SX4180型載貨汽車輪邊減速器設計論文說明書

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1、 摘要 隨著現代車輛載質量的不斷提高，重型車輛的傳動比在不斷增大。為了適應這一要求，帶有輪邊減速器的雙級主減速器得到了廣泛應用。本文設計的輪邊減速器為行星齒輪式輪邊減速器。由于其載重量大，對結構強度要求較高，選用2K-H型行星齒輪傳動機構。根據車輛的總體設計要求，確定輪邊減速器的傳動比，參考同類型產品，確定各個齒輪的齒數，選擇合適的材料及加工精度。對各種約束條件進行驗證，然后對各個零件進行強度校核。結合輪邊減速器的設計參數對該齒輪副進行效率檢驗。 本文利用三維實體建模技術對輪邊減速器進行了虛擬制造和虛擬裝配，并進行了運動仿真。通過實體建模和裝配，對零件設計進行干涉檢查。運用仿真技術，對輪

2、邊減速器的運動干涉和運動正確性進行檢查。 關鍵詞：輪邊減速器；強度校核；實體建模。 I Abstract In this article, the designing of the wheel-side planetary reducer of SX4180 is introduced. According to the large loads, the 2K-H planetary reducer is chose. First, in accordance with the experience, the number of gears teeth is designed. S

3、econd, the material and the precision were chose. Then, according to the contact fatigue strength, the modulus of the gear pears can be got. After that, the bending fatigue strength should be checked. After designing the parameters, the size of modules can be got and the efficiency can be checked.

4、As the last link of the system, the wheel side planetary do hard work. In this article, an efficient work will be done with the computer technology.. Key Words: Wheel-side planetary reducer; strength check; Solid modeling. 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 目 錄 I 引 言 1 1 緒論 2 1.1 輪邊減速器研究背景 2 1.2

5、輪邊減速器研究意義 3 1.3 輪邊減速器文獻綜述 4 1.4 研究方向 9 2 輪邊減速器設計 10 2.1 車型數據 10 2.2 輪邊減速器設計計算 11 2.2.1 輪邊減速器的傳動方案 11 2.2.2 傳動比設計 14 2.2.3 齒輪材料的選擇 14 2.2.4 齒輪模數的設計 15 2.2.5 齒輪幾何參數的確定及校驗 17 2.2.6 輪邊減速器的結構設計 20 2.2.7 齒輪傳動效率 26 2.2.8 齒輪強度校核驗算 27 2.2.8 行星軸的設計 33 2.2.9 花鍵的選用及校核 34 2.2.10 潤滑方式的選擇 37 3 輪邊減

6、速器實體建模及運動分析 39 3.1 實體建模技術的發展和選用 39 3.2 輪邊減速器的實體建模與裝配 41 3.2.1 輪邊減速器實體建模 41 3.2.2 輪邊減速器裝配圖 43 3.2.3 輪邊減速器運動分析 45 結 論 50 致 謝 51 參考文獻 52 引 言 在重型載貨貨車、礦用汽車、越野車或大型客車上，一般要求有較大的主傳動比和比較大的離地間隙，滿足載貨汽車對重載和通過性的要求。輪邊減速器的出現，較好的解決了這一問題。 本文設計的輪邊減速器采用行星齒輪傳動結構，與普通定軸齒輪傳動相比，有很多優點，如體積小、重量輕，變速比大等。輪邊減

7、速器，其主要是由太陽輪、行星輪、內齒圈和行星輪架組成，其主動件太陽輪與半軸相連，被動件行星輪架與車輪相連，齒圈與橋殼相接。從發動機經變速器把動力傳遞到后橋的主減速器，再從主減速器的輸出端傳遞到輪邊減速器及車輪，以驅動車輛前進或后退。在這一過程中，輪邊減速器的工作原理就是把主減速器傳遞的轉速和扭矩經過降速增矩后，再傳遞給車輪，提高傳動效率，以便使車輪在地面附著力的反作用下，產生較大驅動力。 本文對輪邊減速器的傳動比，配齒數進行了設計，并對安裝條件和零件強度進行了校核。利用實體建模技術對輪邊減速器進行了虛擬制造和虛擬裝配并進行了運動分析。 1 緒論 輪邊減速器是傳動系統中的最后一級，所受

8、到的扭矩最大，所以其強度和結構合理與否對于整個傳動系統有很大的影響。輪邊減速器的設計受到很多條件的限制，如安裝條件、鄰接條件、同心條件和傳動方向等，因此在設計輪邊減速器時要綜合考慮各種約束條件。 一般輪邊減速器有普通定軸直齒和行星齒輪傳動兩種結構形式，但由于普通定軸直齒傳動有很多不可避免的缺點，如速比的限制、安裝尺寸的限制、傳動方向的限制等，已經很少。使用因此本文中所設計的輪邊減速器采用的是行星齒輪傳動。 1.1 輪邊減速器研究背景 所有機械系統都由原動機、傳動系統、工作部件和控制系統組成。盡管工作部件隨機器的用途而千變萬化，但傳動系統是不可缺少的組成部分。目前，齒輪傳動仍是各類機械中應

9、用最為廣泛的一種傳動形式。它靠主動輪的輪齒依次推動從動輪輪齒來傳遞運動和動力，可以傳遞任意配備的平行軸、相交軸及相錯軸之間的回轉運動，因此齒輪傳動技術成為機械工程技術的重要組成部分。由于齒輪傳動在機械行業乃至整個國民經濟中占有重要地位和發揮巨大作用，齒輪傳動被公認為工業和工業化的象征。 在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速機的應用范圍相當廣泛。幾乎在各式機械的傳動系統中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業所用的加工機具及自動化生產設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等。其應用從大功率的傳輸工作，到小負荷，高精度的角度傳輸都可以見到減速機的應用，而且在工

10、業應用上，減速機具有減速及增加轉矩功能。 在汽車行業中，由于車輛的工作環境復雜，需要適應多工況、多轉速，變扭矩的工作環境，減速機的應用非常廣泛。在車輛中，一般都設置有多級減速器和主減速器。其中，主減速器分為單級主減速器和多級主減速器。雙級主減速器的第二級一般安裝在輪轂內，稱為輪邊減速器。 輪邊減速器是汽車傳動系中最后一級減速增扭裝置。由于采用輪邊減速器的驅動橋結構相對較復雜,成本較高,只有當驅動橋總減速比大于12的工程機械、重型車和對離地間隙有特殊要求的越野車,才推薦采用輪邊減速器，以滿足其特殊的工況要求。 目前，國內外礦用汽車的驅動橋廣泛采用行星齒輪減速器。行星減速器與普通定軸圓柱齒輪

