1、毕业设计说明书（论文）本科毕业设计（论文）四轮驱动乘用车动力传动方案设计学院名称：汽车与交通工程学院专业：车辆工程班级：18车辆3Z学号：姓名：指导教师姓名：指导教师职称：二O二二年六月四轮驱动乘用车动力传动方案设计摘要：汽车产业的发展是一个国家的发展过程中重要支柱产业，它不仅仅能够带动一个国家经济的发展，而且还时时刻刻影响着人类的进步。目前，随着全球经济飞速发展的大环境大背景下，我国的自主汽车产业受到其他国家影响，目前在大量生产自主汽车。在相同变速器条件下，更好地满足实用性要求和最大的增加动力性，也一直是研究者们追求的目标，也是本论文研究的主要目的。本课题涉及四轮驱动汽车的动力传动系统方案设
2、计，确定四驱汽车的驱动类型，结合哈弗SUV的整车技术参数，主要是对分动器、驱动桥、主减速器、差速器等零部件进行设计。分动器采用行星齿轮结构主要就对行星齿轮的选型与齿轮设计为主，主减速器采用准双曲线齿轮，完成基本参数设计后对主减速器的齿轮进行强度校核完成优化设计，对主要轴系进行了设计与校核。设计满足汽车传动系统的基本功能在各种行驶条件下动力传递能够平稳地进行，采用CAD软件绘制分时四轮驱动传动系统的装配图及其主要零部件的图。关键词：四轮驱动；分动器；主减速器；差速器；校核SchemeDesignofPowerTransmissionforFour-wheelPassengerVehicleAbs
3、tract：Thedevelopmentofautomobileindustryisanimportantpillarindustryinthedevelopmentprocessofacountry.Itnotonlydrivesthedevelopmentofacountryseconomy,butalsoaffectstheprogressofhumanbeingsallthetime.Atpresent,withtherapiddevelopmentoftheglobaleconomy,China*sautonomousautomobileindustryisaffectedbyoth
4、ercountriesandisproducingautonomouscarsinlargequantities.Inthesametransmissionconditions,bettermeetthepracticalrequirementsandmaximizetheincreaseofpower,hasbeenthepursuitofresearchers,isalsothemainpurposeofthispaper.Thistopicinvolvesthepowertransmissionsystemdesignoffour-wheeldrivevehicle,determinet
5、hedrivetypeoffour-wheeldrivevehicle,combinedwiththetechnicalparametersofHavalSUV,mainlyontheactuator,driveaxle,mainreducer,differentialandotherpartsofthedesign.Ptoadoptsplanetarygearstnicturemainlyontheselectionofplanetarygearandgeardesign,themainreduceradoptsquasihyperbolicgear,completethebasicpara
6、meterdesignofthemainreducergearstrengthcheckcompleteoptimizationdesign,themainshaftingdesignandcheck.Designtomeetthebasicfunctionsofthecartransmissionsysteminvariousdrivingconditionscanbesmoothpowertransfer,usingCADsoftwaretodrawtheassemblydrawingofthefour-wheeldrivesystemanditsmainparts.Keywords:Fo
