ZL50装载机驱动桥设计说明书

摘 要随着主机性能要求的提高和变化，逐渐显现目前国内 ZL50 装载机传动系配置较单一、陈旧。本次设计内容为ZL50装载机终的传动结构设计，大致上分为轮边减速器的设计，半轴的设计，最终传动的设计三大部分。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。了解了轮边减速器，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。本次设计轮边减速器齿轮选用圆柱直齿轮，半轴采用全浮式 ，最终传动采用单行星排减速形式。关键词: ZL50 装载机 驱动桥 设计目 录摘 要I引 言11 主传动器设计21.1 螺旋锥齿轮的设计计算21.1.1 齿数的选择21.1.2 从动锥齿轮节圆直径d2的选择21.2 螺旋锥齿轮的强度校核91.2.1 齿轮材料的选择91.2.2 锥齿轮的强度校核92 差速器设计172.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择172.1.1 差速器球面直径的确定172.1.2 差速器齿轮系数的选择172.2 差速器直齿锥齿轮强度计算202.2.1 齿轮材料的选取202.2.2 齿轮强度校核计算202.3 行星齿轮轴直径dz的确定203 半轴设计223.1 半轴计算扭矩Mj的确定223.2 半轴杆部直径的选择223.3 半轴强度验算224 最终传动设计244.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定244.1.1 行星轮数目的选择244.1.2 行星排各齿轮齿数的确定244.1.3 同心条件校核254.1.4 装配条件的校核254.1.5 相邻条件的校核254.2 齿轮变位264.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）264.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）274.3 齿轮的几何尺寸284.4 齿轮的校核314.4.1 齿轮材料的选择314.4.2 接触疲劳强度计算314.4.3 弯曲疲劳强度校核324.5 行星传动的结构设计324.5.1 太阳轮的结构设计324.5.4 轴承的选择335 各主要花键螺栓轴承的选择与校核355.1 花键的选择及其强度校核355.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择355.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择375.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核375.2 螺栓的选择及强度校核395.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度，395.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核395.3 轴承的校核405.3.1 作用在主传动锥齿轮上的力405.3.2 轴承的初选及支承反力的确定415.3.3 轴承寿命的计算42参考文献44致 谢45附 录46- III -引 言装载机是当今工程建设中应用最为广泛的一种工程机械，其在500米运距内铲、运、卸物料非常方便和经济。小至普通家庭房屋建设，大至三峡、青藏铁路等国家重大工程都有其忙碌的身影。驱动桥是轮式装载机底盘的主要组成部分，其功用是将发动机的扭矩进一步增大，以适应车轮为克服前进阻力所需要的扭矩。驱动桥包括主传动器、差速器、半轴、最终传动、桥壳等部件。ZL50装载机为充分利用其附着重量，达到较大的牵引力，采用全桥驱动桥。其减速比一般为1235，并按以下原则进行速比分配：在最终传动能安装的前提下，为了减小主传动及半轴所传递的扭矩，将速比尽可能地分配给最终传动，使整体结构部件尺寸减小，结构紧凑。毕业设计是大学四年学习的最后一门功课，其目的是综合应用所学专业基础知识及专业知识，巩固所学内容，提高分析问题解决问题的能力，为进一步的学习工作打好基础。 1 主传动器设计主传动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ZL50型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，结合本次设计主传动比范围i0=I=55.5，选取主动小锥齿轮齿数Z1=7，所以从动大锥齿轮齿数Z2=Z1i0=37。（i0=5.286）1.1.2 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： (1.1)式中：Mp2 -从动大锥齿轮计算转矩，NM -发动机的额定扭矩， i0 -驱动桥主传动比，已知i0=5.286 ik1 -变速箱一档传动比，同样由之前的课程设计可知液力变矩器涡轮高效区最高转速nTmax=2496 r/min所以该ZL50型装载机一档总传动比为： (1.2)VTmin为一档时装载机的前进速度，由本次设计任务书可知VTmin=10 km/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-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：23.525（Bd），目前装载机广泛采用低压宽基轮胎H/B=0.50.7，取H/B=0.7。查相关资料可得=0.10.16，取=0.12。将其代入上式可得：rd=0.652 m所以可求出i1=50.895。又因为i1=ik1i0if if为最终传动的传动比，由本次设计任务书可知if=4.04.5，初取if=4.3,。可求出ik1=2.239m -变矩器到主减速器的传动效率。