畢業(yè)論文終稿-裝載機驅(qū)動橋設計（送全套CAD圖紙 資料打包）

買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯摘 要本次設計內(nèi)容為裝載機驅(qū)動橋設計，大致分為主傳動的設計，差速器的設計，輪邊減速器設計，半軸的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用 35 º 螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數(shù)和幾何參數(shù)的計算是本次設計的重點所在。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。了解了差速器，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 裝載機，驅(qū)動橋，設計買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯AbstractThe design of the content loader drive axle design, roughly divided into the main drive design, differential design, wheel reducer design, axle design four parts. Where the main drive bevel gears 35º spiral bevel gears, the calculation of this type of gear basic parameters and geometric parameters is the focus of this design. Several basic parameters of gear teeth in the future such as modulus, pitch circle diameter of the driven gear and so determine, with a large number of equations to calculate the geometric parameters of all the gear, and then perform stress analysis and strength check gear . Understand the structure and working principle differential, axle and final drive after combining design requirements, a reasonable choice of their form and size. The design chosen straight bevel gear differential gear, with full-floating axle final drive deceleration in the form of a single planetary line.Keywords: Shovel loader , Drive bridge , Design買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯目 錄摘 要 .I1 主減速器設計 .11.1 螺旋錐齒輪的設計計算 .11.1.1 齒數(shù)的選擇 .11.1.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2 的選擇 .11.2 螺旋錐齒輪的強度校核 .81.2.1 齒輪材料的選擇 .81.2.2 錐齒輪的強度校核 .82 差速器設計 .152.1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 .152.1.1 差速器球面直徑的確定 .152.1.2 差速器齒輪系數(shù)的選擇 .162.2 差速器直齒錐齒輪強度計算 .182.2.1 齒輪材料的選取 .182.2.2 齒輪強度校核計算 .182.3 行星齒輪軸直徑 的確定 .19zd3 半軸設計 .203.1 半軸計算扭矩 的確定 .20jM3.2 半軸桿部直徑的選擇 .203.3 半軸強度驗算 .204 輪邊減速器設計 .214.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定 .214.1.1 行星輪數(shù)目的選擇 .214.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定 .22買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯4.1.3 同心條件校核 .224.1.4 裝配條件的校核 .234.1.5 相鄰條件的校核 .234.2 齒輪變位 .234.2.1 太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（t-x） .244.2.2 行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算（x-q） .254.3 齒輪的幾何尺寸 .264.4 齒輪的校核 .284.4.1 齒輪材料的選擇 .284.4.2 接觸疲勞強度計算 .284.4.3 彎曲疲勞強度校核 .294.5 行星傳動的結構設計 .304.5.1 太陽輪的結構設計 .304.5.2 行星輪結構設計 .304.5.3 行星輪軸的結構設計 .304.5.4 軸承的選擇 .315 花鍵、螺栓、軸承的選擇與校核 .325.1 花鍵的選擇及其強度校核 .325.1.1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 .325.