ZL50 装载机驱动桥设计与优化含5张CAD图
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ZL50
装载机驱动桥设计与优化含5张CAD图
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ZL50 装载机驱动桥设计与优化The ZL50 loader drives the bridge design and optimization摘 要随着现实工程的设计越来越趋向于整体化，细节化和系列化。对工程机械的要求也越来越高。在这样的应用背景下，现阶段普遍使用的ZL50装载机的驱动设备和传动系统就显得较为单一，陈旧。此次毕业设计的内容为装载机驱动桥设计，包括零件的选型，零件的确定，参数计算，尺寸确定，材料选择，材料后续热处理的选择。具体设计主要包括主传动的设计、主减速器的设计、差速器设计计算、传动类型的选择、半轴的设计、驱动桥壳的铸造与计算。对各个零件进行相关的强度和刚度的校核以及各部分的受力分析。对各个部件的工作原理和具体结构作一定的了解。根据任务书的具体要求，合理选择计算相关参数。关键词: ZL50 装载机 驱动桥 优化设计I ABSTRACTWith the design of real engineering more and more tend to be integrated, detailed and serialized. The demand for construction machinery is also getting higher and higher. In this application background, the driving equipment and transmission system of the ZL50 loader, which is widely used at this stage, appear to be relatively single and old. The content of this graduation design is loader drive bridge design, including part selection, part determination, parameter calculation, size determination, material selection, material follow-up heat treatment selection. The specific design mainly includes the design of the main drive, the design of the main gearbox, the design calculation of the differential, the choice of the type of transmission, the design of the half shaft, the casting and calculation of the drive bridge shell. The core of the relevant strength and stiffness and the force analysis of each part are carried out. To understand the working principle and specific structure of each component. According to the specific requirements of the task letter, reasonable choice to calculate the relevant parameters.Key words: ZL50 loader drive axle optimization design目 录摘 要IABSTRACTII1.概述12.驱动桥类型选择43.传动系总传动比的分配63.1装载机各档传动比的确定63.1.1变速箱63.1.2各档位传动比确定73.1.3各档传动比的分配74.主减速器设计94.1主传动系的传动形式94.1.1齿轮类型104.1.2支承方案104.2主减速器锥齿轮尺寸确定1124.2.1最大载荷确定124.2.2计算载荷确定134.3锥齿轮选择及计算1144.3.1齿数选择144.3.2 主动齿轮和从动齿轮参数计算154.3.3 计算齿宽164.3.4 锥齿轮的中点螺旋角的确定164.3.5 螺旋方向的选择164.3.6 法向压力角的选择174.3.7 齿高参数的选择174.3.8圆弧锥齿轮尺寸计算17表4-2 主减速器基本参数计算174.4 锥齿轮材料选定1184.5 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算184.5.1锥齿轮弯曲强度验算1184.5.2锥齿轮表面接触强度校核计算4205.差速器225.1差速器的差速原理225.2差速器齿轮的材料235.3锥齿轮差速器的结构235.4 差速器齿轮的材料选择245.5差速器参数选择1245.5.1齿数确定245.5.2 节圆直径确定255.5.3 压力角的确定255.5.4行星齿轮安装孔径和孔深255.5.5 差速器齿轮的几何计算265.6 差速器齿轮的强度计算1276.最终传动设计296.1 行星齿轮的结构和参数选则5296.2轮边减速器中的行星齿轮传动匹配计算296.2.1 传动比计算296.2.2邻接条件验证296.2.3同轴条件验证306.2.4装配条件验证306.3行星齿轮尺寸选择316.4齿轮材料及其制造工艺选择1346.5行星齿轮传动疲劳强度校核5346.5.1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核346.5.2行星齿轮接触疲劳强度计算及校核387.驱动半轴的设计437.1半轴的分析及选型437.2半轴的结构设计1437.3半轴的材料与热处理437.4半轴的总体设计尺寸设计和计算447.5计算半轴载荷1457.6直径初选467.7半轴的强度校核467.8半轴花键的强度计算4467.9半轴结构设计时的注意事项478.驱动桥壳的设计488.1铸造整体式桥壳的结构1488.2驱动桥壳的受力分析1498.3驱动桥壳的有限元分析528.3.1三维模型建立538.3.2定义材料属性538.3.3驱动桥壳应力有限元分析539.