向浩，高巧明，2，3，韋增健，許鵬，曾俊豪，趙鵬飛

(1. 廣西科技大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,廣西柳州,545006; 2. 廣西汽車零部件與整車技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,廣西柳州,545006; 3. 廣西合浦縣惠來寶機(jī)械制造有限公司,廣西北海,536100)

0 引言

近年來“碳中和”概念持續(xù)走紅,各國(guó)都提出相關(guān)的舉措,其中研發(fā)新能源汽車成為主要措施之一,隨著投入的增加,電動(dòng)汽車的發(fā)展取得重大進(jìn)步,與電動(dòng)汽車發(fā)展相比電動(dòng)農(nóng)業(yè)底盤發(fā)展十分緩慢[1]?，F(xiàn)有電動(dòng)農(nóng)業(yè)底盤在丘陵山地適應(yīng)性較差,在農(nóng)用底盤上使用現(xiàn)有化工機(jī)械和礦山機(jī)械的行星減速器[2],存在著體積大,不易安裝等問題,使用機(jī)器人的行星減速器,存在著可靠性差、承載差等問題,均不適應(yīng)農(nóng)田的復(fù)雜工況作業(yè)。2017年美國(guó)約翰迪爾公布了全電動(dòng)拖拉機(jī)SESAM,充滿電可持續(xù)工作4 h;同年,美國(guó)愛科旗下的Fendt推出了E100系列電動(dòng)拖拉機(jī),具有50 kW的功率輸出。2020年國(guó)家農(nóng)機(jī)裝備創(chuàng)新中心發(fā)布了具有輪邊驅(qū)動(dòng)技術(shù)的ET1004-W電動(dòng)拖拉機(jī)[3]。

目前,電動(dòng)底盤的發(fā)展,大多數(shù)廠商只是在原有底盤的基礎(chǔ)上,將動(dòng)力源發(fā)動(dòng)機(jī)拆除,在發(fā)動(dòng)機(jī)處安裝電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源,繼續(xù)沿用原有的傳動(dòng)系統(tǒng),不利于智能化升級(jí)[4-6]。

本文針對(duì)農(nóng)業(yè)動(dòng)力底盤通過性差,農(nóng)業(yè)機(jī)械行星減速器發(fā)展緩慢、可靠性差等問題,采用模塊化設(shè)計(jì)理念,針對(duì)丘陵山地工況和地形地貌特點(diǎn),設(shè)計(jì)獨(dú)立的三角橡膠履帶牽引模塊[7-8];再通過優(yōu)化設(shè)計(jì)理念,設(shè)計(jì)一款動(dòng)力同側(cè)輸出且輸入軸與輸出法蘭同軸的二級(jí)行星減速器,解決農(nóng)機(jī)行星減速器可靠性差的問題。

1 山地模塊化電動(dòng)底盤結(jié)構(gòu)

山地模塊化電動(dòng)底盤采用模塊化設(shè)計(jì)理念,由功能模塊、牽引模塊、屬具模塊、屬具快換裝置等組成,并且底盤采用純電驅(qū)動(dòng)模式,可以實(shí)現(xiàn)零排放和低噪作業(yè)。牽引模塊通過和不同的功能模塊組合可以實(shí)現(xiàn)載人和載物的切換,再通過安裝不同的屬具模塊,可以完成割草、開溝、施肥等工作。山地模塊化電動(dòng)底盤主要參數(shù)如表1所示。

表1 山地模塊化電動(dòng)底盤主要設(shè)計(jì)參數(shù)Tab. 1 Main design parameters of the mountain modular electric chassis

山地模塊化電動(dòng)底盤的牽引模塊為獨(dú)立模塊,將軸向磁通電機(jī)和行星減速器集成在牽引模塊中,再通過集成的獨(dú)立懸架與功能模塊連接,實(shí)現(xiàn)了牽引模塊自有動(dòng)力功能,通過電纜從功能模塊獲取能源從而驅(qū)動(dòng)底盤行走,消除了功能模塊受動(dòng)力源布置的設(shè)計(jì)限制,能實(shí)現(xiàn)更多的作業(yè)功能;實(shí)現(xiàn)了橫向地形的自適應(yīng)功能,兩端牽引模塊相對(duì)于功能模塊獨(dú)立的上下浮動(dòng),保障底盤在橫向工作時(shí),人員的安全和屬具模塊的作業(yè)效果。

