CA20地下自卸汽车驱动桥轮边减速器的设计.doc

毕业设计（论文）课题名称CA-20地下自卸汽车驱动桥轮边减速器的设计系别 专 业 机械设计制造及其自动化 姓名 学号 时 间 指导老师： 年 月 日目 录一、绪 论 1（一）、设计的背景与意义（二）国内外研究现状与发展趋势3（三）项目实施的主要内容、技术关键与创新点、预期标5（四）应用或产业化前景与市场需求6二、驱动桥9（一）驱动桥概述9（二）地下自卸车驱动桥的组成及作用10（三）地下自卸车对驱动桥的要求10三、主减速器内部参数计算11.主减速与轮边行星减速的输入功率、转速计算11.各参数计算过程四、轮边减速器的设计15（一）、类型15（二）、特点15（三）、结构型式和工作原理22（四）、本设计所取用的行星减速231.空心轴强度计算252、空心轴铰孔紧固螺栓强度计算273、半轴的设计28（五）、行星轮轴的设计32（六）、轮边减速器短盖、行星托架、轮毂连接螺栓强度计算35（七）、轮辐连接螺栓的强度计算36（八）、轮边行星减速里其它构件的设计37（九）、桥壳的设计371.驱动桥壳结构方案分析372.桥壳强度计算38参考文献 45一 、绪 论（一）、设计的背景与意义：无轨采矿技术近40多年来得到了飞速的发展。地下矿山实现了以铲运机为中心的全无轨化采矿是地下采矿设备的一次革命，也是地下矿山设备发展的方向。采用地下矿山自卸汽车运输矿石是地下矿山无轨采矿的一个重要组成部分。在国外，采用地下矿山自卸汽车运输的矿山基建投资一般要比机车运输低20%，而运行费用则高1525%。但在计入设备折旧、工资、维修及材料消耗和设备购置费的净现值后的运输总成本，将比机车运输便宜约1720%。尤其对中小型规模的矿山更为有利。进入21世纪以来，我国的矿业形势发生了很大的变化。许多露天矿山，由于开采深度不断增加，为了降低开采成本、保护环境，这些矿山必须由露天开采转入地下开采。据有关协会统计，我国的铁矿山在5年后，露天开采与地下开采的比将由目前的73转变成37，由此可见，地下矿山设备在我国的应用前景十分广阔。据有关资料分析，我国今后地下矿山自卸汽车的需求量将呈逐年上升的趋势。目前的年需求量约30台左右，5年后年需求量约120台左右。由于历史的原因，我国在地下矿山运输设备领域装备十分落后，尽管经过太原重型机械厂、北京矿冶研究总院、核工业第六研究所、衡阳有色冶金机械厂、金川有色公司、长沙矿山研究院等单位的努力，分别对5t、8t、10t、12t、18t、20t、25t等机型进行了一些研究，取得了一些成功，但这些探索性的研究显然还很不够，而且有些探索显然没有达到预期的目的。因此，直到目前我国可供矿山选用的地下矿山自卸汽车比较少，远远不能满足我国地下矿山运输设备需要。国外的地下矿山自卸汽车应用得比较好，技术也比较先进，但价格比较高。一般情况是：国外的地下矿山自卸汽车整机的价格是国内价格的23倍，而易损件、备件的价格却是610倍。因此，发展我国的地下矿山自卸汽车是非常必要的。20t地下矿山自卸汽车是我国矿山应用较多的一种机型，它比较适合中型规模的地下矿山。我国的有些公司对它有过探索，但没有达到预期的目的，至今没有该产品通过鉴定的报道。因此，我国的20t地下矿山自卸汽车目前还停留在研制阶段。而我国的用户对该产品有比较迫切的需求。由此可见，研究该机型不仅非常迫切，而且非常必要。因此，为了满足我国地下矿山运输设备的需要，使我国在地下矿山设备的设计、制造上一个新的台阶，促进我国地下矿山运输设备的产业升级。由于国际工业技术大融合，国外的一些先进技术能够为我国的产品升级提供支持。