毕业设计（论文）- ZL40轮式装载机驱动桥设计.doc

毕毕 业业 设设 计计 ZL40ZL40 轮式装载机驱动桥设计轮式装载机驱动桥设计 学生姓名学生姓名： 李佳琦 学号学号： 125011226 系系 部：部： 机械工程系 专专 业：业： 机械设计制造及其自动化 指导教师：指导教师： 刘申全 二零一四 年 六 月 诚信声明诚信声明 本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导 教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切 资料均已在参考文献中列出。 本人签名： 年 月 日 毕业设计任务书毕业设计任务书 设计题目：ZL40 轮式装载机驱动桥设计 系部： 机械工程系 专业： 机械设计制造及其自动化 学号： 125011226 学生： 李佳琦 指导教师（含职称）： 刘申全(副教授) 专业负责人： 张焕 梅 1设计的主要任务及目标 针对工程机械的作业特点，设计用于轮式装载机的驱动桥总成，包括半轴和轮 边减速装置等。要求系统传动平稳、安全可靠，体积小，承载能力强。 具体内容有：中央传动的机构设计与计算；差速器的结构设计与计算；半轴的 结构设计与计算；轮边减速器的结构设计与计算；各辅助零件与连接件的选型与校 核计算。原始参数如下： 额 定 斗 容： 2 m3 额 定 载 重 量： 40 KN 整 机 质 量： 120 KN 桥 荷 分 配： 前桥 65% 后桥 35BHBH 代 入上式，得=0.547 m d r 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和 f i 传 比，=3.667； f i 轮边减速器效率 0.96。 f 所以=15351.9 96 . 0 667 . 3 547 . 0 95 . 0 )40120( CS TmN 确定小锥齿轮的最大转矩，按上述两者较小值（）来计算：ce T =2490.5 96 . 0 167 . 6 4 . 14744 0 i T M ce mN （3）按正常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩1 车辆使用条件较稳定时，其正常持续的转矩根据平均牵引力来确定： （1.3）PHR ff d Ta cffff ni rGG T )( mN 式中：满载时的总重量，在此取（120+40）KN；aG 所牵引的挂车满载时总重量，KN，但仅用于牵引车的计算；TG 道路滚动阻力系数，在此取 0.03Rf 正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取 0.2Hf 在此取 0；pf 太原工业学院毕业设计 主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，在此取 0.96 f 主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，在此取 3.667； f i 计算驱动桥数，在此取 2。n 所以 =3310.4cfT03 . 0 2 . 0 296. 0167. 3 547 . 0 )40120( mN 按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩 Tce 、Tcs，仅为锥齿轮的最大转矩， 只能用作计算锥齿轮的最大应力。对于一个具体车辆的主传动器锥齿轮，可以取这 两种方法计算结果的较小值作为算转矩。 按第三种方法（正常行驶平均转矩）确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的 寿命计算。 1.2.2 主减速器锥齿轮主要参数主减速器锥齿轮主要参数 主传动器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大 1 z 2 z 端分度圆直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向 2 D t m1b2b 压力角等。 (1)主、从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 为了磨合均匀，之间应避免有公约数。 1 z 2 z 为得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小 于 40。 为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6。 1 z 主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 0 i 1 z 对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。 1 z 2 z 根据以上要求选取=7,=44，+=5140 1 z 2 z 1 z 2 z (2)从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择 2 D t m 对于单级主减速器，从动锥齿轮的尺寸大小除影响驱动桥壳的离地间隙外，还 影响跨置式主动齿轮前支撑架的位置和差速器的安装等。一般从动锥齿轮的分度圆 直径可以根据从动锥齿轮上的最大扭矩进行初步选定。 可根据经验公式2初选， 2 D （1.4） 3 2 cDTKD 太原工业学院毕业设计 式中，从动锥齿轮大端分度圆直径 2 D mm 直径系数，一般取 0.230.312DK 从动锥齿轮的计算转矩，为 Tce 和 Tcs 中的较小者=14744.4 Tc c T mN 所以，=（0.230.31）=（261.0352.9） 2 D3 4 . 14744mm 初选=319 则=/=319/44=7.25 2 D mm t m 2 D 2zmm 参考2表 23.4-3 中选取 8，所以=352 t m 2 D mm 根据式2 = （1.5） t m 3 cmTK 来校核=8 选取的是否合适，其中=（0.0610.089）smmK 此处，=（0.0610.089）=（6.94210.129） ，因此满足校核。 