給定參數的車輛輪邊減速機設計計算

韓 冰，韓 軍，王春梅，關世璽

（1.中北大學機電工程學院，山西 太原 030051；2.北方重型汽車股份有限公司，內蒙古 包頭 014030）

0 引 言

通常情況下，重載車輛采用雙級獨立的輪邊減速器，分別安裝在兩側驅動輪的近旁，傳動機構廣泛采用星星齒輪傳動，使得車輪輪轂內安裝有輪邊減速器的驅動橋總成結構更加緊湊，也降低了驅動橋中第一級主減速器、差速器以及半軸的負荷，同時也保證了后橋具有足夠的離地間隙，使汽車的通過性能得到提高。

1 減速器結構選擇

根據行星減速器的結構，按照如下參數進行某重載車輛的輪邊減數器方案選擇：

發動機最大輸出扭矩（N.m/r/min）：2 060/1 000~1 400；變速器最大傳動比：6.71；驅動形式：10×6；主減傳動比：i=2.815；輪邊減速器傳動比：i=3.268；最高車速：v=78 km/h；底盤傳動效率：η=74.86%。

根據該行星機構中主動件、從動件和固定件的不同選擇，輪邊減速器有三種方案，如圖1所示：

1）太陽輪為主動件，行星架為從動件，齒圈為固定件，如圖1（a）；

2）齒圈為主動件，行星架為從動件，太陽輪為固定件，如圖1（b）；

3）太陽輪為主動件，齒圈為從動件，行星架為固定件，如圖1（c）

圖1 輪邊減速器三種結構方案

根據三種方案的不同，傳動比的計算如下[1，2]：

當太陽輪為主動件，齒圈為從動件，行星架固定時：

當太陽輪為主動件，行星架為從動件，齒圈固定時：

當齒圈為主動件，行星架為從動件，太陽輪固定時；

通過比較可以發現方案（2）能夠獲取較大的傳動比，同時在傳動過程中不改變方向。選取改方案作為實際布局。簡圖，如圖2所示：

圖2 太陽輪為主動件，行星架為從動件結構

2 設計計算

2.1 初選齒數

由傳動比計算得到：

所以，Zc最小，即Za=1.557Zc，Zb=3.557Zc，由于Zc≥17（否則發生根切）；可初選兩個方案。方案一：初選Zc=21；Za=1.557Zc=36.271（取37），Zb=3.557Zc=82.271（取83）

方案二：初選Zc=23；Za=1.557Zc=33.117（取33），

傳動比計算是合格的，所以初選方案一的齒數。

2.2 齒輪強度的校核

2.2.1 齒面解除強度的校核

1）齒面接觸應力的計算[3]：

代入相應的數據得到：

2.2.2 校核結果

由于齒面接觸應力應不大于許用齒面接觸應力，即：

σH=1 412.26 N/mm2σH=1 600.34 N/mm2

根據上列計算可知太陽輪與行星輪齒輪副的接觸應力滿足接觸應力的強度條件。

2.3 齒根彎曲強度的校核

1）齒根彎曲應力

代入數據得到：

3）校核結果

可知改方案滿足彎曲強度的要求。

4）行星輪的效率計算

3 結 論

以上設計過程是輪邊減速器設計的基本思路，可以提高重載車輛驅動力，滿足或修正整個傳動系統驅動力的匹配。但由于輪邊減速器適用于各種重載車輛的傳動鏈中，其實際工作中發揮的作用還需要進一步實踐考證。

[1] 聞邦椿.機械設計手冊[M].第5版.北京：機械工業出版社，2003.

[2] 濮良貴，紀名剛. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2003.

[3] 饒振剛. 行星齒輪傳動設計[M]. 北京：化學工業出版社，2003.

[4] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2003.