【導(dǎo)讀】，進行文獻檢索、調(diào)查研究工作；理論和專業(yè)知識，制定最佳設(shè)計方案；1250型載重車的各項性能要求；，正確清晰，符合國家制圖標準及有關(guān)規(guī)定；，掌握輪邊減速器的結(jié)構(gòu)型式、設(shè)計方法；輪邊減速器一般為雙極減速驅(qū)動橋中安裝在輪轂中間或附近的第二級減速器。動系的傳動比以盡可能大的比率分配給驅(qū)動橋。這就導(dǎo)致一些重型汽車大型汽車的主減。車時，需要在車輪旁附加輪邊減速器。我國研制汽車輪邊減速器始于20世紀70年代中期，由于各種原因，至今發(fā)展不快，因此，重型汽車輪邊減速器在我國的應(yīng)用前景十分廣闊。輪邊減速器屬于汽車減速零部件的關(guān)鍵總成，是為了。提高汽車的驅(qū)動力，以滿足或修正整個傳動系統(tǒng)力的匹配。傳遞功率、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、轉(zhuǎn)矩等方面均處于領(lǐng)先地位。優(yōu)化設(shè)計中，對行星齒輪傳動優(yōu)化設(shè)計理論研究的發(fā)展有很大的貢獻。美結(jié)合，可以使設(shè)計一體化，對工作效率的提高是非常有好處的。

　　

【正文】 輪上的載荷均勻（或采用載荷分配不均勻系數(shù) pK 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(zhuǎn)矩由 ()計算 ： 111 9549 nnpnTTppa ?? (2. 6) aT — 中心輪 a 所傳遞的轉(zhuǎn)矩， ； pn — 行星輪數(shù)目。 代入數(shù)據(jù)可得 T1=； 中心輪 1 的模數(shù) 可由 ()估算 II 3lim2111FdFaFpFAm z YKKKTKm ?? ?? （ 2. 7） mK — 算式系數(shù)，對于直齒輪傳動 ? ，對于斜齒輪傳動 ? ； 1T — 嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩， ；應(yīng)是功率分流后的值； AK — 使用系數(shù)； ?FK — 綜合系 數(shù)； FpK — 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù)； 1FaY — 小齒輪系數(shù)； d? — 小齒輪齒寬系數(shù)； 1z — 齒輪副中小齒輪齒數(shù)； limF? — 試驗齒輪彎曲疲勞極限， 2/mmN ,且取 1limF? 和 12 2lim FaFaYYF?中的較小值。 相關(guān)系數(shù)的確定 算式系數(shù) mK ； 本課題采用直齒輪傳動算式系數(shù) ? 使用系數(shù) AK ； 按原動機均勻平穩(wěn)，工作機中等沖擊取使用系數(shù) ? 綜合系數(shù) FK? ； 綜合系數(shù) ?? 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) FpK ； 根 據(jù)經(jīng)驗，取行星輪間載荷分布不均勻系數(shù) ? 小齒輪齒形系數(shù) 1FaK II 按 z=22 和 x=0 取小齒輪齒形系數(shù) 1 ? 小齒輪齒寬系數(shù) d? 。 小齒輪齒寬系數(shù) 1d?? 模數(shù)的確定 3lim2111FdFaFpFAm z YKKKTKm ?? ?? 將所有系數(shù)及 T1=3172N.㎜ Z1=22, σ F/lim=470 N/㎜ 2, 代入式 解得 m=，故取輪系的模數(shù) m=5。 嚙合參數(shù)計算 由于本齒輪副沒有變位，因此可直接按照標準齒輪的參數(shù)公式進行計算。在兩個嚙合副 ac（太陽輪與行星輪） ,bc（行星輪與齒圈）中，其標準中心距為 兩個嚙合的標準中心距相等，不需要采用變位。 行星齒輪系幾何尺寸計算 其中齒頂高系數(shù) * 1ah ? ，頂隙系數(shù) * ? 齒數(shù)比 ： 分度圓直徑 1d =5 22=110mm 2d =5 13=65mm 3d =5 48=240mm 中心輪與行星輪的中心距 1a =（ 110+65） /2= 行星輪與內(nèi)齒圈的中心距 2a? （ 240－ 65） /2= 基圓直徑 齒頂高 II 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓壓力角 端面重合度 ? ? ? ?? ? ? ?1 2 1 1 2 22 3 2 2 3 31 ta n ta n ta n ta n 1. 1721 ta n ta n ta n ta n 1. 152aazz??? ? ? ? ??? ? ? ? ????? ? ? ? ? ? ? ?????? ? ? ? ? ? ? ? II 3 驗算和效率的計算 在設(shè)計行星齒輪傳動時，根據(jù)給定的傳動比 ip 來分配各輪的齒數(shù)，這就是人們研究行星齒輪傳動運動學(xué)的主要任務(wù)之一。 在確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)時，除了滿足給定的傳動比之外，還應(yīng)滿足與其裝配有關(guān)的條件，即同心條件，鄰接條件和安裝條件。除此之外，還要考慮到與其承載能力有關(guān)的其他條件 [2] 。 對于所設(shè)計的行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的鄰接條件、同心條件和安裝條件。 鄰接條件按式 校驗。 （ ） 為行星輪齒頂圓直徑，為太陽輪和行星輪的中心距，為行星輪個數(shù)。 代人數(shù)據(jù)得 知鄰接條成立。 同心條件按式 校驗。 () 代人數(shù)據(jù)得 22+13=4813 知同心條件成立。 安裝條件按式 校驗。 （ η 為整數(shù)） () 帶入數(shù)據(jù)可得 知安裝條件成立。 傳動效率的計算 行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(dāng)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 ，低的可接近于零，甚至 η 低于零 ，即可以自鎖 [7]。 欲求的行星齒輪傳動效率 η 值，首先應(yīng)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： 1）嚙合齒輪副中的摩擦損失 II 2）軸承中摩擦損失 3）液力損失 在 2ZX 型行星齒輪傳動中， Pa 為輸入件所傳遞的實際功率， 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。 