200马力轮式推土机驱动桥设计说明书

....81/81目录摘要ⅢAbstracT Ⅳ第1章概述1第2章整机传动系方案设计 2第3章驱动桥结构分析11第4章主传动器设计124．1主传动器的结构形式124．2主传动器的基本参数选择与计算 134．3主传动器的轴承校核 28第5章差速器设计295．1差速器的差速原理295．2锥齿轮差速器的结构295．3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计31第6章驱动半轴的设计386．1半轴的结构形式分析386．2半轴的结构设计386．3半轴的材料与热处理396．4全浮式半轴的强度计算39第7章最终传动设计467．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择417．2行星齿轮传动的配齿计算417．3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算427．4行星齿轮传动强度计算与校核48第8章驱动桥壳设计518．1铸造整体式桥壳的结构518．2桥壳铸件结构设计时注意事项528．3润滑53第9章各主要花键螺栓的选择与校核609.1花键螺栓的选择校核609.2螺栓的选择与校核 52结论58参考文献致61附录外文翻译62200马力轮式推土机驱动桥初步设计摘要本次设计容为轮式推土机驱动桥设计，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。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与尺寸。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。关键词推土机，驱动桥，设计AbstractThisdesignwasa200-horsepowerwheelbulldozerdriveaxledesign,broadlydividedintothemaindrivedesign,thedifferentialdesign,finaldrivedesignandtheaxledesign.Onemaindrivebevelgearused35ºSpiralbevelgear,thebasicparametersandthecalculationofgeometryparametersforthistypeofgearisthefocusofthisdesign.Whenthegearsofafewbasicparameters,suchasnumberofteeth,module,drivengearsuchassub-degreediameterweredetermined,allgeometricparametersofgearscanbecalculatedusingalargenumberofformulas,andthenthegearstressanalysisandstrengthcheckcanbeoperated.Understandingthestructureandworkingprinciplesofthedifferential,halfshaftandfinaldriveofthefuture,combinedwiththedesignrequirements,theirformandsizewererightlyselected.Straightbevelgearwasselectedfordifferentialgear,fullfloatingforaxleandasinglerowofslowformplanetaryforfinaldrive.Keywords:200-horsepower,shovelloader,drivebridge,design第1章概述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、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)齿轮与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，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。8)与悬架导向机构运动协调。9)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。参数（参考）机重17.0吨；最大爬坡度30°；前进最低车速：=0-10,前进最高车速：=0-34,倒档最低车速：=0-10；倒档最高车速：=0-34发动机：=2200，=162；=765Nm/1500；变矩器：单涡轮式；轮胎：24.0-25或22.5-25第2章整机传动系方案设计此处的200马力轮式推土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。2.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，因而减小了传动系与发动机零件的冲击载荷，提高车辆的使用寿命3．能在规定围根据外界阻力的变化，自动进行无级变速，这不仅提高了燃机的功率利用率，而且大大减少换档次数，降低驾驶员的劳动强度。4.由于变矩器的自动变速能力，对于同样的变速围，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，由发动机传来对的动力经液力变矩器增大扭矩后传至与涡轮轴相连的齿轮。当速度操纵杆和换向操纵杆处于中间位置（即空档时齿轮、空转，因此车辆不动）。当换向操纵阀处于前进位置，速度操纵杆处于低速档位置时，从操纵阀出来的压力油经管道和前进档端盖与离合器毂体轴向孔油道进入离合器活塞，活塞在压力油作用F、=1\*ROMANI两离合器的主从动摩擦片结合。有输入齿轮输入的动力，经齿轮、、、、、、传给输出轴，带动前后驱动轮胎转动实现前进=1\*ROMANI档。当换向操纵杆处于前进位置，速度操纵杆处于高速档位置时，与一档一样。压力油进入离合器活塞，使F、=2\*ROMANII两离合器的主从动摩擦片结合，动力经齿轮、、、、、、、传给输出轴，使前后传动轴旋转，通过前后驱动轮胎转动，实现前进两档。倒退一档:由齿轮输入的动力经齿轮、离合器R，齿轮离合器=1\*ROMANI齿轮、、、、、传给输出轴并带动前后传动轴转动，通过前后驱动桥驱动轮胎转动，实现倒退=1\*ROMANI档。倒退=2\*ROMANII档：由齿轮输入的动力经齿轮、离合器=1\*ROMANI，齿轮、离合器=2\*ROMANII、齿轮、、、传给输出轴转动，通过前后驱动桥驱动轮胎转动，实现倒退两档。此处设计的200马力轮式推土机采用定轴动力换挡，可实现不停车换挡，操纵轻便简单，换挡快，换挡时切断时间短。