混合動力客車傳動系統(tǒng)畢業(yè)設(shè)計

混合動力客車傳動系統(tǒng)設(shè)計摘要客車是市民出行的首選，在各個城市中承擔著人口流動的任務(wù)，應(yīng)用廣泛，數(shù)量眾多。同時城市客車的運行工況特殊，城市中信號燈多，站點之間距離短，運行路線固定，城市客車頻繁的起步，加速，制動，怠速時間長，平均運行速度低。由于汽車設(shè)計時需要滿足最高行駛車速和最大爬坡度等動力性要求，需要裝備大功率發(fā)動機，使得城市客車經(jīng)常處于功率過剩狀態(tài)，造成了嚴重的能源浪費和環(huán)境污染。油電混合動力汽車融合了傳統(tǒng)燃油汽車和純電動汽車的優(yōu)點，具有傳統(tǒng)內(nèi)燃機車動力性好和電動汽車清潔環(huán)保的特點，能夠有效的降低能源消耗，減少污染排放，具有重要的研究意義?；旌蟿恿ζ囈话阌梢粋€發(fā)動機和一個電動機來提供動力。動力合成裝置可以對由從發(fā)動機傳遞過來的能量和由從電動機傳遞過來的能量進行動態(tài)合成，然后輸出到驅(qū)動軸上，從而帶動車輛運行。本設(shè)計的這套動力合成裝置的核心是一套行星齒輪傳動系統(tǒng)，它能實現(xiàn)不同輸入轉(zhuǎn)速和動力的合成，有可靠的能量分流，而且結(jié)構(gòu)緊湊，方便控制，將它與傳統(tǒng)的動力傳動技術(shù)緊密結(jié)合，能夠支持多種工作模式。以行星齒輪機構(gòu)的動力耦合能實現(xiàn)復(fù)雜的工作條件需求，因此將會是今后研究和發(fā)展的重點。關(guān)鍵詞：動力合成裝置；行星齒輪ABSTRACTBusisthefirstchoiceofthepublic,bearingthetaskofthemovementofthepopulation.Citybusiswidelyusedandthenumberislarge.Theusingconditionofcitybusisspecial,therearemanysignallights,shortdistancebetweensites,fixedroutes,frequentlystarting,accelerating,braking,longidletime,lowaveragespeedandsoon.Asthevehicleneedstomeettherequirementofthehighestspeedandmaximumclimbingdegreewhiledesigning,usuallyahigh-powerengineisequipped,makingthecitybusinpowersurplusstate,resultinginaseriousenergywasteandenvironmentpollution.Hybridelectricvehiclecombinesthetraditionalfuelvehiclesandpureelectricvehiclesadvantageseffectivelyreduceenergyconsumptionandreduceemissions.Itismeaningfultostudyonhybridvehicles.thisdesign'sthissetofpowersynthesizer'scoreisasetofplanetarytransmissionsystem,itcanrealizethedifferentinputrotationalspeedandthepowersynthesis,hasthereliableenergydivergence,moreoverthestructureiscompact,facilitatesthecontrol,unifiescloselyitwiththetraditionalpowerdrivetechnology,cansupportmanykindsofworkingpatterns.Canrealizethecomplexworkingconditiondemandbyplanetarygears'dynamiccoupling,willthereforebethepresentstudiesandthedevelopmentkeypoint.Keywords:synthesisofpowerdevices;planetarygear摘要錯誤！未定義書簽。Abstract錯誤！未定義書簽。