轮式挖掘机的万向节传动及机驱动桥设计设计说明书

1、第 iii 页 贵 贵州大学本科毕业论文（设计） 目录摘 要iiiabstractiv绪 言1第一章 总体方案论证21.1 万向传动装置的发展与现状21.2 万向传动轴设计技术综述21.3 驱动桥的功用与分类31.3.1 非断开式驱动桥31.3.2 断开式驱动桥41.3.3 多桥驱动的布置4第二章 万向节传动轴的设计62.1传动轴结构方案确定62.2万向传动轴运动分析62.3万向传动轴设计72.3.1牵引功率的计算72.3.2传动轴尺寸确定及强度校核82.3.3传动轴临界转速9第三章 万向节设计103.1 万向节结构方案的确定103.1.1 第一种方案：采用十字轴式刚性万向节103.1.2 第

2、二种方案：采用双联式万向节113.1.3 分析确定万向节结构方案113.2 万十字轴万向节计算11第四章 主减速器设计134.1结构型式134.1.1 主传动器的减速型式134.1.2 锥齿轮齿型144.2 主减速器主、从动锥齿轮的支承方案154.2.1 主动锥齿轮的支承154.2.2 从动锥齿轮的支承164.3 主减速器的基本参数选择与设计计算164.3.1 主减减速比的确定164.3.2锥齿轮载荷的确定164.3.3 主减速器锥齿轮的主要参数选择184.3.4主减速器锥齿轮材料的选择214.3.5主减速器锥齿轮强度的计算224.3.6主减速器齿轮轴的计算26第五章 差速器设计275.1 差

3、速器基本参数的选择275.1.1差速器球面直径的选择275.1.2差速器齿轮参数的选择285.2 差速器齿轮几何参数295.3 差速器齿轮强度计算30第六章 花键、轴承、螺栓316.1 花键的选择与校核316.1.1 输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处316.1.2 半轴锥齿轮与半轴联接处326.1.3 万向节传动轴处336.2 主要轴承的校核336.2.1作用在主、从动锥齿轮上的力336.2.2主动锥齿轮的轴承支承反力346.2.3差速器壳轴承上的支承反力356.2.4轴承的选择与寿命计算366.3 从动锥齿轮与差速器壳联轴器螺栓选择与校核38参考文献41致 谢42附 录43 轮式挖掘机的万

4、向节传动及机驱动桥设计 摘要 本次设计内容为轮式挖掘机的万向节传动及驱动桥设计，大致上分为万向节传动轴的设计，万向节十字轴的设计，主传动的设计，差速器的设计四大部分。其中万向传动装置采用可伸缩的花键十字万向传动轴，万向节十字轴设计参考汽车十字轴的方式设计。文中还对万向传动轴的主要部件进行设计计算和校核。主传动锥齿轮采用35º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。本次设计差速器齿轮选用直齿圆锥齿轮，了解了差速器

5、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。关键词：万向节，传动轴，主传动，差速器 wheel excavators joints transmission and machine drive axle design abstractthis design content for the wheel excavators joints transmission and drive axle design, roughly divided into universal joint of transmission shaft design, the design of the u

6、niversal shaft, main transmission design, the design of the differential in four most. one universal transmission device using retractable cross gimbal spline shaft, the universal shaft reference the axis of the car design way design. the paper also the main components of the universal shafts design

7、 calculation and check. main transmission by 35 º spiral bevel gear bevel gear, this type of gear basic parameters and the calculation of geometric parameters is the key of this design. will some of the basic gear parameters, such as the gear, module, driven gear indexing circle diameter, shoul

8、d determine after, with plenty of formula can be calculated all the geometric parameters of gear, and then, the gear force analysis and intensity. this design differential gears, choose spur bevel gear, understand the structure and working principle of differential later, combined with the design re

9、quirements and rational selection of their forms and size.keywords: universal joint, drive shaft, main drive, the differential第 44 页 贵 贵州大学本科毕业论文（设计） 绪 言 本课题是对轮式挖掘机万向节传动及驱动桥的结构设计。故本说明书将以“万向节传动及驱动桥设计”内容对万向节传动及驱动桥其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。本设计是作者的毕业设计，其中包含了四年来学过的专业课程及专业基础课程的知识，是对四年学习成果的检验，也是为毕业后的工作热身。 本设计根