7、ur-wheeldrive;Transfercase;Mainreducer;Differential;check目录第一章绪论11.1 引言11.2 四轮驱动系统的分类11.3 行星齿轮的概述21.4 国内外相关研究对象21.4.1 国内四驱传动系统研究现状21.4.2 国外四驱传动系统研究现状31.5 设计背景41.6 设计内容4第二章总体设计方案的确定62.1 参数拟定62.2 驱动系统结构设计6第三章分动器的设计计算83.1 分动器的类型确定83.2 传动比与传动效率的计算83.3 配齿计算93.4 行星齿轮参数计算113.5 行星齿轮强度计算及校核143.6 行星齿轮传动的受力分析1
8、73.7 分动器输入轴的设计203.8 密封和润滑22第四章主减速器的设计与计算234.1 主减速器计算载荷的确定234.2 主从动锥齿轮齿数的选择244.3 从动锥齿轮节圆直径及端面模数的计算244.4 主从动锥齿轮的齿面宽度计算244.5 齿轮的偏移方向的选择和偏移距计算244.6 螺旋角的选择254.7 法向压力角的选择254.8 主减速器双曲面齿轮的强度计算及校核254.8.1 单位齿长圆周力的计算254.8.2 双曲面锥齿轮轮齿弯曲强度校核264.8.3 轮齿接触强度校核28第五章半轴的设计295.1 半轴扭矩计算295.2 半轴直径计算295.3 半轴的强度计算及校核30第六章差速
9、器的设计326.1 差速器齿轮设计326.2 差速器齿轮校核34第七章桥壳设计35结论36参考文献37致谢毕业设计说明书(论文)第一章绪论1.1 引言随着社会的发展，科技的进步，步入21世纪的人们对于精神生活与物质生活的需求越来越高，随之而来的汽车车型也在飞速发展，动力匹配方式在不断的提高。然而如何合理地选择这些部件及有关参数，使匹配达到最优，在满足人们需求的情况加提升动力性及越野性能是所有汽车行业在考虑的问题。在相同变速器条件下，更好地满足实用性要求和最大地增加动力性，也一直是研究者们追求的目标，也是本论文研究的主要目的。早在上个世纪一些发达西方国家已经在一些军事车辆方面加入一种变速箱来增加
10、汽车动力性，为战争的胜利做基础，随着演化为可以控制的变速箱，通过变速器的输入可以使汽车四个车轮同时驱动。这就是分动器，通过发动机输出的转矩传给变速器，变速器再通过分动器分配动力给四个车轮，已使四个车轮同时驱动，增强汽车的动力性能。本论文主要是对汽车四轮驱动系统的结构进行设计。1.2 四轮驱动系统的分类由于使用环境的研发角度及重点的不同，在全国各类汽车中分动器的分类有很多种，同时分类方式也多种多样，这里主要根据驱动时间的不同给予分类，主要有以下几种类型：(1)分时四驱(即Part-time4WD)分时四驱系统是基于一种前轮或者后轮传动机构的四驱系统，通常情况下车辆以前轮或者后轮来驱动行驶，通过变
11、速器与传动轴之间增加一个分动器来实现动力向前桥或者后桥的传输或者断开。在这种驱动机构中，驾驶员可以通过自己的喜好选择两驱或四驱的驱动方式，但是选择需要人工手动来选择。操作员可以通过路况及驾驶乐趣来选择,这种分动器主要用于越野及军车上。同时对于分时四驱的分动器主要有行星齿轮式和圆柱齿轮式。行星齿轮式由于其结构紧凑，传动效率高，传动比范围大而被广泛引用。(2)全时四驱(即Full-time4WD)顾名思义这种分动器的驱动形式为全时段驱动，不需要人员的操作来改变驱动方第1页共38页毕业设计说明书（论文）式，在汽车制造及设计过程中已经将分动器与变速器驱动桥设计为长啮合状态。在使用过程中前后四个车轮一直
12、保持着四轮驱动的状态。发动机输出的扭矩也易5：5的形式平均分配到了前后四个车轮。这种形式的优点是在驾驶中省去了改变驾驶方式的烦恼，即使在病榻路面上，有车轮离开地面，其他车轮也能驱动前进。但是这种结构对于汽车的排放较高，同时油耗也较高。(3)适时驱动(即Real-time4WD)这种结构的分动器主要是在传动的分动器中加入了智能电子控制系统，通过ECU及整车的传感器来感知路面情况，在路面优良的情况下自动识别为两区系统，在路面不好或需要加速的情况下，自动开启四驱系统。驾驶员自由驾驶，不再去控制分动器，完全靠电子控制系统实现。根据上述可知根据电子控制系统及分动器的分类有多种。本设计采用分时四驱系统。同
