汽车轮边减速器.docx
《汽车轮边减速器.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车轮边减速器.docx（22页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
汽车轮边减速器
…………………….……………….…………………
山东农业大学
毕业论文
轮边减速器的设计
院部机械与电子工程学院
专业班级车辆工程
届次2012
学生姓名
二O一二年五月八日
装
订
线
……………….…….………….………….………
重型汽车轮边减速器研究
摘要
轮边减速器是传动系中最后一级减速增扭装置，采用轮边减速器可满足在总传动比相同的条件下，使变速器、传动轴、主减速器、差速器、半轴等部件的载荷减少，尺寸变小以及使驱动桥获得较大的离地间隙等优点，它被广泛应用于载重货车、大型客车、越野汽车及其他一些大型工矿用车。
因此对轮边减速器的研究，具有很重要的实际意义和企业实用性。
在本论文研究中，主要开展了如下工作：
首先介绍了轮边减速器的原理，并对行星式轮边减速器的特点、传动类型及传动装置进行了阐述与分析。
其次根据轮边减速器的工作要求，进行了传动设计计算，确定其主要部件的参数并校核了齿轮的强度。
关键词轮边减速器;齿向误差;校核强度
TheresearchonHeavyVehicleWheelReducer
Abstract
Wheelreduceristhelastofdecelerationandtwisttransmissiondevice,itcanbereduciblefortheloadofthetransmission,driveshaft,finaldrive,differential,axle,smallertheirsizesandlargeroff-axlegroundclearance,etc.Itiswidelyusedinloadtrucks,largebuses,off-roadvehiclesandotherlargeindustrialandminingvehicles,therefore,itisveryimportantandpracticalforustoresearchonthewheelreducer.
Thebelowmainworkiscarriedoutinthisdissertation：
Firstofall，introducetheprincipleofreducer,describandanalyzetheplanetarywheelreducercharacteristics,transmissiontypesandtransmissiondevices.
Secondary,designandcalculatetheparametersofitsmajorcomponentsbyitsoperationalrequirementsandcheckthestrengthofthegear.
Keywords:
WheelReducer;Teethtotheerror;Checkingintensity
第一章绪论
1.1课题背景及意义
在重型货车、越野汽车或大型货车上，当要求有较大的主传动比和较大的离地间隙时，往往将双击主减速器中的第二级减速器齿轮机构制成同样的两套，分别装在两侧驱动轮的近旁称为轮边减速器。
在重型货车车，工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等，要求有较高的动力性，而车速相对较低，因此其传动系的低挡总传动比很大。
为了使变速器、分动器、传动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。
这就导致了一些重型汽车、大型汽车的主减速比必须很大。
