某O型翻车机定位车驱动装置设计中期报告

需要全套设计联系Q 97666224（说明书CAD图等） 题目： 某O型翻车机定位车驱动装置设计1. 设计（论文）进展状况本设计以大功率立式行星减速器的设计为中心，一是货车重量对定位车驱动装置动力参数的影响；二是大功率立式行星减速器的设计；。因此本设计在考虑上述要求和因素的基础上研究利用电机的旋转带动传动机构，通过加速器带动小齿轮，小齿轮与齿条啮合，实现移动。1.1翻车机定位车驱动装置方案的设计 翻车机定位车驱动装置的主要性能参数有翻车机定位车驱动装置的效率，电机功率和转速，减速器的速比、输入扭矩、输入最高转速、额定允许输出扭矩、输出转速，齿轮齿条的尺寸与模数，以及翻车机定位车驱动装置的总功率。 电动机的选择电动机类型和结构形式。按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电机。他为立式封闭结构。电动机的容量。定位车输出功率PW即 PW=Tnw9550(kW) (1.1) 推动货车的牵引力F(N)和速度v(m/s),则所需功率为 PW=Fv1000 (1.2) 电动机的输出功率Pd 考虑到传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 Pd=PW (1.3) (1)行星减速器传动比分配 下面则要决定如何分配传动比，多级行星齿轮传动的各级传动比的分配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级NGW型行星齿轮传动中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径之比接近于1。通常使/11.2。 E可按式(1.4)计算， (1.4)式中 (1.5) (1.6) 式中和图中代号的角标和分别表示高速级和低速级；为行星轮数目；为载荷不均匀系数，其它代号见本篇第2章。及的比值，可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于1.82。如果全部采用硬度350的齿轮时，可取。最后算得之E值如果大于6，则取E6。 由于本设计是三级行星齿轮传动，而上图所示却是二级的传动分配方案，所以将三级减速器的高速级、中速级、低速级分别拆开，分别组成两个二级的行星齿轮传动，这样便可以按照上图进行传动比的分配，来分别进行计算。设高速级与中速级、中速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则有, ,由估算取齿宽系数为，对于高速级和中速级组合，由E1=4曲线计算得：i1=7.1，i2=5.6,对于中速级和低速级组合，由E2=6曲线计算得：i2=5.6，i3=5,则总传动比的分配为：所以，三级行星齿轮减速器的布置图如图1。 为了达到悬浮均载的目的，本设计采用： (1)高速级太阳轮a1浮动。(2)第一级高速级行星架1与中速级太阳轮a2联体浮动。(3)第二级低速级太阳轮a3和中速行星架H2做成一体浮动。(4)第三级低速行星际H3和输出轴做成一体，低速行星架浮动。 图1 悬浮均载行星齿轮减速器传动方案 1.2行星齿轮传动齿数确定的条件 由上一章行星齿轮传动的原理知道，NGW型减速器为太阳轮输入，行星架输出。其传动比为 (1.7)式中 齿圈齿数;太阳轮齿数。结构参数K与传动比的关系为 K=i1 (1.8)对已知机构参数K的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计计算称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循三个条件 (1)同心条件为了正确的啮合，各对啮合齿轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在NGW型传动，太阳轮a和行星轮c的中心距aac应等于行星轮c与内齿轮b的中心距acb ，即aac=acb。可如图所示。图2 行星轮同心条件示意图如图，aac=acb ,对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合，可写成 (1.9)式中 太阳轮齿数; 行星轮齿数; 内齿圈齿数。整理后得或2 对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为 (1.10) 式中 太阳轮与行星轮之间的啮合角; 行星轮与内齿圈之间的啮合角。因必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或同为偶数。1.2.1高速级行星齿轮传动计算 1、配齿计算选择行星轮数目，取nw3,确定各轮齿数，按上一节中的配齿公式进行计算: (1.11) ,适当调整该传动比使C等于整数得，由于本设计采用不等角变位，需减少一个到两个齿数，故取 可以算出预计啮合角，故取、175、72，两对齿轮传动齿数最好互质，这样能保证磨损比较均匀，以便分散和消除齿轮制造误差。 