13、时在分动器的选择上采用行星齿轮分动器，主减速器齿轮采用准双曲线齿轮。1.3 行星齿轮的概述行星齿轮的出现可以说将减速器的发展又推进了一大步，行星齿轮主要是通过行星轮，太阳轮，行星架等机构的配合与运动，可以实现整个机构的增速减速等作用，同时其结构紧凑，传递效率高，因而目前被广泛应用。近20多年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术水平的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极的吸收和消化，与时俱进,开拓创新地努力奋进，使我国的行星传动技术有了迅速的发展。1.4 国内外相关研究对象分动器、驱动桥、差速器是四驱汽车扭矩分配的关键部件
14、，现分析国内外相关研究成果如下。1.4.1 国内四驱传动系统研究现状针对轴间扭矩分配的分动器，国内学者进行了诸多探索研究。万存才基于模态方法研究了某分动器螺栓的断裂问题。郭学军研究分析了分动器整体结构、散热结构和多点润滑结构;陈黎卿等研究不同路面、不同车速利不同转向工况下轴间扭矩分配与轮间扭矩分配对汽车质心侧偏角及横摆角速度的影响规律:郭孔辉和丁海涛考虑了轮胎附着极限针对整车横摆力矩受差速制动的影响展开了深入研究:此外,其他研究人员针对分动器换挡机构、设计方案以及故障分析等诸多内容开屏了版容围绕驱动桥、差速器结构和性能的研究，吕国坤等基于响应曲面法对桥壳进验证了改进措施的可行行轻量化设计，通过
15、桥壳改进前后的有限元分析和台架试验性分析的方法，建立桥性等等；吴瑞明等提出了基于高程块和惯性飞轮的疲劳寿命试验方法，并开发了试验系统。于永涛等基于传统差速器的结构及工作原理的研究分析，提出了传统差速器应用于混合动力汽车耦合的可行性，并通过仿真分析验证了可行性的结论;李礼夫和洪兢介绍了一种转矩主动分配差速器，建立其SimDriveline仿真模型，并通过不同工况下的仿真分析说明了转矩主动分配差速器系统的有效性;姜虹等设计了一种新型势垒式变传动比差速器，并通过了性能对比试验验证;侯运丰和刘雨基于托森差速器转矩分配的动力学模型，研究其传动特性;王建华等研发了一种机械摩擦片式限滑差速器，在分析其驱动过
16、程的数学模型基础上，进行两种路面上的不同工况仿真计算，并通过了试验验证;钱立军等考虑到不同道路对应不同路面附着系数，建立了一种预压弹簧摩擦片式防滑差速器的优化模型，并进行了实例计算对比分析;王云成等设计了一种电控限滑差速器，建立整车动力学模型，开展不同工况的仿真分析,研究了该差速器对后驱汽车动力性的影响:岳惊涛等在虚拟环境中建立了整车动力学模型，仿真对比分析了限滑差速器的优势:靳立强等在研究电控限滑差速器的基础上，提出了提高汽车主动安全性的控制方法，并进行了仿真分析。1.4.2 国外四驱传动系统研究现状针对轴间扭矩分配的分动器，国外学者进行了一系列的探索研究。Huh等和Kim等基于18自由度的
17、整车模型，对汽车的转向特性进行了分析;Tseng等针对车辆稳定性控制系统实现技术改进所面临的挑战,以福特汽车为例进行了稳定性控制研究。Kim等基于模糊控制算法控制了四驱汽车的横摆稳定性及滑移率。It。描述了一种智能联轴器，利用电磁离合器实现摩擦扭矩的控制。Hac等和Yin等研究了动力分配的控制方法。围绕差速器结构和性能的研究，Park等对主动限滑差速器电子差速控制进行了模拟和控制研究；Lew等提出了一套利用电控限滑差速器的控制方案，防止车辆侧翻；Yong等研究设计了一种新型限滑差速器，并开展了性能评价；Jia等针对小锁紧系数问题设计了一种新型非圆齿轮限滑差速器，并通过了有限元模拟分析验证；Ko
18、o等设计了一种新型的液压式限滑差速器，研究了其系统的开发；Rubin和Arogeti采用主动式限滑差速器应用于后轴解决汽车横摆稳定性控制问题。此外在差速器的加工工艺设计、主动扭矩分配等方面开展了研究。通过对现有国内外诸多学者的研究成果分析可知，目前针对四驱汽车传动系统扭矩分配的关键部件分动器的结构优化设计、动力分配控制方法等方面需要进一步深入研究，对于驱动桥、差速器的研究成果较多，且开发了多种新型防滑差速器及电控方法，但对于带有电控多片式离合器的限滑差速器研究需要深入。针对四驱汽车传动系统的系统性研究尚有待深入，需进一步进行研究和探讨。1.5 设计背景汽车的传动系统从汽车的一出现便开始了一点点
