ZL50輪式裝載機傳動系統(tǒng)設計【含CAD圖紙、說明書】

ZL50 輪式裝載機傳動系統(tǒng)設計摘要本次設計內容為 ZL50 裝載機驅動橋設計，大致上分為主傳動的設計，差速器的設計，半軸的設計，最終傳動的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用 35螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數(shù)和幾何參數(shù)的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數(shù)，如齒數(shù)，模數(shù)，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的所有幾何參數(shù)，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動的結構和工作原理以后，結合設計要求，合理選擇它們的形式及尺寸。本次設計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速式。關鍵詞ZL50 裝載機 驅動橋 設計The design of ZL50 wheel loader driven bridge Abstract: The design of ZL50 wheel loader driven bridge, which is mainly separated into four parts, main transmission device design, the differential mechanism design, axle shaft design, and the design of the final drive. The main transmission drive gear adopts 35spiral bevel gear, the basic parameters and the geometric parameters of this type of gear is the key point of this design. After a few basic parameters of gear, such as number of teeth, modules and the sub-driven gear circle diameter was established, with a plenty of formula to calculate all the geometric parameters of gear, and then gear stress analysis and strength check. Know the structure and working principle of differential device, half-shaft the final drive, combining with the design requirements, a reasonable choice of their form and sizes. The differential device gear adopts straight bevel gears, axle shaft adopts full floating, and ultimately drive single row slowdown planets form. Keywords: ZL50 loader driver bridge 陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計目 錄前 言 .11 主傳動器設計 31.1 螺旋錐齒輪的設計計算 .31.1.1 齒數(shù)的選擇 .31.1.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2的選擇 .31.2 螺旋錐齒輪的強度校核 101.2.1 齒輪材料的選擇 101.2.2 錐齒輪的強度校核 102 差速器設計 .172.1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 172.1.1 差速器球面直徑的確定 172.1.2 差速器齒輪系數(shù)的選擇 172.2 差速器直齒錐齒輪強度計算 192.2.1 齒輪材料的選取 192.2.2 齒輪強度校核計算 202.3 行星齒輪軸直徑 dz的確定 .203 半軸設計 .223.1 半軸計算扭矩 Mj的確定 .223.2 半軸桿部直徑的選擇 223.3 半軸強度驗算 224 最終傳動設計 .234.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定 234.1.1 行星輪數(shù)目的選擇 234.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定 234.1.3 同心條件校核 244.1.4 裝配條件的校核 24陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計I4.1.5 相鄰條件的校核 244.2 齒輪變位 254.2.1 太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（t-x） .254.2.2 行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算（x-q） .264.3 齒輪的幾何尺寸 274.4 齒輪的校核 304.4.1 齒輪材料的選擇 304.4.2 接觸疲勞強度計算 304.4.3 彎曲疲勞強度校核 314.5 行星傳動的結構設計 314.5.1 太陽輪的結構設計 314.5.4 軸承的選擇 325 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核 .345.1 花鍵的選擇及其強度校核 345.1.1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 345.