例如：我国可以选用德国道依茨(Deutz)公司、卡特(Cater)公司、底特律(Detroit)公司的发动机，可以选用美国约翰克拉克(JCJ)公司的液力变矩器、变速箱和驱动桥。力达铲运机制造有限公司经过20多年的努力，在引进、消化和吸收克拉克公司技术的基础上已经开发成功多种能够用于地下矿山的铲运机，而铲运机的制造技术比地下矿山自卸汽车的难度还要大。因此，开发20t地下矿山自卸汽车的条件已经成熟。20t地下矿山自卸汽车是地下矿山无轨运输的一个重要机型，它的研究开发对我国地下矿山自卸汽车的产品升级、建立我国地下矿山无轨采矿配套设备体系、促进我国地下矿山无轨采矿的发展都具有十分重大的意义，同时，开发它的经济效益和社会效益都很显著。（二）、国内外研究现状与发展趋势1963年瓦格纳(wagner)公司生产了世界上第一台柴油铲运机，从此开创了地下采矿应用无轨运输的时代。首先在美国及瑞典等国的地下采场中，采用了一种胶轮柴油驱动，兼有装、运、卸功能的铲运机(简称lHD)。这种设备具有机动灵活，高效率，改善劳动强度，节省劳动力的性能，简化了矿岩装运工艺，适用于采场运搬和阶段运输。这种设备很快在欧美矿山中被广泛采用，逐渐替代着多年来沿用的电耙、气动装载机和轨道运输车辆。实践证明铲运机在中、短距离内使用是经济的，但当铲运机运距超过其经济运距时，运输能力将显著下降，运输费用则急剧上升。因此，在较长距离和大运量时就宜采用矿用自卸汽车。从1976年以来，各国制造商提供了各种载重能力的地下用自卸汽车，使地下矿山的无轨运输得到发展。在瑞典一些地下开采矿山，日产量从500t到50000t的阶段运输都采用自卸汽车运输。自卸汽车装载量从15t到50t，最大已达70t，可适应各种生产规模的矿山和不同的运输线路的要求，单程运距达20003000m。地下运输采用无轨设备的显著特点是：设备购置费较低，无需安装；对大块物料适应性较强；机动灵活，有利于缩短矿山基建时间加速投产。无轨采矿技术的应用使世界地下采矿业发展发生了革命性的变化。40多年来，无轨采矿技术在发达国家的普及率已经超过85%。无轨设备的种类，除了主采设备铲运机和凿岩台车外，各种地下车辆(如地下矿山自卸汽车、地下矿山工程服务车、装药车、维修车、加油车、运人车等)都已广泛应用，并按照工艺的要求形成配套装备，组成各种机械化作业线，从而最大限度地提高了地下矿山的生产效率，使矿山的生产迅速由体力加经验的劳动密集型向技术密集的集约化方向发展。在中型吨位地下矿山自卸汽车方面，阿特拉斯-瓦格纳(Atlas Copco Wagner Inc)、约翰克拉克(JCI)公司、格特曼(Getman)公司、偌麦特(Normet)公司和塔姆罗克(Tamrock，也就是EJC)公司等，在世界上处于领先地位。他们生产的中型吨位地下矿山自卸汽车，性能良好、结构合理、质量可靠，基本上占领了这一领域的国际市场。这些公司生产的地下矿山自卸汽车，一般采用德国道依茨(Deutz)公司、卡特(Cater)公司、底特律(Detroit)公司的发动机，美国约翰克拉克(JCJ)公司的液力变矩器和带有弹簧制动、液压松闸的多盘湿式制动器，装有轮边行星减速装置的桥。这种桥的特点是承载能力大，制动性能好，具有合适的传动比。但是，这些公司生产的地下矿山自卸汽车价格昂贵，一般情况是：国外的地下矿山自卸汽车整机的价格是国内价格的23倍，而易损件、备件的价格却是610倍，而且，这些公司的备件供应周期一般要几个月，必然会严重影响矿山的采矿生产，所以其备品备件的供应时间较难满足我国工业生产的需要。