t m 3 4 .14744 (3)主、从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端 齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半 径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。但齿面过窄，轮齿表面的耐磨性 和轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的 0.33 倍，即，而且 2 b 2A 2231Ab 应满足， 2 b t mb102 =177.63 所以=60.21 ，在此取 60 21 5 . 0 22 0zzs mA 02 31Ab mmmm 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，通常小齿轮的齿面宽比大齿轮约大 10%，在此取=1.1=66 1 b 2 b mm (4)中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿 锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向 力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声越低， 而且轮齿的强度越高，应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致 轴向力增大。 轮式装载机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为 3540以采用 35较为普遍。 (5)螺旋方向 从锥齿轮顶端看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、 太原工业学院毕业设计 从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺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，驱动车 辆前进。 (6)法向压力角 圆弧锥齿轮的压力角是以法向截面的压力角来标志的。加大压力角可以提高齿 轮的强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使 齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，所以在轻载荷工作的齿 轮中一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪音低，螺旋齿轮标准压力角 20， 在轮式装载机上，为了提高轮齿的弯曲强度，一般采用 22.5的压力角。 太原工业学院毕业设计 1.2.3 螺旋锥齿轮的几何尺寸螺旋锥齿轮的几何尺寸 表 1.1 主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表 序号项目计算公式计算结果 1 主动齿轮齿数 1z7 2 从动齿轮齿数 2z44 3 端面模数m 8 4齿面宽b=60 =661b2b 5 工作齿高mhh a g * 213.6 gh 6全齿高mchh a * 2=15.06h 7法向压力角=22.5 8轴交角=90 9 节圆直径=dmz 561d =3522d 10 节锥角arctan =90-1 2 1 z z 21 =9.04=80.56 1 2 11 节锥距 A = 1 1 sin2 d =0 2 2 sin2 d A =178.420 12周节t=3.14 mt=25.12 13 齿顶高mxhh aa =9.84 =3.76 1a h 2a h 14 齿根高mxchh af =5.22 =11.21 1f h 2f h 15径向间隙c=mc* c=1.456 16 齿根角 0 arctan A hf f=1.68=3.62 1f 2f 17面锥角211fa122fa=13.06=82.241a2a 太原工业学院毕业设计 18根锥角=1f11f2f22f=7.36=76.941f2f 19 齿顶圆直径 1111cos2aahdd =2ad221cos2ahd =75.44=353.231ad2ad 20 节锥顶点止齿轮外缘距离 11 2 1sin 2 akh d A 2 1 2 d Ak22sinah =174.451kA =24.292kA 21 理论弧齿厚 21 stsmSs k 2 =17.57mm=7.55m 1 s 2 s m 22 齿侧间隙B=0.3050.406 0.35mm 23螺旋角=35 1.2.4 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算主传动器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够 的强度和寿命以及安全可靠性地工作。驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要 损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿 命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥 齿轮的许用弯曲应力不超过 210.9Nmm .表 1.2 给出了车辆驱动桥齿轮的许用应力 2 数值。 表 1.2 驱动桥齿轮的许用应力 Nmm 2 计算载荷 主减速 器齿轮的许 用弯曲应力 主减速器齿 轮的许用接触应 力 差速器齿轮的许 用弯曲应力 按式（1.1） 、式（1.2）计算出的最大 计算转矩 Tec，Tcs 中的较小者 7002800980 齿轮使用寿命是由齿轮材料，加工精度，热处理形式及工作条件决定的。交变 载荷性质和循环次数是齿轮损坏的主要因素。 （1）齿轮弯曲强度按下式3计算： 太原工业学院毕业设计 N/ （1.6） JmzbK KKKT v ms 2 0 3 102 2 mm 式中：该齿轮的计算转矩，TmN 超载系数，在此取 1.00K 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK 当时，在此0.749；6 . 