ZL50装载机驱动桥的设计

I摘要本次设计内容为ZL50装载机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，差速器的设计，轮边减速器设计，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:装载机驱动桥设计ABSTRACTThedesignofZL50loaderdriveaxledesignisroughlydividedintothemaindrivedesign,thedifferentialdesign,wheelreductorandtheaxledesign.Themaindrivebevelgearused35Spiralbevelgear,thebasicparametersandthecalculationofgeometryparametersforthistypeofgearisthefocusofthisdesign.Whenthegearsofafewbasicparameters,suchasnumberofteeth,module,drivengearsuchassub-degreediameterweredetermined,allgeometricparametersofgearscanbecalculatedusingalargenumberofformulas,andthenthegearstressanalysisandstrengthcheckcanbeoperated.Understandingthestructureandworkingprinciplesofthedifferential,halfshaftandfinaldriveofthefuture,combinedwiththedesignrequirements,theirformandsizewererightlyselected.Straightbevelgearwasselectedfordifferentialgear,fullfloatingforaxleandasinglerowofslowformplanetaryforfinaldrive.Keywords:shovelloaderdrivebridgedesign目录1概述.12动力机与液力变矩器匹配.23传动比计算及其分配.34主传动器设计.541主传动器的结构形式.5411主传动器的齿轮类型.5412主传动器的减速形式.6413主传动器主从动锥齿轮的支承方式.6414主传动器的润滑.842主传动器的基本参数选择与计算.8421主传动器计算载荷的确定.8422主传动器锥齿轮主要参数的选择.10424主传动器螺旋锥齿轮的强度计算.165差速器设计.2151差速器的差速原理.2152差速器齿轮的材料.2253锥齿轮差速器的结构.2254对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.23541差速器参数的确定.23542差速器齿轮的润滑.26543差速器齿轮的几何计算.26544差速器齿轮的强度计算.276驱动半轴的设计.2861半轴的结构形式分析.2862半轴的结构设计.2963半轴的材料与热处理.2964全浮式半轴的强度计算.307轮边减速器设计.3171齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择.3272行星齿轮传动的配齿计算.32721保证行星齿轮正常传动时传动比的要求.32722保证行星齿轮正常传动的条件.3273行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算.33731行星齿轮参数的确定.33732行星齿轮几何参数的确定.3574行星齿轮传动强度计算及校核.38741行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核.38742接触疲劳应力校核.398驱动桥壳设计.4081铸造整体式桥壳的结构.4082桥壳铸件结构设计时注意事项.41结论.42致谢.43参考文献.44附录11概述装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程施工机械，它的作业对象是各种土壤，砂石料、灰料及其他建筑路用散装物料等。主要完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。它具有作业速度快，效率高，操作轻便等优点。此处设计的ZL50装载机相对与其他中大装载，即属工程型装、运机具，不仅需要铲装块度较大的松散物料，还需要挖掘I、II级土壤的能力，ZL50装载机属工程辅助型和生产生活服务型的装、运料机具，它的作业对象是粒度不大的松散物料。此处的ZL50装载机采用的是液力机械传动，液力机械传动是一种采用变矩器与动力换挡变速器组合传动装置，以液力为工作介质，利用液体动能来传递能量，可随外阻力变化自动调整牵引力和速度的一种传动方式。其与机械传动相比有如下优点：1.从设计上看，液力传动系统比机械传动系统先进，其柔性传动连接更适合装载机的铲装工况。2.从使用上看，其换挡、换向操纵比机械传动系统的快速、轻巧，因而其单位循环生产率比机械传动型的高。3.由于变矩器利用液体作为传递动力的介质，输入轴与输出轴之间无刚性的机械联系，因而减小了传动系及发动机零件的冲击载荷，提高车辆的使用寿命4能在规定范围内根据外界阻力的变化，自动进行无级变速，这不仅提高了内燃机的功率利用率，而且大大减少换档次数，降低驾驶员的劳动强度。