《ZL50裝載機驅動橋設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《ZL50裝載機驅動橋設計說明書（49頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

摘 要 隨著主機性能要求的提高和變化，逐漸顯現(xiàn)目前國內 ZL50 裝載機傳動系配置較單一、陳舊。本次設計內容為ZL50裝載機終的傳動結構設計，大致上分為輪邊減速器的設計，半軸的設計，最終傳動的設計三大部分。將齒輪的幾個基本參數(shù)，如齒數(shù)，模數(shù)，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(shù)，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了輪邊減速器，半軸和最終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及尺寸。本次設計輪邊減速器齒輪選用圓柱直齒輪，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 驅動橋 設計 目 錄 摘 要 I 引 言 1 1 主傳動器設計 2 1.1 螺旋錐齒輪的設計計算 2 1.1.1 齒數(shù)的選擇 2 1.1.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑d2的選擇 2 1.2 螺旋錐齒輪的強度校核 9 1.2.1 齒輪材料的選擇 9 1.2.2 錐齒輪的強度校核 9 2 差速器設計 17 2.1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 17 2.1.1 差速器球面直徑的確定 17 2.1.2 差速器齒輪系數(shù)的選擇 17 2.2 差速器直齒錐齒輪強度計算 20 2.2.1 齒輪材料的選取 20 2.2.2 齒輪強度校核計算 20 2.3 行星齒輪軸直徑dz的確定 20 3 半軸設計 22 3.1 半軸計算扭矩Mj的確定 22 3.2 半軸桿部直徑的選擇 22 3.3 半軸強度驗算 22 4 最終傳動設計 24 4.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定 24 4.1.1 行星輪數(shù)目的選擇 24 4.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定 24 4.1.3 同心條件校核 25 4.1.4 裝配條件的校核 25 4.1.5 相鄰條件的校核 25 4.2 齒輪變位 26 4.2.1 太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（t-x） 26 4.2.2 行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算（x-q） 27 4.3 齒輪的幾何尺寸 28 4.4 齒輪的校核 31 4.4.1 齒輪材料的選擇 31 4.4.2 接觸疲勞強度計算 31 4.4.3 彎曲疲勞強度校核 32 4.5 行星傳動的結構設計 32 4.5.1 太陽輪的結構設計 32 4.5.4 軸承的選擇 33 5 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核 35 5.1 花鍵的選擇及其強度校核 35 5.1.1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 35 5.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 37 5.1.3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 37 5.2 螺栓的選擇及強度校核 39 5.2.1 驗算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強度， 39 5.2.2 從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 39 5.3 軸承的校核 40 5.3.1 作用在主傳動錐齒輪上的力 40 5.3.2 軸承的初選及支承反力的確定 41 5.3.3 軸承壽命的計算 42 參考文獻 44 致 謝 45 附 錄 46 - III - 引 言 裝載機是當今工程建設中應用最為廣泛的一種工程機械，其在500米運距內鏟、運、卸物料非常方便和經濟。小至普通家庭房屋建設，大至三峽、青藏鐵路等國家重大工程都有其忙碌的身影。 驅動橋是輪式裝載機底盤的主要組成部分，其功用是將發(fā)動機的扭矩進一步增大，以適應車輪為克服前進阻力所需要的扭矩。 驅動橋包括主傳動器、差速器、半軸、最終傳動、橋殼等部件。ZL50裝載機為充分利用其附著重量，達到較大的牽引力，采用全橋驅動橋。其減速比一般為12～35，并按以下原則進行速比分配：在最終傳動能安裝的前提下，為了減小主傳動及半軸所傳遞的扭矩，將速比盡可能地分配給最終傳動，使整體結構部件尺寸減小，結構緊湊。 畢業(yè)設計是大學四年學習的最后一門功課，其目的是綜合應用所學專業(yè)基礎知識及專業(yè)知識，鞏固所學內容，提高分析問題解決問題的能力，為進一步的學習工作打好基礎。 1 主傳動器設計 主傳動器的功用是改變傳力方向，并將變速箱輸出軸的轉矩降低，扭矩增大。本次設計的ZL50型裝載機驅動橋采用單級主傳動形式，主傳動齒輪采用35螺旋錐齒輪，這種齒輪的特點是：它的齒形是圓弧齒，工作時不是全齒長突然嚙合，而是逐漸地從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端，因此運轉比較平穩(wěn)，減小了噪音，并且由于螺旋角的關系重合系數(shù)增大，在傳動過程中至少有兩對以上的齒同時嚙合，相應的增大了齒輪的負荷能力，增長了齒輪的使用壽命，螺旋錐齒輪的最小齒數(shù)可以減少到6個，因而與直齒錐齒輪相比可以實現(xiàn)較大的傳動比。 1.1 螺旋錐齒輪的設計計算 1.1.1 齒數(shù)的選擇 選擇齒數(shù)時應使相嚙合的齒輪齒數(shù)沒有公約數(shù)，以便使齒輪在使用過程中各齒能相互交替嚙合，起到自動研磨作用，為了得到理想的齒面接觸，小齒輪的齒數(shù)應盡量選用奇數(shù)，大小齒輪的齒數(shù)和應不小于40。 