19、的进步与发展，从最初的链条传动，到带传动，到现在的齿轮传动都经过了大量的试验与实际的论证，可以说每一个类型的发展都在表明这时代的进步。而传动系统在之前的定义中主要包括变速器，驱动桥，轮胎，传动轴等，如今随着汽车行业的发展与科技的进步，分动器这一机械机构也加入到了传动系统这一大家庭中。分动器的出现又将汽车的传动系统发展推向了另一个高潮，如何合理地选择这些部件及有关参数，使动力分配达到最优，在满足人们需求的情况下提升动力性及越野性能是所有汽车行业在考虑的问题。在相同变速器条件下，更好地满足实用性要求和最大的增加动力性，也一直是研究者们追求的目标，从2017年汽车销售总量来看，人民对于SUV的需求越
20、来越高，我国自主产业的汽车也将研发方向指向了SUV,这就表明人们对于越野性能好的车辆越来越喜欢，而要想提高车辆的越野性能，分动器是必不可少的一种机构，它可以满足车辆在一台变速器控制的情况下使汽车实现四驱，六驱等多轮驱动，即人们所说的4X4,6X6等。1.6 计内容本次设计的为汽车四轮驱动系统的设计，确定四驱系统的驱动形式，结合某辆车型的车辆整车基本参数，设计满足汽车传动系统的基本功能在各种行驶条件下动力传递能够平稳地进行。主要包含分动器、驱动桥、半轴、主减速器器、差速器等零部件的结构设计。同时为满足使用要求及适应公路的各种路况，目前的四轮驱动汽车不仅可以满足四轮驱动，而且可以通过换挡改变传动比
21、从而分配给车轮不同的扭矩。初步设定分动器的结构传动方式如下：变速器输入端采用花键输入，通过行星齿轮可以满足不同扭矩的传递，最后通过直齿轮传递输出至前后驱动桥。主要的设计内容及方式如下：（1）通过查阅了解四轮驱动系统的动力传递路线和分时驱动的基础原理；（2）通过查阅资料及结合课本知识，了解分时驱动传动系统中重要的组成部分及各部件、零件的类型；（3）通过查阅资料和某辆汽车车型的基本参数，完成对分动器、主减速器、差速器、传动轴和半轴的设计计算及校核，完成设计初稿；（4）根据计算的数据利用CAD制图软件对四轮驱动传动系统总成的装配图及主要零部件图进行绘制；（5）编制说明书，整理资料。第5页共38页毕业
22、设计说明书（论文）第二章总体设计方案的确定2.1 参数拟定本次设计仿真了变速器档位设定在15档、输入转速在10004000r/min、输入转矩在350N.m范围内连续变化是的四驱汽车，其仿真参数如表3-1所示。表3-1哈弗H5款四驱汽车参数参数符号/单位数值发动机最大输出转矩/(N.m)315轮距/mm1585车轮滚动半径/mm368主减速器传动比5.3发动机最大扭矩/(N.m)250后轴质量/kg914发动机最大转矩是的最高转速/(r/min)2400-4800轴距/mm2640传动效率0.9变速器一挡传动比5.557变速器五档传动比12.2 驱动系统结构设计在本设计中主要对四轮驱动汽车的驱
23、动系统进行结构设计，就目前而言四轮驱动系统与普通两轮驱动汽车相比主要是在变速器输出转矩后不是直接将动力通过传动轴传递给驱动轮，而是通过分动器分配动力给前后轮，然后再传递给车轮。因此本次设计中主要是对汽车分动器、驱动桥、主减速器、差速器等零部件的结构进行设计。拟定的总体动力传递路线如图3-1所示：变速器分分动器分根据驱动形式分配到前后桥分半轴分两侧车轮。图3-1四轮驱动动力传递路线1-分动器2-主减速器3-差速器4-半轴下面主要针对分动器、主减速器、差速器、半轴进行结构设计。第9页共38页第三章分动器的设计计算3.1分动器的类型确定根据设计要求及现场实践的经验，本设计分动器的结构要求紧凑，传递效