5.由于变矩器的自动变速能力，对于同样的变速范围，可减少变速箱的档位数，简化变速箱的结构。虽然液力机械传动同时存在了诸如成本过高，维修困难等缺点，但是介于如上的优点和以人为本的原则我们在此处选用液力机械传动。ZL50的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传动器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大扭矩。（2）通过主传动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，将动力合理的分配给左、右驱动车轮（4）承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。设计驱动桥时应满足如下基本要求：1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2)差速器除了保证左、右驱动车轮差速滚动外，还能将转矩连续平稳的传递给驱动轮3)当左、右驱动轮与路面的附着条件不一致时，能充分的利用汽车的驱动力4)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。5)齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小。6)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。7)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。8)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。2动力机与液力变矩器匹配查相关资料并与原始数据相比较可知495K1发动机数据较吻合，由此可知ZL50装载机，及此次选用的发动机选单涡轮液力变矩器YJ265，有效直径为265mm。与其匹配较为合适。YJ265原始数据如下表所示.表2.1液力变矩器原始数据对于ZL50小型装载机，为满足对插入力（牵引力）的要求，用以全功率匹配为主。发动机与液力变矩器匹配时，为保证涡轮具有最大输出功率，以液力变矩器的最高效率工况来传递柴油机的最大功率，即液力变矩器对应的（即）的负荷抛物线通过柴油*i机标定工况点扭转。同时也能获得较高的作业生产率。eHM将原始发动机曲线扣除发动机辅助装置，扣除工作装置油泵和转向油泵空转时消耗的扭矩，变速操纵泵消耗的扭矩，得全功率匹配时的发动机扭矩对于每一个i值，从液力变矩器的公称特性曲线上查相应的和；用一系列)10(BMiK泵轮转速，根据、=、计算1Bn23B210BBnMT.Bin得响应的一系列,，,值将发动机全功率匹配1M231Tn23T1T23的特性曲线与变矩器i=0时的变矩器输入特性曲线画在一起，可得发动机全功率匹配时与液力变矩器，共同工作点（,），此点在额定点附件负荷匹配条件，故所选液力变矩bB器合理。iK10BMmN.03.35024.70.12.920.29225.50.22.500.50026.20.32.170.65026.50.41.8380.73526.80.51.590.79526.30.61.3830.83025.70.651.2880.83725.20.71.1860.83024.40.791.000.79022.00.810.9750.78021.60.90.7060.63515.73传动比计算及其分配由于装载机要求传动平稳，冲击小，且适合于高速重载的环境，故此处ZL50变速箱采用的是斜齿轮。这里我们选用的轮边减速器的设计太阳轮主动（由半轴驱动）、齿圈用花键和驱动壳体固定连接、行星架和车轮轮毂用螺栓连接。这种方案的传动比为。1为齿圈和太阳轮的齿数比。传动简图如图3-1所示图3.1ZL50轮边减速器传动简图其传动系机械效率（3-1）lcnmnm321式中1n-直齿轮啮合对数，=1；12-斜齿轮啮合对数，=4；2n3-锥齿轮啮合对数，=1；3c-差速器效率，=0.9；cl-轮边减速器效率，=0.98。llcnmnm321=。75.098.6097.14动力半径,（3-2）BHdrd)(250式中：d-轮缘高度；B-轮辋宽度；H-轮胎断面高度，此处所给出的轮胎通过查资料可知此类轮胎为标准胎，因而=1.0；BH-轮胎径向变形系数，对标准胎=0.12-0.16；对超低压拱形轮胎，=0.2-0.3，此处取0.12。BHdrd)1(2054.=m465.08.75921054.滚动半径：dgrr)(（3-3）式中：-滑转率，此处的在额定工况（对装载机来说通常以最大生产率工况为额定工况）下的生产率较高且经济性较好，故此处的=30%-35%。此处取=30%。HHdgrr)1(=mrd3126.045.%70对于装载机来说一档为其工作时的档位，这个档位为其主要的受力档位，固在此我们只验算一档（工作档）的情况。一档总传动比：mdbBgnMKrFi2)10(max31)0（3-4）式中：1i-一档总传动比；maxF-最大牵引力；kNgr-滚动半径；m0K-变矩器i=0工况时的变矩系数；dbn-相应动力机的标定功率的转速；minrdbBgnMrFi2)10(max31)=06.3875.2.435.101根据传动部分各部件传动比的分配原则，尽量使减速比多分配给后面，少分配给前面，以减少传动系大多数传动元件的计算力矩，使转动系结构紧凑。