花键、轴承、螺栓589.1 花键的选择与校核4589.1.1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处589.1.2半轴锥齿轮与半轴连接处599.1.3半轴与轮边减速器太阳轮联接处4609.1.4齿圈与桥壳联接处4619.2主要轴承的选择619.3 主要螺栓的选择62结论63参考文献64致谢65821.概述在当下的工程机械应用中，装载机已经在其中扮演了举足轻重的角色，在中短途运输过程中，它可以发挥巨大的作用，方便快捷。而且它的施工类目也十分广泛，大到国家级工程建设，小到公路修缮，房屋建设都有它参与。它的工作场所几乎包括了生活中的各个方面，公路铁路修护，房屋筑造，矿石运输，物料移送，推送土壤，铲平地面等多个方面。它的优势在于，速度快且效率高，运行也相对灵活，操作也简单。诸多的优点也让它在工程建设中备受青睐。 装载机按照大致外形区分可分为两类，一类是履带式装载机，一类是轮式装载机。这两种的区别在于，履带式装载机的行进受路况影响小，越野能力优越，面对复杂路况时有极大的便利；轮式装载机的越野能力相对较差，但其行动方便快捷，体积也较小，适应能力也更强，路况好的前提下，可以保持不错的运行速度。但其所能提供的牵引力相对较小。 装载机上的很多工作装置都是可更换式的，例如铲斗，常常可以用其他的装置设备更换，比如安装叉车作运输机械或者提升机械；安装别的铲斗类型作铲运机械或推送机械；装载机的最主要作用就是“搬运”。运输物料、杂物、原料等。有时也可以作为挖掘机械来使用。需要的时候，也可以当作高效率的铲雪工具。雪灾时经常被用来清理积雪。还可以用装载机将积雪装载到大型汽车上进行运输。近几十年来，装载机行业蓬勃发展，很多品牌快速成为这个行业里的领军人物，一些知名的国际品牌比如：约翰迪尔、卡特彼勒、凯斯、沃尔沃、小松和利勃海尔等都装载机制造研发都是非常先进的。轮式装载机最早出现于二次工业革命期间，经过几十年的发展走到今天，在各个方面的优化、发展都非常先进，甚至销售、售后、维修、保养各个方面的保障服务都是非常完善的。方法及预期目的：查阅相关的书籍、资料，按照任务书的相关要求确定相关尺寸，经过具体的计算设计各个部件的明细尺寸，具体设计出驱动桥的各个部件。总体要求产品的使用便捷，节约为主，经济性能较好。装载机分类主要根据发动机额定功率的大小，这次设计的ZL50装载机属于大型装载机（发动机额定功率162kw，属于147515kw之内）（74kw，147kw,515kw）。根据发动机型号和功率确定，主传动系的传动形式为液力机械传动，这种传动方式可以根据外在阻力的变化调整牵引力的大小，对车速的控制也更加便捷，在对精准控制的要求不大的场合是十分实用的，它主要通过液体的动能来传递能量。该传动形式的特点是运转平稳，运转寿命长，操控方便，可以根据不同的负载自行调节车速，在重要的装载机械中广泛被使用，而且相比机械传动，液力机械传动有更多的优点：1.液力传动系统是在机械传动的基础上研究出的新型传动系统，比机械传动系统先进。传动过程中没有过多的机械构件接触。2.液力机械传动的换挡操作要比纯机械传动更加便捷，所以机械效率也比机械传动型更高。3.由于使用液力变矩器，传递动力主要通过液体，中间没有具体的刚性轴连接，可以一定程度上增加零件的使用寿命。4.液力机械传动可以在调节一定范围内的车速，减少内燃机的额外功率，提高内燃机的机械效率,显著降低换挡次数。5.采用这种传动形式可以分担一部分车辆的减速，也可以进一步简化车辆额外的减速机构。液力机械传动相比机械传动不仅有这么多的优势，劣势也是比较明显的，传动刚度低，成本相对高，维修比较困难，传动效率低。但是本着以人为本的原则，还是选择液力机械传动。驱动桥是传动系统的最后一个部分，作用是增扭减速，用来给车轮提供克服前进阻力的扭矩。ZL50的驱动桥是整个驱动系统的最后一个环节，其基本功能有：（1）一开始的减速为一对正交锥齿轮减速，因为两个锥齿轮是正交，所以会改变扭矩的传递。（2）当左右驱动轮需要以不同的转速旋转时，相关机构可以通过自身的作用将不同的扭矩转速传递给相应的驱动轴和驱动轮。（3）克服和路面之间的作用力。（4）降低转速，增大扭矩。此次设计的ZL50装载机驱动桥为了得到较大的牵引力，需要采用全桥驱动桥。其减速比一般为1235，速比分配时，应该尽可能多的将速比分配给最终传动阶段，这样的分配原则可以显著降低半轴传递的驱动扭矩，可以有效减小整体结构尺寸，结构紧凑。2.驱动桥类型选择驱动桥按照工作特性分类可分为非断开式驱动桥和断开式驱动桥。由于此次设计的轮式装载机要求有足够的平稳性和行驶平顺性。所以选用非断开式驱动桥，并且增加独立悬架，使两个驱动轮在遇到障碍的时候可以单独产生跳动，这样使得整个装载机的稳定性大大提高。1.非断开式驱动桥1这种驱动桥的特点是结构简单，造价经济，可靠性高。主减速器的大小决定了驱动轮的尺寸大小。由于轮胎类型和最小离地间隙已经确定，所以主减速器的大小也就唯一确定，进而从动锥齿轮的直径也选定了。由于单级减速满足不了整体的减速要求，所以需要添加第二级减速机构。但是通常第二级减速机构是安装在驱动轮附近，构成轮边减速器。轮边减速器采用行星轮系的结构，容易得到较大的传动比，而且整体尺寸较小。轮边减速器安装在轮毂内。2.变矩器2变矩器采用双涡轮变矩器，两级涡轮分别传出动力，配合超越离合器自动调节车速，当传动比小时，可以得到较大的变矩系数，K=4.75，因此它弥补了变速箱档数少的不足，也就使变速箱的二进一退满足了使用要求。3.传动系总传动比的分配3.1装载机各档传动比的确定3.1.1变速箱这次设计，变速箱选用斜齿轮传动。原因在于斜齿轮传动，轮齿重合度高，传动平稳。轮边减速器采用行星轮传动，行星架输出扭矩。3行星传动的传动比为（1+），为齿圈和太阳轮的齿数比。如图3.1所示5传动比i可由相对速度法求得：nt太阳轮转速nq齿圈转速nj行星架转速低档速时，将nq=0代入，得传动比：i0=ntnj=K+1=4.75+1=5.75前进高速档时，如3-1（c），得直接档，i=1后退档，如3-1（d）,后行星排不起作用，前行星排传动，传动比为-K=-4.753.1.2各档位传动比确定轮式装载机各档传动比的计算公式：ii=0.377nehrdVTi (3.1)式中：neh发动机的额定转速 r/min rd驱动轮半径 762mm（m）（根据同类型机器，选择的轮胎类型为23.5-25轮胎，半径为762mm） VTi某一档的速度（km/h）根据毕设任务书可得各档位的传动比如下：i=0.37722000.76210=3.79i=0.37722000.76234=1.12iR=0.37722000.76213=2.923.1.3各档传动比的分配变速箱各档的传动比iki通过总传动比分配给各个变速档位,主传动或中央传动比i0,轮边减速比ik=1先分配出中央传动比i0和轮边减速比iB:ii=ikii0iB (3.2)对于有直接档的变速箱结构中，高档传动比iki取值为1。