m=k0 k为变速箱的效率取0.96，主减速器效率取0=0.96。计算得m=0.92Z -驱动桥数，Z=2所以可以计算出：Mp2=14336.13 NM此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算： NM 按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即： (1.3)式中： Ga -满载时驱动桥上的载荷（水平地面） -附着系数，轮式工程车辆=0.851.0，履带式工程车辆=1.01.2，所以取=0.9 rd -驱动轮动力半径，前面已求出rd=0.622 if -从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比）初取if=4.3 n-驱动桥数目（车辆底盘构造与设计 林慕义 张福生 P243 表2-3-1）由本次设计任务书可知：车辆工作质量为17.5t,额定载重量为50KN所以 Ga=175009.8=171500 N即可求出： NM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：Mp=10776 NM 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： （NM） (1.4)式中：f -道路滚动阻力系数。f=0.0200.035，取f=0.03I -最终传动速比n -驱动桥数目 -轮胎滚动半径所以NM主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为： NM(2) 从动锥齿轮分度圆直径d2的确定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： (1.5)式中：d2 -从动齿轮分度圆直径，cmKD -系数，轮式取0.580.66M2max -按地面附着条件决定的最大扭矩 取107760公斤-厘米所以得： cm 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d2=380 mm 。(3) 齿轮端面模数ms的选择 由式 ms=d2/z2=370/37=10取标准模数 ms=10 mm (见现代机械传动手册 GB/T 12368-1990 )为了知道所选模数是否合适需用下式校对： (1.6) 式中： Km -系数，0.0610.089 即： 在0.0610.089之间所以所选齿轮端面模数ms=10 mm合适。由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径： d1=msz1=107=70 mm d2=msz2=1037=370 mm(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m的选择螺旋角m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m=35(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： (1.7)式中：D-从动锥齿轮传动分度圆直径 所以：同时b2不应超过端面模数ms的10倍即：b210ms=1010=100 mm所以取 b2=58 mm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 =b2=58 mm(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。(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ha*=0.85顶隙系数=0.188 ；径向变位系数=0.386（i=4.567.00）所以螺旋锥齿轮齿顶高为： mm mm齿根高 ： mm mm 顶隙： mm齿全高：h1=h2=ha+hf=18.88 mm有效齿高（工作齿高）：he=1.700ms=17 mm(9) 齿侧间隙cn的选择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 P238页表6-8选取齿侧间隙为： cn=0.35 mm(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s=ms （是切向变位系数，查机械设计手册可知=0.25）大小锥齿轮大端面分度圆的理论弧齿厚度S01和S02可按下式计算： (1.8) (1.9)所以：S02=8.98 mm S01=22.42 mm(11) 分锥角（分度圆锥角）小锥齿轮分锥角：大锥齿轮分锥角：(12) 节锥距Ra mm(13) 齿根角f小锥齿轮齿根角：大锥齿轮齿根角：(14) 顶锥角和k根锥角r小锥齿轮根锥角：大锥齿轮根锥角：小锥齿轮顶锥角：大锥齿轮顶锥角：此次设计的35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表1-1：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1齿数Z17Z2372端面模数ms10 mm3分度圆直径d170 mmd2370 mm4压力角20.55有效齿高he17 mm6全齿高h=h1=h218.88 mm7侧隙Cn0.30 mm8顶隙C1.88 mm9齿顶高ha112.36 mmha24.64 mm10齿根高hf16.52 mmhf214.24 mm11分锥角110.7279.312节锥距Ra188.5mm13齿面宽b158 mmb258 mm14齿根角f11.35f24.5315顶锥角k115.02k281.28续表1.1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸16根锥角r18.72r274.9817大端齿顶圆直径95.35 mm370.89 mm18螺旋角m3519螺旋方向小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋20周节31.4 mm21理论弧齿厚22.42 mm8.98 mm1.2 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。