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1、 畢業(yè)設計（論文）誠信聲明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文）是我個人在導師指導下進行的研究工作與取得的研究成果。就我所知，除了文中特別加以標注和致謝的地方外，論文中不包含其他人已經發(fā)表和撰寫的研究成果，也不包含為獲得華東交通大學或其他教育機構的學位或證書所使用過的材料。 如在文中涉與抄襲或剽竊行為，本人愿承擔由此而造成的一切后果與責任。 本人簽名: 導師簽名__________ 年 月 日

2、 41 / 51 ZL50裝載機驅動橋設計 摘 要 本次設計容為ZL50裝載機驅動橋設計，大致上分為主傳動的設計，差速器的設計，半軸的設計，最終傳動的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用35 ?56506 .螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數和幾何參數的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數，如齒數，模數，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的所有幾何參數，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了差速器，半軸和最終

3、傳動的結構和工作原理以后，結合設計要求，合理選擇它們的形式與尺寸。本次設計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速形式。 關鍵詞：ZL50裝載機；中央傳動；輪邊減速器； ZL50 loader driving axle design Abstract The design of content-driven ZL50 loader bridge design, largely at the main transmissiondesign,

4、 the differential design ,Half-shaft design, the design of the final drive four majority.Including the main drive bevel gear used 35o bevel gears, This type of gear and the basicparameters of the geometric parameters of this design is the key point. Gear will be a few basicparameters, such as number

5、 of teeth, module, the sub-driven gear circle diameter determined,spent a lot of formula to work out all the gear geometric parameters, and then gear for theAnalysis and strength check. Understand the differential, and the final drive axis of the structureand working principle, the combination of de

6、sign requirements, They reasonable choice of theform and size. The design differential gear selection straight bevel gears, axis-wide floating, andultimately drive single row slowdown planets form. Keywords: ZL50 Loader；final drive；wheel reducer；desig

7、n 目錄 摘 要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1.1 國輪式裝載機發(fā)展概況 1 1.2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 2 第二章 總體方案論證 3 2.1 非斷開式驅動橋 3 2.2 斷開式驅動橋 4 2.3 多橋驅動的布置 4 第三章 主減速器設計 5 3.1 結構型式 5 3.1.1主傳動器的減速型式5 3.1.2錐齒輪齒型5 3.2 支承方案 7 3.2.1 主動錐齒輪的支承 7 3.2.2從動齒輪的支承 7 3.3 主減速器錐齒輪設計 7 3.3.1錐齒輪載荷的確定 7 3.3.2錐齒輪主要參數的計算 10 3.3.

8、3主減速器錐齒輪材料的選擇 12 3.3.4主減速器錐齒輪強度的計算 13 第四章 差速器設計 14 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 14 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 15 4.3 差速器基本參數的選擇 15 4.3.1 差速器球面直徑的選擇 16 4.3.2 差速器齒輪參數的選擇 16 4.3.3壓力角α17 4.3.4差速器部分的齒輪 17 4.4 差速器齒輪的強度計算 17 第五章 驅動半軸的設計 19 5.1　結構形式分析 19 5.2 計算載荷的計算 20 5.2.1 按從發(fā)動機傳來的最大扭矩計算 20 5.2.2 按附著

9、極限決定的扭矩計算 20 5.3 半軸桿部直徑的計算 21 5.4 半軸強度驗算 21 第六章 輪邊減速器設計 22 6.1 輪邊減速器傳動方案 22 6.2 行星排的配齒計算 22 6.2.1 根據傳動比確定齒數關系 22 6.2.2根據同心條件計算 22 6.2.3根據安裝條件確定齒數的關系 23 6.2.4 配齒計算 23 6.2.5驗算傳動比 23 6.3 初步計算齒輪的主要參數 24 6.3.1材料 24 6.3.2 由接觸疲勞強度初算d 24 6.4 嚙合參數的計算 24 6.5 幾何尺寸計算 26 第七章 花鍵、軸承 28 7.1 花鍵的選擇與校

10、核 28 7.1.1 輸入法蘭與中央傳動小錐齒輪軸連接處 28 7.1.2 半軸錐齒輪與半軸聯(lián)接處 29 7.1.3 半軸與輪邊減速器太陽輪聯(lián)接處 29 7.1.4 齒圈與橋殼聯(lián)接處 30 7.2 主要軸承的校核 31 結論 32 辭 33 參考文獻 34 附錄A 外文翻譯—原文部分 35 附錄B 外文翻譯—譯文部分 39 第一章 緒論 1.1 國輪式裝載機發(fā)展概況 我國裝載機行業(yè)起步于50年代末。1958年，港口機械廠首先測繪并試制了67KW（90hp）、斗容量為1m3的裝載機。這是我國自己制造的第一臺裝載機。該機采用單橋驅動、滑動齒輪變速。19

