畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）ZL30輪式裝載機(jī)的主傳動(dòng)與差速器設(shè)計(jì)

1、太原科技大學(xué)華科學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書專業(yè)/方向：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化（工程機(jī)械） 時(shí)間：2010年3月16日學(xué) 生 班 級姓 名指 導(dǎo) 教 師設(shè)計(jì)（論文）題目zl30輪式裝載機(jī)的主傳動(dòng)與差速器設(shè)計(jì)主 要研 究內(nèi) 容及要 求1、設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容：（1）主減速器的方案設(shè)計(jì)及參數(shù)確定。（2）差速器的方案確定及參數(shù)確定。（3）主減速器和差速器的機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和和強(qiáng)度計(jì)算。（4）標(biāo)準(zhǔn)件的選擇，驗(yàn)算和壽命計(jì)算。2、繪制設(shè)計(jì)圖：累計(jì)圖幅2.0張a0，其中： （1）主減速器和差速器總裝圖1張。（2）典型零部件總成和零件圖若干。3、翻譯外文資料：3000字符以上。4、設(shè)計(jì)說明書工作量要求：2.0萬字，圖表10幅。研

2、究方法及達(dá)到目的 綜合運(yùn)用所學(xué)知識(shí)，經(jīng)調(diào)研分析，策劃方案，設(shè)計(jì)計(jì)算，繪制圖紙，編寫說明書等環(huán)節(jié)的訓(xùn)練，掌握機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)的一般方法，使在分析問題和創(chuàng)新能力等方面得到鍛煉和提高。主要技術(shù)參數(shù)整機(jī)質(zhì)量：95額定載重量：30橋 荷分 配：前橋：70，后橋：30軸 距：2500輪 距：1845發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩：400發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率：73.5輪 胎：16-20教研室意見同意。教研室主任簽字：2010 年 3 月20 日說明：一式兩份，一份裝訂入學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)，一份交學(xué)院（直屬系）。 目錄 一、主傳動(dòng)器設(shè)計(jì)（一）、螺旋錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算-6(二)、螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核-15二、差速器設(shè)計(jì)（一）、圓錐齒輪

3、差速器基本參數(shù)的選擇-25(二)、差速器直尺錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算-28（三）、行星齒輪軸直徑的確定-29三、半軸設(shè)計(jì)-33 四、各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核（一）、花鍵的選擇及其強(qiáng)度校核-34（二）、螺栓的選擇及強(qiáng)度校核-38 (三) 、主要軸承的校核- -40五、結(jié)束語-44六、參考文獻(xiàn)-45七、外文翻譯 摘要 本次設(shè)計(jì)內(nèi)容為zl30裝載機(jī)主減速器和差速器設(shè)計(jì)，大致上分為主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)，差速器的設(shè)計(jì)兩大部分。其中主傳動(dòng)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(jì)算是本次設(shè)計(jì)的重點(diǎn)所在。將齒輪的幾個(gè)基本參數(shù)，如齒數(shù)，模數(shù)，從動(dòng)齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計(jì)算出齒

4、輪的所有幾何參數(shù)，進(jìn)而進(jìn)行齒輪的受力分析和強(qiáng)度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)和工作原理以后，結(jié)合設(shè)計(jì)要求，合理選擇它們的形式及尺寸。本次設(shè)計(jì)差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動(dòng)采用單行星排減速形式。 關(guān)鍵詞 輪式裝載機(jī)，主減速器，差速器abstractthe design of content-driven zl50 loader bridge design,largely at the main transmission design,the differential design ,half-shaft design,the design of the fina

5、l drive four majority.including the main drive bevelgear used 35o bevel gears,this type of gear and the basic parameters of the geometric parameters of this design is the key point.gear will be a few basic parameters,such as number of teeth,module,the sub-driven gear circle diameter determined,spent

6、 a lot of formula to work out all the gear geometric parameters,and then gear for the analysis and strength check.understand the differential,and the final drive axis of the structure and working principle,the combination of design requirements,they reasonable choice of the form and size.the design