1 4 4 .25 m Ks 4 4 .25 8 sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，1.001.10 式mKmK 支承时取 1.101.25。支承刚度大时取最小值。 质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK 跳动精度高时，可取 1.0; 计算齿轮的齿面宽，mm；b 计算齿轮的齿数；z 端面模数，mm；m 计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿形系数。J 载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯 性系数等对 弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模 数，今用大 端模数，而在综合系数中进行修正。按图 1.1 选取小齿轮的0.225，大齿轮J 0.195.J 按上式357.25 N/ 700 N/ 1023 . 0 87601 1749 . 0 114744102 2 3 1 2 mm 2 mm =54.01 N/700 N/ 1022 . 0 844661 1749 . 0 114744102 2 3 2 2 mm 2 mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 太原工业学院毕业设计 图 1.1 弯曲计算用综合系数 J (2) 轮齿的表面接触强度按下式3计算 N/ (1.7) bJK KKKTK d C v fmsp j 3 0 1 102 2 mm 式中：主动齿轮的计算转矩；T 材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 27.3/;pC 2 1 Nmm ，见式(1.6)下的说明；0KvKmK 尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情sK 况 下，可取 1.0； 表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等） ，即表fK 面粗糙度及表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等） 。一般情况下，对于制造 精确的齿轮可取 1.0 计算接触应力的综合系数（或称几何系数） 。它综合考虑了啮合齿面的J 相 对曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数 的因素的影响，按图 3-2 选取=0.135J 按上式=767.5N/ 1100 N/ 135 . 0 661 10111749. 0147442 56 3 .27 3 j 2 mm 2 mm 主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。 图 1.1、图 1.2 参考1 太原工业学院毕业设计 图 1.2 接触计算用综合系数 1.2.5 主减速器齿轮的热处理主减速器齿轮的热处理要求及材料要求及材料 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷 大，作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折 断、齿面疲劳点蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料 及热处理应有以下要求： 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以及较好的齿面耐磨性，故 齿表面应有高的硬度； 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断； 钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于 控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率； 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。 车辆主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合 金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到 5864HRC，而心部硬度较低，当端面模数 8 时为 2945HRC。m 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防 止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理及经加工（如磨齿或 配对研磨）后均予与厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表 太原工业学院毕业设计 面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提 高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后 摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等 现象产生。 1.2.6 主减速器轴承的计算主减速器轴承的计算 主减速器轴承载荷的计算 (1)作用在主传动锥齿轮上的力 切向力 P 从动大锥齿轮上的切向力可按下式4计算： （1.8） j f D M P 2 2 2 式中：-大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知=3310.4 2f M 2f MmN -大锥齿轮平均分度圆直径，292.81jD 222 sinbdDjmm 所以：22611.2 81.292 10 4 . 