24、率高，故选用行星齿轮的类型为2K-H型行星齿轮，该行星齿轮的结构简单，制造方便，适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛地应用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置。因此选取的行星齿轮可以满足要求。从行星齿轮输出后通过直齿轮的传动通过二轴输出采用圆柱直齿轮传动输出。传动简图如图4-1所示：传动方案的分析与拟定1）对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，还要满足工作可靠、传动精度高、体积小、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求。2）拟定传动方案根据拟定的设计方案，然后通过调研及分析选取的结构要满足使用要求。例如图4-1所示为
25、拟定的传动方案，适于在汽车环境下长期连续工作。图4-1行星轮系a-中心轮；g-行星轮；b-内齿圈；H-行星架3.2 传动比与传动效率的计算如下计算中主要的行星齿轮代号为:毕业设计说明书(论文)务1固定件、2主动件、3从动件(璃取3)1、齿轮b固定时传动的传动比小小鼎=1-京=1+Zb/Za(3.1)可得当=1-i*=1-ip=1-3=-2,Za=Zb/比-1=50/2=25输出转速：nh=na/ip=n/ip=1000/3=333r/min2、行星齿轮传动的效率计算：T=l-na-71h/喘-1xnH|X1/H(3.2)pH=魄+状义婢(3.3)式中调ag啮合的损失系数；“心一bg啮合的损失系
26、数；“台一轴承的损失系数；H总的损失系数，一般取叨h=0.025。按%=1000r/min、nH=333r/min、喘=2可得。77=1-|na-nH/ilb-1xnH|xt/h=1-|1000-333/(-2-1)x333|x0.025=98.3%3.3 配齿计算1、传动比的要求传动比条件iaH=1+Zb/Za可得扁=1+Zba=l+(50/25)=3,所以设计满足传动比的要求。2、保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合同轴条件第9页共38页毕业设计说明书(论文)在设计中为保证行星轮与中心轮精确的啮合，因此对于中心矩也有一定的要求，即(w)a-g(w)b-g对于非变位或高度变位传动，有m/2(z
27、a+zg)=m/2(zb-zg)(3.4)得Zg=zb-za/2=50-25/2=13。3、行星齿轮装配条件要求相邻两个行星轮所夹的中心角(pH=27r/nw中心轮a相应转过四角，必角必须等于中心轮a转过丫个(整数)齿所对的中心角，即%=yx27r/za(3.5)式中2ir/Za为中心轮a转过一个齿(周节)所对的中心角。ip=n/nH=%/9h=1+Zb，a(3.6)将例和为代入上式，有2nx丫/%/2兀/=1+Zba(3.7)经整理后y=za+zb/nw=25+50/3=25,所以满足装配要求。4、邻接干涉条件极限在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，相邻两行星轮的中心距应大于两轮
28、齿顶圆半径之和，如图4-1所示。图4-1行星轮系可得1=2awx(180。/%)(da)g=d+2ha=17m,满足邻接条件。3.4 行星齿轮参数计算按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数，”的初算公式为Hl=%T1/AFSFpiFal/0dio-Flim(3.8)式中对于直齿轮传动Km=12.1;71为转矩，N-m；Ti=9549ap/Tip=9549x1.2x110/4000=315.12Nm式中a转矩适应性系数，一般在1.1L3之间选取；Pemax发动机最大功率，取“0(Kw);np一最大功率转速(r/min)；第11页共38页毕业设计说明书(论文)查行星齿轮传动设计手册表得Ka=1,Kf
29、z=2,Kfp=1.45；yFal小齿轮齿形系数，取yj?al=3.15;Zi齿轮副中小齿轮齿数，Zj=Za=13;CFlim试验齿轮弯曲疲劳极限，取CFlim=150Nmm2,所以m=Km3jT1KAKpKFPYFal/0dZaFiim=3.846f取片3.75。（1）分度圆直径出%）=6xz（a）=3.75x25=93.75mmd（g）=mxz（g）=3.75x13=48.75mmd（b）=瓶xz（b）=3.75x50=187.5mm（2）齿顶圆直径da：齿顶高九a：外啮合九al=haXm；内啮合九a2=（传一%*）xmda（a）=%）+2ha=101.25mmda（g）=d（g）+2/i