11、減速器相比，具有重量輕、體積小和傳動比大的優點。輪邊減速器設置在車輪的輪轂內，使得整個驅動橋結構更加緊湊，同時降低一級主減速器、半軸和差速器的負荷，減小傳動部件的結構尺寸，保證后橋具有足夠的離地間隙，提高了車輛的通過性能以及降低整車裝備質量。 在載貨汽車設計中，前期的整車布局和軸荷計算階段已經確定汽車所采用的輪胎型號，因此相對應的輪輞直徑也隨之確定。所以礦用汽車輪邊減速器的設計任務就是在有限空間條件約束下，盡量減小各部件體積、提高傳遞扭矩能力。 1.2 輪邊減速器研究意義 輪邊減速器多用于大型工程機械、載貨汽車、越野車及軍用車上。在過去多用單級主減速器，單級主減速器存在體積龐大，結構復雜

12、維修困難等弊端。為了改善通過性，在此類汽車上一般使用二級主減速器，擴大主傳動比，增大離地間隙，改善通過性。 變速裝置是傳動系統中很重要的組成部分，它的設計的好壞直接關系到傳動效率、燃油消耗率、汽車的使用壽命，甚至是能否啟動的問題。而輪邊減速器是傳動系統的最后一部分，它起到了減速增扭和改變傳動方向的作用，直接將動力傳輸到輪胎上，因此輪邊減速器的設計也至關重要。尤其是大型非公路用車和中型載貨汽車，由于路面條件限制，必須將更多的傳動比分配到驅動橋上，因此輪邊減速器可以大大的改善整車的結構和性能。 車輛的另一個重要指標是通過性。在一定載質量下，汽車能以足夠高的平均車速通過各種壞路及無路地帶和克服各

13、種障礙的能力，稱為汽車的通過性。壞路及無路地帶，是指松軟土壤、沙漠、雪地、沼澤等松軟地面及坎坷不平地段；各種障礙，是指陡坡、側坡、臺階、壕溝等。輪邊減速器可以分配部分主減速器的傳動比，減小驅動橋殼的體積，增大離地間隙，從而有效的提高車輛的通過性。 1.3 輪邊減速器文獻綜述 通過機械傳動將動力機的速度降低，使之滿足執行系統的需求的傳動裝置稱為減速器。減速器根據傳動形式可分為齒輪減速器、渦輪減速器、齒輪-渦輪減速器、行星齒輪減速器和擺線針輪減速器；根據齒輪的形式可分為圓柱、圓錐、和圓錐-圓柱齒輪減速器。根據級數可分為單級和多級減速器。 在車輛中，減速器的應用廣泛，主要有多級變速器和

14、主減速器。主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件。對發動機縱置的汽車來說，主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。汽車正常行駛時，發動機的轉速通常在2000至3000r/min左右，如果將這么高的轉速只靠變速箱來降低下來，那么變速箱內齒輪副的傳動比則需很大，而齒輪副的傳動比越大，兩齒輪的半徑比也越大，也就是變速箱的尺寸會越大。另外，轉速下降，而扭矩必然增加，也就加大了變速箱與變速箱后一級傳動機構的傳動負荷。所以，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器，可使主減速器前面的傳動部件如變速箱、分動器、萬向傳動裝置等傳遞的扭矩減小，也可以使變速箱的尺寸、質量減小，操縱省力。

15、為了滿足現代車輛的對載質量不斷增大和適應復雜路況的要求，主減速器應設置為多級。目前重型載貨車的主減速器一般設置為兩級，其中第二級主減速器安裝在輪轂中，稱為輪邊減速器。 由于周轉輪系具有重量輕、結構緊奏、傳動比高的特點，輪邊減速器一般采用此種傳動形式。周轉輪系由行星輪，行星架，中心輪（太陽輪）三個基本部件構成，按其自由度的數目可以分為兩種基本類型：差動輪系，具有兩個自由度的周轉輪系，在三個基本構件中，必須給定兩個構件的運動，才能求出第三個構件的運動；行星輪系，即具有一個自由度的周轉輪系，三個基本部件中，任意一個固定，在任意一個作為輸入，剩下的作為輸出件。 行星輪系的分類，在庫氏分類方法中，行

16、星齒輪傳動基本代號為：Z-中心輪，X-轉臂，V-輸出軸（庫氏原著作中，K-中心輪，H-轉臂）。其基本構件配置情況，可將行星齒輪傳動分為2Z-X、3Z和Z-X-V三種基本傳動類型；其他結構型式行星齒輪傳動大都是它們演化型式或組合型式。 （1）Z-X型行星齒輪傳動基本構件包括有兩個中心輪z和轉臂x話，則該行星齒輪傳動類型代號為2Z-X，圖1-1和圖1-2所示為較常見2Z-X型傳動簡圖。當轉臂x固定時，若該行星齒輪傳動中中心輪a與內齒輪b轉向相反，即其轉臂x固定傳動比ix<0,則稱其為２Ｚ-Ｘ型負號機構。當轉臂x固定時，若中心輪a與b，中心輪b與e轉向相同，即其傳動比ix>0,則稱其為２Z-Ｘ型正

17、號機構。 圖1-1 2Z-X型負號機構 圖1-2 2Z-X型正號機構 為了使２Ｚ－Ｘ型和３Ｚ型行星齒輪傳動中各種傳動型式都有一個確定傳動代號，便于人們分析研究各種傳動型式運動學、受力分析和效率計算以及強度計算等問題，本文采用字母Ａ、Ｂ、Ｃ…附加一個上角標和兩個下角標來表示其傳動類型代號；上角標表示固定構件，第一個下角標表示輸入基本構件，第二個下角標表示輸出基本構件。例如，圖1-1（a）所示2Z-X型（ix<0）行星齒輪傳動，可用傳動代號Aaxb表示。Aaxb型行星齒輪傳動具有結構簡單、制造容易，外形尺寸小，質量小，傳動效率高等特點。結構合理條件下，通常，其傳動

