且對太陽輪和內齒圈的齒面和齒根分別進行了強度校核。并且設計了連接件，如花鍵，螺栓和

25、聯軸器等。并且用PEOR建立了三維實體模型，并組裝成裝配圖，以察看其配合程度。最后，將實體模型導入ANSYS有限元分析軟件中，對其進行了有限元分析，以比較計算結果。</p><p><b>　　1緒論</b></p><p>　　輪邊減速器是傳動系統(tǒng)中的最后一級，所受到的扭矩最大，所以其強度和結構合理與否對于整個傳動系統(tǒng)有很大的影響。輪邊減速器的設計受到很多條件的限制

26、，如安裝尺寸條件和傳動方向等，因此在設計輪邊減速器時要綜合考慮各種約束條件。</p><p>　　一般輪邊減速器有普通直齒和行星齒輪傳動兩種結構形式，但由于普通直齒傳動有很多不可避免的缺點已經很少使用。如速比的限制，安裝尺寸的限制，傳動方向的限制等，因此本文中所設計的輪邊減速器采用的是行星齒輪傳動。</p><p>　　1.1輪邊減速器文獻綜述</p><p>　　

27、通過傳動將動力機的速度降低，使之滿足執(zhí)行系統(tǒng)的需求的傳動裝置稱為減速器。減速器是變速器的一種，還有增速器。</p><p>　　由一系列相互嚙合的齒輪所組成的齒輪傳動系統(tǒng)稱為輪系，它是一種變速裝置，在傳動系統(tǒng)中實現定傳動比變速或者有級變傳動比變速，即在輸入軸與輸出軸之間獲得預期的傳動比大小和轉向關系。根據輪系在運轉過程中各輪幾何軸線在空間的相對位置關系是否固定，可將輪系分為定軸輪系和周轉輪系[5]。</p&

28、gt;<p>　　我將要設計的輪邊減速器是行星齒輪傳動，它屬于周轉輪系。當輪系運動時，至少有一個齒輪的軸線是繞其它定軸齒輪的軸線轉動的輪系稱為周轉輪系。</p><p>　　周轉輪系由行星輪，行星架，中心輪（太陽輪）三個基本部件構成。周轉輪系按其自由度的數目可以分為兩種基本類型：</p><p>　　差動輪系，具有兩個自由度的周轉輪系。在三個基本構件中，必須給定兩個構件的運動

29、，才能求出第三個構件的運動。</p><p>　　行星輪系，即具有一個自由度的周轉輪系。三個基本部件中，任意一個固定，在任意一個作為輸入，剩下的作為輸出件。</p><p>　　行星齒輪減速器安結構可分為如下三種：</p><p>　　2K－H，3K，K－H－V（K－中心輪，H－轉臂，V－輸出軸）</p><p>　　2K－H型傳動方式簡便，

30、采用較普遍，零配件采購也更方便。因此在本輪邊減速器的設計中也采用2K－H型。2K－H型傳動中，有正號機構和符號機構之分，且他還可分為更多種的形式。如：NGW，NW，WW，NN，ZUWGW。他們的傳動比范圍和傳動效率，以及傳動功率范圍都有很大的不同。根據本次要設計的輪邊減速器的傳動比為大約4.47，而NGW型最佳傳動比為3～9，因此選用NGW型行星齒輪傳動系統(tǒng)。</p><p>　　NGW型是動力傳動中應用最多，傳

31、動功率最大的一種行星傳動。他由內外嚙合和共用行星輪組成，它的結構簡單，軸向尺寸小，工藝性好，效率高，雖然傳動比比較小，但可通過多級串聯組成傳動比大的輪系。本設計中所需傳動比較小，因此不用串聯，只需要一級就足夠。</p><p>　　行星齒輪傳動的主要特點是體積小，承載能力大，工作平穩(wěn)；但大功率高速行星齒輪傳動結構較復雜，要求制造精度高。行星齒輪傳動中有些類型效率高，但傳動比不大。另一些類型則傳動比可以很大，但效率

32、較低，用它們作減速器時，其效率隨傳動比的增大而減?。蛔髟鏊倨鲿r則有可能產生自鎖。行星齒輪傳動應用廣泛，并可與無級變速器、液力耦合器和液力變矩器等聯合使用，進一步擴大使用范圍[5]。</p><p>　　行星輪作為減速器可以安置在輪邊，則稱為輪邊減速器。輪邊減速器一般分為普通圓柱齒輪減速器和行星齒輪減速器，由于普通齒輪減速器有很多不可避免的缺陷，因此采用較少。</p><p>　　有的輪邊減

33、速器設置在車輪的輪轂內，使得整個驅動橋結構更加緊湊，同時降低主減速器，半軸，差速器的負荷，減小傳動部件的結構尺寸，保證后橋具有足夠的離地間隙。同時提高了車輛的通過性能以及降低了整車的裝備質量。</p><p>　　1.1.1本課題國內外發(fā)展現狀及前景</p><p><b>　　國內外現狀</b></p><p>　　我國早在南北朝時代，祖沖之