此次设计中选取前进二档为直接挡，则选取ik=1则 i0iB=iik=1.12由此可得各档变速箱传动比：ik=ii0iB=3.38ik=1iKR=iRi0iB=2.61分配i0iB时，力求iBi0,用来减轻轮边减速器和最终传动之前相关零件的受力大小。进而可以适当减小差速器或转向离合器的大小。4.主减速器设计主减速器的作用是增大扭矩，相应的，经过主减速器传出的转速会减少，另外还有传递动力的作用1。4.1主传动系的传动形式大型机械上，常常要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，本次设计的ZL50装载机的设计要求也要求有较大的离地间隙（485mm），这就需要在驱动车轮有第二套减速系统，这样可以简化主减速器的结构，减小驱动桥中部的尺寸。缺点也是很明显的，轮边减速器需要在两个驱动轮处安装，对于驱动桥整体的结构，其实是变得复杂了许多，成本也增加，还有就是布置轮毂、轴承、车轮和制动器比较困难。根据任务书要求以及所设计的工程机械确定减速形式为单级减速附行星轮边减速，如下图所示。4.1.1齿轮类型主减速器齿轮工作环境相对恶劣，承受载荷也多为重载。经常发生的破坏为轮齿折断。所以主减速器齿轮的齿根处要保证有较大的弯曲应力。弧齿锥齿轮的中心角不为0，它的优点是避免齿轮根切的齿数少且容易获得较大的传动比；同时啮合的齿数多，所以在高速运转的过程中，有着不错的稳定性，装配也相对简单。而且接触区位于整个齿面的中部，不容易产生滑脱和相对偏移。可以满足主减速器齿轮的有关要求。4.1.2支承方案主传动器主、从动齿轮正确的啮合，想要保证工作效率，与齿轮的支撑刚度关系也非常大。（一） 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承选择跨置式支承。跨置式支承指的是在齿轮的两端都用轴承支承，前端是一对小端向内，对称安装的两个圆锥滚子轴承，后端是一个圆柱滚子轴承。这种支承形式支撑强度很高，但需要空间大，所以一般用于单级主减速器中。跨置式支承（二）从动齿轮的支承从动齿轮的支承按照上图的形式，原因在于这样的支承形式可以使轴承的支承刚度增加，而且可以减小c+d。尺寸c应接近于d。主减速器结构中，从动锥齿轮容易因为半径太大或者锥齿轮传动的传动比过大产生变形。安装在从动锥齿轮背面的止推螺栓就是为了减小这种变形，从动锥齿轮变形超过0.25mm左右时，止推螺栓开始起作用，阻挡从动齿轮继续变形。 4.2主减速器锥齿轮尺寸确定1主传器的计算载荷，首先需要计算其受到的最大载荷和在工作时长时间内受到多大的载荷就是正常持续转矩。4.2.1最大载荷确定（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Pf之后输出的平行于路面并沿着行驶方向的推力，它受发动机发出的动力、附着力及路面条件的影响。这里主要验算前桥，因为前桥载重之后为装载机主要的承重部分。但装载机为全桥驱动，所以牵引力是前后两个桥的和。假设发动机输出扭矩最大，传动比最小，且在良好路面上没有滑转产生，此时主减速器承受的扭矩最大，该最大扭矩：Tje=TemaxiTLK0K1Tn (4.1) 式中：TemaxZL50装载机的发动机的最大转矩，且转矩的传动效率为100%，全部用来驱动行驶，900NMiTL此时由发动机到主减速器的传动比，由提供参数计算约为5.75。K0猛结合超载系数，由性能系数fp确定，根据下式计算取该值为1.0。装载机行驶中的性能系数：fp=16-0.195magTemax100 当0.195magTemax16fp=0 当0.195magTemax16所以：fp=0,即K0取1.0K1驱动桥力分配偏差系数，装载机的两驱动桥由于装载机重心位置不一定在中心而导致前后驱动力不等。该偏差系数取1.2。T从发动机到主减速器的传递效率，为变速箱*液力变矩器*万向节传递效率，定为80%。n装载机驱动桥的数目，2。则Tje=9005.7511.20.82=2484 Nm假设在发动机扭矩没有达到最大，或档位没有达到最小减速比时，行驶在良好路面上ZL50已经有滑转产生，这种情况下驱动桥受的力已经为最大，最大扭矩为： Tj=G2rrLBiLB (4.2)式中：G2ZL50在满斗且铲斗中货物密度很大时，承受重力最大的驱动桥（前桥）给水平地面的最大负荷，该负荷=（装载机重+货重）2驱动桥力分配偏差系数。计算得87791.7N附着系数，即轮胎和地面的摩擦系数，以为是在良好路面上行驶，故取1.0rrZL的滚动半径（m），计算公式如下：rr=0.0254d2+HB（1-）B式中d轮毂直径(英寸)，对于型号23.525的轮胎，d=25英尺，HB高宽比，对于宽基或超宽基轮胎，HB=0.50.7，取0.6；B轮胎断面宽度（英寸），对于23.525的轮胎，B=23.5英尺；变形系数，=0.10.16，取0.13则rr=0.0254252+0.6（1-0.13）23.5=0.65mLBiLB 从主减速器到车轮的总传动效率和其对应的传动比。由于该传递过程中只有齿轮传动，效率较高取为95%，传动比为主传动比*轮边减速比=5.753.7=21.3则： Tj=87791.710.650.9521.3=2821Nm根据以上两式可以看出该种装载机的最大扭矩由发动机提供，所以，驱动桥收到的最大扭矩约为：Tje=2484Nm4.2.2计算载荷确定上述最大力矩并非长期在使用条件下出现，所以不能用来计算疲劳破坏。装载机长期行驶在土路面上进行装载工作，应该以其平均转矩最为疲劳破坏的依据。其平均转矩的公式为： Tjm=K1GrriLBLBnfR+fH+fP （4.3） 式中：GZL50满斗总重量，为215009.8=210700NfR装载机工作的路面所对应的道路滚动阻力系数，0.02fHZL50正常爬坡时的爬坡阻力系数，0.08fPZL50的行驶性能系数：fP=16-0.195GTemax1000所以取fP=0故Tcf=1.22107000.65（0.02+0.08+0）21.30.952=407Nm应该把这个当成主减速器经常受到的扭矩，作为疲劳强度计算的依据。4.3锥齿轮选择及计算14.3.1齿数选择选择锥齿轮时，z1,，z2没有公约数可以使两齿轮磨合均匀。主、从齿轮齿数和要大于40才能使齿面具有理想的重合度以及保证必要的重叠系数，同时提高了齿轮的弯曲强度。其中，小齿轮齿数最好大于6，可保证齿轮啮合平稳，同时可减小其疲劳强度和噪声，但当许要大的主传动比时，小齿轮齿数少才能得到较高的离地间隙。所以，两齿轮齿数要合理搭配。