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 .345.1.3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 .345.2.1 驗算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強度 .355.2.2 從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 .355.3.1 作用在主傳動錐齒輪上的力 .375.3.2 軸承的初選及支承反力的確定 .375.3.3 軸承壽命的計算 .38總 結 .40參 考 文 獻 .41買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯致 謝買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯買 文 檔 就 送 全 套 CAD 圖 紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預覽請見文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯.42裝載機驅(qū)動橋設計11 主減速器設計主減速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。本次設計的裝載機驅(qū)動橋采用單級主傳動形式，主傳動齒輪采用 35º 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(jù)以上選擇齒數(shù)的要求，參考吉林大學諸文農(nóng)主編底盤設計第 233 頁表 6-4，結合本次設計主減速比 =6.167，選取主動小錐齒輪齒數(shù) ，所以0i 61z從動大錐齒輪齒數(shù) 。3712z1.1.2 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 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：niMmlkeca02式中： -從動大錐齒輪計算轉矩，N·M-發(fā)動機的額定扭矩， e nPMe950-驅(qū)動橋主傳動比，已知 ；0i 167.0i-變矩器系數(shù)， ；k .3kin -驅(qū)動橋個數(shù)，n=2；-變速箱的最大傳動比，li 85.li裝載機驅(qū)動橋設計2-變矩器到主減速器的傳動效率。 為變速箱m 0kmk的效率取 0.96，主減速器效率取 。計算得 。96.092.NMca 547321785.37602此時主動小錐齒輪的轉矩可由以下公式計算：icac 8.4096.021 按驅(qū)動輪附著扭矩來確定從動大錐齒輪的最大扭矩，即： nirGfdac2式中： -滿載時驅(qū)動橋上的載荷（水平地面）a-附著系數(shù)， 8.0-驅(qū)動輪動力半徑，dr 65.dr-從動圓錐齒輪到驅(qū)動輪的傳動比（輪邊傳動比），fi67.3fin-驅(qū)動橋數(shù)目由本次設計任務書可知：車輛工作質(zhì)量為 120KN,額定載重量為 40KN所以 KN10aG即可求出： mNnirMfdac 42.13267.35.0812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取： Nca4.12 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(qū)動橋主傳動器從動齒輪推薦用下式確定計算轉矩： nifrGMdaf si2 mN式中：f -道路滾動阻力系數(shù)。f=0.0200.035，取 f=0.03-最終傳動速比，fi 67.3fi裝載機驅(qū)動橋設計3n -驅(qū)動橋數(shù)目-輪胎滾動半徑dr-輪胎滾動半徑, ,取si 30.9.sin30.sin所以 mNifrGMdaf 57.469267.512主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為：mNiff 43.90.167.54021(2) 從動錐齒輪分度圓直徑 的確定2d根據(jù)從動錐齒輪上的最大扭矩，按經(jīng)驗公式粗略計算從動錐齒輪的分度圓直徑：3max22MKd式中： -從動齒輪分度圓直徑， cm-系數(shù)，取d 61.0d-按地面附著條件決定的最大扭矩 取 11344.42 公斤-厘米max2所以得： cmKd 53.29.34.3max22 考慮到從動錐齒輪的分度圓直徑對驅(qū)動橋尺寸和差速器的安裝有直接的影響，參考國內(nèi)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。d962(3) 齒輪端面模數(shù) 的選擇s由式 837296zdms取標準模數(shù) (見現(xiàn)代機械傳動手冊 GB/T 12368-1990 )8為了知道所選模數(shù)是否合適需用下式校對：3max2MKs式中： -系數(shù)，0.0610.089即： 在 0.0610.089 之間084.2133max2s所以所選齒輪端面模數(shù) 合適。s8裝載機驅(qū)動橋設計4由此可算出大小齒輪的準確分度圓直徑：mzds48611 mzds29637822(4) 法向壓力角 的選擇螺旋錐齒輪的標準壓力角是 20º30，選擇標準壓力角有易于選擇制造齒輪的刀具，降低生產(chǎn)成本。