车辆工程毕业设计论文-混合动力客车传动系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-混合动力客车传动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

轮副 法向中心距变动系数 ny nn m aay  39。 1acy 0bcy 端面 啮合角 39。 t )c o sa r c c o s ( 39。 39。 tt aa   39。 39。 39。 39。 241127tac 39。 39。 39。 245620tbc 法向变位系数和 nx )(t a n2 39。 12 tta n in v ain vzzx   ax 0ax 法向齿顶高变动系数 ny nnn yxy    nacy 0nbcy 注： 1 分别代表齿轮副中大、小齿轮。 “  ”或“  ”处，上面符号用于外啮合，下面符号用于内啮合。 ac 齿轮副变位系数分配 在 ac齿轮副中， c o s1716 3m in  zz c， 34238 m in  zzz ca ，中心 距 4240 39。  aaac。 据此可知，该齿轮副变位的目的是为了凑合中心距和改善啮合性能，其变位方式采用角度变位的正传动，即  ax。 可按下式计算小齿轮的法向变位系数 1nx 的值，即 xyxzz zzxx nnnn    )(12121 （ 27） 若该小齿轮为输入齿轮时， ~x ；若小齿轮为输出齿轮时，~0 x。 然后按下式可求得大齿轮的法向变位系数 2nx 的值，即 12 nnn xxx  （ 28） 式中，“ +”适用于内啮合，“－”适用于外啮合。 现已知 161z ， 222z ， nx ，  ny ，取 x。 按公式（ 27）可求得行星轮 c的法向变位系数 ncx 为 xyxzz zzxx nacacacaanc    )( )1 4 4 (1622 16221 4    按公式（ 28）可得太阳轮 a 的法向变位系数 nax 为 5 5 9 4   ncana xxx bc 齿轮副变位系数分配 在 bc齿轮副中， minzzc  ， m in  zzz cb ， 4239。 aabc mm。 由此可知，该齿轮副变位的目的是为了改善齿轮副的啮合性能和修复啮合齿轮副，故其变位方式采用高度变位，即 0 nbb xxx ，则可得齿圈 b的法向变位系数 nbx 为  nb xx 几何参数计算 对于该 2ZX( A )型差动行星传动可查手册的计算公式进行其几何尺寸的计 算。 各齿轮副的几何尺寸的计算结果如表 23 所示。 表 23 2ZX( A )型差动行星传动 几何尺寸 计算 项目 计算公式 ac 齿轮副 bc 齿轮副 变位系数 x 121nnnn xxxx  nnxx nnxx 分度圆直径 d coscos2211zmdzmdnn 21dd 21dd 基圆直径 bd tbtb dd dd coscos2211  21 bbdd 21 bbdd 节圆直径 39。 d 12239。 39。 212139。 39。 122zzzadzzzad 39。 239。 1dd 39。 239。 1dd 齿 顶 圆 外啮合 )(2 )(2 2*22 1*11nnannannanna yxhmdd yxhmdd   21 aadd 直 径 ad 内啮合 )(2 )(2 1*22 1*11nannananna xhmdd exhmdd   nnfa mcadd *39。 12 22  （插齿） （22*21 )(, z mxhexx nnannn ） 21aadd 齿 根 圆 直 径 fd 外啮合 )(2)(22**221**11nnannfnnannf xchmdd xchmdd   21 ffdd 内啮合 )(2 1**11 nnannf xchmdd  用插齿刀加工： 39。 0202 2add af  21ffdd 端面重合度   )t a n( t a n[21 39。 22 tatz   )]tan(tan 39。 11 tatz   a b 注： ， at 为齿顶压力角； 0ad 为插齿刀的齿顶圆直径 ； 39。 02a 为插齿刀与被加工齿轮之间的中心距。 nanmhe *2 ，其中 22* /)1( zxh nan 。 关于用插齿刀加工内齿轮（即齿圈 b），其齿根圆直径 2fd 的计算 已知法向模数 2nm mm，插齿刀齿数 250z ，齿顶高系数 *0 ah ，变位系数 00x （中等磨损程度）。 试求被插制内齿轮的齿根圆直径 2fd。 齿根圆直径 2fd 按下式计算，即 39。 0202 2add af  （ 29） 式中 0ad — 插齿刀的齿顶圆直径； 39。 02a — 插齿刀与被加工内齿轮的中心距。 则 )(22241118c o s 252)(2c o s 39。 0* 000  xhmzmd anna mm 现对内啮合齿轮副 bc 计算如下。 