第3章驱动桥结构分析驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器与车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在里面；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器与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。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，被广泛用于各种工程机械上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对车辆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，使车辆的离地间隙不能很大。2.断开式驱动桥断开式驱动桥可以获得较大的离地间隙，并减少了非簧在质量，提高了行驶平顺性。由于要求设计的是ZL10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，因此，在此选用非断开式驱动桥。第4章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。4．1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、减速形式以与主从动齿轮的安装与支承方式的不同分类。4．1．1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，主减速器齿轮由于推土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，固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，造价较高不适合与推土机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图4.14．1．2主传动器的减速形式驱动桥按其减速形式分主要有三种：中央单级减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中央单级、轮边减速驱动桥和中央双级驱动桥，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，其根据所分配的转动比可知其主传动比较小，同时相对与中央双级驱动桥，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。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、差速器与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。轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。4．1．3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、装配调整与轴承、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。在此选用跨置式支承。跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承，支承刚度大大增大，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，齿轮承载能力高于悬臂式。另外，因为轮齿大端一侧轴颈支承在两个相对并排安装的圆锥滚子上，可缩短主动齿轮轴的长度，布置更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但主传动器壳上必须有支承齿轮小端一侧的轴承座，使壳体结构复杂，加工成本高。齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚子轴承，仅承受径向力，是易损坏的一个轴承。大部分工程车辆都采用这种形式。(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、支承间的距离与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，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7-3所示图7.3图7.3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，这种变形时危险的。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。4．1．4主传动器的润滑驱动桥零件所受的载荷较大，主减速器与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，该轴承距离油面与齿轮都很远，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壁上设一专门的集油槽，后者将飞溅到壳体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。4．2主传动器的基本参数选择与计算4．2．1主传动器计算载荷的确定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：式中：Mp2从动大锥齿轮计算转矩，N·MMTmax发动机与液力变矩器共同工作时输出的最大扭矩i0驱动桥主传动比，已知i0=6.17ik1变速箱一档传动比所以该推土机一档总传动比为：VTmin为一档时推土机的前进速度，由本次设计任务书可知VTmin=10km/hrd为车轮的动力半径可由式：计算：rd车轮动力半径，md轮辋直径，英寸H/B轮胎断面高宽比λ车轮变形系数B轮胎断面宽度，英寸由本次设计任务书可知轮胎规格为：23.5—25（B—d），目前推土机广泛采用低压宽基轮胎H/B=0.5～0.7，取H/B=0.6。查相关资料可得λ=0.1～0.16，取λ=0.15。将其代入上式可得：rd=0.68m所以可求出iΣ1=51.785。又因为iΣ1=ik1·i0·ifif为最终传动的传动比，由本次设计任务书可知if=4.0～4.5，初取if=4.3,。可求出ik1=2.349ηm变矩器到主减速器的传动效率。ηm=ηk·η0ηk为变速箱的效率取0.96，主减速器效率取η0=0.96。