越野汽车要求在坏路上和无路地区具有良好的通过性，即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路及无路地带时有足够离地间隙，因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时，需要在车轮旁附加轮边减速器。
进入21世纪以来，我国经济形势发生了很大的变化。
公路运输得到了很快的发展，为了降低运输成本，缓解铁路压力，促使了汽车的运输能力和载货量逐渐加大。
因此，重型汽车轮边减速器在我国的应用前景十分广阔。
国外发达国家在汽车轮边减速器方面的研究开展得比较早，如针对其结构和传动比的优化，结构的轻量化，以及在机构上能妥善处理制动器、轮毂等分总成与轮边减速器的布置关系，目前已达到产品成熟化阶段。
因此，发展我国的轮边减速器产品是非常必要的。
轮边减速器属于汽车减速零部件的关键总成，是为了提高汽车的驱动力,以满足或修正整个传动系统力的匹配[1]。
1.2本文的研究内容
针对重型汽车轮边减速器工作条件进行传动设计，具体的研究内容如下：
介绍了轮边减速器的工作原理，并对行星式轮边减速器的特点、传动类型及传动装置进行了阐述与分析。
由轮边减速器的工作条件，确定各部件的主要参数，对中心轮进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的校核。
第二章轮边减速器总体设计方案
2.1轮边减速器的工作原理
轮边减速器主要是由太阳轮、行星轮、齿圈和行星轮架组成，一般其主动件太阳轮与半轴相连，被动件行星轮架与车轮相连，齿圈与桥壳相接，采用轮边减速器是为了提高汽车的驱动力,以满足或修正整个传动系统力的匹配。
目前采用的轮边减速器,就是为满足整个传动系统匹配的需要,而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置。
从发动机经离合器、变速器和分动器把动力传递到前、后桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动汽车行驶。
在这一过程中,轮边减速器的工作原理就是把主减速器传递的转速和扭矩经过其降速增扭后,再传递到车轮,以便使车轮在地面附着力的反作用下,产生较大驱动力，从而减少了轮边减速器前面各零件的受力。
如图2-1所示【2】
图2-132t自卸汽车驱动桥的轮边减速器结构图
1-半轴套管；2-齿圈座；3-内齿圈；4-行星齿轮；5-行星架；6-行星齿轮轴
7-太阳轮；8-锁紧螺母；9-螺栓；10-螺钉；11-轮毂；12-半轴；13-制动器
驱动桥减速机构分为两级。
第一级是一对曲线齿锥齿轮，装在驱动桥中部主减速器壳体中，传动比i01=
=3.727。
被增大了的转矩由从动锥齿轮经差速器、半轴12输入两侧的第二级减速机构——行星齿轮边减速器。
它由齿圈3、行星齿轮4、行星架5和太阳轮7等组成。
轮边减速器7通过花键与半轴12相连接，随半轴转动。
齿圈3与齿圈座2用螺钉10连接，而齿圈座2被锁紧螺母8固定在半轴套管1上不能转动。
在中心齿轮7和齿圈3之间装有三个行星齿轮4，行星齿轮通过圆锥滚子轴承和6支撑在行星架5上。
行星架5用螺栓9与轮毂11相连。
差速器的动力从半轴12经中心齿轮7、行星齿轮4、行星架5转给轮毂而驱动车轮旋转。
其中，太阳轮时主动件，行星架时从动件，齿圈固定不变，其传动比i02=1+
=5。
2.2行星齿轮的选型
减速器的用途很广泛，种类也比较多，按照传动类型可分为：
蜗轮-蜗杆减速器，行星齿轮减速器，蜗轮减速器以及通过它们按照一定形式结合起来的减速器；由传动的级数能分为单级减速器与多级减速器；由轮边减速器齿轮轮齿的形状可分为：
圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器与圆锥一圆柱齿轮减速器；由行星齿轮传动布置的样式可分为：
分流式减速器，展开式减速器和同轴式减速器；总的来说应该分四类，谐波减速器，蜗轮蜗杆减速器，摆线针轮减速器和行星减速器。