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 365.1.3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 365.2 螺栓的選擇及強度校核 385.2.1 驗算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強度.385.2.2 從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 385.3 軸承的校核 395.3.1 作用在主傳動錐齒輪上的力 395.3.2 軸承的初選及支承反力的確定 405.3.3 軸承壽命的計算 41致謝 43參考文獻 44陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 0 頁 共 49 頁前 言裝載機是工程機械的重要機種之一，是用機身前端的鏟斗進行鏟、裝、運、卸作業(yè)的施工機械。分為輪式和履板式裝載機。輪式裝載機主要功能是對松散物料進行鏟裝及短距離運輸作業(yè)，質量輕、速度快、機動靈活、應用廣泛，但不適于崎嶇路面，且爬坡度不好，所以其傳動系統(tǒng)設計的合理性和質量直接影響著裝載機的各項工作性能。在國際市場，引領裝載機技術潮流的是歐、美傳統(tǒng)工業(yè)強國。國外輪式裝載機比我國起步早且發(fā)展較快，上世紀年代其研究及制造技術已達到比較高的水平，大規(guī)模集成電路及計算機科學的迅猛發(fā)展也使其設計及制造技術水平的發(fā)展如虎添翼。裝載機產品制造技術更加精細，在自動化程度、駕駛室環(huán)境及控制操作、隔噪、減振等方面都有了很好的改善，同時在性能、使用壽命和人性化操作方面也有較大幅度的提高。我國國內裝載機的研究和使用已近五十多個年頭，主要經歷了四個發(fā)展階段：1966-1977 年為起步階段，在這期間裝載機生產研制主要是仿制摸索模式先后成功研制了 Z450 型鉸接式輪式裝載機，ZL20、ZL30 型。1978-1993 年為發(fā)展階段，這段時期掀起了大規(guī)模技術引進高潮，各廠家在消化吸收國外先進技術的同時，自身的設計研發(fā)能力以及制造技術也得到了極大的提高，具有承前啟后的歷史意義。1994-2000 年為發(fā)展高速階段，產品更新速度快，產能大增而市場容量下降，導致了激烈的市場競爭，銷售開始由計劃向市場營銷轉變，銷售模式逐步由直銷向代理轉，使該待業(yè)進行了一次大整合。2000-2013 年為超高速發(fā)展階段，國內已能生產不同作業(yè)條件的裝載機裝載機重要配件如車橋、傳動箱、液壓油缸、發(fā)動機生產技術有了長足進步，在這期間我國成為世界上最大的裝載機產銷國。發(fā)展趨勢：國產輪式裝載機正在從低水平、低質量、低價位、滿足功能型向高水平、高質量、中價位、經濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家不斷進行技術投入，采用不同的技術路線，在關鍵部件及系統(tǒng)上技術創(chuàng)新，擺脫目前產品設計雷同，無自己特色和優(yōu)勢的現(xiàn)狀，從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)的領先者。 (1)大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場總需求量的限制。競爭最為激烈的中型裝載機更新速度將越來越快。 陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 1 頁 共 49 頁(2)根據(jù)各生產廠家的實際情況，重新進行總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化結構件的強度及剛度，使整機可靠性得到大步提高。 (3)細化系統(tǒng)結構。如動力系統(tǒng)的減振、散熱系統(tǒng)的結構優(yōu)化、工作裝置的性能指標優(yōu)化及各鉸點的防塵、工業(yè)造型設計等。 (4)利用電子技術及負荷傳感技術來實現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機作業(yè)成本。 (5)提高安全性、舒適性。駕駛室逐步具備 FOPSROPS 功能，駕駛室內環(huán)境將向汽車方向靠攏，方向盤、座椅、各操縱手柄都能調節(jié)，使操作者處于最佳位置工作。 (6)降低噪聲和排放，強化環(huán)保指標。隨著人們環(huán)保意識的增強，降低裝載機噪聲和排放的工作已迫在眉捷，現(xiàn)在許多大城市已經制定機動車的噪聲和排放標準，工程建設機械若不符合排放標準，將要限制在該地區(qū)的銷售。 (7)廣泛利用新材料、新工藝、新技術，特別是機、電、液一體化技術，提高產品的壽命和可靠性。 (8)最大限度地簡化維修盡量減少保養(yǎng)次數(shù)和維修時間，增大維修空間，普遍采用電子監(jiān)視及監(jiān)控技術，進一步改善故障診斷系統(tǒng)，提供司機排除問題的方法。畢業(yè)設計是大學四年學習的最后一門功課，其目的是綜合應用所學專業(yè)基礎知識及專業(yè)知識，鞏固所學內容，提高分析問題解決問題的能力，為進一步的學習工作打好基礎。作為機械專業(yè)的畢業(yè)生，選擇此課題能使我盡早地接觸到工作實踐當中，掌握機器傳動的基本知識與結構設計，更好的應用所學知識，獨立完成設計，為日后工作打好堅實基礎，也為我國裝載機的研究發(fā)展略盡綿薄之力。陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 2 頁 共 49 頁1 主傳動器設計主傳動器的功用是改變傳力方向，并將變速箱輸出軸的轉矩降低，扭矩增大。