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章緒論1\o"CurrentDocument"1.1引言1\o"CurrentDocument"1.2動力合成裝置簡介2\o"CurrentDocument"1.3混合動力的發(fā)展趨勢3\o"CurrentDocument"第2章動力合成裝置設(shè)計52.1設(shè)計內(nèi)容和要求52.2選取傳動類型和傳動簡圖5\o"CurrentDocument"2.3配齒計算6\o"CurrentDocument"2.4初步計算齒輪的主要參數(shù)8\o"CurrentDocument"2.5嚙合參數(shù)計算9a-c齒輪副變位系數(shù)分配10b-c齒輪副變位系數(shù)分配11\o"CurrentDocument"2.6幾何參數(shù)計算12\o"CurrentDocument"2.7裝配條件的驗算15\o"CurrentDocument"第3章傳動效率計算16第4章齒輪強度校核18\o"CurrentDocument"第5章結(jié)論29\o"CurrentDocument"參考文獻30\o"CurrentDocument"致謝31附錄37第1章緒論1.1引言能源和環(huán)境的雙重壓力使得混合動力汽車(HEV)[1][2迎來了發(fā)展的高潮。目前由于電池技術(shù)尚未突破，純電池驅(qū)動具有車速低及續(xù)駛里程短等缺點，而內(nèi)燃機存在效率不高，大部分能量損失在內(nèi)燃機的發(fā)熱中，以及排放有害氣體等不足。在蓄電池及其他能源裝置尚不能完全取代傳統(tǒng)的內(nèi)燃機時，HEV成為了最佳的選擇?；旌蟿恿ζ囀侵赣蓛煞N或兩種以上的儲能器、能量或轉(zhuǎn)換器作為驅(qū)動能源，其中至少有一種能提供電能的車輛。混合動力總成按動力傳輸路線分類，可分為串聯(lián)式、并聯(lián)式和混聯(lián)式等三種?；旌蟿恿ζ囎鳛槟壳捌囶I(lǐng)域能緩解能源緊張壓力和減少污染的最可行的手段，已經(jīng)成為當今世界汽車領(lǐng)域研究的熱點。混合動力汽車在由傳統(tǒng)燃料汽車向燃料電池汽車的轉(zhuǎn)變過程中扮演著承上啟下的角色。混合動力汽車的關(guān)鍵是混合動力系統(tǒng)，它的性能直接關(guān)系到混合動力汽車整車性能。經(jīng)過十多年的發(fā)展，混合動力系統(tǒng)總成已從從原來發(fā)動機與電機離散結(jié)構(gòu)向發(fā)動機電機和變速箱一體化結(jié)構(gòu)發(fā)展，即集成化混合動力總成系統(tǒng)。動力合成裝置作為混合動力汽車的重要部分，它是用在混合動力汽車上面用來實現(xiàn)能量的整和與分配的機械裝置，通過這套裝置混合對電動車輛將由從發(fā)動機傳遞過來的能量和由從電動機傳遞過來的能量進行動態(tài)合成，然后輸出到傳動軸，帶動車輛運行。它的性能直接影響到了車輛運行的狀況和整車性能。動力合成與切換裝置的主要元件為行星齒輪機構(gòu)?；旌蟿恿ζ囉兄辽賰蓚€動力源，一般混合動力電動汽車有一個發(fā)動機和一個電動機來提供動力，該裝置主要是為了實現(xiàn)在兩個動力源同時工作時，動力耦合與分配的問題。混合動力是目前汽車界發(fā)展的趨勢，國外的混合動力已經(jīng)產(chǎn)業(yè)化了。但是目前國內(nèi)混合動力仍存在一些問題，其中主要的問題是動力耦合困難，其表現(xiàn)有:串聯(lián)式混合動力發(fā)動機只能靜態(tài)時充電，而在行駛的過程中充電不穩(wěn)定。并聯(lián)式和混聯(lián)式還沒有采用行星齒輪，而齒輪式離合器在車速到達一定值時存在嚴重的打齒現(xiàn)象。存在這些問題主要還是國內(nèi)的控制水平落后于國外。對于串聯(lián)式來說，如何解決在動態(tài)時發(fā)動機充電的穩(wěn)定，是串聯(lián)式動力耦合存在的問題。目前對于并聯(lián)式和混聯(lián)式的動力耦合來說主要采用行星齒輪式和離合器式兩種。目前，日本豐田Prius混合動力汽車THSII系統(tǒng)是公認的最為成熟的動力系統(tǒng)之一，其核心元件就是一個行星齒輪機構(gòu)動力合成裝置。它采用行星齒輪變速結(jié)構(gòu)，變速器內(nèi)置動力分離裝置，行星齒輪機構(gòu)巧妙地將減速器、發(fā)電機和電動機等動力部件耦合在一起，同時行星齒輪又起到無級變速器的功能，結(jié)構(gòu)十分緊湊，形成一個集成化混合動力總成系統(tǒng)。但到目前為止，國內(nèi)采用的行星齒輪動力耦合裝置還不能達到較好的動力藕合的目的。而對于離合器式來說，目前采用的是齒輪式離合器，但當齒輪式離合器車速達到40—50km/h以上時，齒輪結(jié)合就會打齒。但是，以行星齒輪機構(gòu)的動力耦合能實現(xiàn)復(fù)雜的工作條件需求，因此將會是今后研究和發(fā)展的重點。1.2動力合成裝置簡介混合動力汽車控制所期望達到的目標：最大燃油經(jīng)濟性，最小排放，較好的加速性能、爬坡性能和較低的噪聲及較大的續(xù)駛里程。