在渐开线齿轮行星传动中，合理采用角度变位齿轮可以得到下列好处：获得准确的传动比；提高啮合传动质量和承载能力；在传动比得到保证的前提下得到正确的中心距；可以得到相当大的传动比；在保证装配及同心等条件下，使齿数的选择具有较多的自由。采用标准齿轮及标准啮合角，就可以符合上述要求。 2、按接触强度初算ac传动的中心距和模数 对于闭式齿轮传动，其工作环境和润滑条件比较好，因此齿面点蚀、胶合和塑性流动使它们的主要失效形式，而对于开式齿轮传动，它们的主要失效形式是磨损和断齿。本次设计为闭式齿轮传动，对于闭式齿轮传动，目前一般的方法是先按齿面接触疲劳强度简化设计公式设计齿轮的主要尺寸和参数，然后校核其齿面接触和齿根弯曲疲劳强度，必要时还需校核静强度和抗胶合能力。不过无论用什么方法，都必须满足齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度和静强度等要求，使之在预期寿命内可靠的工作。计算减速器输入扭矩，按减速器直接档最大转矩代入计算有 设载荷不均匀系数1.15，在一对AC传动中，太阳轮传递的扭矩 表1 接触疲劳强度和弯曲疲劳强度综合系数载荷特性接触强度弯曲强度 说 明平 稳中等冲击较大冲击2.02.42.53.03.54.21.82.32.32.93.24.0精度高、布置对称硬齿面（接触），采用有利于提高强度的变位时取低值。 由表1.1，按接触疲劳强度综合系数得接触疲劳强度综合系数K1.6齿数比以及接触疲劳极限为 ， 太阳轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度61HRC。行星轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度57HRC。齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用0.3；通用减速器常取。取齿宽系数，由中心距初算公式得 模数为 ，取m1=2.250未变位时 初步选取取啮合角，可得ac传动中心距变动系数 则中心距 取实际中心距。 3、计算ac传动的实际中心距变动系数和啮合角 4、计算ac传动的变位系数 图3 ac变位系数的选择如图所示，该系数在综合性能较好区，可用。分配变位系数11得， 5、计算cb传动的中心距变动系数和啮合角c1b1传动未变位时的中心距为 所以实际中心距变动系数和实际啮合角为 6、计算cb传动的变位系数 ，1.2.2钢球直径及数量 钢球直径尺寸取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增加。钢球直径应符合国家标准一般常在79范围内选用,根据表2查得的钢球直径，本设计初选直径7.144的钢球。 增加钢球数量，能提高承载能力，但使钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部的钢球数。经验表明，每个环路中的钢球数以不超过60为好。为保证尽可能多的钢球都承载，应分组装配。每个环路中的钢球数可用下式计算： (1.12) 式中 为钢球中心距；为一个环路中那个的钢球工作圈数；为不包括环流导管中的钢球数；为螺线导程角，常取=58，故1。 本设计中钢球直径=6.350，工作圈数=1.5，由公式 (1.12)可得钢球数为22。1.3中速级行星齿轮计算 1、配齿计算 计算方法同高速级，选择行星轮数目，确定各轮齿数，取 ， ，适当调整该传动比使C等于整数，得： ,C=50 ，由于本设计采用不等角变位，需减少一个到两个齿数，故取 ，可以算出预计啮合角，。所以中速级各齿数为 za2=27, zc2=47, zb2=123 2、按接触强度初算ac传动的中心距和模数中速级输入扭矩为高速级的输出转矩,即 对ac传动 则接触疲劳强度综合系数 K=1.60,齿数比以及接触疲劳极限为 ，太阳轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度61HRC。行星轮材料用20CrMnTi，热处理为渗碳淬火回火，热处理硬度57HRC。齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用0.3；通用减速器常取。取齿宽系数，由中心距初算公式得： 所以模数为： 取m2=4.500，未变位时按预取啮合角，可得ac传动中心距变动系数则中心距 取实际中心距。1.4低速级行星齿轮传动计算 1、配齿计算方法同中速级，得到齿数和初定啮合角参数如表1.2所示表2 齿数和初定啮合角参数Za3Zc3Zb325371012520.68342、按接触强度初算ac传动的中心距和模数计算同中速级，参数如表1.3表3 低速级参数 项目 符号 数值项目 符号 数值输入功率30.359KW输入转矩20518.70Nm实际速比i5.040齿数比1.48齿宽系数1综合系数K1.60接触疲劳极限1358MPa初算中心距213.88mm 初算模数6.90实际模数m37实际中心距226.00mm未变位中心距217.00mm2.存在问题及解决措施2.1 存在的问题： (1)在本设计里涉及到