34、就發(fā)明了有行星齒輪的差動式指南針，因此我國行星齒輪傳動的應用比歐美各國早一千多年。但是隨著時代的發(fā)展，我國漸漸落后于西方發(fā)達國家，目前已經有了很大的差距，但是我們正在努力發(fā)展，自主創(chuàng)新。</p><p>　　現在已經有許多專家，學者及工程技術人員做了相關的研究。但是與國外先進的技術相比還是有很大的差距。我國自主研發(fā)的減速器大都是中小功率的，以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，并且存在產品質量不過關，功率與重量比小，或者傳動

35、比大而機械效率過低，可靠性低，使用壽命不夠長，且新產品研發(fā)周期長等很多缺陷。因此，如何改進設計方法，提高設計質量是裝載機行業(yè)發(fā)展的關鍵因素之一[3]。</p><p>　　目前我國新頒布了NGW－L型（JB1799-6）、NGW-Z型（JB3722-84）、NGW-S型（JB3723-84）和NGW-L型（JB3424-84）四個行星齒輪減速器標準。并且組織了專業(yè)化成批生產，在國內進行了推廣應用。</p&g

36、t;<p>　　自中國加入WTO后，我國的汽車行業(yè)迅猛發(fā)展，車用減速器也隨著時代的腳步逐漸成長成熟起來。進年來輪邊減速器部分也不斷踴躍出很多新的很有創(chuàng)意的設計，雖然這些設計離最終成型使用還有一些差距，但是，足見我們在創(chuàng)新設計上，已經邁出了一大步[3]。</p><p>　　但是相比于國外先進的技術，我們還有待于進一步的提高，增加自主創(chuàng)新的能力。</p><p>　　目前我國所

37、使用的減速機主要是從德國，英美進口的，自主研發(fā)的減速機一般很少在大型礦用車上使用。</p><p><b>　　發(fā)展趨勢</b></p><p>　　目前隨著電子技術的發(fā)展，非公用車已向著智能化，無人化發(fā)展。越來越多的電控系統(tǒng)以及液壓系統(tǒng)被運用到礦用車上來，使得礦用車的操作越來越簡易方便，產量也更大。例如卡特彼勒系列非公用車就有很多人性化的輔助系統(tǒng)。如：全自動的緩行制

38、動，發(fā)動機的轉速由電控單元根據傳感器和節(jié)氣閥所給出的數據自動調節(jié)。變速器也有自動檔，可以自動改變車速。在機械硬件方面卡特彼勒也可以稱得上業(yè)界內的航母，他的機械部分設計簡便，人性化，強度高，使用壽命長，且維修方便[2]。</p><p>　　目前行星齒輪都向著大功率，大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。</p><p>　　1.2課題背景及開展研究的意義</p>

39、<p><b>　　1.2.1課題背景</b></p><p>　　本文是根據。。。參數和工作環(huán)境等已知條件所設計的輪邊減速器。減速器的速比為4.47，其任務就是在滿足傳動速比，傳動效率和傳動強度的條件下，設計出結構簡單，效率高，成本低，易加工，工藝性好的傳動機構。</p><p>　　主要工作任務就是根據已知條件選擇齒輪副的齒數和模數，并校核其齒輪副的

40、齒面接觸強度和齒根彎曲強度。同時還要設計其連接件和其他的一些零配件，如連接用的花鍵，和支撐用的軸和軸承等。還要考慮到固定用的擋圈和連接螺栓等。在設計的同時，還要考慮其裝配條件，如裝配順序，裝配基準和公差等。當然，還要了解一下目前我國的輪邊減速器發(fā)展狀況，已考慮其細節(jié)問題，可以達到與市場結合。</p><p>　　根據陜西同力重工有限公司的市場調查表明我國非公用車的工作環(huán)境普遍為車輛行駛路面工程道路，路面松軟，硬實

41、度差，道路阻力大，道路附著系數小。且運營環(huán)境的空氣質量也很差，揚塵濃度很高，對作業(yè)工人的身體傷害很大，還有就是承載運輸量大，作業(yè)強度高[3]。</p><p>　　我國目前技術落后是由多方面造成的，究其原因有一下幾個方面：</p><p>　　我們開發(fā)設計的體制和環(huán)境有問題，主要是對于機械自主創(chuàng)新不夠重視。國外往往會發(fā)費很大的經費在技術研發(fā)上，而我國在這方面明顯注重不夠。再加上對于國家的政

42、策往往是“上有政策，下有對策”，導致很多很好的指導方針并沒有被落實。</p><p>　　沒有成套的系統(tǒng)研究，往往導致研究鏈斷開，應該加大工藝流程機電配套相適應的研究。</p><p>　　沒有將現代的新技術應用到開發(fā)研究中，總是守著舊理論和工具，加之80年代末我國很多的自主研發(fā)都擱置癱瘓。</p><p>　　近年來各大學和研究所均有學者，教授加入到減速器的研究中