控制系統(tǒng)應(yīng)該包括：動力分配系統(tǒng)、發(fā)動機運轉(zhuǎn)控制、傳動控制系統(tǒng)、電池管理控制及車輛駕駛控制等。系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理圖如圖1—1所示。在結(jié)構(gòu)上，它允許有兩個輸入，如圖中所示，一個為電動機輸入，一個為發(fā)動機輸入，有一個輸出，這樣的結(jié)構(gòu)要能滿足混合動力汽車在只有一個動力源和兩個動力源同時輸入的情況下的輸入。圖1-1結(jié)構(gòu)基本原理圖本設(shè)計的動力合成裝置的核心是一套行星齒輪系統(tǒng)[3][4]它除了能夠進行動力合成與切換外，還能實現(xiàn)小范圍變速的可能，同時，由于考慮到在汽車上的使用條件，所有齒輪均采用斜齒齒輪，以增加齒輪系統(tǒng)傳動的平穩(wěn)性，降低其在傳動中產(chǎn)生的噪聲。由于使用的的要求，有的部分材料采用加強硬度的工藝，此外，用于混合動力汽車動力合成裝置的行星齒輪機構(gòu)還應(yīng)具有以下的特點：（1）能實現(xiàn)不同輸入轉(zhuǎn)速和動力的合成；（2）有可靠的能量分流，能量流方向的變更；（3）結(jié)構(gòu)緊湊，方便控制，而且有效，可靠；（4）與傳統(tǒng)的動力傳動技術(shù)緊密結(jié)合；（5）支持多種工作模式。對動力合成與切換裝置的設(shè)計，主要是基于其行星齒輪機構(gòu)的設(shè)計。國外將行星齒輪機構(gòu)用作動力合成與切換裝置比較成熟的有豐田的Prius，在我國，對混合電動汽車動力合成與切換裝置的研究起步比較晚，但是發(fā)展迅速。1.3混合動力的發(fā)展趨勢混合動力是發(fā)展的趨勢，國外的混合動力已經(jīng)產(chǎn)業(yè)化了，而目前國內(nèi)混合動力仍存在一些問題，其中主要的問題是動力耦合困難，其表現(xiàn)有:串聯(lián)式混合動力發(fā)動機只能在靜態(tài)時充電，在行駛的過程中充電不穩(wěn)定。并聯(lián)式和混聯(lián)式還沒有采用行星齒輪機構(gòu)，而齒輪式離合器在車速到達一定值時存在嚴重的打齒現(xiàn)象。存在這些問題主要還是國內(nèi)的控制水平落后于國外。對于串聯(lián)式來說，如何解決在動態(tài)時發(fā)動機充電的穩(wěn)定，是串聯(lián)式動力耦合存在的問題。目前對于并聯(lián)式和混聯(lián)式的動力耦合來說主要采用行星齒輪和離合器式兩種。日本豐田Prius的行星齒輪是成熟的動力耦合部件，而對于離合器式來說，目前采用的是齒輪式離合器，但齒輪離合器式在車速40—50km/h以上齒輪結(jié)合時就會打齒。采用行星齒輪機構(gòu)，盡管在結(jié)構(gòu)上要顯得復(fù)雜，但是有利于實現(xiàn)其傳動速比要求，同時能滿足的不同工作狀態(tài)下的使用要求。因此，采用行星齒輪機構(gòu)的動力耦合裝置將會是今后發(fā)展的主要方向。隨著豐田Prius混合動力汽車的推出，采用行星差速機構(gòu)的混合動力系統(tǒng)逐漸流行，這種型式通過行星機構(gòu)可以實現(xiàn)多個部件轉(zhuǎn)速的復(fù)合，而各個部件間的轉(zhuǎn)矩保持一定的比例關(guān)系，這種功率復(fù)合形式被稱為速度復(fù)合，這種行星機構(gòu)有兩個自由度，但通過不同離合器和制動器的作用，可以實現(xiàn)單自由度，固定傳動比的傳動，目前對于這種混合動力系統(tǒng)的研究很多，也出現(xiàn)了許多種結(jié)構(gòu)。日本豐田新一代Prius混合動力汽車的THS1（（ToyotaHybridSystemII）系統(tǒng)［5］是目前公認的最為成熟的動力系統(tǒng)之一，其核心元件就是一個行星齒輪機構(gòu)動力耦合裝置，如圖1—2所示，在此裝置中，發(fā)動機與行星架相聯(lián)，通過行星齒輪將動力傳給外圈的齒圈和內(nèi)圈的太陽輪，齒圈軸與電動機和傳動軸相聯(lián)，太陽輪軸與發(fā)電機相聯(lián)，動力分配裝置將發(fā)動機一部分轉(zhuǎn)矩（大約為70%）直接傳遞到驅(qū)動軸上，將另一部分轉(zhuǎn)矩傳送到發(fā)電機上，發(fā)電機發(fā)出的電將根據(jù)指令或用于給電池組充電，或用于驅(qū)動電動機以增加驅(qū)動力。它采用的是一種串并聯(lián)混合的混合動力系統(tǒng)，即混聯(lián)式動力驅(qū)動系統(tǒng)，用該行星齒輪機構(gòu)動力分離裝置⑹將動力分為兩條路徑：一條路徑是從發(fā)動機直接發(fā)出動力到車輪；另一條路徑（電路）是通過電機轉(zhuǎn)化電能驅(qū)動汽車或給電