(5) 螺旋角 的選擇m螺旋角 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 35m(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： 0231Rb式中： -從動錐齒輪傳動的節(jié)錐距 mzms 93.147685.05. 2210 所以： 943302Rb同時 不應超過端面模數(shù) ms 的 10 倍即： bs8002所以取 52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 mb521(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(jù)上述要求，選擇主動錐齒輪為左旋，從動錐齒輪為右旋。裝載機驅(qū)動橋設計5(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(zhì)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) 85.0ah頂隙系數(shù) ；18.0c徑向變位系數(shù) =0.386（i=4.567.00）所以螺旋錐齒輪齒頂高為：mmhsa 712.386.52 90齒根高 ：csaf 39.2hf 2165801850頂隙： mms.齒全高： hfa421有效齒高（工作齒高）：he=1.700ms=17 mm(9) 齒側間隙 的選擇nc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(nóng)編 頁表 6-8 選取齒側間隙為： 24Pmcn2.0(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 （ 是切向變位系數(shù)，查sm機械設計手冊可知 ）18.0大小錐齒輪大端面分度圓的理論弧齒厚度 和 可按下式計算：01S2裝載機驅(qū)動橋設計6smssScotan202sss t01所以： S376.92S74.160(11) 分錐角 （分度圓錐角）小錐齒輪分錐角： 21.93arctnarct211z大錐齒輪分錐角： 780.0912(12) 節(jié)錐距 aRmda 93.47.8sin6si2(13) 齒根角 f小錐齒輪齒根角： 9.13.4265arctnarct11ffRh大錐齒輪齒根角： .tt22aff(14) 頂錐角和 根錐角kr(15) 小錐齒輪根錐角： 2.79.1.11f大錐齒輪根錐角： 463578022fr小錐齒輪頂錐角： .91rk大錐齒輪頂錐角： 78291.12此次設計的 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表 1-1：35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1z61 齒數(shù)372 端面模數(shù) sm8 mm裝載機驅(qū)動橋設計71d48 mm3 分度圓直徑 2296mm4 壓力角 20.5º5 有效齒高 eh13.6 mm6 全齒高 2115.104 mm7 側隙 nc0.20 mm8 頂隙 C 1.504 mm1ah9.888 mm9 齒頂高 23.712 mm1f5.216 mm10 齒根高11.392 mm19.21º11 分錐角 280.79º12 節(jié)錐距 aR149.93mm1b50 mm13 齒面寬 250 mm1f1.99º14 齒根角 24.35º1k13.56º15 頂錐角 282.78º1r7.22º16 根錐角 276.44º11cosaehd67.52mm17大端齒頂圓直徑 22297.19mm18 螺旋角 m35º19 螺旋方向 小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋20 周節(jié) s25.12 mm01S16.74 mm21 理論弧齒厚 28.736 mm裝載機驅(qū)動橋設計81.2 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(diào)質(zhì)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 3050HBW 或更多。根據(jù)以上原則選小 Ni 齒輪材料為 20Cr24（滲碳后淬 Mpab10齒面硬度 56 62HRC）Mpas801選取大齒輪材料為 20MnVB(調(diào)質(zhì) 齒面硬pab1082s852度 5662HRC )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：wmsVuJKbP10式中： -彎曲應力， Mpa-作用在輪齒中心上的圓周力， 12dP-作用在大齒輪上的計算扭矩MmNf 57.4692-大齒輪平均分度圓直徑 *DbDsin*-分錐角2裝載機驅(qū)動橋設計9-過載系數(shù)，與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關?？扇?對0K 5.120K有液力變矩器的輪式裝載機取 ；25.10K-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V同心度精度高時可取 ；.V-尺寸系數(shù)，反映了材料性質(zhì)的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有SK關。