计算得ηm=0.92Z驱动桥数，Z=2所以可以计算出：Mp2=15200N·M此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：N·M按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即：式中：Ga满载时驱动桥上的载荷（水平地面）φ附着系数，轮式工程车辆φ=0.85～1.0，履带式工程车辆φ=1.0～1.2，所以取φ=0.9rd驱动轮动力半径，前面已求出rd=0.622if从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比）初取if=4.5ηf轮边减速器的效率，行星传动通常取0.98（车辆底盘构造与设计林慕义福生P243表2-3-1）由本次设计任务书可知：车辆工作质量为17.0t所以Ga=17000×9.8=166600N即可求出：N·M因为推土机满载时的桥荷分配为前桥64.8％，故该条件下从动锥齿轮的最大扭矩为：N·M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：M2max=Mp2=15200N·MM1max=Mp1=2995.33N·M3)按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷轮式推土机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小与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。对轮式推土机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式确定计算转矩：（N·M）式中：f道路滚动阻力系数。f=0.020～0.035，取f=0.03sina坡道阻力系数，sina=0.09～0.30,取sina=0.25所以N·M主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为：N·M4．2．2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。1.主、从动锥齿轮齿数和选择主、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。2）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。4）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。5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。根据以上要求参考表2-4-1，取=6,=37，+=43〉402.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择对于单级主减速器，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。可根据经验公式初选，即（4-3）式中，——从动锥齿轮大端分度圆直径，mm——直径系数，一般取2.8～3.48——从动锥齿轮的计算转矩，所以=（2.8～3.48）=（335～419）初选=380则=/=380/37=10.5主动锥齿轮3.主，从动锥齿轮齿面宽和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与刀尖圆角过小，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，推荐不大于节锥的倍，即，而且应满足，自此取65mm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=714.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1.5～2.0时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。推土机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°以采用35°较为普遍。（4-6）式中：轴向重叠系数：b齿宽，mm；m断面模数，mm。=且在1.5~2.0的围，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与刀尖宽度过小，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、齿高参数的选择推土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。螺旋锥齿轮齿顶高为：齿全高：有效齿高：顶隙：7．2．3螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算表7.1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62从动齿轮齿数373端面模数10.54齿面宽=65㎜=71㎜5有效齿高6全齿高=17.50㎜7法向压力角=22.5°8轴交角=90°9节圆直径=63㎜=388.5㎜10节锥角=9.2°=80.8°11节锥距=A=196.8㎜12周节t=3.1416t=32.97㎜13齿顶高，mmmm14齿根高mmmm15径向间隙c=c=1.97㎜16齿根角17顶锥角18根锥角19齿顶圆直径=94.336㎜=443.033㎜20弧齿厚=25.08m=9.46mm21压力角22螺旋角=35°24螺旋方向主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋4．2．4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与安全可靠性地工作。1）齿轮材料的选择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：齿轮材料必须满足工作条件的要求。应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成型方法与热处理和制造工艺。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。合金钢常用于制作高速重载并在冲击载荷下工作的齿轮。金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的误差应保持为30～50HBW或更多。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58～64HRC,心部硬度低，约为300HBW,其强度极限，屈服极限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均予与厚度0.005～0.010～0.020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。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——压淬——空冷。齿轮使用寿命是由齿轮材料，加工精度，热处理形式与工作条件决定的。