毕业论文终稿-装载机驱动桥设计（送全套CAD图纸 资料打包）

买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑摘要本次设计内容为装载机驱动桥设计，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，设计买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑ABSTRACTTHEDESIGNOFTHECONTENTLOADERDRIVEAXLEDESIGN,ROUGHLYDIVIDEDINTOTHEMAINDRIVEDESIGN,DIFFERENTIALDESIGN,WHEELREDUCERDESIGN,AXLEDESIGNFOURPARTSWHERETHEMAINDRIVEBEVELGEARS35SPIRALBEVELGEARS,THECALCULATIONOFTHISTYPEOFGEARBASICPARAMETERSANDGEOMETRICPARAMETERSISTHEFOCUSOFTHISDESIGNSEVERALBASICPARAMETERSOFGEARTEETHINTHEFUTURESUCHASMODULUS,PITCHCIRCLEDIAMETEROFTHEDRIVENGEARANDSODETERMINE,WITHALARGENUMBEROFEQUATIONSTOCALCULATETHEGEOMETRICPARAMETERSOFALLTHEGEAR,ANDTHENPERFORMSTRESSANALYSISANDSTRENGTHCHECKGEARUNDERSTANDTHESTRUCTUREANDWORKINGPRINCIPLEDIFFERENTIAL,AXLEANDFINALDRIVEAFTERCOMBININGDESIGNREQUIREMENTS,AREASONABLECHOICEOFTHEIRFORMANDSIZETHEDESIGNCHOSENSTRAIGHTBEVELGEARDIFFERENTIALGEAR,WITHFULLFLOATINGAXLEFINALDRIVEDECELERATIONINTHEFORMOFASINGLEPLANETARYLINEKEYWORDSSHOVELLOADER,DRIVEBRIDGE,DESIGN买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑目录摘要I1主减速器设计111螺旋锥齿轮的设计计算1111齿数的选择1112从动锥齿轮节圆直径D2的选择112螺旋锥齿轮的强度校核8121齿轮材料的选择8122锥齿轮的强度校核82差速器设计1521圆锥直齿轮差速器基本参数的选择15211差速器球面直径的确定15212差速器齿轮系数的选择1622差速器直齿锥齿轮强度计算18221齿轮材料的选取18222齿轮强度校核计算1823行星齿轮轴直径的确定19ZD3半轴设计2031半轴计算扭矩的确定20JM32半轴杆部直径的选择2033半轴强度验算204轮边减速器设计2141行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定21411行星轮数目的选择21412行星排各齿轮齿数的确定22买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑413同心条件校核22414装配条件的校核23415相邻条件的校核2342齿轮变位23421太阳轮行星轮传动变位系数计算（TX）24422行星轮与齿圈传动变位系数计算（XQ）2543齿轮的几何尺寸2644齿轮的校核28441齿轮材料的选择28442接触疲劳强度计算28443弯曲疲劳强度校核2945行星传动的结构设计30451太阳轮的结构设计30452行星轮结构设计30453行星轮轴的结构设计30454轴承的选择315花键、螺栓、轴承的选择与校核3251花键的选择及其强度校核32511主传动中差速器半轴齿轮花键的选择32512轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择34513主传动输入法兰处花键的选择与校核34521验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度35522从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核35531作用在主传动锥齿轮上的力37532轴承的初选及支承反力的确定37533轴承寿命的计算38总结40参考文献41买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑致谢买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑42装载机驱动桥设计11主减速器设计主减速器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转矩降低，扭矩增大。