为满足基本设计要求，可根据下表选择齿数，在选择主动轮齿数时考虑不让小齿轮根切，且保证小齿轮有足够的疲劳强度因该使小齿轮有较多的齿数，但为了使主减速器的传动比足够大，应该选择较少的齿数，根据下表，综合上述信息，选取Z1=7。表4-1 主减速器小齿轮齿数选择Z2=Z1iZ2=Z1i=75.75=40.25圆整取41；i=Z2Z1=5.857满足传动比验算。4.3.2 主动齿轮和从动齿轮参数计算根据经验公式可粗选从动齿轮分度圆直径： （4-4）KD2从动轮的直径系数，可取范围为2.83.48；Tc从动轮得计算转矩即式1和式 2中的较小者，即从动轮要承受的最大转矩，248400 Ncm。即D2=（2.83.48）3248400=（176.01218.76）mm初选D2=205mm 则模数mt=D2z2=20541=5mm参考机械原理表10-1中的标准模数表选取5。则计算模数为：由d=mz,可得模数符合要求d1=57=35 d2=541=2054.3.3 计算齿宽锥齿轮齿面的宽度和其强度可寿命密切相关，宽度过窄则会导致强度寿命缩短。但，当齿面过宽时会导致小端齿沟太窄刀具加工，也会严重缩短刀具寿命，还可能在使用时应力集中，安装时装配空间过小，不利于安装。一般从动锥齿轮齿宽不大于节圆的0.3倍，即b20.3A2,而且b210mt。b2=0.155D2=0.155205=31.775mm 在此取32mm为了使齿轮啮合良好、不浪费大齿轮齿宽，且方便安装，小齿轮齿宽要比大齿轮大10%，取为b1=36mm4.3.4 锥齿轮的中点螺旋角的确定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，也越大，同时啮合齿数也越多，传动越平稳，噪音越低，而且轮齿强度越高， 应不小于1.25，在1.52.0时效果最好。但是当过大时，会导致轴向力增大。相关工程机械上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为3540，以采用35较为普遍。本次选择螺旋角也是35。当中点螺旋角选定时，其他地方的螺旋角也随之确定。4.3.5 螺旋方向的选择此处设计中我们定主动锥齿轮为左旋，从锥顶看主动锥齿轮为逆时针，从动锥齿轮相反。主要是为了防止产生齿轮卡死。当ZL50前进时轴线力离开锥顶方向，两轮有分开趋势。4.3.6 法向压力角的选择在轮式装载机上，为了提高轮齿的弯曲强度，一般采用22.5的压力角。4.3.7 齿高参数的选择从相关资料可查得:螺旋锥齿轮的齿顶高系数ha*=0.85，顶隙系数C*=0.188 4.3.8圆弧锥齿轮尺寸计算确定基本参数后，可根据下表计算出齿轮的其它有关参数表4-2 主减速器基本参数计算序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数72从动齿轮齿数 413端面模数m54齿面宽=36 =325工作齿高8.56全齿高9.447法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=35=20510节锥角arctan=90-=9.6888=80.311211节锥距A=A=10412周节t=t=15.70813齿顶高=4.2514齿根高=5.19 15径向间隙c=c=0.9416齿根角=2.856917面锥角=12.5457=83.168118根锥角=6.8319=77.454319齿顶圆直径=43.38=206.434.4 锥齿轮材料选定1不同于别的地方的齿轮，传动系中的主减速器齿轮容易发生损坏。材料选用有一定的要求：a)良好的抗弯曲性能和很高的表面接触强度，硬度高，从而使得齿轮表面耐磨性增强。b)齿轮内部应该有一定的韧性，避免因为单一要求高强度而使齿轮整体过脆。c)材料的可塑性要好，用来保证后续的加工以及改良处理步骤的进行。d）选择合金材料时，尽量避免选用没有特殊金属的合金钢。本次设计中用到的锥齿轮均用渗碳合金钢制造。渗碳合金钢的优点是可以满足锥齿轮的材料的一切要求，后续的物理加工也相对方便。缺点是热处理费用较高，下层硬度较低，压力过大时易变形。如果表层的含碳量过高，会导致硬化层脱落。为改善新齿轮的磨合以及进一步加强其硬度应该在该种合金钢中渗碳。这样可以在蘸火时得到较厚的淬硬层。同时还可以保持齿轮中心的韧性。为了不使硬化层过早脱落，碳含量要控制在0.8%1.2%。同时为提高其硬度还可以进行磷化处理或镀铜、镀锡处理厚度在0.0050.020mm。对齿面进行应力喷丸处理，喷丸处理可以提前打磨掉齿轮的上的尖角、缩短其磨合磨损期、减少磨合磨损期产生的金属小颗粒，可提高齿轮寿命。20CrMnTi材质的锥齿轮相关参数如下9：b =1080MPa s=850MPa 硬度217HBS4.5 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算齿轮的强度计算主要是计算齿轮的疲劳强度和弯曲强度。4.5.1锥齿轮弯曲强度验算1锥齿轮的最大齿根弯曲应力为： u=MmaxKcKv2Fzm2KsKmJw （4-5）式中：u锥齿轮所受的最大弯曲应力，MPa Mmax锥齿轮最大载荷作用下的扭矩Nmm Kc超载系数，与锥齿轮副运转的平稳有关，对轮式装载机可取K0=1.251.5，结合ZL50的实际情况，取K0=1.25； Kv质量系数，根据机械设计课程设计书中的齿轮精度表选择7级精度，v=1000d1n1604m/s，由下图可取Kv=1.36；F齿宽，mm，F=b；z齿数；m大端模数，m=msKs尺寸系数，可以根据以下方式确定：当m1.6mm时，取Ks=0.5；m1.6时：Ks=4m25.4,则Ks=4525.4=0.641Km载荷分配系数，小齿轮用跨置式支承，Km=1.001.10，取中间值Km=1.05Jw计算弯曲应力的系数，由图2-3得J1=0.225 J2=0.20则u1=28210001.251.362367520.6411.050.225=247.0MPa而u2=24840001.251.3623241520.6411.050.20=468.5MPa则许用弯曲应力为：u=0.75b=810 MPa则u1u, u2u,齿轮弯曲强度合格。 图4-3 弯曲计算用综合系数J4.5.2锥齿轮表面接触强度校核计算4锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：c=CpPeC0Cv1bdeCsCmCfIxc锥齿轮轮齿齿面接触应力，MPaCp有关材料弹性性质的系数，钢制锥齿轮副Cp=234N1/2/mmPe齿轮大端圆周力（kg），Pe=2Mmax1deC0过载系数，C0=KC=1.0Cv动载系数，Cv=Kv=1.36b有效工作齿宽，b=3.2cmde小齿轮大端分度圆直径，de=3.5cmCs尺寸系数，Cs=Ks=0.641Cm载荷分布系数，Cm =Km=1.05Cf表面质量系数，此次设计中可取Cf=1.0Ii表面接触强度综合系数，对此次选用的弧齿锥齿轮用插入法并综合下图4-4选取I=0.14图4-4 图4-5c=743240701.03.51.3613.23.50.6411.051.00.14=20131kg/cm2即c= 1972.8MPac1.6时，Ks=4m25.4, Ks=0.631Km差速器载荷分配系数，由于差速器支撑条件好，刚度好所以取1。