轮式挖掘机的万向节传动及驱动桥的设计

1、目录摘 要IVAbstractV第1章 前 言1 1.1 驱动桥的发展现状11.1.1 驱动桥的结构组成和功用11.1.2 驱动桥的国内外情况及发展趋势11.1.3 设计驱动桥时应当满足的要求21.1.4 设计要求3第2章 驱动桥结构方案拟定42.1 驱动桥内部各部件的功用42.1.1 主减速器的类型和功用42.1.2 差速器的类型和功用42.1.3 轮边减速器的功用42.2 确定驱动桥设计方案5第3章 主减速器设计63.1主减速器的特点63.1.1主减速器的齿轮类型63.1.2 主减速器主，从动锥齿轮的支承形式63.2 主减速器的基本参数选择与设计计算73.2.1主减速器计算载荷的确定73.

2、2.2主减速器基本参数的选择83.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算113.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算133.3主减速器轴承的载荷计算153.3.1锥齿轮齿面上的作用力153.3.2.主减速器锥齿轮轴承载荷的计算17第4章 差速器设计204.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构204.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计214.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择214.2.2 差速器齿轮的几何计算244.2.3差速器齿轮的强度计算25第5章 驱动半轴的设计275.1 全浮式半轴计算载荷的确定275.1.1半轴的计算扭矩275.1.2全浮式半轴直径的选择285.1.3全浮式半轴的强度

3、计算285.1.4半轴花键的选择及强度校核285.1.5半轴的结构设计及材料与热处理30第6章 轮边减速器316.1 轮边减速器齿轮的设计316.1.1齿轮参数的计算316.1.2齿轮的校核32第7章 驱动桥壳设计347.1整体式桥壳347.1.1整体式桥壳分类347.1.2驱动桥壳强度计算35第8章 万向节的设计388.1 万向节分类388.1.1十字轴万向节388.1.2、准等速万向节388.1.3 等速万向节398.1.4挠性万向节408.2十字轴万向节设计408.2.1 十字轴的设计408.3万向传动的计算载荷及强度校核438.3.1万向传动的计算载荷438.3.2 十字轴万向节强度校

4、核438.3.2 十字万向节的轴承设计44第9章 结论479.1 完成的内容与成果479.2 该题目设计的意义47参考文献48致谢49轮式挖掘机的万向节传动及驱动桥的设计摘 要本设计是做轮式挖掘机的万向节传动及驱动桥的设计，它处于传动系统的末端，传递较大的转矩，其工作的好坏直接影响到整机的工作性能。驱动桥的功用是通过主传动来改变转矩旋转轴线的方向，把纵置发动机的转矩传递到横置驱动桥两边的驱动轮上。通过主传动的锥齿轮改变传力方向，通过最终传动和主传动将变速箱输出轴的转速降低，增大转矩；通过差速器解决左右差速问题，减小转向阻力和轮胎磨损，从而协助转向。此外驱动桥壳还起传力和承重作用。此次设计主要是

5、对轮式挖掘机的整个驱动桥内部零部件进行设计计算，包括主减速器部分、差速器、轮边减速器部分以及万向节的选择，由于驱动桥部件的设计技术已有很好的发展，所以这次设计主要借鉴的是詹阳动力JYL608型挖掘机的一些参数展开的。此次设计的意义在于熟悉了机械设计的流程和对大学四年所学知识有一个整体的了解。关键词：驱动桥，主减速器，差速器，轮边减速，万向节The design of the universal joint transmission and drive axle of the wheeled excavator AbstractThe design is the design of the un

6、iversal joint transmission and drive axle wheel excavator, it is the end of the transmission system, passing a large torque, its work will have a direct impact on the work performance of the machine.The function of the drive axle of the main drive to change the torque in the direction of the rotatio

7、n axis, a longitudinal engine torque to the transverse drive axle on both sides of the driving wheel. Change the direction of the force transmission through the main drive bevel gear final drive and the main transmission gearbox output shaft speed is reduced, increasing the torque; solve the differe

8、ntial left and right through the differential to reduce steering resistance and tire wear, which to assist steering. In addition, the drive axle housing also from the power transmission and load-bearing role.The design of the main internal parts of the drive axle of the wheel excavators, design calc

9、ulations, including the choice of part of the main gear box, differential, wheel reducer part and universal joints, drive axle parts design techniques already well developed, so this design is the main reference is the parameter expansion Zhan Yang the power JYL608 excavator. The significance of the

