【導(dǎo)讀】安全的汽車成為汽車工業(yè)發(fā)展的方向。其中電動(dòng)汽車具有行駛過程中零排放、能源利。用多元化和高效化以及方便實(shí)現(xiàn)智能等優(yōu)點(diǎn)，使之成為新型汽車研發(fā)的重點(diǎn)之一。轉(zhuǎn)子驅(qū)動(dòng)型電動(dòng)輪在電動(dòng)汽車上的應(yīng)用能力。以行星齒輪系為輪邊減速器的減速傳動(dòng)。汽車其它零部件的安裝及聯(lián)接,保證所設(shè)計(jì)的輪邊減速器滿足整車行駛工況要求。

　　

【正文】 ]，本文確定的各個(gè)數(shù)據(jù)如下： aZ =19， gz =29， bz =77。 故而，傳動(dòng)比 baHi =。 23 齒輪受力分析和強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 小齒輪選擇材料為 40Gr(調(diào)質(zhì) )，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )，硬度為 240HBS。 工作壽命 6 300 8 60 1450= 電機(jī)輸出軸額定扭矩為： To=10Nm 電機(jī)輸出軸最大扭矩為： Tmax=60Nm 中心輪每個(gè)功率分流上所承受的轉(zhuǎn)矩為 pnTT 01? = m 按齒面接觸強(qiáng)度初算小齒輪分度圓直徑 d1 uukkkTkd Hd HPHAd 12 lim131 ??? ??? （ ） 式中： Kd 一算式系數(shù)，對(duì)于鋼對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副，直齒輪傳動(dòng) Kd=768。 KA 一使用系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]結(jié)合實(shí)際工況，表 6— 7 查得 KA=。 ?HK 一綜合系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 5 查得 ?HK =。 PHK 一計(jì)算齒輪強(qiáng)度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]， ,圖 79 查得PHK =。 d? — 齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 10— 7 查得 d? =。 u— 齒數(shù)比，即abzzu? =。 limH? 一試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 13 查得 ?limH? 700MPa． 其中 a 輪選擇 45 Gr(調(diào)質(zhì) )， c 輪選擇 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )。且齒輪材料和熱處理均達(dá)到中等要求。 計(jì)算得 : d1= 24 結(jié)合系統(tǒng)結(jié)構(gòu)需要，我們 取 d1=38mm。 (2)按齒根彎曲強(qiáng)度初算齒輪的模數(shù) m 齒輪模數(shù) m 的初算公式為： 3l i m2111mKm FdFaFPFEA z YKKKT ??? （ ） 式中： Km一算式系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]對(duì)于直齒輪傳動(dòng)， km=。 KA 一使用系數(shù)，由文獻(xiàn) [33]，表 6— 7 查得 KA=。 KFp 一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)： KFp=1+(KHp1)= KFE一綜合系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 5 查得 KFE=。 YFa1一小齒輪齒型系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 10— 5 查得 YFa1=。 d? 一齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 10— 7 查得 d? =。 limF? 一試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度，由文獻(xiàn) [17]表 6— 28，結(jié)合 limF? 和 limF? 2Fa2Fa1YY 中較小的，得 limF? =300MPa。 計(jì)算得： m=。 考慮到汽車行駛的不同工況，為了使其具有足夠的彎曲疲勞極限以及合適的接觸疲勞強(qiáng)度，我們?nèi)?m=2。 齒面接觸強(qiáng)度的校核計(jì)算 (1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算 HpHHVAHH KKKKK ???? 01 ? （ ） uubdFZZZZ tEHH 110 ??? ??? （ ） 式中： AK 一使用系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 7 查得 AK =。 VK 一動(dòng)載系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 6 查得 VK =。 25 ?HK 一計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù) ，由于本設(shè)計(jì)中的內(nèi)齒輪寬度與行星輪分度圓直徑的比值小于 l，故 ?HK =1。 ?HK 一計(jì)算接觸強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 9 查得 ?HK =。 HpK 一計(jì)算接觸強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，可取?HpK 。 1d 一小齒輪分度圓直徑。 Ft 一 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力。 NdT 175200 0F 11t ?? b 一工作齒寬， b=? d=。 u齒數(shù)比，即 u=abzz =。 ZH一節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，公式 6— 61 算得 ZH=。 ZE一彈性系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 10 查得， ZE=。 