10、据多本资料的设计方法和数据进行，也适当运用了自己的一些想法。 本设计说明书共六部分：总体方案论证，万向节传动轴设计，十字轴设计计算，主减速器设计，差速器设计，轴承、花键、螺栓设计与校核。由万向节传动、驱动桥的结构组成、功用、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了万向节传动及驱动桥总成的结构型式及布置方，全面介绍了驱动桥车轮的传动装置和桥壳的各种结构型式与设计计算方法。 设计思路是，选定总体方案之后，按照动力的传递方向和传递顺序设计各个总成及各个零件，根据相似性设计，参照同种机型设计。每一部分的设计都采用偏安全的设计方法，且每一部分设计之后都有相应的校核，不合格者回馈设计，确保每一部分满足最危险工

11、况。 本设计是贵州大学机械工程学院机械设计制造及其自动化专业2008级学生毕业设计。在设计过程中得到了林维毅等老师的大力指导和帮助，在此表示衷心的感谢。 由于本人设计经验不足，且专业基础知识不牢，其中可能会有不少缺点和不妥之处，恳请各位老师批评指正。第一章 总体方案论证1.1 万向传动装置的发展与现状万向传动装置的出现要追溯到1352年，用于教堂时钟中的万向节传动轴。1663年英国物理学家虎克制造了一个铰接传动装置，后来被人们叫做虎克万向节，也就是十字轴式万向节，但这种万向节在单个传递动力时有不等速性。1683年双联式虎克万向节诞生，消除了单个虎克万向节传递的不等速性，并于1901年用于汽车转

12、向轮。上世纪初，虎克万向节和传动轴已在机械工程和汽车工业中起到了极其重要的作用。1908年第一个球式万向节诞生，1926年凸块式等速万向节出现，开始用于独立悬架的前轮驱动轿车和四轮驱动的军用车的前轮转向节。1949年由双联式虎克万向节演变而来的三销式万向节开始被使用在低速的工程车辆上。直到现在，根据在扭转方向是是否有明显的弹性，万向节可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式传递动力，又分成不等速万向节（常用的为十字轴式）、准等速万向节（双联式、二销轴式等）和等速万向节（球叉式、球笼式等）；挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。1.2 万向传动轴设计技术综述万向传动

13、装置一般由万向节和传动轴以及中间支撑等组成，它主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。以内燃机在作为动力的机械传动工程车辆中，万向传动装置是其传动系中必不可少的部分。万向传动装置设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。只有合理的设计，才能保证车辆在各种工况和路面条件下可靠地传递动力。本设计选择万向传动轴的优化设计，设计基本要求如下：(1)在所连接的两轴的相对位置预定的变化范围内，都能可靠地传递运动和动力。(2)保证所连接的两轴尽可能等速运转。当采用单个十字轴万向节传

14、动时，应使输出轴转速不均匀度以及由此产生的附加动载在允许范围内。(3)传动效率高，使用寿命长，结构简单、制造方便、维修容易等。1.3 驱动桥的功用与分类驱动桥处于动力传动系的末端，主要由主减速器、差速器、半轴和桥壳等组成。其功用：将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动轮，实现降低转速、增大扭矩；通过主减速器锥齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内、外车轮以不同转速转向。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。b)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。c)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。d)在保证足够的强度、

15、刚度条件下，要求质量小。e)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协调。f)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高车辆在不平路面上的行驶平顺性。1.3.1 非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种工程机械、多数的越野汽车。他们的具体结构、特别是桥壳

16、结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在挖掘机轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；轮式挖掘机的轮边减速器一般为行星式，以减小其尺寸，获得大的传

17、动比，且将其安装在轮毂内。1.3.2 断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置

18、的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。1.3.3 多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型机械及全部中

19、型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵

20、向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，而且由于挖掘机工作条恶劣，所受载荷冲击比较大，在工作过程中工作装置需要一定的平顺性，所以本课题选用非断开式驱动桥。采用双桥驱动。在实际工作中，前桥载荷分配比较大，而且在不工作和载荷比较小的情况下，常常脱开后桥，所以在设计时，以前桥设计为主，后桥结构形式与零件设

21、计与前桥相同，只是安装时要注意零件的相对位置在前后桥中的不同。第二章 万向节传动轴的设计2.1传动轴结构方案确定为了得到较高的强度和刚度，传动轴多做成空心的，一般用厚度为1.54.0mm的薄钢板卷焊而成。在转向驱动桥、断开式驱动桥或微型汽车的万向传动装置中，通常将传动轴制成空心轴。传动轴上应有花键，花键的作用是实现传动长度的变化，它由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层，有的则在花键槽中放入滚针，滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，从而提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键