因此，研究开发适合我国国情的地下矿山自卸汽车，形成具有自主只是产权的产品，对满足我国地下矿山无轨采矿的需要、促进我国地下矿山无轨采矿工艺的发展是非常必要的。我国的地下矿山自卸汽车的开发比较晚，直到1995年才出现KU-12型地下矿山自卸汽车。由于，它采用了露天机械设备的桥，这种桥显然不能满足地下矿山苛刻的工作条件。尤其要提到的是露天机械设备的桥的制动性能难以满足地下矿山的要求。因此，这种机型并没有得到推广应用。1996年，JZC-10型地下矿山自卸汽车在凡口铅锌矿进行了工业试验及鉴定，但由于种种原因，这种机型也没有推广应用。1998年，KZC-5型地下矿山自卸汽车在东北某铀矿进行了工业试验，也是由于种种原因没有推广应用。在世纪之交我国的有些研究院、公司、工厂和矿山还进行了18t、25t的地下矿山自卸汽车的探索，尽管取得了一些成功，但地下矿山自卸汽车的整体水平还是停留在研究阶段。（三）、项目实施的主要内容、技术关键与创新点、预期目标1.本项目实施的主要技术内容：(1)整体机电液参数的计算：主要解决本项目功率匹配问题。(2)重要零部件选型设计：遴选各国能用于本项目的零部件，进行性能价格比较。在保证产品质量的前提下，达到性能价格比较好。(3)重要零部件的强度校核与优化：本项目的一个重要内容是进行重要零部件的数字化设计。(4)总装图与零件图的计算机绘制：本项目的所有图纸均采用电子文本，部分重要零部件采用三维图，并在计算机上进行模拟装配，以求减少设计失误。本项目的这个研究内容也是该产品的数字化设计重要内容之一，这项研究可以提升我国在这类产品设计中的设计水平。使我国的地下矿山设备设计水平上一个新的台阶。(5)本项目的制造工艺研究：解决大型焊接件的焊接工艺；解决CA-20地下矿山自卸汽车制造工艺问题。2.本项目解决的关键技术：(1)本项目柴油机与液力变矩器的功率匹配。(2)本项目重要零部件的强度校核与优化设计，该关键技术的实施能够提升我国的研究设计水平；并能达到在保证产品质量的前提下，性能价格比较好。(3)CA-20地下矿山自卸汽车整车性能的优化设计。3.本项目的技术路线：为了保证产品质量，本项目将采用目前世界上先进的地下矿山用的发动机(底特律公司生产)，液力变矩器、变速箱和驱动桥(约翰克拉克生产)，采用进口液压制动阀及其他液压元件。这样，本项目的关键部件的性能与国外同类产品性能相同或相当。其它机构的生产，因为有生产CA-8地下矿山自卸汽车和KZC-5地下矿山自卸汽车的生产经验，也能保证质量。所以，整车的性能处于国内领先水平、与目前世界水平相当。4.本项目的创新点：(1)、本项目主要利用目前世界上先进产品(如发动机、液力变矩器、驱动桥和进口液压制动阀及其他液压元件)，整机的主要部件与EJC公司的一样，组合生产CA-20地下矿山自卸汽车，使本项目处于国内领先水平、达到世界水平。(2)、因为本项目是我国地下矿山的一个技术升级产品，因此，本项目在设计上采用数字化设计，提升我国在这类产品设计中的设计水平。（四）、应用或产业化前景与市场需求进入21世纪以来，我国的矿业形势发生了很大的变化。许多露天矿山，由于开采深度不断增加，为了降低开采成本、保护环境，这些矿山必须由露天开采转入地下开采。据有关协会统计，我国的铁矿山在5年后，露天开采与地下开采的比将由目前的73转变成37，由此可见，地下矿山设备在我国的应用前景十分广阔。据有关资料分析，我国今后地下矿山自卸汽车的需求量将呈逐年上升的趋势。目前的年需求量约30台左右，5年后年需求量约120台左右。20t地下矿山自卸汽车是我国中型地下矿山主要运输车辆，其年需求量约为我国地下矿山自卸汽车的总需求量的30%左右。