43、，每年都有很多關于減速器的學術論文發(fā)表，也有很多有新意的方案設計被提出。例如北京理工大學研制成功的"內平動齒輪減速器"不僅具有三環(huán)減速器的優(yōu)點外，還有著大的功率/重量比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優(yōu)點，處于國內領先地位[22]。</p><p>　　縱觀國內減速器的發(fā)展現狀，我們在保持行業(yè)的可持續(xù)發(fā)展，技術創(chuàng)新的同時，應當看我我們存在的問題。要采取積極地應對方案力爭在較短時間內能有所進

44、展。目前，我國該行業(yè)存在的問題是，行業(yè)整體新產品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當比例的產品仍為中低檔次、缺乏有國際影響力的產品品牌、行業(yè)整體散、亂情況依然較為嚴重。因此，我國的發(fā)展之路仍是任重道遠。</p><p>　　1.2.2研究的意義</p><p>　　傳動系統(tǒng)通常由變速裝置，起停和換向裝置，制動裝置及安全保護裝置等基本部分組成。變速裝置是傳動系統(tǒng)中很重

45、要的組成部分，它的設計的好壞直接關系到傳動效率，燃油消耗率，汽車的使用壽命，甚至能否啟動。而輪邊減速器是傳動系統(tǒng)的最后一部分，它起到了減速增扭和改變傳動方向的作用，直接將動力傳輸到輪胎上，因此輪邊減速器的設計也至關重要。尤其是大型非公用車，由于空間限制，必須將更多的傳動比分配到驅動橋上，因此輪邊減速器可以大大的改善整車的結構和性能。</p><p>　　一般說來，輪邊減速器的設計應該滿足以下要求：</p&g

46、t;<p>　　保證礦車在各種使用工況下必須的牽引力變化范圍。通常4～5倍，有時達數10倍。實際牽引力由載重量，道路坡度，路面好壞，交通與道路的情況等決定。</p><p>　　保證汽車在各種使用工況下對速的的變化要求，這一速度變化應從零到最高車速。在發(fā)動機旋轉方向不變的情況下，可獲得倒檔行駛。汽車在轉彎的時候，能差速，保證轉彎正常。</p><p>　　保證礦車具有最佳的動

47、力性和燃料經濟性。為了使變速器，分動器，傳動軸等總成不致因承受過大扭矩而使它們尺寸過大，重量過重，應將其傳動比以盡可能的比率分配給驅動橋，采用較大的傳動比，使其達到所需要的減速要求[22]。</p><p>　　輪邊減速器設計的主要任務是：</p><p>　　從各方面考慮，選擇合適的尺寸，提出整體設計方案。</p><p>　　各零部件合理布置，對其強度，剛度，壽

48、命進行校核，使其結構合理，性能優(yōu)良。</p><p>　　滿足傳動比條件，同心條件，裝配條件和鄰接條件。</p><p>　　對于兩級或多級定軸齒輪傳動減速器，傳動比分配的原則如下:</p><p>　　使各級齒輪傳動的承載能力相接近</p><p>　　使各級齒輪傳動中的大齒輪浸油深度大致相等，以實現油池潤滑</p><

49、p>　　使減速器獲得最小外形尺寸和重量</p><p>　　輪邊減速器作為傳動系的最后一個環(huán)節(jié),他承載著最大的扭矩,他的強度和結構合理與否直接影響著整車的性能,因此輪邊減速器的設計至關重要。我所設計的輪邊減速器結構簡單,體積小巧,質量輕便,使用和更換都很方便,對于提高整車的速比,減輕質量,較小燃油消耗率等方面都起了很大的作用。</p><p>　　1.3研究內容、主要方法</p

50、><p><b>　　1.3.1研究內容</b></p><p>　　本題。。。。。主要根據該車輛結構及性能要求，完成輪邊減速器的設計；</p><p><b>　　設計內容主要包括：</b></p><p>　　輪邊減速器結構形式的選擇：</p><p>　　輪邊減速器齒輪基本

51、參數的選擇；</p><p><b>　　1.3.2技術要求</b></p><p><b>　　分析法</b></p><p>　　相對速度法又稱轉化機構法，其中最常用轉臂固定法。給整個行星齒輪傳動加一個公共的角速度</p><p><b>　　圖解法</b></p&g

52、t;<p><b>　　速度圖解法</b></p><p>　　作平面運動的構件繞瞬心回轉時，構件上各點的速度分布呈三角形圖。由圓柱齒輪組成的行星輪系屬于平面機構，利用行星齒輪傳動中各瞬心點繪出速度圖。</p><p><b>　　矢量圖解法</b></p><p><b>　　根據速度矢量繪圖。&

53、lt;/b></p><p><b>　　CAD制圖</b></p><p>　　ProE實體模型的建立</p><p>　　ANSYS有限元分析</p><p><b>　　優(yōu)化設計</b></p><p><b>　　1.4本章小結</b>&l

54、t;/p><p>　　繪圖軟件采用AutoCAD，后期采用PROE建立實體模型，并用ANSYS 有限元分析軟件對齒輪副進行靜強度校核。最終完成車輪邊減速器的設計說明書一份。</p><p>　　2齒輪傳動的參數設計計算</p><p><b>　　2.1已知條件</b></p><p>　　軸距3650mm；整備質量:230