11、64年，工程機械研究所和工程機械廠測繪并試制了功率為100.57KW（135hp）斗容量為1.7m3 的Z435型裝載機。1962年國外出現(xiàn)鉸接式裝載機后,工程機械化研究所與交通局于1965年聯(lián)合設計了Z425型鉸接式裝載機。工程機械廠和工程機械研究所合作，在參考國外樣機的基礎上，于1970年設計試制了功率為163.9KW(220hp)、斗容量為3m3的ZL50型裝載機。該機采用雙渦輪變矩器、動力換擋行星變速箱的液力機械傳動方式，Z形連桿機構的工作裝置與鉸接轉抽，并自行設計了“三合一”的機構，以解決液力機械化傳動式裝載機的拖啟動、熄火轉向與排氣制動問題。ZL50型裝載機經過幾年的實踐考核，證明

12、性能良好、結構先進，為后來我國ZL系列裝載機的發(fā)展奠定了基礎。在ZL50的基礎上，后又設計發(fā)展了ZL100、ZL40、ZL30、ZL20裝載機系列產品，并在這個系列的基礎上發(fā)展了DZL50和DZL40型供地下礦坑和隧道施工用的地下裝載機變型產品。通過近40年的發(fā)展，我國裝載機從無到有，產品種類與產量均有較大幅度的提高，已經形成獨立的系列產品和行業(yè)門類。生產企業(yè)由1980年的20家增至現(xiàn)在的100余家，初步形成了規(guī)格為0.8-10t約19個型號的系列產品，并已成為工程機械主力機種。主要生產廠家為：廈工、柳工、龍工、徐工、常林、臨工、山工、成工、宜工、工、武林、朝工、山河智能等，這些廠家有長時間的

13、裝載機生產經驗、較強的實力、較高的市場占有率和較好的售后服務，在用戶心目中一直樹立著良好的形象，并保持其已有的地位和優(yōu)勢。其“八五”、“九五”技改的較大投入已逐漸發(fā)揮效力和作用，使企業(yè)煥發(fā)出生機和活力。“十五”期間，輪式裝載機行業(yè)出現(xiàn)了井噴式的發(fā)展，2001-2004年裝載機銷量增長率平均為46.98%，大大超過前25年的均值17.86%；2006年中國裝載機26家主要企業(yè)共銷售119895臺，同比增長13.3%(不含小裝)，占據世界裝載機的大半壁江山。中國市場大幅增長，已發(fā)展為世界上最大的市場[7]。國各生產廠家所在地更加認識到裝載機這一產品的巨大市場和效益，紛紛將其列為支柱產業(yè)加以扶持并在

14、政策上給予優(yōu)惠，像、蒙嶺等一批新成員的加盟，發(fā)展勢頭迅猛，競爭更加激烈。國際一流公司小松、利渤海爾、沃爾沃、卡特彼勒等在國成立合資或獨資公司后，更加劇了國裝載機市場的競爭。 我國小型裝載機制造業(yè)當前正處于發(fā)展時期，有一定的盈利空間，小裝技術水平低、結構簡單、零配件充足齊全，進入門檻低。因此目前仍有大批企業(yè)進入小裝行業(yè)，在這種情況下，盡管市場“突飛猛進”，但產能增長更快，因此今后的市場競爭必然殘酷而激烈，低水平的價格戰(zhàn)也在所難免。另外，我國小型裝載機還有很多需要改進的地方，如：傳動系統(tǒng)技術水平太低，司機勞動強度大，能耗高、作業(yè)效率低，與國家提倡的節(jié)能降耗、安全環(huán)保等不一致；在傳動方面應

15、該向雙變(變矩器＋變速箱)或全液壓方向發(fā)展；當前廣泛采用的單缸柴油機功率偏小，噪聲、振動、能耗都偏大；從發(fā)展的角度看，在成本增加不 大的情況下，應盡量采用雙缸或4缸柴油機；同時在液壓轉向系統(tǒng)方面最好采用優(yōu)先全液壓轉向系統(tǒng)，變速操縱應由機械換擋變?yōu)橐簤簞恿Q擋等。我想這些都是今后小裝技術發(fā)展的方向。目前已經有一些常規(guī)裝載機大廠開始生產小裝，如廈工集團所屬的“廈工新宇”、徐工集團所屬的”徐特“、柳工所屬的“柳工”等。我認為大廠進入小裝行業(yè)并不會對他們產生威脅，但會有助于行業(yè)的發(fā)展。 我國國民經濟建設的持續(xù)高漲，城市化、城鎮(zhèn)化進程的不斷加速，勞動力的需求越來越緊缺，勞動力成本也越來越高，