根據以上選擇齒數(shù)的要求，參考吉林大學諸文農主編《底盤設計》第233頁表6-4，結合本次設計主傳動比范圍i0=I=5～5.5，選取主動小錐齒輪齒數(shù)Z1=7，所以從動大錐齒輪齒數(shù)Z2=Z1i0=37。（i0=5.286） 1.1.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑d2的選擇 (1) 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 ① 按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大變速箱一檔時從動大錐齒輪上的最大扭矩計算： (1.1) 式中：Mp2 --------從動大錐齒輪計算轉矩，NM ------發(fā)動機的額定扭矩， i0 --------驅動橋主傳動比，已知i0=5.286 ik1 -------變速箱一檔傳動比，同樣由之前的課程設計可知液力變矩器渦輪高效區(qū)最高轉速nTmax=2496 r/min 所以該ZL50型裝載機一檔總傳動比為： (1.2) VTmin為一檔時裝載機的前進速度，由本次設計任務書可知VTmin=10 km/h rd為車輪的動力半徑可由式： 計算： rd-----車輪動力半徑，m d -----輪輞直徑，英寸 H/B ---輪胎斷面高寬比 λ-----車輪變形系數(shù) B -----輪胎斷面寬度，英寸 由本次設計任務書可知輪胎規(guī)格為：23.5—25（B—d），目前裝載機廣泛采用低壓寬基輪胎H/B=0.5～0.7，取H/B=0.7。查相關資料可得λ=0.1～0.16，取λ=0.12。將其代入上式可得：rd=0.652 m 所以可求出iΣ1=50.895。 又因為iΣ1=ik1i0if if為最終傳動的傳動比，由本次設計任務書可知if=4.0～4.5，初取if=4.3,?？汕蟪鰅k1=2.239 ηm ------變矩器到主減速器的傳動效率。ηm=ηkη0 ηk為變速箱的效率取0.96，主減速器效率取η0=0.96。計算得ηm=0.92 Z ------驅動橋數(shù)，Z=2 所以可以計算出：Mp2=14336.13 NM 此時主動小錐齒輪的轉矩可由以下公式計算： NM ② 按驅動輪附著扭矩來確定從動大錐齒輪的最大扭矩，即： (1.3) 式中： Ga --------滿載時驅動橋上的載荷（水平地面） φ --------附著系數(shù)，輪式工程車輛φ=0.85～1.0，履帶式工程車輛φ=1.0～1.2，所以取φ=0.9 rd --------驅動輪動力半徑，前面已求出rd=0.622 if --------從動圓錐齒輪到驅動輪的傳動比（輪邊傳動比）初取if=4.3 n-------驅動橋數(shù)目（車輛底盤構造與設計 林慕義 張福生 P243 表2-3-1） 由本次設計任務書可知：車輛工作質量為17.5t,額定載重量為50KN 所以 Ga=175009.8=171500 N 即可求出： NM 計算中取以上兩種計算方法中較小值作為從動直齒輪的最大扭矩，此扭矩在實際使用中并不是持續(xù)扭矩，僅在強度計算時用它來驗算最大應力。 所以該處的計算轉矩?。篗p=10776 NM ③ 按常用受載扭矩來確定從動錐齒輪上的載荷 輪式裝載機作業(yè)工況非常復雜，要確定各種使用工況下的載荷大小及其循環(huán)次數(shù)是困難的，只能用假定的當量載荷或平均載荷作為計算載荷。對輪式裝載機驅動橋主傳動器從動齒輪推薦用下式確定計算轉矩： （NM） (1.4) 式中：f ------道路滾動阻力系數(shù)。f=0.020～0.035，取f=0.03 I ------最終傳動速比 n ------驅動橋數(shù)目 ------輪胎滾動半徑 所以NM 主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為： NM (2) 從動錐齒輪分度圓直徑d2的確定 根據從動錐齒輪上的最大扭矩，按經驗公式粗略計算從動錐齒輪的分度圓直徑： (1.5) 式中：d2 ------從動齒輪分度圓直徑，cm KD ------系數(shù)，輪式取0.58～0.66 M2max ----按地面附著條件決定的最大扭矩 取107760公斤-厘米 所以得： cm 考慮到從動錐齒輪的分度圓直徑對驅動橋尺寸和差速器的安裝有直接的影響，參考國內外現(xiàn)有同類機型相關尺寸，最終確定從動錐齒輪分度圓直徑d2=380 mm 。 (3) 齒輪端面模數(shù)ms的選擇 由式 ms=d2/z2=370/37=10 取標準模數(shù) ms=10 mm (見現(xiàn)代機械傳動手冊 GB/T 12368-1990 ) 為了知道所選模數(shù)是否合適需用下式校對： (1.6) 式中： Km ------系數(shù)，0.061～0.089 即： 在0.061～0.089之間 所以所選齒輪端面模數(shù)ms=10 mm合適。 由此可算出大小齒輪的準確分度圓直徑： d1=msz1=107=70 mm d2=msz2=1037=370 mm (4) 法向壓力角α的選擇 螺旋錐齒輪的標準壓力角是2030’，選擇標準壓力角有易于選擇制造齒輪的刀具，降低生產成本。 (5) 螺旋角βm的選擇 螺旋角βm指該齒輪節(jié)錐齒輪線上某一點的切線與該切點的節(jié)錐母線之間的夾角，螺旋角越大錐齒輪傳動越平穩(wěn)，噪音越小，但軸承壽命縮短，因此在輪式裝載機上常用βm=35 (6) 齒面寬b的確定 增加齒面寬理論上似乎可以提高齒輪的強度及使用壽命，但實際上齒面寬過大會使齒輪小端延長而導致齒面變窄，勢必減小切削刀尖的頂面寬及其棱邊的圓角半徑。這樣一方面使齒根圓角半徑過小，另一方面也降低了刀具的使用壽命。此外由于安裝誤差及熱處理變形等影響會使齒輪的負荷易于集中小端而導致輪齒折斷。 齒面過小同樣也會降低輪齒的強度和壽命。通常推薦螺旋錐齒輪傳動大齒輪的齒面寬為： (1.7) 式中：D------從動錐齒輪傳動分度圓直徑 所以： 同時b2不應超過端面模數(shù)ms的10倍即：b2≤10ms=1010=100 mm 所以取 b2=58 mm 取小錐齒輪的齒面寬和大錐齒輪的相同，即：小錐齒輪齒面寬 =b2=58 mm (7) 螺旋方向的選擇 在螺旋齒輪傳動中，齒的螺旋方向和軸的旋轉方向決定了錐齒輪傳動時軸向力方向，由于軸承中存在間隙，故設計時應使齒輪軸向力的方向能將大小錐齒輪相互推開，以保證必要的齒側間隙，防止輪齒卡住，加速齒面磨損，甚至引起輪齒折斷。 