軸向磁通電機(jī)和行星減速器在牽引模塊中不同的布置方案對(duì)整個(gè)底盤的性能有著諸多的影響。如圖1(a)所示為牽引模塊的布置方案一,行星減速器一端安裝軸向磁通電機(jī),另一端安裝履帶總成,此布置方式底盤整機(jī)寬度為1 200 mm,履帶中心距為950 mm,牽引模塊獨(dú)立懸架長(zhǎng)度400 mm。如圖1(b)所示為牽引模塊的布置方案二;行星減速器安裝于履帶總成的外側(cè),電機(jī)安裝于履帶總成的內(nèi)側(cè),形成了行星減速器同側(cè)安裝軸向磁通電機(jī)和履帶總成的布置方式,此布置方式底盤整機(jī)寬度為1 000 mm,履帶中心距為750 mm,牽引模塊獨(dú)立懸架長(zhǎng)度250 mm。

(a) 牽引模塊方案一

針對(duì)兩種布置方案使用運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真軟件對(duì)牽引模塊和獨(dú)立懸架的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行分析,如圖2所示為牽引模塊履帶的橫向和縱向的位移變化曲線。方案一,由于電機(jī)和履帶的安裝,導(dǎo)致獨(dú)立懸架擺臂的長(zhǎng)度相比于方案二更長(zhǎng)。根據(jù)履帶橫向和縱向的位移變化量數(shù)據(jù)計(jì)算分析,在相同的縱向位移的情況下,方案二,履帶的橫向位移相比于方案一履帶的橫向位移平均降低了13.9%,使得履帶磨損降低,延長(zhǎng)了履帶的使用壽命,并且方案二的行星減速器安裝于履帶總成的外側(cè),電機(jī)安裝于履帶總成的內(nèi)側(cè),使得底盤寬度較窄,通過性更好。

圖2 履帶位移變化曲線

通過行星減速器同側(cè)安裝軸向磁通電機(jī)和履帶總成的布置方案進(jìn)行分析,設(shè)計(jì)了一款動(dòng)力同側(cè)輸入輸出的行星減速器。行星減速器的輸入軸和輸出法蘭位于同側(cè),因此該行星減速器安裝于兩端履帶的外側(cè)。履帶的牽引力由直接安裝在履帶總成上的兩個(gè)獨(dú)立軸向磁通電機(jī)提供,軸向磁通電機(jī)的輸出軸與行星減速器的輸入軸連接,行星減速器的輸出法蘭直接連接履帶的驅(qū)動(dòng)輪帶動(dòng)履帶行走。履帶驅(qū)動(dòng)輪采用輪邊驅(qū)動(dòng)、輪邊減速的方式以及兩側(cè)履帶獨(dú)立的電氣控制,滿足了高效率、低成本、體積小、控制方便、機(jī)動(dòng)靈活的設(shè)計(jì)要求[9],如圖3所示。

圖3 山地模塊化電動(dòng)底盤牽引模塊

2 行星減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 行星減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

山地模塊化電動(dòng)底盤主要應(yīng)用于丘陵山地,需要克服丘陵山地的復(fù)雜環(huán)境作業(yè),因此對(duì)牽引模塊的牽引力要求較高,從而要求行星減速器在低轉(zhuǎn)速時(shí)能夠提供高扭矩。根據(jù)山地模塊化電動(dòng)底盤牽引模塊的電機(jī)、減速器、驅(qū)動(dòng)輪的布置方案以及減速要求,設(shè)計(jì)了動(dòng)力同側(cè)輸出且輸入軸與輸出法蘭同軸的二級(jí)行星減速器。行星減速器機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖4所示,通過二級(jí)行星輪系減速,使用NGW型行星減速方式,滿足電驅(qū)動(dòng)底盤的減速器的傳動(dòng)要求;采用輸入軸與輸出法蘭重疊的方式以實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的同側(cè)輸入輸出;兩級(jí)行星輪系均采用4個(gè)行星輪的分布方式,增加傳動(dòng)的平穩(wěn)性,從而具有體積小、承載能力大的優(yōu)勢(shì)[10]。