本次设计的装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用35螺旋锥齿轮，这种齿轮的特点是它的齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，而是逐渐地从一端连续平稳地转向另一端，因此运转比较平稳，减小了噪音，并且由于螺旋角的关系重合系数增大，在传动过程中至少有两对以上的齿同时啮合，相应的增大了齿轮的负荷能力，增长了齿轮的使用寿命，螺旋锥齿轮的最小齿数可以减少到6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。11螺旋锥齿轮的设计计算111齿数的选择选择齿数时应使相啮合的齿轮齿数没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿能相互交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数应尽量选用奇数，大小齿轮的齿数和应不小于40。根据以上选择齿数的要求，参考吉林大学诸文农主编底盘设计第233页表64，结合本次设计主减速比6167，选取主动小锥齿轮齿数，所以0I61Z从动大锥齿轮齿数。3712Z112从动锥齿轮节圆直径D2的选择1螺旋锥齿轮计算载荷的确定按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大变速箱一档时从动大锥齿轮上的最大扭矩计算NIMMLKECA02式中从动大锥齿轮计算转矩，NM发动机的额定扭矩，ENPME950驱动桥主传动比，已知；0I1670I变矩器系数，；K3KIN驱动桥个数，N2；变速箱的最大传动比，LI85LI装载机驱动桥设计2变矩器到主减速器的传动效率。为变速箱M0KMK的效率取096，主减速器效率取。计算得。96092NMCA54732178537602此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算ICAC84096021按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即NIRGFDAC2式中满载时驱动桥上的载荷（水平地面）A附着系数，80驱动轮动力半径，DR65DR从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比），FI673FIN驱动桥数目由本次设计任务书可知车辆工作质量为120KN,额定载重量为40KN所以KN10AG即可求出MNNIRMFDAC4213267350812计算中取以上两种计算方法中较小值作为从动直齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以该处的计算转矩取NCA412按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷轮式装载机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是困难的，只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式确定计算转矩NIFRGMDAFSI2MN式中F道路滚动阻力系数。F00200035，取F003最终传动速比，FI673FI装载机驱动桥设计3N驱动桥数目轮胎滚动半径DR轮胎滚动半径,取SI309SIN30SIN所以MNIFRGMDAF57469267512主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为MNIFF4390167540212从动锥齿轮分度圆直径的确定2D根据从动锥齿轮上的最大扭矩，按经验公式粗略计算从动锥齿轮的分度圆直径3MAX22MKD式中从动齿轮分度圆直径，CM系数，取D610D按地面附着条件决定的最大扭矩取1134442公斤厘米MAX2所以得CMKD5329343MAX22考虑到从动锥齿轮的分度圆直径对驱动桥尺寸和差速器的安装有直接的影响，参考国内外现有同类机型相关尺寸，最终确定从动锥齿轮分度圆直径。D9623齿轮端面模数的选择S由式837296ZDMS取标准模数见现代机械传动手册GB/T1236819908为了知道所选模数是否合适需用下式校对3MAX2MKS式中系数，00610089即在00610089之间0842133MAX2S所以所选齿轮端面模数合适。S8装载机驱动桥设计4由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径MZDS48611MZDS296378224法向压力角的选择螺旋锥齿轮的标准压力角是2030，选择标准压力角有易于选择制造齿轮的刀具，降低生产成本。5螺旋角的选择M螺旋角指该齿轮节锥齿轮线上某一点的切线与该切点的节锥母线之间的夹角，螺旋角越大锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴承寿命缩短，因此在轮式装载机上常用35M6齿面宽B的确定增加齿面宽理论上似乎可以提高齿轮的强度及使用寿命，但实际上齿面宽过大会使齿轮小端延长而导致齿面变窄，势必减小切削刀尖的顶面宽及其棱边的圆角半径。