对与轮式装载机来说其减速比大部分在12-35之间。故此处分配轮边减速比=5.5，主减速比=2.5，一档fizi变速比=2.768。1i4主传动器设计主传动器的作用是将输入的转矩增大并相应降低转速，增大转矩，并将转矩的旋转轴线由纵向改变为横向后经差速器或转向离合器传出。41主传动器的结构形式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。411主传动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。主减速器的破坏形式主要表现为主、被动锥齿轮齿轮崩坏，轴承损坏。从上述主要的损坏形式可知，主减速器齿轮由于装载机的工作环境较恶劣，土壤条件不好，使得其主要承受反复重载，故其主要的破坏形式为齿轮折断。所以主减速器齿轮的齿根处要保证较大的弯曲应力。从这个角度看选用双曲面齿轮传动较好，但是双曲面齿轮要用自己特种的润滑油，造价较高不适合与ZL50使用且双曲面主动齿轮有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。轴承易破坏。固在此选用螺旋角为，压力角为的螺旋锥齿轮传动。因为螺旋锥355.2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。但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急剧变坏，并伴随磨损增大，噪声增大，所以为了保证齿轮副的正确啮合，必须提高刚度，增大壳体刚度。齿轮的传动形式图4.1图4.1齿轮传动形式412主传动器的减速形式驱动桥按其减速形式分主要有五种：中央单级减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中央单级轮边减速驱动桥、中央双极轮边减速驱动桥和中央单级双极轮边减速驱动桥。在此选用中央单级、轮边减速驱动桥，这是因为在工程机械上，要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，其根据所分配的传动比可知其主传动比较小，同时相对于中央双级轮边减速驱动桥和中央单级双极轮边减速驱动桥，其结构更简单。这时就需要将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，即成为轮边减速器。而轮边减速器则采用单行星排直齿圆柱齿轮。这样不仅使驱动桥中间部分主传动器轮廓尺寸减小，增大离地间隙，并可得到大的主减速比，而且半轴、差速器及主传动器从动齿轮零件的尺寸也可减小。其缺点是轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。413主传动器主从动锥齿轮的支承方式主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合，才能很好的工作，要保证正确的啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、减速器壳的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度密切相关。(一)主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种。在此选用悬臂式支承。悬臂式支承结构的特点是只在锥齿轮大端的一侧轴颈较长，上面有两个圆锥滚子轴承支承，如图4.2所示.为了改善轴承刚度，就应减小悬臂长度b和增加两轴承的距离a（a2.5b且比齿轮节圆直径的70%还大），应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使离锥顶的轴向力向靠近齿轮的轴承承受，反向轴向力由另一轴承承受。为了方便安装，应使靠近的轴承的轴颈比另一轴承的轴颈大些，其支承刚度相对跨置式较差，但其结构简单，布置容易。在此处选用此种形式还有个原因是由与空间有限，在后续设计中，笔者曾经假设采用跨置式，以能利用的极限空间考虑，在锥齿轮小端处如跨置式那样加上圆柱滚子轴承，验算其寿命得出其寿命不足1000h显然轴承刚度不够。证明了在此处设计中不适应采用跨置式的结构。同时若采用跨置式的齿轮支撑，主动锥齿轮有3个轴承定位，由于机加工误差的存在，导致主动锥齿轮安装轴承时或多或少有些过定位，加速了小端滚柱轴承的磨损与破坏，一旦该轴承损坏，锥齿轮传动产生的轴向力冲击比将导致主传动的失效。此外，由于该滚动轴承的存在，反过来又影响差速器壳体的尺寸，限制了差速器机械强度的提高。同时笔者在翻查相关资料的时候，发现厦工的ZL50装载机驱动桥改进方案采用了悬臂式的结构。证明并非装载机中并非都采用的是跨置式的结构。图4.2ZL50跨置式结构(二)从动齿轮的支承从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度，两端轴承的圆锥滚子大端向内，以尽量减小c+b的尺寸。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够空间设置加强筋，提高齿轮强度，并且使两个轴承之间的载荷尽可能均匀分布，尺寸b应接近于c，且距离c+b应不小于从动齿轮大端分度圆直径的70%。其支撑形式如图4.3所示图4.3从动锥齿轮支撑形式在具有大的主传动比和大的从动锥齿轮的主减速器中，有齿面上的轴向力形成的力矩使从动锥齿轮产生较大的偏移变形，这种变形是危险的。