圖4 二級(jí)行星減速器機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

2.2 行星減速器三維建模建立

行星減速器由箱體、箱蓋、行星輪系、輸入軸、輸出法蘭等組成,其中行星減速器箱體是整個(gè)行星減速器的基本骨架,是支撐行星輪系傳遞動(dòng)力的重要承載體,根據(jù)箱體的設(shè)計(jì)要求及其原理進(jìn)行設(shè)計(jì),使其強(qiáng)度、剛度滿足要求。根據(jù)確定的減速器類型和機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖的運(yùn)動(dòng)關(guān)系,按照減速器相關(guān)原理的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則進(jìn)行各零部件的設(shè)計(jì),并建立行星減速器各零件三維模型,按照運(yùn)動(dòng)關(guān)系將各零件裝配,行星輪系結(jié)構(gòu)三維模型如圖5所示。

(a) 一級(jí)行星輪系結(jié)構(gòu)

3 行星減速器參數(shù)計(jì)算

3.1 行星減速器傳動(dòng)比計(jì)算

山地模塊化電動(dòng)底盤采用兩個(gè)軸向磁通電機(jī)作為動(dòng)力源,單個(gè)軸向磁通電機(jī)的額定功率P=4 kW,額定轉(zhuǎn)速n0=3 000 r/min,山地模塊化電動(dòng)底盤速度的設(shè)計(jì)要求為V=15 km/h,驅(qū)動(dòng)輪的半徑rp=200 mm。按照設(shè)計(jì)要求的最大速度計(jì)算減速器的傳動(dòng)比,如式(1)所示。

(1)

根據(jù)傳動(dòng)比計(jì)算,取二級(jí)減速器的傳動(dòng)比為i=15。

3.2 傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法確定齒輪參數(shù)

針對(duì)行星減速器首先采用傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法,以傳動(dòng)比i=15為設(shè)計(jì)目標(biāo),以滿足同心要求和裝配條件為設(shè)計(jì)要求,經(jīng)過多次的修改得到滿足設(shè)計(jì)齒數(shù)參數(shù),如表2所示。傳統(tǒng)設(shè)計(jì)以靜態(tài)設(shè)計(jì)為主,設(shè)計(jì)目標(biāo)、要求較為單一,不能滿足行星減速器的多目標(biāo)設(shè)計(jì)需求,與現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法相比具有較大的劣勢(shì)。

表2 傳統(tǒng)齒輪設(shè)計(jì)主要參數(shù)Tab. 2 Main parameters of traditional gear design

3.3 行星減速器齒輪參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)

山地模塊化電動(dòng)底盤牽引模塊為獨(dú)立模塊且牽引模塊上安裝有行星減速器和軸向磁通電機(jī),為滿足牽引模塊的安裝要求和性能要求,行星減速器的體積需要減小,但隨著體積的減小,其強(qiáng)度將會(huì)下降,為滿足體積要求和強(qiáng)度要求,運(yùn)用可靠性理論及優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)[11],通過設(shè)計(jì)變量、建立目標(biāo)函數(shù),再通過約束條件的限制,獲得最優(yōu)的齒輪齒數(shù)參數(shù)。使用優(yōu)化設(shè)計(jì)理念設(shè)計(jì)行星減速器,可以縮短設(shè)計(jì)周期,提高產(chǎn)品經(jīng)濟(jì)性[12]。

3.3.1 目標(biāo)函數(shù)的建立

受到牽引模塊的限制,需要減小各部件的尺寸,從而達(dá)到減小行星減速器的尺寸的要求,在尺寸減小的同時(shí)需要保證減速器各部件的強(qiáng)度,使其能傳遞所需的扭矩。以行星減速器的體積作為設(shè)計(jì)準(zhǔn)則,以齒輪體積之和最小為目標(biāo)[13],優(yōu)化參數(shù)變量如式(2)所示。

X=[x1、x2、x3、x4、x5、x6]T

(2)

式中:x1、x2、x3、x4、x5、x6——齒輪Z1、Z2、Z3、Z4、Z5、Z6齒數(shù)。

(3)

式中:m——齒輪模數(shù);

b1、b2、b3、b4、b5、b6——各齒輪齒寬。

3.3.2 約束條件

按照可靠性理論與優(yōu)化設(shè)計(jì)要求設(shè)置約束條件,通過約束條件對(duì)目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行限制,可以保證設(shè)計(jì)的行星減速器尺寸合理,工作穩(wěn)定可靠。

1) 同心條件。太陽輪與內(nèi)齒圈需要共軸且行星輪繞著此軸做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),所以需要行星輪的分度圓與太陽輪和內(nèi)齒圈的分度圓相切,故需滿足同心條件式(4)。

Za+2Zb=Zc

(4)

式中:Za——太陽輪齒數(shù);

Zb——行星輪齒數(shù);