其中蜗轮蜗杆强度最大，但是效率低，精度也不高，但是它有反向自锁功能，可以有较大的减速比，体积大，输入转速高；谐波减速机的主要特点是体积不大，精度不高，寿命有限，不耐冲击，刚性和金属件相比较差，输入转速不能太高；行星减速机结构比较紧凑，回程间隙小，精度最高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。
由原始设计资料决定了此类减速器的特点：
重载、高速，就目前的国内外技术水平而言，具备可行性的机械减速器形式当首推行星齿轮减速器。
与普通齿轮传动相比，行星传动具有如下特点【3】-【4】
（1）体积小，重量轻，结构紧凑。
它由行星传动的基本特征所决定的:
1.外啮合包容在内啮合中。
2.多个行星轮参与啮合传动可以实现功率分流。
（2）可以实现同轴线传动（输入/输出轴线重合）。
（3）传动效率高。
（4）传动比可以在很大的范围内选择。
（5）精度要求高，结构复杂，制造及安装的难度较大。
（6）传动平稳性较好，这主要是由于结构布置上的对称性特点所致。
由以上特点论文选用，根据在NGW-Z型减速器该行星机构中何谓主动
件、何为从动件和固定件，NGW-Z型轮边减速器有三种结构方案[2]：
图2-2行星传动机构简图
a——太阳轮；b——行星轮；g——内齿圈；H——行星架
有行星齿轮机构一般运动规律的特性方程：
（2.1）
a——从动轮与主动轮的齿数比
可以求出这三种结构方案的路边减速器的减速比i13：
（1）当太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，而齿圈固定时如图2-2a
（2.2）
（2）当齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，而太阳轮固定时如图2-2b
（2.3）
（3）当太阳轮为主动件，齿圈为从动件而行星齿轮架固定时如图2-2c
（2.4）
式中
n1,n3,n4——太阳轮、齿圈、和行星轮架的转速
z,z——太阳轮、齿圈的齿数
根据汽车的传动特点，减速器的位置布置和合理的离地间隙，论文采用图2-2a结构方案。
2.3行星传动的方案设计
从行星齿轮轮边减速器的结构特点可以看出，为了减小单个齿轮的输入功率，它采取功率分流，即从半轴出来的功率，经过几个行星轮传递到轮毂上，采用这种传递方式可以大大降低每一个齿轮分担的载荷，从而提高轮边减速器的承载能力，从理论分析可以看出，行星轮的数目越多，其每个齿轮分担的载荷越小，传递功率就越大，可由于制造误差，安装误差，以及人为误差等，使输入功率不可能均分在每一个齿轮上，这就使输入扭矩也出现了不同，造成了载荷的分配不均，对于载荷不均匀现象，我们多以载荷不均匀系数Kp表示，如果Kp=1，情况最好，这是在理论条件下，在现实传动中很难实现，当Kp=n（行星轮数）时，情况最糟，只有一个行星参与啮合，其它行星轮不分担载荷，这样不但起不到功率分流的效果，而且会增加传动机构的噪声，影响传动的承载能力和使用寿命。
因此，选择适当的均载机构与改善各部件的结构在轮系的设计过程中是非常重要的[4]。
（1）中心轮a浮动：
当输入功率经半轴传递到中心轮时，采用中心轮浮动，可以使中心轮有效的和几个行星轮都接触，如果采用三个行星轮的轮系传动，当它们之间相互啮合时，三个行星轮会形成等边三角形，这样它们所产生的力矩与外力矩相等，使各个齿轮的啮合作用力相等，理论上来讲，其载荷分布不均匀系数Kp的值约等于l。
此时的结构设计是比较合理的。
（2）齿圈浮动：
由于内齿圈尺寸和重量都比较大，采用内齿圈浮动的效果一般不及中心轮好，如果载荷比较小，采用适当的吊耳方法，对于整个轮系的减小是有好好处的，不过在设计中，很少采用内齿圈浮动。
（3）采用弹性件的均载机构：
在传递小功率即齿轮啮合传动受力不大的情况下，可以采用弹性件来达到轮系受载均匀，如果选用的弹性材料大小适度时，弹性件的弹性变形可以抵消齿轮由于制造和安装所产生的误差，这样也可以起到使轮齿间受力均匀和轮系传动的平稳性。