33102 3 2 PN 主动小锥齿轮上的切向力： 1 12 2 cos PP cos o 1235 所以： P1 = P2=22611.2N 轴向力 Q a)前进时主动锥齿轮螺旋方向向左，轴旋转方向为逆时针（从小端看） 1111 costansin cos tan PQ =22611.2 (0.0794+0.6915) =17430.98N b)前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋，轴为顺时针方向转动 2222 costansin cos tan PQ =22611.2 (0.4994+0.1100) =13779.27N 径向力 R R1=Q2=13779.27 R2=Q1=17430.98NN 规定轴向力离开锥顶方向为正值，反之为负值，径向力压向轴线为正值，反之 太原工业学院毕业设计 为负值。 (2)轴承的初选及支承反力的确定 轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，如 图 图 1.3 主减速器轴承的布置尺寸 根据轴的结构尺寸，按所选轴承寿命尽可能相等的原则，初选轴承的型号如下： 轴承 A、B 为型号相同的圆锥滚子轴承，初选为 32308 轴承 C 为圆柱滚子轴承，初选为 N305E 图中 a=141，b=98，c=43mmmmmm 主动锥齿轮采用三点式支承，从受力特点来看是一静不定梁，在计算轴承反力 时，假定轴承 A 和轴承 B 合起来看作是一个点支承，求出总支反力后再分配在轴承 A 和轴承 B 上，轴向力 Q 按图示方向应由轴承 B 承受。 轴承 A、B、C 上的总支反力由下式计算：。 2 111 2 1 2 1 rQcRcP a NN BA 2 111 2 1 1 rQbRbP a NC 式中：-小锥齿轮平均分度圆半径，可用下式进行计算： 1 r 22.81 04 . 9 sin6656 2 1 sin 2 1 1111 bdrmm 把各参数代入公式得：3516.4220016.17 BA NNN C NN (3)轴承寿命的计算 轴承 A、B 的寿命计算 根据 GB/T 297-1994 和 GB/T 283-1994 查得轴承的性能参数为： 太原工业学院毕业设计 32308 ：99.0,0.31,1.9, r CKNeY 5 . 20 N406： 38.5 r CKN 派生轴向力：925.37 9 . 12 42.3516 2Y N SS A BA N 轴承轴向力： 因为轴承 B 被“压紧” ，轴承“放松” ，小锥齿轮所受的轴向力由轴承承受， 轴承只受它自身的派生轴向力。 所以 A、B 轴承的轴向力分别为： 925.37 AA SFN NSQF BB 35.1835637.92598.17430 1 因为 A、B 为型号相同的轴承，而轴承 B 受力较大，所以只计算轴承 B 的使用寿 命。 因为35 . 0 22 . 5 e N F B B 径向动载系数，轴向动载系数1.074 . 0cot4 . 0Y 所以当量动载荷为：21047.87 BB YFNPN 主动小锥齿轮转速可用下式进行计算： 1 ii n n B eH 式中：-发动机标定转速，由设计任务书可知 eH nmin2000radneH - 一档时变速箱传动比3.85 1 i 1 i -额定工况下液力变矩器的传动比， =1.25 B i B i 所以主动小锥齿轮的转速为：415.58 85 . 3 25 . 1 2000 nminrad 轴承寿命可用下式4进行计算： （1.9） 3 10 6 60 10 P C n L r h 把各参数代入公式得： 6992.25 h Lh 轴承 C 的寿命计算 轴承 C 为圆柱滚子轴承，它只承受径向力，其当量动载荷等于径向力，即P C N 20016.17 其寿命为：1354.92 所以符合要求。 C NPN 3 10 6 60 10 P C n L r h h 太原工业学院毕业设计 2.差速器设计差速器设计 差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同角速度转动。 差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。 装载机在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等，如果驱 动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或 滑转。为防止和改善这些现象，装载机左、右驱动轮间都装有轮间差速器，保证驱 动桥两侧车轮在行程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 在此次设计中选用普通对称式圆锥行星齿轮差速器。 2.1 差速器的结构差速器的结构 在目前轮式装载机结构上，锥齿轮差速器由于其具有结构简单、工作平稳等优 点仍被广泛采用。锥齿轮差速器由动力学所决定的各种工况下，两驱动轮上的扭矩 基本上是平均分配的，这样的分配比例对于装载机在作业时或转弯时都是满意的。 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，半轴 齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。 图 2.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈；6-行星齿轮； 7-从动齿轮； 8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓 2.2 差速器的设计差速器的设计 太原工业学院毕业设计 由于在差速器壳装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时， 应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主 动齿轮导向轴承座的限制。 2.2.1 差速器参数的确定差速器参数的确定 轮式装载机上大多数采用直齿锥齿轮差速器，差速器的外壳是安装在主传动器 的从动齿轮上，确定从动齿轮尺寸时，要考虑差速器的安装，反过来确定差速器外 壳尺寸时，也受到从动齿轮以及主动小齿轮前支承的限制。