为了减小此变形，可在从动锥齿轮的背面靠近主动齿轮的地方设计一个止推螺栓。当从动锥齿轮受载变形超过允许值0.25mm左右时，止推螺栓开始起作用，阻挡从动齿轮继续变形。414主传动器的润滑驱动桥零件所受的载荷较大，主减速器及其差速器的齿轮和它们的轴承都需要有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其注意主减速器主动锥齿轮的前轴承，该轴承距离油面及齿轮都很远，又有后轴承相隔。润滑条件极差，其润滑是不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常的办法是在从动齿轮的前端近主动锥齿轮处的主减速器壳处的内壁上设一专门的集油槽，后者将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处。由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，所以在主动齿轮的前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油在流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑轴承的进、出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。42主传动器的基本参数选择与计算421主传动器计算载荷的确定（1）最大牵引力最大牵引力是指牵引元件在克服自身行驶阻力之后输出的平行于路面并沿着行驶fP方向的推力，它受发动机发出的动力、附着力及路面条件的影响。故可以理解为即是路面给驱动桥的最大负载即是最大牵引力，而它也就是发动机与附着力施加给驱动桥的负载的中的较小值。故此处以最大牵引力来设计进行驱动桥的尺寸的设计。由于装载机前桥为其工作时的主要载重桥，根据查相关的资料前桥占了装载机满载时载重量的70%，固在此仅仅验算前桥。而装载机为全桥驱动，故最大牵引力因为前后桥产生的牵引力之和。主减速器最大载荷计算：（4-fdirFM3maxax10%71）式中：maxF-最大牵引力，；kN-轮边减速比；fi-动力半径，；drm-轮边减速效率。f=fdirFM3maxax10%75.173998.05467mN（2）平均载荷对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。但工程车辆种类多，工况复杂，不同的车辆在不同的工况下载荷的变化很大，而且带有随机性质，要确定一个能代表实际情况的疲劳强度计算载荷还有一定困难。在此处我们以下式来确定其平均载荷：（4-2）sin103fZirGMfdaP式中：满载时的总重量，在此取60；aGkN-动力半径；dr-轮边减速效率；f-轮边减速比；fif-滚动阻力系数，f=0.0200.035,在此处根据装载机的常用工作环境此处取f=0.03；-坡道阻力系数，=0.090.30，在此处取=0.21。sinsinsinZ计算驱动桥数，在此取2=sin103fZirGMfdaP437.59621.035.98046,mN.驱动桥锥齿轮的最大载荷在强度计算中用于验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的依据，但是在选择锥齿轮的主要参数时，为了便于与同类车辆进行比较，可按最大载荷作为计算扭矩代入经验公式来选择主要参数。422主传动器锥齿轮主要参数的选择主传动器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆1z2直径、端面模数、主从动锥齿轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。2Dtm1b21.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：1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。1z22）为了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。3）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。1z4）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。0i1z5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。2根据以上要求取=13,=33，+=46401z21z2.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，还影响差速器的安装。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，故可根据经验公式初选，即2d（4-3）3max22MKdD式中，从动锥齿轮大端分度圆直径，mm2直径系数，一般取2.83.482DK从动锥齿轮的计算转矩，maxMmN.所以=（2.83.48）=（156194.26）2d317950初选=181.5则=/=181.5/33=5.5t2dz故主动锥齿轮.3.1zt3.主从动锥齿轮齿面宽和1b2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。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。