10、 design is familiar with an overall understanding of the mechanical design process and four years of college knowledge.Keywords: drive axle, main reducer, differential, wheel speed, universal joint第1章 前 言1.1 驱动桥的发展现状1.1.1 驱动桥的结构组成和功用驱动桥如图1.1所示，它是传动系中最后一个大总成，它是指传动轴或变速箱之后、驱动轮之前所有壳体与传力机件的总称。根据行驶系的不同，驱动

11、桥可以分为履带式驱动桥和轮式驱动桥两种；按其功能可分为转向桥、刚性桥和贯通式驱动桥。驱动桥是车辆的重要组成部分，一般由主减速器、差速器、半轴与最终传动和桥壳等零部件组成。驱动桥的功用是通过主传动来改变转矩旋转轴线的方向，把纵置发动机的转矩传递到横置驱动桥两边的驱动轮上。通过主传动的锥齿轮改变传力方向，通过最终传动和主传动将变速箱输出轴的转速降低，增大转矩；通过差速器解决左右差速问题，减小轮胎转向阻力和磨损，从而协助转向。此外驱动桥壳还起传力和承重作用。图1.1驱动桥组成图1.1.2 驱动桥的国内外情况及发展趋势 随着机械工业的发展及挖掘机技术含量的提高，驱动桥的设计、制造工艺都在日益完善。除了

12、广泛采用新技术外，还在结构设计中日益朝着“部件通用化、零件标准化、产品系列化”的方向发展以及生产组织的专业化目标前进。 90年代前，国内外大多采用普通式驱动桥，制动器和轮边减速器装在轮壳处，轮边减速器大多是采用行星齿轮传动。90年代以后国内外都采用了集中式驱动桥，它的制动器、轮边减速器与差速器及主减速器一起装在桥壳中部。因此，提高了半轴刚度，并且结构简单，基本零件数约减少30%，制造成本也低且主要零件的制造工艺得到改善，但这种结构减小了离地间隙。同时，差速器由以前的齿轮式发展到现在的防滑式等。并且随着材料科学的逐渐发展，驱动桥性能、重量也越来越优越。 国外工程机械的驱动桥已经普遍采用限滑差速器

13、、湿式行车制动器等先进技术。限滑差速器很大程度提高了主机的牵引性能，同时减少了轮胎的磨损。而湿式行车制动器则提高了主机的安全性能，简便了维修工作。在国内徐州美驰与北京理工大学曾经联合研制过行车湿式制动器，但是国产驱动桥产品的可靠性还有待提高。而轮式驱动桥的发展趋势也日趋信息化，主要发展在以下几个方面： 1）发展重型驱动桥；随着水利工程、大型露天矿等建设的需要，轮式工程机械逐渐大型化。因此，发展重型驱动桥将是今后的发展趋势。 2）向计算机设计、试验和制造阶段发展； 3）进一步提高零部件三化水平，提高驱动桥部件的通用化、标准化、系列化程度。扩大专业化生产能力，提高主机配套与桥部件协作率水平； 4）

14、广泛采用湿式制动器和自锁式防滑差速器。1.1.3 设计驱动桥时应当满足的要求 1）选择适当的主减速比，以保证挖掘机在给定的条件下具有燃油经济性和最佳的动力性。 2）外廓尺寸小，保证具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。 3）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4）在各种转速和载荷工况下有较高的传动效率。 5）具有足够的刚度和强度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力矩和力；在此条件下，尽可能降低质量，减少不平路面的冲击载荷，提高挖掘机的平顺性。 6）与悬架导向机构运动能够协调。7） 结构简单，加工工艺性好，维修，制造容易，调整方1.1.4 设计要求 车型：轮式挖掘机 设计基础数据：

15、1.行走车速：25km/h 最大爬坡度：大于 40%； 2.传动系最小传动比：=7 主减速器传动比：=5.286； 3.额定功率：p=60kw（最高车速时 n=2200r/min时）； 4.最大转矩：T=260Nm； 5.总质量：8200kg 6.轮距：2100mm第2章 驱动桥结构方案拟定2.1 驱动桥内部各部件的功用2.1.1 主减速器的类型和功用1）主减速器的类型主减速器按照主传动的类型分为单级减速器和两级减速器。单级减速器由一对圆锥齿轮副组成，由于结构简单，因此一般机械常用这种传动形式。但是它的传动比不能太大，否则从动锥齿轮及其壳体结构尺寸大，离地间隙小，机械通过性能差。而两级减速器通