差速器的大小通常以差 速器的球面半径来表征，球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此它表征了差速 器的强度。 （1）行星齿轮数目的选择 行星齿轮数 n 需根据承载情况来选择。通常情况下，轿车：n=2；货车或越野车： n=4 轮式装载机上行星齿轮数目一般为 4，在此采用 4 个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面直径 的确定 球面直径 可按如下的经验公式3确定 333 0 10 4 . 15043 . 1 1 . 1MK （2.1） 式中 球面直径，mm; 行星齿轮球面半径系数，可取 1.11.3，对于有 4 个行星齿轮的乘用车 和商用车取小值，对于有 2 个行星齿轮的乘用车及 4 个行星齿轮的越野车和矿用车 取大值， 计算出球面直径为 150mm （3）行星齿轮与半轴齿轮的选择 为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行 星齿轮的齿数 ,Z1 应取少些，但 Z1 一般不少于 10。半轴齿轮齿数 Z2 在 1425 选 用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比 Z2/Z1 在 1.52.0 的范围内。 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，在确定这两种齿轮齿数 时，应考虑它们之间的装配关系，应满足的安装条件3为： 太原工业学院毕业设计 （2.2） I n zz RL 22 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， L z2 R z2 = L z2 R z2 行星齿轮数目；n 任意整数。I 在此=10，=18 满足以上要求。 1 z 2 z （4）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角， 1 2 =29.05,=60.95 2 1 1 arctan z z 18 10 arctan 2 2 1 arctan z z 18 arctan 10 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m mm d A37.82 2sin2 1 1 0 mmd12.80sin 2 11 mm z d m01 . 8 1 1 由于强度的要求在此取mmm8 得 mmd80108 1 mmd144188 2 （5）压力角 目前，汽车差速齿轮大都采用压力角为 2230、齿高系数为 0.8 的齿形。某 些重型货车和矿用车采用 25压力角，以提高齿轮强度。在此选 22.5的压力角。 （6）齿面宽的确定 82.5 2 3 . 0 0 AA 24.75 5 . 823 . 0 2 bmm 取 25，取 28 2 bmm 21 1 . 1 bb mm 2.2.2 差速器齿轮的几何差速器齿轮的几何尺寸尺寸 太原工业学院毕业设计 表 2.1 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸表 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1z =10 1 z 2 半轴齿 轮齿数 =1425，且需满足式（2.2）2z =18 2 z 3 模数m=8mmm 4 齿面宽b=28mm =25mm 1 b 2 b 5 工作齿 高 mhh a g * 2=13.6mmgh 6 全齿高 mchha * 2=15.08mmh 7 压力角 22.5 8 轴交角 =90 9 节圆直径11mzd 22mzd =80mm=144mm 1 d 2 d 10 节锥角 2 1 1arctan z z 1290 =29.05=60.951 2 11 节锥距 1 1 0 sin2 d A =82.37mm 0 A 12 周节 =3.14tm=25.12mmt 13 齿顶高 mxhh aa =9.70mm=3.90m1ah2ah m 14 齿根高 mxchh af =5.38mm;=11.1 1fh1fh 8mm 15 径向间 隙 =-=0.188+0.051chghm=1.931mmc 16 齿根角 = 0 1 arctan A hf ; 0 2 2arctan A hf 1 =3.74; 1 =7.732 17 顶锥角；211o122o =32.79=68.61o2o 8 18 根锥角；111R222R =25.31=53.21R2R 2 19 外圆直 径 1111cos2aohdd 22202cos2ahdd =96.91mm=147 01 d 02 d .79mm 20 理论弧 齿厚 21sts =17.37 mm1s =14.05 mm2s 太原工业学院毕业设计 mhh t stan 2 2 1 2 22 齿侧间 隙 =0.2450.330 mmB=0.250mmB 23 弦齿厚 26 2 1 3 B d s sS i i ii =17.13mm=13.1S2S 88mm 24 弦齿高 i ii ii d s hh 4 cos 2 =11.22mm=5.51h2h 8mm 2.2.3 差速器齿轮的强度计算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，只有当转弯或左右轮行驶不同的路程时，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3为w = MPa (2.3)w 3 22 2 10sm C v T K K K b d Jn 式中： c差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩，c =0.6 ; TT 0 T 差速器的行星齿轮数,在此取 4；n 半轴齿轮齿数；2z 质量系数，对于装载机驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向vK 跳动精度高时，可取 1.0; 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK 当时，在此0.749；6 . 