池充電。當汽車正常行駛時切斷發(fā)動機線路，使用電機驅(qū)動，從而避免了能量在傳輸過程中由于離合器和變速器而引起的損失。因此，對這方面的研究探討意義深遠?；诖?，本設(shè)計將參考豐田Prius的相關(guān)數(shù)據(jù)，設(shè)計一適合于混合動力汽車用的行星齒輪機構(gòu)動力合成裝置。第2章動力合成裝置設(shè)計2.1設(shè)計內(nèi)容和要求試為某混合動力汽車動力合成裝置設(shè)計所需的行星齒輪機變速機構(gòu)口］,其基本參數(shù)如表2-1所示?，F(xiàn)已知該行星傳動的最大輸入功率P1=96kw,最大輸入轉(zhuǎn)速ni5000r/min,傳動比ip=3.55，允許的傳動比偏差△ip=0.01，要求使用壽命5年，且要求該行星齒輪傳動平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動效率高。表2-1某款混合動力汽車基本參數(shù)項目參數(shù)總質(zhì)量（kg）4375發(fā)動機排量（L）4.214發(fā)動機最大功率（kw/rpm）96/5000發(fā)動機最大扭矩（N.m/rpm）420/4000電動機最大功率（kw/rpm）50/1200?1540電動機最大扭矩（N.m/rpm）400/0~1200變速器最大傳動比‘一3.552.2選取傳動類型和傳動簡圖根據(jù)上述設(shè)計要求：傳動平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動效率高，查常用行星齒輪傳動的類型及其主要特點可知，2Z-X（A）型差動行星齒輪能滿足設(shè)計要求。該傳動類型效率高，體積小，質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。適用于任何工況下大小功率的傳動，且廣泛地應(yīng)用于動力及輔助傳動中，工作制度不限，可作為增速、減速和差速裝置?？紤]到應(yīng)用于汽車上要求壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等要求，故選用漸開線斜齒圓柱齒輪傳動較為合

理，其傳動簡圖如圖2-1所示。a—太陽輪（中心輪）b—齒圈（內(nèi)齒輪）c一行星輪x一行星架（懸臂）圖2-12Z-X（A圖差動行星齒輪2.3配齒計算2Z-X（A四行星傳動虬和其配齒公式如下i=ib=1—理，其傳動簡圖如圖2-1所示。a—太陽輪（中心輪）b—齒圈（內(nèi)齒輪）c一行星輪x一行星架（懸臂）圖2-12Z-X（A圖差動行星齒輪2.3配齒計算2Z-X（A四行星傳動虬和其配齒公式如下i=ib=1—ib=1+—b=1+paxax—a(2-1)(2-2)(2-3)角度變時，z='^^+Az(2-5)c2c當七一z為偶數(shù)時，取Az=—1當z^-z為奇數(shù)時，取Az=—0.5注：p為行星排特性參數(shù)，即齒圈與太陽輪齒數(shù)之比?，F(xiàn)考慮到該行星輪傳動的外廓尺寸較小，承載能力較高等要求，選擇太陽輪a的齒數(shù)z,=22和行星輪數(shù)目n廣3。按公式(3-3)可得齒圈b的齒數(shù)zb為lb=(i-1)-z=(3.55-1)x22=56.1=56按公式(3-5)可得行星輪c的齒數(shù)七為zb—z^-1=56-22-1=1622再按公式(3-1)驗算實際的傳動比ibaxib=1+—b=1+亞■=3.54axz22其傳動比誤差A(yù)i為Ai=I3.55―3,54|=0.003VAp=Ai=故滿足傳動比誤差的要求，即得該行星傳動的實際的傳動比ib=3.54。ax最后，確定該行星傳動各輪的齒數(shù)為z=22，zb=56,z=16。另外也可根據(jù)傳動i=3.55查機械設(shè)計手冊［8直接得到上述各輪齒數(shù)。

2.4初步計算齒輪的主要參數(shù)行星齒輪傳動中太陽輪同時與幾個行星輪嚙合，載荷循環(huán)次數(shù)最多，因此，在一般情況下，應(yīng)選用承載能力較好的合金鋼，并采用表面淬火、滲碳、滲氮等熱處理方法，增加其表面硬度。在NGW傳動中，行星輪c同時與太陽輪a和齒圈b嚙合，齒輪受雙向彎曲載荷，所以常選用與太陽輪相同的材料和熱處理。齒圈強度一般裕量較大，可采用稍差一些的材料。齒面硬度也可低些，通常只調(diào)質(zhì)處理，也可表面淬火和滲碳。齒輪材料和熱處理的選擇：太陽輪a和行星輪c均采用20CrMnTi，滲碳淬火齒面硬度58?62HRC，接觸疲勞極限。h臨=1450Njmma，彎曲疲勞極限b刊=380Nmm2，太陽輪a和行星輪c的加工精度為6級;齒圈b采用40Cr，調(diào)質(zhì)硬度250~290HBS，b=750Nmm2，b=280Njmm2，加工精度為7級。