根據上述要求，選擇主動錐齒輪為左旋，從動錐齒輪為右旋。 (8) 齒高參數(shù)的選擇 輪式裝載機主傳動器的螺旋錐齒輪采用短齒制和高度修正，這樣可以消除小錐齒輪可能發(fā)生的根切現(xiàn)象，提高輪齒的強度。高度修正的實質是小錐齒輪采用正移距，此時小錐齒輪齒頂高增大，而大錐齒輪采用負移距，并使其齒頂高減低。小錐齒輪齒頂高的增高值與大錐齒輪齒頂高的減低值是相等的。 從機械設計手冊可查得： 螺旋錐齒輪的齒頂高系數(shù)ha*=0.85 頂隙系數(shù)=0.188 ； 徑向變位系數(shù)χ=0.386（i=4.56～7.00） 所以螺旋錐齒輪齒頂高為： mm mm 齒根高 ： mm mm 頂隙： mm 齒全高：h1=h2=ha+hf=18.88 mm 有效齒高（工作齒高）：he=1.700ms=17 mm (9) 齒側間隙cn的選擇 齒側間隙是指輪齒嚙合時，非工作齒面間的最短法向距離。齒側間隙過小不能形成理想的潤滑狀態(tài)，會出現(xiàn)表面摩擦，加速磨損，甚至卡死現(xiàn)象；齒側間隙過大易造成沖擊，增大噪聲。 參考《底盤設計》吉林工業(yè)大學 諸文農編 P238頁表6-8選取齒側間隙為： cn=0.35 mm (10) 理論弧齒厚 螺旋錐齒輪除采用高度變位修正來增加小齒輪強度外，還采用切向變位修正使一對相嚙合的輪齒強度接近相等。 切向變位修正指的是使小齒輪的齒厚增加Δs=τms （τ是切向變位系數(shù)，查機械設計手冊可知τ=0.25） 大小錐齒輪大端面分度圓的理論弧齒厚度S01和S02可按下式計算： (1.8) (1.9) 所以：S02=8.98 mm S01=22.42 mm (11) 分錐角δ（分度圓錐角） 小錐齒輪分錐角： 大錐齒輪分錐角： (12) 節(jié)錐距Ra mm (13) 齒根角θf 小錐齒輪齒根角： 大錐齒輪齒根角： (14) 頂錐角和δk根錐角δr 小錐齒輪根錐角： 大錐齒輪根錐角： 小錐齒輪頂錐角： 大錐齒輪頂錐角： 此次設計的35 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表1-1： 表1.1 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸 序號 名稱 公式代號 數(shù)值 1 齒數(shù) Z1 7 Z2 37 2 端面模數(shù) ms 10 mm 3 分度圓直徑 d1 70 mm d2 370 mm 4 壓力角 α 20.5 5 有效齒高 he 17 mm 6 全齒高 h=h1=h2 18.88 mm 7 側隙 Cn 0.30 mm 8 頂隙 C 1.88 mm 9 齒頂高 ha1 12.36 mm ha2 4.64 mm 10 齒根高 hf1 6.52 mm hf2 14.24 mm 11 分錐角 δ1 10.7 δ2 79.3 12 節(jié)錐距 Ra 188.5mm 13 齒面寬 b1 58 mm b2 58 mm 14 齒根角 θf1 1.35 θf2 4.53 15 頂錐角 δk1 15.02 δk2 81.28 續(xù)表1.1 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸 16 根錐角 δr1 8.72 δr2 74.98 17 大端齒頂圓直徑 95.35 mm 370.89 mm 18 螺旋角 βm 35 19 螺旋方向 小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋 20 周節(jié) 31.4 mm 21 理論弧齒厚 22.42 mm 8.98 mm 1.2 螺旋錐齒輪的強度校核 1.2.1 齒輪材料的選擇 齒輪材料的種類有很多，通常有45鋼、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4等。 齒輪材料的選擇原則： （1） 齒輪材料必須滿足工作條件的要求。 （2） 應考慮齒輪尺寸的大小，毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。 （3） 正火碳鋼不論毛坯的制作方法如何，只能用于制作在載荷平穩(wěn)或輕度沖擊下工作的齒輪，調質碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪。 （4） 合金鋼常用于制作高速重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。 （5） 金屬制的軟齒面齒輪，配對兩輪齒面的誤差應保持為30～50HBW或更多。 根據以上原則選小齒輪材料為20Cr2Ni4（滲碳后淬齒面硬度 58～62HRC） 選取大齒輪材料為30CrMnSi(調質 硬度310～360HBW ) 1.2.2 錐齒輪的強度校核 （1） 輪齒的彎曲強度計算 其齒根彎曲應力可用以下公式計算： (1.10) 式中：-----彎曲應力，Mpa P ----作用在輪齒中心上的圓周力，=26732N M ----作用在大齒輪上的計算扭矩 -----大齒輪平均分度圓直徑 mm -----分錐角 K0 -----過載系數(shù)，與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關?？扇0=1.25～1.5對有液力變矩器的輪式裝載機取K0=1.4； Kv ----動載系數(shù)，與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關。當輪齒接觸良好節(jié)距與同心度精度高時可取Kv=1.0； Ks ----尺寸系數(shù)，反映了材料性質的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有關。因為ms=10≥1.6 mm時，所以 Km ----1.10～1.25，取Km =1.05 b -----齒寬；z ----齒數(shù)； ms -----齒輪大端模數(shù) Jw ----彎曲強度幾何系數(shù)，綜合考慮了齒形系數(shù)，載荷作用點位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬，應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等。