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(1)主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为N/（3～9）式中：——该齿轮的计算转矩，N·m;——超载系数；在此取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，当ｍ时，，在此＝0.81；——载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，＝1.00～1.10式支承时取1.10～1.25。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，周节与径向跳动精度高时，可取1.0;——计算齿轮的齿面宽，mm;——计算齿轮的齿数；——端面模数，mm;——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。载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数与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2-1选取小齿轮的＝0.225，大齿轮＝0.195.图4-5弯曲计算用综合系数J按上式＝478.5N/<700N/=603.5N/<700N/所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。(2)轮齿的表面接触疲劳强度计算锥齿轮的齿面接触应力为N/(4-8)式中：——作用在轮齿中点上的圆周力，；——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取234/mm;，，——见式(7-7)下的说明；——尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，可取1.0；——表面质量系数与光洁度，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），即表面粗糙度与表面覆盖层的性质（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、有效尺宽与惯性系数的因素的影响，对轴交角为、压力角、螺旋角用插入法综合图7.7[1]、图7.8[1]选取=0.115.图7.7，，的弧齿锥齿轮的几何系数图7.8，，的弧齿锥齿轮的几何系数其中=按上式=1459N/〈1750N/故主传动器的接触疲劳强度满足强度要求。4．3.主减速器轴承的计算1.主传动轴承的计算①作用在主传动锥齿轮上的力1)切向力P从动大锥齿轮上的切向力可按下式计算：式中：大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知=4169N·m大锥齿轮平均分度圆直径，mm所以：mm主动小锥齿轮上的切向力：所以：N2）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）b)前进时从动锥齿轮螺旋向方向为右旋，轴为顺时针方转动径向力R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，反之为负值。②轴承的初选与支承反力的确定推土驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，如图图3-4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为型号一样的圆锥滚子轴承，初选为31311轴承C为圆柱滚子轴承，初选为N2036E图中a=124mm，b=72mm，c=52mm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：式中：小锥齿轮平均分度圆半径.=26.3mm把各参数代入公式得：2.轴承寿命的计算1）轴承A、B的寿命计算查成大先《机械设计手册》根据GB/T297-1994查得轴承的性能参数为：31311：KN；Y=0.7；e=0.83N2036E：KN派生轴向力：轴承轴向力：因为轴承B被“压紧”，轴承Ａ“放松”，小锥齿轮所受的轴向力由轴承Ｂ承受，轴承Ａ只受它自身的派生轴向力。所以A、B轴承的轴向力分别为：因为A、B为型号一样的轴承，而轴承B受力较大，所以只计算轴承B的使用寿命对轴承B：由于径向动载系数，轴向动载系数Y=0.7所以当量动载荷为：N主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：式中：发动机标定转速，由设计任务书可知r/min一档时变速箱传动比，额定工况下液力变矩器的传动比，所以主动小锥齿轮的转速为：r/min轴承寿命可用下式进行计算：把各参数代入公式得：2)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P等于径向力Nc，即N其寿命为：h所以符合要求第5章差速器设计推土机在行驶过程中左，右车轮在同一时间所滚过的路程往往不等。例如，转弯时、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于侧的车轮；推土机在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以与制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。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。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，推土机左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了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。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的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。5．1差速器的差速原理图5.1差速器差速原理如图5-1所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为和。A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为。当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图3-1），其值为。于是==，即差速器不起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳3的角速度。