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载重
32
吨轮边
减速器
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载重32吨轮边减速器,载重,32,吨轮边,减速器
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2齿轮传动的参数设计计算2.1已知条件轴距3650mm；整备质量:23000kg；总质量：55000kg；最高车速：48km/h.；最大爬坡度：15%；发动机最大功率：261/2100kw/rpm；最大扭矩/转速：1559/1300Nm/rpm；采用液力机械式变速箱，各档位速比为：，；液力变矩器最大变矩比：；主减速器速比：；行星齿轮速比：；轮胎尺寸新胎充气后轮胎最大使用尺寸规格断面宽度外直径断面宽度外直径一般花纹加深花纹 一般花纹加深花纹18.00-2549516151673550169317562.2设计计算2.2.1选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图根据条件，传动比较小，传动扭矩较大，转速低，工作环境较恶劣，易有冲击载荷，结构尺寸限制不大，可以稍微选用大一点的结构，要求结构简单，成本低。由此选用2k-h，NGW型的行星齿轮传动系统，齿圈固定于车体上，太阳轮作为输入件，行星架作为输出件，其结构简图如下：图2-1 齿轮传动简图 2.2.2配齿计算由所给条件知，轮胎宽457mm，轮辋直径635mm，传动比4.47，现根据轮边减速器的使用条件，考虑轮胎结构尺寸的限制，初步选定太阳轮的齿数Za为15,行星轮数目np=3，若不合理再重新选择。根据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比 (2.1) 因此特性参数p=3.47 Zb=pZa=3.4715=52, (2.2) , (2.3)取Zc=18,Zb=54 (2.4) (2.5)因此传动比是合格的。即，最后确定Za=15,Zb=54,Zc=182.2.3初步计算齿轮的主要参数在行星齿轮传动中，各齿轮齿数较常见的失效形式有齿面点蚀，齿面磨损和轮齿折断。在行星齿轮传动中，各齿轮的轮齿工作时，其齿面接触应力是按脉动循环变化的。若齿面接触应力超出材料的接触持久极限，则轮齿在载荷的多次重复作用下，齿面表层产生细小的疲劳裂纹，裂纹的蔓延扩展，使表层金属微粒剥落面形成疲劳点蚀。轮齿出现疲劳点蚀后，严重影响传动的稳定性，且致使产生震动和噪声，影响传动的正常工作，甚至引起行星传动的破坏。提高齿面硬度，减小齿面粗糙度，提高润滑油黏度和接触精度，以及进行合理的变位均能提高齿面抗点蚀的能力。在行星齿轮传动中，齿轮在载荷的多次重复作用下，齿根弯曲应力超过材料的弯曲持久极限时，齿根部分将产生疲劳裂纹。裂纹逐渐扩展，最后导致齿轮产生疲劳折断。另外，还有过载遮断，轮齿因短时过载或冲击过载而引起的突然折断，称之为过载折断。用淬火钢或铸铁制成齿轮，容易产生过载折断。齿面磨料磨损是由于齿廓间相对滑动的存在，如果有硬的屑粒进入轮齿工作面间，则将产生磨料磨损。闭式齿轮传动中，应该注意润滑油的清洁和及时更换。而开式齿轮传动的工作条件较差，其主要的失效形式就是磨料磨损22。2.2.3.1齿轮材料和热处理的选择在行星齿轮传动中，齿轮材料的选择应综合得考虑到齿轮传动的工作情况，如载荷性质和大小，工作环境等，加工工艺和材料来源及经济性等条件。由于齿轮材料及其热处理是影响齿轮承载能力和使用寿命的关键因素，也是影响齿轮生产质量和加工成本的主要条件。选择齿轮材料的一般原则是：既要满足其性能要求，保证齿轮传动的工作可靠，安全；同时又要使其生产成本较低。对于中低速，重载的重型机械的行星齿轮传动装置应选用调制钢40Cr,35SiMn,35CrMnSi等材料。经正火调质或表面淬火，使其获得机械强度，硬度和韧性等综合性能较好22。根据本课题所研究的轮边减速器的使用环境，维修条件以及重型矿用电动轮自卸车的重型重载特征，轮齿载荷性质、承载能力，结合齿轮常常发生的失效形式，并考虑加工工艺、材料来源、使用寿命和经济性等条件，经综合，选择齿轮材料和热处理方式见下： 中心轮a和行星轮c均采用20CrNi3渗碳淬火的调质合金钢，其齿面硬度HRC=60取Hlim=1500N/2；F/lim=470 N/2；中心轮a和行星轮c的加工精度为6级。