Zc——內(nèi)齒圈齒數(shù)。

根據(jù)同心條件確定約束函數(shù)為

f1(x)=x1+2x2-x3=0

(5)

f2(x)=x4+2x5-x6=0

(6)

2) 裝配條件。行星輪系在裝配時(shí),為保證Np個(gè)行星輪均勻分布在內(nèi)齒圈軸線為圓心的同一圓周上,且Np個(gè)行星輪均能與太陽輪和內(nèi)齒圈正確嚙合,需滿足裝配條件式(7),并根據(jù)裝配條件建立約束函數(shù)式(8)、式(9)。

(7)

(8)

(9)

式中:iaH——行星齒輪減速比;

i1H1——第一級(jí)行星齒輪減速比;

i4H2——第二級(jí)行星齒輪減速比;

n——任意正整數(shù);

Np——行星輪數(shù)。

在本設(shè)計(jì)中,需要行星減速器的體積較小且傳遞扭矩較大,為保證行星減速器的穩(wěn)定性和強(qiáng)度,因此選擇行星減速器行星輪數(shù)Np=4。

3) 鄰接條件。行星減速器的減速比大,結(jié)構(gòu)緊湊,為防止鄰接行星輪在運(yùn)動(dòng)中出現(xiàn)干涉,需要滿足鄰接條件式(10)。

L>dag

(10)

式中:L——相鄰兩個(gè)行星輪中心距;

dag——最大行星輪齒頂圓直徑。

根據(jù)鄰接條件建立約束函數(shù)式(11)、式(12)。

(11)

(12)

4) 不發(fā)生根切條件。齒輪使用范成法加工,當(dāng)齒數(shù)較小時(shí),齒輪插刀會(huì)將齒輪根部過多切除從而產(chǎn)生根切現(xiàn)象,導(dǎo)致輪齒的抗彎強(qiáng)度下降,影響減速器工作的穩(wěn)定性,因此在齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)時(shí)需要避免根切現(xiàn)象的產(chǎn)生,故需滿足不發(fā)生根切條件式(13),并根據(jù)不發(fā)生根切條件建立約束函數(shù)式(14)。

(13)

(14)

式中:α——齒輪壓力角。

在本文中,齒輪為漸開線圓柱齒輪,齒輪的壓力角α=20°。

5) 模數(shù)與齒寬的約束條件。在行星齒輪設(shè)計(jì)中,為提高傳動(dòng)穩(wěn)定性,需滿足齒寬條件式(15)、式(16)。

5m≤bn≤17m

(15)

(16)

式中:bn——齒輪寬度;

dmin——最小齒輪分度圓。

相互嚙合的小齒輪與大齒輪承受的相同力矩,因此小齒輪齒面承受壓力更大,并且小齒輪齒面的嚙合次數(shù)較多,所以小齒輪的齒寬需要更寬,通常小齒輪的齒寬比大齒輪寬5～10 mm。本設(shè)計(jì)中選定太陽輪齒寬為20 mm,行星輪與內(nèi)齒圈齒寬為26 mm。

6) 傳動(dòng)比條件。根據(jù)行星減速器傳動(dòng)比計(jì)算所得的傳動(dòng)比為15,為簡(jiǎn)化計(jì)算,將行星減速器傳動(dòng)比轉(zhuǎn)化為i=15±1,其傳動(dòng)比條件為式(17),并建立約束函數(shù)式(18)、式(19)。

(17)

(18)

(19)

7) 齒輪強(qiáng)度條件。在行星減速器中,太陽輪同時(shí)與4個(gè)行星輪嚙合,嚙合次數(shù)最多且太陽輪體積較小受到的應(yīng)力較為集中,工作條件最為惡劣,受力最復(fù)雜,因此太陽輪最容易出現(xiàn)失效,所以分析兩級(jí)行星輪系太陽輪的齒根彎曲強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度即可。齒根彎曲強(qiáng)度可靠性根據(jù)式(20)計(jì)算。

(20)

式中:KF——彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù);

Ta——主動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩;

YFa——齒型系數(shù);

YSa——應(yīng)力修正系數(shù);

Yε——重合度系數(shù);

φd—齒輪寬徑比;

σF——彎曲疲勞強(qiáng)度;

[σF]——彎曲疲勞許用應(yīng)力。

齒根彎曲強(qiáng)度可靠性計(jì)算式,確定其彎曲強(qiáng)度約束函數(shù)式(21)、式(22)。

f10(x)=2KFTaYFaYSaYε-[σF]φd1m3x12≤0

(21)

f11(x)=2KFTaYFaYSaYε-[σF]φd2m3x42≤0

(22)