對于閉式硬齒面齒輪傳動（HBSN350），其抗點蝕能力較高，所以一般先按彎曲疲勞強度進行計算，再校核其接觸疲勞強度。按齒根彎曲強度初算齒輪法向模數(shù)m的公式為n(2-6)=KTKK￡Mm30Z2b(2-6)57=9549x3貝頃=36.29N.m；取算式系數(shù)K=11.5，綜現(xiàn)已知小齒輪（行星輪）的齒數(shù)氣=16，彎曲疲勞極限bf].=380Njmm2，小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T=9549—^―1n-n合系數(shù)七￡=2.0,彎曲強度的行星輪間載荷不均勻系數(shù)Kp=1.15,齒形系數(shù)Yf57=9549x3貝頃=36.29N.m；取算式系數(shù)K=11.5，綜mi【外曰［11.土入,、/+1-^-|_w+-aar136.29x1.5x2.0x1.15x2.67_則得小齒輪法向模數(shù)m=11.5x3=1.95n\0.6x162x380圓整后取小齒輪標準法向模數(shù)m=2mmn初選螺旋角0=18。，則a-c嚙合齒輪副的中心距a=孔(z+z)=2x(22+16)=39.54mm2cos0ac2cos18。圓整后取a=40mm則實際螺旋角0=arccosm(z+z)=18。11'24"2aac由于實際螺旋角與前設(shè)螺旋角0=18。很接近，故上面確定的參數(shù)可以使用，否則應(yīng)重設(shè)?；蛘{(diào)整齒數(shù)后再進行確定。2.5嚙合參數(shù)計算在兩個嚙合齒輪副a-c和b-c中，其非變位標準中心距分別為a=%(z+z)=2x(22+⑹=39.54mmac2cos0ac2cos18。圓整后取a=40mmaca=^(z-z)=2x(56一16).42mmbc2cos0bc2cos18。由此可見，兩齒輪副的非變位標準中心距不相等，且有1阮＞。"，因此該行星輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了是該行星傳動既能滿足給定傳動比的要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，既應(yīng)使各齒輪副的實際嚙合中心距a'相等，則必須對該2Z-X(A)型差動行星傳動進行變位。根據(jù)兩標準中心距之間的關(guān)系a^a^，現(xiàn)取其實際中心a，=氣=42mm作為各齒輪副的公用中心距。'"'現(xiàn)已知z+z=38，七-z=40，m=2mm，a，=42mm；取標準法向壓tan以力角a=20。，則端面壓力角以=arctan()=20。56'24"，對各齒輪副的嚙合參數(shù)計算結(jié)果如表2-2所示。表2-22Z-X(A)型差動行星傳動嚙合參數(shù)計算項目計算公式a-c齒輪副b-c齒輪副法向中心距變動系數(shù)Jna—ay=nmny疽1ybc=0端面嚙合角a'taa=arccos(—cosa)a、=27。11'24''a'=20。56'24'tbc法向變位系數(shù)和xvn工x=z2-一1(inva'一inva)nz2tanatactnXnZac=L44XnZac=0法向齒頂高變動系數(shù)Zn△疽XnZ一七Ay=0.144Aynbc=0注：1.表中下角標2、1分別代表齒輪副中大、小齒輪。2.有“土”或“不”處，上面符號用于外嚙合，下面符號用于內(nèi)嚙合。2.5.1a-c齒輪副變位系數(shù)分配在a-c齒輪副中，z=16>z=17=14.6，z+z—38>2z—34，cminC0S3gacmin中心距a”=40<a'=42。據(jù)此可知，該齒輪副變位的目的是為了湊合中心距和改善嚙合性能，其變位方式采用角度變位的正傳動，即七^ac=1.144>0?？砂聪率接嬎阈↓X輪的法向變位系數(shù)七1的值，即(2-7)z—zz2Z1(x—Ay)+Ax(2-7)nEz+Zn￡n若該小齒輪為輸入齒輪時，Ax=0.08~0.12；若小齒輪為輸出齒輪時，Ax=0-—0.04。然后按下式可求得大齒輪的法向變位系數(shù)xn2的值，即x=x￡x（2-8）式中，“+”適用于內(nèi)嚙合，“一”適用于外嚙合。現(xiàn)已矢口z—16，z—22，x=1.144，Ay=0.144，取Ax=0.1。按公式（2-7）可求得行星輪c的法向變位系數(shù)xnc為x—0.5x—c(x—Ay)+AxncnEacz+znEacnac—0.51.144—22—16(1.144—0.144)+0.1