16、裝載機作為一種既機動靈活，又價廉物美的機器設備，將取代高成本、低效率的手工勞動，特別是西部大開發(fā)，這類產品將有廣闊的潛在市場。所以，小型裝載機將具有良好的開發(fā)前景 。 1.2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 國外輪式裝載機最早出現(xiàn)在第二次工業(yè)革命時期，其發(fā)展到今天，無論是技術、設計、制造還是銷售、服務等都已經非常成熟。國外輪式裝載機著名的生產廠家有卡特彼勒、山貓、凱斯、約翰·迪爾、利勃海爾、特雷克斯、沃爾沃、小松、JCB 、現(xiàn)代、日立等。2000年在中國市場真正搞活以前，輪式裝載機全球需求量約為74500臺。其中，中國(32%)是最大的地區(qū)市場，其后依次是歐洲(30%)、北美洲(20%)和日本(

17、12%)。到2005年，市場環(huán)境急劇變化:?全球需求量幾乎增長一倍，達14.2萬臺，中國市場大幅增長為世界上最大的市場。歐洲和北美洲彼此的市場規(guī)模非常相近，但其市場構成卻存在根本差別:?在歐洲低于59.7kW(80hp)的小型機械更受偏愛(但僅限于某些國家，尤其是德國)。這類產品占該地區(qū)需求量的40%，與之相比在北美洲只占12%。英國工程機械咨詢估計約有20家國際(即非中國的)輪式裝載機制造商年產量超過500臺，合計年產約為6萬臺。2005年卡特彼勒、小松、沃爾沃、CNH和迪爾的總產量占該年總產量的75%，而10年前5大制造商只占54%，目前這5大制造商在國際市場中所占份額的總和仍在增加。因此

18、，國際市場掌握在少數制造商的手里。?國外輪式裝載機一方面往大型化發(fā)展，如：卡特彼勒公司90年代初推出Cat966F輪式裝載機，時隔1年又推出Cat980F輪式裝載機，它增加了斗容和功率，改善了性能、提高了可靠性。不久又推出更大的Cat994輪式裝載機，根據物料體積質量不同而選配18-30m3的鏟斗、機重170t；德雷塞（Dresser）公司90年代初推出4000型輪式裝載機，斗容10-30m3、機重151.8t。目前，全世界約有400臺（功率大于750kw）大型輪式裝載機應用在露天礦山和建筑工程，與大型自卸汽車配套使用。另一方面，小型輪式裝載機以機動靈活、效率高、多功能和價格低廉贏得市場，發(fā)展

19、甚快。如：日本古河公司生產的FL30-1型輪式裝載機斗容0.34m3、機重2.3t；小松公司的 WA30-l型斗容0.34m3、柴油機功率20kw；豐田織機公司的斗容0.17m3、機重1t等。這些微型裝載機適用于建筑工地和地下礦山挖溝、平地、堆料等。國外小型裝載機與小型多功能裝載機，包括挖掘裝載機在，市場份額已相當大，美國的山貓牌小型多功能裝載機車銷量在5萬臺左右，還有美國的凱斯、約翰·迪爾、卡特彼勒、英國的JCB等公司的挖掘裝載機與小型多功能裝載機年銷量都在萬臺以上。 第二章 總體方案論證 裝載機驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動

20、力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 b)齒輪與其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 c)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 d)在保證足夠的強度、剛度條件下，要求質量小。 e)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 f)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸

21、架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構較復雜，但可以大大提高車輛在不平路面上的行駛平順性。 圖2-1輪式裝載機驅動橋總成 2.1 非斷開式驅動橋 普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種工程機械、多數的越野汽車。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不一樣，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪與半軸等傳動部件安裝在其中。 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在裝載機輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間

22、隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；輪式裝載機的輪邊減速器一般為行星式，以減小其尺寸，獲得大的傳動比，且將其安裝在輪轂。 2.2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運

23、動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器與差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸與一部分驅動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置與其外殼或套管作相應擺動。 汽車懸掛總成的類型與其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅動橋的簧下質量較小，又與獨立懸掛相配合，致使驅動車輪與地面的接觸情況與對各種地形的適應性比