本次設計的 ZL50 型裝載機驅動橋采用單級主傳動形式，主傳動齒輪采用 35 螺旋錐齒輪，這種齒輪的特點是：它的齒形是圓弧齒，工作時不是全齒長突然嚙合，而是逐漸地從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端，因此運轉比較平穩(wěn)，減小了噪音，并且由于螺旋角的關系重合系數(shù)增大，在傳動過程中至少有兩對以上的齒同時嚙合，相應的增大了齒輪的負荷能力，增長了齒輪的使用壽命，螺旋錐齒輪的最小齒數(shù)可以減少到 6 個，因而與直齒錐齒輪相比可以實現(xiàn)較大的傳動比。1.1 螺旋錐齒輪的設計計算1.1.1 齒數(shù)的選擇選擇齒數(shù)時應使相嚙合的齒輪齒數(shù)沒有公約數(shù)，以便使齒輪在使用過程中各齒能相互交替嚙合，起到自動研磨作用，為了得到理想的齒面接觸，小齒輪的齒數(shù)應盡量選用奇數(shù)，大小齒輪的齒數(shù)和應不小于 40。根據(jù)以上選擇齒數(shù)的要求，參考吉林大學諸文農主編底盤設計第 233 頁表 6-4，結合本次設計主傳動比范圍 i0=I=55.5，選取主動小錐齒輪齒數(shù) Z1=7，所以從動大錐齒輪齒數(shù) Z2=Z1i0=37。（i 0=5.286）1.1.2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2的選擇(1) 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大變速箱一檔時從動大錐齒輪上的最大扭矩計算：(1.1)20k1m1MpiHe式中：M p2 -從動大錐齒輪計算轉矩，NM-發(fā)動機的扭矩， = 2508.57 NMHe nPeHe724105i0 -驅動橋主傳動比，已知 i0=5.286ik1 -變速箱一檔傳動比，知液力變矩器渦輪高效區(qū)最高轉速 nTmax=2496 r/min陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 3 頁 共 49 頁所以該 ZL50 型裝載機一檔總傳動比為：(1.2)dTmax1inri0.37VVTmin為一檔時裝載機的前進速度，網上查資料可知，一般情況下 VTmin=10 km/hrd為車輪的動力半徑可由式： dHr.254(1)B計算：rd-車輪動力半徑，md -輪輞直徑，英寸H/B -輪胎斷面高寬比-車輪變形系數(shù)B -輪胎斷面寬度，英寸由本次設計任務書可知輪胎規(guī)格為：23.525（Bd），目前裝載機廣泛采用低壓寬基輪胎 H/B=0.50.7，取 H/B=0.7。查相關資料可得 =0.10.16，取=0.12。將其代入上式可得：r d=0.652 m所以可求出 i1 =50.895。又因為 i1 =ik1i0if if為最終傳動的傳動比，由本次設計任務書可知if=4.04.5，初取 if=4.3,。可求出 ik1=2.239 m -變矩器到主減速器的傳動效率。 m= k 0 k為變速箱的效率取0.96，主減速器效率取 0=0.96。計算得 m=0.92Z -驅動橋數(shù)，Z=2所以可以計算出：M p2=14336.13 NM此時主動小錐齒輪的轉矩可由以下公式計算：NMp210436.1285i59 按驅動輪附著扭矩來確定從動大錐齒輪的最大扭矩，即：(1.3)adpfGrMin式中： G a -滿載時驅動橋上的載荷（水平地面） -附著系數(shù)，輪式工程車輛 =0.851.0，履帶式工程車輛=1.01.2，所以取 =0.85陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 4 頁 共 49 頁rd -驅動輪動力半徑，前面已求出 rd=0.622if -從動圓錐齒輪到驅動輪的傳動比（輪邊傳動比）初取 if=4.3n-驅動橋數(shù)目，n=2由本次設計任務書可知：額定載重為 50KN，取車輛工作重量為 17.5t所以 G a=175009.8=171500 N即可求出： NMadpfr1750.8.652M107i4計算中取以上兩種計算方法中較小值作為從動直齒輪的最大扭矩，此扭矩在實際使用中并不是持續(xù)扭矩，僅在強度計算時用它來驗算最大應力。所以該處的計算轉矩?。篗 p=10776 NM 按常用受載扭矩來確定從動錐齒輪上的載荷輪式裝載機作業(yè)工況非常復雜，要確定各種使用工況下的載荷大小及其循環(huán)次數(shù)是困難的，只能用假定的當量載荷或平均載荷作為計算載荷。對輪式裝載機驅動橋主傳動器從動齒輪推薦用下式確定計算轉矩： （NM） (1.4)adf2Gr(f0.3)Min式中：f -道路滾動阻力系數(shù)。f=0.0200.035，取 f=0.03I -最終傳動速比n -驅動橋數(shù)目-輪胎滾動半徑dr所以 NMadf2Gr(f0.3)M418.6in主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為：NMf2f10418.62.i509(2) 從動錐齒輪分度圓直徑 d2的確定根據(jù)從動錐齒輪上的最大扭矩，按經驗公式粗略計算從動錐齒輪的分度圓直徑：(1.5)32D2maxKM式中：d 2 -從動齒輪分度圓直徑，cmKD -系數(shù)，輪式取 0.580.66陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 5 頁 共 49 頁M2max -按地面附著條件決定的最大扭矩 取 107760 公斤-厘米所以得： cm332D2maxdK0.6170.4考慮到從動錐齒輪的分度圓直徑對驅動橋尺寸和差速器的安裝有直接的影響，參考國內外現(xiàn)有同類機型相關尺寸，最終確定從動錐齒輪分度圓直徑 d2=380 mm 。(3) 齒輪端面模數(shù) ms的選擇由式 m s=d2/z2=370/37=10取標準模數(shù) m s=10 mm (見現(xiàn)代機械傳動手冊 GB/T 12368-1990 )為了知道所選模數(shù)是否合適需用下式校對：(1.6)3sm2axMK式中： K m -系數(shù)，0.0610.089即： 在 0.0610.089 之間s332ax10.876所以所選齒輪端面模數(shù) ms=10 mm 合適。