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[15]以及直齒輪和斜齒輪承載能力計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)[16]可得:KF=1.65、YFa=2.97、YSa=1.52、Yε=1.02、[σF]=505 MPa、KF=1.65、T1=95 N·m、T2=425 N·m。齒面接觸疲勞強(qiáng)度可靠性計(jì)算如式(23)所示,所建立的約束函數(shù)為式(24)、式(25)。

(23)

(24)

(25)

式中:KH——接觸疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù);

ZH——區(qū)域系數(shù);

ZE——彈性影響系數(shù);

Zε——重合度系數(shù);

σH——接觸疲勞強(qiáng)度;

[σH]——接觸疲勞許用應(yīng)力;

u——齒數(shù)比。

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[15]以及直齒輪和斜齒輪承載能力計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)[17]可得:KH=1.3、ZH=2.5、ZE=189.8 MPa1/2、Zε=0.876、σH=640 MPa。

3.3.3 數(shù)學(xué)模型的建立

根據(jù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法和機(jī)械設(shè)計(jì)理論,建立動(dòng)力同側(cè)輸出的二級(jí)行星減速器齒輪計(jì)算數(shù)學(xué)模型。

(26)

本次優(yōu)化有1個(gè)目標(biāo)函數(shù),6個(gè)設(shè)計(jì)變量為六種齒輪的齒數(shù),13個(gè)約束方程。

3.3.4 目標(biāo)函數(shù)計(jì)算

已知P=4 kW,n輸入=3 000 r/min,i=15,NP=4,太陽輪材料為40Cr,行星輪和內(nèi)齒圈材料為20CrMnTi,根據(jù)最小體積目標(biāo)函數(shù)以及約束條件進(jìn)行計(jì)算,最終確定了減速器的相關(guān)參數(shù)。優(yōu)化后行星齒輪減速器主要參數(shù)如表3所示。

表3 行星齒輪減速器優(yōu)化后各齒輪參數(shù)Tab. 3 Planetary gear reducer after optimization of the gear parameters

3.4 優(yōu)化結(jié)果分析

通過對(duì)比傳統(tǒng)設(shè)計(jì)和優(yōu)化設(shè)計(jì)所得參數(shù)可以得到,優(yōu)化后的行星減速器中心輪Z1齒數(shù)為17,行星輪Z2齒數(shù)為21,內(nèi)齒圈Z3齒數(shù)為59,中心輪Z4齒數(shù)為23,行星輪Z5齒數(shù)為17,內(nèi)齒圈Z6齒數(shù)為57,其中中心輪Z4齒數(shù)以及內(nèi)齒圈Z6齒數(shù)降低,優(yōu)化前行星輪系總體積為219 128 mm2,優(yōu)化后行星輪系總體積為207 599 mm2,總體積相比之前降低5.3%。最大齒輪的原直徑為130 mm,優(yōu)化后直徑為122 mm,徑向尺寸相比之前降低6.2%。

4 傳動(dòng)裝置分析

4.1 傳動(dòng)裝置模態(tài)分析

行星齒輪減速器能夠傳遞大扭矩、高轉(zhuǎn)速的動(dòng)力,這樣的動(dòng)力將引起振動(dòng)。振動(dòng)將導(dǎo)致減速器的疲勞損壞,更有可能引發(fā)共振,導(dǎo)致整個(gè)行星減速器快速損壞,所以對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析十分必要[18]。對(duì)傳動(dòng)裝置采用自適應(yīng)的劃分方法,回轉(zhuǎn)體劃分為六面體網(wǎng)格,其他零件劃分為四面體網(wǎng)格。網(wǎng)格劃分后單元數(shù)量為20 573,單元節(jié)點(diǎn)數(shù)量為70 421,傳動(dòng)裝置有限元模型如圖6所示。并對(duì)傳動(dòng)裝置的材料進(jìn)行參數(shù)設(shè)置,零件材料參數(shù)如表4所示。

圖6 傳動(dòng)裝置有限元模型

表4 主要零件材料參數(shù)Tab. 4 Main component material parameters

本文所研究的減速器工作頻率較低,因此對(duì)其模態(tài)分析時(shí),無需關(guān)注過多階次的固有頻率。故分析傳動(dòng)裝置的前5階固有頻率與振型,其振型圖如圖7所示。

