ZL40轮式装载机驱动桥设计

摘要本次设计内容为ZL40装载机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，差速器的设计，最终传动设计，半轴的设计四大部分。其中主传动锥齿轮采用35螺旋锥齿轮，这种类型的齿轮的基本参数和几何参数的计算是本次设计的重点所在。将齿轮的几个基本参数，如齿数，模数，从动齿轮的分度圆直径等确定以后，用大量的公式可计算出齿轮的所有几何参数，进而进行齿轮的受力分析和强度校核。了解了差速器，半轴和最终传动的结构和工作原理以后，结合设计要求，合理选择它们的形式及尺寸。本次设计差速器齿轮选用直齿圆锥齿轮，半轴采用全浮式，最终传动采用单行星排减速形式。关键词：ZL40，装载机，驱动桥AbstractThisdesignwasaZL40loaderdriveaxledesign,broadlydividedintothemaindrivedesign,thedifferentialdesign,finaldrivedesignandtheaxledesign.Onemaindrivebevelgearused35Spiralbevelgear,thebasicparametersandthecalculationofgeometryparametersforthistypeofgearisthefocusofthisdesign.Whenthegearsofafewbasicparameters,suchasnumberofteeth,module,drivengearsuchassub-degreediameterweredetermined,allgeometricparametersofgearscanbecalculatedusingalargenumberofformulas,andthenthegearstressanalysisandstrengthcheckcanbeoperated.Understandingthestructureandworkingprinciplesofthedifferential,halfshaftandfinaldriveofthefuture,combinedwiththedesignrequirements,theirformandsizewererightlyselected.Straightbevelgearwasselectedfordifferentialgear,fullfloatingforaxleandasinglerowofslowformplanetaryforfinaldrive.Keywords:ZL40,shovelloader,drivebridge目录前言.11.主减速器设计.21.1主减速器的分类.21.1.1主减速器的齿轮类型.21.2主减速器的基本参数选择与计算.21.2.1主减速器计算载荷.21.2.2主减速器锥齿轮主要参数.41.2.3螺旋锥齿轮的几何尺寸.71.2.4主传动器螺旋锥齿轮的强度计算.81.2.5主减速器齿轮的热处理要求及材料.101.2.6主减速器轴承的计算.112.差速器设计.142.1差速器的结构.142.2差速器的设计.152.2.1差速器参数的确定.152.2.2差速器齿轮的几何尺寸.172.2.3差速器齿轮的强度计算.182.2.4差速器十字轴直径的确定.192.2.5差速器齿轮的材料.203.最终传动设计.203.1半轴设计.213.1.1半轴直径的确定.213.2行星排行星轮数目和齿轮齿数及参数的确定.223.2.1行星轮数目的选择.223.2.2行星排各齿轮参数的确定及校核.223.2.3齿轮变位系数及中心距的确定.243.3行星排各齿轮的几何尺寸.263.4齿轮的校核.283.4.1齿轮材料的选择.28I3.4.2齿轮接触疲劳强度计算.283.4.3齿轮弯曲疲劳强度校核.293.5行星传动的结构设计.293.6轴承的选择.303.6.1滚针轴承的选择.303.6.2桥壳上轴承的选取.314各主要花键的选择与校核.324.1花键的选择及其强度校核.324.2主传动中差速器半轴齿轮花键的选择.324.2.1键参数的选择.324.2.2键的强度校核.334.3轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择.344.4主传动输入法兰处花键的选择与校核.344.4.1最小轴径估算.344.4.2花键的选择与主要参数的计算.344.4.3花键的校核.355.螺栓的选择及强度校核.375.1螺栓所受剪切力计算.375.2从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核.37结论.39参考文献.40致谢.410前言驱动桥的基本功能驱动桥处于动力传动系的末端，主要有主传动器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等部件，其基本功能是：1.将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；2.通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；3.通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以不同转速转向。4.通过桥壳体和车轮实现承载及传力作用。驱动桥的分类1.非断开式驱动桥：非断开式驱动桥，其结构简单、造假低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速器壳的尺寸较大，使汽车的离地间隙不能很大。2.断开式驱动桥：可以获得较大的离地间隙，并减少了其簧下质量，提高了行驶平顺性。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。驱动桥的设计本要求1.选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。2.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。主要是指牙包尺寸尽量小。3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。4.在各种转速和载荷下具有高的传动效率。5.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善汽车平顺性。6.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。本次设计的是ZL40轮式装载机的驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，所以，在此选用非断开式驱动桥。11.主减速器设计主减速器一般用来改变传动方向，降低转速，增大扭矩，保证汽车有足够的驱动力和适当的速度。主减速器类型较多，有单级、双级、双速、轮边减速器等。1.1主减速器的分类主传动器的结构形式主要根据齿轮类型、减速形式以及主从动齿轮的安装及支承方式的不同分类。(1)单级主减速器由一对减速齿轮实现减速的装置，称为单级减速器。(2)双级主减速器对一些载重较大的载重汽车，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。1.1.1主减速器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动。因为螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，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；另外，由于轮齿端面重叠的影响，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，所以工作平稳，制造也简单。1.2主减速器的基本参数选择与计算1.2.1主减速器计算载荷（1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩1（1.1）ziTKfedce/01maxmN式中发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动fi比，在此取3.85；发动机的输出的最大转矩，在此取600；maxe传动系上传动部分的传动效率，在此取0.92；驱动桥数目在此取2；z2液力变矩器变矩比取4.5；dK由以上各参数可求Tce=14744.4Tce292.0167.85360.4mN（2）按驱动轮附着转矩确定从动大锥齿轮的最大转矩1（1.2）fdicsrG/式中满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，（120+40）x65%KN；i轮胎对地面的附着系数，轮式工程车辆0.851.0,履带式工程车辆=1.01.2，在此取0.95；车轮的动力半径；drBH12054.d轮辋直径轮胎断面高宽比车轮变形系数B轮胎断面宽度（英寸）本次设计ZL40装载机轮胎规格为1624（Bd），采用低压宽基轮胎，取=0.50.7，取=0.7，=0.10.16，取=0.15;HH代入上式，得=0.547mdr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fi传比，=3.667；fi轮边减速器效率0.96。