因此，其应用或产业化前景较好。 三、驱动桥（一）驱动桥概述桥壳除作为壳体及驱动车轮支承的横梁承受簧上质量外，还在车架后车厢与路面间承受并传递铅垂力、纵向力与横向力，以及承受制动力矩及反作用力矩。驱动桥的反作用力矩是因主减速器主、从动齿轮上的圆周力经主、从齿轮轴承传递给壳体而产生桥壳的桥壳翻转力矩。有可以认为：驱动桥的输入转矩在桥壳上产生一大小及方向均与输入转矩相同并使驱动桥有侧向翻转趋势的反作用力矩，它由左右驱动车轮载荷转移引起的力矩所平衡；驱动桥的输出转矩产生一大小与其相同而方向相反并使桥壳力图向后翻转的反作用力矩，它由左右纵置钢板弹簧所约束并使桥壳在两板簧间承受大小为输出转矩之半的扭转负荷。驱动桥总的反作用力矩为以上两种反作用力矩的向量和。当主减速器吊挂在车架横梁或车厢上时，其反作用力矩由车架或车厢承受；三轴越野汽车采用平衡悬架的中、后桥的反作用力矩则由反作用杆来承受。在保证强度、刚度、可靠性及寿命的条件下应力求减小驱动桥簧下质量，以减小地面冲击力、提高汽车平顺性。驱动桥的轮廓尺寸要紧凑并与所要求的离地间隙相适应；主减速比应能满足在给定使用条件下具有良好的动力性、经济性，轿车多选为，货车单级主减速器多为。可有种主减速器比供选择，以适应汽车变型的需要。由于发动机功率的提高、汽车整备质量的减小和道路的改善等，主减速比有减小趋势，这是考虑既能满足高速行驶，又要在常用车速下降低发动机转速、提高其使用寿命，减小燃料消耗及振动与噪声等。采用双速主减速器既可得到大减速比，又可得到多档变速，并兼顾重型汽车满载和拖挂时的动力性，以及空载单车行驶时的饿经济性。齿轮等传动机件的传动效率要高，要工作平稳、无噪声。采用防滑差速器可提高汽车的抗滑能力，多桥驱动的汽车采用轴间差速器可防止寄生功率，但应加装差速锁，防止失去驱动力。驱动桥应结构简单，制造、维修方便。总成及零、部件的设计应能满足零件标准化、部件通用化和产品系列化及汽车变型的要求。（二）地下自卸车驱动桥的组成及作用 驱动桥是地下自卸车的主要组成部分。它由主传动、差速器、轮边减速器、封闭湿式多盘制动器（或其他型号制动器）、桥壳和半轴组成。主传动的作用是增矩和改变扭矩的传递方向；差速器是使驱动车轮在转向或不平路面上行驶时，左右驱动轮以不同的角速度旋转；轮边减速器进一步增大从半轴输出的扭矩；封闭湿式多盘制动器或其他型号制动器用于地下自卸车工作制动；驱动桥壳把地下自卸车的重量传递到车轮并将作用在车轮上的各种力传递到车架，同时驱动桥壳又是主传动、差速器和车轮传动装置的外壳，半轴则是从差速器将扭矩与转速传递到轮边减速器。（三）地下自卸车对驱动桥的要求（1）合理分配主传动及轮边减速器的传动比，以保证机械的最佳动力性和（2）驱动桥各部件在工作可靠并保证一定的使用寿命的条件下应力求做到重量轻、体积小和保证所要求的离地间隙。（3）地下自卸车是在井下工作，路面条件差、弯道多。因此要求左右车轮差速与扭矩分配，即当转弯时，左右驱动桥与地面的附着系数不等时，能使地下装载机发生充分的牵引力。（4）由于地下自卸车经常在坡道上作业与运行，因此要求制动器制动可靠、性能稳定、寿命长、易维护。（5）要求结构简单、修理保养方便、制造容易。（6）工作平稳、无噪声、工作可靠、故障少。四、主减速器内部参数计算1.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。2.