16、常由一对圆锥齿轮副和一对圆柱齿轮副组成，它可以获得较大的传动比和离地间隙，但结构复杂，采用较少。但是在贯通式驱动桥上，为解决轴的贯通性问题常采用它。2）主减速器的功用主减速器的功用是把变速箱传来的动力降低转速，增大转矩，并将传动的转矩由纵向改为横向，然后经差速器转向离合器传出。2.1.2 差速器的类型和功用差速器的结构形式很多，其中常用的有普通锥齿轮差速器、牙嵌式自由轮差速器、强制锁住式差速器和滑块凸轮式高摩擦差速器。差速器的功用：既能向两侧驱动轮传递转矩，又能使两侧驱动轮以不同转速转动，以满足转向情况下内外驱动轮以不同转速转动的需求。2.1.3 轮边减速器的功用 轮边减速器是传动系中最后一个

17、增扭减速机构，它可以加大传动系总的减速比，满足整机的作业和行驶要求；同时由于可以相应减小主减速器的速比，因此降低了这些零部件传递的转矩，减小了他们的结构尺寸。2.2 确定驱动桥设计方案根据轮式挖掘机驱动桥内部结构及功用和目前国内外驱动桥技术的日趋完善，所以本次设计方案拟定如下：图 2.1 非断开式驱动桥 采用非断开式驱动桥，其特点是半轴套管与主减速器壳刚性连成一体，整个驱动桥通过弹性悬架与车架相连，两侧车轮和半轴不能在横向平面内做相对运动。非断开式驱动桥桥壳强度和刚度性能好，便于主减速器的安装、调整和维修。主减速器采用单级齿轮主减速器，由一对相交轴圆弧锥齿轮完成减速、增扭、改变方向；差速器采用

18、齿轮式差速器来实现驱动轮的转向，保证车轮的正常运行，它由两个半轴直齿锥齿轮和两个轮边直齿锥齿轮啮合组成；由于设计为大吨位，所以半轴及半轴齿轮采用全浮式半轴，使它在工作时只承受扭矩，而不承受任何弯矩，半轴和桥壳没有直接联系；轮边减速器采用单双级减速配轮边减速器，起到分配传动比，保证驱动桥离地间隙和进一步减速增扭的作用。第3章 主减速器设计3.1主减速器的特点主减速器传递的转矩较大，受力复杂，具有以下特点： 1）主从动锥齿轮要有正确的相对位置，可以通过改变齿轮轴的轴向位置进行调整，以啮合印迹和齿侧间隙来检查； 2）要求有较高的支承刚度，以确保传递转矩的过程中主从动锥齿轮正确的相对 位置不发生改变；

19、 3) 要用圆锥滚子轴承支承，以承受锥齿轮传动的轴向力； 4) 圆锥滚子轴承的预紧度可调。3.1.1主减速器的齿轮类型 主减速器的齿轮类型有弧齿锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用圆弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重迭的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。另外，圆弧齿锥齿轮与双曲面锥齿轮相比，具有较高的传动效率。3.1.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承形式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查

20、阅资料、文献，经方案论证，采用悬臂式支承结构（图 3.1）。悬臂式支承结构简单，易于布置。所以选用悬臂式。从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（图 3.2）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向外，以减小尺寸 c+d，为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c等于或大于 d。 图 3.1 主动锥齿轮跨置式 图 3.2从动锥齿轮支撑形式3.2 主减速器的基本参数选择与设计计算3.2.1主减速器计算载荷的确定 发动机的功率出来传给液力变矩器，液力变矩器在将动力传给主离合器，之后传

21、给变速箱，最后到达驱动桥的主动锥齿轮轴然后传到从动锥齿轮由已知参数，按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce从动锥齿轮计算转矩 Tce （3-1） 式中： 发动机最大转矩；T =260 N.m n计算驱动桥数，1； 变速器传动比，=7.； 主减速器传动比，=5.286； 变速器传动效率，取=0.9； k液力变矩器变矩系数，k=1； 由于猛接离合器而产生的动载系数，=1； 变速器最低挡传动比，=1；代入式（3-1）， 有： Tce=8190 N.m主动锥齿轮计算转矩 T=1638 N.m 3.2.2主减速器基本参数的选择1.选用齿轮类型、精度等级、材料 1）选择圆弧齿锥齿轮