22、齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错而破坏传动轴总成的动平衡。综上所述，确定传动轴设计的基本方案，采用带有伸缩花键的空心传动轴。传动轴管做成空心，用薄钢板卷焊而成，这样可以提高其强度和刚度。花键可以使传动长度发生改变，它由滑动叉和矩形花键轴组成，同时对花键齿进行磷化处理以减少滑动花键的轴向滑动阻力和磨损。这种结构较简单，成本低且传动效率高。 因此本设计采用由两个十字轴万向节和带有伸缩花键的传动轴组成的万向传动轴(如图2.1)。 图2.1 万向传动装置总成2.2万向传动轴运动分析 本次设计方案采用用两个十字轴万向节和带有伸缩花键的传动轴其运动分析如下：当输入轴与输出轴之间存在夹角时

23、，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角1与2相等（如图2.2）。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支撑反力平衡。当输入轴与输出轴平行时（如图2.2a），直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩，使传动轴发生如图2.2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴相交时（图2.2c），传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图2.2d中双点划线所示的弹

24、性弯曲。从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支撑上引起反力。 图2.2 附加弯矩对传动轴的作用2.3万向传动轴设计2.3.1牵引功率的计算液压挖掘机一般由工作装置、回转装置和行走装置三大部分组成。根据其行走装置进行分类又可分为履带式、轮胎式挖掘机，此次是针对轮式挖掘机万向节传动及驱动桥的设计。发动机是液压挖掘机的动力源，其动力通过不同部件分配给工作装置、回转装置、和行走装置，根据资料显示，发动机额定扭矩时也就是发动机最有力的时候，此时发动机的转速为1300r/min，则此时车轮转速，挖掘机行走时牵引力功率采用p=f*v式中： f

25、挖掘机牵引力； v挖掘机行驶速度，；挖掘机牵引力f等于其行走时滚动阻力式中： f滚动阻力系数，取0.16（雨季或解冻季时的泥泞土路）； g挖掘机重量 13.6吨；故 此时牵引功率：2.3.2传动轴尺寸确定及强度校核传动轴上所传递的功率p由已知的牵引功率进行倒推得到，式中： 万向节传动效率，取0.98； 主减速器齿轮轴上圆锥滚子轴承传动效率，取0.98； 主减速器一对弧齿圆锥齿轮传动效率，取0.97； 差速器壳处一对圆锥滚子轴承，取0.98； 轮边减速器行星齿轮传动效率，取0.98；则 p=12.15kw根据机械设计手册中册，按扭转强度计算轴颈 式中： d轴端外径（毫米）； d轴端内径（毫米）；

26、 t轴所传递的扭矩(公斤米)， ； p轴所传递的功率（千瓦）； n轴的工作转速（转/分），； 许用扭转剪应力（公斤/毫米2），按资料4表8-348选取，取4.5； a系数，按资料4表8-348选取，取110； 空心轴的内径d1与外径d之比，；计算系数的值见资料 4表8-361，取1.068；故 mm，考虑到矩形花键取60mm，则d=39mm。 计算传动轴扭转应力：将上述数值代入公式得，其强度符合条件。2.3.3传动轴临界转速 传动轴的转速接近于其自振频率时，出现共振，挠度急剧增加，导致传动轴迅速折断，此转速极为其临界转速。 传动轴一般均为钢板弯成的空心管，其临界转速为 式中: nt传动轴临界转

27、速（转/分）； l传动轴支撑长度，可取两外向节中心道中心的距离，取47.2cm；则 ， ；故挖掘机临界转速符合条件的，对于挖掘机械说来，传动轴均不甚长，共振问题不大。第三章 万向节设计3.1 万向节结构方案的确定3.1.1 第一种方案：采用十字轴式刚性万向节十字轴式刚性万向节(如图3.1)，即两万向节叉分别套在十字轴的两对轴颈上。这样当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。为了减少摩擦损失，提高传动效率，在十字轴轴颈和万向节叉孔间装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后用卡环分别固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。图3.1 十字轴式刚性万向节1-