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行星齿轮传动设计配齿计算（计算前请查看本页的设计说明）窗体顶端请输入数据: 手工配齿和计算结果： 行星轮类型:实际传动比i=传动比i=传动比误差=行星轮个数k=太阳轮齿数Z1=装配条件：行星轮齿数Z2=配齿初选系数CZ=行星轮齿数Z2=齿顶高系数ha*=内齿圈齿数Z3=齿顶间隙系数c*=内齿圈齿数Z4= 窗体底端提示:窗体顶端窗体底端轮系结构图NGW型NW型ZUWGW型WW型NN型NN型NGWN型NV型2.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行星齿轮传动设计配齿计算（计算前请查看本页的设计说明）窗体顶端请输入数据: 手工配齿和计算结果： 行星轮类型:实际传动比i=传动比i=传动比误差=行星轮个数k=太阳轮齿数Z1=装配条件：行星轮齿数Z2=配齿初选系数CZ=行星轮齿数Z2=齿顶高系数ha*=内齿圈齿数Z3=齿顶间隙系数c*=内齿圈齿数Z4= 窗体底端提示:窗体顶端窗体底端轮系结构图NGW型NW型ZUWGW型WW型NN型NN型NGWN型NV型 设计说明1. 本设计为渐开线行星齿轮传动。渐开线行星齿轮传动按组成构件分类为：2K-H型(a-f)、3K型(g)、K-H-V型(h)三种。K-中心轮；H-行星架；V-输出机构。或按啮合类型分为NGW型、NW型、WW型、NN型、等：N-内啮合齿轮；G-内外啮合公用的行星齿轮；W-外啮合齿轮；ZU-锥齿轮 ）。 2. 转化机构(假定行星架固定时)的传动比iH130称为负号机构,iH130称为正号机构。负号机构的传动比范围较小，机械效率高，传递功率范围大，常用于动力传动和长期工作的场合。正号机构的传动比范围大，结构紧凑，但机械效率低，行星轮的中心轴承受径向力较大，适用于小功率或短期工作。 3. NGW型是负号机构，优点是：效率高、体积小、重量轻、结构简单、制造方便，传递功率范围大，可用于各种工作条件，在机械传动中应用最广。但单级传动比范围较小i1H=1+Z3/Z1=(2.813),一般传动比取(39)，传动比比不宜过大，过大的传动比使得内齿轮过大，结构不合理。注意：行星轮的齿数一般按理论齿数减1作为实际齿数，是考虑轮系变位时外啮合正传动的需求，不影响传动比。 4. NW是负号机构，是NGW的变型，具有NGW型的所有优点。因行星轮制设计成双联齿轮，传动比范围变宽i1H=1+Z2Z3/Z1/Z2=(150),一般单级传动比取(825)，结构紧凑，往往用于NGW型不适用的传动比较大场合。注意：行星轮的齿数一般按理论齿数减1作为实际齿数，是考虑轮系变位时外啮合正传动的需求，但行星轮齿数改变会改变传动比。 5. ZUWGW型是锥齿轮传动，承载能力要低一些，主要用于差动传动和运动合成。例如：车辆后桥传动是行星架H输入，1、3齿轮联接车轮，形成1:1传动比和两车轮的差动；机床中用于两个运动合成：1+2=2H。 6. WW和NN型传动属于正号机构，特点是机械效率低，但传动比范围很大，iH1=1/(1-Z2Z3/Z1/Z2)，可达1000,通过调整齿数可以实现几乎所有的传动比，传动比大时可能自锁，适用在小功率大速比的场合使用。NN型结构紧凑，但(f)型只能采用一个行星轮，只在特殊场合适用。 7. 3K型特点：结构紧凑、体积小、传动比范围大（500），效率低于NGW型，工艺性差，适用于中小功率短期工作。 8. NV传动主要是少齿差渐开线齿轮传动，传动比大，效率比较高，传动功率一般在50kW以下。一齿差时传动比常在30100范围内，小功率时还可更大。输出机构V常用孔销式或十字滑块式机构。传动弱点是齿差小时，为了避免干涉，要采用