一般弹性元件多以塑料和橡胶为主，虽它们的外廓尺寸小，制造比较方便，但它们的耐磨性比较差，容易老化和不易传动大的功率等缺点，因此，在重型汽车轮边减速器中尽量少采用弹性件的均载机构。
由以上可以看出，鉴于汽车轮边减速器的特点和中心轮体积小、质量小、结构简单、制造方便等优点，以及当n=3时的中、低速行星传动时，行星轮啮合力组成等边三角形而使均载效果更好的传动特点，本文采用太阳轮浮动装置。
2.4行星齿轮传动的齿轮结构设计
在进行行星齿轮传动的结构设计，应注意处理好各构件之间的连接关系，安排好各构件的支承结构以及匀载机构的设置[4]。
（1）中心轮
由行星轮的结构特点可以看出，行星轮一般比较小，多与轴一起形成齿轮轴，对于NGW-Z型行星齿轮尺寸的选择，我们应根据实际情况，比如齿轮的传递功率，齿轮转速的大小，精度的要求等等，我们由该行星传动的输入功率P和转速n初步确定输入轴的直径，对于中心轮的设计，在满足传动条件下，应力争简化中心轮的形状和尺寸大小，以便于加工制造，节省制造费用。
（2）行星轮
行星轮的结构应根据行星齿轮的传动类型、承载能力的大小、行星轮转速的高低和所选用的轴承类型及其安装形式而确定。
在大多数的行星传动中，行星轮应具有内孔，以便在该内孔中安装轴承或心轴。
由行星齿轮传动的原理可知，行星轮是支撑在动轴上的齿轮，即通过各类轴承将行星轮安装在转臂的动轴上。
在行星齿轮传动中，多采用滚动轴承的行星轮支撑结构。
为了减少径向尺寸或当行星轮直径较小，一般采用滚针轴承作为行星轮支撑，但由于它对变形或安装误差非常敏感，故不允许内外圈的轴线倾斜。
（3）齿圈
在行星齿轮传动中，内齿中心轮（即内齿轮）的结构主要与其安装方式和所采用的均载机构的结构形式有关，同时还应考虑到内齿轮的加工工艺性和装配等问题。
通常，内齿轮做成一个环形齿圈，故又可将内齿中心轮称为内齿圈。
在一些行星齿轮传动中，内齿圈可以用凸缘或紧定螺钉、销钉或键在其圆周方向上加以固定。
对于旋转的内齿轮，有的可以设计成支撑薄壁圆筒结构，以增加内齿轮本身的柔性，得到缓和冲击和使行星轮间载荷分配均匀的良好效果。
（4）行星齿轮传动的转臂
转臂是支撑行星轮，中心轮的构件，因此转臂的制造精度，制造强度和刚度对齿轮系的传动非常重要，如果转臂的制造精度高，中心轮与行星轮啮合平稳，且输入功率能尽量均分在几个行星轮上，因此，转臂在行星齿轮传动系中是非常重要的一个构件，它应具备较好的加工工艺与装配工艺，这样有利于提高齿轮的承载能力。
对于有三个行星轮的行星齿轮减速器，转臂上安装有三个心轴，故它的结构相对复杂，制造与安装的精度要求高，特别当转臂作为轮系的输出件时，它承受的外力矩很大。
在行星轮数N≥2的NGW-Z型传动中，一般采用双侧板整体式转臂，它的刚性比较好。
需要注意在加工转臂时，应尽可能地提高转臂上行星轮心轴孔的位置精度与同轴度，以减少行星齿轮间载荷分布的不均匀性。
第三章轮边减速器传动设计的计算
汽车轮边减速器的设计任务就是在有限空间条件约束下,尽量缩小结构尺寸，增大减速比，满足轮边驱动系统的使用要求，已知该行星轮传动的工作条件:
最大输入功率：
180kw
额定转速：
40km/h（600r/min）
减速比：
4:
1
输出轴功率为输入轴功率的98%
每天工作8小时，使用寿命6年
3.1行星齿轮传动的配齿计算
根据第二章的方案可知该轮边减速器传动类型和传动简图如图2-2（a）在设计行星齿轮传动时，除保证实现给定的传动比外，齿轮的齿数及行星轮数还应满足下述条件：
同心条件：
保证中心轮和行星架轴线重合条件下的正确啮合，为此几对啮合齿轮间的中心距必须相等。
对于NGW-Z型行星传动，同心条件是[2]：
（3.1）
装配条件：
保证各行星轮能均布地安装于两中心齿轮之间，两中心轮的齿数之和应为行星轮数目的整数倍。
整数（3.2）
邻接条件：
保证相邻两行星轮的齿项不相碰。