55、00kg；總質量：55000kg；最高車速：48km/h.；</p><p>　　最大爬坡度：15%；發(fā)動機最大功率：261/2100kw/rpm；</p><p>　　最大扭矩/轉速：1559/1300Nm/rpm；</p><p>　　采用液力機械式變速箱，各檔位速比為：，，，，，；</p><p>　　液力變矩器最大變矩比：；</

56、p><p>　　主減速器速比：；行星齒輪速比：；</p><p><b>　　輪胎尺寸</b></p><p><b>　　2.2設計計算</b></p><p>　　2.2.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖</p><p>　　根據條件，傳動比較小，傳動扭矩較大，轉速低，

57、工作環(huán)境較惡劣，易有沖擊載荷，結構尺寸限制不大，可以稍微選用大一點的結構，要求結構簡單，成本低。由此選用2k-h，NGW型的行星齒輪傳動系統(tǒng)，齒圈固定于車體上，太陽輪作為輸入件，行星架作為輸出件，其結構簡圖如下：</p><p>　　圖2-1 齒輪傳動簡圖 </p><p><b>　　2.2.2配齒計算</b></p><p>　　由所給條件

58、知，輪胎寬457mm，輪輞直徑635mm，傳動比4.47，</p><p>　　現根據輪邊減速器的使用條件，考慮輪胎結構尺寸的限制，初步選定太陽輪的齒數Za為15,行星輪數目np=3，若不合理再重新選擇。</p><p>　　根據2Z-X(A)型行星齒輪傳動的傳動比</p><p><b>　　(2.1) </b></p><

59、;p>　　因此特性參數p=3.47 </p><p>　　Zb=p×Za=3.47×15=52, (2.2) </p><p>　　, 　(2.3)</p><p>　　取Zc=18

60、,Zb=54</p><p><b>　　(2.4)</b></p><p><b>　　(2.5)</b></p><p>　　因此傳動比是合格的。</p><p>　　即，最后確定Za=15,Zb=54,Zc=18</p><p>　　2.2.3初步計算齒輪的主要參數&l

61、t;/p><p>　　在行星齒輪傳動中，各齒輪齒數較常見的失效形式有齒面點蝕，齒面磨損和輪齒折斷。</p><p>　　在行星齒輪傳動中，各齒輪的輪齒工作時，其齒面接觸應力是按脈動循環(huán)變化的。若齒面接觸應力超出材料的接觸持久極限，則輪齒在載荷的多次重復作用下，齒面表層產生細小的疲勞裂紋，裂紋的蔓延擴展，使表層金屬微粒剝落面形成疲勞點蝕。輪齒出現疲勞點蝕后，嚴重影響傳動的穩(wěn)定性，且致使產生震動和

62、噪聲，影響傳動的正常工作，甚至引起行星傳動的破壞。</p><p>　　提高齒面硬度，減小齒面粗糙度，提高潤滑油黏度和接觸精度，以及進行合理的變位均能提高齒面抗點蝕的能力。</p><p>　　在行星齒輪傳動中，齒輪在載荷的多次重復作用下，齒根彎曲應力超過材料的彎曲持久極限時，齒根部分將產生疲勞裂紋。裂紋逐漸擴展，最后導致齒輪產生疲勞折斷。另外，還有過載遮斷，輪齒因短時過載或沖擊過載而引起

63、的突然折斷，稱之為過載折斷。用淬火鋼或鑄鐵制成齒輪，容易產生過載折斷。</p><p>　　齒面磨料磨損是由于齒廓間相對滑動的存在，如果有硬的屑粒進入輪齒工作面間，則將產生磨料磨損。閉式齒輪傳動中，應該注意潤滑油的清潔和及時更換。而開式齒輪傳動的工作條件較差，其主要的失效形式就是磨料磨損[22]。</p><p>　　2.2.3.1齒輪材料和熱處理的選擇</p><p&

64、gt;　　在行星齒輪傳動中，齒輪材料的選擇應綜合得考慮到齒輪傳動的工作情況，如載荷性質和大小，工作環(huán)境等，加工工藝和材料來源及經濟性等條件。由于齒輪材料及其熱處理是影響齒輪承載能力和使用壽命的關鍵因素，也是影響齒輪生產質量和加工成本的主要條件。選擇齒輪材料的一般原則是：既要滿足其性能要求，，保證齒輪傳動的工作可靠，安全；同時又要使其生產成本較低。對于中低速，重載的重型機械的行星齒輪傳動裝置應選用調制鋼40Cr,35SiMn,35CrMn

65、Si等材料。經正火調質或表面淬火，使其獲得機械強度，硬度和韌性等綜合性能較好[22]。</p><p>　　根據本課題所研究的輪邊減速器的使用環(huán)境，維修條件以及重型礦用電動輪自卸車的重型重載特征，輪齒載荷性質、承載能力，結合齒輪常常發(fā)生的失效形式，并考慮加工工藝、材料來源、使用壽命和經濟性等條件，經綜合，選擇齒輪材料和熱處理方式見下： </p><p>　　中心輪a和行星輪c均采用20Cr

