【正文】 11）相對齒根圓敏感系數(shù) relTY? 由圖 633（見參考文獻 [2]） 查得 1?relTY? （ 12）相對齒根表面狀況系數(shù) RrelTY 由表 618（見參考文獻 [2]） 得 9 8 6 )1(5 2 7 ???? ZR r e l T RY ? ?mRZ ?12? （ 13）最小安全系數(shù) 由表 611（見參考文獻 [2]） 查得 ?FS )( ca? 副 許用齒根應力 FP? 92 2m i nl i m ?? XR r e l Tr e l TFNTSaFFP YYYS YY ??? 齒根應力 F? 0 ?? ??? YYYYbF SaFamntF 22 5 10 ?? FPFFVAFF KKKKK ???? )(, caFPF ???? 副滿足齒根彎曲強度的要求。當行星架作為基本構件時，它是機構中承受外力矩最大的零件。 雙臂整體式行星架結構剛性較好，采用鑄造和焊接方法可得到與成品尺寸相近的毛坯，加 工余量小。)(1 ?????? ac 取 mmc 201? )(39。 沿分度 圓（如圖 33 所示）位置剖切外齒，剖切面得齒廓為直線時，稱之為直齒聯(lián)軸器；齒廓為腰鼓形曲線時，稱之為鼓形齒聯(lián)軸器。 （ 3）易于安裝調整。 已知 6,10 6 ?? mmmdg 內齒圈寬度 1)(2 bb ?? （見參考文獻 [1]） 39。 輸入軸的結構設計與計算 （ 1）擬定軸上 零件的裝配方案 擬定軸上的裝配方案是進行軸的結構設計的前提，它決定軸的基本形式。 1軸上零件的軸向定位是以套筒、軸承端蓋和軸承蓋來保證的； 2軸上零件的周向定位的目的是限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉動。常用的周向定位的零件有鍵、和過盈配合等。日益嚴重的石油危機與人們環(huán)保意識的加強，對汽車工業(yè)的發(fā)展提出了極為嚴峻的挑戰(zhàn)。 發(fā)動機點火經離合器、變速器和分動器把動力傳遞到前、后橋的主減速器，再從主減速器的輸出端傳遞到輪邊減速器及車輪，以驅動汽車行駛。在當前工作的基礎上，今后可以在以下方面繼續(xù) 展開研究與探索 ： (1)為了實現(xiàn)輪邊減速器與電動汽車的匹配，在與輪邊減速器相聯(lián)接的懸架及轉向系統(tǒng)的優(yōu)化分析需要更完善，例如轉向系統(tǒng)的優(yōu)化分析； (2)補充對輪邊減速器橋殼的優(yōu)化分析，進行滿足強度及結構要求下的輕量化； (3)補充 行星齒輪傳動部分及輪邊減速器整體動力學分析，研究振動、噪聲問題； (4)加強對 輪邊減速器的齒輪傳動以及其他部分的優(yōu)化，在滿足要求的前提下盡量減少用量，以達到節(jié)省成本的目的。從課題的選擇到項目的最終完成， 安 老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持。 在論文即將完成之際，我的心情 久久 無法平靜，從開始進入課題到 設計 的順利完成，有多少可敬的師長、同學、朋友給了我無言的幫助，在這里請接受我誠摯的謝意 ! 最后衷心地感謝在百忙中抽出時間來為我審閱設計 的各位老師． 34 附 錄 m 汽車總質量 kg g 重力加速度 N/kg max? 道路最大阻力系數(shù) r 驅動輪的滾動半徑 mm maxeT 發(fā)動機最大扭矩 N m ?K 應力集中系數(shù) fK 摩擦力影響系數(shù) E 齒輪材料的彈性模量 MPa K? 重合度影響系數(shù) zr 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm br 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm 35 z? 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm b? 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm T? 扭轉切應力 MPa TW 軸的抗扭截面系數(shù) 3mm G 軸的材料的剪切彈性模量 MPa PI 軸截面的極慣性矩 4mm cf 垂直面內的撓度 mm sf 水平面內的撓度 mm 。 ? 斜齒輪螺旋角 176。 在這段時間里， 不管是學習上還是生活上，安老師都給了我精心的指導和熱心的關懷。 在論文寫作過程中，得到了 安永東 老師的親切關懷和耐心的指導。 