Zr 一重合度系數(shù)，由由文獻(xiàn) [17]，式 6— 63 計(jì)算得 Zr=。 ?Z 一 螺旋角系數(shù)， 對(duì)于直齒輪， ?Z =1。 計(jì)算得： ?0H? ?H? 許用接觸應(yīng)力 Hp? XWRVLNTHHHp ZZZZZZS m inlim?? ? （ ） 式中： limH? 一試驗(yàn)齒輪的 接觸疲勞極限，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 13 查得 limH? =700MPa。 minHS 一計(jì)算接觸強(qiáng)度的最小安全系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 610 查得， 26 minHS =。 NTZ 一計(jì)算接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，圖 6— 16 查得， NTZ =。 LZ 一潤(rùn)滑劑系數(shù)。 VZ 一速度系數(shù)。 RZ 一粗糙度系數(shù)。 為了簡(jiǎn)化計(jì)算，按照文獻(xiàn) [17]的建議，取 RVL ZZZ =。 WZ 一工作硬化系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，圖 6— 20 查得， WZ =。 XZ 一接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，表 6— 15 查得， XZ =。 計(jì)算得 Hp? =536Mpa 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核計(jì)算 FpFaFVAFF KKKKK ??? 0? （ ） ??? YYYYbmF SaFantF ?0 （ ） 式中 : VA KK, 意義同前。 ?FK 一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，式 6— 73，有 ?FK =l。 ?FK 一計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的齒間載荷分配系數(shù)， 1?? ?? HF KK 。 FpK 一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)， 1?? HPFp KK 。 0F? 一齒根應(yīng)力的基本值，對(duì)大小齒輪應(yīng)分別計(jì)算。 FaY 一載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 10— 5 查得 1FaY =，2FaY =。 SaY 一載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 10— 5 查得 ?1SaY ， 27 2SaY = 。 ?Y 一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的重合度系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，式 6— 75，有 ?Y =1。 ?Y 一計(jì)算彎曲強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，由文獻(xiàn) [17]，式 6— 76，有 ?Y =1。 計(jì)算得： 對(duì)于小齒輪， ?0F? 。 ?F? 。 對(duì)于大齒輪， ?F? 。 ?F? 。 許用齒根應(yīng)力為 xR re lTre lTF NTSTFFp YYYS YY ??? m inlim? （ ） limF? 一試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限。 大齒輪 limF? =196MPa，小齒輪 limF? =300MPa。 STY 一試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，對(duì)于大小齒輪，均有 STY =。 NTY 一彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。 大齒輪 NTY =，小齒輪 NTY =。 xY 一彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 6— 17 查得，對(duì)于大小齒輪均有 xY =。 relTY? 一相對(duì)齒根圓角敏感度系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，圖 6— 33 粗略估算對(duì)于大小齒輪均有 relTY? =1。 RrelTY 一相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，由文獻(xiàn) [18]，表 6— 18 粗略估算對(duì)于大小齒輪均有 RrelTY =。 計(jì)算得： 大齒輪 Fp? =125MPa，小齒輪 Fp? =378MPa。 參考前面的計(jì)算，彎曲強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 28 其他相關(guān)零部件的 設(shè)計(jì)計(jì)算 (1)電機(jī)輸出軸平鍵的計(jì)算 結(jié)合設(shè)計(jì)的實(shí)際，本文選用平頭平鍵聯(lián)接，規(guī)格為 6x6x12。 強(qiáng)度校核： 對(duì)于采用常見的材料組合和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接 (靜聯(lián)接 )，其主要失效形式是工作面被壓潰。除非有嚴(yán)重過載，一般不會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷。因此一般只按照擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。工作面上的應(yīng)力為： kldTp 3102 ??? （ ） 式中： T 一傳遞的扭矩，因?yàn)檐囕v要經(jīng)常的停車，啟動(dòng)，故本計(jì)算用電機(jī)的最大扭矩計(jì)算， T =60Nm。 k 一鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， hk ? =。 