当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度自转时（图），啮合点A的圆周速度为=+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（+）+(-)即+=2（8-1）若角速度以每分钟转数表示，则（8-2）式（8-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在车辆转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式（8-2）还可以得知：=1\*GB3①当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；=2\*GB3②当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时），若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以一样的转速反向转动。4．2锥齿轮差速器的结构在目前轮式推土机结构上，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，半轴齿轮垫片与行星齿轮垫片等组成。图8.2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳4．3对称式圆锥行星齿轮差速器的设计图8.2普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳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与主动齿轮导向轴承座的限制。4．3．1差速器参数的确定推土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轮式推土机上行星齿轮数目一般为4，在此采用4个行星齿轮。2.行星齿轮球面半径的确定球面半径可按如下的经验公式确定：mm(8-3)式中：——球面半径，mm;——行星齿轮球面半径系数，1.1-1.3；——计算转矩，差速器承受的最大扭矩（公斤.毫米），按最大输入扭矩计算，有式（7-1）所得.根据上式=137.1mm（8-4）式中：———节锥距，mm.=mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择差速器的行星齿轮球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量小，以得到较大的模数，而使齿轮有较高的强度，但一般不小于10，半轴齿轮齿数多采用16～22，行星齿轮齿数多采用10～12半轴齿轮与行星齿。差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，且为偶数，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：（8-5）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，=——行星齿轮数目；——任意整数。在此=11，=20满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数与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，==28.8°,再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mm====6.0取m=6.5得=71.5mm=6.5×20=130mm5.压力角α目前，汽车差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。6.行星齿轮安装孔的直径[19]与其深度L[19]行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸一样，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：（8-8）式中：——差速器传递的转矩，N·m；在此取19261N·m——行星齿轮的数目；在此为4——如图（8-3）所示，行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，≈0.5d，d为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d≈0.8；——支承面的许用挤压应力，在此取69MPa图8.4差速器行星齿轮的安装孔的直径图8.4差速器行星齿轮的安装孔的直径与其深度L根据上式=104mm,=0.5×104=52mm。=35mm5．3．2差速器齿轮的润滑在设计中，要考虑有足够的润滑油能流进差速器，以保证其摩擦表面有良好的润滑，为此有专门的油匙。5．3．3差速器齿轮的几何计算表8.1差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用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=112半轴齿轮齿数=16～22，且需满足式（3-4）=203模数=6.54齿面宽b=(0.25～0.30)A;b≤10m215工作齿高10.4mm6全齿高11.673mm7压力角22.5°8轴交角90°9节圆直径；mmmm10节锥角，=28.8°11节锥距=68.6mm12周节=3.1416=20.41mm13齿顶高=6.89mm=3.51mm14齿根高=1.788-;=1.788-=4.732mm;=8.112mm15径向间隙=-=0.188+0.051=1.273mm16齿根角=;=3.9°;=6.7°17面锥角；=35.5°=65.1°18根锥角；=24.9°=54.5°19齿侧间隙=0.15mm5．3．4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，由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，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，而对于疲劳寿命则不予考虑。轮齿弯曲强度为MPa(4-6)式中：——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩（N.m）式中：——计算扭矩，由式（7-1）所得；——差速器行星齿轮数目，=4；——半轴齿轮齿数；——齿轮模数；——质量系数，对于装载机驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节与径向跳动精度高时，可取1.0;——尺寸系数，当时，——载荷分配系数，取1.0；——计算装载机差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图8.5[10]可查得=0.226图8.5弯曲计算用综合系数根据上式=MPa〈980MPa图8.5弯曲计算用综合系数所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。