查《工程機械底盤構造與設計》P318頁圖3-5-19可得：=0.213 Jw2=0.163 把以上各參數(shù)代入公式可得大小錐齒輪的彎曲許用應力分別為： ; 彎曲許用應力=700MP 即： 所以齒輪彎曲強度能滿足要求。 （2） 輪齒齒面的接觸強度計算 輪齒齒面的接觸強度可按下式計算： (1.11) 式中：-----接觸應力，Mpa Cp -----彈性系數(shù)， Pe -----齒輪大端圓周力P=26732N K0 -----過載系數(shù)，取K0=1.0 Kv -----動載系數(shù)，取Kv=1.0 Ks -----尺寸系數(shù)，當材料選擇適當，滲碳層深度與硬度符合要求時，可取Ks=1.0 Km -----載荷分配系數(shù)，取Km=1.05 Kf -----表面質量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關，對精度較高的齒輪取Kf=1.0 b1 -----小錐齒輪寬度 d1 -----大錐齒輪大端分度圓直徑 Ji -----表面接觸強度綜合系數(shù)，考慮到輪齒嚙合面的相對曲率半徑，載荷作用點位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬及慣性系數(shù)等。查《工程機械底盤構造與設計》P319頁圖3-5-23可得：Ji=0.213 把以上各參數(shù)代入公式得：Mpa 又因為許用接觸應力為： （工程機械底盤構造與設計P139） 所以齒輪的接觸強度滿足要求。 （3） 錐齒輪傳動的當量齒輪參數(shù)計算 錐齒輪原始幾何參數(shù)： 齒形壓力角α=2030’； 齒數(shù)z1=7,z2=37， 齒數(shù)比； 分錐角δ1=10.7，δ2=79.3； 齒寬b1=b2=58 mm； 大端分度圓直徑d1=70 mm,d2=370 mm； 中點分度圓直徑；mm，mm； 中點螺旋角βm=35， 中點模數(shù)齒寬系數(shù)為1/4到1/3，常取0.3，所以mm=8.5 mm；中點法向模數(shù) mm； 齒頂高ha1=12.36 mm，ha2=4.76 mm； 表1.2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù) 名稱 代號 計算公式 結果 中點端面當量圓柱齒輪參數(shù) 當量齒數(shù) zv 齒數(shù)比 iv 分度圓直徑 dv 中心距 av 頂圓直徑 dva 當量齒輪端面壓力角 avt 基圓直徑 dvb 基圓螺旋角 βvb 端面基圓齒距 Pvb 嚙合線長度 gva 續(xù)表1.2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù) 端面重合度 縱向重合度 總重合度 齒中部接觸線長度 lbm 對于 齒中部接觸線的投影長度 中點法面當量直齒圓柱齒輪參數(shù) 齒數(shù) 分度圓直徑 中心距 頂圓直徑 基圓直徑 嚙合線長度 法面重合度 （4） 輪齒齒面接觸疲勞強度計算 正交（Σ=90）錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核可按下式計算： (1.12) （《機械設計手冊》 P16-181） 式中：------輪齒接觸疲勞強度，Mpa Ft1------小齒輪大端圓周力，可用下公式計算： Nmm KA ------使用系數(shù)，查《機械設計》陸鳳儀P139表8-2取KA=1.25。 KV ------動載系數(shù)取KV=1.0 KHβ-----齒向載荷系數(shù)。，由《機械設計手冊》P16-181頁表16.4-28可查得，所以 KHα------端面載荷系數(shù)查《機械設計手冊》P16-182頁表16.4-29可得 ZH -------節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可由公式 所以： ------中點區(qū)域系數(shù)，可用下式計算： (1.13) 式中F1F2可由下表求出： 表1.3 縱向重合度 F1 F2 0 2 由上表可求出： 所以： ZE -------彈性系數(shù)，查《機械設計手冊》P16-48可知 Zβ-------計算齒面接觸強度的螺旋角系數(shù)， Zk --------計算齒面接觸強度的錐齒輪系數(shù)，Zk=0.8 ZLS --------計算齒面接觸強度的載荷分配系數(shù)。 當時， ZLS=1 當和時， 因為 所以 把以上各參數(shù)代入公式可得： Mpa 材料的接觸疲勞許用應力為：公斤/厘米=1372 Mpa(工程機械底盤構造與設計 P319) 所以 齒輪的接觸疲勞應力滿足要求。 （5） 錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核計算 錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核可按下式進行，大小輪分別計算： (1.14) 式中：KA、KV、KFβ=KHβ、KFα=KHα和接觸疲勞計算中相同， KA=1.25，KV=1.0，KFβ=1.5，KFα=1.0 Ft -----齒輪大端圓周力， b ------齒面寬， mm YFS -----復合齒形系數(shù)，根據法面當量直齒圓柱齒輪齒數(shù)zvn查得 YE -----齒根抗彎強度的重合度系數(shù)，因為，所以 YK -----齒根抗彎強度的錐齒輪系數(shù)，可以用下式計算： YLS ----齒根抗彎強度的載荷分配系數(shù)， 把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa 查《裝載機》P340頁可知，對于主減速錐齒輪其抗彎疲勞許用應力 Mpa 所以 滿足設計要求。 2 差速器設計 輪式機械的兩側驅動輪不能固定在一根整軸上，因為輪式工程機械在行駛過程中，為了避免車輪在滾動方向產生滑動，經常要求左右兩側的驅動輪以不同的角速度旋轉。若左右驅動輪用一根剛性軸驅動，必然會產生邊滾動邊滑動，即產生了驅動輪的滑磨現(xiàn)象。由于滑磨將增加輪胎的磨損，增加轉向阻力，同時也增加功率損耗。 為了使車輪相對路面的滑磨盡可能的減小，在同一驅動橋的左右兩側驅動輪由兩根半軸分別驅動，因此，在驅動橋中安裝了差速器，兩根半軸由主傳動通過差速器驅動。 