18、比范圍為iaxb=2.8~13，傳動效率ηaxb=0.97~0.99。目前該傳動類型已獲了較廣泛應用。 圖1-1（b）所示具有雙齒圈行星輪c-d2Z-X型（ix<0）傳動型式，可用傳動代號Baxb表示。其合理傳動比范圍為iaxb=7~16，傳動效率仍較高；但采用了雙齒圈行星輪，故制造安裝較復雜些。 圖1-1（c）所示為圓錐齒輪2Z-X型（ix<0）行星齒輪傳動，用傳動代號C（ab）x表示。該行星傳動主要用于差動齒輪裝置；這種傳動型式差速器汽車、坦克、拖拉機和金屬切削機床及儀器等齒輪傳動裝置中已獲廣泛應用。 圖1-2（a）所示2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動，用傳動代號Dxab表示。按其

19、傳動比絕對值來說，ixab可以達到很大值。但其具有雙外嚙合齒輪傳動，嚙合摩擦損失較大，故其傳動效率較低，一般，該D型行星齒輪傳動基本上不用于傳遞動力。 圖1-2（b）所示2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動（nP≥3），用傳動代號Exeb（1）表示。其合理傳動比范圍為ixeb=8~30。它具有雙內嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦損失較小。當傳動比ixeb<50時，其傳動效率ηxeb值可達0.8以上。但傳動比ixeb增加其效率ηxeb值會降低。 圖1-2（c）所示少齒差2Z-X型（ix>0）行星齒輪傳動（nP=1），用傳動代號Exeb（2）表示。其合理傳動比范圍為iabe=30~100。它具有（Zb-

20、Zc）少齒差內嚙合齒輪傳動，其嚙合摩擦損失較小，故該行星齒輪傳動的傳動效率較高，ηabe值可達0.9。 （2）3Z型行星齒輪傳動。圖1-3所示3Z型行星齒輪傳動中，其基本構件是三個中心輪a、b 和e，故其傳動類型代號為3Z。3Z型行星傳動中，其轉臂x不承受外力矩作用，，它基本構件，而用于支承行星輪心軸所必需結構元件，，該轉臂x又可稱為行星輪支架（簡稱為行星架）。 圖1-3 3Z型行星齒輪傳動 3Z型行星齒輪傳動中，較常見傳動型式有如下三種。 1）3Z（Ⅰ）型：具有雙齒圈行星輪3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（a）所示。它結構特點是：內齒輪b固定，而旋轉中心輪a和e 分別與

21、行星輪c和d相嚙合，故可用傳動代號3Z（Ⅰ）表示。各種機械傳動中，它已獲了較廣泛應用。3Z（Ⅰ）型較合理傳動比范圍為iabe=20~300，其傳動效率ηabe=0.8~0.9。 2）3Z（Ⅱ）型：具有單齒圈行星輪c3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（b）所示。該3Z型行星傳動結構特點是：三個中心輪a、b和e同時與單齒圈行星輪c相嚙合；即內齒輪b固定，兩個旋轉中心輪a和e同時與行星輪c相嚙合，故可用傳動代號3Z（Ⅱ）表示。它是一項較新型行星齒輪傳動，目前該項傳動新技術我國齒輪傳動中已獲了日益廣泛應用。3Z（Ⅱ）型合理傳動比范圍為iabe=50~300，其傳動效率為ηabe=0.70~0.84。

22、3）3Z（Ⅲ）型：具有雙齒圈行星輪3Z型行星齒輪傳動，如圖1-3（c）所示。它結構特點是：內齒輪e固定，兩個旋轉中心輪a和b與同一個行星輪c相嚙合，而另一個行星輪d與固定內齒輪e相嚙合；故可用傳動代號3Z（Ⅲ）表示。它傳動比iabe范圍和傳動效率與3Z（Ⅰ）型基本相同。，實際應用中，一般很少采用3Z（Ⅲ）型行星齒輪傳動。 在此，應該指出是：3Z型行星齒輪傳動用于短期間斷工作機械傳動裝置中最為合理，它具有結構緊湊、傳動比大和傳動效率較高等特點。但3Z型行星傳動制造和安裝比較復雜。當中心輪a 輸出時，傳動比|i|大于某個值后，該行星齒輪傳動將會產生自鎖。其中，3Z（Ⅱ）型行星傳動結構更加緊湊，制

23、造安裝較3Z（Ⅰ）型簡單。但3Z（Ⅱ）型行星傳動中，其內齒輪b和e 齒數不相等，即zb≠ze；公共行星輪c既要與中心輪a相嚙合，同時又要與內齒輪b和e相嚙合，故該3Z型行星傳動必須采用角度變位。進行角度變位計算時，其各個齒輪應選擇不同變位系數，以保證各嚙合齒輪副具有相同角度變位中心矩a′,以滿足3Z（Ⅱ）型行星齒輪傳動同心條件。但3Z（Ⅱ）型行星傳動進行角度變位后嚙合角a′大于壓力角a，即a′>a=20°，故其傳動效率較3Z（Ⅰ）型要低些。 （3）Z-X-V型行星齒輪傳動 把2Z-X(A)型傳動中齒輪a去掉，將行星輪c直徑增大，并使內齒輪b與行星輪c齒數差變很少；然后將從動輪c運動機構W傳

24、到輸出軸V，則可構成一個由轉臂x主動和行星輪c從動少齒差行星齒輪傳動（見圖1-4）。 少齒差行星齒輪傳動中，其基本構件是一個中心輪b(代號Z)、轉臂x和輸出軸V，故其類型代號為Z-X-V。行星輪c軸線與輸出軸V存一個偏心距離，需要設置一個將行星輪c回轉運動傳遞到輸出軸V、傳動比等于1輸出機構（即W機構）。該行星傳動嚙合齒輪副僅有一個c-b傳動形式，故它不必再用其他傳動代號。漸開線少齒差行星齒輪傳動和常見擺線針輪行星傳動大都屬于Z-X-V型行星傳動。 圖1-4 Z-X-V型傳動 Z-X-V型漸開線少齒差行星齒輪傳動傳動范圍為ixvb=10~100，傳動效率為η=0.75~0