24、較好，由此可大減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷與零件的損壞，提高其可靠性與使用壽命。但是，由于斷開式驅動橋與與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車與一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 2.3 多橋驅動的布置 為了提高裝載量和通過性，有些重型機械與全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅動，常采用的有4×4、6×6、8×8等驅動型式。在多橋驅動的情況下，動力經分動器傳給各驅動橋的方式有兩種。相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅動汽車各驅動橋的布置型式分

25、為非貫通式與貫通式。前者為了把動力經分動器傳給各驅動橋，需分別由分動器經各驅動橋自己專用的傳動軸傳遞動力，這樣不僅使傳動軸的數量增多，且造成各驅動橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對 8×8汽車來說，這種非貫通式驅動橋就更不適宜，也難于布置了。為了解決上述問題，現(xiàn)代多橋驅動汽車都是采用貫通式驅動橋的布置型式。在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面，并且各驅動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅動橋的動力，是經分動器并貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅減少了傳動軸的數量，而且提高了

26、各驅動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質量。 第三章 主減速器設計 主減速器是車輛傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的車輛，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于車輛在各種道路上行駛時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸與質量減小、操縱省力。由上表選定減速型式為單級減速附行星輪邊減速，如圖 2-1所示。 3.1 結構型式 3.1.1主傳動器的減速型式 表3

27、-1減速形式 減 速 型 式 特 點 應 用 單級減速 結構簡單、重量輕、體積小、成本低、傳動比一般在7以下 中小型底盤，如JS-1、JS-2 小反斗車、0.5 裝載機 前置錐齒輪雙級減速 可得較大傳動比（5~9，最大可達11）和離地間隙，橋的縱向尺寸大，傳動軸的夾角增大 較長軸距的中、重型底盤，如Q5、QY8汽車起重機 上置錐齒輪雙極減速 傳動裝置布置較高，便于傳動軸通過，車身較高 多橋驅動底盤， 如上安QY15（SH-361）PY-160 平地機等 單級減速附外嚙合輪邊減速 橋的中央部分、差速器、半軸負荷減小、尺寸小

28、、提高離地間隙 中、大型底盤，如Z4-2 裝載機 單級減速附行星輪邊減速 橋中部差速器，半軸體積小，縮短橋中心到傳動軸凸緣的距離，行星齒輪結構緊湊，半軸與輸出驅動軸同軸，傳動比可達12~18 工程機械和重型汽車上廣泛應用，如ZL-50、ZL-40、ZL-30、SH-380、TL-160、CL-70 雙級減速附行星輪邊減速 是前兩種結構的組合，減速比很大，增大扭矩，減低重心 超重型多橋底盤如QD-100 汽車起重機 3.1.2錐齒輪齒型 圖3-1 錐齒輪齒形 （1）直錐齒輪，如圖 3-1（a）所示，齒線形狀為直線，是

29、最簡單的型式，便于加工。缺點是直錐齒輪的小齒輪齒數小于8～9個就產生根切，因此得不到大的傳動比，且重疊系數小，齒面接觸區(qū)小。故在主傳動中一般不采用。 （2）零度弧齒錐齒輪，即弧齒錐齒輪中，其中點螺旋角b = 0 （圖3-1（b））。其性能介于直錐齒輪與螺旋錐齒輪之間，同時嚙合的齒數比直錐齒輪多，傳遞載荷較大。一般用在載荷較大而軸向力不大的主傳動上。 （3）弧齒螺旋錐齒輪，中點螺旋角不等于零的其他弧齒錐齒輪（圖3-1（c））所示。其優(yōu)點是：不產生根切的最小齒數可為5～6，傳動的傳動比大；同時嚙合齒數較多，重疊系數大，在高速和大傳動比工作時，傳動平穩(wěn)，噪音?。豢刹捎貌坏鹊凝X側面曲率半徑，使接觸

30、區(qū)位于輪齒中部，提高傳動的耐久性和可靠性。并使齒輪嚙合對裝配錯位不像直齒敏感，從而裝配較容易。 （4）準雙曲面齒輪，如圖3-2所示。它的外形與弧齒錐齒輪相似，加工方法也用弧齒錐齒輪機床。但是這種齒輪相當于把垂直相交的小齒輪軸線，向下或向上偏移了E距離，如圖所示，E稱偏置距。和螺旋錐齒輪相比，由于主動齒輪螺旋角增大（可達50°左右），可使主動錐齒輪軸加粗，增大了端面模數，提高嚙合剛度和壽命，重疊系數更大，因此傳動更平穩(wěn)，負荷能力加大。有由于主、從動齒輪軸線不相交，這就可以提高驅動橋高度，增大離地間隙，提高越野能力?；蚩墒管圀w重心下降，增加平穩(wěn)性。缺點是齒面滑移大，軸承推力大，傳動效率低，（螺旋