22、传动 2）由于挖掘机为工程机械，速度不高，故选用8级精度（GB/T 113651989） 3）材料选择， 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有作用时间长、载荷大、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮材料应满足如下的要求：具有高的表面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，齿面高的硬度保证有较高的耐磨性。齿轮芯部应有适当的韧性来适应冲击载荷，避免在冲击载荷下发生齿根折断。切削加工性能、热处理性能以及锻造性能良好，热处理后变形规律易控制或变形小。选择合金材料时，尽量少用含铬、镍的材料，而选用含锰、钒、钛、硼、钼、硅等元素的合金钢。挖掘机主减速

23、器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢来制造，主要有20CrMnTi、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面能得到含碳量较高的硬化层，具有相当高的抗压性和耐磨性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的表面接触强度、弯曲强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为了改善新齿轮的磨合，防止其在初期出现早期的擦伤、磨损、胶合或咬死，锥齿轮在精加工以及热处理后，作厚

24、度为0.0050.020mm的磷化或镀铜处理、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理来提高耐磨性。2. 主、从动锥齿轮齿数Z1、Z2选择 1）工程机械主传动小齿轮的齿数尽量选用奇数， 2）为使啮合平稳、噪声小，一船螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的最小齿数分别不小于6齿和5齿 3）选取从动大齿轮的齿数时，为得到理想的重合系数和高的轮齿弯曲强度， 应使大小齿轮的齿数和不少于40，并且两齿轮的齿数间无公约数，以便齿轮副在使用过程中各齿之间都能互相啮合，起到自动磨合的作用。根据以上要求，这里取 Z1= 7 Z2= 37， 能够满足条件： Z1+ Z2=

25、44 40 i=Z1/Z2=37/7=5.286从动锥齿轮分度圆直径和端面模数对于单级主减速器，增大尺寸 会影响驱动桥壳的离地间隙，减小又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。 可根据经验公式初选 即 （3-2）初取 =300式中：从动接齿轮计算钮矩，(Nm)； 直径系数，取13162。则= D2/ Z2 =300/37=8.1mm参考选取 = 8mm，则 =296 mm根据 来校核 =8 mm 在其范围内，所以满足要求。其中 Km=（0.280.41） 主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2对于从动锥齿轮齿面宽b2 应不大于节锥 A2 的0.3 倍，即b2 0.3A2，而且b2应满

26、足 b2 10mt 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常使小齿轮的齿面比大齿轮大10%，在此取 b2=0.3150=45mm b1=50mm5.法向压力角 法向压力角，压力角大可以增加轮齿的强度，齿轮不发生根切的最少齿数。但大压力角易使小尺寸齿轮的齿顶变尖和刀尖宽度过小并使齿轮端面重合系数下降，因此轻负荷下工作的锥齿轮一般采用小压力角，以使运转平稳，噪声低；工程机械和重型以上的载重汽车因对降低噪声要求不高，而希望有较强的齿根厚度，多采用较大的压力角。参照格里森制规定，工程机械常用的法向压力角为 =206.螺旋方向 主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺

27、旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动挖掘机前进。从动锥齿轮为右旋，主动锥齿轮为左旋7.螺旋角 螺旋角是指锥齿轮中点节锥齿线的切线与该切点的节锥母线之间的夹角。螺旋锥齿轮副主、从动锥齿轮的螺旋角相等。螺旋角的大小直接影响齿轮的轴向重合系数、轮齿的强度和轴向力的大小。越大，传动越平稳，噪声越低。为1.52.0时效果最好，一般不应小于1.25。此外，螺旋角越大，齿轮上的轴向力也越大。因

28、此所选螺旋角的大小应便于齿轮的轴向力不过大，又能得到最好的重合系数螺旋锥齿轮的螺旋角多在35到40范围内。轻型作业机械取较大值重型作业机械取较小值、工程机械为避免过大的轴向力通常取=353.2.3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸计算图3.3 弧齿锥齿轮齿坯参数当z112时工作齿高系数、全齿高系数的选取按表3.1进行。表3.1小 轮 齿 数67891011大轮最少齿数343332313029工作齿高系数fk1.5001.5601.6101.6501.6801.695全齿高系数ft1.6661.7731.7881.8321.8651.882大轮齿顶高系数fa0.2150.2700.3250.3800