25、.93。結構緊湊、體積小、加工方便，但行星輪軸承徑向力較大，適用于中小功率，一般p≤18kw,個別達到20~45kw；傳動比較大，適用于短期工作。若采用擺線針輪行星傳動，則適用于功率P≤100kw，任何工作制度，其傳動效率為η=0.90~0.97。目前應用較廣泛，但制造精度要求較高，且高速軸轉速nx≤1500r/min。 2K－H型傳動方式簡便，采用較普遍，零配件采購也更方便。因此在本輪邊減速器的設計中也采用2K－H型。2K－H型傳動中，有正號機構和符號機構之分，且他還可分為更多種的形式。如：NGW、NW、WW，NN。他們的傳動比范圍和傳動效率，以及傳動功率范圍都有很大的不同。根據本次要設計

26、的輪邊減速器的傳動比為大約3.47，而NGW型最佳傳動比為3～9，因此選用NGW型行星齒輪傳動系統。 NGW型是動力傳動中應用最多，傳動功率最大的一種行星傳動。他由內外嚙合和共用行星輪組成，它的結構簡單，軸向尺寸小，工藝性好，效率高，雖然傳動比比較小，但可通過多級串聯組成傳動比大的輪系。本設計中所需傳動比較小，因此不用串聯，只需要單級。 1.4 研究方向 本課題根據給定的技術指標對輪邊減速器的結構形式及各部件參數進行設計和計算。運用UG軟件進行實體建模并進行運動學分析。具體包括： 1. 減速器傳動比設計； 2. 材料選擇； 3. 幾何和強度校核； 4. UG建模及運動分析；

27、 52 2 輪邊減速器設計 2.1 車型數據 表2-1 質量參數：(kg) 載質量 12000 整備質量 6500 總質量 18000 表2-2尺寸參數： (mm) 外形尺寸 5800×2488×2920 軸距 3500 接近角/離去角(度) 32/34 車箱內部尺寸 9500×2294×550 輪距 1939/1830 最小離地間隙 240 其它參數： 1、最高車速：80kg/h 2、最大爬坡度(%)：40 3、軸數：2 4、車輪及輪胎：12.00R20 表2-3輪胎規格（mm） 輪胎規格 新胎充氣后 輪胎最大使用尺寸 規格

28、 斷面寬度 外直徑 負荷半徑 斷面寬度 外直徑 一般花紋 加深花紋 一般花紋 加深花紋 12.00R20 315 1125 1135 526 337 1153 5、發動機參數 康明斯發動機型號 C260 20 額定功率/轉速 191/2200 最大扭矩/轉速 1025/1400 低怠速 700_100 最高空載轉速 2500 排放法規 Euro III 進氣形式 增壓中冷 2.2 輪邊減速器設計計算 由于在輪邊減速器與車

29、輪有裝配關系，所以在確定輪邊減速器尺寸時，應考慮車輪的安裝。輪邊減速器的輪廓尺寸也受到車橋的輪距限制，設計時應予以考慮。 2.2.1 輪邊減速器的傳動方案 在選擇傳動方案之前，應首先對SX4180型載貨汽車在動力性能上的要求以及整車布置情況，可以大致對此輪邊減速器提出如下的設計要求： (1)從技術先進性、生產合理性和實用要求出發，正確地選擇性能指標(如2.2.2中輪邊減速器設計傳動比和2.2.6中傳動效率等)、重量和主要尺寸，提出整體設計方案，并在整體方案下對各零部件設計提供參數和設計要求； (2)要求所設計的輪邊減速器結構緊湊、重量輕、安全可靠性高、便于加工制造、造型美觀、維修方便

30、、運動協調； (3)零部件布置合理，方便其他環節如制動器等與減速器相匹配零部件的設計與安裝； (4)工作安全可靠，運動較平穩。 在常見的機械傳動中，可以作為減速傳動的傳動型式有：齒輪傳動、渦輪蝸桿傳動、帶傳動、鏈傳動、液力傳動以及一些特殊的連桿機構等。而齒輪傳動具有其傳動可靠、傳動效率高、所占空間小等優點，成為輪邊減速器的一種理想選擇。 齒輪傳動應用于輪邊減速器，其工程實例已經很廣泛。其中．普通定軸圓柱齒輪式輪邊減速器是由一對圓柱齒輪構成，可以將主動齒輪置于從動齒輪的垂直上方或者將主動齒輪置于從動齒輪的垂直下方等兩種方案。第一種方案可以提高汽車的離地間隙；某些雙層公交車，為了降低汽車的

31、質心高度和車廂的地板高度，提高汽車的穩定性和乘客上下車的方便性，便將圓柱齒輪減速器的主動輪置于從動輪的下方。 普通定軸圓柱齒輪輪邊減速器結構型式簡單，零部件少，但是如果將其作為載貨汽車的輪邊減速裝置，其不足之處很明顯：為了保證傳動比，即使將驅動橋半軸輸出端的齒輪直徑盡量減小，但是與之嚙合的齒輪的直徑仍然較大，如果將驅動軸置于輪轂從動齒輪上方，則會使驅動橋重心位置升高，不利于汽車的穩定性；相反地，如果將驅動電機軸置于輪轂從動齒輪下方，就必然會使車輛的離地間隙減小，從而降低了汽車的通過性。這都不是理想的設計目標。 而齒輪減速傳動的另一種型式——行星齒輪傳動，則很適合于如前所述的設計要求。其依據

32、是行星齒輪傳動有如下主要特點： (1)結構緊湊、重量輕、體積小。由于行星齒輪傳動具有功率分流和動軸線的運動特性，而且各中心輪成共軸線式的傳動，以及合理地應用內嚙合。因此，可使其結構非常緊湊。由于在中心輪的周圍均勻地分布著數個行星輪來共同分擔載荷，故使得每個齒輪受到的載荷較小，所以，可采用較小的模數。此外，在結構上充分采用了內嚙合承載能力大和內齒圈本身的可容體積，從而有利于縮小其外廓尺寸，使其結構緊湊、重量輕，而承載能力卻很大。一般，行星齒輪傳動的外廓尺寸和重量約為普通定軸齒輪傳動的 1/2~1/6； (2)傳動比較大。只需要選擇適當的行星傳動的類型及配齒方案，便可以用少數幾個齒輪而得到很