综合考虑上述情况，当中心距一定时，齿数取多，则重合度增大，改善了传动的平稳性。
同时，齿数多则模数小、齿顶圆直径小，可使滑动比减小，因此磨损小，胶合的危险性也小；并且又能减少金属的切削量，节省材料，降低成本。
但是齿数增多则模数减少，轮齿的抗弯强度降低，因此根据式（2.1）、式（3.1）、式（3.2）的约束条件，且选取行星轮数目N=3，齿数z1=19,z2=20,z3=59。
3.2轮边减速器太阳轮计算载荷的确定
由于汽车行驶工况复杂，重型汽车和越野汽车则常在高负荷低车速条件下工作，没有简单的公式可算出汽车的正常持续使用的转矩，计算多以齿轮的名义转矩作为输入转矩：
（3.3）
太阳轮的名义转矩：
T1=955000N·mm（3.4）
3.2.1主要参数的初步确定
在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择主要是根据齿轮传动的工作条件、结构条件（外形尺寸和重量）和经济性条件等方面的要求来确定的。
对于要求结构紧凑、外形尺寸小的行星传动中的齿轮，一般都是采用优质钢材，如优质碳素钢和合金结构钢，以便使行星齿轮传动装置的结构紧凑、重量轻及承载能力高。
齿轮材料和热处理的选择：
在闭式硬齿面的行星齿轮传动中，由于减速器用在低速重载的工况，为了提高齿轮的接触和弯曲强度，中心轮和行星轮材料均采用40CrMnMo，经渗碳和表面淬火，以便使得其齿面硬度较高，芯部韧性较好。
齿面硬度为50-55HRC，内齿圈采用42CrMo，调质硬度290～330HB。
齿面采用氮化，有效硬度≥HRC55。
齿轮精度根据传动的用途、使用条件、传递功率、圆周速度以及其他经济技术
要求决定。
汽车中的齿轮精度等级5～6，6级用于高速传动有平稳性低噪声要求的齿轮，这里加工等级为6级[2]。
下面对太阳轮的初步计算：
有材料的选取可得轮齿的接触疲劳极限σHlin1=1250MPa
σHlin2=1150MPa
初步计算的许用接触应力[σH1]≈0.9σHlin1=0.9*1250=1125MPa
[σH2]≈0.9σHlin2=0.9*1150=1035MPa
齿宽系数ψd=1.0
齿轮传动算式系数Ad=85
初步计算太阳轮直径d为：
d
Ad
=102.2mm
模数m=
取m=6（3.5）
初取分度圆直径d1=mz1=19*6=114mm（3.6）
初步齿宽b=ψd1=114（3.7）
3.2.2太阳轮齿面接触强度校核
在行星齿轮机构中，各齿轮轮齿较常见的失效形式有齿面点蚀、齿面磨损和轮齿折断。
软齿面（HB<350）的闭式齿轮传动常因点蚀而失效。
用淬火钢或铸铁制成齿轮，容易过载折断。
在行星传动中，外啮合的中心轮，比如NGW-Z型传动中的太阳轮a通常是行星传动中的薄弱环节。
由于它处于输入轴上，且同时与几个行星轮相啮合，应力循环次数最多，承受载荷较大,工作条件较差。
因此，中心轮首先产生齿面点蚀，磨损和轮齿折断的可能性较大，因而首先应对太阳轮进行校核。
根据国家标准“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”，该标准系把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并作为评价齿轮的接触强度。
齿面接触强度校核计算时，取节点和单对齿啮合区内界点的接触应力中的较大值[5]。
齿轮的齿面接触应力：
σH=ZEZHZΣ
分度圆上的圆周力Ft=
N（3.8）
端面重合度εa=1.88-3.2（
）=1.88-3.2（
）=1.55（3.9）
重合度系数Zε=
=0.9（3.10）
使用系数KA=1.5（3.11）
动载荷系数Kv=1.2（3.12）
由
可得KHα=1.0N
齿向载荷分布系数KHß=1.4
齿向载荷kK=KAKVKHαKHß=1.5*1.2*1.0*1.4≈2.5（3.13）
由寿命和转速可估得应力循环次数为108
NL
109（3.14）