因為 時，所以ms6.18750.42ssmK-1.101.25，取m0.1-齒寬； -齒數(shù)；bz-齒輪大端模數(shù)s-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wJ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 頁圖 3-5-18 可得： 30P235.01wJ182.02wJ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 .Mpau41Mpa7即： u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：ifmsvepc JKdbKPC10式中： -接觸應力，Mpa-彈性系數(shù)，p mNCp /6.23/7432121厘 米公 斤-齒輪大端圓周力ePP865-過載系數(shù)，取0K.0K-動載系數(shù)，取v 1v-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，s可取 .1裝載機驅(qū)動橋設計10-載荷分配系數(shù)，取mK1.mK-表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關，對精度f較高的齒輪取 0.1f-小錐齒輪寬度b-大錐齒輪大端分度圓直徑1d-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，iJ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 頁圖 3-5-23 可得：319P124.0iJ把以上各參數(shù)代入公式得： 又因為許用接觸應力為：Mpa36（工程機械底盤構造與設計 ） 4/502厘 米公 斤 139Pc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 ；'302齒數(shù) , ，81z7齒數(shù)比 ；6.12i分錐角 ， ；99.802齒寬 ；mb521大端分度圓直徑 , ；d4126m中點分度圓直徑 ； ， ；sinbd571md247中點螺旋角 ，35m中點模數(shù) 齒寬系數(shù) 為 1/4 到 1/3，常取 0.3，所以Rs.0R=6.8mm；中點法向模數(shù) ；m mnm57.3cos5.8cos齒頂高 ， ；ha8.91ha712.32表 1.2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù)名稱 代號 計算公式 結果裝載機驅(qū)動橋設計11中點端面當量圓柱齒輪參數(shù)當量齒數(shù) vZcoszvv1z8.52706齒數(shù)比 vi 2iv vi.39分度圓直徑 vdv1midv2v1i v1d54.27中心距 vavv2a()va60.頂圓直徑 vadadh1d74v2.35當量齒輪端面壓力角t vt mtnrcosot9基圓直徑 vbbvvtvb1.2d06基圓螺旋角 vb vari()o35端面基圓齒距 Pvb bmvtPcosavbP4.嚙合線長度 gva2222vava1bbtg(dd)sin ag2.7端面重合度 vavavmbnvtgcosPava1.305縱向重合度 vvi v.64裝載機驅(qū)動橋設計12續(xù)表 1.2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù)總重合度 v22vvavv2.096齒中部接觸線長度bml 對于 1vabmblcosbml3.5齒中部接觸線的投影長度bml bvllbl1.中點法面當量直齒圓柱齒輪參數(shù)齒數(shù) vnzvn2vbmzzcoscosvn1z4.08326分度圓直徑 dvnd/dvn9.中心距 vnavnvn12a(d)a853頂圓直徑 ahvn16.2042d基圓直徑 vbndvbnvdcosb79vn.嚙合線長度 ag22va1vanbn(d)si ag60法面重合度 v2vanvvb/cosvn1.84（4） 輪齒齒面接觸疲勞強度計算正交（ ）錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核可按下式計算：90KLSEHBMmtHVAH ZZibdFK121（機械設計手冊 ）86P式中： -輪齒接觸疲勞強度， pa-小齒輪大端圓周力，可用下公式計算：1tF裝載機驅(qū)動橋設計13mNdMFft 625.46789021-使用系數(shù)，查機械設計 表 10-2 取 。AK193P25.1AK-動載系數(shù)取V.VK-齒向載荷系數(shù)。 ， 由機械設計手冊H eH5頁表 16.4-28 可查得 ，所以186P0.1eH.-端面載荷系數(shù)查機械設計手冊 頁表 16.4-29 可K1826P得 0.H-節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可由公式Z vtbHZsinco所以： 13.2957.2sin63cosicovtbH-中點區(qū)域系數(shù)，可用下式計算：BMZ22121 1tavvbavvbavt zFdzFd式中 可由下表求出：21F表 1.3縱向重合度 v1F2F0 2 1v1vvv v v由上表可求出： 305.1F305.12所以： 6BMZ-彈性系數(shù)，查 機械設計手冊 可知E 4816P2/8.9mNE-計算齒面接觸強度的螺旋角系數(shù)， mZcos裝載機驅(qū)動橋設計14-計算齒面接觸強度的錐齒輪系數(shù)，kZ 8.0kZ-計算齒面接觸強度的載荷分配系數(shù)。LS當 時， 2vr1LSZ當 和 時， vr5.025.142vrvrLS 因為 096.vr6.所以 8LSZ把以上各參數(shù)代入公式可得： MpaH85.1049材料的接觸疲勞許用應力為： (工程pa1372/厘 米公 斤機械底盤構造與設計 )319P所以 齒輪的接觸疲勞應力滿足要求。