31、錐齒輪h = 95%）加工精度要求高。根據各種齒輪的優(yōu)缺點和裝載機的工作特點，選定為弧齒螺旋錐齒輪。 圖3-2 準雙曲面齒輪 3.2 支承方案 3.2.1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經方案論證，采用跨置式支承結構（如圖3-3（a）示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾樱过X輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 圖3-3主、從動錐齒輪支

32、承形式 3.2.2從動齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖 3-3（b）示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向，以減小尺寸 c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d 應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是 c 等于或大于 d。 3.3 主減速器錐齒輪設計 3.3.1錐齒輪載荷的確定 （1）錐齒輪的最大載荷 （a）按從發(fā)動機通過變矩器傳來的最大靜力矩（N ×m）計算： （3-1）

33、 式中--變矩器最大變矩系數； --當液力變矩器傳動比為零，變矩系數最大時，由發(fā)動機與液力變矩器共同工作匹配工況點所決定的發(fā)動機扭矩值，采用部分功率方案匹配時， ； --發(fā)動機額定扭矩，偏安全設計可取最大扭矩，則； I --從變矩器渦輪至計算零件的傳動比； h --從變矩器渦輪至計算零件的傳動效率； 則驅動橋主傳動器主、從動錐齒輪所受的最大靜力矩（傳動比為6.1667）如下： （3-2）

34、 （3-3） 式中 --變矩器最大變矩系數，參考同類機型取3.5； --考慮驅動橋數和載荷分配系數，（0.6 ~ 0.75），根據任務書K1 = 0.65； --同上 --分動箱傳動比，； --變速箱前進一檔傳動比，； --主傳動比，； --分動箱傳動效率，一般每對齒輪傳動效率按0.98計算，取0.98； --變速箱一檔時的傳動效率，一般每對齒輪的傳動效率按0.98計算，取0.96； --萬向傳動軸效率，一般取0.98； --

35、主傳動器傳動效率，一般為0.95； 則由上式可得大、小錐齒輪的最大扭矩為： （b）按附著條件計算最大靜扭矩（）： (3-4) （3-5） 式中 --裝載機自重（N ）， =167000N ； --額定載重量（N ），= 50000N ； f--附著系數，輪式裝載機，取0.90； --動力半徑（m），計算公式如下： 式中 d--輪輞直徑（英寸），對于型號的輪胎，d = 25inch； H / B--高寬比，對于寬基或超寬基輪胎，H / B = ，取0.6；

36、B--輪胎斷面寬度（英寸），對于23.5 - 25的輪胎，B = 23.5inch； --變形系數， = ，取0.13； --主減速器傳動比，； --輪邊減速器傳動比， = 4.22； --主減速器傳動效率， ； --輪邊減速器傳動效率， ； 其他參數同上； 則大、小錐齒輪所受的最大扭矩為： （2）平均載荷作用下錐齒輪收到的平均扭矩（N ×m） 對錐齒輪的疲勞強度計算，應以經常作用的載荷為依據。其所受的計算載荷，即受外部載荷變化的影響，又收到因產生的動載荷的影響，同時與進行疲勞強度計算時的最大力矩如何確定也有關。而齒輪重疊系數對計算載荷的影響又是與

37、齒輪制造精度和同時嚙合的齒對之間的載荷分配有關的一個相當復雜的問題。 我們認為把這些影響反應到疲勞強度計算載荷中去較合適。即在實際計算中，用平均載荷作為計算載荷，考慮以上影響，用一個假想的小于最大載荷的值來進行疲勞強度計算。實際上用綜合影響系數K 值把短時最大載荷轉換為疲勞強度計算時的計算載荷。即： 式中 M平——錐齒輪所受的平均載荷（N ×m）； K ——綜合影響系數，其計算公式如下： K外—— 外載荷變化的影響； K大—— 按疲勞強度計算時的最大力矩與短時過載時最大力矩不同所產生的影 響； K動—— 動載荷的影響； K重—— 齒輪重疊系數的影響； 對于輪式裝載機來

38、說，K 值一般等于或小于0.5，取0.5； —— 錐齒輪所受的最大載荷，取按發(fā)動機最大扭矩計算和按地面附著條件計算的最大載荷中的較小值； 則大、小錐齒輪驗算疲勞強度的平均載荷為： 3.3.2錐齒輪主要參數的計算 （1）主從動齒輪齒數的選擇 盡量使嚙合齒輪的齒數沒有公約數，為保證必要的重疊系數，大、小齒輪的齒數和不應小于40。齒數可按表2-2選擇。 從表中選擇 = 9； ，圓整取52； 驗算傳動比: ； ，傳動比合適，齒數選擇合適。 (2)主、從動齒輪齒形參數計算 表3-2 小齒輪齒數的選擇 型式 傳動比 齒數允許圍 推薦齒數 單 級 減