現(xiàn)在輪式裝載機上多采用直齒螺旋錐齒輪差速器，差速器的外殼安裝在主傳動器的從動錐齒輪上，確定差速器尺寸時應考慮到其與從動錐齒輪尺寸之間的互相影響。本次設計中采用對稱式圓錐齒輪差速器的形式，差速器的大小通常以差速器的球面半徑來表征，球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此它表征了差速器的強度。 2.1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 2.1.1 差速器球面直徑的確定 差速器球面直徑可以根據經驗公式來確定： (2.1) 式中：φ -----差速器球面直徑，mm Kφ-----球面系數(shù)，1.1～1.3，取Kφ=1.25 Mmax----差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按從動大錐齒輪上的最大扭矩計算。Mmax=M2max=10776 Nm=1077600公斤毫米 所以得 φ=128.15 mm 取φ=128 mm 2.1.2 差速器齒輪系數(shù)的選擇 差速器的球面半徑確定后，差速器齒輪的大小也就基本確定下來了。因此齒形參數(shù)的選擇應使小齒輪齒數(shù)盡量少，以得到較大的模數(shù)，且使齒輪有較高的強度。為此，目前差速器大都采用α=22.5 的壓力角，齒高系數(shù)，頂隙系數(shù)的齒形。 這種齒形由于最少齒數(shù)比20 壓力角的少，使齒輪可以采用較大的模數(shù)，在空間大小一樣時，可充分發(fā)揮齒輪的強度。 （1）齒數(shù)的選取 行星齒輪齒數(shù)多數(shù)采用Z1=Z行=10～12，半軸齒輪齒數(shù)多采用Z2=Z半=16～22 且半軸齒輪齒數(shù)比上行星齒輪齒數(shù)在1.6～2之間。 為了保證安裝，行星齒輪與半軸齒輪的個數(shù)應符合如下公式： (2.2) 式中： -----左右半軸齒輪的齒數(shù)； n ------行星齒輪個數(shù)，大中型工程機械的行星齒輪數(shù)為4，小型為2，個別用3，在此取n=4 C ------任意整數(shù) 根據以上要求取z1=11 ,z2=18 （2）分錐角的計算 行星輪分錐角為： 半軸齒輪分錐角為： （3）齒輪模數(shù)的確定 節(jié)錐距 所以 mm mm 圓整取m=6 mm （4）行星輪、半軸齒輪分度圓直徑 mm mm （5）齒面寬 φR為齒寬系數(shù)，取 mm 所以： mm 圓整取 mm 齒輪采用高度變位，變位系數(shù) 表2.1 差速器齒輪詳細參數(shù) (長度：mm) 名稱 公式代號 行星齒輪z1 半軸齒輪z2 齒數(shù) z z1=11 z2=18 模數(shù) m 6 齒面寬 b b1=21 =21 壓力角 α 22.5 齒頂高系數(shù) 0.8 頂隙系數(shù) 0.188 工作齒高 9.6 齒全高 10.728 軸間夾角 Σ 90 分度圓直徑 分錐角 δ 節(jié)錐距 72.08 周節(jié) 18.84 齒頂高 齒根高 齒根角 齒頂圓直徑 側向間隙 Cn（輪式裝載機設計P203表6-12） 0.165 輪冠至錐頂距離 2.2 差速器直齒錐齒輪強度計算 2.2.1 齒輪材料的選取 根據差速器齒輪工作環(huán)境和受載性質，將差速器中行星齒輪和半軸齒輪的材料選為20CrMnTi（滲碳后淬火， Mpa Mpa） 2.2.2 齒輪強度校核計算 由于差速器齒輪工作條件比主傳動齒輪好，在平地直線行駛時，齒輪無嚙合運動，故極少出現(xiàn)點蝕破壞，一般只進行半軸齒輪的彎曲強度計算。下面參考《工程機械底盤構造與設計》P322頁差速器齒輪強度計算公式對本次設計的差速器齒輪強度進行校核： (2.3) 式中：Mc -----差速器扭矩， 為算出的主傳動從動錐齒輪的最大扭矩，n為行星輪數(shù)。所以 Nm -----半軸齒輪齒數(shù) Ks-----尺寸系數(shù)，因為m=7>1.6 mm所以 Km -----載荷再分配系數(shù)，取Km =1.0 K0 -----過載系數(shù)，取K0=1.0 Kv -----質量系數(shù)，取Kv =1.0 Jw -----綜合系數(shù)，由《工程機械底盤構造與設計》P322頁圖3-5-25可查得Jw =0.264 把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa 齒輪材料為20CrMnTi其極限應力 Mpa，其許用彎曲應力 Mpa 所以： 所設計的差速器齒輪強度滿足要求。 2.3 行星齒輪軸直徑dz的確定 差速器十字行星齒輪軸選用40Cr制成，行星齒輪通過滑動軸承即襯套安裝在十字軸上。十字軸主要受主減速器從動錐齒輪傳來的扭矩而產生的剪切應力。 十字軸直徑d可參照吉林工業(yè)大學諸文農主編的《底盤設計》P264 按下式計算： (2.4) 式中：MG -----差速器總扭矩，MG=M2max=10776 Nm=10776000 Nmm [τ]-----許用剪切應力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限 Mpa（淬火回火），所以 n ------行星齒輪數(shù)目，為4 rd------行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm。，是半軸齒輪齒寬中點處的直徑，可用下式計算： mm 所以：rd=45.9 mm 把以上各參數(shù)代入公式得： d=20.51 mm，圓整取d=21 mm 3 半軸設計 半軸是差速器與最終傳動之間傳遞扭矩的實心軸，本次設計中半軸采用全浮式支承方式。半軸一端用花鍵與差速器半軸齒輪連接，由差速器殼支承，另一端用花鍵與最終傳動的太陽輪連接，由行星輪起支承的作用，半軸只傳遞扭矩。 3.1 半軸計算扭矩Mj的確定 半軸計算扭矩在數(shù)值上近似等于主減速器從動錐齒輪上的計算扭矩。可用前面1）按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大，變速箱一檔時，從動錐齒輪上的最大扭矩 2）按驅動輪附著極限扭矩來確定從動錐齒輪的最大扭矩 兩種計算方法取得的較小值來代替。 