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，推荐为节锥距的倍，算出的与比较取较1b1A35.1btm0小者：（4-4）121,cosinta式中：、-分锥角；12-传动比；-轴交角，此处取；90=，=18.2190cos5.2inarct122.68.1节锥距（4-5）1A1sind=12265.98.i7故=（）x=因而取321b35.3m1bm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，通常小齿轮的齿面加大10%较为合适，在此取=2924.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F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。（4-6）mbF3tan017.tan3865.0式中：-轴向重叠系数：Fb-齿宽，mm；m-断面模数，mm。=mbF3tan017.tan3865.025.10.5293tan017.35tan86.0在1.52.0的范围内，故传动平稳。5.螺旋方向齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动的轴向力方向，设计时应这样选择，使得在工作负荷时，轴向力的方向力图使大小锥齿轮相互推开，以便在轴承有游隙时，不致使轮齿卡住，加速齿面的磨损，甚至引起轮齿的折断。在一对螺旋锥齿轮传动中，大小锥齿轮的螺旋方向相反。因此，若单纯从齿轮的寿命考虑，则后驱动桥的一对锥齿轮的螺旋方向应当和前驱动桥的螺旋方向相反，以使前、后驱动桥在带负荷工作时螺旋锥齿轮副所产生的轴向力都使大小锥齿轮互相推开，从而提高齿轮的使用寿命。但在四轮驱动的装载机中，为了提高产品的通用化，减少零部件的品种，采用前后驱动桥通用的部件，这样常常使后驱动桥主传动器在工作时轴向力方向与上述方向相反，而使齿轮的使用寿命有所降低。在此处设计中我们遵循以上原则，定主动锥齿轮为左旋，从锥顶看主动锥齿轮为逆时针，从动锥齿轮为右旋，从锥顶看从动锥齿轮为顺时针。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。7、齿高参数的选择轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，这样可以消除小锥齿轮可能发生的根切现象，提高轮齿的强度。高度修正的实质是小锥齿轮采用正移距，此时小锥齿轮齿顶高增大，而大锥齿轮采用负移距，并使其齿顶高减低。小锥齿轮齿顶高的增高值与大锥齿轮齿顶高的减低值是相等的。从机械设计手册可查得：螺旋锥齿轮的齿顶高系数=0.85，顶隙系数=0.188；径向变位系数=0.33（i=2.382.58）ah*c21x所以螺旋锥齿轮齿顶高为：49.65)3.08.(11mxam82)(22h齿全高：3.10.).(*ca齿根高：85.349.6.101afhm7222f顶隙：.58.mc8、齿厚参数的选择除了采用高度变位增加小齿轮的强度以外，还采用切向变位修正，使小齿轮的齿厚增加，而相应地减少大齿轮的齿厚，大齿轮的齿厚减少量与小齿轮齿厚增加量相等，这样修正以后可以使一对相啮合的齿轮轮齿强度接近相等，切向变位系数由此查表4.4得48.021ttx故弧齿厚15.348.035cos.2tan.025.costan2111txmSm6345.12m9、齿根角f小锥齿轮齿根角：29.tan11Ahcrff大锥齿轮齿根角：42ff10、齿顶角，.41fa.12fa11、顶锥角和根锥角f主动锥齿轮顶锥角：04.611aa从动锥齿轮顶锥角：9722主动锥齿轮根锥角：5.11ff从动锥齿轮根锥角：6322ff图4.4齿轮切向变位系数综上所述此次设计的35螺旋锥齿轮几何尺寸详见表4.1：表4.1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1z132从动齿轮齿数2333端面模数m5.54齿面宽b=33mm=29mm1b25工作齿高hag*7.2mmgh6全齿高c2=10.34mm7法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=dzm71.5mm1d=181.5mm210节锥角121,cosinta=21.8=68.211节锥距=10iA2iA=96.265mm012周节t=3.1416t=17.28mm13齿顶高mxhamm49.61ahmm8214齿根高afmm5.31fmm472h15径向间隙c=c*c=1.03mm16齿根角0artnAhff9.1f4217顶锥角aa0.61a97218根锥角ff5.1f63219齿顶圆直径cos2aahd=83.55mm1ad=183.624mm20弧齿厚111tntxmS2S=13.115m1s=4.163mm221压力角5.22螺旋角=3524螺旋方向主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋424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。1、齿轮材料的选择齿轮材料的种类有很多，通常有45钢、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4等。齿轮材料的选择原则：1)齿轮材料必须满足工作条件的要求。