29、.04350.490表3.2主减速器圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程圆弧齿锥齿轮传动设计几何计算过程输入参数齿轮类型:35格里森制大端模数m=8mm齿形角=20齿数=7,=37径向变位系数=0.376,=-0.376传动比 i=5.286齿顶高系数=0.27切向变位系数=0.860,=-0.860中点螺旋角=35齿顶间隙系数c*=0.188齿宽=50mm =45mm小轮螺旋方向：左旋序号项 目公 式结 果1大端分度圆d=m,=m=56mm, =296mm2节锥角=arctan(Z1/Z2)=90-=10.713=79.2873节锥距RR=/2sin=/2sinR=150.55mm4冠顶距 co

30、s sin=147.3mm =24.67mm5外径 +2 cos=62.623mm =297.253mm6齿根高=10.814mm7顶隙cc c=1.704mm8齿根角=1.2829齿顶角 =1.28210面锥角 +=11.995=80.56911根锥角 -=9.431=78.00512全齿高14.18413工作齿高12.4814齿宽中点分度圆直径=-bsin=-bsin=47.613mm=246.871mm15齿宽中点模数=/=/=6.8mm16中点分度圆法向齿厚=(0.5cosm+2xtan+xt)=15.515mm=5.848mm17中点法向齿厚半角=sincos2m/=0.028=0.

31、0203.2.4 主减速器圆弧锥齿轮的强度计算在选好主减速器齿轮的主要参数后，应根据所选的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其影响因素1 单位齿长圆周力按发动机最大转矩计算时 （3-3） 式中： 发动机输出的最大转矩 b2主动齿轮的齿面宽，在此取50mm 变速器最低挡传动比，=1； 变速器传动效率，取=0.9 变速器传动比，=7 ； 主动锥齿轮中点分度圆直径mm；D=47.6mm n计算驱动桥数，1； k液力变矩器变矩系数，k=1； 由于猛接离合器而产生的动载系数，=1将各参数代入式（3-3），有：P=1376

32、N/mm按照文献表9-13,PP=1429 N/mm，锥齿轮的表面耐磨性满足要求。2. 齿轮弯曲强度锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： （3-4）式中： 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力，MPa； T齿轮的计算转矩，Nm； 过载系数，一般取1； 尺寸系数，0.682； 齿面载荷分配系数，悬臂式结构，=1.25； 质量系数，取1.4； b所计算的齿轮齿面宽；b1=50mm b2=45mm D所讨论齿轮大端分度圆直径；=56 =296mm Jw齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取主0.242 从0.195；对于主动锥齿轮， T=1638 Nm；从动锥齿轮，T=8190Nm；将各参数代入式（3-4），有： 主动锥齿轮，

33、 =368MPa； 从动锥齿轮， =480MPa；按照文献, 主从动锥齿轮的=700MPa，轮齿弯曲强度满足要求。3. 轮齿接触强度 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为： = （3-5）式中： 锥齿轮轮齿的齿面接触应力，MPa； 主动锥齿轮大端分度圆直径，mm；D1=56mm b主、从动锥齿轮齿面宽较小值；b=45mm 齿面品质系数，取1.0； 综合弹性系数，取232N1/2/mm； 尺寸系数，取1.0； 齿面接触强度的综合系数，取0.117； 主动锥齿轮计算转矩；=1638N.m 、选择同式（3-4）将各参数代入式 （3-5），有： =2709MPa 参照文献，=2800MPa，轮齿接触强度满足要求

34、。3.3主减速器轴承的载荷计算3.3.1锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。圆锥齿轮副中，作用在主、从动齿轮上的圆周力大小相等。为计算作用在齿轮的圆周力，首先需要确定主动轮转矩。挖掘机在行驶过程中，由于变速器挡位的改变，且发动机也不全处于最大转矩状态，故主减速器齿轮的工作转矩处于经常变化中。实践表明，轴承的主要损坏形式为疲劳损伤，所以应按输入的当量转矩进行计算。经估算,这里取=1470 N对于圆锥齿轮的齿面中点的分度圆直径 经计算 47.613mm =246.871mm