33、大的傳動比，即使在其傳動比很大時，仍然可保持結構緊湊、重量輕的優點； (3)傳動效率高。由于行星齒輪傳動的對稱性，即它具有數個均勻分布的行星輪，使得作用于中心輪和轉臂軸承中的反作用力能相互平衡，從而有利于提高傳動效率。在傳動類型選擇適當、結構布置合理的情況下，其效率可以達到0.97~0.99； (4)運動平穩、抗沖擊和震動的能力強。由于采用了數個相同的行星輪，均勻地分布于中心輪的周圍，從而可使行星輪與轉臂的慣性力相互平衡。同時，也使參與嚙合的齒數增多，故行星齒輪傳動的運動平穩，抵抗沖擊和震動的能力強，工作較可靠。 雖然行星齒輪傳動需要優質材料、結構復雜、制造和安裝也較困難。但是隨著人們對

34、行星齒輪傳動技術進一步深入地了解和掌握，以及對國外行星齒輪傳動技術的引進和消化吸收，輪邊減速器的傳動結構和均載方式都不斷完善，同時生產工藝水平也不斷提高。因此，對于它的制造安裝問題，目前已不再視為一件困難的事情。實踐表明，在具有中等技術水平的工廠也是完全可以制造出合格的行星齒輪機構的。 從以上論述可以看出，無論是從傳動型式上，還是從制造加工的可操作性上，行星齒輪作為此輪邊減速器都是可行的。因此SX4180型載貨汽車輪邊減速器采用行星齒輪傳動結構。 行星齒輪傳動的類型很多，分類方法也不少。國內主要采用的是前蘇聯B.H.庫的略夫采夫提出的按照行星齒輪傳動機構的基本構件分類的方式。把行星齒輪傳動

35、的基本代號設為：K-中心輪，H-轉臂，V-輸出軸。行星齒輪的分類有：2K-H、3K和K-H-V三種基本形式，而其他結構型式的行星齒輪傳動大都是以上三種結構的演化型式或組合形式。 同時，2K—H型行星齒輪結構具有制造簡單、安裝方便、外形尺寸小，重量輕、傳動效率高等特點，雖然3K及K-H-V型也有傳動比大、效率高等特點，但考慮到外形尺寸、重量以及制造的難易程度等因素，在此設計中選擇2K-H型行星齒輪結構作為輪邊減速器的傳動形式。再綜合考慮2K-H型傳動中不同傳遞方案的優缺點，在此設計中采用NGW型正號機構，因為NGW型行星齒輪傳動除具有一切2K-H型行星齒輪傳動的特點，并且傳動比不受限制、不受工

36、作制度和使用功率的限制。所謂2K-H正號機構，即指當外齒圈固定時，行星齒輪的中心輪與轉臂的轉向相同。在載貨汽車上，為了使結構緊湊，在空間上對輪邊減速器的設計需要進行限制，因此，在此設計中選擇單排圓柱行星齒輪減速器是較理想的型式。 通過以上分析，本設計中輪邊減速器的傳動方案采用行星齒輪傳動2K-H、NGW型的行星齒輪傳動系統，齒圈固定于車體上，太陽輪作為輸入件，行星架作為輸出件，其結構簡圖如下： 圖2-1 齒輪傳動簡圖 2.2.2 傳動比設計 由所給條件知傳動比3.47，現根據輪邊減速器的使用條件，考慮輪胎結構尺寸的限制，初步選定太陽輪的齒數Za=23,行星輪數目np

37、=5，行星輪齒數Zc=17,內齒圈齒數Zb=57。若不合理再重新選擇。 根據2K-H型行星齒輪傳動的傳動比 (2-1) 因此特性參數p=2.47 Zb=p×Za=2.47×23=56.8 (2-2) (2-3) 取Zc=17,Zb=57 (2-4) (2-5) 因此傳動比是合格的。 即，最后確定Za=23,Zb=57,Zc=17。 2.2

38、.3 齒輪材料的選擇 在行星齒輪傳動中，齒輪材料的選擇主要是根據齒輪傳動的工作條件、結構條件(外形尺寸和重量)和經濟性條件等方面的要求來確定的。 齒輪的材料與齒輪的工作環境以及應力循環情況有很大關系。行星齒輪傳動中的中心輪同時與幾個行星齒輪嚙合，載荷循環次數最多，通常中心輪是行星傳動中最薄弱的環節。因此，在一般情況下應選用承載能力較高的合金鋼，采用表面淬火、滲碳淬火和滲氮等熱處理方法，以增加表面硬度。 在2K-H型行星齒輪傳動系統中，行星輪同時與中心輪和內齒輪嚙合，齒輪承受雙向載荷，因此行星輪易出現輪齒疲勞折斷。同時，在行星齒輪傳動中如果出現輪齒折斷則會產生很大的破壞性。折斷后輪齒碎塊掉

39、落在內齒輪的輪齒上，當行星輪與內齒輪相嚙合時，使得其嚙合傳動被卡死，從而產生過載現象而影響整個傳動系統及發動機，或使得整個行星減速器全部損壞。所以在設計行星齒輪傳動時，應合理地提高齒輪的彎曲強度，增加其工作的可靠性是非常重要的。此設計中對行星輪選用與中心輪相同的材料和熱處理方法。 一般情況下內齒輪強度的強度較大，同時由于本設計中所傳遞的功率較小，因此可采用稍差一些的材料，齒面硬度可以低一些，通常只是調質處理，也可表面淬火和滲氮。 在嚙合齒輪的硬度配合方面，通常保持配對的兩齒輪的齒面硬度差為30~50MPa或更大。當小齒輪的齒面具有較大的硬度差，且轉速較高時，在運轉過程中較硬的小齒輪齒面對較

40、軟的大齒輪齒面會起較顯著的冷作硬化效應，從而提高了大齒輪齒面的疲勞強度。當配對的兩齒輪齒面具有較大的硬度差時，大齒輪的接觸疲勞需用應力可提高約20％，當然硬度高的齒面的粗糙度也應相應地提高。 由于齒輪材料及其熱處理是影響齒輪承載能力和使用壽命的關鍵因素，也是影響齒輪生產質量和加工成本的主要條件。選擇齒輪材料的一般原則是：既要滿足其性能要求，保證齒輪傳動的工作可靠，安全；同時又要使其生產成本較低。對于中低速，重載的重型機械的行星齒輪傳動裝置應選用調制鋼。經正火調質或表面淬火，使其獲得機械強度，硬度和韌性等綜合性能較好。 根據本課題所研究的輪邊減速器的使用環境，維修條件以及重型載貨汽車的重型重