28、轴承盖；2、6-万向节叉；3-油嘴；4-十字轴；5-安全阀；7、11-油封；8-滚针；9-套筒；10-油封挡盘；12-油封座；13-注油嘴为了润滑轴承，十字轴做成中空的，并有油路通向轴颈。润滑油从滑脂嘴3注入十字轴内腔。为避免润滑油流出及尘垢进入轴承，在十字轴的轴颈上套着装在金属座圈内的毛毡油封。十字轴式万向节的损坏是以十字轴轴颈和滚针轴承的磨损为标志的，因此润滑与密封直接影响万向节的使用寿命。为了提高密封性能，近年来在十字轴式万向节中多采用橡胶油封。实践证明，使用橡胶油封其密封性能远优于老式的毛毡或软木垫油封。当用滑脂枪向十字轴内腔注入润滑油而使内腔油压大于允许值时，多余的润滑油便从橡胶油封

29、内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，故在十字轴无须安装安全阀。3.1.2 第二种方案：采用双联式万向节 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可以确保输出轴与输入轴接近等速。无分度杆的双联式万向节采用主销中心偏离万向节中心1.03.5mm的方法，使两万向节的工作转速接近相等。双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50度，偏心十字轴双联式万向节可达60度）。3.1.3 分析确定万向节结构方案双联式万向节轴承密封性好，效率高，工作可靠，但是结构比较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多，当应

30、用于转向驱动桥时，由于双联式万向节轴向尺寸较大，为使主销轴线的延长线与地面交点到轮胎的接地印记中心偏离不大，就必须采用较大的主销内倾角。十字轴式刚性万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4度增大到16度时，十字轴式万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。综上所述，由于本次设计的传动轴夹角较小，十字轴式刚性万向节相比双联式万向节，更适合这次的设计，所以选择十字轴刚性万向节。3.2 万十字轴万向节计算 设作用于十字轴轴颈中点的力为p，则 十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满足 式中： d1十字轴轴颈直径，取d1=40mm； d2十字轴油道孔直径

31、，取d2=8mm； s合力p作用线到轴颈根部的距离，取s=22mm； a合力p作用线到十字轴中心的距离，取a=63.5mm； 弯曲应力的许用值，为25-35； 切应力的许用值，为80-120 ；则 故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件。 十字轴滚针的接触应力应满足 式中： q每一个滚针的负荷（公斤）， ； z每个滚针轴承的滚针数，取z=45； k轴承特性系数，此种结构取k=1； d1十字轴轴颈直径 （毫米）； d0滚针轴承滚针直径 （毫米）； l滚针有效工作长度 （毫米）； 许用接触应力，；则 故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足。 第四章 主减速器设计主减速器是车辆传动系中减小转速、

32、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的车辆，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于车辆在各种道路上行驶时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。4.1结构型式4.1.1 主传动器的减速型式 表4.1 减速型式减速型式特 点应 用单级减速结构简单、重量轻、体积小、成本低、传动比一般在7以下中小型底盘，如:js-1、js-2小反斗车前置锥齿轮双级减速可得较大传动比，最大可达10 和离地间隙

33、，桥的纵向尺寸大，传动轴的夹角增大较长轴距的中、重型底盘，如q5、qy8汽车起重机上置锥齿轮双级减速传动装置布置较高，便于传动轴通过，车身较高多桥驱动底盘，如上安qy15 (sh-361) py-160平地机等单级减速附外啮合轮边减速桥的中央部分、差速器、半轴负荷减小、尺寸小、提高离地间隙中、大型底盘，如24-2装载机单级减速附行星轮边减速桥中部差速器，半轴体积小，缩短桥中心到传动轴凸缘的距离，行星齿轮结构紧凑，半轴与输出驱动轴同轴，传动比可达工程机械和重型汽车上广泛应用，如zl-50、 zl-40 、w4-60、sh-380 、tl-160 表4.1（续）双级减速附行星轮边减速是前两种结构的

34、组合，减速比很大， 增大扭矩，减低重心超重型多桥底盘如qd-100汽车起重机由上表选定减速型式为单级减速附行星轮边减速，此次只进行驱动桥中主减速器以及差速器的设计。4.1.2 锥齿轮齿型 图4.1螺旋锥齿轮传动按齿轮副结构型式分，主减速器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮式传动、双曲面齿轮式传动、圆柱齿轮式传动（又可分为轴线固定式齿轮传动和轴线旋转式齿轮传动即行星齿轮式传动）和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机横置的驱动桥上，主减速器往往采用简单的斜齿圆柱齿轮；在发动机纵置的驱动桥上，主减速器往往采用圆锥齿轮式传动或准双曲面齿轮式传动。为了减少驱动桥的外轮廓尺寸，主减速器中基本不用直齿圆锥齿轮而采用螺旋锥