39、 速 3.5～4.0 9～10 10 4.0～4.5 8～10 9 4.5～5.0 7～9 8 5.0～6.0 6～8 7 6.0～7.0 5～7 6 雙 級 減 速 1.5～1.75 12～16 14 1.75～2.0 11～15 13 2.0～2.5 10～13 11 2.5～3.0 9～11 10 從動錐齒輪大端分度圓直徑，按經驗公式： 式中 —— 從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）； —— 直徑系數，2.8 ~ 3.48； —— 計算載荷， 則 初選大端分度圓直徑為520mm 則模數為 經檢驗模數

40、符合要求！根據 (3)主，從動錐齒輪齒面寬和 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄與刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。 b≦1／3La; b≤0.155D; b≦10m; 所以取，。 (4)中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角

41、最小。弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。 (5)螺旋方向 主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從 動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。 所以主動錐齒輪選擇為

42、左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂 看為順時針，驅動汽車前進。 (6) 法向壓力角 法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖與刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪，乘用車的а一般選用14°30’或16°,商用車的а為20°或22°30’。這里取 а＝20°。 表3-3 主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 主動齒輪齒數 9 從動齒輪齒數 52 端面模數 10mm 齒面寬 b

43、續(xù)表3-3 項 目 計 算 公 式 計 算 結 果 工作齒高 15mm 全齒高 16.66mm 法向壓力角 軸交角 節(jié)圓直徑 節(jié)錐角 齒頂高 齒根高 3.3.3主減速器錐齒輪材料的選擇 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： (1)具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 (

44、2)齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 (3)鍛造性能、切削加工性能以與熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 (4)選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 工程機械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和

45、承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生 塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以與精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20CrMnTi,其參數如下： ，，硬度為217HBS。

46、3.3.4主減速器錐齒輪強度的計算 錐齒輪彎曲強度驗算 錐齒輪輪齒的齒根最大彎曲應力為： 式中 —— 錐齒輪所受的最大彎曲應力， —— 錐齒輪最大載荷作用下的扭矩，N .mm； —— 超載系數，可取； —— 動載系數，7級精度，，可?。? F —— 齒寬，mm，F(xiàn) = b；z —— 齒數；m —— 大端模數， s m = m ； —— 尺寸系數，反映材料的不均勻性與齒輪尺寸與熱處理有關，一般當模數； 時： K —— 載荷分配系數，小齒輪用跨置式支承，，取； —— 計算彎曲應力的系數，查得1， ； 則 需用彎曲應力為：，則， 齒輪彎曲強度合格。

47、 第四章 差速器設計 車輛在行使過程中，左右車輪在同一時間所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不相等。這樣，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動，用來保證各驅動輪在各種運動條件下的動力傳遞

48、，避免輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。差速器的結構廣泛采用對稱式圓錐直齒輪差速器，由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪(少數汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2個行星齒輪)，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差逮器采用十字軸結構)，半軸齒輪與行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方。 本設計采用對稱式圓錐直齒輪差速器。 4.1 對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理 圖4-1　差速器差速原理 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點的圓周速度都

49、相等（圖4-1），其值為。于是==，即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。 當行星齒輪4除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時（圖），嚙合點A的圓周速度為=+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是 +=（+）+(-) 即+ =2 （4-1） 若角速度以每分鐘轉數表示，則 （4-2） 式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不同轉速在地面上滾動而無

50、滑動。式（4-2）還可以得知：①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以一樣的轉速反向轉動。 4.2 對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構 普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，星齒輪軸，半軸齒輪墊片與行星齒輪墊片等組成。如圖4-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片與行星齒輪墊片等組成。如圖4-2所示。由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)

51、、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上。 圖4-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片； 7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼 4.3 差速器基本參數的選擇 圓錐直齒輪差速器的外殼，通常是安裝在主傳動器的從動齒輪上的，因而受主傳動器結構的限制。 4.3.1 差速器球面直徑的選擇 差速器的大小可由差速器球面直徑來表征，而球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此表征了差速器的強度?？砂唇涷灩竭x