即： Nm 3.2 半軸桿部直徑的選擇 桿部直徑d是半軸的主要參數(shù)，可用下式初選： cm (3.1) 式中：Mj -----半軸計算扭矩，公斤厘米；Mj =10776Nm =107760公斤厘米 [τ]-----半軸許用扭轉屈服應力，半軸材料選40Cr，對于40Cr、45鋼和40MnB等材料，材料的扭轉屈服極限都可達8000公斤/厘米，在保證靜安全系數(shù)在1.3～1.6范圍時，許用應力可取[τ]=5000～6200公斤/厘米，取[τ]=5500公斤/厘米代入上式得： d=4.74 cm=47.4 mm 圓整取d=48 mm 半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以使半軸各部分達到等強度。半軸破壞形式大多是扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大過渡圓角半徑以減小應力集中，提高半軸扭轉疲勞強度。 3.3 半軸強度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉應力τ為： (3.2) 將Mj =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm代入上式得：τ=496.5 Mpa ;許用扭轉切應力[τ]=5500 公斤/厘米=539 Mpa 所以： 強度滿足，半軸直徑確定為48 mm 4 最終傳動設計 最終傳動是傳動系中最后一級減速增扭機構，在本次設計中，最終傳動采用單排內外嚙合行星排傳動，其中太陽輪由半軸驅動為主動件，行星架和車輪輪轂連接為從動件，齒圈與驅動橋橋殼固定連接。此種傳動形式傳動比為1+α（α為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比），可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，可以布置在車輪輪轂內部，而不增加機械的外形尺寸。 為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽輪連同半軸端部完全是浮動的，不加任何支承，此時太陽輪連同半軸端部是靠對稱布置的幾個行星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的。 4.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定 4.1.1 行星輪數(shù)目的選擇 行星輪數(shù)目取的多，負荷由更多的行星輪來負擔，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，但一般行星輪取3個，因為3點定一個圓位置，實際設計中行星輪數(shù)目一般為3～6個，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制，因為行星輪數(shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會產生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。 本次設計參考同類機型及《機械設計手冊》由任務書輪邊傳動比if=4.0～4.5選取行星輪數(shù)目n=3，三行星輪均勻分布。 4.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定 齒輪齒數(shù)間的關系公式： (4.1) 式中：if-----最終傳動傳動比，任務書上if的范圍為4.0～4.5，初取if =4.5 zq -----齒圈齒數(shù)，zt ----太陽輪齒數(shù)，zx ----行星輪齒數(shù) 所以： 由《機械設計手冊》當=4.5，n=3時可選行星排各輪齒數(shù)為： 齒圈齒數(shù)zq =56 太陽輪齒數(shù)zt =16 行星輪齒數(shù)zx =20 驗算傳動比： 所以傳動比合適 4.1.3 同心條件校核 為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等，即zq、zt、zx應滿足下列條件： 將zq =56，zt =16，zx=20 代入公式得： 56-16=220滿足同心條件 為了提高齒輪的承載能力，為采用角變位傳動將行星輪齒數(shù)減少1齒，即：zx=19 4.1.4 裝配條件的校核 為使行星排各元件上所受徑向力平衡，應使各行星輪均勻分布或對稱分布，即zq、zt、zx、n應滿足條件：，N為任意整數(shù)。 把zq =56，zt =16，n=3代入公式得： 所以滿足裝配條件 4.1.5 相鄰條件的校核 設計行星傳動時，必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙，對于單行星傳動而言，即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和。用公式則可以表示為： (4.2) 在實際設計中相鄰條件多控制在： 式中：Atx-----太陽輪與行星輪的中心距 ------因三行星輪均勻分布，所以 -----兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。 mm mm 所以：～8 所以相鄰條件滿足 4.2 齒輪變位 標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證，但隨著齒輪傳動高速、重載、小型、輕量化等更高的要求，標準齒輪暴露出一些缺點，如小齒輪“短命”，傳動不緊湊，傳動不穩(wěn)定等等，于是就需要采用漸開線非標準齒輪傳動，稱為變位齒輪傳動。齒輪變位能避免根切，提高齒面的接觸強度，提高齒根的彎曲強度，提高齒面的抗膠合和耐磨損能力，配湊中心距，修復舊齒輪等，因此本次設計需進行齒輪變位。 齒輪變位的高度變位是基于削弱大齒輪的強度，增強小齒輪的強度，來平衡齒輪的強度，并使總壽命降低，而角度變位則不同，能同時增強兩齒輪強度，并能靈活選擇齒輪齒數(shù)，提高承載能力及改善嚙合特性，故本次設計采用角變位。 