5．3．5差速器齿轮的材料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。第6章驱动半轴的设计驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴，对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。由于轮式推土机采用非断开式驱动桥，所以采用半轴传动。6．1半轴的结构形式分析半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式：半浮式半轴的结构特点是，半轴外端的支承轴承安装在半轴套管外端的孔中，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，一般只用于轿车和轻型商用车上。3/4浮式半轴安装结构特点是半轴的外端只用一个轴承装在半轴套管的外端部，并直接支承着车轮的轮毂，该形式的半轴除承受转矩之外，还要承受车轮侧向力产生的弯矩，一般用在轿车和轻型货车上。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，而轮毂又有两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。理论上，此时半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受转矩，外端承受全部弯矩。但驱动桥壳的变形、轮毂与差速器半轴齿轮的不同心以与半轴波兰平面相对于其轴线不垂直等原因均可能引起半轴的弯曲变形，这类弯曲应力一般为5～70N/mm2。全浮式半轴广泛用在中、重型货车上与工程车辆上。在此处设计中采用的是全浮式的半轴。6．2半轴的结构设计在半轴的结构设计中，半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便在半轴各部分达到基本等强度。为了使花键径不小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部作得粗些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键的齿数必须相应地增加。半轴的强度，特别是它的花键的强度与它的疲劳强度极限的关系比与它的强度极限的关系更为密切。交变载荷能使半轴的疲劳强度大为降低，因此提高半轴疲劳强度的重要方法之一，是使半轴不受弯曲力矩的作用。半轴的破环形式多为扭转疲劳破环，因此在结构设计在应尽量增大过渡部分的圆角半径，这对减小应力集中是很有效的。6．3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，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、35CrMnSi、42CrMo等，近年来推广我国研制出的新钢种如40MnB等作为半轴材料，效果很好。例如：采用40MnB经高频淬火处理的半轴，静强度超过用40Cr制造并调质处理的半轴，其扭转屈服极限超过了784MPa。由于采用准确控制工艺要求的感应（高频、中频）淬火以与喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等先进工艺，半轴的疲劳强度可以大大提高，因此不用合金钢制造的半轴日益增多。综上，此设计中，采用的是40MnB。半轴的热处理:过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388-444。近年来采用高频、中频等感应淬火日益增多。这种处理方法能保证半轴表面有适当的硬化层。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，因此使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲劳强度提高得更为显著。6．4全浮式半轴的强度计算验算其扭转应力：在推土机工作时，由于路面条件恶劣，为了当在一侧驱动轮在地面上打滑时，大部分转矩或全部转矩传给不打滑的驱动轮，以利用这一侧的驱动轮的附着力产生较大的牵引力使车辆继续前进工作，将差速器用差速器锁锁止，此时差速器不起作用。初选半轴杆部直径=26mm（6-4）式中：——半轴的计算转矩，N·m在此取11556600N·mm；——半轴杆部的直径，mm。根据上式＝＝532MPa<=(490～588)MPa所以满足强度要求。第7章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，其功用是进一步降速增扭，满足整车的行驶和作业要求；同时降低主减速器与变速箱的速比，因此降低了这些零部件传递的转矩。在本次设计中，最终传动采用单排外啮合行星排传动，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+α（α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部，而不增加机械的外形尺寸。图7.1轮边减速装置图7.1轮边减速装置太阳轮；2-半轴；3-行星轮；4-行星架；5-内齿圈；6-半轴套管图7.1所示为推土机的最终传动，动力通过半轴传递给太阳轮1，齿圈5有花键固定在半轴套管6上，它是固定不动的，太阳轮就通过行星轮带动行星架4旋转，驱动轮毂通过螺栓与行星轮架相连，这样半轴上的扭矩通过行星减速器传递到驱动轮上。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。7．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择根据前述分配传动比用查表法查表9.2-4得定义太阳轮为，行星轮为，齿圈为，行星轮数目。，，，=3。7．2行星齿轮传动的配齿计算7．2．1传动比的要求——传动比条件即可得=1+48/18=4.67所以中心轮t和齿轮q的齿数满足给分配传动比的要求。7．2．2保证中心轮、齿轮和行星架轴线重合——同心条件太阳轮与行星轮的中心距和齿圈与行星轮的中心距应相等，称为同轴条件。则有因为，，所以满足条件。7．2．3保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件=1\*GB2⑴行星轮数目一般为3-6个，增加行星轮数可减少轮齿的载荷，但增加了零件数，降低了行星架的强度和刚度，导致齿轮接触条件的恶化，最常见的为3-4个。故此次设计行星轮数目=3=2\*GB2⑵保证个行星轮能均布地安装与两中心齿轮之间，为此，各齿轮齿数与行星轮数目，必须满足装配条件。对于三个行星轮均匀分布的单行星排，行星轮的夹角为，装配条件为经计算后=（58+18）/4=19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。