66、Ni3滲碳淬火的調質合金鋼，其齒面硬度HRC=60</p><p>　　取σHlim=1500N/㎜2；</p><p>　　σF/lim=470 N/㎜2；</p><p>　　中心輪a和行星輪c的加工精度為6級。</p><p>　　內齒輪B選用37SiMn2MoV調質表面淬火的合金鋼其齒面硬度為HRC=55</p><

67、;p>　　取σHlim=1160 N/㎜2；</p><p>　　σF/lim=360N/㎜2；</p><p><b>　　加工精度為7級；</b></p><p>　　2.2.3.2模數的計算</p><p>　　在計算行星齒輪傳動強度時，將各種傳動類型的行星齒輪傳動分解成其對應的若干個相互嚙合的齒輪副。然后，

68、載將每個嚙合齒輪副視為單個的齒輪傳動。在設計行星齒輪傳動時，其主要參數可先安類比法，即參照已有的形同類型的行星齒輪傳動來進行初步確定；或者根據具體的工作條件，結構尺寸和安裝條件來確定[22]。</p><p>　　常用的辦法是按齒面接觸強度初算小齒輪的分度圓直徑d1或者按輪齒彎曲強度初算齒輪模數m。在增大10%~20%。</p><p>　　2.2.3.3按彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數

69、</p><p>　　行星輪數目時，各個行星輪上的載荷均勻（或采用載荷分配不均勻系數進行補償），因此只需要分析和計算其中的一套即可，中心輪a在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩由(2.6)計算 ：</p><p>　　(2. 6) </p><p>　　或者按啟動時轉速最小，轉矩最大來計算</p><p>　　小齒輪的名義

70、轉矩T1=Tmax×i/3=5000N/m㎡；</p><p>　　—中心輪a所傳遞的轉矩，N.m；</p><p><b>　　—行星輪數目。</b></p><p>　　代入數據可得T1=5000N.m；</p><p>　　中心輪1的模數可由(2.7)估算</p><p><

71、b>　?。?. 7）</b></p><p>　　—算式系數，對于直齒輪傳動，對于斜齒輪傳動；</p><p>　　—嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N.m；應是功率分流后的值；</p><p><b>　　—使用系數；</b></p><p><b>　　—綜合系數；</b><

72、;/p><p>　　—計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數；</p><p><b>　　—小齒輪系數；</b></p><p><b>　　—小齒輪齒寬系數；</b></p><p>　　—齒輪副中小齒輪齒數；</p><p>　　—試驗齒輪彎曲疲勞極限，,且取和中的較小值

73、。</p><p>　　2.2.3.4相關系數的確定</p><p>　　算式系數；本課題采用直齒輪傳動算式系數</p><p><b>　　使用系數；</b></p><p>　　按原動機均勻平穩(wěn)，工作機中等沖擊取使用系數</p><p><b>　　綜合系數；</b>&

74、lt;/p><p><b>　　綜合系數</b></p><p>　　計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數；根據經驗，取行星輪間載荷分布不均勻系數</p><p><b>　　小齒輪齒形系數</b></p><p>　　按z=15和x=0取小齒輪齒形系數</p><p>&

75、lt;b>　　小齒輪齒寬系數。</b></p><p><b>　　小齒輪齒寬系數</b></p><p>　　2.2.3.5模數的確定</p><p>　　將所有系數及T1=5000N.㎜2、Z1=15, σF/lim=470 N/㎜2,</p><p>　　代入式3.2解得m=7.4，故取輪系的模數

76、m=8。</p><p>　　2.3.3.6嚙合參數計算</p><p>　　由于本齒輪副沒有變位，因此可直接按照標準齒輪的參數公式進行計算。</p><p>　　在兩個嚙合副a-c,b-c中，其標準中心距為</p><p><b>　　Zac=；</b></p><p><b>　　Z

77、bc=；</b></p><p>　　兩個嚙合的標準中心距不相等，最小齒數不滿足根切條件，所以必須采用變位。</p><p><b>　　齒輪副變位</b></p><p>　　要盡可能提高其齒面接觸強度，如圖2-2，</p><p>　　圖2-2齒面接觸強度分析圖</p><p>　

78、　找到對應的橫坐標點，通過該點作條垂線與右線圖的上邊界線交于A點，A點對應的嚙合角，與下邊界線交于B點，B點對應的嚙合角則嚙合角可取范圍為，為提高齒面接觸強度，應使嚙合角越大越好，現取嚙合角，線與所對應的垂線交于C點，C點對應變位系數</p><p><b>　　由公式，</b></p><p>　　在圖2-2中，，所以用斜線2分配變位系數，由C點作水平線交斜線2于點

79、C1，過C1點作垂線，交軸于點D，點D對應的x值即為，由此得，</p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　；</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　齒輪副變位；</b></p>