差速器齿轮弯曲应力综合系数，由图4-3 J=0.254m模数,4K0过载系数，1图3-1 弯曲计算用综合系数则：w=13786218180.2542000.63111611=132.1MPa半轴齿轮与行星齿轮材料选为20CrMnTi,其极限应力为b=1080MPa则w=0.75b=810 MPa则w（da）g即 L=2mZa+Zg2sin60=3932 m （da）g=d+2h=18m则 2awsin180nw（da）g邻接条件满足，在布置3个行星轮时无干涉产生。6.2.3同轴条件验证同轴条件是指外啮合齿轮的中心距等于内啮合齿轮的中心距则有Zb=Za+2Zg因为Zb=62 Za=16 Zg=23 所以满足条件。6.2.4装配条件验证相邻两个行星轮所夹中心角1=2nw中心轮a相应转过1角，1角必须等于中心轮a转过（整数）个齿所对的中心角，1=2Za 式中2za 为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。ip=nnH=1H=1+ ZbZa将1、H代入上式，有2zanw2=1+ ZbZa整理得=Zb+Za3=26满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。6.3行星齿轮尺寸选择根据弯曲强度初选模数m m=Km3T1KAKFKFPYFa1dz1Flim (6-1) 式中 Km 算数系数，直齿轮传动一般取Km=12.1 T1半轴传来的最大转矩，137.862Nm；T1=Tanp=9549P1npn1 KA使用系数，取1 KF综合系数，由下表得，取2 KFP载荷分布不均匀系数，KFP=1+1.5（KHP-1），（粗略计算时KHP=1.5）代入得KFP=1.75 YFa1小齿轮齿形系数，由下表YFa1=3.15 d齿宽系数，d=1.2 z1齿轮副中小太阳轮齿数，16； Flim齿轮弯曲疲劳极限，由行星齿轮传动设计图7-267-30,取240N*mm2,则m=Km3T1KAKFKFPYFa1dz1Flim=12.13137.862121.753.151.21622403.4，取m=4表6-1表6-21） 分度圆直径dd(a)=mZa=416=64mmd(g)=mZg=423=92mmd(b)=mZb=462=248mm2） 齿顶圆直径da齿顶高ha:外啮合ha1=ham=m=4mm内啮合ha2= （ha*-h*）m=（1-7.55Zg）m=3.515da(a)= d(a)+2ha=64+16=80mmda(g)= d(g)+2ha=92+16=108mmda(b)= d(b)-2ha=248-14.06=233.96mm3） 齿根圆直径df齿根高hf=（ha*+c*）m=1.25m=5df(a)=d(a)-2hf=64-20=84mmdf(g)=d(g)-2hf=92-20=72mmdf(b)=d(b)-2hf=248+20=268mm 4） 齿宽bb(a)=d*d(a)=164=64mmb(g)=d* d(a)+5=64+5=69mmb(b)=d d(a)-5=64-5=59mm5） 中心距a此处啮合齿轮副的节圆与分度圆重合，则啮合齿轮副的中心距为：1、a-g为外啮合齿轮副aag=m（za+zg）2=4（16+23）2=78mm2、b-gabg=4（za-zb）2=4（62-23）2=78mm经过计算可得基本参数如下表：表6-3 差速器行星齿轮基本参数计算中心轮a行星轮g内齿圈b模数m444齿数z162362分度圆直径d6492248齿顶圆直径80108233.96齿根圆直径8472268齿宽b646959中心距a=78mm =78mm 6.4齿轮材料及其制造工艺选择1 中心轮的选材为45钢9，正火处理以后硬度可以达到要求8，在162217HBS之间，表面加工精度应达到8级精度，齿面粗糙度Ra1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2。6.5行星齿轮传动疲劳强度校核5齿轮的破坏形式多种多样，行星齿轮的主要破坏形式，分为两种，接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此应对这两个方面的强度进行校核及验算。行星齿轮传动中，强度校核主要针对太阳轮和行星轮，由于圆周力的影响，行星轮和太阳轮会相互之间有圆周力的影响，同时因为行星齿轮与太阳齿轮啮合会有一定的载荷不均匀的问题，计算过程中要代入修正系数。6.5.1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核（1）转矩T1T1=Tanp=9549P1npn1=137862 Nmm行星齿轮弯曲疲劳强度F可按下式计算，即 F=F0KAKVKFKFKF (6-2)其中：F0齿根应力基本值，其公式为： F0=Ft（bmn）YFaYSaYY （6-3） 其许用齿根应力为： Fp=FlimSFlimYSTYNTYrelTYRrelTYX （6-4）Ft名义切向力，Ft=2000T1npd1=2000137.862380=1148.85NmmKA使用系数，根据表6-1取1.5KV动载系数，和齿轮的精度的线速度有关，计算得1.06KF齿向载荷分布系数，计算得：1.3KF齿间载荷分配系数，由图6-3得KF=1.2KF行星轮间载荷分配系数，计算得 1.3KF=1+1.5（1.2-1）=1.3YFa齿形系数，由下图6-1得 2.58YSa应力修正系数，由下图6-2得 1.63Y重合度系数，计算得：0.78Y螺旋角系数，由下图6-2得：1F=1148.854642.581.630.7811.51.061.31.21.3=47.47 N/mm2Flim齿根弯曲疲劳极限，340 N/mm2SFlim最小安全系数，由表6-4得:1.6YST应力系数，与齿根弯曲疲劳极限有关，得：2YNT使用寿命系数，为0.89YrelT查相关资料得，1YRrelT相对齿根表面状况系数，与齿根表面状况系数有关0.98：YX尺寸系数，按相关公式计算得：1.02Fp=3401.620.8910.981.02=378 