这样一方面使齿根圆角半径过小，另一方面也降低了刀具的使用寿命。此外由于安装误差及热处理变形等影响会使齿轮的负荷易于集中小端而导致轮齿折断。齿面过小同样也会降低轮齿的强度和寿命。通常推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽为0231RB式中从动锥齿轮传动的节锥距MZMS93147685052210所以943302RB同时不应超过端面模数MS的10倍即BS8002所以取52取小锥齿轮的齿面宽和大锥齿轮的相同即小锥齿轮齿面宽MB5217螺旋方向的选择在螺旋齿轮传动中，齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动时轴向力方向，由于轴承中存在间隙，故设计时应使齿轮轴向力的方向能将大小锥齿轮相互推开，以保证必要的齿侧间隙，防止轮齿卡住，加速齿面磨损，甚至引起轮齿折断。根据上述要求，选择主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。装载机驱动桥设计58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850AH顶隙系数；180C径向变位系数0386（I456700）所以螺旋锥齿轮齿顶高为MMHSA7123865290齿根高CSAF392HF2165801850顶隙MMS齿全高HFA421有效齿高（工作齿高）HE1700MS17MM9齿侧间隙的选择NC齿侧间隙是指轮齿啮合时，非工作齿面间的最短法向距离。齿侧间隙过小不能形成理想的润滑状态，会出现表面摩擦，加速磨损，甚至卡死现象；齿侧间隙过大易造成冲击，增大噪声。参考底盘设计吉林工业大学诸文农编页表68选取齿侧间隙为24PMCN2010理论弧齿厚螺旋锥齿轮除采用高度变位修正来增加小齿轮强度外，还采用切向变位修正使一对相啮合的轮齿强度接近相等。切向变位修正指的是使小齿轮的齿厚增加（是切向变位系数，查SM机械设计手册可知）180大小锥齿轮大端面分度圆的理论弧齿厚度和可按下式计算01S2装载机驱动桥设计6SMSSSCOTAN202SSST01所以S37692S7416011分锥角（分度圆锥角）小锥齿轮分锥角2193ARCTNARCT211Z大锥齿轮分锥角780091212节锥距ARMDA93478SIN6SI213齿根角F小锥齿轮齿根角9134265ARCTNARCT11FFRH大锥齿轮齿根角TT22AFF14顶锥角和根锥角KR15小锥齿轮根锥角279111F大锥齿轮根锥角463578022FR小锥齿轮顶锥角91RK大锥齿轮顶锥角7829112此次设计的螺旋锥齿轮几何尺寸详见表1135表11主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸序号名称公式代号数值1Z61齿数372端面模数SM8MM装载机驱动桥设计71D48MM3分度圆直径2296MM4压力角2055有效齿高EH136MM6全齿高2115104MM7侧隙NC020MM8顶隙C1504MM1AH9888MM9齿顶高23712MM1F5216MM10齿根高11392MM192111分锥角2807912节锥距AR14993MM1B50MM13齿面宽250MM1F19914齿根角24351K135615顶锥角282781R72216根锥角2764411COSAEHD6752MM17大端齿顶圆直径2229719MM18螺旋角M3519螺旋方向小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋20周节S2512MM01S1674MM21理论弧齿厚28736MM装载机驱动桥设计812螺旋锥齿轮的强度校核121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。（5）金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的误差应保持为3050HBW或更多。根据以上原则选小NI齿轮材料为20CR24（渗碳后淬MPAB10齿面硬度5662HRC）MPAS801选取大齿轮材料为20MNVB调质齿面硬PAB1082S852度5662HRC122锥齿轮的强度校核（1）轮齿的弯曲强度计算其齿根弯曲应力可用以下公式计算WMSVUJKBP10式中弯曲应力，MPA作用在轮齿中心上的圆周力，12DP作用在大齿轮上的计算扭矩MMNF574692大齿轮平均分度圆直径DBDSIN分锥角2装载机驱动桥设计9过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关。可取对0K5120K有液力变矩器的轮式装载机取；2510K动载系数，与齿轮精度及节圆线速度有关。当轮齿接触良好节距与V同心度精度高时可取；V尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性与轮齿尺寸热处理等因素有SK关。