主减速器的设计论文.doc

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。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=171345.9636Nm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Z1=,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。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=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+2ha1cos1,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/dmmn1=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/mm=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/bcalde1I)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 = 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=34.7220.99=34.375kw 转速=/=110.5417/6.857=16.121r/min 扭矩T=20363.444Nm(上面已计算) 螺栓到从动轮中心的距离定为140mm，初选M16螺栓课程设计P100，螺母大径e=26.8mm，（性能等级为8.8），初定12颗。 每颗螺栓所传递的力F=T/（1214010）=20363.444/（12）=11784.4N。 由机械工程切削手册P228238可得出所选M16螺栓的小径d=d-2+0.376=14.376mm 由机械设计P76： 剪切强度=4F/（）=411784.4/（）=72.601Mpa 挤压强度=F/(dL)=11784.4/14.376（28-1.52) =32.789 Mpa(L为螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，其中螺栓孔深度定为28mm，螺栓孔倒角长度为1.5mm)螺纹联接件的许用切应力为：机械设计P84=/=640/（3.55）=128182.857Mpa=/=640/(2.53.0)=213.33256Mpa故 ：满足 满足六、 主减速器主动轴花键计算主减速器主动轴花键计算选择渐开线花键，压力角为，模数，齿顶高系数为0.5，齿根高系数为0.8，材料选择。分度圆直径 mm；齿顶圆直径 齿根圆直径 静联接 Mpa 得出 mm取有效长度为48mm 五、差速器的设计（一） 差速器的功能原理地下装载机一般采用四轮驱动行星刚性桥。它在行驶时，由于短中原因导致车轮行程不同，即在转向或行驶时，左，右侧车轮行程产生差异。如果用一根整轴以相同的转速驱动两侧的车轮必然会引起车轮在行驶面上滑移或滑转现象，导致车论磨损加剧，功率损失增加，转向困难，操纵性变坏。因而桥中一定要设置差速器。目前常采用的井下装载机差速器有三种不同的结构形式：1.是普通的伞齿轮差速器，简称普通差速器：2.是防滑自锁差速器，又称NOSPIN差速器：3.是有限打滑差速器，又称POSITORQ差速器，或限力矩差速器，或防滑差速器。这三种差速器的结构，原理，特性是不同的，适用范围也有差别，因此根据我们设计的桥的工作要求及经济性，我们采用了普通差速器这种结构设计。 普通差速器主要是由十字轴，半轴齿轮，行星齿轮，差速器左，右半壳等组成，动力由输入法兰输入，半轴齿轮输出，通过半轴齿轮传递到论边，带动车论转动。其工作原理如图所示： 当n=0时（即行星轮不自转），差速器作整体回转，车辆作直线运行，转速为n，当车辆右转弯时，n不等于0时，即行星轮以转速n自转。它将加快半轴齿轮1的转速。同时又使半轴齿轮2转速减慢。此时半轴齿轮1增高的转速为n，半轴齿轮2减低的转速为n，即 n=n+ n n= n- n由于Z1=Z2，故n+n=2n。从上述可知，可实现左，右半轴齿轮转速不相等，其转速差为n-n=2 n。从而实现左，右两车轮差速，减少轮胎的磨损。 假设左，右车轮由于转弯或者其他原因引起左，右车轮切线方向产生一个附加阻力P，它们方向相反。以P表示行星轮轴上作用力，则左，右半轴齿轮给行星齿轮的反作用力为P/2，两半轴齿轮r相同，则传递给左，右半轴的扭矩均为Pr/2。故直线行驶时左，右驱动轮扭矩相等（r为半轴齿轮的半径）。当机械转弯时，行星轮随着差速器内的十字轴公转外，同时还绕其自身轴自转。使他转动的力矩为2Pr1（r为行星齿轮半径），慢慢的附加阻力P和P/2。而快侧P与P/2方向相反，故慢侧所受的扭矩大，快侧所受的扭矩小。即： M=（P/2-P）r M=（P/2+P）r若以2Pr=M 表示差速器内摩擦力矩，以Pr=M表示差速器传递的扭矩，则： M+ M= M M- M= M由上面的分析可知，如果不计摩擦力矩，即M=0，则M= M，故可以认为动锥齿轮的扭矩平均分给左，右半轴，如果考虑到内摩擦，则快侧车轮力矩下，慢车轮力矩大，在普通差速器中，内摩擦较小，M/（M+ M）=0.550.6，这就是平英团差速器“差速不差扭”的传扭特性。 