由此可算出大小齒輪的準確分度圓直徑：d1=msz1=107=70 mm d2=msz2=1037=370 mm(4) 法向壓力角 的選擇螺旋錐齒輪的標準壓力角是 2030，選擇標準壓力角有易于選擇制造齒輪的刀具，降低生產成本。(5) 螺旋角 m的選擇螺旋角 m指該齒輪節(jié)錐齒輪線上某一點的切線與該切點的節(jié)錐母線之間的夾角，螺旋角越大錐齒輪傳動越平穩(wěn)，噪音越小，但軸承壽命縮短，因此在輪式裝載機上常用 m=35(6) 齒面寬 b 的確定增加齒面寬理論上似乎可以提高齒輪的強度及使用壽命，但實際上齒面寬過大會使齒輪小端延長而導致齒面變窄，勢必減小切削刀尖的頂面寬及其棱邊的圓角半徑。這樣一方面使齒根圓角半徑過小，另一方面也降低了刀具的使用壽命。此外由于安裝誤差及熱處理變形等影響會使齒輪的負荷易于集中小端而導致輪齒折斷。 齒面過小同樣也會降低輪齒的強度和壽命。通常推薦螺旋錐齒輪傳動大齒輪的齒面寬為： (1.7)2b0.15D式中：D-從動錐齒輪傳動分度圓直徑 陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 6 頁 共 49 頁所以： 2b0.15D.3805.9同時 b2不應超過端面模數(shù) ms的 10 倍即：b 210m s=1010=100 mm所以取 b 2=58 mm取小錐齒輪的齒面寬和大錐齒輪的相同，即：小錐齒輪齒面寬 =b2=58 mm1b(7) 螺旋方向的選擇在螺旋齒輪傳動中，齒的螺旋方向和軸的旋轉方向決定了錐齒輪傳動時軸向力方向，由于軸承中存在間隙，故設計時應使齒輪軸向力的方向能將大小錐齒輪相互推開，以保證必要的齒側間隙，防止輪齒卡住，加速齒面磨損，甚至引起輪齒折斷。根據(jù)上述要求，選擇主動錐齒輪為左旋，從動錐齒輪為右旋。(8) 齒高參數(shù)的選擇輪式裝載機主傳動器的螺旋錐齒輪采用短齒制和高度修正，這樣可以消除小錐齒輪可能發(fā)生的根切現(xiàn)象，提高輪齒的強度。高度修正的實質是小錐齒輪采用正移距，此時小錐齒輪齒頂高增大，而大錐齒輪采用負移距，并使其齒頂高減低。小錐齒輪齒頂高的增高值與大錐齒輪齒頂高的減低值是相等的。從機械設計手冊可查得：螺旋錐齒輪的齒頂高系數(shù) ha*=0.85頂隙系數(shù) =0.188 ；*c徑向變位系數(shù) =0.386（i=4.567.00）所以螺旋錐齒輪齒頂高為：mm*a2sh()m(0.85.36)104.mm1 236齒根高 ：mm*f2as(c)(8.)14.2mm f1h05105頂隙： mm*sm=.18.齒全高：h 1=h2=ha+hf=18.88 mm有效齒高（工作齒高）：h e=1.700ms=17 mm(9) 齒側間隙 cn的選擇齒側間隙是指輪齒嚙合時，非工作齒面間的最短法向距離。齒側間隙過小不能形成理想的潤滑狀態(tài)，會出現(xiàn)表面摩擦，加速磨損，甚至卡死現(xiàn)象；齒側間隙過大易造成沖擊，增大噪聲。陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 7 頁 共 49 頁參考底盤設計，選取齒側間隙為： c n=0.35 mm(10) 理論弧齒厚螺旋錐齒輪除采用高度變位修正來增加小齒輪強度外，還采用切向變位修正使一對相嚙合的輪齒強度接近相等。切向變位修正指的是使小齒輪的齒厚增加 s=m s （ 是切向變位系數(shù)，查機械設計手冊可知 =0.25）大小錐齒輪大端面分度圓的理論弧齒厚度 S01和 S02可按下式計算：(1.8)s02ssmtgSco(1.9)s01sst所以：S 02=8.98 mm S01=22.42 mm(11) 分錐角 （分度圓錐角）小錐齒輪分錐角： 1o12z7arctnrcta10.3大錐齒輪分錐角： oo290.9(12) 節(jié)錐距 Ramm2a od3718.5sinsin.(13) 齒根角 f小錐齒輪齒根角： f1 of1ah6.2rctgrct1.98大錐齒輪齒根角： f2f2 4g3R.5(14) 頂錐角和 k根錐角 r小錐齒輪根錐角： ooor1f10.71.98.72大錐齒輪根錐角： 2f234小錐齒輪頂錐角： ooook1r9.5.0大錐齒輪頂錐角： 2f1此次設計的 35 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表 1-1：陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 8 頁 共 49 頁表 1-1 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸序號 名稱 公式代號 數(shù)值Z1 71 齒數(shù)Z2 372 端面模數(shù) ms 10 mmd1 70 mm3 分度圓直徑d2 370 mm4 壓力角 20.55 有效齒高 he 17 mm6 全齒高 h=h1=h2 18.88 mm7 側隙 Cn 0.30 mm8 頂隙 C 1.88 mmha1 12.36 mm9 齒頂高ha2 4.64 mmhf1 6.52 mm10 齒根高hf2 14.24 mm1 10.711 分錐角2 79.312 節(jié)錐距 Ra 188.5mmb1 58 mm13 齒面寬b2 58 mmf1 1.3514 齒根角f2 4.53k1 15.0215 頂錐角k2 81.28r1 8.7216 根錐角r2 74.98陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 9 頁 共 49 頁e1a1d2hcos95.35 mm17 大端齒頂圓直徑 22370.89 mm18 螺旋角 m 3519 螺旋方向 小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋20 周節(jié) stm31.4 mm0122.42 mm21 理論弧齒厚 28.98 mm根據(jù)以上數(shù)據(jù)確定主(圖 1.1)、從動螺旋錐齒輪（圖 1.2）如下：圖 1.1 主動螺旋錐齒輪軸示意圖陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 10 頁 共 49 頁圖 1.2 從動螺旋錐齒輪示意圖1.2 螺旋錐齒輪的強度校核1.2.1 齒輪材料的選擇齒輪材料的種類有很多，通常有 45 鋼、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4 等。