tyq4190型半挂牵引车轮边减速器的设计毕业论文答辩(编辑修改稿)

tyq4190型半挂牵引车轮边减速器的设计毕业论文答辩(编辑修改稿)内容摘要：

ibXa =30~100三个行星轮时ibXa 30  40 可用于短时 、间断性工作制动力传动 转臂 X为从动时，当， i 大于某值后，机构自锁 兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 8 8 3Z 负 号 机 构 NGWN  500 ibae =20~100  100 结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动 工艺性差 当 a轮从动时，i 达到某值后机构会自锁，即 bea  0 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 2kh，NGW 型的行星齿轮传动系统。 根据在该行星机构中主动件、何为从动件和固定件的不同，NGW 型轮边减速器有三种结构方案如图 21： 图 21单排圆柱行星齿轮式轮边减速器的结构方案 ① 太阳轮为主动件，齿圈为从动件，行星齿轮架为固定件 ② 太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，齿圈为固定件 ③ 齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，太阳轮为固定件 1太阳轮； 2齿圈； 3行星齿轮架； 4行星齿轮 ； 5半轴； 6桥壳； 7驱动车轮 有行星齿轮机构一般运动规律的特性方程： 1 3 4(1 ) 0n an a n    a—— 从动轮与主动轮的齿数比 可以求出这三种结构方案的路边减速器的减速比 13i ： (1)当太阳轮为主动件，齿圈为从动件而行星齿轮架固定时如图 21（ a） 3113 31znianz     兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 9 9 (2)当太阳轮为主动件，行星齿轮架为从动件，而齿圈固定时如图 21（ b） 3113 4111znianz     (3)当齿圈为主动件，行星齿轮架为从动件，而太阳轮固定时如图 21（ c） 3 113 43111n zi n a z     式中， 1 3 4,nn n ，一一太阳轮、齿圈、和行星轮架的转速 13,zz一一太阳轮、齿圈的齿数 根据汽车的传 动特点，减速器的位置布置和合理的离地间隙，本次设计采用图（ b）结构方案。 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 22如下： 图 22轮边减速器结构简图 （三） 配齿计算 由所给条件知，轮胎宽 317mm，轮辋中心孔直径 281mm，传动比 ， 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 22,行星轮数目 np=5，若不合理再重新选择。 根据 2ZX(A)型行星齿轮传动的传动比 1 1 1bx ba x a b aZip i i pZ       () 1baZp ipZ   因此特性参数 p= =p Za= 22= () 取 =22， 48， Zc=13 （四） 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 兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 10 10 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，还有超载遮断，轮齿因短时超载或冲击超载而引起的突然折断，称之为超载折断。 用淬火钢或铸铁制成齿轮，容易产生超载折断。 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。 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 [6]。 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 20CrMnTi 渗碳淬火的调质合金钢，其齿面硬度 HRC=60 取σ Hlim=1500N/㎜ 2； σ 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 42CrMo 调质表面淬火的合金钢其齿面硬度为 HRC=55 取σ Hlim=1160 N/㎜ 2； σ F/lim=360N/㎜ 2； 加工精度为 7级； 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。 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%。 行星轮数目 2pn 时，各个行星轮上 的载荷均匀（或采用载荷分配不均匀系数 pK 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 ()计算 ： 兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 11 11 111 9549 nnpnTTppa  (2. 6) aT — 中心轮 a所传递的转矩， ； pn — 行星轮数目。 代入数据可得 T1=； 中心轮 1的模数可由 ()估 算 3 lim2111FdFaFpFAm z YKKKTKm   （ 2. 7） mK — 算式系数，对于直齿轮传动  ，对于斜齿轮传动  ； 1T — 啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩， ；应是功率分流后的值； AK — 使用系数； FK — 综合系数； FpK — 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； 1FaY — 小齿轮系数； d — 小齿轮齿宽系数； 1z — 齿轮副中小齿轮齿数； limF — 试验齿轮弯曲疲劳极限， 2/mmN ,且取 1limF 和 12 2lim FaFaYYF中的较小值。 相关系数的确定 算式系数 mK ； 本课题采用直齿轮传动算式系数  使用系数 AK ； 按原动机均匀平稳，工作机中等冲击取使用系数  综合系数 FK ； 综合系数  兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 12 12 计算弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数 FpK ； 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 1FaK 按 z=22 和 x=0 取小齿轮齿形系数 1  小齿轮齿宽系数 d。 小齿轮齿宽系数 1d 模数的确定 3 lim2111FdFaFpFAm z YKKKTKm   将所有系数及 T1=3172N.㎜ Z1=22, σ F/lim=470 N/㎜ 2, 代入式 m=，故取轮系的模数 m=5。 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 ac（太阳轮与行星轮） ,bc（行星轮与齿圈）中，其标准中心距为 两个啮合的标准中心距相等，不需要采用变位。 ① 行星齿轮系几何 尺寸计算 其中齿顶高系数 * 1ah  ，顶隙系数 *  齿数比： 分度圆直径 1d =5 22=110mm 2d =5 13=65mm 3d =5 48=240mm ② 中心轮与行星轮的中心距 1a =（ 110+65） /2= 行星轮与内齿圈的中心距 2a （ 240－ 65） /2= 兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ） 13 13 第三章 验算和效率的计算 在设计行星齿轮传动时，根 据给定的传动比 ip 来分配各轮的齿数，这就是人们研究行星齿轮传动运动学的主要任务之一。 在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比之外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件，邻接条件和安装条件。 除此之外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件 [2]。 一、 装配条件的验算 对于所设计的行星齿轮传动应满足如下的邻接条件、同心条件和安装条件。 邻接条件按式 校验。 （ ）为行星轮齿顶圆直径，为太阳轮和行星轮的中心距，为行星轮个数。 代人数据得知邻接条成立。 同心条件 按式 校验。 ()代人数据得 22+13=4813 知同心条件成立。 安装条件按式 校验。 （η为整数） () 带入数据可得 知安装条件成立。 二、 传动效率的计算 行星齿轮传动的效率是评价其传动性能优劣的重要指标之一。 对于不同传动类型的行星齿轮传动，其效率η值得大小也是不同的。 对于同一类型的行星齿轮传动，小效率η值也可能随传动比 ip的变化而变化。 在同一类型的行星齿轮传动中，当输入件，输出件不同时，其效率η值也不相同。 而且，行星齿轮传 动效率变化范围很大，其η值可高达 ，低的可接近于零，甚至η低于零，即可以自锁 [7]。 欲求的行星齿轮传动效率η值，首先应分析和了解他的传动损失。 在行星齿轮传动中，其主要的功率损失为如下三种： 1）啮合齿轮副中的摩擦损失 2）轴承中摩擦损失 3）液力损失 在 2ZX 型行星齿轮传动中， Pa 为输入件所传递的实际功率， Pb 为输出件所传递的实际功率， Pt 为行星齿轮传动中的摩擦损失功率。 根据前面的规定，输入件所传递的功率为正值，即 Pa﹥ 0，而输出件所传递的功率 Pb为负值，即 Pb﹤ ，故可得行星齿轮传动的效率公式为 BBAAPP  () 因输入功率 PA=PB+PT=∣ PB︱ + PT,则得 11BTBTBPPPPP  () 兰州工业学院毕业设计说明书（论文 ）。