52、?。? 式中 —— 差速器球面直徑，mm； —— 差速器球面系數，，取1.2； —— 差速器承受的最大扭矩，； 則 4.3.2 差速器齒輪參數的選擇 在差速器球面直徑選出之后，差速器齒輪的大小就基本確定了。此時應使小齒輪齒數盡量小以得到大的模數，從而提高齒輪強度。現(xiàn)今差速器齒輪大多采用22.5°壓力角，齒高系數0.8，頂隙系數0.188的齒形，由于壓力角增大，最小齒數可小到10 。并可在小齒輪不變尖的條件下，由切向修正加大齒厚，從而使大、小齒輪趨于等強度。 （1）齒數的選擇 行星齒輪齒數， 多采用10 ~ 12 ，半軸多采用16 ~ 22 。為保證等強度，應使 ；

53、為保證安裝，行星齒輪和半軸齒輪的齒數應符合下式： 式中 —— 左半軸齒輪齒數； —— 右半軸齒輪齒數； n —— 行星齒輪個數，大、中型工程機械的行星齒輪數為4； m —— 任意整數； 取，。 （2）模數的確定 齒輪的分錐角為：； 齒輪的外錐距為： 則 取為標準值，m = 7； 4.3.3壓力角α 目前，汽車差速器的齒輪大都采用22.5°的壓力角，齒高系數為0.8。最小齒數可減少到10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角。 4.3.4差速

54、器部分的齒輪 項目 半軸齒輪 行星輪 齒數 18 10 模數 7mm 7mm 分度圓直徑 180mm 100mm 壓力角 22.5° 22.5° 工作齒高 11.2mm 11.2mm 齒全高 12.516mm 12.516mm 齒頂高 3.78mm 7.42mm 齒根高 8.736mm 5.096mm 齒根角 6.91° 4.044° 根錐角 64.994° 25.006° 大端頂圓直徑 186mm 120mm 齒寬 30mm 25mm 頂錐角 64.994° 35.96° 表4-1差速器齒輪參數

55、 4.4 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為 式中： M差—— 差速器收到的扭矩，N ×mm， n—— 差速器行星齒輪個數，n = 4； b —— 齒寬，mm； z半—— 半軸齒輪齒數； J —— 綜合系數，查圖4-3得J = 0.26； 圖4-3彎曲計算用綜合系數 K ——尺寸

56、系數，當m >1.6時，，則； —— 載荷再分配系數，可取；—— 過載系數，； —— 質量系數， ； 半軸齒輪與行星齒輪材料選為20CrMnTi ，其極限應力為， 則 ，則，齒輪彎曲強度合格。 第五章 驅動半軸的設計 驅動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅動橋，車輪傳動裝置的主要零件為半軸；對于斷開式驅動橋和轉向驅動橋，車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。萬向傳動裝置的設計見第四章，以下僅講述半軸的設計。 5.1　結構形式分析 半軸根據其車輪端的支承方式不同，可分為牛浮式、3／4浮式和全浮式三種形式。

57、半浮式半軸(圖5-1a)的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的孔，車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉矩外，其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡單，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車與輕型客車上。 3／4浮式半軸(圖5-1b)的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相似，只是載荷有所減輕，一般僅用　在轎車和輕型貨車上。 全浮式半軸(圖5-1c)的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅動橋殼的半軸套管上。理論

58、上來說，半軸只承受轉矩，作用于驅動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形，由此引起的彎曲應力一般為5～70MPa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上。在這里我們選擇全浮式半軸。 圖 5-1 半軸的形式 設計半軸的主要尺寸是其直徑，在設計時首先可根據對使用條件和載荷工況一樣或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較，大致選定從整個驅動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況： ①縱向力（驅動力或制動力）最大時，其

59、最大值為，附著系數在計算時取0.8，沒有側向力作用； ②側向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數在計算時取1.0，沒有縱向力作用； ③垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，其中為車輪對地面的垂直載荷，為動載荷系數，這時不考慮縱向力和側向力的作用。 由于車輪承受的縱向力，側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有 故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。 5.2 計算載荷的計算 5.2.1 按從發(fā)動機傳來的最大扭矩計算 在車輛轉彎時，若考慮差速器行星齒輪自轉摩擦阻力矩時，一

60、側半軸會出現(xiàn)最大扭矩，兩半軸齒輪1 式中 —— 外側車輪對應的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，N ×m； —— 側車輪對應的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，N ×m； —— 差速器受到的扭矩，N ×m，； K—— 縮緊系數，K = 0.05 ~ 0.15，取為0.15； 則 ， ， 則半軸傳遞的轉矩為： 5.2.2 按附著極限決定的扭矩計算 由附著里決定的半軸受到的扭矩為： 式中 GM —— 裝載機自重（N ），GM =167000N ； PQ—— 額定載重量（N ），PQ = 50000N ； f —— 附著系數，輪式裝載機f = 0.85 ~ 1.0，取0.9； r