_22+16_—0.593按公式(2-8)可得太陽輪a的法向變位系數(shù)、為x=xE-x—1.144—0.593—0.5512.5.2b-c齒輪副變位系數(shù)分配在b-c齒輪副中，z>z.，z—z—40>2z.—29.2，在b-c齒輪副中，z>z.，由此可知，該齒輪副變位的目的是為了改善齒輪副的嚙合性能和修復(fù)嚙合齒輪副，故其變位方式采用高度變位，即七sbc==0，則可得齒圈b的法向變位系數(shù)xb為xb=x=0.5512.6幾何參數(shù)計算對于該2Z-X(A)型差動行星傳動可查手冊的計算公式進行其幾何尺寸的計算。各齒輪副的幾何尺寸的計算結(jié)果如表2-3所示。表2-32Z-X(A)型差動行星傳動幾何尺寸計算項目變位系數(shù)x分度圓直徑項目變位系數(shù)x分度圓直徑d基圓直徑db節(jié)圓直徑d'_LE.齒頂外嚙合圓d=dcosad=dcosad'=2a'1—z2—'1

zd'=2a'2—z2z1d=d+2m(h*+x-Ay)a11nann1nd=d+2m(h*+x-Ay)a22nann2nxn1七2=xnExn1d=mn'^11cosP,m-zd2=

a-c齒輪副x=0.593n1x2=0.551d1=33.652d2=44.165d=31.436db2=41.247d;=35.371d2=48.636d=39.457d2=49.792

b-c齒輪副x=0.593n1xn2=0.593d1=33.652d2=117.764d=31.436d22=109.982d1=33.6d2=117.6直d徑a1dda2a內(nèi)嚙合da2=d+2a'+2c*m(插齒)=d+2m(h*+x)-Ae1nann1=d-2m(h*-x)d1=39.936d2=116.138齒根圓直徑外嚙合n1n2z2d=d—2m(h*+c*—x)d=30.933f11nannn1f1d=d一2m(h*+c*一x)d=41.364f22nannn2f2fi=x,Ae=15.2吃氣)=d—2m(h*+c*-x)1nannn1d/1=30.933內(nèi)嚙合用插齒刀加工:端面重合度￡ad=d+2a'1—…，=^—[z(tana-tana，)土df2=89.587注：1.表內(nèi)公式中輪之間的中心距。z(tana-tana')]=1.3398￡=1.4016aba次為齒頂壓力角;da0為插齒刀的齒頂圓直徑；a02為插齒刀與被加工齒2.表中的徑向間徑成=2光門其中A*an關(guān)于用插齒刀加工內(nèi)齒輪（即齒圈b），其齒根圓直徑*的計算=25，齒頂高系數(shù)h*0=1.25，變已知法向模數(shù)m=2mm，插齒刀齒數(shù)zn0位系數(shù)X0=0（中等磨損程度）。試求被插制內(nèi)齒輪的齒根圓直徑df2齒根圓直徑df2按下式計算，即d=d+2a,（2-9）式中d°—插齒刀的齒頂圓直徑；a02—插齒刀與被加工內(nèi)齒輪的中心距。貝Ijd=^A+2m(h*+x)=—2^5—+2x2(1.25+0)=57.573mm0cospna00cos18°11'24"現(xiàn)對內(nèi)嚙合齒輪副b-c計算如下。已矢口x2=0.593,七=56，則有inva，=2(七2_%)削七+inva02七-z0t2(0.593-0)tan20。=+inv20。56'24”56-25=0.031057查漸開線函數(shù)表［8得a'=25。16'。02y=七—z0(C0S以t-1)=0.506

n022cosa，02加工中心距a02為a'=m(氣—Z0+y)=2x(56-25+0.506)=32.041mm02n2n022按公式(2-9)計算內(nèi)齒輪b齒根圓直徑為df2=d0+2a02=57.573+32.014=89.587mm。2.7裝配條件的驗算對于所設(shè)計的上述行星齒輪傳動應(yīng)滿足如下的裝配條件。(1)鄰接條件ac兀

艮口d<2a'sin一(1)鄰接條件acp已知d=已知d=39.457a'=42n=3。代入上式，則得",小180。39.457mm<2X42sin-y-=72.756mm即滿足鄰接條件。(2)同心條件tac=Zb-Z^(2)同心條件taccosa'

tbc已知各齒輪副的端面嚙合角at=27-11'24"和a；b=20。56'24"，且知z=22、z^=56和z=16。代入上式，則得22+1656-16cos27。11'22+1656-16cos27。11'24"cos20。56'24"=42.831現(xiàn)已知z=22、現(xiàn)已知z=22、zb=56和n=3。代入上式，則有22+56=26(整數(shù))(3)安裝條件(整數(shù))所以，滿足其安裝條件。第3章傳動效率計算本設(shè)計的2Z-X（A）型差動行星齒輪為一個基本構(gòu)件輸入，另兩個基本構(gòu)件輸出，即行星架X輸入，太陽輪a與齒圈b輸出?，F(xiàn)已知行星架的轉(zhuǎn)速n=5000r/min，太陽輪的轉(zhuǎn)速n=10000r/min，各齒輪齒數(shù)為z=22、七=56和七=16，試求該差動行星齒輪傳動的效率值[7][9。