7、differential gear selection straight bevel gears,axis-wide floating,and ultimately drive single row slowdown planets form. keywords:loarder， derver， bridge 前言 裝載機(jī)是當(dāng)今工程建設(shè)中應(yīng)用最為廣泛的一種工程機(jī)械，其在500米運(yùn)距內(nèi)鏟、運(yùn)、卸物料非常方便和經(jīng)濟(jì)。小至普通家庭房屋建設(shè)，大至三峽、青藏鐵路等國家重大工程都有其忙碌的身影。驅(qū)動(dòng)橋是輪式裝載機(jī)底盤的主要組成部分，其功用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩進(jìn)一步增大，以適應(yīng)車輪為克服前進(jìn)阻力所需要的扭矩。驅(qū)

8、動(dòng)橋包括主傳動(dòng)器、差速器、半軸、最終傳動(dòng)、橋殼等部件。zl30裝載機(jī)為充分利用其附著重量，達(dá)到較大的牽引力，采用全橋驅(qū)動(dòng)橋。其減速比一般為1235，并按以下原則進(jìn)行速比分配：在最終傳動(dòng)能安裝的前提下，為了減小主傳動(dòng)及半軸所傳遞的扭矩，將速比盡可能地分配給最終傳動(dòng)，使整體結(jié)構(gòu)部件尺寸減小，結(jié)構(gòu)緊湊。畢業(yè)設(shè)計(jì)是大學(xué)四年學(xué)習(xí)的最后一門功課，其目的是綜合應(yīng)用所學(xué)專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)及專業(yè)知識(shí)，鞏固所學(xué)內(nèi)容，提高分析問題解決問題的能力，為進(jìn)一步的學(xué)習(xí)工作打好基礎(chǔ)。一、主傳動(dòng)器設(shè)計(jì)主傳動(dòng)器的功用是改變傳力方向，并將變速箱輸出軸的轉(zhuǎn)矩降低，扭矩增大。本次設(shè)計(jì)的zl30型裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋采用單級主傳動(dòng)形式，主傳動(dòng)齒輪采用

9、35螺旋錐齒輪，這種齒輪的特點(diǎn)是：它的齒形是圓弧齒，工作時(shí)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(zhuǎn)向另一端，因此運(yùn)轉(zhuǎn)比較平穩(wěn)，減小了噪音，并且由于螺旋角的關(guān)系重合系數(shù)增大，在傳動(dòng)過程中至少有兩對以上的齒同時(shí)嚙合，相應(yīng)的增大了齒輪的負(fù)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(gè)，因而與直齒錐齒輪相比可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比。（一）、螺旋錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1、齒數(shù)的選擇選擇齒數(shù)時(shí)應(yīng)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(dòng)研磨作用，為了得到理想的齒面接觸，小齒輪的齒數(shù)應(yīng)盡量選用奇數(shù)，大小齒輪的齒數(shù)和應(yīng)不小于40。根據(jù)以上選擇齒數(shù)的要求，參

10、考1，結(jié)合本次設(shè)計(jì)主傳動(dòng)比范圍i0=i=55.5，選取主動(dòng)小錐齒輪齒數(shù)z1=9，所以從動(dòng)大錐齒輪齒數(shù)z2=z1i0=44。（i0=5）2、從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑d2的選擇 螺旋錐齒輪計(jì)算載荷的確定1） 按發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同輸出扭矩最大變速箱一檔時(shí)從動(dòng)大錐齒輪上的最大扭矩計(jì)算： (1-1)式中：mp2 -從動(dòng)大錐齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，nm mtmax -發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同工作時(shí)輸出的最大扭矩，由之前的課程設(shè)計(jì)裝載機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器匹配計(jì)算可得到mtmax=40000 nm i0 -驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)比，已知i0=5 ik1 -變速箱一檔傳動(dòng)比，同樣由之前的課程設(shè)計(jì)可知液力變矩器渦輪高效區(qū)最高轉(zhuǎn)速ntma

