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买 文 档 就 送 全 套 CAD 图 纸 QQ:414951605 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 QQ:414951605 或 1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑AbstractThe design of the content loader drive axle design, roughly divided into the main drive design, differential design, wheel reducer design, axle design four parts. Where the main drive bevel gears 35 spiral bevel gears, the calculation of this type of gear basic parameters and geometric parameters is the focus of this design. Several basic parameters of gear teeth in the future such as modulus, pitch circle diameter of the driven gear and so determine, with a large number of equations to calculate the geometric parameters of all the gear, and then perform stress analysis and strength check gear . Understand the structure and working principle differential, axle and final drive after combining design requirements, a reasonable choice of their form and size. The design chosen straight bevel gear differential gear, with full-floating axle final drive deceleration in the form of a single planetary line.Keywords: Shovel loader , Drive bridge , Design买 文 档 就 送 全 套 CAD 图 纸 QQ:414951605 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 .11.1 螺旋锥齿轮的设计计算 .11.1.1 齿数的选择 .11.1.2 从动锥齿轮节圆直径 d2 的选择 .11.2 螺旋锥齿轮的强度校核 .81.2.1 齿轮材料的选择 .81.2.2 锥齿轮的强度校核 .82 差速器设计 .152.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 .152.1.1 差速器球面直径的确定 .152.1.2 差速器齿轮系数的选择 .162.2 差速器直齿锥齿轮强度计算 .182.2.1 齿轮材料的选取 .182.2.2 齿轮强度校核计算 .182.3 行星齿轮轴直径 的确定 .19zd3 半轴设计 .203.1 半轴计算扭矩 的确定 .20jM3.2 半轴杆部直径的选择 .203.3 半轴强度验算 .204 轮边减速器设计 .214.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定 .214.1.1 行星轮数目的选择 .214.1.2 行星排各齿轮齿数的确定 .22买 文 档 就 送 全 套 CAD 图 纸 QQ:414951605 或 1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑4.1.3 同心条件校核 .224.1.4 装配条件的校核 .234.1.5 相邻条件的校核 .234.2 齿轮变位 .234.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x） .244.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q） .254.3 齿轮的几何尺寸 .264.4 齿轮的校核 .284.4.1 齿轮材料的选择 .284.4.2 接触疲劳强度计算 .284.4.3 弯曲疲劳强度校核 .294.5 行星传动的结构设计 .304.5.1 太阳轮的结构设计 .304.5.2 行星轮结构设计 .304.5.3 行星轮轴的结构设计 .304.5.4 轴承的选择 .315 花键、螺栓、轴承的选择与校核 .325.1 花键的选择及其强度校核 .325.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择 .325.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择 .345.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核 .345.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度 .355.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核 .355.3.1 作用在主传动锥齿轮上的力 .375.3.2 轴承的初选及支承反力的确定 .375.3.3 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 QQ:414951605 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 QQ:414951605 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 QQ:414951605 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。1.1 螺旋锥齿轮的设计计算1.1.1 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 6-4，结合本次设计主减速比 =6.167，选取主动小锥齿轮齿数 ，所以0i 61z从动大锥齿轮齿数 。3712z1.1.2 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， e nPMe950-驱动桥主传动比，已知 ；0i 167.0i-变矩器系数， ；k .3kin -驱动桥个数，n=2；-变速箱的最大传动比，li 85.li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m 0kmk的效率取 0.96，主减速器效率取 。计算得 。96.092.NMca 547321785.37602此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：icac 8.4096.021 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， 8.0-驱动轮动力半径，dr 65.dr-从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比），fi67.3fin-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： mNnirMfdac 42.13267.35.0812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： Nca4.12 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： nifrGMdaf si2 mN式中：f -道路滚动阻力系数。f=0.0200.035，取 f=0.03-最终传动速比，fi 67.3fi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si 30.9.sin30.sin所以 mNifrGMdaf 57.469267.512主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为：mNiff 43.90.167.54021(2) 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d 61.0d-按地面附着条件决定的最大扭矩 取 11344.42 公斤-厘米max2所以得： cmKd 53.29.34.3max22 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。