因为时，所以MS61875042SSMK110125，取M01齿宽；齿数；BZ齿轮大端模数S弯曲强度几何系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点位置，轮WJ齿间的载荷分配，有效齿宽，应力集中系数及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计页图3518可得30P23501WJ18202WJ把以上各参数代入公式可得大小锥齿轮的弯曲许用应力分别为弯曲许用应力MPAU41MPA7即U所以齿轮弯曲强度能满足要求。（2）轮齿齿面的接触强度计算轮齿齿面的接触强度可按下式计算IFMSVEPCJKDBKPC10式中接触应力，MPA弹性系数，PMNCP/623/7432121厘米公斤齿轮大端圆周力EPP865过载系数，取0K0K动载系数，取V1V尺寸系数，当材料选择适当，渗碳层深度与硬度符合要求时，S可取1装载机驱动桥设计10载荷分配系数，取MK1MK表面质量系数，与表面光洁度，表面处理等有关，对精度F较高的齿轮取01F小锥齿轮宽度B大锥齿轮大端分度圆直径1D表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径，IJ载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计页图3523可得319P1240IJ把以上各参数代入公式得又因为许用接触应力为MPA36（工程机械底盘构造与设计）4/502厘米公斤139PC所以齿轮的接触强度满足要求。（3）锥齿轮传动的当量齿轮参数计算锥齿轮原始几何参数齿形压力角；302齿数,，81Z7齿数比；612I分锥角，；99802齿宽；MB521大端分度圆直径,；D4126M中点分度圆直径；，；SINBD571MD247中点螺旋角，35M中点模数齿宽系数为1/4到1/3，常取03，所以RS0R68MM；中点法向模数；MMNM573COS58COS齿顶高，；HA891HA71232表12锥齿轮的当量圆柱齿轮参数名称代号计算公式结果装载机驱动桥设计11中点端面当量圆柱齿轮参数当量齿数VZCOSZVV1Z852706齿数比VI2IVVI39分度圆直径VDV1MIDV2V1IV1D5427中心距VAVV2AVA60顶圆直径VADADH1D74V235当量齿轮端面压力角TVTMTNRCOSOT9基圆直径VBBVVTVB12D06基圆螺旋角VBVARIO35端面基圆齿距PVBBMVTPCOSAVBP4啮合线长度GVA2222VAVA1BBTGDDSINAG27端面重合度VAVAVMBNVTGCOSPAVA1305纵向重合度VVIV64装载机驱动桥设计12续表12锥齿轮的当量圆柱齿轮参数总重合度V22VVAVV2096齿中部接触线长度BML对于1VABMBLCOSBML35齿中部接触线的投影长度BMLBVLLBL1中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数VNZVN2VBMZZCOSCOSVN1Z408326分度圆直径DVND/DVN9中心距VNAVNVN12ADA853顶圆直径AHVN162042D基圆直径VBNDVBNVDCOSB79VN啮合线长度AG22VA1VANBNDSIAG60法面重合度V2VANVVB/COSVN184（4）轮齿齿面接触疲劳强度计算正交（）锥齿轮齿面接触疲劳强度校核可按下式计算90KLSEHBMMTHVAHZZIBDFK121（机械设计手册）86P式中轮齿接触疲劳强度，PA小齿轮大端圆周力，可用下公式计算1TF装载机驱动桥设计13MNDMFFT62546789021使用系数，查机械设计表102取。AK193P251AK动载系数取VVK齿向载荷系数。，由机械设计手册HEH5页表16428可查得，所以186P01EH端面载荷系数查机械设计手册页表16429可K1826P得0H节点区域系数，可由公式ZVTBHZSINCO所以1329572SIN63COSICOVTBH中点区域系数，可用下式计算BMZ221211TAVVBAVVBAVTZFDZFD式中可由下表求出21F表13纵向重合度V1F2F021V1VVVVV由上表可求出3051F30512所以6BMZ弹性系数，查机械设计手册可知E4816P2/89MNE计算齿面接触强度的螺旋角系数，MZCOS装载机驱动桥设计14计算齿面接触强度的锥齿轮系数，KZ80KZ计算齿面接触强度的载荷分配系数。LS当时，2VR1LSZ当和时，VR5025142VRVRLS因为096VR6所以8LSZ把以上各参数代入公式可得MPAH851049材料的接触疲劳许用应力为工程PA1372/厘米公斤机械底盘构造与设计319P所以齿轮的接触疲劳应力满足要求。