主减速器的设计论文 (2).doc
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1、主减速器的设计(一) 主减速器概述地下自卸车广泛采用单级主传动,该主传动结构简单,质量小,成本低,使用简单,但主传动比不能太大,一般3.66.87。因为进一步提高将增大从动轮直径,从而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。 单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。 螺旋锥齿轮传动,制造简单,工作中噪声大,对齿合精度很敏感,齿轮副锥顶稍有不吻合便使工作条件急剧变坏,伴随磨损、增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确齿合,必须将轴承顶紧,提高支承刚度,增大壳体刚度。 双曲面齿轮传动与螺旋锥齿轮传动不同之处,在于主、从动轴线不相交而有一偏移距。由于存在偏移距,从而主动齿轮螺旋角与从动轮螺旋角不等,且。
2、此时两齿轮切向力与之比,可 根据啮合面上法向力彼此相等的条件求出。 设与分别为主、从动轮平均分度圆半径,双曲面的传动比为 对于螺旋锥齿轮传动,其传动比,令,则 系数一般为1.251.5。这说明当双曲面齿轮尺寸与螺旋锥齿轮尺寸相当时,双曲面传动有更大的传动比,当传动比一定,从动轮尺寸相同时,双曲面主动齿轮比螺旋锥齿轮有较大直径,较高的齿轮强度及较大的主动齿轮轴和轴承刚度,当传动比和主动齿轮尺寸一定时,双曲线从动锥齿轮直径比相应螺旋齿轮为小,因而离地间隙较大。 双曲面齿轮副在工作过程中,除了有沿齿高方向的侧向滑动之外,还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的摩合过程,并使其工作安静平滑。然而
3、纵向滑动可使摩擦损失增加,降低传动效率,因而偏移距不应过大。双曲面齿轮传动齿面间大的压力和大的摩擦功,可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死。因此,双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和避免齿面烧结的特殊润滑油。(二) 主减速器方案的选择 考虑到生产条件、材料问题、工作环境,选择采用螺旋锥齿轮。(三)主减速与轮边行星减速的输入功率、转速计算由于我们采用四轮驱动,前后桥设计一样,主减速器、差速器及轮边行星减速设计如下:整车满载时总重GVW=g=390109.8=382298N,打滑时牵引力=GVW=3822980.6=229378.8N,整车打滑时所需扭矩 =229378.80.747=171345.9
4、636Nm根据经验、相关资料、车速要求和类比法,主减速器传动比定为=6.857,效率=0.99,初定主动轮齿数=7;轮边行星减速传动比定为=4.80,效率=0.95,初定太阳轮齿数=15。整车满载车轮打滑时后桥所需要的扭矩=/=171345.963620231/39010=88861.8Nm(变速箱不均分),后桥单个轮打滑时所需的扭矩=/2=88861.8/2=44430.92Nm(差速器均分)。太阳轮输入扭矩=/=44430.92/0.95/4.8=9743.6228Nm。由匹配牵引曲线可知,自卸车一挡重载打滑速度=0.9458km/h(根据上面重载时匹配曲线可得)。打滑时轮边行星减速器太阳
5、轮转速=(/3.6/2)60=(0.9458/3.6/0.747/2)604.8=16.121/min,由功率扭矩转换公式:=9550/得=/9550=9743.622816.121/9550=16.4478kw。主减速主动轮输入功率=2/(0.9/0.95)=216.4478/(0.9/0.95)=34.722kw,转速=16.1216.857=110.5417,扭矩=9550/=955034.722/110.5417=20363.444Nm。 (四) 采用易普设计专家(网络软件)计算过程如下: 窗体顶端请输入数据:齿轮齿形制:大端模数m=mm,系列: 齿形角=轴间夹角=传动比i=齿轮齿数Z
6、1=,Z2 =径向变位系数x1=,x2 =切向变位系数xt1=,xt2=螺旋角m=, 齿顶高系数ha*=齿顶间隙系数c*= 齿宽系数R=宽度B=窗体底端窗体顶端计算结果检查:分度圆d1=mmd2=mm锥 距 R=mm分锥角1=2=齿向重合度=窗体底端 设计说明 1. 圆弧齿锥齿轮主要有格里森制和埃尼姆斯制。2. 选择齿形制后,齿轮的大端模数m、法向压力角n、齿顶高系数ha*、齿顶间隙系数c*和中部螺旋角m会自动修改为相应的标准值,并给出相应的提示。用户可以修改模数m为任意值。 3. 齿数Z1的选择可按下图进行。对应的变位系数会自动给出,用户可以修改。螺旋角m 的选取一般要求齿向重合度1.25。
7、4.当齿数Z2给定时自动计算传动比i=Z2/Z1。如果输入传动比i则自动计算齿数Z2=INT(i*Z1)。5. 齿宽系数R一般取1/4,1/3,宽度B应10m。6. 按“计算”钮,将计算结果显示于右侧框内。“计算清单”钮会在另页上显示计算的全部过程,可以下载或打印。按“强度计算”则进入齿轮强度计算网页。最小齿数Z1的选择 零度弧齿锥齿轮最小齿数Z1 弧齿锥齿轮最小齿数Z1(m=35)齿数比i11.51.52.52.53.53.5单面法19161310简单双面法23181410洛-卡氏制最小齿数Z1(等高齿,m=1035)几何计算过程 输入参数: 齿轮类型:35格里森制 大端模数m=10mm齿形