N/mm2则可得，FFp,则该齿轮满足齿根弯曲疲劳强度图6-1图6-2图6-36.5.2行星齿轮接触疲劳强度计算及校核（1）齿面接触应力HH1=H0KAKVKHKH1KHP1H2 =H0KAKVKHKH2KHP2H0=ZHZEZZFtd1bu1u（2）许用接触应力为Hp许用接触应力计算公式： HP=HlimSHlimZNTZLZVZRZWZX （6-5）（3）强度条件校核齿面接触应力的强度：对大小齿轮分别计算接触应力，其中较大的值H应不大于其相应的许用接触应力为Hp，即HHp或者校核齿轮的安全系数：大、小齿轮解除安全系数SH值应分别大于其对应的最小系数SHlim，即 SHlim1.3KA使用系数， KA=1KV动载荷系数，和齿轮的精度的线速度有关，计算得KV =1.06 KH齿向载荷分布系数，计算得：1.3 KH1齿间载荷分配系数，由图6-3得KH1=KF1=1.1 KH2=KF2=1.2KH2行星轮间载荷分配不均匀系数，由行星齿轮传动设计式8-19得KH2=1+0.5（KH-1） 由于行星轮数在24，可取KH=1.5 则KH1=1+0.5（KH-1）=1+0.5（1.5-1）=1.25 KH2=1+0.5（KH）=1+0.5（1.5）=1.75ZH节点区域系数，由行星齿轮传动设计图7-9得ZH=2.06ZE弹性系数，与齿轮所用材料有关，ZE=1.605Z重合度系数，由行星齿轮传动设计图7-10得Z=0.82Z螺旋角系数，Z=cos =1u齿数比，6216=3.875Hlim试验齿的接触疲劳极限，520MPaSHlim最小安全系数，由图6-4得，SHlim=1.5ZNT接触强度计算的寿命系数，由图6-4得ZNT=1.38ZL、ZV、ZR润滑油膜影响系数，由图6-5得ZL=0.9，ZV=0.952，ZR=0.82ZW齿面工作硬化系数，由图6-7得ZW=1.2ZX接触强度计算的尺寸系数，由图6-8得ZX=1图6-4图6-5图6-6图6-7图6-8所以 H0=ZHZEZZFtd1bu1u=2.061.6050.8211148.8564643.87513.875=0.6H1=H0KAKVKHKH1KHP1=0.611.061.131.11.25=0.77H2 =H0KAKVKHKH2KHP2=0.611.061.131.11.75=0.91 Hp=HlimSHlimZNTZLZVZRZWZX=5201.51.380.90.9520.821.21=298所以 HHp 齿面接触校核合格。7.驱动半轴的设计因为轮式装载机的驱动桥结构采用的是非断开式驱动桥，传递给车轮的扭矩通过半轴，驱动半轴就是为了将经差速器传递来的转矩传递给驱动车轮1。7.1半轴的分析及选型这次对于半轴的选型，选择全浮式半轴。全浮式半轴的安装结构特点是半轴外端的凸缘用螺栓与轮毂相连接，而轮毂又由两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。很多的因素都可以引起半轴的变形，引起这种变形的弯曲应力大小570 N/mm2。全浮式半轴广泛用在中、重型货车上及工程车辆上。7.2半轴的结构设计1对于半轴的整体结构的设计，对于半轴的直径选定和花键的键槽深浅，应该达到使半轴各个部分的强度基本相等。为了达到这种效果，工程中经常选择将半轴的花键部位厚度增加，增加花键的齿数。另外，为了提升半轴的强度，应该避免半轴承受弯矩作用。故半轴承受的载荷多为扭矩，容易发生扭转疲劳破坏，在设计过程中要对容易发生疲劳破坏的地方进行进一步的直径增加或者强度加强，可以显著减小轴上的应力集中。7.3半轴的材料与热处理关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金，近年来由于材料研发方面的进步，出现新的钢种40MnB，性能相比旧有的材料更加优良，效果更好9。40MnB的性能有很多优秀的地方，例如：同样的半轴，用40MnB制作的，经过高温淬火以后，静强度超过了使用调质处理过后的传统钢材制作的半轴，可以极大提升扭转屈服极限，使半轴的寿命更长，承载性能也更好。对材料的后续处理也选用可以根据要求的成品性能而恰当调整的感应淬火工艺9，之后还可以用喷丸工艺进一步加强材料的表面强度，而在不同段的连接部位，则选择用滚压半轴凸缘根部的过度圆角，提高连接部分的扭转强度。所以在此设计中，采用40MnB作为半轴的选材8。热处理的选择：方法选择高频和中频感应淬火。7.4半轴的总体设计尺寸设计和计算图7.1 全浮式半轴以及简要受力情况半轴的主要设计在于直径的设计，根据各个分段不同的受力状况，确定相应的直径，之后对它进行具体的强度校核。校核过程中要根据不同情况下的条件，分别对半轴的载荷进行相应的确定，具体有以下三种情况：当车辆以最大驱动力运行或者以最大制动力急停时，忽略侧向力的影响；当车辆发生横向滑动时，侧向力最大，这时忽略纵向力的影响；当车辆以可能的速度经过路况不好的路面的时候，垂向力达到最值，这时可以忽略纵向力和侧向力对车辆的影响车轮受到的竖直方向的纵向力X2，侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有Z2=X22+Y22，所以这两个力处于动态平衡，当其中一个最大值的时候，另一个就为零。 7.5计算半轴载荷1全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可由T=X2Lrr=X2Rrr求得，其中X2L、X2R的计算如下，选取的时候选择数值相对小的那一个。按照轮胎和地面的最大接触力计算，即 X2L=X2R=mG22 （7-1）式中：轮胎与地面的附着系数，取0.9 m在此取1.3根据上式可得X2L=X2R=1.321070020.9=123259.5 N若按发动机最大转矩计算，即X2L=X2R=Temaxirr式中：转矩分配系数，普通圆锥行星齿轮差速器取0.6； Temax发动机传来的最大转矩，900 NM； 装载机传动效率，取0.95； i传动系最低档传动比，在此取3.79 rr轮胎的滚动半径，取0.65m根据上式X2L=X2R=0.69003.790.950.65=2991.2 NT=X2L*rr=X2R*rrT=2991.20.65=1944.3 NM7.6直径初选半轴杆部直径初选：d=0.2050.21831944300=25.5927.21mm根据强度要求在此d=26.5 mm7.7半轴的强度校核首先验算其扭转应力=Td316 MPa式中：T半轴的计算扭矩，Nm，在此取1944.3 Nm d半轴杆部的直径，mm。根据上式=1944.31033.1426.5316=532.4 MPa =（490588）MPa满足强度要求。7.8半轴花键的强度计算4半轴部分，受到剪切应力和挤压应力两种作用力，所以需要对这两种应力都进行强度校核。