7．2．4保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，并减少搅油损失，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。用公式可表示为（7-1）式中——太阳轮与行星轮的中心距，mm；——行星轮齿顶圆直径，mm。齿轮模数有齿轮的强度决定，在行星齿轮的机构中，由于齿圈与行星轮啮合时的综合曲率半径较大，齿圈齿根部分的齿厚也较大，齿圈的强度是较大的，通常只考虑太阳轮与行星轮之间的传动强度，因此模数可根据太阳轮与行星轮啮合传递的负荷大小。由圆柱齿轮强度公式初选mmmmmm所以满足邻接条件。7．3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算7．3．1行星齿轮参数的确定1.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58-62HRC，芯部硬度为320HBS。齿轮精度一般为7级。此处我们选择的是压力角为，齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25的直齿齿轮。2.齿宽系数由齿轮传动的强度计算公式可知，增大时，齿轮的直径和传动中心距将减小。这不仅可以减小传动的外廓尺寸，还可以降低齿轮的圆周速度，对传动质量和制造精度都有好处。但过大，易引起较大的变形和齿向误差，致使载荷分布不均的现象变得严重，反而降低承载能力。对与硬齿面齿轮（齿面硬面>350HBW或350HRC）齿轮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）齿宽比大齿轮（太阳轮）大5-10mm。3.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。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，提高承载能力与改善啮合特性，故本次设计采用角变位。理论分析表面，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多，而使行星轮与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齿抗点蚀的承载能力，并使其承载能力接近于行星轮与齿圈传动的承载能力。进行角度修正的计算过程如下：=1\*GB3①初步确定行星轮齿数：(7-2)=2\*GB3②根据与由表6-13初步确定和.经查得=0.33，=0.55，=0.108.=3\*GB3③按式（10-3）确定的数值。=++0.2（7-3）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=4\*GB3④按式（10-4）确定行星齿轮实际齿数=（7-4）式中：，，与式（10-3），（10-2）同。==23-1.08=21.92，取整=22=5\*GB3⑤根据齿数，有式（10-5）（10-6）确定修正系数由于，在的围，固修正系数，=+0.1（7-5）=+0.1（7-6）=+0.1=0.33+0.1=0.43=+0.1=0.55+0.1=0.657．3．2行星齿轮几何参数的确定1、预计啮合角根据式（10-7）所得啮合角（7-7）根据算出来的啮合角查图9.2-3选取比较取适合的啮合角，2、太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）1)未变位时，行星轮与太阳轮中心距为：mm2)初算中心距变动系数3）变位后中心距为：mm圆整取64mm4)实际中心距变动系数为：5）计算啮合角所以6）计算总变位系数式中：；所以：7）校核查图8.2-7中，介于曲线P7和P8之间，有利于提高接触强度与抗弯强度8）分配变位系数查图8.2-4，分配变位系数得：，9）齿顶高降低系数3、行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）1）未变位时的中心距mm2)计算中心距变动系数3）求啮合角所以：4）求x-q的总变位系数5）计算齿圈变位系数6）齿顶高降低系数4.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10-1，表10-2为行星排各齿轮几何尺寸，表中部分公式参照饶振刚《行星齿轮传动设计》表10.1t-x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χ齿顶高降低系数0.108分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距61.25实际中心距64节圆直径啮合角25.93º中心距变动系数0.65齿顶高变动系数0.12齿顶圆压力角重叠系数2.741表10.2x-q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χ齿顶高变动系数0.68分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距64.74实际中心距64啮合角18.65º节圆直径中心距变动系数-0.1456齿顶圆压力角重叠系数1.8557．4行星齿轮传动强度计算与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，并考虑多个行星轮同时和太阳轮啮合时，载荷分布不均匀的影响。7．4．1行星齿轮弯曲疲劳强度计算与校核（7-8） 式中：——载荷系数，；——使用系数，取1.25；——动载系数，取1.0；——齿间载荷分配系数，取1.2；——齿间载荷分布系数，取1.5；——作用在齿轮上的圆周力，；——平均载荷，式（7-2）所得取596437N.mm；——圆周力修正系数，当采用三个行星轮时；——行星轮数目，此处取=3；——太阳轮节圆直径，=21.38mm；——齿宽，mm；m——模数，mm；——外齿轮齿形系数，由陆凤仪《机械设计》图8-17所得；——外齿轮应力修正系数，由陆凤仪《机械设计》图8-18所得；——计算弯曲强度重合系数，=0.25+=0.52——计算弯曲强度螺旋角系数，=1.0MPa<400MPa7．4．2接触疲劳应力校核许用接触应力可按下式计算，即=（7-9) 式中：——弹性影响系数，对于钢材去189.8；——节点区域系数，；——重合系数，对于直齿轮；——螺旋角系数，对于直齿轮取1；——传动比，；,——如式（10-8）所示；==<弯曲应力与接触应力均满足条件。第8章驱动桥壳设计驱动桥壳的主要功用是支承车辆质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。