確定各輪齒數(shù) 由前面計算已知：zq =56，zt =19，zx =16 預計嚙合角 根據公式: 查《機械零件設計手冊》P1057圖16-6得 4.2.1 太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（t-x） (1) 未變位時，行星輪與太陽輪中心距為： mm (2) 初算中心距變動系數(shù) (3)變位后中心距為： mm 圓整取128 mm (4)實際中心距變動系數(shù)為： (5)計算嚙合角 所以 (6)計算總變位系數(shù) (4.3) 式中： 所以： (7)校核 查《機械零件設計手冊》P789頁圖12-1介于曲線P6和P7之間，有利于提高接觸強度及抗彎強度 (8)分配變位系數(shù) 查《機械零件設計手冊》P790頁圖12-2，分配變位系數(shù)得： (9)齒頂高降低系數(shù) 4.2.2 行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算（x-q） (1) 未變位時的中心距 mm (2) 計算中心距變動系數(shù) (3) 求嚙合角 所以： (4) 求x-q的總變位系數(shù) (5) 計算齒圈變位系數(shù) (6) 齒頂高降低系數(shù) 4.3 齒輪的幾何尺寸 本設計的太陽輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進行角度變位。表4-1為行星排各齒輪幾何尺寸，表中部分公式參照《機械零件設計手冊》P783頁表12-5和表12-6 表4.1 t-x外嚙合傳動幾何尺寸（長度：mm） 名稱 公式代號 太陽輪（t） 行星輪（x） 變位系數(shù) χ 齒頂高降低系數(shù) 0.114 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓齒厚 分度圓周節(jié) 18.84 標準中心距 105 實際中心距 109 節(jié)圓直徑 嚙合角 18.07 中心距變動系數(shù)系數(shù) 0.796 齒頂高降低系數(shù) 0.114 齒頂圓壓力角 重疊系數(shù) 1.287 表4.2 x-q　嚙合傳動幾何尺寸 （長度： mm） 名稱 公式代號 行星輪（x） 齒圈（q） 變位系數(shù) χ 齒頂高降低系數(shù) 0.0243 分度圓直徑 基圓直徑 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓周節(jié) 21.98 分度圓齒厚 標準中心距 111 實際中心距 109 嚙合角 18.07 節(jié)圓直徑 中心距變動系數(shù) -0.214 齒頂圓壓力角 重疊系數(shù) 2.56 注： 4.4 齒輪的校核 行星排結構中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算。 在行星機械中，通常只計算太陽輪與行星輪的強度，齒輪所受圓周力應考慮到幾個行星輪的影響，此時一個行星輪與太陽輪所受的圓周力（為太陽輪扭矩，為太陽輪節(jié)圓半徑，n行星輪個數(shù)），在計算時還應考慮到由于幾個行星輪同時和太陽輪嚙合時載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計算公式中引入修正系數(shù)Ω。 4.4.1 齒輪材料的選擇 根據裝載機輪邊減速器行星結構中齒輪的承載能力高，耐磨性好等特點，可選用材料為20CrMnTi，齒輪需進行表面滲碳淬火，滲碳淬火后表面硬度為58-62HRC，芯部硬度為320HBS。齒輪精度一般為7級，其彎曲疲勞許用應力一般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應力一般不大于14000公斤/厘米（即不大于1372Mpa）。 4.4.2 接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度可按下式進行計算： (4.4) （《機械零件設計手冊》P808，表12-20） 式中：Ft-----作用在輪齒上的圓周力，，為太陽輪扭矩，可用半軸傳遞過來的平均受載扭矩來計算， NM n為行星輪個數(shù)，n=3；為太陽輪節(jié)圓直徑；Ω為載荷修正系數(shù)取Ω=1.15；把以上各參數(shù)代入得： N -----節(jié)點區(qū)域系數(shù)，，代入參數(shù)計算得 -----材料彈性系數(shù)，對于鋼材取ZE=189.8 -----接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，對于直齒圓柱齒輪 b -----齒寬， 圓整取b=90 mm dt------太陽輪分度圓直徑，dt =112 mm i ------齒數(shù)比， KA------使用系數(shù)，取KA =1.25 KV------動載系數(shù)，取KV=1.0 KHβ----齒向載荷分布系數(shù)，KHβ=1.0 KHα----齒間載荷分布系數(shù)，KHα=1.1 把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa 所以 接觸疲勞強度滿足。 4.4.3 彎曲疲勞強度校核 彎曲疲勞強度可按下式進行計算： (4.5) 式中：Ft、b、m、KA、KV、KFβ、KFα與接觸疲勞校核計算中相同，分別為：Ft =32334.8 N ，b=90 mm ，m=7 mm ，KA =1.25，KV =1.0，KFβ=1.0，KFα=1.1。 YFS-----復合齒形系數(shù)，由《機械零件設計手冊》P816頁圖12-18查得：YFS =4.02 -----彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，對于直齒圓柱齒輪 把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa 4.5 行星傳動的結構設計 4.5.1 太陽輪的結構設計 參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理滲碳淬火，使深度達0.8～1.3 mm，齒面硬度為58～62HRC，芯部硬度為320HBS，材料為20CrMnTi。 