80、<p><b>　?。?lt;/b></p><p>　　根據同心條件計算齒輪b的變位系數：</p><p><b>　??；</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　??；</b></p><p>

81、;<b>　　；</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　因為，所以；</b></p><p>　　式中：a齒輪副的標準中心距 –mm；</p><p>　　為齒輪壓力角，其值為20；</p><p>　　inv,標準

82、壓力角的漸開線函數；</p><p>　　inv’嚙合角的漸開線函數。</p><p>　　2.2.3.7幾何尺寸計算</p><p>　　其中齒頂高系數，頂隙系數；</p><p>　　中心距變動系數y=0.03；</p><p>　　齒頂高變動系數=0.11；</p><p><b&g

83、t;　　變位系數和；</b></p><p>　　變?yōu)橄禂捣謩e為：x1=0.43,x2=0.43,x3=1.29；</p><p>　　齒數比： </p><p>　　分度圓直徑 da=8x15=120㎜</p><p>　　dc=8x18=144㎜</p><p&g

84、t;　　db=8x54=432㎜</p><p>　　基圓直徑 </p><p>　　齒頂高 ，</p><p>　　齒根高 </p><p>　　齒頂圓直徑 </p><p>　　齒根圓直徑 <

85、;/p><p>　　齒頂圓壓力角 </p><p>　　端面重合度 </p><p><b>　　2.3本章總結</b></p><p>　　本章主要根據所給的條件選擇傳動系統(tǒng)的形式，并大致估計了他最后的安裝尺寸。對齒輪副進行了配齒計算，計算出了各參數，并對其安裝條件進行了驗證，由于不合理，

86、采用了角度變位。變位之后滿足要求，之后計算出了各齒輪的基本參數。</p><p><b>　　3驗算和效率的計算</b></p><p>　　在設計行星齒輪傳動時，根據給定的傳動比ip來分配各輪的齒數，這就是人們研究行星齒輪傳動運動學的主要任務之一。在確定行星齒輪傳動的各輪齒數時，除了滿足給定的傳動比之外，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。除

87、此之外，還要考慮到與其承載能力有關的其他條件[5]。</p><p>　　3.1.裝配條件的驗算</p><p>　　對于所設計的行星齒輪傳動應滿足如下的鄰接條件、同心條件和安裝條件。</p><p>　　鄰接條件按式3.1校驗</p><p><b>　　(3. 1)</b></p><p>　

88、　同心條件按式3.2校驗</p><p><b>　　(3. 2)</b></p><p>　　安裝條件按式3.3校驗</p><p><b>　　(3. 3)</b></p><p>　　式中，—行星輪的齒頂圓直徑；</p><p><b>　　—行星輪數目；&l

89、t;/b></p><p>　　—中心輪與行星輪的嚙合中心距；</p><p>　　、—中心輪與行星輪嚙合副、內齒圈與行星輪嚙合副的嚙合角。</p><p><b>　　3.1.1鄰接條件</b></p><p><b>　　鄰接條件滿足</b></p><p><

90、;b>　　3.1.2同心條件</b></p><p><b>　　=同心條件滿足。</b></p><p><b>　　3.1.3安裝條件</b></p><p>　　為整數，安裝條件也滿足。</p><p>　　3.2傳動效率的計算</p><p>　　行

91、星齒輪傳動的效率是評價其傳動性能優(yōu)劣的重要指標之一。對于不同傳動類型的行星齒輪傳動，其效率η值得大小也是不同的。對于同一類型的行星齒輪傳動，小效率η值也可能隨傳動比ip的變化而變化。在同一類型的行星齒輪傳動中，當輸入件，輸出件不同時，其效率η值也不相同。而且，行星齒輪傳動效率變化范圍很大，其η值可高達0.98，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自鎖[5]。</p><p>　　欲求的行星齒輪傳動效率η值，首先應

92、分析和了解他的傳動損失。在行星齒輪傳動中，其主要的功率損失為如下三種：</p><p>　　1）嚙合齒輪副中的摩擦損失</p><p><b>　　2）軸承中摩擦損失</b></p><p><b>　　3）液力損失</b></p><p>　　在2Z-X型行星齒輪傳動中，Pa為輸入件所傳遞的實際功

93、率，Pb為輸出件所傳遞的實際功率，Pt為行星齒輪傳動中的摩擦損失功率。</p><p>　　根據前面的規(guī)定，輸入件所傳遞的功率為正值，即Pa﹥0，而輸出件所傳遞的功率Pb為負值，即Pb﹤0.根據一般的效率計算概念，故可得行星齒輪傳動的效率公式為</p><p><b>　　(3-4)</b></p><p>　　因輸入功率PA=-PB+PT=∣

94、PB︱+ PT,則得</p><p><b>　　(3-5)</b></p><p><b>　　(3-6)</b></p><p>　　在行星齒輪傳動中，因為a為輸入件，即Pa﹥0，由公式可得其傳動效率為：</p><p>　　現在，再根據嚙合功率法原理PT=PTX,進一步推導PT與的關系式。&l