30、a=52.5mmda（b）=d（b）-2ha=195mm（3）齿根圆直径df：齿根高生=（ha+c*）X巾df（a）=弓+2ha=84.375mmdf（g）=d-2/if=39.375mmdf（b）=%）+2/if=178.125mm(4)齿宽b：匕=0dxd(a)(3.9)式中(pd为齿宽系数取=。3,k)=28mm；恤)=56mm(5)中心距由于本设计中分度圆与节圆重合，中心距为：1、ag为外啮合齿轮副aag=m/2(za+zg)=3.75/2x(25+13)=71.25mm2、bg为内啮合齿轮副Qbgm/2(za+zj=3.75/2x(25+50)=140.625mm整理行星齿轮参数如表
31、4-1所示。表4/行星齿轮参数中心轮a行星轮g内齿圈b模数m3.753.753.75齿数Z251350分度圆直径493.7548.75187.5齿顶圆直径da101.2552.5195齿根圆直径可84.37539.375178.125齿高力7.887.888.34中心距aaag=71.25mmabg=140.625mm3.5 行星齿轮强度计算及校核1、行星齿轮弯曲强度计算及校核(1)选择齿轮材料及精度等级中心轮a选用45钢正火，硬度为162217HBs，选8级精度，要求齿面粗糙度1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛(一般机械结构零件，硬度大，强度、钢性、韧性等性能突出，吸水性小，尺寸稳定，可用作
32、齿轮、凸轮、轴承材料)选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2o(2)转矩7：7=9549ap/Tip=315.12N-m(3)按小轮和大轮的齿根弯曲疲劳强度校核：%=IKTjbmZaxYFaYSa(3.10)aF2XYFgYSg/YFaYSa(3.11)式中1小轮上作用的转矩，315.12N.mm；Yp齿形系数，Ta=3.15,Yj；g=2.7,.b=2.29；抬一应力修正系数，%a=L49,g=1.58,氐474；阡1、吟2小轮和大轮的齿根弯曲疲劳许用应力，MPa；K载荷系数，K=KKpyKpaKp式中心一工况系数，取以=1.50；Kfv动载系数，取Kfv=1.4；Kf。一载荷分配系数，查表精
33、度等级八级的直齿轮Kf。=1.2;Kfr载荷分布系数，取Kfr=1.4。第14页共38页毕业设计说明书（论文）（4）许用弯曲应力【4】查行星齿轮传动设计手册表得（TF】iml=150MPa,OFiim2=210MPa；SFmin轮齿弯曲强度的最小安全系数，失效概率低于1/1000，SFmin=1.40;为一齿根弯曲强度寿命系数，取&1=氐2=1；根据设计手册可知如qw【小】则校核合格。阵1=AlXCFliml/Fmin=150/1.40=107MPa7f2=XCFlim2/SFmin=210/1.40=150MPa（rF1=2KT1/bm2zaxYFaYSa=102.45Mpa=107Mpa与
34、2=%X%a=109.68MpabJ=150MPa所以齿根弯曲疲劳强度校核合格。2、齿轮齿面强度的计算及校核（1）齿面接触应力为aHlHoVAVHpHalHPl(3.12)H2=HOVAVHpHa2HP2(3.13)_rjr7r712TlKU1Ch=ZhZeZ17-XcrHpa/DCLyU(3.14)（2）许用接触应力为4p许用接触应力可按下式计算CHP=CHlim/SHlimZnZwZx（3.15）式中CHlim试验齿轮齿面接触疲劳极限应力，取500MPa；SHmin轮齿弯曲强度的最小安全系数，失效概率低于1/10000,SHmin=1.40;第15页共38页毕业设计说明书(论文)第18页共