根据以上原则选小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬齿面硬度 5862HRC）选取大齿轮材料为30CrMnSi(调质 硬度310360HBW )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： (1.10)式中：-弯曲应力，MpaP -作用在轮齿中心上的圆周力，=26732NM -作用在大齿轮上的计算扭矩-大齿轮平均分度圆直径 mm-分锥角K0 -过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关。可取K0=1.251.5对有液力变矩器的轮式装载机取K0=1.4； Kv -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同心度精度高时可取Kv=1.0； Ks -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关。因为ms=101.6 mm时，所以 Km -1.101.25，取Km =1.05 b -齿宽；z -齿数；ms -齿轮大端模数 Jw -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P318页图3-5-19可得：=0.213 Jw2=0.163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=700MP即：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： (1.11)式中：-接触应力，Mpa Cp -弹性系数， Pe -齿轮大端圆周力P=26732N K0 -过载系数，取K0=1.0 Kv -动载系数，取Kv=1.0 Ks -尺寸系数，当材料选择适当，渗碳层深度与硬度符合要求时，可取Ks=1.0 Km -载荷分配系数，取Km=1.05 Kf -表面质量系数，与表面光洁度，表面处理等有关，对精度较高的齿轮取Kf=1.0 b1 -小锥齿轮宽度 d1 -大锥齿轮大端分度圆直径 Ji -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，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P319页图3-5-23可得：Ji=0.213把以上各参数代入公式得：Mpa 又因为许用接触应力为： （工程机械底盘构造与设计P139） 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=2030；齿数z1=7,z2=37，齿数比；分锥角1=10.7，2=79.3；齿宽b1=b2=58 mm；大端分度圆直径d1=70 mm,d2=370 mm；中点分度圆直径；mm，mm；中点螺旋角m=35，中点模数齿宽系数为1/4到1/3，常取0.3，所以mm=8.5 mm；中点法向模数 mm；齿顶高ha1=12.36 mm，ha2=4.76 mm；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中点端面当量圆柱齿轮参数当量齿数zv齿数比iv分度圆直径dv中心距av顶圆直径dva当量齿轮端面压力角avt基圆直径dvb基圆螺旋角vb端面基圆齿距Pvb啮合线长度gva续表1.2 锥齿轮的当量圆柱齿轮参数端面重合度纵向重合度总重合度齿中部接触线长度lbm对于齿中部接触线的投影长度中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数分度圆直径中心距顶圆直径基圆直径啮合线长度法面重合度（4） 轮齿齿面接触疲劳强度计算正交（=90）锥齿轮齿面接触疲劳强度校核可按下式计算： (1.12)（机械设计手册 P16-181）式中：-轮齿接触疲劳强度，Mpa Ft1-小齿轮大端圆周力，可用下公式计算： Nmm KA -使用系数，查机械设计陆凤仪P139表8-2取KA=1.25。 KV -动载系数取KV=1.0 KH-齿向载荷系数。，由机械设计手册P16-181页表16.4-28可查得，所以 KH-端面载荷系数查机械设计手册P16-182页表16.4-29可得 ZH -节点区域系数，可由公式所以：-中点区域系数，可用下式计算： (1.13)式中F1F2可由下表求出：表1.3纵向重合度F1F202由上表可求出： 所以：ZE -弹性系数，查机械设计手册P16-48可知 Z-计算齿面接触强度的螺旋角系数，Zk -计算齿面接触强度的锥齿轮系数，Zk=0.8ZLS -计算齿面接触强度的载荷分配系数。当时， ZLS=1当和时，因为 所以 把以上各参数代入公式可得： Mpa材料的接触疲劳许用应力为：公斤/厘米=1372 Mpa(工程机械底盘构造与设计 P319)所以 齿轮的接触疲劳应力满足要求。（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： (1.14)式中：KA、KV、KF=KH、KF=KH和接触疲劳计算中相同，KA=1.25，KV=1.0，KF=1.5，KF=1.0 Ft -齿轮大端圆周力， b -齿面宽， mm YFS -复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱齿轮齿数zvn查得 YE -齿根抗弯强度的重合度系数，因为，所以 YK -齿根抗弯强度的锥齿轮系数，可以用下式计算： YLS -齿根抗弯强度的载荷分配系数，把以上各参数代入公式得： Mpa Mpa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 Mpa所以 满足设计要求。