8、角=20齿数Z1=7,Z2=48径向变位系数x1=.381,x2=-.381传动比 i=6.857齿顶高系数ha*=.85切向变位系数xt1=.213,xt2=-.213中点螺旋角m=35齿顶间隙系数c*=.188齿宽系数R=.309,宽度b=75mm小轮螺旋方向:左旋序号项 目公 式结 果1大端分度圆dd1=Z1m,d2=Z2md1=70.00mm, d2=480.00mm2分锥角1=arctan(Z1/Z2),2=90-11=8.297,2=81.7033锥距RR=d1/2sin1=d2/2sin2R=242.539mm4齿距pp=mp=31.416mm5齿高hh=(2ha*+c*)mh=
9、18.880mm6齿顶高haha=(ha*+x)mha1=12.310,ha2=4.690mm7齿根高hfhf=(ha*+c*-x)mhf1=6.570,hf2=14.190mm8顶隙cc=c*mc=1.88mm9齿根角ff1=arctg(hf1/R),f2=arctg(hf2/R)f1=1.552,f2=3.34810齿顶角aa1=f2,a2=f1(等顶隙收缩齿)a1=3.348,a2=1.55211顶锥角aa1=1+f2,a2=2+f1a1=11.645,a2=83.25512根锥角ff1=1-f1,f2=2-f2f1=6.745,f2=78.35513顶圆直径dada1=d1+2ha1c
10、os1,da2=d2+2ha2cos2,da1=94.36,da2=481.35mm14分锥顶点至轮冠距离AkAk1=d2/2-ha1sin1,=d1/2-ha2sin2Ak1=238.22,Ak2=30.36mm15齿宽中点分度圆直径dmdm1=d1-bsin1,dm2=d2-bsin2dm1=59.177mm,dm2=405.785mm16齿宽中点模数mmmm=dm1/z1=dm2/z2mm=8.454mm17中点分度圆法向齿厚smnsmn=(0.5cosm+2xtan+xt)mmsmn1=15.023mm,smn2=6.732mm18中点法向齿厚半角mnmn=smnsincos2m/dm
11、mn1=9.658,mn2=.09219中点分圆法向弦齿厚smnsmn=smn(1-mn2/6)smn1=14.952mm,smn2=6.732mm20中点分圆法向弦齿高hamham=ha-btana/2+smnmn/4ham1=10.749mm,ham2=3.677mm21当量齿数ZvZv=Z/coscos3mZv1=12.870,Zv2=605.14622端面重合度=Z1(tanvat1-tant)/cos1 +Z2(tanvat2-tant)/cos2/2其中:tant=(tan/cosm)cosvat=Zcost/(Z+2(ha*+x)cos)=1.12023齿线重合度=btanm/m
12、m=1.97724总重合度=(2+2)1/2=2.273CAD 绘 图 文 件 下 载输入参数:大端模数m=10mm齿形角=20传动比 i=6.857齿数Z1=7,Z2=48变位系数x1=.381, x2=-.381mm切向变位系数xt1=.213, xt2=-.213齿顶高系数ha*=.85齿顶间隙系数c*=.188螺旋角=35齿宽系数R=.309宽度b=75mm 螺旋方向:左旋材料选取窗体顶端小轮: 精度: 安装: 大轮: 精度: 功率:kw转速:r/min 输入转矩T1=Nm窗体底端齿面接触疲劳强度校核窗体顶端计算项目计算公式计算结果计算接触应力H=ZE(1.5FtmaxKHZXZR/b
13、calde1I)1/2(Ft1/Ftmax)1/3H=MPa系数K H=KAKvKHKH =Nm轮齿切向力Ft1=2000T/dFt1=N小轮大端最大切向力Ftmax:(一般取Ftmax=Ft1)Ftmax=N使用系数原动机-工作机KA: KA =动载系数Kv:(根据V由拟合曲线算出)Kv =齿向载荷分布系数KH:(根据安装形式决定)KH=材料弹性系数ZE:(由大齿轮和小齿轮材料决定)ZE =尺寸系数ZX:(一般取1.0)ZX =表面粗糙度系数ZR:(一般取1.0)ZR =齿宽bcal:(取一对齿轮中较小值)bcal=小轮大端分度圆直径de1=Z1mde1=几何系数I:(由大小齿轮齿数决定)I
14、 = 接触极限应力HG=HlimZNZw/ZHG=MPa试件接触疲劳极限Hlim(由齿轮材料和齿面强度决定)Hlim=MPa接触强度寿命系数ZN(按无限循环寿命计算)ZN= 齿面工作硬化系数Zw:(一般取1.0)Zw =温度系数Z:(一般取1.0)Z=安全系数SH=HG/HSH =许用安全系数SHP: SHP=接触强度校核结果 窗体底端齿根弯曲疲劳强度校核窗体顶端计算项目计算公式计算结果计算弯曲应力F=FtKFYX/bcalmetJF=MPa系数KF=KAKvKFKF =轮齿切向力Ft:(与接触强度Ft1值相同)Ft =Nm使用系数KA:(与接触强度KA值相同)KA =动载系数Kv:(与接触强
15、度Kv值相同)Kv =齿向载荷分布系数KF:(根据安装形式决定)KF=尺寸系数Yx:(由模数曲线拟合)Yx =齿宽bcal:(取一对齿轮中较小值)bcal=大端端面模数met=mmet=几何系数J:(由大小齿轮齿数决定)J = 许用弯曲应力FG=FlimYN/YFG=MPa试件弯曲疲劳极限Flim:(由齿轮材料和齿面强度决定)Flim=MPa弯曲强度寿命系数YN:(按无限循环次数计算)YN= 齿根圆角敏感系数Y:(一般取1.0)Y= 安全系数SF=FG/FSF =许用安全系数SFP: SFP=弯曲强度校核结果窗体底端五、主减速器从动轮与差速器壳联接螺栓计算 从动轮所传递的:功率=34.7220
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