首先求其行星排特性參數(shù)p=七=56=2.55z22齒圈的轉(zhuǎn)速為n=（1+P"=（1+2.55）5000T0000=3039r/min，可知bp2.55n.＞七＞nb，則可按下式計算其傳動效率值，即nx(ab)n—n(1+p)n—nx(ab)n—n(1+p)n—n甲xxxba(pxban—n(1+p)nxpxba（3-1）（3-2（3-2）（3-3）上式中，損失系數(shù)甲x=px=px+pxbaabmamb式中，P：a一轉(zhuǎn)化機構(gòu)中太陽輪a與行星輪c之間的嚙合損失系數(shù)px一轉(zhuǎn)化機構(gòu)中齒圈與行星輪c之間的嚙合損失系數(shù)mb按公式求嚙合損失系數(shù)，即p二=2.3九(上土-1)12現(xiàn)取其嚙合摩擦因數(shù)f=0.1。m

故中Xma2.3x0.1(上+—)故中Xma2.3x0.1(上+—)=0.024842216PXmb11,2.3x0.1(-—)=0.010261656可得甲X

ba=甲》+甲扁=0.02484+0.01026=0.0351則其傳動效率值為門=1—x(ab)10000-5000(1+2.55)50000.0351=1-0.0099=0.99考慮到滾動軸承的摩擦損失，則得其傳動效率值為門=門—0.02n=0.99—0.02x0.99w0.97x(ab)x(ab)第4章齒輪強度校核在對各基本構(gòu)件進行了結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，就應(yīng)該對該行星齒輪傳動中的各個齒輪進行強度驗算⑻[1,3在驗算行星齒輪傳動的強度時，其基本的原始參數(shù)為：齒輪的材料及其力學性能和熱處理，齒數(shù)比R=Z/Z，幾何參數(shù)b、d、211m、x和尤等。行星齒輪傳動的承載能力一般是根據(jù)其齒面接觸強度和齒根彎曲強度條件來決定的。硬齒面(HBSN350)的鋼制齒輪的承載能力主要取決于齒根彎曲強度，故應(yīng)按齒根彎曲強度餓初算公式計算齒輪的模數(shù)m，然后按齒面接觸強度條件公式對其強度進行驗算。對斜齒輪來說，模數(shù)m應(yīng)為其法向模數(shù)mn。由于該2Z-X(A)型差動行星齒輪傳動具有短期工作的特點，且具有結(jié)構(gòu)緊湊、外廓尺寸較小和傳動平穩(wěn)的特點。針對其工作特點，只需按其彎曲應(yīng)力的強度條件公式進行校核計算，即b<Q(5-1)首先按齒根應(yīng)力計算公式計算齒輪的齒根應(yīng)力，即bF=。F0KaKvKfp匕七(5-2)式中kA—使用系數(shù)；kv一動載荷系數(shù)；K.一計算彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)；Fpk一計算彎曲強度的齒間載荷分配系數(shù)；FaK切一計算彎曲強度的行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)；b0—齒根應(yīng)力的基本值，N/mm2，對大小齒輪應(yīng)分別確定。其中，齒根應(yīng)力的基本值可按以下公式計算，即Fb=-^YYYY（5-3）F0bmFaSa&Pn式中YFa一載荷作用于齒頂時的齒形系數(shù)；YSa一載荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)；Y一計算彎曲強度的重合度系數(shù)；Yp一計算彎曲強度的螺旋角系數(shù)；b一工作齒寬，mm；若大小齒輪不同時，寬輪的計算工作齒寬不應(yīng)大于窄輪齒寬加上一個模數(shù)。許用齒根應(yīng)力b切可按下式計算，對大小齒輪的b切要分別確定。b=°Flim,^S^NTYYY（5-4）FpS5relT5ReITx式中bf].—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2;七一試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，取七廣2.0；Ynt一計算彎曲強度的壽命系數(shù)；Y^^—相對齒根圓角敏感系數(shù)；Yr^—相對齒根表面狀況系數(shù)；