2 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： (2.1)式中： -差速器球面直径，mm K-球面系数，1.11.3，取K=1.25 Mmax-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按从动大锥齿轮上的最大扭矩计算。Mmax=M2max=10776 Nm=1077600公斤毫米所以得 =128.15 mm 取=128 mm2.1.2 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=22.5 的压力角，齿高系数，顶隙系数的齿形。这种齿形由于最少齿数比20 压力角的少，使齿轮可以采用较大的模数，在空间大小一样时，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Z1=Z行=1012，半轴齿轮齿数多采用Z2=Z半=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： (2.2)式中： -左右半轴齿轮的齿数； n -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=4 C -任意整数根据以上要求取z1=11 ,z2=18（2）分锥角的计算行星轮分锥角为：半轴齿轮分锥角为：（3）齿轮模数的确定节锥距 所以 mm mm 圆整取m=6 mm（4）行星轮、半轴齿轮分度圆直径 mm mm（5）齿面宽 R为齿宽系数，取 mm所以： mm 圆整取 mm齿轮采用高度变位，变位系数 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zz1=11z2=18模数m6齿面宽bb1=21=21压力角22.5齿顶高系数0.8顶隙系数0.188工作齿高9.6齿全高10.728轴间夹角90分度圆直径分锥角节锥距72.08周节18.84齿顶高齿根高齿根角齿顶圆直径侧向间隙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， Mpa Mpa）2.2.2 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P322页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： (2.3)式中：Mc -差速器扭矩， 为算出的主传动从动锥齿轮的最大扭矩，n为行星轮数。所以 Nm -半轴齿轮齿数 Ks-尺寸系数，因为m=71.6 mm所以 Km -载荷再分配系数，取Km =1.0 K0 -过载系数，取K0=1.0 Kv -质量系数，取Kv =1.0 Jw -综合系数，由工程机械底盘构造与设计P322页图3-5-25可查得Jw =0.264把以上各参数代入公式得： Mpa齿轮材料为20CrMnTi其极限应力 Mpa，其许用弯曲应力 Mpa所以： 所设计的差速器齿轮强度满足要求。2.3 行星齿轮轴直径dz的确定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P264 按下式计算： (2.4)式中：MG -差速器总扭矩，MG=M2max=10776 Nm=10776000 Nmm -许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限 Mpa（淬火回火），所以 n -行星齿轮数目，为4 rd-行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm。，是半轴齿轮齿宽中点处的直径，可用下式计算： mm所以：rd=45.9 mm把以上各参数代入公式得： d=20.51 mm，圆整取d=21 mm3 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Mj的确定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： Nm3.2 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： cm (3.1)式中：Mj -半轴计算扭矩，公斤厘米；Mj =10776Nm =107760公斤厘米 -半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选40Cr，对于40Cr、45钢和40MnB等材料，材料的扭转屈服极限都可达8000公斤/厘米，在保证静安全系数在1.31.6范围时，许用应力可取=50006200公斤/厘米，取=5500公斤/厘米代入上式得：d=4.74 cm=47.4 mm圆整取d=48 mm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： (3.2)将Mj =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm代入上式得：=496.5 Mpa ;许用扭转切应力=5500 公斤/厘米=539 Mpa所以： 强度满足，半轴直径确定为48 mm4 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，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。