H（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：LSKEFnmtFVAFYbK式中： 、 、 、 、 、 和接觸疲勞計算中相同，H， ， ，25.1A0.V5.1F0.F-齒輪大端圓周力，t NdMft 625.421dft .3692-齒面寬， bmb5021-復合齒形系數(shù)，根據(jù)法面當量直齒圓柱齒輪齒數(shù) 查得 FSY vnz07.414.2FSY-齒根抗彎強度的重合度系數(shù)，因為 ，所以 E 1v65.-齒根抗彎強度的錐齒輪系數(shù)，可以用下式計算：KY裝載機驅(qū)動橋設計15057.13.501.34142'2' bmKlY-齒根抗彎強度的載荷分配系數(shù)，LS96.8.22LSZ把以上各參數(shù)代入公式得： MpaF51paF7.2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MpaF45所以 滿足設計要求。F1F22 差速器設計輪式機械的兩側驅(qū)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(chǎn)生滑動，經(jīng)常要求左右兩側的驅(qū)動輪以不同的角速度旋轉。若左右驅(qū)動輪用一根剛性軸驅(qū)動，必然會產(chǎn)生邊滾動邊滑動，即產(chǎn)生了驅(qū)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(qū)動橋的左右兩側驅(qū)動輪由兩根半軸分別驅(qū)動，因此，在驅(qū)動橋中安裝了差速器，兩根半軸由主傳動通過差速器驅(qū)動?，F(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(jù)經(jīng)驗公式來確定：3maxMK式中： -差速器球面直徑， m-球面系數(shù)，1.11.3，取 =1.15 K裝載機驅(qū)動橋設計16-差速器承受的最大扭矩（公斤·毫米）按從動大錐齒輪上maxM的最大扭矩計算。 毫 米公 斤 1342max2所以得 取94.102.1.2 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 的壓力角，齒高系數(shù) ，頂隙5.28.0*ah系數(shù) 的齒形。18.0*c這種齒形由于最少齒數(shù)比 壓力角的少，使齒輪可以采用較大的模數(shù)，在0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 ，半軸齒輪齒數(shù)多采用 Z2=Z 半121行z=1622 且半軸齒輪齒數(shù)比上行星齒輪齒數(shù)在 1.62 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：Cnz21式中： -左右半軸齒輪的齒數(shù)；1z2n -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=4C -任意整數(shù)根據(jù)以上要求取 =10 , =181z2（2）分錐角的計算行星輪分錐角為： 05.2918arctnrt211z半軸齒輪分錐角為： .69012（3）齒輪模數(shù)的確定節(jié)錐距 sin1dRa所以 m27.580.9sin21 裝載機驅(qū)動橋設計17mzdm827.510.圓整取 6（4）行星輪、半軸齒輪分度圓直徑zd1082（5）齒面寬為齒寬系數(shù)，取 aRb2 3.Rma602所以： m18603.21圓整取齒輪采用高度變位，>表 6-12 變位系數(shù) 234.0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=10 z2=18模數(shù) m 6齒面寬 b b1=18 =182b壓力角 22.5º齒頂高系數(shù) *ah0.8頂隙系數(shù) c0.188工作齒高 *0a2m9.6齒全高 ()10.728軸間夾角 90º分度圓直徑 dz1d602d108分錐角 o29.5o6.95節(jié)錐距 1aR2sin61.78周節(jié) tm18.84齒頂高 *ah()a1h6.94a2h3.4056齒根高 faf5f7裝載機驅(qū)動橋設計18齒根角 ff ahrctnRof14.97of26.759齒頂圓直徑 ad2osad083ad130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 aAhin1A5.92A7.2.2 差速器直齒錐齒輪強度計算2.2.1 齒輪材料的選取根據(jù)差速器齒輪工作環(huán)境和受載性質(zhì)，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， ）Mpab10pas8502.2.2 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式 3-5-26 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：wmsvcwmsveu JKbzKMJbKP22020 11式中： -差速器扭矩， 為算出的主傳動從cMncax6.ax2動錐齒輪的最大扭矩，n 為行星輪數(shù)。所以mNc .17042.36.0-半軸齒輪齒數(shù)2z-尺寸系數(shù)，因為 所以 sK6.9704.25.4ms-載荷再分配系數(shù)，取m 1.mK-過載系數(shù)，取00裝載機驅(qū)動橋設計19-質(zhì)量系數(shù)，取vK0.1vK-綜合系數(shù)，由工程機械底盤構造與設計P322 頁圖 3-5-wJ25 可查得 295.wJ把以上各參數(shù)代入公式得： Mpau.74齒輪材料為 20CrMnTi 其極限應力 ，其許用彎曲應力b10Mpabu8257.0所以： 所設計的差速器齒輪強度滿足要求。