苑壮壮 左朝阳

（西京学院机械工程学院,陕西 西安 710123）

1 概述

根据重型汽车的设计数据[1],本文将基于以下基本条件:轴距3400mm;准备质量:7000KG;总装质量:19000KG。

2 计算过程

2.1 传动比计算

轮侧减速器直接影响到主减速器的整体结构和形式,外形尺寸的大小,质量的大小和动力的大小[2],它可以提高汽车的驱动力,以满足或修正整个传动系统力的匹配。轮侧减速器的性能应满足整个传动系统的要求。i0的选择是根据车辆的总传动比和传动比的总体设计而定的[3]。传动比数据主要是通过参考同一重型运输卡车的基本数据,发动机所产生的功率与传动系统的最佳匹配来准确确定i0,从而使发动机与传动系统之间的匹配合乎逻辑,并且汽车的油耗率也会得到提高。一般来说,使用i0是为了保证汽车发动机能够同时达到设计要求的最高功率和速度,以满足给定发动机的最大输出功率的要求。一般[4],所选i0的确定方法如下（图1）：

图1 传动简图

一般来说= 1.4 -2.0,轮减速器在整个汽车传动系统中的主要作用是作为汽车主减速器的第二减速系统。参考重型运输车的主要数据,对减速器进行尽可能的优化[5],选择较大的传动比。传动比分布如下:

2.2 传动特性及机构图

设计时传动比小,传递扭矩大,且重型运输卡车使用环境较差,因此设计时应注意相应设计的冲击载荷。因此本次设计选用2K-H、NGW 型行星齿轮传动系统[6-7]。根据行星齿轮机构的传动部分、从动部分和固定部分进行了设计。NGW型的主要结构如图2 所示:

图2 结构关系图

本设计采用的方法是输入为太阳轮,输出为行星架。如图3 所示,左端为输入轴,右端为输出轴[8-11]。

图3 结构关系图

通过机械机械原理的知识可以知道,两个齿轮的啮合点在啮合线上运动,并且每时每刻都运动在不同的位置。这样在计算两齿轮间的平均距离时就可以先计算出一个齿轮在一个周期内啮合点到啮合线上中点的距离的平均距离r。

图4 齿轮啮合原理图

2.3 齿数计算

结合以上条件以及表1 和表2,轮胎宽度为317mm,轮毂直径为281mm,传动比为3.15。本次设计的太阳齿轮齿数为22 个,行星齿轮单体数为5 个。根据Z-X(A)型行星齿轮传动[9-10]的传动比：

表1 直齿轮参数表

表2 齿轮模数标准系列

2.4 模块化设计与计算以及疲劳寿命预测

当轮边减速器的齿轮正常工作时,齿轮的材料和载荷会发生多次弯曲,这可能导致齿轮的应力极限超过额定值,造成齿根部分断裂开裂,计算方法是根据行星轮和齿面的剩余强度初步计算齿轮的传动功率。齿轮分度圆直径的模数dn是根据行星齿[11]的弯曲强度计算行星齿轮的模数m。如果结果不合适,可以再增大分度圆的直径。在计算数字时,每个行星轮的传动载荷分布均匀,因此需要科学分析和精确计算一个行星轮的载荷。太阳轮和行星轮在每个行星轮传动机构中需要承受的力矩为：

根据材料的疲劳理论：（1）疲劳寿命预测的准确与否和载荷谱是密切相关的,载荷谱表明了零件或者系统在实际的运行环境中,其受到的应力与时间的函数曲线图,该图能够真实是反映出零件或系统的工作状态[11-13]。该图有时也被成为工作谱,该图需在典型的工况下测得,这样预测的寿命会更加准确,但是在实际的工程环境中,想要获得准确的载荷谱数据量很不方便,难以对材料疲劳寿命进行预测,因此在实际工程中,通常把实际测得的载荷谱进一步简化。（2）疲劳损伤是指在材料的初期某个局部结构在疲劳的过程中从微小的变化到出现明显裂纹的过程。根据文献[14-16]疲劳的积累损伤可以归结为四大类：a.线性疲劳积累损伤；b.双线性疲劳累积损伤理论；c.非线性疲劳损伤理论；d.经验类累计损伤理论。疲劳寿命预测分为S-N 曲线如图5 所示、名义应力法如图6 所示、局部应力应变法如图7 所示。

图5 理想化的S-N 曲线

图6 名义应立法预测零部件疲劳寿命流程图

图7 应力应变预测零部件寿命流程图

2.5 计算效率

在相同齿轮传动机构的行星齿轮传动中,由于输入部件和输出部件的不同,其效率值η 会有所不同。计算了行星齿轮传动效率η 和本文设计的轮侧减速器[17-19]的η 值。第一步应仔细分析实际使用时可能造成传动效率[20-21]损失的轮侧减速器,从而有助于计算齿轮传动的效率。得到行星齿轮传动效率公式为：

3 结论

本文根据已知的货车相关数据,通过对齿轮相关参数的计算,进而从系统中获得更高的传动效率,从而实现对轮侧减速器的优化。