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if=4.04.5选取行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。4.1.2 行星排各齿轮齿数的确定齿轮齿数间的关系公式： (4.1)式中：if-最终传动传动比，任务书上if的范围为4.04.5，初取if =4.5 zq -齿圈齿数，zt -太阳轮齿数，zx -行星轮齿数所以：由机械设计手册当=4.5，n=3时可选行星排各轮齿数为： 齿圈齿数zq =56 太阳轮齿数zt =16 行星轮齿数zx =20验算传动比： 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zq、zt、zx应满足下列条件：将zq =56，zt =16，zx=20 代入公式得：56-16=220满足同心条件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：zx=194.1.4 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zq、zt、zx、n应满足条件：，N为任意整数。把zq =56，zt =16，n=3代入公式得：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： (4.2)在实际设计中相邻条件多控制在：式中：Atx-太阳轮与行星轮的中心距 -因三行星轮均匀分布，所以 -两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。 mm mm所以：8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。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，提高承载能力及改善啮合特性，故本次设计采用角变位。确定各轮齿数由前面计算已知：zq =56，zt =19，zx =16预计啮合角根据公式: 查机械零件设计手册P1057图16-6得 4.2.1 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： mm(2) 初算中心距变动系数(3)变位后中心距为： mm圆整取128 mm(4)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 (4.3)式中： 所以：(7)校核查机械零件设计手册P789页图12-1介于曲线P6和P7之间，有利于提高接触强度及抗弯强度(8)分配变位系数查机械零件设计手册P790页图12-2，分配变位系数得： (9)齿顶高降低系数4.2.2 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 mm(2) 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4.3 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4-1为行星排各齿轮几何尺寸，表中部分公式参照机械零件设计手册P783页表12-5和表12-6表4.1 t-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）变位系数齿顶高降低系数0.114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分度圆齿厚分度圆周节18.84标准中心距105实际中心距109节圆直径啮合角18.07中心距变动系数系数0.796齿顶高降低系数0.114齿顶圆压力角重叠系数1.287表4.2 x-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）变位系数齿顶高降低系数0.0243分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径 齿根圆直径分度圆周节21.98分度圆齿厚标准中心距111实际中心距109啮合角18.07节圆直径中心距变动系数-0.214齿顶圆压力角重叠系数2.56注： 4.4 齿轮的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，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力（为太阳轮扭矩，为太阳轮节圆半径，n行星轮个数），在计算时还应考虑到由于几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数。4.4.1 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，其弯曲疲劳许用应力一般不大于455Mpa，接触疲劳许用应力一般不大于14000公斤/厘米（即不大于1372Mpa）。4.4.2 接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度可按下式进行计算： (4.4)（机械零件设计手册P808，表12-20） 式中：Ft-作用在轮齿上的圆周力，为太阳轮扭矩，可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算， NM n为行星轮个数，n=3；为太阳轮节圆直径；为载荷修正系数取=1.15；把以上各参数代入得： N -节点区域系数，代入参数计算得 -材料弹性系数，对于钢材取ZE=189.8 -接触强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮b -齿宽， 圆整取b=90 mmdt-太阳轮分度圆直径，dt =112 mmi -齿数比，KA-使用系数，取KA =1.25KV-动载系数，取KV=1.0KH-齿向载荷分布系数，KH=1.0KH-齿间载荷分布系数，KH=1.1把以上各参数代入公式得： Mpa Mpa所以 接触疲劳强度满足。