驱动桥壳应满足如下设计要求：=1\*GB3①应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；=2\*GB3②在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；=3\*GB3③保证足够的离地间隙；=4\*GB3④结构工艺性好，成本低；=5\*GB3⑤保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入；=6\*GB3⑥拆装，调整，维修方便。根据装载机的共况条件，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。8．1铸造整体式桥壳的结构通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41°另外，由于车辆的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂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图8.1铸造整体式驱动桥结构铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度与刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中、重型汽车，适于采用这种结构。尤其是重型汽车，其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁整体式桥壳。除了优点之外，铸造整体式桥壳还有一些不足之处，主要缺点是质量大、加工面多，制造工艺复杂，且需要相当规模的铸造设备，在铸造时质量不宜控制，也容易出现废品，故仅用于载荷大的重型汽车。8．2桥壳铸件结构设计时注意事项=1\*ROMANI.铸件应有适合的壁厚，过厚时，铸件晶粒粗大，部缺陷多，导致力学性能下降。为此，应选择合理的截面形状或采用加强筋，一遍采用较薄的结构。=2\*ROMANII.铸件的壁厚也应防止过薄，应大于表2-3中所规定的最小壁厚，以防浇不到或冷隔缺陷。=3\*ROMANIII.铸件的壁厚应尽可能均匀，以防壁厚壁处金属聚集，产生缩孔、缩松等缺陷。厚度差过大时，易在壁厚交接处引起热应力。=4\*ROMANIV.铸件壁间转角处一般应具有结构圆角，因直角连接处的侧较易产生缩孔、缩松和应力集中。同时，一些合金由于形成与铸件表面垂直的柱状晶体，使转角处的力学性能下降，较易产生裂纹。结构圆角的大小应与壁厚相适应。通过使转角处接圆直径小于相邻壁厚的1.5倍。=5\*ROMANV.为了减少热节和应力，应避免铸件的壁间锐角连接，而改用先直角接头后再转角的结构。当接头间壁厚差别很大时，为减少应力集中，应采用逐步过渡方法，防止壁厚的突变。8．3润滑为了防止因温度升高而使主减速器壳和桥壳部压力增高所引起的漏油，常在桥壳上装置通气塞。通气塞的位置应避开油溅所与之处。加油孔应设在加油方便之处，油孔位置就是油面的位置。放油孔应设在桥壳的最低处，以便在放油时能把油放尽，但也应考虑车辆在通过时放油塞不易遭碰撞而脱落。第9章各主要花键螺栓的选择与校核9.1花键的选择与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与联接质量。花键联接按齿形不同可分为：矩形花键连接和渐开线花键连接。矩形花键，矩形花键的键齿侧面为平行的平面，便于加工，并用磨削方法获得较高的加工精度，应用广泛。渐开线花键，渐开线花键的齿廓为渐开线，渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工，工艺性较好，制造精度也较高，花键齿的根部高，应力集中小，易于定心，当传递的转矩较大且轴颈也大时，宜采用渐开线花键联接。渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时，齿上径向力具有自动定心作用，有利于各齿的均匀承载。比较两种花键形式，对于此次设计的ZL10装载机用渐开线花键更适合。9.1.1主传动中主动锥齿轮的花键校核1.键的参数选择由计算出花键各参数见下表12-1表12.1主传动中主动锥齿轮齿轮花键参数(长度：mm)名称公式代号数值模数m2.5分度圆压力角α30º齿数z20理论工作齿高2.5分度圆直径50基圆直径43.3外花键大径尺寸52.5外花键小径尺寸46.252.键的破坏形式其主要的失效形式是工作面被压溃（静联接）或工作面过度磨损（动联接），在此处其失效形式是工作面被压溃。3.键的校核（9-1）式中：——花键的压强，MPa；——主动锥齿轮所承受的最大扭矩，N.mm;——各齿间载荷不均匀系数，一般取，齿数多时取偏小值，此这设计；——花键齿数，；——齿的工作长度，mm；——键齿工作高度，对于渐开线花键mm；——平均直径，，分度圆直径，mm.满足条件。9.1.2主传动中差速器半轴齿轮的花键校核1.键的参数选择由闻邦椿《机械设计手册》查取计算出花键各参数见下表12-2表12.2主传动中主动差速器半轴齿轮花键参数(长度：mm)名称公式代号数值模数m2.5分度圆压力角α30º齿数z20理论工作齿高2.5分度圆直径50基圆直径43.3外花键大径尺寸52.5外花键小径尺寸46.252.键的破坏形式其失效形式是工作面被压溃。3.键的校核（9-2)式中：——半轴所受的最大扭矩，N.mm；，，，，，与式（12-1）同；满足条件。9.2主传动中螺栓的选择与强度校核由于从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓为主要的传递动力的螺栓，是整个驱动桥的关键之处，这因如此此处螺栓采用的是配合螺栓，其放松采用的是机械放松，用低碳钢丝穿入各螺钉头部孔，将一组螺栓串联起来，使其相互约束，当有松动趋势时，钢丝被更加拉紧，其放松可靠。1螺栓的受剪力计算（9-3）式中：——螺栓所受的最大横向工作载荷，N;——从动锥齿轮最大扭矩，N.mm；——螺栓数目；——螺栓中心到螺栓组对称中心的距离，mm。N2.螺栓杆的抗剪条件校核此螺栓的材料采用的是45刚，查表3.2-58得其屈服强度。（9-4）式中：——需用切应力，MPa。MPa（9-5）式中：——螺栓杆所剪面的数目，此处去n=1；——螺栓杆所剪面直径，mm；与式（12-3）同。将式（12-5）转换一下求出mm，固初选为12mm。3.螺栓杆的挤压强度条件校核（9-6）式中：——螺栓杆与被连接孔壁接触表面的挤压强度，MPa.MPa(9-7)式中：，与式（12-5）同；——螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，mm。将是（12-7）转化一下得：mm，固取4mm。参考文献[1]闻邦椿.机械设计手册（第五版）[M].机械工业，2010[2]饶振纲.行星齿轮传动设计[M].：化学工业,2003[3]陆凤仪，钟守炎.机械设计[M].：机械工业，2008[4]林慕义，福生.车辆底盘构造与设计[M].：冶金工业,2004[5]成大先.机械设计手册（第五版）[M].：化学工业,2007[6]洪.现代施工工程机械[M].：机械工业,2008[7]惟信.驱动桥[M].：人民交通，1987[8]惟信.圆锥齿轮与双曲面齿轮传动[M].:人民交通，1980[9]邓文英，郭晓鹏.金属工艺