l 一鍵的工作長(zhǎng)度， l =20mm。 d 一軸的直徑， d =20mm。 計(jì)算得： p? =100MPa。 由文獻(xiàn) [18]，表 6— 2，設(shè)計(jì)滿足要求。 (2)半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 半軸的主要尺寸是它的直徑，設(shè)計(jì)與計(jì)算時(shí)首先應(yīng)合理的確定其計(jì)算載荷。 半軸的計(jì)算應(yīng)考慮到以下三種可能的載荷工況： 縱向力 X2， (驅(qū)動(dòng)力或制動(dòng)力 )最大時(shí) ( ?22 ZX ? )，附著系數(shù) ? 取 ，沒有側(cè)向力作用。 側(cè)向力 2Y 最大時(shí)，其最大值發(fā)生在側(cè)滑時(shí)，為 12?Z ，側(cè)滑時(shí)輪胎與地面的側(cè)向滑動(dòng)系數(shù) 1? 在計(jì)算中取 ，沒有縱向力作用 [18]。 垂向力最大時(shí)，這發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時(shí)，其值為? ? dw kgZ 12 ?? ， dk 為動(dòng)載荷系數(shù)，這時(shí)沒有縱向力和側(cè)向力作用。 由于車輪承受的縱向力 Z，側(cè)向力 K 值的大小受 車輪與地面最大附著力的限制，即有 29 22222 YxZ ??? （ ） 故縱向力最大是不會(huì)有側(cè)向力作用，側(cè)向力最大是不會(huì)有縱向力作用。 全浮式半軸的設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)，縱向力按照最大附著系數(shù)計(jì)算，即 NXx RL 340022 ?? 對(duì)于驅(qū)動(dòng)車輪來說，按照驅(qū)動(dòng)電機(jī)折算到輪邊的轉(zhuǎn)矩計(jì)算： Lx2 或 r iTX pTR ?m ax2 ? （ ） 式中： maxT 一驅(qū)動(dòng)電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 (由于車輛要經(jīng)常性的停車啟動(dòng)，故我們這里計(jì)算時(shí)采用電機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩值 )。 maxT =60Nm。 T? 一電機(jī)到輪邊的傳動(dòng)效率。由文獻(xiàn)機(jī)械原理 p383， T? =。 pi 一減速器傳動(dòng)比。 pi =。 r 一車輪滾動(dòng)半徑。 r = 計(jì)算得： Lx2 或 RX2 =1089N。 故輪邊計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 ??? rXrXT LR 22 294Nm 半軸材料選取 45鋼，安全系數(shù) ，則其扭轉(zhuǎn) 許用應(yīng)力可取 ??? =490～ 588MPa。 結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，校核過程如下： 33 9 4 0 0 ??? dTT?= 故滿足設(shè)計(jì)要求。 (3)半軸花鍵擠壓應(yīng)力的校核 本設(shè)計(jì)選用 30 度標(biāo)準(zhǔn)壓力角漸開線平底花鍵聯(lián)接。 mp zhldT?? 3102 ?? （ ） 式中： 30 ? 一載荷分配不均勻系數(shù)，與齒數(shù)的多少有關(guān)，由文獻(xiàn) [18]P107，取 。 z 一花鍵的齒數(shù)，設(shè)計(jì)中取 20。 l 一齒的工作長(zhǎng)度， l =20mm。 h 一花鍵齒側(cè)面的工作高度， h=m=。 md 一花鍵的平均直徑， mmdd im 30?? 。 由文獻(xiàn) [18]，表 6— 3 查得， [ p? ]=100～ 140MPa 計(jì) 算得： p? = 滿足要求。 (4)行星齒輪銷的校核計(jì)算 圖 ： 圖 圖中： xF 一銷受的剪切力。 axF 一太陽輪作用于行星輪的齒面切向力。 bxF 一殼體作用于行星輪的齒面切向力。 1m a x32020 dTFF axbx ???? bxX FF ??2 故，銷釘所受剪切力為： ? ? ? ?221 m a x2122 3 2 0 0 0244 ab ddd Tdd Fx ???? ?????? ?? ??? （ ） 計(jì)算得： 31 ? = 查表的其許用剪切應(yīng)力為 80MPa，故銷的設(shè)計(jì)滿足要求。 式中： maxT 一電機(jī)最大輸出扭矩 (由于車輛要求經(jīng)常性的啟動(dòng)，故我們用最大值計(jì)算 )，這里取 60Nm。 bd 一銷外徑。 ad 一銷內(nèi)徑。 (5)行星齒輪軸承的校核． 根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，我們選取型號(hào)為 1000804 的深溝球軸承。已知電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為1450rpm，額定轉(zhuǎn)矩為 10Nm，額定功率為 ，通過減速比，折算到軸承上的相關(guān)參數(shù)為：軸承的徑向載荷 rF =175N。由減速器的結(jié)構(gòu)我們知道，軸向載荷在這里 可以忽略不計(jì)。軸承轉(zhuǎn)速為 760rpm，預(yù)期壽命為 6000h。 0?raFF 故軸承計(jì)算時(shí)的當(dāng)量載荷為： ? ? ?????? arp YFXFfP 。 軸承當(dāng)量動(dòng)載荷： NnLPC h 1 36 510 6 00 07 60602 101060 6363 ?????? （ ） 而我們所選的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 2650N，可見根據(jù)結(jié)構(gòu)上的需要而選擇的軸承是滿足要求的。 (6)減速器橋殼的設(shè)計(jì)計(jì)算 輪邊減速器的橋殼在輪邊減速器中起著至關(guān)重要的作用。橋殼將作為內(nèi)齒圈、主支承軸承的支承件，且與內(nèi)齒圈、彈性銷一起構(gòu)成行星輪系的均載裝置，驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)、懸架、轉(zhuǎn)向拉或橫向穩(wěn)定桿、制動(dòng)卡鉗等裝置都是固結(jié)在橋殼上的．還起著