半轴花键的剪切应力s=T103zLpb（DB+dA）4 MPa半轴花键的挤压应力c=T103zLp（DB+dA）（DB-dA）42 MPa式中：T半轴承受的最大转矩，Nm，取1944.3 Nm DB半轴花键的外径，mm，取37.5mm dA半轴花键的内径，mm，取32.74mm z花键齿数，取24 Lp花键工作长度，mm，取120mm b花键的齿宽，mm，取3.925mm 载荷分布不均匀系数，计算时取0.75代入上式可得s=1944.3103（37.5+32.74）241203.9250.754=13.06 MPac=1944.3103（37.5+32.74）（37.5-32.74）241200.7542=21.538 MPa当传递扭矩最大时，半轴花键的切应力s 71.05 MPa，挤压应力c196 MPa，以上计算均满足。7.9半轴结构设计时的注意事项（1）半轴杆部的截面直径不应过大，以和两端花键的低径基本一致为标准，这样可以使得半轴各个部分的强度基本相同;（2）半轴受到的应力大都是扭转切应力，所以在设计整体结构的时候，过渡部分的圆角半径应该尽可能增大，以加强半轴的抗扭转性能，一些关键部分更是要着重处理，例如：凸缘与杆部等。（3）当半轴的横截面直径较大，两端联接的凸缘直径也较大时，两端可以采用花键连接;（4）全浮式半轴的杆部强度应该相较于其他部件尽可能低，对于整个传动轴来说像一个保险一样，当整个半轴的扭转应力过大时，它就是一个“保险丝”的作用，和车轮直接相连，应视为保安件!8.驱动桥壳的设计由于驱动桥壳承受车身的质量的同时还受到地面给它的反作用力和反作用力矩，通过悬架传递到整个车身，同时它还是整个驱动桥的一个部件，所以，在强度和刚度，以及性能上都有一定的要求，以使其可以发挥出该有的效用。驱动桥壳的设计标准: 有足够的强度和刚度，在保护内部的主减速器结构的齿轮运转正常的同时还要避免半轴产生额外的弯曲应力。避免半轴发生一定的弯曲形变; 在满足设计要求的前提下，重要部位的尺寸尽可能得小，以减小桥壳的整体质量; 使整个驱动桥和地面之间的距离尽可能大，以免因为路况复杂而对桥壳造成磕碰或者损坏; 选择优良的结构类型，在满足要求的前提下尽最大的努力降低成本; 不能有较大的孔隙或者使内部结构大面积外露，防止因为车辆行驶过程中路面条件不好或者机构内部被污染造成传动阻碍; 满足使用要求之后，还要考虑后续维修保养的便捷，尽可能方便于装置的拆卸和更换。由于装载机的工作条件相对多变且环境恶劣，所以这次驱动桥设计选择铸造整体式桥壳。8.1铸造整体式桥壳的结构1桥壳的材料一般为球墨铸铁，可锻铸铁和铸钢。因为球墨铸铁的性能相对较好，铸造性能也非常不错，所以球墨铸铁的应用最为广泛。在其中加入1.7%的镍可以显著提升球墨铸铁低温时抗冲击性能较差的缺陷。在桥壳两端安装半轴套筒可以进一步加强桥壳的刚度和强度。套筒可以选用销钉连接加固。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，钢板弹簧座附近的桥壳的截面应为矩形。安装制动底板的凸缘与桥壳铸在一起。驱动桥壳的前面的部分上有很多的小孔，主要是为了安装主减速器和差速器，主体部分和零部件安装完以后可以在最后的结尾安装端盖，维修质检时从端盖检查整个驱动桥。另外，由于汽车的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。图8-1铸造整体式驱动桥结构对上图所示驱动桥桥壳进行受理分析，选择其端面尺寸进行强度计算。驱动桥的桥壳受力复杂，不能精确计算其各处应力。所以一般采用常规设计方法即把驱动桥桥壳按照简支梁计算校核最大应力值。经过参考类似转载机的资料决定将驱动桥桥壳的厚度定为30mm。在某些特殊地方加肋板，或适当增加厚度。8.2驱动桥壳的受力分析1桥壳的整体样式确定了以后，危险断面在副车架连接处确定了桥壳大致结构和相关尺寸，再对桥壳进行具体的强度校核。驱动桥的桥壳是整个驱动结构里承受载荷最大的，而且形状复杂，装载机的工作环境又相对恶劣，想要计算整个桥壳各个部分的具体受力是非常困难的。按照惯例，这里选择将整个驱动桥壳看成简支梁，针对具体的断面来校核应力的最值。通常会将桥壳复杂的受力情况区分为下面两种比较常见的计算方式。牵引力最大的工作情况和急停状态时，危险截面在副车架连接处。（1）铲斗提升，后轮离地时前驱动桥壳上的受力1）前桥一侧车轮上反作用力M作用在垂直平面内的弯矩： 2）由牵引力产生的水平弯矩： M弯合=M弯水2+M弯垂2 （8-1） M弯水=（G0+G斗）l2 M弯垂=（G0+G斗-g1）l2 （8-2）式中：l车轮中心线到副车架链接中心的距离，400mm G斗后轮离地时铲斗的垂直载荷，在此取5000kg； G0装载机的使用质量，取16500kg； g1前桥的自重，取6300kg； 轮胎与地面的附着系数，取0.9则得M弯水=（50000+165000）0.90.42=38700 NmM弯垂=（50000+165000-63000）0.42=30400 Nm则M弯合=（774002+304002）2=83156 Nm=M扭W扭 MPa=M弯合M弯 MPa而桥壳的弯曲应力:wj=2+32（30400000539127.5）2+3（77400000627127.5）2=221.1MPa式中：M前桥一侧车轮上垂直反作用力，Nm WV危险断面处（钢板弹簧座附近)桥壳的垂向弯曲截面系数，具体见下:截面图如图8-2所示，其中 B=160 mm，H=170 mm，=25mm，1=30mm.1图8-2钢板弹簧座附近桥壳的截面图垂向弯曲截面系数：WV=（BH3-bh3）6H=（1601703-1101103）6170=627127.5mm2水平弯曲截面系数：Wh=HB3-hb36B=（1701703-1101103）6160=539127.5mm2桥壳还承受牵引力引起的反作用扭矩M扭：M扭=（G0+G斗）rk2其中rk驱动轮的滚动半径按上式可得M扭=（165000+50000）0.90.652=62887.5 Nm扭转切应力为：=M扭W扭 MPa扭转截面系数：Wt=21（B-）（H-1）=230135140=1134000mm3桥壳弯曲及扭转的合成应力wj=2+32=（30400000539127.5）2+3（77400000627127.5）2=221.1 MPa（2）装载机满载运行，紧急制动时，在前驱动桥壳上受力情况1）紧急刹车时，轮胎受到的地面反作用力作用在桥壳上的弯矩：M弯垂=（m1G-g1）l2式中：m1紧急制动时，在前桥上的重量分配系数，取0.85； G装载机满载时的总重量，为215000 N g1前桥的自重，取63000 N l车轮中心线到副车架链接中心的距离，400mm按上式，M弯垂=（0.85215000）0.42=23950 Nm2）由制动力X制产生在水平面内的弯矩M弯水=X制l=（G0+G斗）l2则有M弯水=0.852150000.90.42=32895 Nm合成弯矩为：wd=2.583156627127.5103=2.5132.6=331.5 MPa则有M弯合=（239502+328952）2=40690.1 Nm弯曲应力为：=M弯合M弯=MVWV+MHWH=23950103627127.5+32895103539127.5=38.2+61=99.2 MPa同时桥壳还受到扭矩M扭=（G0+G斗）m1rk2代入数据得：M扭=2150000.850.90.652=53454.375 Nm桥壳的扭转应力为：=M扭W扭则：=53454.3751031134000=47.14 MPa桥壳弯曲及扭转的合成应力：合=2+32=99.22+347.142=110 MPa2.