f所以=15351.996.07.354)412(CSTmN确定小锥齿轮的最大转矩，按上述两者较小值（）来计算：ceT=2490.5.0iMce（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）PHRfdTacffnirG)(mN式中：满载时的总重量，在此取（120+40）KN；所牵引的挂车满载时总重量，KN，但仅用于牵引车的计算；T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0.2H在此取0；pf3主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，在此取0.96f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；fi计算驱动桥数，在此取2。n所以=3310.4cfT03.96.017.354)2(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1z2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2Dtm1b2压力角等。(1)主、从动锥齿轮齿数和1z2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。12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。1z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。0i1z对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。2根据以上要求选取=7,=44，+=514011z(2)从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择2Dtm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，2D（1.4）3cTK4式中，从动锥齿轮大端分度圆直径2Dm直径系数，一般取0.230.31K从动锥齿轮的计算转矩，为Tce和Tcs中的较小者=14744.4TccTmN所以，=（0.230.31）=（261.0352.9）234.17初选=319则=/=319/44=7.25Dmt2Dzm参考2表23.4-3中选取8，所以=352t根据式2=（1.5）t3cmTK来校核=8选取的是否合适，其中=（0.0610.089）smK此处，=（0.0610.089）=（6.94210.129），因此满足校核。t34.17(3)主、从动锥齿轮齿面宽和b2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2b2A2231Ab应满足，2btm102=177.63所以=60.21，在此取605.20zsA0231bmm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=661b2(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、5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。61.2.3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1z72从动齿轮齿数2443端面模数m84齿面宽b=60=661b25工作齿高hag*13.6gh6全齿高c2=15.067法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=dmz561d=352210节锥角arctan=90-1211=9.04=80.56111节锥距A=1sind=02iA=178.42012周节t=3.14mt=25.1213齿顶高xha=9.84=3.761ah2a14齿根高cf=5.22=11.21ff15径向间隙c=*c=1.45616齿根角0artnAhff=1.68=3.621f2f17面锥角21fa2f=13.06=82.24aa718根锥角=1f1f22f=7.36=76.941f2f19齿顶圆直径1cosaahd=221=75.44=353.23ada20节锥顶点止齿轮外缘距离1inakA21d2sh=174.451kA=24.29221理论弧齿厚1tsmSk=17.57mm=7.55m1s2sm22齿侧间隙B=0.3050.4060.35mm23螺旋角=351.2.4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Nmm2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：8N/（1.6）JmzbKTvs203122m式中：该齿轮的计算转矩，N超载系数，在此取1.00尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，s当时，在此0.749；6.14.25Ks4.258sK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mKm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v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J0.195.J按上式357.25N/700N/1023.8760149232m2=54.01N/700N/7所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。9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)bJKTdCvfmspj301122式中：主动齿轮的计算转矩；材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取27.3/;p21Nm，见式(1.6)下的说明；0vm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s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/1100N/135.0674912563.73j2m2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110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11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）jfDM22式中：-大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知=3310.4f2fMmN-大锥齿轮平均分度圆直径，292.81j22sinbdDjm所以：22611.281.2904332PN主动小锥齿轮上的切向力：12coPo35所以：P1=P2=22611.2轴向力Qa)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）111costansicotan=22611.2(0.0794+0.6915)=17430.98Nb)前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋，轴为顺时针方向转动222costansicotanPQ=22611.2(0.4994+0.1100)=13779.27N径向力RR1=Q2=13779.27R2=Q1=17430.98N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12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=43mm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：。