查表得接触寿命系数【7】ZN1=0.94ZN2=0.97
查表得接触最小安全系数SHlim=1.25
弹性系数ZE=189.8MPa（3.15）
节点区域系数ZH=2.5（3.16）
许用接触应力[σH1]=
MPa
[σH2]=
MPa
由式（3.4）、（3.6）、（3.7）、（3.10）、（3.13）、（3.15）、（3.16）可得
所以σH=ZEZHZΣ
=606.1MPa<[σH2]
经校核计算出最大的太阳轮-行星轮之间的接触应力为606.1MPa,而许用接触应力为873MPa,符合设计要求。
3.2.3确定传动主要尺寸
优先考虑标准模数m=6
分度圆直径d1=mz1d1=114
为了便于装配和调整，根据d1和ψd求出轮宽b后，将小齿轮宽度加大5mm～10mm
齿宽b=ψd*d1取b=120mm（3.17）
3.2.4太阳轮齿根弯曲疲劳强度计算
国家标准是以载荷作用于齿廓根部的最大拉应力作为名义弯曲应力，并经相应的系数修正后作为计算齿根应力。
考虑到使用条件、要求及尺寸的不同，标准将修正后的试件弯曲疲劳极限作为许用齿根应力。
针对其工作特点，按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核运算，即
。
齿根弯曲应力的强度σF=
（3.18）
载荷系数KK=KAKVKFaKFß
重合度系数Yε=0.25+
由式（3.9）可得Yε=0.73（3.19）
齿间载荷分配系数KFa=
=1.37（3.20）
齿间载荷分布系数由
查表得KFß=1.28（3.21）由式（3.12）、（3.13）、（3.19）、（3.20）得K=3.16（3.22）
齿形系数YFa1=2.85YFa12=2.80（3.23）
应力修正系数Ysa1=1.53Ysa2=1.55（3.24）
弯曲疲劳极限σFlim1=800MPaσFlim2=650MPa
弯曲最小安全系数由查表可得SFmin=1.25
弯曲寿命系数由查表得YN1=0.90YN2=0.95
尺寸系数Y
=0.95
许用弯曲应力[σF1]=
MPa
[σF2]=
=469.3MPa
验算σF1=
由式（3.4）、（3.5）、（3.6）、（3.7）、（3.22）、（3.23）、（3.24）、
得σF1=241MPa<[σF1]
σF2=σF1
由式（3.23）、（3.24）、（3.25）可得σF2=239MPa<[σF2]
传动无过载，故设计安全。
3.3轮边减速器工作参数及齿轮材料参数的确定
（1）由太阳轮参数可得行星轮参数
T2=
N·mm
齿宽b2=120mm
分度圆直径d2=mz2=6*20=120mm
（2）由太阳轮参数可得齿圈参数
转矩T3=
=284809.2N·mm
齿宽b3=120mm（大齿轮一般取齿宽小一些，由于对其修形，所以与中心轮取相同齿宽）
分度圆直径d3=mz3=6*59=354mm
由以上计算可得轮边减速器齿轮的工作参数及材料参数如表3-1
表3-1轮边减速器齿轮工作参数及材料参数
齿数z
模数m
转矩T（N·mm）
齿宽b
热处理
轮齿硬度
太阳轮
19
6
955000
120
渗碳淬火
齿面HRC50~55
芯部HRC36~42
行星轮
20
6
985158
120
渗碳淬火
齿面HRC50~55
芯部HRC36~42
齿圈
59
6
2848091.2
120
氮化
齿面HRC55~58
芯部HB280~320
3.4行星轮，齿圈的校核计算
NGW-Z行星轮系最显著的特点是在传递动力时可进行功率分流，把3个完全相同的行星轮均布在太阳轮周围来共同分担载荷，每个齿轮所受的载荷较小，但行星轮轮齿转速较高且受对称双向受力，相对滑动较大，磨损比较严重，因而选取和中心轮形同的材料，由对太阳轮校核可知，行星轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度是合适的。
齿圈余量大，在传动系中一般是安全的，不需对其进行校核
升级会员 