H（5）锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核可按下式进行，大小轮分别计算LSKEFNMTFVAFYBK式中、和接触疲劳计算中相同，H，251A0V51F0F齿轮大端圆周力，TNDMFT625421DFT3692齿面宽，BMB5021复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱齿轮齿数查得FSYVNZ074142FSY齿根抗弯强度的重合度系数，因为，所以E1V65齿根抗弯强度的锥齿轮系数，可以用下式计算KY装载机驱动桥设计1505713501341422BMKLY齿根抗弯强度的载荷分配系数，LS96822LSZ把以上各参数代入公式得MPAF51PAF72查装载机P340页可知，对于主减速锥齿轮其抗弯疲劳许用应力MPAF45所以满足设计要求。F1F22差速器设计轮式机械的两侧驱动轮不能固定在一根整轴上，因为轮式工程机械在行驶过程中，为了避免车轮在滚动方向产生滑动，经常要求左右两侧的驱动轮以不同的角速度旋转。若左右驱动轮用一根刚性轴驱动，必然会产生边滚动边滑动，即产生了驱动轮的滑磨现象。由于滑磨将增加轮胎的磨损，增加转向阻力，同时也增加功率损耗。为了使车轮相对路面的滑磨尽可能的减小，在同一驱动桥的左右两侧驱动轮由两根半轴分别驱动，因此，在驱动桥中安装了差速器，两根半轴由主传动通过差速器驱动。现在轮式装载机上多采用直齿螺旋锥齿轮差速器，差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上，确定差速器尺寸时应考虑到其与从动锥齿轮尺寸之间的互相影响。本次设计中采用对称式圆锥齿轮差速器的形式，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。21圆锥直齿轮差速器基本参数的选择211差速器球面直径的确定差速器球面直径可以根据经验公式来确定3MAXMK式中差速器球面直径，M球面系数，1113，取115K装载机驱动桥设计16差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按从动大锥齿轮上MAXM的最大扭矩计算。毫米公斤1342MAX2所以得取9410212差速器齿轮系数的选择差速器的球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因此齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量少，以得到较大的模数，且使齿轮有较高的强度。为此，目前差速器大都采用的压力角，齿高系数，顶隙5280AH系数的齿形。180C这种齿形由于最少齿数比压力角的少，使齿轮可以采用较大的模数，在0空间大小一样时，可充分发挥齿轮的强度。（1）齿数的选取行星齿轮齿数多数采用，半轴齿轮齿数多采用Z2Z半121行Z1622且半轴齿轮齿数比上行星齿轮齿数在162之间。为了保证安装，行星齿轮与半轴齿轮的个数应符合如下公式CNZ21式中左右半轴齿轮的齿数；1Z2N行星齿轮个数，大中型工程机械的行星齿轮数为4，小型为2，个别用3，在此取N4C任意整数根据以上要求取10,181Z2（2）分锥角的计算行星轮分锥角为052918ARCTNRT211Z半轴齿轮分锥角为69012（3）齿轮模数的确定节锥距SIN1DRA所以M275809SIN21装载机驱动桥设计17MZDM827510圆整取6（4）行星轮、半轴齿轮分度圆直径ZD1082（5）齿面宽为齿宽系数，取ARB23RMA602所以M1860321圆整取齿轮采用高度变位，表612变位系数2340表21差速器齿轮详细参数长度MM名称公式代号行星齿轮Z1半轴齿轮Z2齿数ZZ110Z218模数M6齿面宽BB118182B压力角225齿顶高系数AH08顶隙系数C0188工作齿高0A2M96齿全高10728轴间夹角90分度圆直径DZ1D602D108分锥角O295O695节锥距1AR2SIN6178周节TM1884齿顶高AHA1H694A2H34056齿根高FAF5F7装载机驱动桥设计18齿根角FFAHRCTNROF1497OF26759齿顶圆直径AD2OSAD083AD130侧向间隙CN（轮式装载机设计P203表612）0165轮冠至锥顶距离AAHIN1A592A722差速器直齿锥齿轮强度计算221齿轮材料的选取根据差速器齿轮工作环境和受载性质，将差速器中行星齿轮和半轴齿轮的材料选为20CRMNTI（渗碳后淬火，）MPAB10PAS850222齿轮强度校核计算由于差速器齿轮工作条件比主传动齿轮好，在平地直线行驶时，齿轮无啮合运动，故极少出现点蚀破坏，一般只进行半轴齿轮的弯曲强度计算。下面参考工程机械底盘构造与设计式3526差速器齿轮强度计算公式对本次设计的差速器齿轮强度进行校核WMSVCWMSVEUJKBZKMJBKP2202011式中差速器扭矩，为算出的主传动从CMNCAX6AX2动锥齿轮的最大扭矩，N为行星轮数。所以MNC17042360半轴齿轮齿数2Z尺寸系数，因为所以SK69704254MS载荷再分配系数，取M1MK过载系数，取00装载机驱动桥设计19质量系数，取VK01VK综合系数，由工程机械底盘构造与设计P322页图35WJ25可查得295WJ把以上各参数代入公式得MPAU74齿轮材料为20CRMNTI其极限应力，其许用弯曲应力B10MPABU82570所以所设计的差速器齿轮强度满足要求。