(a) 第1階

由圖7可知,1階、2階振動(dòng)頻率為676.94 Hz、680.44 Hz,傳動(dòng)裝置輸出軸分別繞X軸和Y軸擺動(dòng);3階振動(dòng)頻率為901.71 Hz,行星架Z軸周向擺動(dòng);4、5階振動(dòng)頻率為1 001.1 Hz、1 007.5 Hz,輸入軸發(fā)生明顯的彎曲變形,分別在X軸和Y軸發(fā)生彎曲變形。傳動(dòng)裝置1階固有頻率為676.94 Hz遠(yuǎn)大于減速器的振動(dòng)頻率73.91 Hz,故減速器在工作過程中產(chǎn)生的振動(dòng)不會(huì)引起傳動(dòng)裝置的共振。

4.2 輸出法蘭靜力學(xué)分析

行星齒輪減速器主要作用是降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩,所以輸出法蘭將承受非常大的扭矩[19-20]。對(duì)行星減速器中受力最大的輸出法蘭進(jìn)行靜力學(xué)分析,可以保證行星減速器結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度能夠達(dá)到要求且行星減速器安全可靠。為提高有限元分析的準(zhǔn)確度,且結(jié)合輸出法蘭的形狀,采用六面體網(wǎng)格對(duì)輸出法蘭進(jìn)行網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格劃分后單元數(shù)量為12 459,單元節(jié)點(diǎn)數(shù)量為47 827,輸出法蘭有限元分析模型如圖8所示。

圖8 輸出法蘭有限元分析模型

山地模塊化電動(dòng)底盤設(shè)計(jì)的工作速度為2 km/h,根據(jù)電機(jī)功率和減速器傳動(dòng)比以及履帶驅(qū)動(dòng)輪直徑進(jìn)行換算,得到電機(jī)最大輸入轉(zhuǎn)矩為95 Nm,行星減速器的減速比為15,在法蘭盤外圓表面上施加1 425 Nm扭矩,再在安裝孔處施加固定約束。

通過Ansys分析求解,如圖9所示為輸出法蘭位移云圖,最大位移為0.077 794 mm,主要分布在行星架接觸孔處及附近,最大變形量較小,能夠滿足設(shè)計(jì)的要求。如圖10所示為輸出法蘭應(yīng)力云圖,輸出法蘭安裝孔處和行星架與輸出法蘭的連接部位處存在應(yīng)力集中,應(yīng)力最大值為240.72 MPa,小于40Cr的屈服極限785 MPa,因此輸出軸的強(qiáng)度合格,安全可靠。

圖9 輸出法蘭位移云圖

圖10 輸出法蘭應(yīng)力云圖

5 結(jié)論

1) 本文設(shè)計(jì)的同側(cè)輸出行星減速器能夠?qū)崿F(xiàn)動(dòng)力同側(cè)輸出且輸入軸與輸出法蘭同軸,能滿足山地模塊化電動(dòng)底盤的布置方案,從而使得電動(dòng)底盤的寬度得到減少,通過性能更佳,并且通過運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真可知牽引模塊的橫向位移平均減少13.9%,使得履帶的壽命得到延長(zhǎng),并且同側(cè)輸出行星減速器能夠低轉(zhuǎn)速高扭矩的輸出,提高山地模塊化電動(dòng)底盤的通過性和穩(wěn)定性。

2) 相比于傳統(tǒng)的行星齒輪設(shè)計(jì)方法,采用可靠性設(shè)計(jì)理論,以輕量化為設(shè)計(jì)目標(biāo),搭建優(yōu)化分析模型,最終使得設(shè)計(jì)的行星減速器行星輪系總體積降低5.3%,徑向尺寸降低6.2%,降低總體積和徑向尺寸可以節(jié)省材料使得安裝空間更小。

3) 使用Ansys軟件針對(duì)傳動(dòng)裝置進(jìn)行模態(tài)分析,得到傳動(dòng)裝置1階固有頻率為676.94 Hz遠(yuǎn)大于減速器的振動(dòng)頻率73.91 Hz,故減速器在工作過程中產(chǎn)生的振動(dòng)不會(huì)引起傳動(dòng)裝置的共振,對(duì)行星減速器關(guān)鍵零件輸出法蘭靜力學(xué)分析得到應(yīng)力最大值為240.72 MPa,小于其材料的屈服極限785 MPa,零件的強(qiáng)度滿足要求。