35、38页Zn-齿面接触强度的寿命系数，取Zn=1；Zw齿面硬化系数，取Zw=l;Zx尺寸系数，当m5mm时，Zx=lo许用接触应力可计算(Thp=ZnZwZx=X1X1X1=357.14MPasHlim14(3)齿面接触疲劳计算hi=ChoJ(3.16)aH2=-HOJKA-pKHa2KHp2(3.17)式中KHa、KFa齿间载荷分配系数，查行星齿轮传动设计手册表得K皿i=/ai=LLHa2=Kpa2=1-2；Khp行星轮间载荷分配不均匀系数，查行星齿轮传动设计手册表得Khp=1+0.5(Kgp-l),查行星齿轮传动设计手册表得Kgp=1.5,所以Khpi=1+0.5(K：p1)=l+0.5x(
36、1.5-1)=1.25,同理Khp2=L75；Zh节点区域系数，查行星齿轮传动设计手册表得标准圆柱齿轮Zh=2.5；Ze弹性系数，查行星齿轮传动设计手册表得Ze =，45号钢弹性模量取206GPa,泊桑比取0.3,ZE=189.8VMPa；Zg重合度系数，查行星齿轮传动设计手册表得2=柠=J匕詈=0.87；/nim试验齿的接触疲劳极限，查行星齿轮传动设计手册表得45号钢接触疲劳极限取/nim=500MPa；Znt接触强度计算的寿命系数，查行星齿轮传动设计手册表得Znt=L38；ZlZv、Zr润滑油膜影响系数，查行星齿轮传动设计手册表得Zl=0.9、Zv=0.952、Zr=0.82；Zw齿面工作
37、硬化系数，查行星齿轮传动设计手册表得Zw=L2；所以rrr/,丁/cr*ycccccr/3.528X315.12X4.8Yrri-YRE0Ho=ZZZyJFt/d1bxu+1/u=2.5x189.8x0.87二=177.51MPa乙yY35x93.75x3.80Hl=0HoJkaKvKhbKh(xiKhpi=177.51x2.01=356.79MPa咖=M藐赢为；=”751x2.48=440.22MP3ohp=jpj|jm/SfjijjyjxZntZlZvZrZwZx=500/1.3x1.38x0.9x0.95x0.82x1.2x1=446.5MPa所以?H1同时其分布形式一般均布在太阳轮周边
38、；根据受力条件可以知道由于力的相互抵消，对于轴承的径向力总和为0。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力耳，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号F代表切向力耳。本设计中为了分析各齿轮机构所受力的，拟定行星齿轮的运动状态如下：(1)在运动或停止状态，行星齿轮传动各构件的受力状况是平衡的，也就是各齿轮的作用力应与反作用力是相等的。(2)同一齿轮上作用的三个平行力，中间力的方向与两边相反。(3)为了求构件上两个平行力的比值，应研究它们对第三个力的作用点的力矩。对行星齿轮的受力分析中，一般从运动输入点开始分析，通过力的传递方向依次进行转矩及扭矩的分析。由于本设计
39、中间轮即太阳轮为输入点，从太阳轮开始分析，在此首先确定输入件中心轮a在每一套中(即在每个功率分流上)所承受的输入转矩为：=315.12Nm可得7；=xnw=945.36N-m式中心一中心轮所传递的转矩，N-m；(a)(b)图4-3传动简图根据上述条件进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮。的切向力为Fga=20007V吗=2000Ta/nwda=6722.56N而行星轮g上所受的三个切向力为中心轮。作用与行星轮g的切向力为%=-pga=-20007；/%吗=-6722.56N内齿轮作用于行星轮g的切向力为毕业设计说明书(论文)凡g=Eg=-20007/nwda=-6722.56N转臂H作
40、用于行星轮g的切向力为FHg=-2Fag=-40007；/nwd；=-13445.12N转臂”上所的作用力为FgH=-2FHg=-40007；/nwd；=-13445.12N转臂上所的力矩为仆=九wFgHH=-40007/dax=4000x315.12/93.75x46.875=630240Nm在内齿轮b上所受的切向力为.b=-Eg=20007/nwda=6722.56N在内齿轮b上所受的力矩为Tb=nwFgbdb/2000=图省/或=-1890.72Nm式中da一中心轮a的节圆直径，mm；琮一内齿轮b的节圆直径，mm；rH转臂H的回转半径，mm。查行星齿轮传动设计手册表得-7aH=l/4H=