齒輪材料的選擇原則：（1） 齒輪材料必須滿足工作條件的要求。（2） 應考慮齒輪尺寸的大小，毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。（3） 正火碳鋼不論毛坯的制作方法如何，只能用于制作在載荷平穩(wěn)或輕度沖擊下工作的齒輪，調質碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪。（4） 合金鋼常用于制作高速重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。（5） 金屬制的軟齒面齒輪，配對兩輪齒面的誤差應保持為 3050HBW 或更多。根據(jù)以上原則選小齒輪材料為 20Cr2Ni4（滲碳后淬齒面硬度 5862HRC）b120Mpas10pa選取大齒輪材料為 30CrMnSi(調質 硬度b210Mpas290pa310360HBW )陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 11 頁 共 49 頁1.2.2 錐齒輪的強度校核（1） 輪齒的彎曲強度計算其齒根彎曲應力可用以下公式計算：(1.10)0smuvwPK2K*bJ式中： -彎曲應力，MpauP -作用在輪齒中心上的圓周力， =26732N*MDM -作用在大齒輪上的計算扭矩-大齒輪平均分度圓直徑 mm*D*2bsin31-分錐角2K0 -過載系數(shù)，與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關?？扇?K0=1.251.5 對有液力變矩器的輪式裝載機取 K0=1.4；Kv -動載系數(shù)，與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關。當輪齒接觸良好節(jié)距與同心度精度高時可取 Kv=1.0；Ks -尺寸系數(shù)，反映了材料性質的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有關。因為 ms=101.6 mm 時，所以 s4sm0.7925.Km -1.101.25，取 Km =1.05b -齒寬；z -齒數(shù)；ms -齒輪大端模數(shù)Jw -彎曲強度幾何系數(shù)，綜合考慮了齒形系數(shù)，載荷作用點位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬，應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等。查工程機械底盤構造與設計P318頁圖 3-5-19 可得： =0.213 Jw2=0.1632W把以上各參數(shù)代入公式可得大小錐齒輪的彎曲許用應力分別為： ; u25MP彎曲許用應力 =700MP即： u所以齒輪彎曲強度能滿足要求。（2） 輪齒齒面的接觸強度計算輪齒齒面的接觸強度可按下式計算：陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 12 頁 共 49 頁(1.11)e0smfcpv1iPKKC*bdJ式中： -接觸應力， MpacCp -彈性系數(shù)，1122p743/=3.6N/公Pe -齒輪大端圓周力 P=26732NK0 -過載系數(shù)，取 K0=1.0Kv -動載系數(shù)，取 Kv=1.0Ks -尺寸系數(shù)，當材料選擇適當，滲碳層深度與硬度符合要求時，可取Ks=1.0Km -載荷分配系數(shù)，取 Km=1.05Kf -表面質量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關，對精度較高的齒輪取 Kf=1.0b1 -小錐齒輪寬度d1 -大錐齒輪大端分度圓直徑Ji -表面接觸強度綜合系數(shù)，考慮到輪齒嚙合面的相對曲率半徑，載荷作用點位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬及慣性系數(shù)等。查工程機械底盤構造與設計P 319頁圖 3-5-23 可得：J i=0.213把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa 又因為許用接觸應力為：157.4MP（工程機械底盤構造與設計 P139） 2c350/30pa公所以齒輪的接觸強度滿足要求。（3） 錐齒輪傳動的當量齒輪參數(shù)計算錐齒輪原始幾何參數(shù)：齒形壓力角 =2030；齒數(shù) z1=7,z2=37，齒數(shù)比 ；i5.86分錐角 1=10.7， 2=79.3；齒寬 b1=b2=58 mm；大端分度圓直徑 d1=70 mm,d2=370 mm；陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 13 頁 共 49 頁中點分度圓直徑 ； mm， mm；mdbsinm1d57m2d31中點螺旋角 m=35，中點模數(shù) 齒寬系數(shù) 為 1/4 到 1/3，常取 0.3，所以 mm=8.5 sR(10.5)Rmm；中點法向模數(shù) mm；onmcos8.cs6.9齒頂高 ha1=12.36 mm，h a2=4.76 mm；表 1-2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù)名稱 代號 計算公式 結果中點端面當量圓柱齒輪參數(shù)當量齒數(shù) zv vz/cosv1z7.242903齒數(shù)比 iv 2i i.分度圓直徑 dv v1mid2v1iv1d5826.