d962(3) 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/T 12368-1990 )8为了知道所选模数是否合适需用下式校对：3max2MKs式中： -系数，0.0610.089即： 在 0.0610.089 之间084.2133max2s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：mzds48611 mzds29637822(4) 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 35m(6) 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 mzms 93.147685.05. 2210 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 mb521(7) 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5(8) 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 85.0ah顶隙系数 ；18.0c径向变位系数 =0.386（i=4.567.00）所以螺旋锥齿轮齿顶高为：mmhsa 712.386.52 90齿根高 ：csaf 39.2hf 2165801850顶隙： mms.齿全高： hfa421有效齿高（工作齿高）：he=1.700ms=17 mm(9) 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 6-8 选取齿侧间隙为： 24Pmcn2.0(10) 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 ）18.0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6smssScotan202sss t01所以： S376.92S74.160(11) 分锥角 （分度圆锥角）小锥齿轮分锥角： 21.93arctnarct211z大锥齿轮分锥角： 780.0912(12) 节锥距 aRmda 93.47.8sin6si2(13) 齿根角 f小锥齿轮齿根角： 9.13.4265arctnarct11ffRh大锥齿轮齿根角： .tt22aff(14) 顶锥角和 根锥角kr(15) 小锥齿轮根锥角： 2.79.1.11f大锥齿轮根锥角： 463578022fr小锥齿轮顶锥角： .91rk大锥齿轮顶锥角： 78291.12此次设计的 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 1-1：35表 1.1 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 sm8 mm装载机驱动桥设计71d48 mm3 分度圆直径 2296mm4 压力角 20.55 有效齿高 eh13.6 mm6 全齿高 2115.104 mm7 侧隙 nc0.20 mm8 顶隙 C 1.504 mm1ah9.888 mm9 齿顶高 23.712 mm1f5.216 mm10 齿根高11.392 mm19.2111 分锥角 280.7912 节锥距 aR149.93mm1b50 mm13 齿面宽 250 mm1f1.9914 齿根角 24.351k13.5615 顶锥角 282.781r7.2216 根锥角 276.4411cosaehd67.52mm17大端齿顶圆直径 22297.19mm18 螺旋角 m3519 螺旋方向 小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋20 周节 s25.12 mm01S16.74 mm21 理论弧齿厚 28.736 mm装载机驱动桥设计81.2 螺旋锥齿轮的强度校核1.2.1 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：（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 56 62HRC）Mpas801选取大齿轮材料为 20MnVB(调质 齿面硬pab1082s852度 5662HRC )1.2.2 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MmNf 57.4692-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0K 5.120K有液力变矩器的轮式装载机取 ；25.10K-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ms6.18750.42ssmK-1.101.25，取m0.1-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 3-5-18 可得： 30P235.01wJ182.02wJ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：ifmsvepc JKdbKPC10式中： -接触应力，Mpa-弹性系数，p mNCp /6.23/7432121厘 米公 斤-齿轮大端圆周力ePP865-过载系数，取0K.0K-动载系数，取v 1v-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mK1.mK-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 0.1f-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 3-5-23 可得：319P124.0iJ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 ；6.12i分锥角 ， ；99.802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 0.3，所以Rs.0R=6.8mm；中点法向模数 ；m mnm57.3cos5.8cos齿顶高 ， ；ha8.91ha712.32表 1.2 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 vZcoszvv1z8.52706齿数比 vi 2iv vi.39分度圆直径 vdv1midv2v1i v1d54.27中心距 vavv2a()va60.顶圆直径 vadadh1d74v2.35当量齿轮端面压力角t vt mtnrcosot9基圆直径 vbbvvtvb1.2d06基圆螺旋角 vb vari()o35端面基圆齿距 Pvb bmvtPcosavbP4.啮合线长度 gva2222vava1bbtg(dd)sin ag2.7端面重合度 vavavmbnvtgcosPava1.305纵向重合度 vvi v.64装载机驱动桥设计12续表 1.2 锥齿轮的当量圆柱齿轮参数总重合度 v22vvavv2.096齿中部接触线长度bml 对于 1vabmblcosbml3.5齿中部接触线的投影长度bml bvllbl1.中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数 vnzvn2vbmzzcoscosvn1z4.08326分度圆直径 dvnd/dvn9.中心距 vnavnvn12a(d)a853顶圆直径 ahvn16.2042d基圆直径 vbndvbnvdcosb79vn.啮合线长度 ag22va1vanbn(d)si ag60法面重合度 v2vanvvb/cosvn1.84（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：90KLSEHBMmtHVAH ZZibdFK121（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13mNdMFft 625.46789021-使用系数，查机械设计 表 10-2 取 。AK193P25.1AK-动载系数取V.VK-齿向载荷系数。 ， 由机械设计手册H eH5页表 16.4-28 可查得 ，所以186P0.1eH.