21121rcRPaNb式中：-小锥齿轮平均分度圆半径，可用下式进行计算：1r22.8104.9sin652sin21dm把各参数代入公式得：3516.4220016.17BANCN(3)轴承寿命的计算轴承A、B的寿命计算根据GB/T297-1994和GB/T283-1994查得轴承的性能参数为：1332308：99.0,0.31,1.9,rCKNeY5.20N406：38.5派生轴向力：925.379.143562SABAN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：925.37SFNNQBB35.1867.9258.174301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35.02.5eNFB径向动载系数，轴向动载系数1.074cot4.0Y所以当量动载荷为：21047.87BFNPN主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：1inBeH式中：-发动机标定转速，由设计任务书可知eHnmin20rade-一档时变速箱传动比3.851i1i-额定工况下液力变矩器的传动比，=1.25BBi所以主动小锥齿轮的转速为：415.5885.320ninrad轴承寿命可用下式4进行计算：（1.9）3106PCnLrh把各参数代入公式得：6992.25hL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PCN20016.17其寿命为：1354.92所以符合要求。NP3106PCnLrhh142.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15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3330104.5.1MK（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：16（2.2）InzRL2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，2=Lz2R行星齿轮数目；n任意整数。I在此=10，=18满足以上要求。1z2（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，12=29.05,=60.95211arctnz80rta1arctnz8rta0再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mmdA37.82sin210.01zdm.81由于强度的要求在此取m8得m01d482（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82.523.0A24.75582bm取25，取2821.b2.2.2差速器齿轮的几何尺寸17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=101z2半轴齿轮齿数=1425，且需满足式（2.2）2=1823模数m=8mmm4齿面宽b=28mm=25mm1b25工作齿高hag*2=13.6mmgh6全齿高c=15.08mm7压力角22.58轴交角=909节圆直径1mzd2=80mm=144mm1d210节锥角21arctn190=29.05=60.9511节锥距10siA=82.37mm0A12周节=3.14tm=25.12mmt13齿顶高xha=9.70mm=3.90m1ah2am14齿根高cf=5.38mm;=11.1f1f8mm15径向间隙=-=0.188+0.051chg=1.931mmc16齿根角=01artnAf;022arctnAhf1=3.74;1=7.73217顶锥角；o1o=32.79=68.61o2o818根锥角；11R22R=25.31=53.21R2R219外圆直径11cosaohd220=96.91mm=147.01d0279mm20理论弧齿厚1ts=17.37mms=14.05mm218mhtstan22122齿侧间隙=0.2450.330mmB=0.250mmB23弦齿厚2613BdsSiii=17.13mm=13.1S288mm24弦齿高iiih4co=11.22mm=5.51h28mm2.2.3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)w3210smCvTKbdJn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;TT0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，s当时，在此0.749；6.14.25mKs4.258sK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10mKmK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=0.256J19图2.2弯曲计算用综合系数J根据上式=445.9MPa825MPa4256.8010.179423w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）dGnrM4式中：-差速器总扭矩，=14744.4=14744400GMmax2NmN-许用剪切应力，安全系数取3.5,40Cr的屈服极限5.3S=785Mpa（淬火回火），所以=224.29MpaS-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drmpdr21齿轮齿宽中点处的直径，可按下式计算：=144=122.4Rp5.0123.051把以上各参数代入公式得：=18.49，圆整取d=20d2.2.5差速器齿轮的材料20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21(1)半轴计算扭矩的确定按式5jM（3.1）fdjjirG2-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3.667jGKNfi-动力半径0.547drmNMj8.76(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）3196.0jMdcm式中：-半轴计算扭矩，公斤厘米；=7768.8jMjmN-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=418MPa代入上式得：=4.56=45.6dcm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：316dMj将=7768.8=48代入上式得：jMmNd=357.9Mpa许用扭转切应力=（500600）Mpa所以：强度满足，半轴直径确定为48m3.2行星排行星轮数目和齿轮齿数及参数的确定223.2.1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(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)tqfzi1式中：-最终传动传动比，任务书上为3.667fi-齿圈齿数，-太阳轮齿数，-行星轮齿数qztzx367.21i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。tqzPzqt1ttP初选24.得出等于16.368，初选为16。xz由公式2;(3.4)21txztqz计算出tz=20;=52q(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23星轮的中心距相等，即zq、zt、zx应满足下列条件：xtqzz2将=52，=20，=16代入公式得：tx52-20=216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。Nnztq把各数据代入公式得：=243205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）exjtxdA2sinm式中：-太阳轮与行星轮的中心距txA-因三行星轮均匀分布，所以=120jj-两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。exdmzmttx108622mmhae4.3.所以：58mdAexjtx6.2-2sinsin。所以相邻条件满足。3.2.3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。24确定各轮齿数由前面计算已知：=52，=20，=16qztxz(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=36xtz由2图14-13可查得：=1.2修正行星轮齿数：xz而2.0x=1.1+0.2=1.3所以=16-1.