车辆最终传动装置设计

第一章绪论§1.1 行星齿轮减速器类型和特点行星齿轮减速器传动类型很多，不同的结构形式所传递的功率范围，外廓尺寸和重量的大小、效率的高低和允许传动比数值，以及制造工艺的难易相差很大。

其中应用最广泛的为NGW型行星齿轮减速器，N表示内啮合，W表示外啮合，G 表示内外啮合公用行星齿轮。

其传动形式属2K—H行星齿轮传动类型。

行星齿轮减速器在所有传动装置中，具有独特的突出特点。

1）体积小、重量轻、结构紧凑、承载能力高。

行星齿轮传动是一种共轴线式的传动装置在结构上有采用对称的分流传动，共同承担载荷，相应的齿轮模数就可减小，并且合理的应用了内啮合承载能力高和内齿轮空间容积，缩小了径、轴向尺寸，使结构紧凑化，并实现了高承载能力。

在同功率和同传动比的条件下，行星齿轮减速器的外廓尺寸和重量只为普通圆柱齿轮减速器的1/2~1/6。

2）传动效率高、工作可靠。

行星齿轮传动采用对称的分流传动结构，使作用于中心轮和行星架等承受的作用力互相平衡，使行星架与行星轮的惯性力互相平衡，有利于提高传动效率。

在结构、参数设计合理时，行星齿轮减速器运转平稳、噪声小、抗冲击和振动能力强，因而工作可靠。

3）传动比大。

行星齿轮减速器由于其三个基本构件（太阳轮、内齿轮、行星架）都可转动，故可实现运动的合成与分解，传递较大的传动比。

§1.2行星齿轮减速器的适用范围行星齿轮减速器结构简单可靠，使用维护方便，承载能力范围大，属于低速重载传动装置，实用性能很强，是应用量大、应用面广的产品。

可通用于冶金、矿山、运输、建材、化工、纺织、能源等行业的机械传动。

但有以下限制条件：减速器的高速轴转速不高于1500r/min。

减速器齿轮圆周速度，直齿轮不高于15m/s，斜齿轮不高于20m/s。

减速器工作环境温度为-40~+45℃，低于0℃时，起动前润滑油应预热至10℃以上。

当在以上条件下用作增速器时，承载能力要降低10%使用。

第二章 行星齿轮减速器的设计§2.1行星齿轮减速器设计的总体要求课题要求设计一种单排行星齿轮加速器，其传动比为i=6。

太阳轮轴必须采用浮动支承，整个系统要有足够的强度和刚度。

输入轴必须与输出轴同心，旋向相同，齿圈固定。

§2.2 确定减速器设计方案本次设计的行星齿轮减速器用于低速工程车辆的最终传动，且要求齿圈固定，故应设计为太阳轮轴为主动件，行星架输出。

因此选用3个行星轮同时与太阳轮和内齿轮啮合，各齿轮受力均载的NGW 型结构。

§2.3选取传动简图根据此设计的要求太阳轮要采用浮动支撑，齿圈固定的方式。

故所采取的行星轮的类型为中心轮输入，与行星轮外啮合，行星轮又与内齿全内啮合，行星架输出的传动类型。

其传动简图如图2-1所示w Ta cb图2-1行星轮传动简图（a 为太阳轮，b 为齿圈，c 为行星轮）§2.4 计算主要参数已知的设计参数有(1)、输入转速1n （太阳轮轴上的转速）1n ＝ r/min ； (2)、输出转矩1T (行星架上的转矩) Tx ＝ 20000N ·m ； (3)、传动比i=6。

首先进行齿数的选择， 齿数选择应满足以下条件 a.传动比条件 满足给定传动比的要求。

b.邻接条件 设计中必须保证相邻两行星轮齿顶之间不得互相碰撞，通常应有大于0.5模数的间隙。

c.同心条件 对于2Z-X 和3Z 类行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合与主轴线，即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等。

d.装配条件 要求几个行星轮能均匀装入并保证与中心轮正确啮合。

由此进行配齿：由于轮的传动为2Z-X 型，根据其类型的传动比值和其配齿的计算公式可求得内齿轮和行星轮的齿数Zb 和Zc ，现考虑该行星齿轮传动的轮廓较小，选取行星轮个数 3=k , 首先利用装配关系式求太阳轮的齿数Za 值。

b axkNZa i =（2-！）式中 N —任意正整数，N 取不同的值，就可得到一系列满足装配条件的Za 值,如表2-1：表2-1齿数和转齿对照表N14 16 18 20 22 24 26 28 30 Za789101112131415从表2-1中选取za=19,作为初选方案。

由传动比bax i =6和公式(1)b ax Zb i Za =- （2-2）故 Zb=5Za=95 又可根据公式可求得行星轮的齿数Zc2Z a Z c Z b +=（2-3）故 Zc=38 再由公式验算实际传动比1baxZbi Za=+=6 （2-4）其传动比误差满足规定的要求,最终确定齿数：Za=19； Zb=95； Zc=38 齿轮材料和热处理的选择:中心轮和行星轮均采用20CrMnTi 材料，经渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC ，根据《行星齿轮传动设计》图6-1和图6-2可取得lim H σ=500MPa 和lim F σ=340N/2mm ,中心轮a 和行星轮c 的加工精度为7级，内齿圈b 采用42CrMo ，调质硬度217HBS-259HBS ，根据《行星齿轮传动设计》图6-11和图6-26可得lim H σ=510MPa 和lim F σ=360 N/2mm ，内齿轮的加工精度为7级。