61、d—— 動力半徑（m），rd = 0.65m i4—— 輪邊減速器傳動比，i4 = 4.4； h 4—— 輪邊減速器傳動效率， h 4 = 0.96； 則 取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉矩，帶入經驗公式來選擇主要參數。 則 5.3 半軸桿部直徑的計算 桿部直徑是半軸的主要參數，可按下式初選： 式中 —— 半軸受到的扭矩，kg ×cm； [t ]—— 許用扭轉應力，半軸材料選用40Cr，則， 取 則， 圓整后取d = 70mm。 5.4 半軸強度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉應力如下： 式中 —— 半軸受到的扭矩，N ×mm；d —— 半軸桿部

62、直徑，mm；則半軸受到的扭矩為： 則t 在500 ~ 600MPa 圍，半軸扭轉強度合格，直徑選擇合適。 第六章 輪邊減速器設計 輪邊減速器的功用是進一步降速增扭，滿足整車的行駛和作業(yè)要求；同時由于可以相應減少主傳動器和變速箱比，因此降低了這些零部件傳遞的扭矩，減少了它們的尺寸。 6.1 輪邊減速器傳動方案 輪邊減速器有多種布置方案，各種方案有不同的作用。越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪

63、的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器與差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。在少數具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅動車輛和超重型載貨車輛上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以與工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便。一般工程車輛大都采用單排、外嚙合行星式輪邊減速器，有兩種方案： （1）太陽輪主動（由半軸驅動）、齒圈用花鍵和驅動橋殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。為齒圈和太陽輪的齒數之比。 2）太陽輪主動（有半軸驅動）、行星架和橋殼固定連接而齒圈和車輪輪轂連接。這種方

64、案的傳動比為。 大部分工程車輛采用第一種方案。 6.2 行星排的配齒計算 6.2.1 根據傳動比確定齒數關系 對于太陽輪輸入，行星架輸出的行星傳動型式，其傳動比為： 由i = 4.4，則。 6.2.2根據同心條件計算 太陽輪與行星輪的中心距和齒圈與行星輪的中心距應該相等： 式中—— 太陽輪和行星輪的嚙合角； —— 齒圈和行星輪的嚙合角； 對于標準齒輪傳動、高度變位齒輪傳動，。 故得 因大部分輪邊減速器齒輪采用角度變位，以方便選擇行星齒輪齒數，增加輪齒的強度。本設計也采用角度變位，則對于角度變位的齒輪，行星齒數為： 當為偶數時, ； 當為奇數時,；

65、 6.2.3根據安裝條件確定齒數的關系 行星輪數目一般為3～6個，增加行星輪數可減少輪齒的載荷，但增加了零件數，降低行星架的強度和剛度，導致齒輪接觸條件的惡化，最常見的為3～4個。本設計選行星輪數為3個。為使行星排個基本原件上所受徑向力平衡，應使各行星輪在圓周上均勻分布或對稱與旋轉軸線分布。對于N個行星輪均勻分布，裝配條件是： 6.2.4 配齒計算 為使減速器尺寸盡可能小，應使太陽輪的齒數盡可能的小，一般為14～22，在這個區(qū)間配齒，選用滿足傳動比和安裝條件的齒數，并考慮相應的強度問題，最終選用： 則根據同心條件得：，則 6.2.5驗算傳動比 選擇齒數后的傳動比

66、為： 則，則齒數選擇合適。 6.3 初步計算齒輪的主要參數 6.3.1材料 太陽輪、行星輪均采用20CrMnTi，滲碳淬火，硬度58 ~ 62HRC ，，，加工精度6級；齒圈采用35CrMo，調質硬度217 ~ 259HB ，，，加工精度7級。 6.3.2 由接觸疲勞強度初算d 太陽輪分度圓直徑為： 式中—— 算式系數，對于剛對剛配對的齒輪副，直齒輪傳動，斜齒輪傳動； —— 使用系數，； —— 綜合系數， —— 計算接觸強度的行星輪載荷分布不均勻系數，可取1.2； —— 小齒輪齒寬系數，取0.8； —— 齒數比， —— 齒輪的接觸疲勞強度； 式中，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合。 取 6.4 嚙合參數的計算 模數為 ，取標準模數為6； 在兩個齒輪嚙合副t - x、q - x中，其標準中心距a 為 由此可見，兩個齒輪副的標準中心距不相等，且有。因此，該行星齒輪傳動不能滿足非變位的同心條件。為了使行星傳動既能滿足給定的傳動比要求，又能滿足嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該行星傳動進行角度變位。 根