-端面载荷系数查机械设计手册 页表 16.4-29 可K1826P得 0.H-节点区域系数，可由公式Z vtbHZsinco所以： 13.2957.2sin63cosicovtbH-中点区域系数，可用下式计算：BMZ22121 1tavvbavvbavt zFdzFd式中 可由下表求出：21F表 1.3纵向重合度 v1F2F0 2 1v1vvv v v由上表可求出： 305.1F305.12所以： 6BMZ-弹性系数，查 机械设计手册 可知E 4816P2/8.9mNE-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，kZ 8.0kZ-计算齿面接触强度的载荷分配系数。LS当 时， 2vr1LSZ当 和 时， vr5.025.142vrvrLS 因为 096.vr6.所以 8LSZ把以上各参数代入公式可得： MpaH85.1049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， ， ，25.1A0.V5.1F0.F-齿轮大端圆周力，t NdMft 625.421dft .3692-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 FSY vnz07.414.2FSY-齿根抗弯强度的重合度系数，因为 ，所以 E 1v65.-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15057.13.501.341422 bmKlY-齿根抗弯强度的载荷分配系数，LS96.8.22LSZ把以上各参数代入公式得： MpaF51paF7.2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。2.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择2.1.1 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，1.11.3，取 =1.15 K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94.102.1.2 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5.28.0*ah系数 的齿形。18.0*c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 Z2=Z 半121行z=1622 且半轴齿轮齿数比上行星齿轮齿数在 1.62 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 n=4C -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： 05.2918arctnrt211z半轴齿轮分锥角为： .69012（3）齿轮模数的确定节锥距 sin1dRa所以 m27.580.9sin21 装载机驱动桥设计17mzdm827.510.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 aRb2 3.Rma602所以： m18603.21圆整取齿轮采用高度变位，表 6-12 变位系数 234.0表 2.1 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 z z1=10 z2=18模数 m 6齿面宽 b b1=18 =182b压力角 22.5齿顶高系数 *ah0.8顶隙系数 c0.188工作齿高 *0a2m9.6齿全高 ()10.728轴间夹角 90分度圆直径 dz1d602d108分锥角 o29.5o6.95节锥距 1aR2sin61.78周节 tm18.84齿顶高 *ah()a1h6.94a2h3.4056齿根高 faf5f7装载机驱动桥设计18齿根角 ff ahrctnRof14.97of26.759齿顶圆直径 ad2osad083ad130侧向间隙 Cn（轮式装载机设计 P203 表 6-12） 0.165轮冠至锥顶距离 aAhin1A5.92A7.2.2 差速器直齿锥齿轮强度计算2.2.1 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， ）Mpab10pas8502.2.2 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 3-5-26 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：wmsvcwmsveu JKbzKMJbKP22020 11式中： -差速器扭矩， 为算出的主传动从cMncax6.ax2动锥齿轮的最大扭矩，n 为行星轮数。所以mNc .17042.36.0-半轴齿轮齿数2z-尺寸系数，因为 所以 sK6.9704.25.4ms-载荷再分配系数，取m 1.mK-过载系数，取00装载机驱动桥设计19-质量系数，取vK0.1vK-综合系数，由工程机械底盘构造与设计P322 页图 3-5-wJ25 可查得 295.wJ把以上各参数代入公式得： Mpau.74齿轮材料为 20CrMnTi 其极限应力 ，其许用弯曲应力b10Mpabu8257.0所以： 所设计的差速器齿轮强度满足要求。u2.3 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 6-68 按下式计算： dGnrM4式中： -差速器总扭矩， mNG 1342042.13max2-许用剪切应力， 安全系数取 4,40Cr 的屈服极u5.su限 （表面淬火），所以 Mps785 Mpa.64n -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dr pdr21半轴齿轮齿宽中点处的直径，可用下式计算：所以：mRp 8.913.051085.12 md9.45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。3.1 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： mNpj 42.132max23.2 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：cMj3196.0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1.31.6 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md35.47md4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。3.3 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mNMj 13420d48Mpa7.52用扭转切应力 pa6所以： 强度满足，半轴直径确定为 48mm.4 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 4.1 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4.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定4.1.1 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 n=3，三行星轮均匀分布。5.43fi4.1.2 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：67.3fin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，fi 67.3fi-齿圈齿数， -太阳轮齿数， -行星轮齿数qtzxz所以：验算传动比： 67.3184tqfzi%0 ffi所以传动比合适4.1.3 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：481t 5x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234.1.4 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。qztx nztq把 ， ，n=3 代入公式得：481tz 23184所以满足装配条件4.1.5 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j 10j-两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。exdmzmAtt 9618426haxe*所以： mdexjt 852.702sinsin2 所以相邻条件满足4.2 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
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