中心距 av va()va4.7頂圓直徑 dva vadh1d89va260.5當量齒輪端面壓力角 avtvt mtnrcosot37基圓直徑 dvb bvt vb1.42d9基圓螺旋角 vb varci() o.65端面基圓齒距 Pvb bmvtPosvbP03嚙合線長度 gva2222vava1avbt(dd)sin ag1.7端面重合度vavambnvtgcsPova.284縱向重合度 vvi 167總重合度 22avv.03陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 14 頁 共 49 頁齒中部接觸線長度lbm對于 v1abmvvblcosbml45.92齒中部接觸線的投影長度bmlll 380中點法面當量直齒圓柱齒輪參數(shù)齒數(shù) vnzvn2vbmzzcoscosvn1z2.5348分度圓直徑 dvnd/vd.0n296中心距 vnavnvn12a()va1.7頂圓直徑 vdvanvadhnd0823.46基圓直徑 bnbcosvb1n嚙合線長度 vang22vvan1vvanbn(d)si vag.法面重合度 2vanvvb/cosn180（4） 輪齒齒面接觸疲勞強度計算正交（=90）錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核可按下式計算：(1.12)2AVHt1H MBHELSKmbKFi*Zdl（機械設計手冊）式中： -輪齒接觸疲勞強度， MpaHFt1-小齒輪大端圓周力，可用下公式計算：Nmmf1t2M802514.d7KA -使用系數(shù)，查機械設計，取 KA=1.25。KV -動載系數(shù)取 KV=1.0陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 15 頁 共 49 頁KH -齒向載荷系數(shù)。 ， 由機械設計手冊P 16-181頁表HeK1.5H16.4-28 可查得 ，所以He1.0KH -端面載荷系數(shù)查機械設計手冊P 16-182頁表 16.4-29 可得H1.0ZH -節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可由公式 vbHtcosZ2in所以：ocs32.615.31in(97)-中點區(qū)域系數(shù)，可用下式計算：MB(1.13)vtva11a222bvvbvnZdFdF()()1zz式中 F1F2可由下表求出：表 1-3縱向重合度 vF1 F20 2 v(1)v1v()v v由上表可求出： 1F.2842F1.84所以： MBZ0ZE -彈性系數(shù)，查機械設計手冊P 16-48可知 EZ189.2N/mZ -計算齒面接觸強度的螺旋角系數(shù)， mcos05Zk -計算齒面接觸強度的錐齒輪系數(shù)，Z k=0.8ZLS -計算齒面接觸強度的載荷分配系數(shù)。當 時， Z LS=1vr2當 和 時，vrv1 1.50.5LS 2vrvr241()因為 r2.073v.67陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 16 頁 共 49 頁所以 LSZ0.987把以上各參數(shù)代入公式可得： MpaH1049.85材料的接觸疲勞許用應力為： 公斤/ 厘米=1372 Mpa(工程機械底盤構造與設計 P 319)所以 齒輪的接觸疲勞應力滿足要求。H（5） 錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核計算錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核可按下式進行，大小輪分別計算：(1.14)AvFtFFSEKLnmKYb式中：K A、K V、K F =KH 、K F =KH 和接觸疲勞計算中相同，KA=1.25，K V=1.0，K F =1.5，K F =1.0Ft -齒輪大端圓周力， f1t2MF54.df2tM410.5db -齒面寬， mm12b8YFS -復合齒形系數(shù)，根據(jù)法面當量直齒圓柱齒輪齒數(shù) zvn查得 FS1Y4.07FS2.YE -齒根抗彎強度的重合度系數(shù)，因為 ，所以v1E.625YK -齒根抗彎強度的錐齒輪系數(shù)，可以用下式計算： bm2 21l138.40()().04l6.3YLS -齒根抗彎強度的載荷分配系數(shù)， 22LSYZ987.4把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa MpaF1.5F.查裝載機P 340頁可知，對于主減速錐齒輪其抗彎疲勞許用應力 MpaF5所以 滿足設計要求。F1F2陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 17 頁 共 49 頁2 差速器設計輪式機械的兩側驅動輪不能固定在一根整軸上，因為輪式工程機械在行駛過程中，為了避免車輪在滾動方向產生滑動，經常要求左右兩側的驅動輪以不同的角速度旋轉。若左右驅動輪用一根剛性軸驅動，必然會產生邊滾動邊滑動，即產生了驅動輪的滑磨現(xiàn)象。由于滑磨將增加輪胎的磨損，增加轉向阻力，同時也增加功率損耗。為了使車輪相對路面的滑磨盡可能的減小，在同一驅動橋的左右兩側驅動輪由兩根半軸分別驅動，因此，在驅動橋中安裝了差速器，兩根半軸由主傳動通過差速器驅動?，F(xiàn)在輪式裝載機上多采用直齒螺旋錐齒輪差速器，差速器的外殼安裝在主傳動器的從動錐齒輪上，確定差速器尺寸時應考慮到其與從動錐齒輪尺寸之間的互相影響。本次設計中采用對稱式圓錐齒輪差速器的形式，差速器的大小通常以差速器的球面半徑來表征，球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此它表征了差速器的強度。2.1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇2.1.1 差速器球面直徑的確定差速器球面直徑可以根據(jù)經驗公式來確定：(2.1)3maxKM式中： -差速器球面直徑，mmK -球面系數(shù)，1.11.3，取 K =1.25Mmax-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按從動大錐齒輪上的最大扭矩計算。