95、t;/p><p><b>　　(3-7)</b></p><p>　　則得 (3-8)</p><p><b>　　Pa﹥0,Px﹤0</b></p><p><b>　　(3-9)</b></p><

96、p>　　根據式7-6，則得行星齒輪傳動效率為</p><p><b>　　(3-10)</b></p><p>　　轉化機構的功率損失系數計算</p><p>　　關于損失系數的計算問題如下：</p><p>　　在轉化機構中，其損失系數等于嚙合損失系數和軸承損失系數之和，即</p><p>

97、;<b>　　(3-11)</b></p><p>　　對于A型行星傳動，其嚙合系數之和為</p><p><b>　　(3-12)</b></p><p><b>　　—嚙合損失系數；</b></p><p>　　—轉化機構中中心輪a與行星輪c之間的嚙合損失系數；</p

98、><p>　　—轉化機構中內齒圈b與行星輪c之間的嚙合損失系數。</p><p><b>　　嚙合損失系數的確定</b></p><p>　　在轉化機構中，僅考慮齒輪副的嚙合摩擦損失時，</p><p><b>　　(3-13)</b></p><p>　　—齒輪副中小齒輪齒數；

99、</p><p>　　—齒輪副中大齒輪齒數；</p><p>　　—齒輪嚙合副的重合度；</p><p>　　—嚙合摩擦因數，一般??；</p><p>　　以上公式中，正號“+”適合于外嚙合；負號“-”適合于內嚙合。</p><p>　　=0.0225 (3-14)</p><p

100、>　　初步計算時ΣφzH和ΣφrH可忽略不計</p><p>　　則η=1-0.0225（1+18/51）=0.974</p><p>　　可見，該傳動系統(tǒng)傳動效率較高。</p><p><b>　　3.3本章小結</b></p><p>　　本章驗算了安裝條件，并計算出了齒輪副的傳動效率。該傳動系的效率為0.97

101、4，其傳動效率較高，符合設計要求。</p><p>　　4行星齒輪的強度校核</p><p>　　4.1行星齒輪傳動的受力分析</p><p>　　在2Z-X(A)型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖所示。</p><p>　　圖4-1齒

102、輪傳動的受力分析 </p><p>　　按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪c作用于a的切向力</p><p>　　而行星輪c上所受的三個切向力分別為：</p><p>　　中心輪a作用于行星輪c的切向力為：</p><p><b>　??；</b></p><p>　　內齒輪b作用于行星輪c

103、的切向力為：</p><p><b>　??；</b></p><p>　　轉臂x作用于行星輪c的切向力為：</p><p><b>　　；</b></p><p>　　在轉臂x上所受到的作用力：</p><p><b>　?。?lt;/b></p>

104、<p>　　在轉臂x上所受力矩為：</p><p><b>　??；</b></p><p>　　在內齒輪b上所受的力矩為：</p><p><b>　　。</b></p><p>　　4.2 a-c齒輪副強度的校核</p><p>　　4.2.1齒面接觸強度的校

105、核計算</p><p>　　根據國家標準“漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法”（GB/T 3480—1977），該標準系把赫茲應力作為齒面接觸應力的計算基礎，并用來評價齒輪的接觸強度。，在接觸應力的計算中未考慮滑動的大小和方向、摩擦因數和潤滑狀態(tài)等，這些都會影響到齒面的實際接觸應力。計算時取節(jié)點和單對齒嚙合區(qū)內界點的接觸應力中的較大者，大小齒輪的許用接觸應力分別計算。</p><p>　　4.

106、2.1.1齒面接觸應力</p><p>　　在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，其齒面接觸應力可按式4.1-4.3計算</p><p><b>　　(4. 1)</b></p><p><b>　　(4. 2)</b></p><p><b>　　(4. 3)</b></p&g

107、t;<p><b>　　式中，—動載系數；</b></p><p><b>　　—使用系數；</b></p><p>　　—計算接觸強度時齒向載荷分布系數；</p><p>　　—計算接觸強度時齒間載荷分布系數；</p><p>　　—計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數；<

108、/p><p>　　—許用接觸應力的基本值，；</p><p>　　—端面內分度圓上的名義切向力，N；</p><p>　　—小齒輪的分度圓直徑，mm；</p><p>　　—工作齒寬，指齒輪副中的較小齒寬，mm；</p><p><b>　　—齒數比，即；</b></p><p&g

109、t;<b>　　—節(jié)點區(qū)域系數；</b></p><p><b>　　—彈性系數，；</b></p><p><b>　　—重合度系數；</b></p><p>　　—螺旋角系數，直齒輪。</p><p>　　以上公式中，正號“+”適合于外嚙合；負號“-”適合于內嚙合。<

110、/p><p><b>　　1）名義切向力</b></p><p>　　前文已求得中心輪1在每個功率分流上所傳遞的轉矩T1=5000N.㎜2，切向力可由式4.4求得</p><p><b>　　(4. 4)</b></p><p><b>　　故</b></p>&l