由已知行星架的输出转矩Tx=20000N m ⋅ Ta =11Tx p-+ （2-5） =3333n.m由弯曲强度初算公式 1A F F PF a 132l i mK K K Y m F T m K dZa σ∑=Φ （2-6）式中 m K ——算式系数；F K ∑——综合系数；FP K ——计算弯曲强度的行星轮间的载荷分布不均匀系数； Z ——齿轮副中小齿轮齿数；l i m F σ——试验齿轮弯曲疲劳极限，单位2/N mm ； Fa1Y ——齿形系数； d Φ——齿宽系数。

已知Za=19 ，lim F σ=340N/2mm ，取算式系数Km=12.1，按《行星齿轮传动设计》表6-6取使用系数A K =1.5,再由表6-5取综合系数F K ∑=1.8，取接触强度计算的行星轮间的载荷分布不均匀系数Hp K =1.2，由公式可得FP K =1+1.5（Hp K -1）=1.3 （2-7） 由《行星齿轮传动设计》图6-22差的齿形系数Fa1Y =2.67 由《行星齿轮传动设计》表6-6查得齿宽系数d Φ=0.6，则可得齿轮的模数m ： m=9.09 取齿轮标准模数m=10。

§2.5计算啮合参数1、在两个啮合齿轮副a-c,b-c 中，其两啮合齿轮副的标准中心距ac a 和bc a ： 1()762ac a m Za Zc mm =+= （2-8）1()802bc a m Zb Zc mm =-= 由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，有 ac a < bc a ,因此该行星齿轮不能满足非变位的通信条件，为了使该行星传动既能满足给定的传动比的要求，又能满足啮合传动的通信条件，既应使各齿轮副的啮合中心距a 相等，则必须对2Z-X 行星齿轮进行角度变位，根据两标准中心距中间的关系，现取啮合中心距a=bc a =80mm 作为齿轮副的公用中心距。

已知Za+Zc=38，Zb-Zc=40，m=4mm, a=80mm, α=20。

按公式计算行星齿轮传动的变位啮合系数，如表2-2所示：表2-2行星传动啮合参数计算项目公式a-c 齿轮副b-c 齿轮副中心距变动系数'a a y m -=a y =1b y =0啮合角''arccos(cos )aa a a = 'ac a =026.78 'bc a =0变为系数和'()2tan Z X inv inva αα∑∑=-ac X ∑=1.1776 bc X ∑=0齿顶高变位系数y x y ∑∆=- a y ∆=0.1776 b y ∆=0重合度'11'22(tan tan )12(tan tan )a a z a a z a a επ⎡⎤-±=⎢⎥-⎢⎥⎣⎦ a ε=1.5 b ε=1.82、确定各齿轮的变位系数a-c 齿轮副中：在a-c 齿轮副中，由于中心轮a 的齿数Za =13<Zmin=17，Za+Zc=38>2Zmin=34,中心距ac a =76mm<a=80mm,由此可知，该齿轮变位的目的是避免小齿轮a 产生根切，凑合中心距和改善啮合性能，其变位方式采用角度变位的正传动即： ac X ∑=a x +c x >0当齿顶高系数*1a h =，压力角020α=时，避免产生根切的最小变位系数Xmin 为Xmin=1717Za-=0.2353 按公式可求得中心轮的变位系数0.5()a ac ac a Zc Za x X X y x Zc Za ∑∑-⎡⎤=--∆+∆⎢⎥+⎣⎦ （2-9）=25130.51.1776(1.17760.1776)0.12513-⎡⎤--+⎢⎥+⎣⎦=0.5309>Xmin=0.2353 故行星轮的变位系数0.6467c ac a X X X ∑=-=。

b-c 齿轮副中：Zb>Zmin, Zb-Zc=40>2Zmin=34, bc a =a=80mm,由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位采用高度变位，即bc X ∑=0b c X X -= 则可得内齿轮的变位系数0.6467b c X X ==。

行星架各行星轮轴孔与行星架轴线的中心距极限偏差a f 可按公式计算，已知中心距a=80mm 。

则得 3388800.03410001000a a f ≤±=±=mm （2-10）a f =34m μ各行星轮轴孔的孔距相对偏差1δ可按公式计算： 即 180(3~4.5)(3~4.5)0.027~0.04010001000a mm δ≤== （2-11）取 1δ=34m μ行星架的偏心误差由公式：11172xm δμ≤= （2-12） 取 x=17m μ计算出齿轮的几何尺寸如表2-3:表2-3齿轮参数表项目 计算公式 a-c 齿轮副 b-c 齿轮副变位系数x1x 21x x x ∑=± 10.5309x = 20.6467x =10.6467x = 20.6467x = 分度圆直径d11d mz = 22d mz = 152d =2100d = 1100d = 2260d = 基圆直径b d11cos b d d α= 22cos b d d α=148.8640b d = 293.9693b d = 193.9693b d = 2244.3210b d =齿顶圆 直 径a d外啮合*1112()a ad d m h x y =++-∆ *2222()a ad d m h x y =++-∆163.8264a d = 2110.2528a d =内啮合'12a a d d ='**222()a a d d m h c y =-++∆'1110.2528a d ='2251.173a d =齿 根圆 直 径f d外啮合**1112()f a d d m h c x =-+-**2222()f a d d m h c x =-+-146.2472f d = 289.5856f d =内啮合'12f f d d ='**222()f a d d m h c =++'189.5856f d ='2270.1736f d =§2.6验算装配条件1、邻接条件由公式验算其邻接条件2s i n ac d a npπ<（ac d 为行星轮的直径 a 为中心距） （2-13）110.7258< 0180280sin 138.56413⨯⨯= 即满足邻接条件。