已知 nx ， 56bz ，则有 inv  00239。 02 t a n)(2 zz xx b nn inv t  2556 20t an)(2 inv 39。 245620  查渐开线函数表 [8]得 39。 39。 02 1625。 50 )1c o sc o s(2 39。 02020   tbn zzy 加工中心距 39。 02a 为 0 4 )5 0 2556(2)2( 02039。 02  nbn yzzma mm 按公式（ 29）计算内齿轮 b 齿根圆直径为 5 8 1 7 39。 0202  add af mm。 装配条件的验算 对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。 （ 1）邻接条件 即pacac nadsin2 39。  已知 acd ， 4239。 aca ， 3pn。 代入上式，则得 2 42 in  mm 即满足邻接条件。 （ 2）同心条件 即39。 39。 c osc os tbccbtacca zzzz   已知各齿轮副的端面啮合角 39。 39。 241127tac 和 39。 39。 245620 tbc ，且知22az 、 56bz 和 16cz。 代入上式，则得 8 3 o s 1656241127c o s 1622 39。 39。   即满足同心条件。 （ 3）安装条件 即 Cn zz p ba （整数） 现已知 22az 、 56bz 和 3pn。 代入上式，则有 263 5622  所以，满足其安装条件。 第 3 章 传动效率计算 本设计的 2ZX(A)型差动行星齿轮为一个基本构件输入，另两个基本构件输出，即行星架 X 输入，太阳轮 a 与齿圈 b 输出。 现已知行星架的转速5000xn r/min，太阳轮的转速 10000an r/min，各齿轮齿数为 22az 、56bz 和 16cz ，试求该差动行星齿轮传动的效率值 [7][9]。 首先求其行星排特性参数 2256  abzzp 齿圈的转速为 3 0 3 1 0 0 0 05 0 0 0)()1(  p nnpn axb r/min ，可知bxa nnn  ，则可按下式计算其传动效率值，即 xbaxxaxbaxbaxxxaabx np nnnnp nn  )1(1)1(1)(    （ 31） 上式中，损失系数 xmbxmaxabxba   （ 32） 式中， xma — 转化机构中太阳轮 a 与行星轮 c 之间的啮合损失系数 xmb — 转化机构中齿圈与行星轮 c 之间的啮合损失系数 按公式求啮合损失系数，即 )11( 21 zzfmxm  （ 33） 现取其啮合摩擦因数 mf。 故 0 2 4 8 )161221( xma 0 1 0 2 )561161( xmb 可得 0 3 5 1 0 2 2 4 8  xmbxmaxba  则其传动效率值为 )( 5000100001)(  abx 考虑到滚动轴承的摩擦损失，则得其传动效率值为 )()(  abxabx  第 4 章 齿轮强度校核 在对各基本构件进行了结构设计之后，就应该对该行星齿轮传动 中的各个齿轮进行强度验算 [8][13]，在验算行星齿轮传动的强度时，其基本的原始参数为：齿轮的材料及其力学性能和热处理，齿数比 12 /zz ，几何参数 b、 1d 、m、 1x 和 2x 等。 行星齿轮传动的承载能力一般是根据其齿面接触强度和齿根弯曲强度条件来决定的。 硬齿面（ HBS≥ 350）的钢制齿轮的承载能力主要取决于齿根弯曲强度，故应按齿根弯曲强度饿初算公式计 算齿轮的模数 m，然后按齿面接触强度条件公式对其强度进行验算。 对斜齿轮来说，模数 m应为其法向模数 nm。 由于该 2ZX(A)型差动行星齿轮传动具有短期工作的特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动平稳的特点。 针对其工作特点，只需按其弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即 FpF   （ 51） 首先按齿根应力计算公式计算齿轮的齿根应力，即 FpFFVAFF KKKKK  0 （ 52） 式中 AK — 使用系数； VK — 动载荷系数； FK — 计算弯曲强度的齿向载荷分布系数； FK — 计算弯曲强度的齿间载荷分配系数； FpK — 计算弯曲强度的行星轮间载荷分配不均 匀系数； p0 — 齿根应力的基本值， N/ 2mm ，对大小齿轮应分别确定。 其中，齿根应力的基本值可按以下公式计算，即  YYYYbmF SaFantF 0 （ 53） 式中 FaY — 载荷作用于齿顶时的齿形系数； SaY — 载荷作用于齿顶时的应力修正系数； Y — 计算弯曲强度的重合度系数； Y — 计算弯曲强度的螺旋角系数； b — 工作齿宽， mm；若大小齿轮不同时，宽轮的计算工作齿宽不应大于窄。