111、t;p>　　4.2.1.2有關系數</p><p><b>　　使用系數；</b></p><p><b>　　前文已?。?lt;/b></p><p><b>　　動載荷系數；</b></p><p>　　先按式4.5計算中心輪1相對于行星架,的節(jié)點線速度</p>

112、<p><b>　　(4. 5)</b></p><p>　　n=2100/2.25/28=333r/min</p><p>　　將中心輪1的節(jié)圓直徑d1=120㎜、轉速n1=333r/min代入式4.5得</p><p><b>　　Vx=3.4m/s</b></p><p>　　已

113、知中心輪1與行星輪2的精度等級為IT6，即精度系數C=6，按式4.6計算動載系數 (4. 6)</p><p><b>　　式中，</b></p><p><b>　　將C=6、代入可得</b></p><p>　　計算接觸強度時齒向載荷分布系數</p&

114、gt;<p>　　按式4.7計算 (4. 7)</p><p><b>　　查手冊取</b></p><p><b>　　查手冊按取</b></p><p>　　將μH=0.35、θb=1.3,代入式4.7可得KHβ=1.1</p><p>　　計算

115、接觸強度時齒間載荷分布系數</p><p><b>　　查手冊、</b></p><p>　　計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數</p><p>　　查手冊，按，取KHp=1.2</p><p><b>　　節(jié)點區(qū)域系數</b></p><p>　　對于直齒輪，可由式4

116、.8計算</p><p><b>　　(4. 8)</b></p><p><b>　　ZH=2.5</b></p><p><b>　　彈性系數</b></p><p><b>　　查手冊，按鋼-鋼取</b></p><p>&l

117、t;b>　　重合度系數</b></p><p>　　可由式4.4計算 </p><p>　　將εa=1.55代入式4.4可得Zτ=0.9</p><p><b>　　螺旋角系數</b></p><p><b>　　對于直

118、齒輪</b></p><p>　　前文已取中心輪1的齒寬系數，其齒寬156㎜，考慮可能減少結構尺寸和減少載荷在齒向的不均勻性，取行星輪2的齒寬</p><p><b>　　b2=146㎜。</b></p><p>　　故取嚙合副1-2的工作齒寬b=146㎜。</p><p>　　4.2.1.3計算齒面接觸應力

119、</p><p>　　將以上求得的各系數,代入式4.1-4.3可得</p><p>　　故取齒面接觸應力σH=1281N/㎜2</p><p>　　4.2.1.4許用接觸應力</p><p>　　許用接觸應力可按式4.9 計算</p><p><b>　　(4. 9)</b></p>

120、<p>　　式中，—試驗齒輪的接觸疲勞極限，；</p><p>　　—計算接觸強度的最小安全系數；</p><p>　　—計算接觸強度的壽命系數；</p><p><b>　　—潤滑劑系數；</b></p><p><b>　　—速度系數；</b></p><p>

121、;<b>　　—粗糙度系數；</b></p><p><b>　　—工作硬化系數；</b></p><p>　　—接觸強度計算的尺寸系數。</p><p>　　試驗齒輪的接觸疲勞極限；</p><p>　　前文已求得試驗齒輪的接觸疲勞極限；</p><p><b>

122、　　相關系數</b></p><p><b>　　最小安全系數；</b></p><p>　　查表，取最小安全系數=1.2；</p><p>　　計算接觸強度的壽命系數；</p><p>　　查表，按不允許點蝕的公式,</p><p>　　取應力循環(huán)次數NL=107，則ZNT=1.1；

123、</p><p><b>　　潤滑油膜影響系數；</b></p><p>　　根據文獻《機械設計》選用L-CKC齒輪潤滑油，該潤滑油的力-速度因子及滾動壓力由式4.11及4.12計算</p><p><b>　　(4. 10)</b></p><p><b>　　(4. 11)</b

124、></p><p>　　式中，為齒輪圓周速度，為力-速度因子，為滾動壓力，其余參數同式4.3。</p><p><b>　　代入數據得；</b></p><p>　　中心輪1的圓周速度；</p><p><b>　　故 ；</b></p><p>　　可得50℃時潤滑

125、油的名義運動黏度；</p><p><b>　　按可得；</b></p><p>　　按可得Zv=0.95；</p><p>　　按可得Zr=0.95；</p><p><b>　　工作硬化系數</b></p><p>　　查手冊，取Zw=1.2</p><

126、;p><b>　　尺寸系數</b></p><p>　　尺寸系數Zx=0.95</p><p><b>　　許用接觸應力</b></p><p>　　將所求系數代入式4.10可得</p><p>　　4.2.1.5接觸強度校核</p><p>　　齒面接觸應力σH=12

127、82N/㎜2﹤σHp=1386 N/㎜2；</p><p>　　故齒輪副a-c滿足接觸應力的強度條件。</p><p>　　4.2.3齒根彎曲強度的校核</p><p>　　國家標準GB/T 3480—1977是以載荷作用側的齒廓根部的最大拉應力作為名義彎曲應力，并經相應的系數修正后作為計算齒根應力。考慮到使用條件、要求及尺寸的不同，標準將修正后的試件彎曲疲勞極限作