根據(jù)如上所說的問題，本文對微型電動汽車所用的輪邊減速器進行了設計，至此論文所設計的內容如下： （ 1） 、 行星齒輪減速器齒輪幾何尺寸計算 ； （ 2）、減速器各級齒輪的校核； （ 3）、軸承選取及壽命計算； （ 4）、 軸的設計； （ 5）、箱體設計， 并解決了如下問題 : （ 1）設計一個符合所給參數(shù)的車用輪邊減速器； （ 2）對輪邊減速器的內部結構進行合理的布局， 在滿足功能的同時盡量減少了零件數(shù) ； （ 3） 使得傳動系統(tǒng)簡化 ，盡量使所設計的減速器有較好的傳動性能； （ 4） 使輪邊減速器的重量及體積減小、節(jié)省材料； （ 5）對所設計 的輪邊減速器尺寸參數(shù)相關校核； （ 6） 使輪邊減速器的重量及體積減小、節(jié)省 材料。而電動汽車驅動系統(tǒng)布置比傳統(tǒng)燃油汽車有著更大的靈活性，由驅動電動機所在位置以及動力傳遞 方式的不同，通?？梢苑譃榧袉坞姍C驅動、多電機驅動以及電動輪驅動等型式。 28 2初步確定各軸段直徑和長度如圖 35所示 (4）軸上零件的選擇 1軸承的選擇 （見參考文獻 [4]） 2鍵的選擇 （見參考文獻 [7]表 141） bxh=25x14， L=50mm （ a） （ b） 圖 輸出軸 29 鑄造箱體的結構設計計算 （見參考文獻 [1]） 鑄造機體的壁厚： 0 5 0 0 0 1 2 33 1 031 0 0 03 ?????? BDk ? 查表 （見參考文獻 [1]）得 mm10?? 下列計算均按表 （見參考文獻 [1]）算： 機體壁厚： mm10?? 前機蓋壁厚： ?? ?? 后機蓋壁厚： mm102 ???? 機蓋法蘭凸緣厚度： d?? 加強肋厚度： mm104 ???? 加強肋的斜度為 2. 機體寬度： mmBB ?? 機體機蓋緊固螺栓直徑： mmd 10)(1 ??? ? 軸承端蓋螺栓直徑： mmdd ?? 底腳螺栓直徑： mmd 12? 機體底座凸緣厚度： mmdh 1218)( ???? 取 mmh 15? 地腳螺栓孔的位置： mmdc )85( ??? 取 mmc 201? mmdc )85(2 ??? 取 mmc 202? 本章小結 這一章 主要進行了輪邊減速器的結構的設計和計算， 包括對行星架和齒輪聯(lián)軸器的設計和計算、以及輸入輸出軸和鑄造箱體的設計和計算。 (3）各軸段直徑和長度的確定 1按扭矩計算軸徑 軸的材料選用 40Gr,則查表 153（見參考文獻 [5]） 得 ? ? 110,45 0 ?? AMPaT? 計算軸的直徑： 有公式（ 152） （見參考文獻 [5]） 得 ? ? ? ?mmnPnpdTT9 5 5 0 0 0 09 5 5 0 0 0 0 3333?????? ?? 取 mmd 70min ? 2初步確定各軸段直徑和長度如圖 34所示 27 圖 輸入軸 (4)軸上零件的選擇 1軸承的選擇 2鍵的選擇 （見參考文獻 [7]表 141） bxh=16x10， L=70mm 輸出軸的設計計算 (1）擬定軸上零件的裝配方案 如圖 24中的裝配方案是行星架、軸承和軸承蓋，依次從軸左端向右裝。如圖 24 中的裝配方案是軸承、套筒、軸承、軸承端蓋依次從軸右端向左裝。)( ???? dghg 取 mmhg ? 軸的結構設計與計算 A A A A 26 軸的結構設計包括定出軸的合理外形和全部結構尺寸。 齒輪聯(lián)軸器的外齒半聯(lián)軸套和太陽輪做成一體，直徑較小而承受轉矩較大情況下常取39。 鼓形齒聯(lián)軸器的主要特點： （ 1）外齒輪齒厚中間厚兩端薄，允許兩軸線有較大的角位移，一般設計為 ?? ，特殊的設計在 ?3 以上也能可靠地工作。(39。焊接行星架通常用于單件生產的大型行星傳動結構中。 行星架的結構設計 行星架的常見結構形式有雙臂整體式、雙臂裝配式和單臂式三種。 本章小結 這一章主要 對行星 齒輪的傳動配齒、齒輪的強度進行驗算，包括齒輪強度的驗算、校核齒面的接觸強度、校核齒根的彎 曲強度。 （ 2）齒向載荷分布系數(shù) ?FK ?FK =1。?VZ 查圖 619（見參考文獻 [2]） 取 ?RZ 。 本章小結 這一章主要對 減速器的裝配條件和傳動效率進行了計算，確定了減速器的潤滑和密封。 轉臂上各行星輪軸孔與轉臂軸線的中心距極限偏差 fa 可按公式（ 91） （見參考文獻 [2]） 計算。（但是只有在使用一個浮動基本構件的行星輪傳動中，行星輪才能選用上述自動調心軸承作為支撐。為了便于軸上零件的拆裝，通常將軸制成階梯 13 形。 根據(jù)行星傳動的工作特點、傳遞扭矩的大小和轉速的高低等情況對其進行具體的結構設計。 （ 6） 均載機構應具有一定的緩沖和減振性能，至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。為此，應使均載構件上所受的力較大，因此，作用力大才能使其動作靈敏、準確。 均載機構分為基本構件浮動的均載機構、采用彈性元件的均載機構和杠桿聯(lián)動式均載機構。 傳動效率的計算 按照表 51（見參考文獻 [2]） 或 52（見參考文獻 [2]） 中所對應的效率計算公式計算： 按公式 (536) （見參考文獻 [2]） 計算 m? 如下： 對于嚙合副（ ac） : 齒頂圓壓力角： ? r c c osa r c c os1 ??? aba dd?