4.4.3 弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度可按下式进行计算： (4.5)式中：Ft、b、m、KA、KV、KF、KF与接触疲劳校核计算中相同，分别为：Ft =32334.8 N ，b=90 mm ，m=7 mm ，KA =1.25，KV =1.0，KF=1.0，KF=1.1。 YFS-复合齿形系数，由机械零件设计手册P816页图12-18查得：YFS =4.02 -弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮把以上各参数代入公式得： Mpa Mpa4.5 行星传动的结构设计4.5.1 太阳轮的结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理渗碳淬火，使深度达0.81.3 mm，齿面硬度为5862HRC，芯部硬度为320HBS，材料为20CrMnTi。4.5.2行星轮结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.81.3 mm，齿面硬度5862HRC，芯部硬度320HBS，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022 mm4.5.3行星轮轴的结构设计选取行星轮轴的材料为40Cr，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算： (4.6)式中：-轮边减速行星轮轴上的总扭矩， Nm=42671860 Nmm -许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限 Mpa，所以 Mpa n-行星齿轮数目，为3 -太阳轮与行星轮实际中心距， mm把以上各参数代入公式得： mm圆整取 mm4.5.4 轴承的选择行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针。轮毂与半轴外壳间轴承主要以径向负荷为主，因此选用单列圆锥滚子轴承。(1) 滚针轴承 滚针数的确定作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的10%，在45毫米之间，此设计可取d=5 mm则：式中：-实际行星轮轴计算直径 -行星轮轴的直径 g -滚针与行星轮轴之间间隙，一般取0.007mm所以： mm 式中：-滚针轴承直径，d -滚针直径所以： mm又因为：式中：f -滚针间的间隙取0.003 mm z -滚针数，k -正弦系数则： 所以：z=25.68取每个行星轮上的滚针数 z=26 滚针的长度若取滚针过长，则易磨损，若过短则易使行星轮轴受力不均匀且易损伤轮轴表面，故取大于齿宽3/43/2。所以： mm(2) 桥壳上轴承的选取桥壳轴承的选取应尽量考虑到桥壳的结构尺寸，以及轴承的寿命应尽量接近。此处选用。5 各主要花键螺栓轴承的选择与校核5.1 花键的选择及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内花键组成，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及联接质量。5.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择（1） 键参数的选择此处是动力传递的重要位置，所以此处花键采用渐开线花键（平齿根），由机械零件设计手册查取计算出花键各参数见下表5-1。表5.1 主传动中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30齿数z24理论工作齿高2.5分度圆直径60基圆直径51.96外花键大径尺寸62.5外花键小径尺寸56.25内花键大径尺寸内花键小径尺寸57.65表中CF为齿形裕度，CF=0.1m=0.25 mm为外花键渐开线起始圆直径最大值，可用下式计算： (5.1) mm esv为外花键作用齿厚上偏差，由机械零件设计手册P605表7-28查得：esv=-60m=-0.06 mm。把两参数代入公式计算得： mm(2) 键的强度校核对于渐开线花键的强度可用下式进行计算： (5.2)式中：T-转矩，Nm；T=Mj=15200 Nm -各齿间载荷不均匀系数，通常取，取 z -齿数，24 hg-齿的工作高度，mm， mm lg-齿的工作长度，mm， mm Dm-平均直径，mm， mm -许用挤压应力查机械零件设计手册P592页表7-13可知：使用和制造情况良好的齿面经热处理许用应力可达到 Mpa把以上各参数代入公式得： Mpa此渐开线花键强度满足5.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择此处花键所受扭矩与差速器半轴齿轮花键所受扭矩近似相等，花键各参数可取相同的值。校核时花键齿轮的工作长度lg等于太阳轮齿宽b=80 mm，尺寸与前面差速器半轴齿轮相同，所以强度同样满足。5.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核(1) 最小轴径估算主传动小锥齿轮是齿轮轴的形式，此处花键的齿根圆直径应大于轴径受扭处的最小允许直径。轴径受扭处的最小允许直径可用下式计算： (5.3)式中：M -小锥齿轮上所受的最大扭矩， NM-小锥齿轮上的许用切应力，小锥齿轮材料用20Cr2Ni4制成，其屈服极限 Mpa， Mpa把各参数代入公式得： mm(2) 花键的选择与主要参数的计算此处是动力输入的重要位置，所以仍采用渐开线花键（平齿根），其参数见下表。表5-2 主传动输入法兰处花键参数 (长度 mm )名称