U23行星齿轮轴直径的确定ZD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可参照吉林工业大学诸文农主编的底盘设计式668按下式计算DGNRM4式中差速器总扭矩，MNG134204213MAX2许用剪切应力，安全系数取4,40CR的屈服极U5SU限（表面淬火），所以MPS785MPA64N行星齿轮数目，为4行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，MM。，是DRPDR21半轴齿轮齿宽中点处的直径，可用下式计算所以MRP891305108512MD945把以上各参数代入公式得，圆整取D2装载机驱动桥设计203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。31半轴计算扭矩的确定JM半轴计算扭矩在数值上近似等于主减速器从动锥齿轮上的计算扭矩。可用前面1）按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大，变速箱一档时，从动锥齿轮上的最大扭矩2）按驱动轮附着极限扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩两种计算方法取得的较小值来代替。即MNPJ42132MAX232半轴杆部直径的选择杆部直径D是半轴的主要参数，可用下式初选CMJ31960式中半轴计算扭矩，公斤厘米；J厘米公斤1342J半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选20MNVB，对于40CR、45钢和40MNB等材料，材料的扭转屈服极限都可达885MPA，在保证静安全系数在1316范围时，许用应力可取，取2/68053厘米公斤代入上式得MPA60圆整取MD3547MD4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。33半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力为316DMJ装载机驱动桥设计21将代入上式得许MNMJ13420D48MPA752用扭转切应力PA6所以强度满足，半轴直径确定为48MM4轮边减速器设计轮边减速器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。图41轮边减速装置1太阳轮；2半轴；3行星轮；4行星架；5内齿圈；6半轴套管41行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定411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装载机驱动桥设计22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机械设计手册由任务书轮边传动比选取行星轮数目N3，三行星轮均匀分布。543FI412行星排各齿轮齿数的确定由机械设计手册当，时可选行星排各轮齿数为673FIN齿圈齿数太阳轮齿数行星轮齿数48QZ18TZ15XZ齿轮齿数间的关系公式TQFZI1式中最终传动传动比，FI673FI齿圈齿数，太阳轮齿数，行星轮齿数QTZXZ所以验算传动比673184TQFZI0FFI所以传动比合适413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星轮的中心距相等，即、应满足下列条件QZTXXTQZ2将，代入公式得481T5X满足同心条件5为了提高齿轮的承载能力，为采用角变位传动将行星轮齿数减少1齿，即1XZ装载机驱动桥设计23414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、N应满足条件，N为任意整数。QZTXNZTQ把，N3代入公式得481TZ23184所以满足装配条件415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。用公式则可以表示为EXJTXDA2SIN在实际设计中相邻条件多控制在MDAEXJTX852SIN式中太阳轮与行星轮的中心距TX因三行星轮均匀分布，所以J10J两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。EXDMZMATT9618426HAXE所以MDEXJT852702SINSIN2所以相邻条件满足42齿轮变位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。装载机驱动桥设计24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。