普通差速器的“差速不差扭”的传扭特性，会给机械行驶带来不利的影响，如一车轮陷入泥泞时，由于附着立不够，就会发生打滑。这时另外一个车轮不但不会增加，反而会减少到与车轮一样，致使整机的牵引力大大减少。如果牵引力不能克服行驶阻力，此时打滑的车轮以两倍于差速器壳的转速转动，而另外一侧不转动，此时整机停留不前。（二）三种差速器的性能比较1.牵引特性在相同的的工况下，由于使用的差速器不同而装载机整机的牵引特性不同，其中以NOSPIN差速器为最好，带弹簧的有限打滑差速器次之，标准的差速器最差。需要指出的是，如果有个个轮胎打滑或者悬空，对NOSPIN差速器来说，打滑或者悬空的轮胎不传递扭矩，那么全部的扭矩就由另外一个不打滑不悬空的这个轮子承受，这无疑增加传递该负荷所有机械元件（如轮边减速器、半轴、半轴花键及相关的元件）的负荷，因此这是在选型或设计差速器时要特别注意的地方。2.动力特性井下装载机的动力特性是表示该机以各档速度行驶时所达到的最高行驶速度，加速性能和爬坡能力。它在很大程度上决定了该机的生产率。一般用动力因素D来评价机械的动力性能。 D=fcos+sin+式中 f 滚动阻力系数； 坡道角； 回转质量换算系数； g 重力加速度m/s； 机械行驶加速度m/s；D=（F-F）/G式中 F 驱动力（牵引力）； F 空气阻力； G 地下装载机的使用重量。 从上面分析可知，在最不利的使用情况下，NOSPIN差速器牵引性能、动力因素、加速性能、爬坡能力最好，带有弹簧的有限差速器次之，标准差速器最差。因而有NOSPIN差速器的地下装载机及其动力性能最好，有限打滑差速器次之，标准差速器最差。2. 受力状况当NOPSIN差速器起差速作用时，传递给整个驱动桥的扭矩便全部传给一侧半轴，只由当脱开传动的轮子转速降到不大于慢转侧轮子后，动力又均匀地分配到两侧半轴上。而普通差速器动力始终是平均分配。这样从动轮后续船东零件（包括半轴和轮边减速器）的受力状况显然后者比前者要好。尤其在频繁交替动作的情况下（如连续的左转弯、右转弯）NOSPIN差速器左右离合器时断时续，引起车轮装置载荷的不均匀，因而受到强烈的冲击。因此，对于同样使用条件的装载机，若使用NOSPIN差速器，其驱动桥半轴和轮边减速器应该有较高的承载能力。对于带弹簧的有限打滑差速器的受力状况处于上述两者之间。 4.轮胎的磨损从上面的分析可以知道，对普通差速器来说，如果一侧驱动桥陷入泥坑因附着力不够而产生滑转，另外一侧的好路面上的驱动轮也不能使地下装载机驶出泥坑而前进，这是因为普通差速器的传扭特性之故。在这种情况下，若驾驶员拼命加油提高发动机转速，力图冲出泥坑，但只能使驱动轮转速为零，因而使差速器以及轮胎加剧磨损。对NOSPIN差速器来说，好路面的驱动桥的转速不为零，全部的输出扭矩传递到这个路面好的驱动桥，继续驱动车辆前进直到两轮同时获得附着力为止。永远不会出现轮子 打滑，因而，此时轮胎的磨损大大减轻。对NOSPIN差速器来说，由于是部分输入扭矩传递到这个路面好 的驱动轮，因而轮胎的磨损比普通差速器得要好，比NOSPIN差速器差。5. 通过性能所谓车辆的通过性是指车辆在一定的载重质量下能以足够高的平均车速通过各种坏路及五路地带和克服各种障碍的能力。例如通过松软的路面和通过坎坷不平地段及障碍物。这点对于地下装载机来说尤为重要。其中差速器的型式与结构对通过性能有很大的影响。由于普通差速器的传扭特性，是装有普通的差速器的驱动桥的通过性能最差。由于差速器中机件间的摩擦作用，差速器才可能将较大的扭矩传给不打滑的车轮，这样，两个驱动轮上总的驱动力将有所增加，从而通过性能改善。这就是NOSPIN差速器通过性能比普通差速器要好的原因。由于NOSPIN差速器的特殊结构，它的通过性能最好。6.工艺性能由于NOSPIN差速器结构父子，精度要求高，选材与热处理也要求 严，因而它的工艺性能最差，POSITORO差速器次之，普通差速器最好 但是我们考虑我们的车桥是用在地下矿山，其实际情况用普通差速器就可以满足条件了，而且在经济上面考虑，和在制造加工方面考虑，所以决定采用普通差速器. （三）差速器的基本参数的选择和设计计算1.行星齿轮差速器的确定1）行星齿轮数目的选择依照汽车工程手册，轿车多用2个行星齿轮，货车汽车和越野汽车多用4个，少数骑车用个行星齿轮。CA20差速器应选行星齿轮数为4（重载汽车）2）行星齿轮球面半径的确定差速器的尺寸通常决定于，它就是行星齿轮的安装尺寸，可根据公式来确定。=2.99=81.65mm 式中： 行星齿轮球面半径系数，=2.522.99（有四个行星齿轮的轿车和公路用货车取小值；有2个行星齿轮的轿车，以及越野汽车、矿用汽车取大值）； 主减速器从动轮所传递的扭矩3）预选其节锥距 mm4）行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数，以使齿轮有较高的强度，行星齿轮的齿数应尽量少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内；左、右半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。根据这些要求初定半轴齿轮齿数为20；差速器行星轮个数为4，齿数为11。5）行星齿轮节锥角、模数和节圆直径的初步确定