35、。1.齿宽中点处的圆周力 齿宽中点处的圆周力为： N (3-6) 式中：作用在该齿轮上的转矩，作用在主减速器主动锥齿轮上的当量转矩，=1470 N；该齿轮的齿面宽中点处的分度圆直径.按上式主减速器从动锥齿轮齿宽中点处的圆周力=11.91 KN由可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。2.锥齿轮的轴向力和径向力图3.4 主动锥齿轮齿面的受力图如(图3.4），主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力，在A点处的螺旋方向的法平面内，F分解成两个相互垂直的力F和，F垂直于OA且位于OOA所在的平面，位于以OA为切线的节锥切平

36、面内。在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力F和沿节圆母线方向的力。F与之间的夹角为螺旋角，F与之间的夹角为法向压力角，这样就有： （3-7） （3-8） （3-9）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力和径向力分别为 （3-10） （3-11）由式（3-10）可计算9177.8N由式（3-11）可计算=3649.5N3.3.2.主减速器锥齿轮轴承载荷的计算 在齿面圆周力、轴向力和径向力计算确定之后，根据主减速器齿轮铀承的布置尺寸，便可以确定轴承上的裁荷。(图3.5)为单级主减速器轴承的一种布置型式，根据其布置尺寸，各轴承的载荷计算公式列于表3.3图3.5 主减速器轴承的布置尺寸轴承A径向力轴承C

37、径向力轴向力轴向力轴承B径向力轴承D径向力轴向力0轴向力0表3.3 轴承上的载荷轴承A，B的径向载荷分别为 （3-12） （3-13）根据上式已知:F=11.91KN =9177.8N，=3649.5N，a=55mm ，b=40mm，c=38mm所以轴承A的径向力 =20842N其轴向力为0轴承B的径向力=87612N 1）对于轴承A、B既承受径向载荷又承受轴向载荷，所以都采用圆锥滚子轴承A、B都选30208 GB/T 297-。 2）对于从动齿轮的轴承C，D的径向力由计算公式较核，轴承C，D均采用30209 GB/T 297-。第4章 差速器设计差速器用于在轮式工程机械两输出轴间分配转矩，并

38、使两输出轴能以不同角速度转动。差速器根据结构特征不同有齿轮式、蜗轮式、牙嵌自由轮式和凸轮式等防滑式差速器。齿轮式差速器有锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。锥齿轮式又可以分为普通锥齿轮差速器、摩擦片式差速器和强制锁住式差速器多种。普通锥齿轮式差速器结构紧凑，质量较小，在工程机械中广泛应用。所以在此选用普通锥齿轮式差速器，（图4.1）为其示意图 图4.1普通锥齿轮差速器示意图 4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，行星齿轮垫片及半轴齿轮垫片等组成。如（图4.2）。1-轴承；2和8-差速器壳；3和5-调整垫片；4-半轴齿轮；6

39、-行星齿轮；7-从动锥齿轮；9-行星轴图4.2差速器构造零件分解示意图4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计4.2.1 差速器齿轮的基本参数的选择普通锥齿轮差速器齿轮的主要参数有：行星轮的数量及其背面的球面半径、锥齿轮的节锥距、压力角和行星齿轮轴孔长度、行星齿轮的齿效和模数以及行星齿轮、半轴齿轮的节锥角。差速器行星齿轮的数量，轮式工程机械的锥齿轮差速器一般采用四个行星齿轮。1. 行星齿轮球面半径的确定行星齿轮背面的球面半径，如（图4.3）所示球面半径的大小决定差速器的大小，代表差速器齿轮的节距，因此可以反映差速器的承载能力。球面半径可以根据经验公式确定 （4-1） 式中：行星齿轮球面半径系数，

40、可取2.52.97；此处取2.9 计算转矩， （4-2） 式中： ， ， =26075.2860.9=8658 N.m根据上式mm 取=60预选其节锥距图4.3差速器行星齿轮的球面半径2. 行星齿轮与半轴齿轮的选择 为使齿轮有较高的强度，应取较大的模数，因此行星齿轮的齿效应取少些，但一般不少于10，多采用1012齿。半轴齿轮采用1622齿。为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，左、右两半轴齿轮齿数之和必须能被行星齿轮的数量整除，否则差速器齿轮不能装配。即应满足的安装条件为： （4-3） 式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说， = 行星齿轮数目； 任意整数。在此=10，=