41、載特征，輪齒載荷性質，承載能力，結合齒輪常常發生的失效形式，并考慮加工工藝、材料來源、使用壽命和經濟性等條件，經綜合，選擇齒輪材料和熱處理方式見下：中心輪，材料選用20CrMnTi，齒面硬度范圍HRC60~62，熱處理方式為齒面滲碳淬火，強度參數取σHlim=1550N/㎜2，σF/lim=600N/㎜2；行星輪，材料選用20CrMn面，齒面硬度范圍HRC56~58，并要求心部硬度≥HRC35，熱處理方式為齒面滲碳淬火，心部硬度>=HRC35，強度參數取σHlim=1550N/㎜2，σF/lim=600N/㎜2；內齒圈，材料選用40CrMo，齒面硬度范圍HB260～290，熱處理方式為調質表面

42、淬火處理，強度參數取 σHlim=1160 N/㎜2；σFlim=360N/㎜2。 2.2.4 齒輪模數的設計 在行星齒輪傳動中，外嚙合的中心輪通常是行星傳動中的薄弱環節。由于它處于輸入軸上，且同時與幾個行星輪相嚙合，應力循環次數最多，承受載荷較大，工作條件較差。因此，一般中心輪首先產生破壞。 對于閉式傳動，應同時滿足接觸強度和抗彎強度要求。在設計行星齒輪傳動時，其主要參數可參照類比法，即參照已有的同類型的行星齒輪傳動來進行初步確定；或者根據具體的工作條件、結構尺寸和安裝條件來確定。 硬齒面齒輪的設計方法為按照彎曲疲勞強度對齒輪模數進行計算，按照齒面接觸疲勞強度進行校核。 （1）按

43、彎曲強度的初算公式計算齒輪的模數 行星輪數目時，各個行星輪上的載荷均勻（或采用載荷分配不均勻系數進行補償），因此只需要分析和計算其中的一對齒輪副即可，中心輪a在每一對嚙合副（即在每個功率分流上）中所承受的輸入轉矩由下式計算 ： (2-6) 或者按啟動時轉速最小，轉矩最大來計算 小齒輪的名義轉矩 N.m； —中心輪a所傳遞的轉矩，N.m； —差速器轉矩分配系數； —行星輪數目。 中心輪1的模數可由下式估算 （2-7） —算式系數，對于直齒輪傳動，對于斜齒輪傳動；

44、—嚙合齒輪副中小齒輪的名義轉矩，N.m；應是功率分流后的值； —使用系數； —綜合系數； —計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數； —小齒輪系數； —小齒輪齒寬系數； —齒輪副中小齒輪齒數； —試驗齒輪彎曲疲勞極限，,且取和中的較小值。 （2）相關系數的確定 算式系數：本課題采用直齒輪傳動算式系數； 使用系數：按原動機均勻平穩，工作機中等沖擊取使用系數； 綜合系數：綜合系數； 計算彎曲強度的行星輪間載荷分布不均勻系數：根據經驗，取行星輪間載荷分布不均勻系數； 小齒輪齒形系數：按z=23和x=0取小齒輪齒形系數； 小齒輪齒寬系數：小齒輪齒寬系數。 （3）模數的確

45、定 將所有系數及T1=1398.33N.m、Z1=23, σFlim=800 N/㎜2, 代入式2.8解得m=3.91。 參照標準模數表，取行星輪系的模數m=4。 2.2.5 齒輪幾何參數的確定及校驗 （1）嚙合參數計算 以標準齒輪計算公式計算齒輪參數，進行齒輪嚙合校核。 中心距滿足嚙合條件，不需要變位。 （2） 齒輪幾何尺寸的計算 其中齒頂高系數，頂隙系數； 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓壓力角 端面重合度

46、 （3）裝配條件的驗算 在設計行星齒輪傳動機構時，除保證要求的傳動比外，還必須滿足行星齒輪特殊的裝配條件。 1) 鄰接條件 在行星齒輪傳動中，為了使各行星輪不產生相互碰撞，須保證相鄰行星齒輪之間有一定的間隙，從幾何關系上看是，兩相鄰行星輪的頂圓半徑之和應小于其中心距。 按式2-8校驗 (2-8) 代入數據，有 滿足條件。 2) 同心條件 在行星齒輪傳動中，由于其中心輪軸線與主軸線重合，故各行星輪與中心輪相嚙合的中心距相等。因此對于2K--H(A)型行星齒輪，在對齒輪進行角度變位 設計時其同心條件按

47、式2-9校驗 (2-9) 代入數據，無變位，有23+17=57-17，滿足同心。 其中，，分別為太陽輪-行星輪嚙合角和行星輪-內齒圈嚙合角。 3) 安裝條件 在行星齒輪傳動中，為了提高其承載能力，在此設計中采用3個行星輪，即。為了使嚙合時的徑向力相互抵消，于是將3個行星輪均衡地分布在傳動的中心圓上。所以要求各輪的齒數滿足安裝條件，即安裝在轉臂H上的3個行星輪均衡地分布在中心輪的周圍時，各輪齒數應滿足的條件。 按式2-10校驗 (2-10) 代入數據，Za=23,Z

48、b=57,np=5, 得到，為整數，滿足安裝條件。 2.2.6 輪邊減速器的結構設計 圖2-2 行星齒輪傳動UG模型 （1） 行星齒輪系均載機構 為了使行星輪間載荷分布均勻，以提高行星齒輪傳動的承載能力，在設計行星齒輪傳動時，一般應設法采取行星輪間載荷分布均勻措施，從而有效地降低了行星齒輪傳動的制造精度和較容易的裝配，且使行星齒輪傳動輸入的功率能通過所有的行星輪進行傳遞，即可進行功率分流。根據該機構的功用和工作情況，通?？刹捎没緲嫾拥木d機構。 所謂行星輪間載荷分布均衡，就是指輸入的中心輪傳遞給各行星輪的嚙合作用力大小相等。本設計中采用了行星輪數np=5的結構

49、形式，以便利用同心軸齒輪之間的空間，設置5個行星齒輪來分擔載荷，形成功率分流，并達到無徑向載荷的扭矩傳遞，這種形式是非常合理的。采用多個行星輪的傳遞方式，使得行星齒輪機構的結構緊湊、重量輕、體積小，承載能力大。但是在行星齒輪傳動的設計中，不能過度地強調其傳動比大、結構緊湊和承載能力大等優點，就片面地斷定載荷是按行星輪的個數np平均分配的。實際上，由于不可避免的制造和安裝誤差，以及構件的變形等因素的影響，致使行星輪間的載荷分配是不均衡的。較嚴重的情況是：有時載荷可能是集中在某一個行星齒輪上，而其他的()個行星齒輪被閑置，而不能起著傳遞動力的作用。這也是行星齒輪傳動產生異常以至于失效的常見原因所在