2)应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺。3)正火碳钢不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，调质碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。4)合金钢常用于制作高速重载并在冲击载荷下工作的齿轮。根据以上原则选主传动器齿轮材料20CrMnTi经渗碳+淬火800轮齿表面硬度达到C5864HRC,心部硬度低，约为300HBW,其强度极限，屈服极限MPab10。为了防止齿轮副在运行初期产生胶合咬死；圆锥齿轮的传动副在加工后MPas850均予与厚度0.0050.0100.020的磷化处理或镀铜，镀锡，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫后摩擦系数可以显著降低，可防止齿轮咬死胶合等现象产生。对齿面进行喷丸处理，以提高寿命达25%，为了防止齿轮在淬火时产生变形，采用压淬法。因而齿轮的热处理工艺如下：热前清洗预氧化渗碳淬火800环前降温C压淬空冷。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。驱动桥齿轮承受的是交变载荷，损坏的主要形式是疲劳。交变载荷性质和循环次数是齿轮疲劳损坏的主要因素。2、主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算主减速器锥齿轮的齿根最大弯曲应力为N/（4-7）bmJKPvson3102式中：作用在轮齿中点上的圆周力，;P平DMPmac2作用在从动锥齿轮上的计算扭矩，；maxMN.锥齿轮平均分度圆直径，平D其中主动锥齿轮平均分度圆直径11sinbdD平从动锥齿轮平均分度圆直径；22平b锥齿轮齿面宽，mm其中主动锥齿轮齿面宽，mm;从动锥齿齿面宽，mm;12b超载系数；与锥齿轮副运转的平稳有关，对轮式装载机可取=1.25-1.5，0K0K结合ZL50的实际情况，此处取=1.25；0K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当m时，s6.1，在此0.682；4.25ms4.25s载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，1.001.10，mKK当两个齿轮用悬臂式支承时取1.101.25。此出取1.10。mK质量系数，与齿轮精度（齿距和齿形误差等）及节圆线速度用关，当轮齿v接触良好，节距与同心度精度高时，可取=1.0;v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、载荷作J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。对轴交角为、压力角、螺旋角用插入法905.235综合图4.5、图4.6选取主动锥齿轮齿轮的0.23，从动锥齿轮=0.25。JJ图4.6，的弧齿锥齿轮的弯曲应力综合系数90235按上式验算主动锥齿轮的最大弯曲应力=59.6mm11sinbdD平8.1sin.732496.05.2zmaciMP平N/350HRC）相对轴承的位置对称时，取0.4-0.9，由于行星齿轮刚性大取0.8为了便于安装和调整小齿轮（行星轮）齿宽dd比大齿轮（太阳轮）大5-10mm。3.齿轮变位系数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。齿轮变位的高度变位是基于削弱大齿轮的强度，增强小齿轮的强度，来平衡齿轮的强度，并使总寿命降低，而角度变位则不同，能同时增强两齿轮强度，并能灵活选择齿轮齿数，提高承载能力及改善啮合特性，故本次设计采用角变位。理论分析表明，对于行星传动采用角度变位使太阳轮与行星轮的啮合角比大很20多，而使行星轮与内齿圈啮合的啮合角接近于左右时，能显著提高太阳轮与行星轮轮20齿抗点蚀的承载能力，并使其承载能力接近于行星轮与内齿圈传动的承载能力。进行角度修正的计算过程如下：初步确定行星轮齿数：(7-2)2tqxZ231592tqxZ根据与初步确定和.经查得=0.33，=0.55，=0.108.tx表t表x表t表x的数值=+0.2（7-3）表t表式中：行星齿轮计算齿数与实际齿数的差值=+0.2=0.55+0.33+0.2=1.08表t表x行星齿轮实际齿数=（7-xZxZ4）=23-1.08=21.92，取整=22xZx根据齿数，确定修正系数xtZ由于，在的范围内，故修正系数，由下式确定69.1tx2txtx=+0.1（7-5）t表=+0.1（7-6）x表=+0.1=0.33+0.1=0.43=+0.1=0.55+0.1=0.65t表x表732行星齿轮几何参数的确定1、预计啮合角啮合角（7-7）jxtqZj057.1239xtqj根据算出来的啮合角查相关资料选取比较取适合的啮合角，25tx6.1xq2、太阳轮行星轮传动变位系数计算1)未变位时，行星轮与太阳轮中心距为：mm25.32.2xttxZma2)初算中心距变动系数：64.01cos)1(cos2txxttxZ3）变位后中心距为：mm圆整取5.364.035.txtma64mm4)实际中心距变动系数为：78.5.216atxtx5）计算啮合角所以9320cos1acrttx93.25tx6）计算总变位系数taniviZxxttx式中：；txttxinvainv所以90163.2