SFiim一計算彎曲強度的最小安全系數(shù)。Y一尺寸系數(shù)現(xiàn)將該2Z-X(A)型差動行星齒輪傳動按照兩個齒輪副a-c和b-c分別驗算如下。(1)a-c齒輪副(1)名義切向力Ft太陽輪a的切向力F=F^可按下式計算，即(5-5)F=2000〈=2000T心d'nd'apa(5-5)現(xiàn)已知T=108.86N.m,n=3和d'=48.636，則可得2000Ta=2000x10&86=1492Nnd'3x48.636(2)有關(guān)系數(shù)a.使用系數(shù)KAa.使用系數(shù)KA使用系數(shù)按中等載荷沖擊查表得K=1.5。Ab.動載荷系數(shù)KV先按齒輪計算輪太陽輪a相對于行星架X的速度，即v.=叩Lx)19100(5-6)其中，n=10000r/min=1047.2m/s,n=5000r/min=523.6m/s所以u-叩七—氣)_48.636(1047.2-523.6)_]33皿八VX-"19100".mS19100已知太陽輪a和行星輪c的精度等級為6級，即精度系數(shù)C=6；再按公式計算動載荷系數(shù)孔，即（5-7）式中B-0.25(C—5)0.667-0.25A-50+56(1-B)-50+56(1-0.25)-92A-B92-0.25則得K-,-，-L01VLA+J200vx」L92+?200x1.33」即太陽輪a和行星輪c的動載荷系數(shù)KA-1.01C.齒向載荷分布系數(shù)J理齒向載荷分布系數(shù)端可按下式計算，即K=1+(0—1川(5-8)鄧bF式中rf一齒輪相對行星架X的圓周速度"及大齒輪齒面硬度對于K鄧的影響系數(shù)。0b一齒寬和行星輪數(shù)n對K用的影響系數(shù)由圖取rf=0.85，0b=1.1，則可得K=1+(0—1)r=1+(1.1—1)x0.85=1.085鄧bF齒間載荷分配系數(shù)KF偵由表查的齒間載荷分配系數(shù)K=1.1Fa行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KFp行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)K切可按下式計算，即Kp=1+1.5(Kp—1)(5-9)現(xiàn)已取Kp=1.1，則可得K=1+1.5(1.1—1)=1.15Fp齒形系數(shù)丫Fa由圖可查得七］=2.58,七2=2.33應(yīng)力修正系數(shù)YSa由圖查得Ys1=1.63,Ys2=1.73重合度系數(shù)Y8重合度系數(shù)Y可按下式計算，即8Y=0.25+0.75(5-10)an當量齒輪的端面重合度Y=0.25+0.75(5-10)an當量齒輪的端面重合度8=一\ancos2pb基圓螺旋角Pb=arccos!'1-(sinPcosa)2=arccos[1-(sin18」1'24"cos20。)2=23。56'24"81.3398貝U8=a==1.6045ancos2P23。56'24"b0.75故7=0.25+16045=0.72螺旋角系數(shù)%由表查得%=0.853）計算齒根彎曲應(yīng)力bF按公式（5-2）計算齒根彎曲應(yīng)力bf，即b=-F^Yy螺旋角系數(shù)%由表查得%=0.853）計算齒根彎曲應(yīng)力bF按公式（5-2）計算齒根彎曲應(yīng)力bf，即b=-F^YyyykkkkkF1bmFa1SalsPAV鄧FaFpn149224x2x2.58x1.63x0.72x0.85x1.5x1.01x1.085x1.1x1.15=166N/mm2b=-F^YYYYKKKKKF2bmFa2Sa2sPAVFPFaFpn149224x2x2.33x1.73x0.72x0.85x1.5x1.01x1.085x1.1x1.154）計算許用齒根應(yīng)力bFp按公式（5-4）計算許用齒根應(yīng)力bFp，即b—bFlim,YYYYYFpSSTNTbrelT5ReITx已知齒根彎曲疲勞極限b—380N/mm2，由表查得最小安全系數(shù)FlimSi—1.6。式中各系數(shù)Y、Y、Y、Y和Y取值如下。STNT5relT5ReITx應(yīng)力系數(shù)Yst，按所給定的bFiim區(qū)域圖取bFiim時，取Yst=2壽命系數(shù)Ynt可按下式計算，即Ynt—(3N06)0.02式中應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL—60(n-n)n—60x(10000-5000):3x300x16—1.06x109則得Y—(3x106)0.02—0.89NT1.06x109取齒根圓角敏感系數(shù)=1，相對齒根表面狀況系數(shù)YReeT—0.98尺寸系數(shù)Y—1.05—0.01m—1.05—0.01x2—1.03將以上各系數(shù)代入(5-4)可得許用齒根應(yīng)力為b—b^mrYYYYYFpSSTNT5relT5RelTxeFpeFlim,SFlim2801.6x2x0.92x1x0.98x1.03x0.98x1.01eFpeFlim,SFlim2801.6x2x0.92x1x0.98x1.03x0.98x1.01即有b廣e切。所以，a-c齒輪副滿足齒根彎曲條件。（2）b-c齒輪副在內(nèi)嚙合齒輪副b-c中只需要校核內(nèi)齒輪b的齒根彎曲強度，即仍需按公式（5-2）計算其