根據(jù)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﹤ ，故可得行星齒輪傳動的效率公式為 BBAAPP? ??? () 因輸入功率 PA=PB+PT=∣ PB︱ + PT,則得 11BTBTBPPPPP? ???? () 1A T TAAP P PPP? ?? ? ? () 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： 1 TApbax P? ?? 現(xiàn)在，再根據(jù)嚙合功率法原理 PT=PTX,進一步推導(dǎo) PT與 xaP 的關(guān)系式。 1 xx Tab xaPP? ?? () 則得 ? ?1x x xT ab a TP P P?? ? ? () Pa﹥ 0,Px﹤ 0 ? ?1 1111x x xbxa b a b a ba x a bxxa b a biiii????? ? ? ??? () 根據(jù)式 76，則得行星齒輪傳動 效率為 1 1xxab pp???? ? () 轉(zhuǎn)化機構(gòu)的功率損失系數(shù) x? 計算 關(guān)于損失系數(shù) x? 的計算問題如下： 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，其損失系數(shù) x? 等于嚙合損失系數(shù)和軸承損失系數(shù)之和，即 II 1 xnx x xm? ? ? ?? ? ? ?? () 對于 A型行星傳動，其嚙合系數(shù)之和為 x x xm ma mb? ? ???? () Xm? — 嚙合損失系數(shù)； Xma? — 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪 a 與行星輪 c 之間的嚙合損失系數(shù)； Xmb? — 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中內(nèi)齒圈 b 與行星輪 c 之間的嚙合損失系數(shù)。 嚙合損失系數(shù)的確定 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，僅考慮齒輪副的嚙合摩擦損失時， )11(2 21 zzf mXm ?? ???? () 1z — 齒輪副中小齒輪齒數(shù)； 2z — 齒輪副中大齒輪齒數(shù)； ?? — 齒輪嚙合副的重合度； mf — 嚙合摩擦因數(shù)，一般取 ??； 以上公式中，正號“ +”適合于外嚙合；負號“ ”適合于內(nèi)嚙合。 3 .4xx abab xbaWZi ??? ? ? ? ????? 1 1 Hbax xabi? ???? 1 1 1 12 . 3 0 . 0 8 ( )1 5 1 8xcabf ZZ? ??? ? ? ? ? ?????= (314) 初步計算時Σφ zH和Σφ rH 可忽略不計 則η =（ 1+22/48） = 可見，該傳動系統(tǒng)傳動 效率較高。 II 4 行星齒輪的強度校核 行星齒輪傳動的受力分析 在 2ZX(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(gòu)件上所受的作用力和轉(zhuǎn)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 [12]。 圖 41齒輪傳動的受力分析 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 而行星輪 c 上所受的三個切向力分別為： 中心輪 a 作用于行星輪 c 的切向力為： ； 內(nèi)齒輪 b 作用于行星輪 c 的切向力為： ； 轉(zhuǎn)臂 x作用于行星輪 c 的切向力為： ； 在轉(zhuǎn)臂 x上所受到的 作用力： ； 太陽輪 行星輪齒輪副強度的校核 齒面接觸強度的校核計算 根據(jù)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(yīng)力作為齒面接觸應(yīng)力的計算基礎(chǔ)，并用來評價齒輪的接觸強度。，在接觸應(yīng)力的計算中未考慮滑動的大小和方向、摩擦因數(shù)和潤滑狀態(tài)等，這些都會影響到齒面的實際接觸應(yīng)力。計算時取節(jié)點和單對齒嚙合區(qū)內(nèi)界點的接觸應(yīng)力中的較大者，大小齒輪的許用接觸應(yīng)力分別計算。 II 齒面接觸應(yīng)力 在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，其齒面接觸應(yīng)力 H? 可按式 計算 1101 HpHHUAHH KKKKK ???? ? (4. 1) 2202 HpHHUAHH KKKKK ???? ? (4. 2) uubdFZZZZ tEHH 110 ??? ??? (4. 3) 式中， VK — 動載系數(shù)； AK — 使用系數(shù)； ?HK — 計算接觸強度時齒向載荷分布系數(shù)； ?HK — 計算接觸強度時齒間載荷分布系數(shù)； HpK — 計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)； 0H? — 許用接觸應(yīng)力的基本值， 2/mmN ； tF — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， N； 1d — 小齒輪的分度圓直徑， mm； b — 工作齒寬，指齒輪副中的較小齒寬， mm； u — 齒數(shù)比，即 21ZZ??； HZ — 節(jié)點區(qū)域系數(shù)； EZ — 彈性系數(shù)， 2/mmN ； ?Z — 重合度系數(shù)； Z? — 螺旋角系數(shù)，直齒輪 0, 1Z?? ??。 以上公式中，正號“ +”適合于外嚙合；負號“ ”適合于內(nèi)嚙合。 1）名義切向力 tF 前文已求得中心輪 1 在每個功率分流上所傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=3172N.㎜ 2，切向力可由式 求得 II 39。1 120xxd TFt ? (4. 4) 故 有關(guān)系數(shù) 使用系 數(shù) AK ； 前文已取 ? ； 動載荷系數(shù) K? ； 先按式 計算中心輪 1 相對于行星架 1H ,的節(jié)點線速度 19100)(1060 )( 139。13139。1 xxx nndnndv ??? ?? ?