确定各轮齿数由前面计算已知，48QZ1TZ4X预计啮合角根据公式0625XTQZJ查机械零件设计手册图166得1057P3TX17TQ421太阳轮行星轮传动变位系数计算（TX）1未变位时，行星轮与太阳轮中心距为MZMATXTX96184262初算中心距变动系数TXY3940152COSCOSTXXTTXZY3变位后中心距为MYZMATXTTX7839401862圆整取99MM4实际中心距变动系数为50619AYXQTTX5计算啮合角9682COS92COSCOSTXQA所以451Q6计算总变位系数装载机驱动桥设计25437020TAN49518IVIVIIZXXQXQ式中TXTXINTANI7校核T查机械零件设计手册页图121介于曲线P6和P7之间，有利于789PTX提高接触强度及抗弯强度8分配变位系数查机械零件设计手册页图122，分配变位系数得790380TX6X9齿顶高降低系数441TXTTXY422行星轮与齿圈传动变位系数计算（XQ）1未变位时的中心距MZMAXQXQ10248262计算中心距变动系数569YXQTXQ3求啮合角96820COS9102COSCOSTXQA所以45Q4求XQ的总变位系数437020TAN49518IVIVIIZXXQXQ装载机驱动桥设计265计算齿圈变位系数0736470XQX6齿顶高降低系数35XQXQY43齿轮的几何尺寸本设计的太阳轮、行星轮、齿圈均采用直齿圆柱齿轮并进行角度变位。表41为行星排各齿轮几何尺寸，表中部分公式参照机械零件设计手册P783页表125和表126表41TX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380T360齿顶高降低系数TX0074分度圆直径MZD1TD84XD基圆直径COSB490B937B齿顶高HTXA8367ATH16AXH齿根高FFF齿顶圆直径AAD221ATD4327AXD齿根圆直径FFH9687FT1F分度圆齿厚TNMPS0TS90XS分度圆周节1884标准中心距XTTXZA296实际中心距T102节圆直径TXDCOS3759TD6413XD啮合角T8024装载机驱动桥设计27中心距变动系数系数TXY0667齿顶高降低系数TX0074齿顶圆压力角ABADRCOS1736AT71832AX重叠系数TXAXQTXXQZN2114778表42XQ啮合传动几何尺寸（长度MM）名称公式代号行星轮（X）齿圈（Q）变位系数36004齿顶高降低系数XQ0017分度圆直径MZD84XD28QD基圆直径COSB937B6370B齿顶高HXQA05AXH1AQH齿根高F684F84F齿顶圆直径AAD21AXD32AQD齿根圆直径FFH02F75F分度圆周节MP1884分度圆齿厚TAN2S91XS619QS标准中心距XQ120实际中心距120啮合角XQ17138装载机驱动桥设计28节圆直径XQDCOS80129XD81365QD中心距变动系数Y0333齿顶圆压力角ABADRCOS1283AX524AQ重叠系数XQAQXXXQZTNT21015注AH50C44齿轮的校核行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力（为TTNRMFT太阳轮扭矩，为太阳轮节圆半径，N行星轮个数），在计算时还应考虑到由于TR几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数。441齿轮材料的选择根据装载机轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20CRMNTI，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为5662HRC，芯部硬度为320HBS。齿轮精度一般为7级，其弯曲疲劳许用应力一F般不大于455MPA，接触疲劳许用应力一般不大于14000公斤/厘米（即不H大于1372MPA）。442接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度可按下式进行计算装载机驱动桥设计29HVATEHKIBDFZ1（机械零件设计手册，表1220）80P式中作用在轮齿上的圆周力，为太阳轮扭矩，T2TTNDMFT可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算，N为MNFT73502行星轮个数，N3；为太阳轮节圆直径；为载荷修正系数取；把以TD1上各参数代入得NFT96275节点区域系数，代入参数计算得HZTXHZANCOS2214材料弹性系数，对于钢材取E2819MNE接触强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮Z1473TX齿宽，圆整取BDBT87690B78太阳轮分度圆直径，TDMT齿数比，I3512TXZI使用系数，取AKAK动载系数，取V0V齿向载荷分布系数，H1H齿间载荷分布系数，把以上各参数代入公式得MPA85346PAH1372所以接触疲劳强度满足。H443弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度可按下式进行计算装载机驱动桥设计30YKBMFFSVAT式中、与接触疲劳校核计算中相同，TAVFK分别为，NT9275MB7861A0VK，。