4.5.2行星輪結構設計 參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理，表面滲碳淬火，深度為0.8～1.3 mm，齒面硬度58～62HRC，芯部硬度320HBS，規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳動均為0.022 mm 4.5.3行星輪軸的結構設計 選取行星輪軸的材料為40Cr，行星輪軸主要受剪切應力，可用下式來計算： (4.6) 式中：-----輪邊減速行星輪軸上的總扭矩， Nm=42671860 Nmm [τ]-------許用剪切應力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限 Mpa，所以 Mpa n-------行星齒輪數(shù)目，為3 ------太陽輪與行星輪實際中心距， mm 把以上各參數(shù)代入公式得： mm 圓整取 mm 4.5.4 軸承的選擇 行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承，該滾針軸承選為沒有套保護的滾針。輪轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負荷為主，因此選用單列圓錐滾子軸承。 (1) 滾針軸承 ① 滾針數(shù)的確定 作為滾針軸承外圈的行星輪內孔，滾針直徑一般不小于齒輪內孔的10%，在4～5毫米之間，此設計可取d=5 mm 則： 式中：-----實際行星輪軸計算直徑 ------行星輪軸的直徑 g -----滾針與行星輪軸之間間隙，一般取0.007mm 所以： mm 式中：------滾針軸承直徑，d ----滾針直徑 所以： mm 又因為： 式中：f -----滾針間的間隙取0.003 mm z -----滾針數(shù)，k -----正弦系數(shù) 則： 所以：z=25.68 取每個行星輪上的滾針數(shù) z=26 ② 滾針的長度 若取滾針過長，則易磨損，若過短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸表面，故取大于齒寬3/4～3/2。 所以： mm (2) 橋殼上軸承的選取 橋殼軸承的選取應盡量考慮到橋殼的結構尺寸，以及軸承的壽命應盡量接近。此處選用。 5 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核 5.1 花鍵的選擇及其強度校核 花鍵聯(lián)接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應凹槽的內花鍵組成，多個鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布。由于結構形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點： a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。 b)因槽較淺，齒根處應力集中較小，軸與轂的強度削弱較小。 c)軸上零件與軸的對中性和導向性較好。 d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質量。 5.1.1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 （1） 鍵參數(shù)的選擇 此處是動力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開線花鍵（平齒根），由《機械零件設計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表5-1。  表5.1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵參數(shù) (長度：mm ) 名稱 公式代號 數(shù)值 模數(shù) m 2.5 分度圓壓力角 α 30 齒數(shù) z 24 理論工作齒高 2.5 分度圓直徑 60 基圓直徑 51.96 外花鍵大徑尺寸 62.5 外花鍵小徑尺寸 56.25 內花鍵大徑尺寸 內花鍵小徑尺寸 57.65 表中CF為齒形裕度，CF=0.1m=0.25 mm 為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計算： (5.1) mm esv為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機械零件設計手冊》P605表7-28查得：esv=-60μm=-0.06 mm。 把兩參數(shù)代入公式計算得： mm (2) 鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算： (5.2) 式中：T-----轉矩，Nm；T=Mj=15200 Nm -----各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z -----齒數(shù)，24 hg-----齒的工作高度，mm， mm lg-----齒的工作長度，mm， mm Dm-----平均直徑，mm， mm ----許用擠壓應力查《機械零件設計手冊》P592頁表7-13可知：使用和制造情況良好的齒面經熱處理許用應力可達到 Mpa 把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa< 此漸開線花鍵強度滿足 5.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 此處花鍵所受扭矩與差速器半軸齒輪花鍵所受扭矩近似相等，花鍵各參數(shù)可取相同的值。校核時花鍵齒輪的工作長度lg等于太陽輪齒寬b=80 mm，尺寸與前面差速器半軸齒輪相同，所以強度同樣滿足。 5.1.3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 (1) 最小軸徑估算 主傳動小錐齒輪是齒輪軸的形式，此處花鍵的齒根圓直徑應大于軸徑受扭處的最小允許直徑。軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式計算： (5.3) 式中：M -----小錐齒輪上所受的最大扭矩， NM ?。郐樱?---小錐齒輪上的許用切應力，小錐齒輪材料用20Cr2Ni4制成，其屈服極限 Mpa， Mpa 把各參數(shù)代入公式得： mm (2) 花鍵的選擇與主要參數(shù)的計算 此處是動力輸入的重要位置，所以仍采用漸開線花鍵（平齒根），其參數(shù)見下表。 表5-2 主傳動輸入法蘭處花鍵參數(shù) (長度 mm ) 名稱