35、齿轮。因为螺旋锥齿轮不发生根切（齿轮加工中产生轮齿根部切薄现象，致使齿轮强度大大降低）的最小齿数比直齿轮的最小齿数少，使得螺旋锥齿轮在同样的传动比下主减速器结构较紧凑。此外，螺旋锥齿轮还具有运转平稳、噪声小等优点，汽车、工程机械上获得广泛应用。近年来，有些汽车、工程机械的主减速器采用准双曲面锥齿轮（车辆行业中简称双曲面传动）传动。准双曲面锥齿轮传动与圆锥齿轮相比，准双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移。当主动准双曲面齿轮轴线向下偏移时，可降低主动锥齿轮和传动轴位置，从而有利于降低车身及整车重心高度，提高车辆行使的稳定性。但是，

36、准双曲面齿轮传递转矩时，齿面间有较大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏。为减少摩擦，提高效率，必须采用含防刮伤添加剂的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降低使用寿命。查阅文献1、2，经方案论证，主减速器的齿轮选用螺旋锥齿轮传动形式（如图4.1示）。螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时捏合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。4.2 主

37、减速器主、从动锥齿轮的支承方案主减速器中心必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及轴承主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。4.2.1 主动锥齿轮的支承 图4.2主动锥齿轮跨置式主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图4.2示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较

38、悬臂式可提高10%左右。装载质量为5t以上的车辆主减速器主动齿轮都是采用跨置式支承。本课题所设计的轮式挖掘机质量为13.6t，所以选用跨置式。图4.3从动锥齿轮支撑形式4.2.2 从动锥齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图4.3示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。4.3 主减速器的基本参数选择与设计计算主减速比izc，驱动桥的离地间隙和计算载荷是主减速器设计的原始数据，应在汽车总

39、体设计时确定。4.3.1 主减减速比的确定主减速比izc的大小，对主减速器的结构形式，轮廓尺寸及质量的大小影响很大。主减速比izc的选择，应在汽车总体设计时和伟动系的总传动比一起，由汽车的整车动力计算来确定。正如传动系的总传动比及其变化范围为设计传动系组成部分的重要依据一样，驱动桥的主减速比izc是主减速器的设计依据，是设计主减速器时的原始参数。主减速比由条件给出izc4.56。4.3.2锥齿轮载荷的确定锥齿轮的最大载荷：（a）按从发动机的额定扭矩计算： 式中： k0 变矩器最大变矩系数，,取； 小锥齿轮的计算扭矩； me 发动机额定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则； 变速箱一档的传动比，；

40、从变矩器涡轮至计算零件的传动效率，；则驱动桥主传动器主动锥齿轮所受的最大静力矩如下： （b）按附着条件计算最大静扭矩计算： 式中： 驱动桥满载重量； 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 于越野汽车，取；对于安装专门的防滑宽轮胎 的高级轿车，计算时可取 轮胎滚动半径，=537.5mm=0.5375m； 轮边减速器传动比，=3.58； 主减速机减速比，=4.56；则驱动桥主传动器主动锥齿轮所受的最大静力矩如下： 这两种方法确定的计算转矩是锥齿轮的最大转矩，不能用于齿轮的疲劳寿命计算，只能用于计算齿轮的最大应力，可以用最大应力与同类工程机械比较，作为选择锥齿轮主要参数的依据。对于

41、双驱动或多桥驱动的轮式工程机械，实际传到各桥的扭矩很难明确确定，但它受到附着调教的约束。因此，按全功率传到一个驱动桥，再验算附着条件，二值取小者的计算载荷确定方法仍是可用的。故 4.3.3 主减速器锥齿轮的主要参数选择（1）主、从动锥齿轮齿数z1和z2选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素；工程机械主传动小齿轮的齿数尽量选用奇数，为了啮合平稳、噪音小和具有高的疲劳强度，一般螺旋锥齿轮和双曲面齿轮的最小齿数分别不小于6齿和5齿，实际选用时，可以参考表 。选取从动大齿轮的齿数时，未得到理想的重合系数和高的齿轮弯曲强度，应使大小齿轮的齿数和不少于40，并且两齿轮的齿数间无公约数，以便齿轮副在使用过程

42、中各齿之间都能相互啮合，起到自动磨合作用。从表4.2中选择 ， 圆整取41；验算传动比： ' 传动比合适，齿数选择合适。（2）主、从动齿轮齿形参数计算表4.2 小齿轮齿数 的选择传动比（）推荐的主动齿轮最小齿数（）主动齿轮齿数允许范围（）2.01715192.51512163.01110143.5109124.09810 表4.2（续）4.58795.07696.06587.06578.0556从动锥齿轮大端分度圆直径，按经验公式： 式中： d从动锥齿轮大端分度圆直径（厘米）； 直径系数，取0.66；则 齿轮端面模数 可以由下列公式检验模数是否合适： 式中： 模数系数，取0.016；则