50、。即便是采用了均載機構，也只能是人為地降低載荷分布不均衡的程度，并不能完全消除行星輪間的載荷分布不均衡。因此，在設計行星齒輪機構時，認真地解決行星齒輪間載荷分布不均衡性問題，這對于發揮行星齒輪機構的優勢非常重要。 在行星輪間載荷分布不均衡的原因，可以大致分為由齒輪本身的各種制造誤差，軸承和齒輪箱體等的制造和安裝誤差兩部分組成的。因此在制造、裝配輪邊減速器的過程中，要特別注意齒輪的制造誤差、軸承和箱體的制造和安裝誤差。另外，采用中心輪浮動的均在機構，實現功率流的均勻分配。中心輪a通過半軸齒輪與主減速器連接。當輸入軸上施加力矩時，中心輪a與5個行星輪嚙臺，各齒輪副的嚙合處便產生嚙合作用力。若行星

51、輪各軸心在圓周上是勻稱地布置的，由于浮動半軸齒輪對中心輪a在徑向上的自動補償作用，最終可使各嚙合作用力相等，且組成等邊的力三角形，而各力形成的力矩與外力矩平衡，即使各行星輪間的載荷分布均勻。故在此情況下，其載荷分布不均勻系數Kp的值等于l。 （2） 行星齒輪傳動的齒輪結構設計 在行星齒輪傳動的嚙合參數和幾何尺寸的計算工作完成之后，就應該進行行星齒輪傳動的結構設計。在繪制行星齒輪傳動的結構草圖時，應注意處理好各構件之間的連接關系，安排好各構件的支承結構以及勻載機構的設置。 1） 中心輪 根據2K-H型行星傳動的工作特點、傳遞功率的大小和轉速的高低情況，對其進行具體的結構設計。首先應確定中

52、心輪a的結構。根據半軸輸出端直徑選取合適的花鍵，進而設計出中心輪的各種參數。總之，在滿足使用要求的情況F，軸的形狀和尺寸應力求簡單，以便于加工制造。 由于太陽輪安裝在全浮式半軸上，與均勻分布的5個行星輪相嚙合，各齒輪副的嚙合力呈軸線對稱作用，而且無徑向載荷，因此對丁懸臂布置的中心輪a也不會引起沿齒寬方向上的載荷集中現象。 圖2-3太陽輪 2） 內齒圈 在行星齒輪傳動中，內齒中心輪(即內齒輪)的結構主要與其安裝方式和所采用的均載機構的結構型式等有關，同時還應考慮到內齒輪的加工工藝性和裝配等問題。通常，內齒輪可以做成一個環形齒圈，故又可將內齒中心輪稱為內齒圈

53、。 在本設計中，由于采用全浮式半軸均載機構，需要使用齒圈支架將內齒圈固定在驅動橋殼上，因此，內齒圈上還應設置花鍵聯接。 圖2-4 內齒圈 3） 齒圈支架 將齒圈固定在驅動橋殼上了零件為齒圈支架。為了便于制造，將內齒輪齒頂圓通過磨床加工，將一定寬度的內齒加工成花鍵聯接部分。同時，加工制造出與之相配合的齒圈支架的花鍵聯接。通過齒圈支架解決了車輪輪轂、制動盤、主軸承等零部件的安裝問題。 圖2-5齒圈支架 4） 行星輪 行星齒輪的設計應該根據行星齒輪傳動類型、承載能力、轉動速度的高低、所選軸承的類型和安裝形式確定。行星齒輪一般有內孔以便

54、安裝軸承和心軸。 由行星齒輪傳動原理可知，行星輪是支承在行星軸上的齒輪。一般采用滾動軸承的行星輪支承結構，將其直接裝入行星輪的輪緣內是合理的。但是，由于軸承的外圈旋轉，使得滾動軸承的壽命有所降低。為了減小徑向尺寸，采用滾針軸承作為行星輪支承。 圖2-6行星輪 5） 行星架 行星架是行星傳動機構中的一個重要構件。由于5行星輪的心軸均安裝在行星架上，故它的結構較復雜。同時，由于此輪邊減速器行星傳動部分以行星架為轉矩輸出構件，它所承受的外力矩較大。 一個結構合理的行星架應當是外廓尺寸小、重量輕、具有足夠的剛度和強度

55、，能保證行星輪間的載荷分布均勻：而且具有良好的加工和裝配工藝。這樣，可以使行星傳動機構具有較大的承載能力，較好的傳動平穩性，較小的振動和噪聲。 圖2-7行星架 2.2.7 齒輪傳動效率 行星齒輪傳動的效率是評價其傳動性能優劣的重要指標之一。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0.98，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自

56、鎖。 在2K-H型行星齒輪傳動中，傳動效率公式 (2-11) 且有 (2-12) 其中，p=3.48;ΨH 一般取0.025。 則=0.98。 可見，該傳動系統傳動效率較高。 2.2.8 齒輪強度校核驗算 在行星齒輪機構中，各齒輪輪齒較常見的失效形式有齒面點蝕、齒面磨損和輪齒折斷。在行星傳動中，外嚙合的中心輪，比如太陽輪a通常是行星傳動中的薄弱環節。由于它處于輸入軸上，且同時與幾個行星輪相嚙合，應力循環次數最多，承受載荷較大；工作條件較差。因此，該中心輪首先產生

57、齒面點蝕，磨損和輪齒折斷的可能性較大。在設計行星齒輪傳動時，合理地提高輪齒的彎曲強度，增加其工作的可靠性是非常重要的。 （1）行星齒輪傳動的受力分析 在2K-H型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。對于直齒圓柱齒輪的嚙合齒輪副只需繪出切向力F,如圖2-8所示： 圖2-8齒輪傳動的受力分析 對行星輪系進行受力分析計算，可得行星輪c作用于a的切向力 (2-13) 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：