通过不平路面最大垂直力时，危险断面在副车架连接处确定了桥壳大致结构和相关尺寸，再对桥壳进行具体的强度校核。车辆在坑洼地段高速行驶时，桥壳承受的载荷除了在平稳路段行驶那部分以外，还要承受很大的冲击，这两部分载荷的共同作用下，桥壳所受的弯曲应力wd为：wd=kdwj MPa式中：kd动载荷系数，取2.5 wj桥壳在静载荷下的弯曲应力，MPa根据上式wd=2.583156103627127.5=2.5132.6=331.5 MPa由于桥壳的许用弯曲应力 =300500 MPa许用扭转切应力=150400 MPa，所以该设计的桥壳满足这种条件下的强度要求。8.3驱动桥壳的有限元分析驱动桥壳是整个驱动桥部件中的重要承载部件，它的结构参数和材料处理不仅会影响到整个驱动桥的质量和结构，还决定了整个驱动桥部分的可靠性。此次毕设中，驱动桥会因为装载机的承载而产生两种不同情况下的弯曲变形，在此分别对这两种弯曲变形进行相关应力分析，校核设计的驱动桥壳的应力较大的部分承载是否满足要求强度。8.3.1三维模型建立此次毕设采用Solid works进行活塞杆的建模与有限元分析。首先使用Solid works软件创立驱动桥壳的三维模型图。8.3.2定义材料属性材料选用球墨铸铁8.3.3驱动桥壳应力有限元分析（1）施加载荷与约束（牵引力最大时）根据上述计算分析可得这种情况下驱动桥壳受到的载荷主要为弯矩载荷，大小为221.1MPa。经有限元分析可得出在牵引力最大条件下急停，驱动桥壳的应力图、位移图、应变图如下：图8-3驱动桥壳应力图图8-4驱动桥壳位移图8-5驱动桥壳应变图（2）施加载荷与约束（载荷最大时）根据上述计算分析可得这种情况下驱动桥壳受到的载荷主要为弯矩载荷，大小为110MPa。经有限元分析可得出在满载急停状态下，驱动桥壳的应力图、位移图、应变图如下：图8-6驱动桥壳应力图图8-7驱动桥壳位移图8-8驱动桥壳应变图（3）施加载荷与约束（载荷最大时且通过不平路面时）根据上述计算分析可得这种情况下驱动桥壳受到的载荷主要为合成载荷，大小为331.5MPa。经有限元分析可得出在路况不好的前提下，满载急停时，驱动桥壳的应力图、位移图、应变图如下：图8-6驱动桥壳应力图图8-7驱动桥壳位移图8-8驱动桥壳应变图在此次设计中，驱动桥壳采用的材料为球墨铸铁，由图可知，该材料的屈服力大小为551.5 MPa。从有限元分析应力图中可以得出，在载荷最大通过不平路面时，应力值最大，为331.5 MPa，所设计的驱动桥壳依然满足强度要求。正常工作条件下驱动桥壳所受到的载荷应该远小于此时的载荷大小。所以此次设计的驱动桥壳的选材以及尺寸设计符合要求。9.花键、轴承、螺栓9.1 花键的选择与校核49.1.1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处1）键参数选择这里的花键采用渐开线花键，根据机械设计初选花键，表9-1模数m2.5分度圆压力角30齿数z20理论工作齿高hh=m2.5分度圆直径dd=mz50理论工作齿长L60外花键大径DwDw=m（z+1）52.5外花键小径dwdw= m（z-1.5）46.25内花键大径DnDn= m（z+1.5）53.75内花键小径dndn= dw +0.1m46.52）键的强度校核此处花键所受的剪切应力为：bs=2000ThLd式中： T花键所受扭矩，2821 NM 各齿间载荷不均匀系数，一般取0.70.8，取=0.75z齿数 h工作齿高度 L工作齿长（键宽） d分度圆的直径则bs=200028210.75202.56050=50.15 MPa由机械设计查得花键的许用剪切应力为bs=100140 MPa则bsbs,则选用的花键合适。9.1.2半轴锥齿轮与半轴连接处1）键参数的选择这里的花键主要承受扭矩作用，选用渐开线花键。另外还要保证半轴的强度要求，各处受力也要均匀，花键选择参数见下表：表9-2模数m2.5分度圆压力角30齿数z21理论工作齿高hh=m2.5分度圆直径dd=mz52.5理论工作齿长L70外花键大径DwDw=m（z+1）55外花键小径dwdw= m（z-1.5）48.75内花键大径DnDn= m（z+1.5）56.75内花键小径dndn= dw +0.1m492）键的强度校核此处花键所受的剪切应力为：bs=2000ThLd式中： T花键所受扭矩，1944.3 NM 各齿间载荷不均匀系数，一般取0.70.8，取=0.75 h工作齿高度 L工作齿的长度 d分度圆的直径则bs=20001944.30.75212.57052.5=19.46 MPa由机械设计查得花键的许用剪切应力为bs=100140 MPa则bsbs,且外花键小径大于半轴杆部直径，则选用的花键合适。9.1.3半轴与轮边减速器太阳轮联接处41）键参数的选择此处花键承受很大扭矩，链接比较重要，选用渐开线型花键。此处花键要求半轴杆部直径应小于等于半轴花键小径，以使半轴各部分达到等强度。初选花键，参数见下表：表9-3模数m2.5分度圆压力角30齿数z21理论工作齿高hh=m2.5分度圆直径dd=mz52.5理论工作齿长L80外花键大径DwDw=m（z+1）55外花键小径dwdw= m（z-1.5）48.75内花键大径DnDn= m（z+1.5）56.25内花键小径dndn= dw +0.1m492）键的强度校核【9】此处花键所受的剪切应力为：bs=2000ThLd式中： T花键所受扭矩，1944.3 NM 各齿间载荷不均匀系数，一般取0.70.8，取=0.75 h键的高度， 20mm L键的工作长度（键宽），30mm d轴的直径，94mm则bs=20001944.30.75212.57052.5=26.87 MPa由机械
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