43、将模数系数与计算扭矩带入上式，得：故模数选择合适。（3）中点螺旋角弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角的平均螺旋角一般为35°40°。货车选用较小的值以保证较大的f，使运转平稳，噪音低。取=35°。（4）法向压力角 螺旋锥齿轮标准压力角。压力角大可以增加齿轮的强度，齿轮不发生跟切的最小齿数。但大压力角易使小尺寸齿轮的齿顶变尖和刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合系数下降，因此轻负荷下工作的锥齿轮一般采用小压力角，以使运转平稳，噪声低；工程机械和重型以上的载重汽车一对降低噪声要求不高，而希望有较强的齿根厚度，多采用较大压力角。参照格里森之规定，工

44、程机械常用的法相压力角为22°和22.5°。（5）螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。本设计主动锥齿轮选用左旋，从动锥齿轮选用右旋。（7）其他齿形参数如表4.3 表4.3 主、从动齿轮参数表参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮压力角22.5°22.5°齿顶高系数0.850.85顶隙系数0.1880.188大端面模数99齿数z941变

45、位系数x0.37-0.37螺旋角35°35°分锥角12.38°77.62°分度圆直径d=mz81369锥距r189189齿宽系数0.330.30 表4.3（续）齿宽b6256齿顶高10.984.32齿高16.99216.992齿根高6.10212.672齿顶圆直径da=d+2hacos102.45370.85齿根角=arctan1.85°3.84°齿顶角3.84°1.85°顶锥角16.22°79.47°根锥角10.53°73.78弧齿厚s18.739.54断面重合度1.111.11齿线

46、重合度1.841.84总重合度2.152.154.3.4主减速器锥齿轮材料的选择驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。c)锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。工程机械主减速器锥齿轮与

47、差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20crmnti、20mnvb、20mntib、22crnimo和16simn2wmov。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.0050.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对

48、于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。由以上介绍选择大、小锥齿轮的材料为20crmnti,其参数如下： 硬度217 hbs4.3.5主减速器锥齿轮强度的计算（1）锥齿轮接触疲劳强度验算用牵引力作用下锥齿轮收到的扭矩验算其疲劳强度。则锥齿轮轮齿的齿面接触疲劳应力为： 疲劳极限： 安全系数： 式中： 分度圆上的圆周力（公斤）， ； 其中：小齿轮分度圆直径；万向节传动效率，取0.98；主减速器齿轮轴上圆锥滚子轴承传动效率，取0.98；传递的功率，； 小齿轮转速，； 小齿轮传递的转矩， ； 故 ； b齿宽，取两者较小者56mm；工况系数,查资料4表8-119得=1.75；动载系数，查资料4表

49、8-207得=1；接触强度的齿向载荷系数，差资料4表8-208得=1.3；齿数比系数，；接触强度的齿宽影响系数，；节点区域系数，查资料4图8-97得=2.14；弹性系数，查资料48-122得=60.6；接触强度的重合度系数，查资料4图8-98得=0.955；计算齿轮的接触疲劳极限；试验齿轮的接触疲劳极限，查资料4图8-38得=151；接触强度的寿命系数，查资料4第388页；润滑剂系数，查资料4图8-40得=1.1；速度系数，查资料4图8-41得=0.9；光洁度系数，查资料4图8-42得=0.88；工作硬化系数，查资料4图8-43得=1.13；接触强度安全系数；接触强度最小安全系数，查资料4表8-121得=1(失效概率小于1%）；故锥齿轮轮齿的齿面接触疲劳应力为： 安全系数： 安全系数： 故齿轮接触疲劳极限合格。 （2）锥齿轮弯曲疲劳强度验算锥齿轮轮齿的齿根弯曲疲劳应力为： 疲劳极限： 安全系数： 式中： 弯曲强度的齿向载荷分布系数，查资料4表8-121得=1.2； 弯曲强度的齿宽影响系数，； 齿形系数，,其中c有切向变位时的修正系数，查资料4图 8-99得c=0.90,无切向变位的齿形系数，查资料4图8-101105 得=2.60，故； 弯曲强度重合度系数，查资料4图8-45得=0.91； 螺旋角系数，查资料4图8-46得=0.75； 刀