1 4 4 .25 m Ks 4 4 .25 8 sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10 mKmK 支承刚度大时取最小值。 计算装载机差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图 2.2 可查得 J =0.256 J 太原工业学院毕业设计 图 2.2 弯曲计算用综合系数 J 根据上式=445.9 MPa 825 MPa 4256.8028100 . 1 . 1 749 . 0 6 . 014744102 3 w 所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 2.2.4 差速器十字轴直径的确定差速器十字轴直径的确定 差速器十字行星齿轮轴选用 40Cr 制成，行星齿轮通过滑动轴承即衬套安装在十 字轴上。十字轴主要受主减速器从动锥齿轮传来的扭矩而产生的剪切应力。 十字轴直径 d 可按下式5计算： （2.4） d G nr M d 4 式中：-差速器总扭矩，=14744.4 =14744400 G M G M max2 MmN mmN -许用剪切应力，安全系数取 3.5,40Cr 的屈服极限 55 . 3 S =785 Mpa（淬火回火） ，所以 =224.29 Mpa S -行星齿轮数目，为 4n -行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，。，是半轴 d rmm pd dr 2 2 1 p d2 齿轮齿宽中点处的直径，可按下式计算： =144=122.4 Rp dd5 . 01 22 3 . 05 . 01mm 把以上各参数代入公式得： =18.49，圆整取 d=20dmmmm 2.2.5 差速器齿轮的材料差速器齿轮的材料 太原工业学院毕业设计 差速器齿轮与主传动器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。目前用于制 造差速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo 和 20CrMo 等，由于差 速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺被广泛应用。 3.最终传动设计最终传动设计 最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最终传动采用单 排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接 为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为 1+（ 为齿圈和 太阳轮的齿数之比） ，可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮 毂内部，而不增加机械的外形尺寸。 为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端 部完全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行 星齿轮对太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。 3.1 半轴设计半轴设计 半轴是差速器与最终传动之间传递扭矩的实心轴，本次设计中半轴采用全浮式 支承方式。半轴一端用花键与差速器半轴齿轮连接，由差速器壳支承，另一端用花 键与最终传动的太阳轮连接，由行星轮起支承的作用，半轴只传递扭矩。 3.1.1 半轴直径的确定半轴直径的确定 太原工业学院毕业设计 (1)半轴计算扭矩的确定按式5 j M （3.1） f dj j i frG M 2 -滚动阻力系数 0.003 -附着系数 0.9f -驱动桥负荷 （120+40） -轮边减速传动比 3.667 j GKN f i -动力半径 0.547 d r mNM j 8 .7768 (2)半轴杆部直径的选择 杆部直径 d 是半轴的主要参数，可用下式5初选： （3.2） 3 196 . 0 j M d cm 式中：-半轴计算扭矩，公斤厘米；=7768.8 j M j MmN -半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选 40Cr，对于 40Cr、45 钢和 40MnB 等材料，材料的扭转屈服极限都可达 8000 公斤/厘米，在保证静安全系数在 1.31.6 范围时，许用应力可取=50006200 公斤/厘米，取=418 MPa 代入上 式得： =4.56 =45.6dcmmm 圆整取=48半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以使半轴各部dmm 分达到等强度。半轴破坏形式大多是扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大 过渡圆角半径以减小应力集中，提高半轴扭转疲劳强度。 半轴强度验算 全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力 为： 3 16 d M j 将=7768.8 =48代入上式得： j MmN dmm =357.9 Mpa 许用扭转切应力 =（500600）Mpa 所以： 强度满足，半轴直径确定为 48 mm 3.2 行星排行星轮数目和齿轮齿数及参数的确定行星排行星轮数目和齿轮齿数及参数的确定 太原工业学院毕业设计 3.2.1 行星轮数目的选择行星轮数目的选择 行星轮数目取的多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减小尺寸和齿轮模数， 但一般行星轮取 3 个，因为 3 点定一个圆位置，实际设计中行星轮数目一般为 36 个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数 目增多使行星架连接部分金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。 