u2.3 行星齒輪軸直徑 的確定zd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(chǎn)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(nóng)主編的底盤設計式 6-68 按下式計算： dGnrM4式中： -差速器總扭矩， mNG 1342042.13max2-許用剪切應力， 安全系數(shù)取 4,40Cr 的屈服極u5.su限 （表面淬火），所以 Mps785 Mpa.64n -行星齒輪數(shù)目，為 4-行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm。 ， 是dr pdr21半軸齒輪齒寬中點處的直徑，可用下式計算：所以：mRp 8.913.051085.12 md9.45把以上各參數(shù)代入公式得： ，圓整取d2裝載機驅(qū)動橋設計203 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 的確定jM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?？捎们懊?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(qū)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： mNpj 42.132max23.2 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：cMj3196.0式中： -半軸計算扭矩，公斤·厘米；j 厘 米公 斤 1342j-半軸許用扭轉屈服應力，半軸材料選 20MnVB，對于 40Cr、45鋼和 40MnB 等材料，材料的扭轉屈服極限都可達 885MPa，在保證靜安全系數(shù)在1.31.6 范圍時，許用應力可取 ，取2/68053厘 米公 斤代入上式得：Mpa60圓整取md35.47md4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 為：316dMj裝載機驅(qū)動橋設計21將 代入上式得： ;許mNMj 13420d48Mpa7.52用扭轉切應力 pa6所以： 強度滿足，半軸直徑確定為 48mm.4 輪邊減速器設計輪邊減速器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(nèi)外嚙合行星排傳動，其中太陽輪由半軸驅(qū)動為主動件，行星架和車輪輪轂連接為從動件，齒圈與驅(qū)動橋橋殼固定連接。此種傳動形式傳動比為1+（ 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(nèi)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。圖 4.1 輪邊減速裝置1- 太陽輪；2-半軸；3-行星輪；4-行星架；5-內(nèi)齒圈；6-半軸套管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)目一般裝載機驅(qū)動橋設計22為 36 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(chǎn)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選取行星輪數(shù)目 n=3，三行星輪均勻分布。5.43fi4.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定由機械設計手冊當 ， 時可選行星排各輪齒數(shù)為：67.3'fin齒圈齒數(shù) 太陽輪齒數(shù) 行星輪齒數(shù)48qz18tz15xz齒輪齒數(shù)間的關系公式：tqfzi1式中： -最終傳動傳動比，fi 67.3fi-齒圈齒數(shù)， -太陽輪齒數(shù)， -行星輪齒數(shù)qtzxz所以：驗算傳動比： 67.3184tqfzi%0' ffi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 、 、 應滿足下列條件：qztxxtqz2將 ， ， 代入公式得：481t 5x滿足同心條件5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：1xz裝載機驅(qū)動橋設計234.1.4 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?qū)ΨQ分布，即 、 、 、n 應滿足條件： ，N 為任意整數(shù)。qztx nztq把 ， ，n=3 代入公式得：481tz 23184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： exjtxdA2sin在實際設計中相鄰條件多控制在： mdAexjtx852sin式中： -太陽輪與行星輪的中心距tx-因三行星輪均勻分布，所以j 10j-兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。exdmzmAtt 9618426haxe*所以： mdexjt 852.702sinsin2 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。裝載機