M max=M2max=10776 Nm=1077600 公斤毫米所以得 =128.15 mm 取 =128 mm2.1.2 差速器齒輪系數(shù)的選擇差速器的球面半徑確定后，差速器齒輪的大小也就基本確定下來了。因此齒形參數(shù)的選擇應使小齒輪齒數(shù)盡量少，以得到較大的模數(shù)，且使齒輪有較高的強度。為此，目前差速器大都采用 =22.5 的壓力角，齒高系數(shù) ，頂隙系數(shù)*ah0.8的齒形。*c0.18這種齒形由于最少齒數(shù)比 20 壓力角的少，使齒輪可以采用較大的模數(shù)，在空間大小一樣時，可充分發(fā)揮齒輪的強度。陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 18 頁 共 49 頁（1）齒數(shù)的選取行星齒輪齒數(shù)多數(shù)采用 Z1=Z 行 =1012，半軸齒輪齒數(shù)多采用 Z2=Z 半 =1622 且半軸齒輪齒數(shù)比上行星齒輪齒數(shù)在 1.62 之間。為了保證安裝，行星齒輪與半軸齒輪的個數(shù)應符合如下公式：(2.2)zCn公式中： -左右半軸齒輪的齒數(shù)；z公公n -行星齒輪個數(shù)，大中型工程機械的行星齒輪數(shù)為 4，小型為 2，個別用 3，在此取 n=4C -任意整數(shù)根據(jù)以上要求取 z1=11 ,z2=18（2）分錐角的計算行星輪分錐角為： 1 o12z0arctnarctn29.58半軸齒輪分錐角為： oo2906.5（3）齒輪模數(shù)的確定節(jié)錐距 1adRsin所以 mmo1128sin29.056.1mm 1d6.5m.z圓整取 m=6 mm（4）行星輪、半軸齒輪分度圓直徑mm1d6mm2z180（5）齒面寬 R為齒寬系數(shù)，取 mm2abR.3a642所以： mm 12.0641圓整取 mm齒輪采用高度變位，變位系數(shù) .陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 19 頁 共 49 頁表 2-1 差速器齒輪詳細參數(shù) (長度：mm)名稱 公式代號 行星齒輪 z1 半軸齒輪 z2齒數(shù) z z1=11 z2=18模數(shù) m 6齒面寬 b b1=21 =212b壓力角 22.5齒頂高系數(shù) *ah0.8頂隙系數(shù) c0.188工作齒高 *0a2m9.6齒全高 h()10.728軸間夾角 90分度圓直徑 dz1d62d108分錐角 o29.05o6.95節(jié)錐距 1aR2sin72.08周節(jié) tm18.84齒頂高 *ah()a1h6.8a2h3.4齒根高 faf45f708齒根角 ffhrctnRof1.of26.59齒頂圓直徑 aad2osad76ad1側向間隙 Cn（輪式裝載機設計 P203表 6-12） 0.165輪冠至錐頂距離 aAhin1A50.2A30.82.2 差速器直齒錐齒輪強度計算陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 20 頁 共 49 頁2.2.1 齒輪材料的選取根據(jù)差速器齒輪工作環(huán)境和受載性質，將差速器中行星齒輪和半軸齒輪的材料選為 20CrMnTi（滲碳后淬火， Mpa Mpa）b10s8502.2.2 齒輪強度校核計算由于差速器齒輪工作條件比主傳動齒輪好，在平地直線行駛時，齒輪無嚙合運動，故極少出現(xiàn)點蝕破壞，一般只進行半軸齒輪的彎曲強度計算。下面參考工程機械底盤構造與設計P 322頁差速器齒輪強度計算公式對本次設計的差速器齒輪強度進行校核：(2.3)e0smc0smu 2v2wv2wPK1MK1*bJzJb式中：M c -差速器扭矩， 為算出的主傳動從動錐齒輪的最axc.6nax大扭矩，n 為行星輪數(shù)。所以 Nm0.176.44-半軸齒輪齒數(shù)2zKs-尺寸系數(shù)，因為 m=71.6 mm 所以 44sm7K0.2525Km -載荷再分配系數(shù)，取 Km =1.0K0 -過載系數(shù)，取 K0=1.0Kv -質量系數(shù)，取 Kv =1.0Jw -綜合系數(shù)，由工程機械底盤構造與設計P 322頁圖 3-5-25 可查得 Jw =0.264把以上各參數(shù)代入公式得： Mpau658齒輪材料為 20CrMnTi 其極限應力 Mpa，其許用彎曲應力b10Mpaub0.7582所以： 所設計的差速器齒輪強度滿足要求。u2.3 行星齒輪軸直徑 dz的確定差速器十字行星齒輪軸選用 40Cr 制成，行星齒輪通過滑動軸承即襯套安裝在十字軸上。十字軸主要受主減速器從動錐齒輪傳來的扭矩而產生的剪切應力。陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 21 頁 共 49 頁十字軸直徑 d 可參照吉林工業(yè)大學諸文農主編的底盤設計P 264 按下式計算：(2.4)Gd4Mdnr式中：M G -差速器總扭矩，M G=M2max=10776 Nm=10776000 Nmm-許用剪切應力，= 安全系數(shù)取 4, 40Cr 的屈服極限5.3sMpa（淬火回火），所以 s78578196.24n -行星齒輪數(shù)目，為 4rd-行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm。 ， 是半軸齒d2pr輪齒寬中點處的直徑，可用下式計算：mm2pR(10.5)18(0.53)91.8所以：r d=45.9 mm把以上各參數(shù)代入公式得： d=20.51 mm，圓整取 d=21 mm陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 22 頁 共 49 頁3 半軸設計半軸是差速器與最終傳動之間傳遞扭矩的實心軸，本次設計中半軸采用全浮式支承方式。半軸一端用花鍵與差速器半軸齒輪連接，由差速器殼支承，另一端用花鍵與最終傳動的太陽輪連接，由行星輪起支承的作用，半軸只傳遞扭矩。