本次设计参考同类机型及2由任务书轮边传动比 if=3.667 选取行星轮数目 n=3， 三行星轮均匀分布。 3.2.2 行星排各齿轮参数的确定及校核行星排各齿轮参数的确定及校核 (1)行星排各齿轮齿数的确定 齿轮齿数间的关系公式2： (3.3) t q f z z i11 式中：-最终传动传动比，任务书上为 3.667 f i -齿圈齿数，-太阳轮齿数，-行星轮齿数 q z t z x z 3667 . 2 1 i 所以行星轮小于太阳轮齿数，行星轮为最小齿轮。 将代入装配条件公式中。 tq zz P zz qt 1 tqt zPzz 初选 24.得出等于 16.368，初选为 16。 x z 由公式2 ; (3.4) 2 1 t x z z t q z z 计算出 t z=20;=52 q z (2)模数的选择 初选模数为 6mm。 (3)同心条件校核 为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行 太原工业学院毕业设计 星轮的中心距相等，即 zq、zt、zx 应满足下列条件： xtq zzz2 将=52，=20，=16 代入公式得： q z t z x z 52-20=2 16 满足同心条件 (4)装配条件的校核 为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布，即 应满足条件：，为任意整数。N n zz tq N 把各数据代入公式得：=24 3 2052 所以满足装配条件 (5)相邻条件的校核 设计行星传动时，必须保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言， 即两相邻行星轮的中心距应大于它们的齿顶圆半径之和。用公式4则可以表示为： 58 （3.5） ex j tx dA 2 sin2 mm 式中：-太阳轮与行星轮的中心距 tx A -因三行星轮均匀分布，所以=120 j j -两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。 ex d mmzz m A txtx 1081620 2 6 2 mmmmmhzd axex 4 . 13462 . 12202 所以：58mmdA ex j tx 66.52 4 . 134- 2 120 sin1082 2 sin2 。 mm 所以相邻条件满足。 3.2.3 齿轮变位系数及中心距的确定齿轮变位系数及中心距的确定 标准齿轮传动的性能通常都能得到保证，但随着齿轮传动高速、重载、小型、 轻量化等更高的要求，标准齿轮暴露出一些缺点，如小齿轮“短命” ，传动不紧凑， 传动不稳定等等，于是就需要采用渐开线非标准齿轮传动，称为变位齿轮传动。齿 轮变位能避免根切，提高齿面的接触强度，提高齿根的弯曲强度，提高齿面的抗胶 合和耐磨损能力，配凑中心距，修复旧齿轮等，因此本次设计需进行齿轮变位。 太原工业学院毕业设计 确定各轮齿数 由前面计算已知：=52，=20，=16 q z t z x z (1)太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x） 修正齿数 为提高接触强度，应按最大啮合角选择变位，取啮合角=20 =20+16=36 xt zzz 由2图 14-13 可查得：=1.2 x 修正行星轮齿数： xx zz 而 2 . 0 x =1.1+0.2=1.3 所以=16-1.28=14.7 取整 =15 x z x z 总变位系数 按=20+15=35 在查图 14-13，有=1.08 xt zzz x 齿数比，由图 14-13 按曲线查得有33 . 1 15 20 x t z z 4 =0.53 x x55 . 0 53 . 0 08 . 1 xt xxx 啮合角 wtx tan 2 z x inin vwtxv oo 20tan 35 08 . 1 2 20 v in 由2图 14-5 可查得：0.014904 o 20 v in 带入上式求得：0.037366 wtxv in 再由图 14-5 查得：26.8 wtx 太阳轮行星轮中心距 未变位中心距 mmzz m a xt 1051520 2 6 2 0 中心距变动系数 0.923 1 cos cos 2 tx tx z y 所以实际中心距 mmmyaa tx 538.110 0 (2)行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q） 太原工业学院毕业设计 啮合角 wqx cos 2 cos tx xq wqx a zzm o 20cos 538.1102 15526 0.93869 o 3 . 1993869 . 0 arccos wqx 行星轮与齿圈传中心距 未变位中心距 mmzz m a xq 1111552 2 6 2 0 中心距变位系数 077 . 0 1516923 . 0 xxtxqx zzyy 所以实际中心距 mmmyaa qx 538.110 0 总变位系数 qx xqvqxv xq zzinin xxx tan2 o 3 . 19tan2 1552014904 . 0 013418 . 0 0.078 608 . 0 078 . 0 53 . 0 078 . 0 xxq (3)齿顶高降低系数 157 . 0 923 . 0 08 . 1 txxttx yxx 1.061 qxxqqx yxx 3.3 行星排各齿轮的几何尺寸行星排各齿轮的几何尺寸 本次设计的太阳轮、行星轮、齿圈均采用直齿圆柱齿轮并进行角度变位。表 3.1、表 3.2 为行星排各齿轮几何尺寸，表中部分公式参照4表 12-5 和表 12-6 表 3.1 t-x 外啮合传动几何尺寸（长度：mm） 名称公式代号太阳轮（t）行星轮 （x） 变位系数x 0.550.53 太原工业学院毕业设计 齿顶高降低系 数 txxttx yxx0.157 分度圆直径zmd 12090 基圆直径 cosddb112.7684.57 齿顶高 mxhh aa 8.368.24 齿根高 mxchh af 4.24.32 齿顶圆直径 aa hdd2136.71106.47 齿根圆直径 ff hdd2111.6081.36 分度圆齿厚 tan2 2 xm P S 11.8211.73 分度圆周节mP