58、 (2-14) 內齒輪b作用于行星輪c的切向力為： (2-15) 轉臂x作用于行星輪c的切向力為： (2-16) 在轉臂x上所受到的作用力： (2-17) 在轉臂x上所受力矩為： KN.m (2-18) 在內齒輪b1上所受的力矩為： KN.m (2-19) （2） 太陽輪行星輪齒輪副齒面接觸強度校核驗算 根據國家標準“漸開線圓柱齒輪承載能力計算方

59、法”（GB/T3480—1997），該標準系把赫茲應力作為齒面接觸應力的計算基礎，并用來評價齒輪的接觸強度。，在接觸應力的計算中未考慮滑動的大小和方向、摩擦因數和潤滑狀態等，這些都會影響到齒面的實際接觸應力。計算時取節點和單對齒嚙合區內界點的接觸應力中的較大者，大小齒輪的許用接觸應力分別計算。 1） 齒面接觸應力計算 在行星齒輪傳動的嚙合齒輪副中，齒面接觸應力可按式下式計算 (2-20) (2-21) (2-22) 式中，—動載系數； —使用系數； —

60、計算接觸強度時齒向載荷分布系數； —計算接觸強度時齒間載荷分布系數； —計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數； —許用接觸應力的基本值，； —端面內分度圓上的名義切向力，N； —小齒輪的分度圓直徑，mm； —工作齒寬，指齒輪副中的較小齒寬，mm； —齒數比，即； —節點區域系數； —彈性系數，； —重合度系數； —螺旋角系數，直齒輪。 以上公式中，正號“+”適合于外嚙合；負號“-”適合于內嚙合。 2）名義切向力 前文已求得中心輪1在每個功率分流上所傳遞的轉矩T1=1398.33N.m，切向力可由式2-23求得

61、 (2-23) 故 其中有關系數的確定如下： 使用系數：前文已取； 動載荷系數：先按式4.5計算中心輪1相對于行星架,的節點線速度vx (2-24) n1=2200/6.89/1.65=193.52r/min; n2=2200/6.89/1.65/3.48=55.61 r/min; 將中心輪1的節圓直徑d1=92㎜、轉速n1,n2代入式4-5得vx=0.66m/s 已知中心輪1與行星輪2的精度等級為IT6，即精度系數IT6，按式2-25計算 (2-25) 由精度為IT6，查表，K1=14.94

62、，K2=0.0193，帶入z1=23,vx=0.66,u=1.35，b=56, 得到 Kv=1.0048。 計算接觸強度時齒向載荷分布系數，按式2-26計算 (2-26) 查手冊取A=1.09,B=0.23,b=56,d1=92,C=0.33， 帶入可得KHβ=1.19。 計算接觸強度時齒間載荷分布系數 查手冊，； 計算接觸強度的行星輪間載荷分配不均勻系數 查手冊，按，取KHp=1.2； 節點區域系數 對于直齒輪，查手冊有ZH=2.5； 彈性系數 查手冊，按鋼-鋼?。? 重合度系數 可由式2-27計算

63、 (2-27) 將εa=1.17代入式4-4可得Zτ=0.97； 螺旋角系數 對于直齒輪 前文已取中心輪1的齒寬系數，其齒寬57.8㎜，考慮可能減少結構尺寸和減少載荷在齒向的不均勻性，取行星輪2的齒寬b2=55.2㎜。 故取嚙合副1-2的工作齒寬b=55.2㎜。 將以上求得的各系數,代入式2-20，2-21，2-22可得 (2-28) (2-29) 故取齒面接觸應力σH=2067.8/㎜2 3）許用接觸應力 許用接觸應力可按式2-30 計算

64、 (2-30) 式中，—試驗齒輪的接觸疲勞極限，； —計算接觸強度的最小安全系數； ZN計算接觸疲勞強度的壽命系數； 前文已求得試驗齒輪的接觸疲勞極限； 相關系數 最小安全系數； 查表，取最小安全系數=1.05； 算接觸強度的最小安全系數ZN，查圖標取1.45； 將所求系數代入式2-30可得 。 由上可知，齒面接觸應力σH=2067.8N/㎜2﹤σHp=2140.5N/㎜2； 故齒輪副a-c滿足接觸應力的強度條件。 （3） 行星齒輪齒圈齒輪副的齒面接觸強度的校核計算 1）齒面接觸應力 仿上，通過查圖表和相應

65、的公式計算，可以得到與外嚙合副c-b不同的系數。 節點區域系數； 將代入式4.8可得ZH=2.5； 重合度系數； 將εα=1.94代入式4.9可得Zτ=0.83； 齒間載荷分配系數； ，； 對行星輪c進行受力分析易知內齒圈b作用于行星輪c的切向力等于中心輪1作用于行星輪c的切向力，故仍有名義切向力Fτ=30.40KN考慮盡一步減小結構尺寸，取內齒圈b的齒寬b3=55.2㎜ 故齒輪副c-b的工作寬度b=55.2㎜ 將各系數及u=3.4、d1=228代入式2-20，2-21，2-22可得 故取齒面接觸應力σH=779.4N/㎜2 2）許用接觸應力 同上分析，各系

66、數取 接觸疲勞極限； 查表，取最小安全系數=1.05； 算接觸強度的最小安全系數ZN，查圖標取1.45； 將所求系數代入式2-30可得 由上可知，齒面接觸應力σH=779.4N/㎜2﹤σHp=1601.9N/㎜2； 故齒輪副c-b滿足接觸應力的強度條件。 2.2.8 行星軸的設計 本課題設計的輪邊減速器的傳動中都是直齒輪傳動，因此不會有軸向載荷，只有徑向載荷作用到軸承上，但考慮到在實際工作中可能會受到外界的干擾而存在軸向力，所以采用了雙列圓錐滾子軸承。 前文已求得中心輪a在每一個功率分流上的切向力Ft=30.40KN，由牛頓第三定律知道行星輪c受到中心輪a的切向力大小也為Ft，對行星輪c作受力分析可知：內齒圈b作用于行星輪c的切向力大小為Ft，行星輪軸對行星輪c的作用力為2Ft。 行星輪軸材料選用45鋼，并根據標準YB 6-90知其屈服強度極限： σs=300，抗拉強度σb=600，考慮到可能的沖擊，取安全系數S=4，其許用彎曲應力。 當行星輪相對于行星架對稱配置時，載荷Ft作用在軸跨距的中間。根據行星輪齒寬，并給將來設計選擇的軸承留余量，取跨距長度。 L