内齿轮B选用37SiMn2MoV调质表面淬火的合金钢其齿面硬度为HRC=55取Hlim=1160 N/2；F/lim=360N/2；加工精度为7级；2.2.3.2模数的计算在计算行星齿轮传动强度时，将各种传动类型的行星齿轮传动分解成其对应的若干个相互啮合的齿轮副。然后，载将每个啮合齿轮副视为单个的齿轮传动。在设计行星齿轮传动时，其主要参数可先安类比法，即参照已有的形同类型的行星齿轮传动来进行初步确定；或者根据具体的工作条件，结构尺寸和安装条件来确定22。常用的办法是按齿面接触强度初算小齿轮的分度圆直径d1或者按轮齿弯曲强度初算齿轮模数m。在增大10%20%。2.2.3.3按弯曲强度的初算公式计算齿轮的模数行星轮数目时，各个行星轮上的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿），因此只需要分析和计算其中的一套即可，中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩由(2.6)计算 ： (2. 6) 或者按启动时转速最小，转矩最大来计算小齿轮的名义转矩T1=Tmaxi/3=5000N/m；中心轮a所传递的转矩，N.m；行星轮数目。代入数据可得T1=5000N.m；中心轮1的模数可由(2.7)估算 （2. 7）算式系数，对于直齿轮传动，对于斜齿轮传动；啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，N.m；应是功率分流后的值；使用系数；综合系数；计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；小齿轮系数；小齿轮齿宽系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮弯曲疲劳极限，,且取和中的较小值。2.2.3.4相关系数的确定算式系数；本课题采用直齿轮传动算式系数使用系数；按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数综合系数；综合系数计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；根据经验，取行星轮间载荷分布不均匀系数小齿轮齿形系数按z=15和x=0取小齿轮齿形系数小齿轮齿宽系数。小齿轮齿宽系数2.2.3.5模数的确定 将所有系数及T1=5000N.2、Z1=15, F/lim=470 N/2,代入式3.2解得m=7.4，故取轮系的模数m=8。2.3.3.6啮合参数计算由于本齿轮副没有变位，因此可直接按照标准齿轮的参数公式进行计算。在两个啮合副a-c,b-c中，其标准中心距为Zac=；Zbc=；两个啮合的标准中心距不相等，最小齿数不满足根切条件，所以必须采用变位。齿轮副变位要尽可能提高其齿面接触强度，如图2-2，图2-2齿面接触强度分析图找到对应的横坐标点，通过该点作条垂线与右线图的上边界线交于A点，A点对应的啮合角，与下边界线交于B点，B点对应的啮合角则啮合角可取范围为，为提高齿面接触强度，应使啮合角越大越好，现取啮合角，线与所对应的垂线交于C点，C点对应变位系数由公式，在图2-2中，所以用斜线2分配变位系数，由C点作水平线交斜线2于点C1，过C1点作垂线，交轴于点D，点D对应的x值即为，由此得，；齿轮副变位；根据同心条件计算齿轮b的变位系数：；因为，所以；式中：a齿轮副的标准中心距 mm； 为齿轮压力角，其值为20； inv,标准压力角的渐开线函数； inv啮合角的渐开线函数。2.2.3.7几何尺寸计算其中齿顶高系数，顶隙系数；中心距变动系数y=0.03；齿顶高变动系数=0.11；变位系数和；变为系数分别为：x1=0.43,x2=0.43,x3=1.29；齿数比： 分度圆直径 da=8x15=120 dc=8x18=144 db=8x
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