41、18 ，满足以上要求。3. 差速器半轴齿轮节圆直径及圆锥齿轮模数的初步确定 先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=5.73 参考和强度要求 取m=8mm 节圆直径 4.压力角 以前工程机械和汽车差速器齿轮都采用压力角为20。、齿高系数为1的格里森制齿形，现在大都采用压力角为22.5、齿高系数为0.8的齿形。某些重型工程机械和工程运输车辆采用25压力角，以提高齿轮强度，在此选22.5的压力角。5.行星齿轮安装孔的直径及其深度L 行星齿轮轴孔长度L一般为孔径的1.1倍 即 （4-4） 式中： 差速器传递的转矩，Nm；在此取8658Nm 行星齿轮的数目

42、；在此为4 行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d， 为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而0.8； 支承面的许用挤压应力，在此取69MPa根据上式: =115.2mm =0.5115.2=57.6mm 22.5mm 取=23 =25.3mm 取L=264.2.2 差速器齿轮的几何计算表4.1差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表序号项目计算公式计算结果1行星齿轮齿数10，应尽量取最小值=102半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（4-3）=183模数=8mm4齿面宽b=(0.250.30)A16mm5工作齿高=12.86全齿高14.367压力角22.58轴交角=90=909节圆直径10节锥角，

43、11节锥距=82.38mm12周节=25.13mm13齿顶高14齿根高15径向间隙=-=0.188+0.051=1.555mm16齿根角=4.062 =6.88717面锥角；=35.94=65.0118根锥角；=24.99=54.0619外圆直径20节圆顶点至齿轮外缘距离mmmm21理论弧齿厚 是弧齿厚系数 查得=-0.052=13.85 mm=11.29 mm22弦齿厚=13.66mm=11.15mm23弦齿高=8.49mm=4.36mm 4.2.3差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程

44、时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为 = MPa （4-5）式中： T差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩 为所计算齿轮的计算转矩（N*m)； 差速器的行星齿轮数； 半轴齿轮齿数； 、见前面的说明； 计算挖掘机差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由（图4.4）查得J=0.255 图4.4 弯曲计算用综合系数 其中=1、=1.4、=1.25根据上式=346 MPa980 Mpa所以=723980,满足弯曲强度要求。第5章 驱动半轴的设计 驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。

45、对于非断开式驱动桥，轮式工程机械中车轮传动装置的主要零部件是半轴。根据半轴车轮端的支承方式不同，可以分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。轮式工程机械的半轴广泛采用全浮式。全浮式半轴要采用比较复杂的轮毂，在半轴上安装两个锥顶相对的圆锥滚子轴承。理论上，全浮式半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受扭矩不承受弯矩。这里选择全浮式半轴如(图5.1)。图 5.1 全浮式半轴5.1 全浮式半轴计算载荷的确定5.1.1半轴的计算扭矩 全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩 （5-1）式中： 差速器的转矩分配系数，对于普通圆锥行星齿轮差速器取0.6； T发动机最大转矩，Nm；T=260N

46、.m 传动效率，计算时取0.98； 传动系最低挡传动比；=7 主减速器传动比，5.286根据上式得： N.m5.1.2全浮式半轴直径的选择 全浮式半轴直径的选择可按下式进行 (5-2)根据上式： d=（36.5338.84）mm 根据强度要求在此取d = 38 mm5.1.3全浮式半轴的强度计算1. 首先是验算其扭转应力： （5-3）式中：半轴的计算转矩，Nm 取5657Nm d 半轴杆部的直径，38mm 根据上式 =525 所以满足强度要求。2. 半轴的扭转角为 （5-4） 式中： 为扭转角； L为半轴长度，取l =2000 / 2 = 1000mm； G为材料剪切弹性模量，查得G=206；为半轴截面极惯性矩，由上式得：=7.7 转角宜为每米长度615，满足条件范围。5.1.4半轴花键的选择及强度校核1.选择花健类型及尺寸 为了使半轴的花键内径不小于其杆部直径，常常将加工花键的端部做得粗些，并适当地减小花键槽的深度，半轴两端均为花键联接的结构，且取相同花键参数以简化工艺。 根据GB/T 11442001 选择中系列矩形花键配合，尺寸为NdDB = 8424882.花键强度计算 1）验算花键剪切应力 半轴花键剪切应力为: (5-5)其中：T半轴承受的最大转矩，T=5657Nm D半轴花键(轴)外径， D=48mm d相配的花键孔