01FKF复合齿形系数，由机械零件设计手册页图1218查得SY816P064FS弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮75048125725Y把以上各参数代入公式得MPAFPAF45行星传动的结构设计451太阳轮的结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求进行热处理渗碳淬火，使深度达0813MM，齿面硬度为5662HRC，芯部硬度为320HBS，材料为20CRMNTI。452行星轮结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0813MM，齿面硬度5662HRC，芯部硬度320HBS，规定圆截面与齿轮径向跳动均为M02453行星轮轴的结构设计选取行星轮轴的材料为40CR，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算TXGBNAMD4式中轮边减速行星轮轴上的总扭矩，MNIFJG41590941567321装载机驱动桥设计31许用剪切应力，安全系数取4,40CR的屈服极限53S，所以MPAS785MPA21964785N行星齿轮数目，为3太阳轮与行星轮实际中心距，TXMTX9把以上各参数代入公式得DB50圆整取MDB30454轴承的选择行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针。轮毂与半轴外壳间轴承主要以径向负荷为主，因此选用单列圆锥滚子轴承。1滚针轴承滚针数的确定作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的10，在毫米之间，此设计可取M54MD5则GDB式中实际行星轮轴计算直径行星轮轴的直径滚针与行星轮轴之间间隙，一般取M07所以MDB0730D0式中滚针轴承直径，滚针直径D所以07350又因为ZFFDK18SIN式中滚针间的间隙取FM03滚针数，正弦系数ZK则142975180SIN0DFD装载机驱动桥设计3221780Z所以9取每个行星轮上的滚针数2Z滚针的长度若取滚针过长，则易磨损，若过短则易使行星轮轴受力不均匀且易损伤轮轴表面，故取大于齿宽3/43/2。所以ML140832桥壳上轴承的选取桥壳轴承的选取应尽量考虑到桥壳的结构尺寸，以及轴承的寿命应尽量接近。此处选用。5花键、螺栓、轴承的选择与校核51花键的选择及其强度校核花键联接是由键与轴做成一体的外花键和具有相应凹槽的内花键组成，多个键齿在轴和轮毂孔的周向均布。由于结构形式和制造工艺的不同，与平键联接比较，花键联接在强度、工艺和使用方面有下述一些优点A齿数较多，总接触面积较大，因而可承受较大的载荷。B因槽较浅，齿根处应力集中较小，轴与毂的强度削弱较小。C轴上零件与轴的对中性和导向性较好。D可用磨削的方法提高加工精度及联接质量。511主传动中差速器半轴齿轮花键的选择（1）键参数的选择此处是动力传递的重要位置，所以此处花键采用渐开线花键（平齿根），由机械零件设计手册查取计算出花键各参数见下表51。表51主传动中差速器半轴齿轮花键参数长度MM名称公式代号数值模数M25分度圆压力角30齿数Z24装载机驱动桥设计33理论工作齿高MHG25分度圆直径ZD60基圆直径COSB5196外花键大径尺寸1ZDE625外花键小径尺寸5MI5625内花键大径尺寸ZEI内花键小径尺寸FFIC2AX5765表中为齿形裕度，FCF501为外花键渐开线起始圆直径最大值，可用下式计算MAXED22AXSINTASI50EVHDBFE，为外花键作用齿厚上偏差，由机械零件设计手HS160EV册表728查得。5PMS06把两参数代入公式计算得DFE157AX2键的强度校核对于渐开线花键的强度可用下式进行计算PMGPLZHT20式中T转矩，NM；MNM1520MAX各齿间载荷不均匀系数，通常取，取87750Z齿数，24齿的工作高度，GHHG齿的工作长度，取LL0平均直径，MDMDD6装载机驱动桥设计34许用挤压应力查机械零件设计手册页表713可知P592P使用和制造情况良好的齿面经热处理许用应力可达到MPAP01把以上各参数代入公式得PMA7140此渐开线花键强度满足512轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择此处花键所受扭矩与差速器半轴齿轮花键所受扭矩近似相等，花键各参数可取相同的值。校核时花键齿轮的工作长度LG等于太阳轮齿宽B80MM，尺寸与前面差速器半轴齿轮相同，所以强度同样满足。513主传动输入法兰处花键的选择与校核1最小轴径估算主传动小锥齿轮是齿轮轴的形式，此处花键的齿根圆直径应大于轴径受扭处的最小允许直径。轴径受扭处的最小允许直径可用下式计算3MIN16MD式中小锥齿轮上所受的最大扭矩，MNM3295MAX1小锥齿轮上的许用切应力，小锥齿轮材料用20CR2NI4制成，其屈服极限，PAS10PS27541053把各参数代入公式得D8MIN2花键的选择与主要参数的计算此处是动力输入的重要位置，所以仍采用渐开线花键（平齿根），其参数见下表。表52主传动输入法兰处花键参数长度MM名称公式代号数值模数M25分度圆压力角30齿数Z18理论工作齿高HG25装载机驱动桥设计35分度圆直径MZD45基圆直径COSB3897外花键大径1