41、l/li*=l/l+P转臂H的转矩为H=x(1+P)=-630.24Nm仿上“b/7H = 1/吊=1/1 一袭=P/l + P第19页共38页毕业设计说明书（论文）内齿轮b所传递的转矩，Tb=-P/l+Pxg=1887.72N.mo3.7 分动器输入轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件选用45号钢极限强度，并经调质处理，查机械设计基础手册得强度极限为=650MPa,许用弯曲应力o_ib=60MPa。2、按扭转强度估算轴径查机械设计基础手册得。d CT= (107-118)3施=31,8 35.4mm5、校核轴第20页共38页式中C一轴的材料并考虑弯曲影响系数，C=106118；取
42、直径d=35mm。3、确定各轴段的直径轴段1（外端）直径最少di=35mm,考虑到轴在整个减速离合器中的安装所必须满足的条件，初定：d2=50mm,d3=60mm,d4=90mm,d5=135mm,d6=100mmo4、确定各轴段的长度齿轮轮廓宽度为20.5mm,为保证达到轴于行星齿轮安装的技术要求及轴在整个减速离合器中所必须满足的安装条件，初定：L=394.5mm,人=123mm,L2=27mm,L3=120mm,L4=50mm,L5=35mm,L6=39.5mmo按设计结果画出轴的结构草图如图4-4所示:图4-4输入轴简图毕业设计说明书(论文)a、受力分析图如图4-5所示:(a)水平面弯矩
43、图(b)垂直面内的弯矩图(c)合成弯矩图（d）转矩图图4-5受力分析图圆周力:理=27Vdi=2x945.36/35=54.02N径向力：Fr=Ftxtana=54.02xtan20=19.45N法向力：Fn=Ft/cosa=19.45/cos20=18.28Nb、作水平面内弯矩图（4-5a）：支点反力为：Fh=Ft/2=27.01N弯矩为：MH1=27.01x77.95/2=1052.71N-mmMh2=27.01X29.05/2=392.32Nmmc、作垂直面内的弯矩图（4-5b）：支点反力为：Fv=Fr/2=9.73N弯矩为：MV1=9.73x77.95/2=379.23NmmMv2=9
44、.73x29.05/2=141.33N-mmd、作合成弯矩图（4-5c）：Mi=+Mvi=052.712+392.322=1123.44Nmm第21页共38页毕业设计说明书(论文)M2=J唏2+=V379.232+141.332=404.71N-mme、作转矩图(4-5d)：T=9549Pi/n=9549x1/2000=4.7745N-m=4774.5N-mmf、求当量弯矩Me1=+(a=71123.442+(0.6x4774,52)=3865.20N-mmMe2=.幌+(a=7404.712+(0.6x4774,52)=3720.40N-mmg、校核强度CTei=Mel/W=3865.20/
45、0.1碌=3865.20/0.1x123=58.5Mpaae2=Me2/W=3720.40/0.1谟=3720.40/0.1xll3=49.5Mpa所以满足GeW。-lb=60Mpa的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。3.8 密封和润滑在机械机构中，运动的部件都需要润滑，同时润滑的方式也有很多种，本次设计中的润滑方式采用飞溅油润滑的方式，就是通过内齿轮和行星齿轮的高速运动把粘在齿顶的又油甩起来，从而遍布整个机箱，带到零件的各个部分完成润滑。在轴承的额安装处采用润滑脂润滑，从而满足轴承运动过程中的润滑。在分动器的侧面装有油尺，可以方便观察油量及加添润滑油。系统中各个零部件之间的密封一般采用密封胶及密封垫的密封，简单低廉。第22页共38页毕业设计说明书（论文）第四章主减速器的设计与计算4.1主减速器计算载荷的确定（1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩e几店!吧包幽生N.m（4.1）71式中：h变速器一档传动比，在此取5.557；曲一主减速器传动比