3.1 半軸計算扭矩 Mj的確定半軸計算扭矩在數(shù)值上近似等于主減速器從動錐齒輪上的計算扭矩?？捎们懊?1）按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大，變速箱一檔時，從動錐齒輪上的最大扭矩 2）按驅動輪附著極限扭矩來確定從動錐齒輪的最大扭矩 兩種計算方法取得的較小值來代替。即： Nmj2maxp210763.2 半軸桿部直徑的選擇桿部直徑 d 是半軸的主要參數(shù)，可用下式初選：cm (3.1)j3M0.196式中：M j -半軸計算扭矩，公斤厘米；M j =10776Nm =107760 公斤厘米 -半軸許用扭轉屈服應力，半軸材料選 40Cr，對于 40Cr、45 鋼和 40MnB等材料，材料的扭轉屈服極限都可達 8000 公斤/厘米，在保證靜安全系數(shù)在 1.31.6范圍時，許用應力可取=50006200 公斤/厘米，取=5500 公斤/厘米代入上式得：d=4.74 cm=47.4 mm圓整取 d=48 mm半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以使半軸各部分達到等強度。半軸破壞形式大多是扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大過渡圓角半徑以減小應力集中，提高半軸扭轉疲勞強度。3.3 半軸強度驗算全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉應力 為：陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 23 頁 共 49 頁(3.2)j3Md16將 Mj =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm 代入上式得：=496.5 Mpa ;許用扭轉切應力=5500 公斤/厘米=539 Mpa所以： 強度滿足，半軸直徑確定為 48 mm陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 24 頁 共 49 頁4 最終傳動設計最終傳動是傳動系中最后一級減速增扭機構，在本次設計中，最終傳動采用單排內外嚙合行星排傳動，其中太陽輪由半軸驅動為主動件，行星架和車輪輪轂連接為從動件，齒圈與驅動橋橋殼固定連接。此種傳動形式傳動比為 1+（ 為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比），可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，可以布置在車輪輪轂內部，而不增加機械的外形尺寸。為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽輪連同半軸端部完全是浮動的，不加任何支承，此時太陽輪連同半軸端部是靠對稱布置的幾個行星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的。4.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定4.1.1 行星輪數(shù)目的選擇行星輪數(shù)目取的多，負荷由更多的行星輪來負擔，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，但一般行星輪取 3 個，因為 3 點定一個圓位置，實際設計中行星輪數(shù)目一般為 36 個，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制，因為行星輪數(shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會產生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。本次設計參考同類機型及機械設計手冊由任務書輪邊傳動比 if=4.04.5 選取行星輪數(shù)目 n=3，三行星輪均勻分布。4.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定齒輪齒數(shù)間的關系公式：(4.1)qf tzi1式中：i f-最終傳動傳動比，任務書上 if的范圍為 4.04.5，初取 if =4.5zq -齒圈齒數(shù)，z t -太陽輪齒數(shù)，z x -行星輪齒數(shù)所以： ojtxex 1202Asind2.5sin4765由機械設計手冊當 =4.5，n=3 時可選行星排各輪齒數(shù)為：fi齒圈齒數(shù) zq =56太陽輪齒數(shù) zt =16陜 西 理 工 學 院 畢 業(yè) 設 計第 25 頁 共 49 頁行星輪齒數(shù) zx =20驗算傳動比： qft56i14.1fffi0%所以傳動比合適4.1.3 同心條件校核為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等，即 zq、 zt、 zx應滿足下列條件：qtxz2將 zq =56，z t =16，z x=20 代入公式得：56-16=220 滿足同心條件為了提高齒輪的承載能力，為采用角變位傳動將行星輪齒數(shù)減少 1 齒，即：z x=194.1.4 裝配條件的校核為使行星排各元件上所受徑向力平衡，應使各行星輪均勻分布或對稱分布，即zq、 zt、 zx、n 應滿足條件： ，N 為任意整數(shù)。qtzn把 zq =56，z t =16，n=3 代入公式得： 5613所以滿足裝配條件4.1.5 相鄰條件的校核設計行星傳動時，必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙，對于單行星傳動而言，即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和。用公式則可以表示為：(4.2)jtxex2Asind在實際設計中相鄰條件多控制在： jtxexi58(m)2公式中：A tx-太陽輪與行星輪的中心距