11、x=40000 r/min 所以該zl30型裝載機(jī)一檔總傳動(dòng)比為： (1-2) vtmin為一檔時(shí)裝載機(jī)的前進(jìn)速度，由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書可知vtmin=11.5 km/h rd為車輪的動(dòng)力半徑可由式： 計(jì)算： rd-車輪動(dòng)力半徑，m d -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(shè)計(jì)任務(wù)書可知輪胎規(guī)格為：23.525（bd），目前裝載機(jī)廣泛采用低壓寬基輪胎h/b=0.50.7，取h/b=0.6。查相關(guān)資料可得=0.10.16，取=0.15。將其代入上式可得：rd=0.622 m 所以可求出i1=50.895。又因?yàn)閕1=ik1i0if if為最終傳動(dòng)

12、的傳動(dòng)比，由本次計(jì)任務(wù)書可知if=4.04.5，初取if=4.3,?？汕蟪鰅k1=2.239 m -變矩器到主減速器的傳動(dòng)效率。m=k0 k為變速箱的效率取0.96，主減速器效率取0=0.96。計(jì)算得m=0.92z -驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，z=2所以可以計(jì)算出：mp2=5741.76 nm此時(shí)主動(dòng)小錐齒輪的轉(zhuǎn)矩可由以下公式計(jì)算： nm2） 按驅(qū)動(dòng)輪附著扭矩來確定從動(dòng)大錐齒輪的最大扭矩，即： (1-3)式中： ga -滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)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=0.7 rd -驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑，前面已求出rd=0.608 if -從動(dòng)圓錐齒

13、輪到驅(qū)動(dòng)輪的傳動(dòng)比（輪邊傳動(dòng)比）初取if=2.82 f -輪邊減速器的效率，行星傳動(dòng)通常取0.962由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書可知：車輛工作質(zhì)量為16.5t,額定載重量為50kn所以 ga=（9500+3000）70%=8750kg即可求出： 因?yàn)閦l30型裝載機(jī)滿載時(shí)的橋荷分配為前橋64.8，故該條件下從動(dòng)錐齒輪的最大扭矩為： nm計(jì)算中取以上兩種計(jì)算方法中較小值作為從動(dòng)直齒輪的最大扭矩，此扭矩在實(shí)際使用中并不是持續(xù)扭矩，僅在強(qiáng)度計(jì)算時(shí)用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力。所以該處的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：m2max=mp2=11962 nmm1max=mp1=8913.8 nm3)按常用受載扭矩來確定從動(dòng)錐齒輪上的載荷 輪式裝載機(jī)

14、作業(yè)工況非常復(fù)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(dāng)量載荷或平均載荷作為計(jì)算載荷。對輪式裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)器從動(dòng)齒輪推薦用下式確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩： （nm）式中：f -道路滾動(dòng)阻力系數(shù)。f=0.0200.035，取f=0.03 sina -坡道阻力系數(shù)，sina=0.090.30,取sina=0.25所以 nm主動(dòng)小錐齒輪上的常用受載扭矩為： nm 從動(dòng)錐齒輪分度圓直徑d2的確定 根據(jù)從動(dòng)錐齒輪上的最大扭矩，按經(jīng)驗(yàn)公式粗略計(jì)算從動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑： (1-4) 式中：d2 -從動(dòng)齒輪分度圓直徑，cm kd -系數(shù)，輪式取3.2 m2max -從動(dòng)錐齒輪上的計(jì)算扭矩，

15、ncm所以得： cm 考慮到從動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑對驅(qū)動(dòng)橋尺寸和差速器的安裝有直接的影響，參考國內(nèi)外現(xiàn)有同類機(jī)型相關(guān)尺寸，最終確定從動(dòng)錐齒輪分度圓直徑d2=319 mm 。3、齒輪端面模數(shù)ms的選擇 由式 ms=d2/z2=319/44=7.25取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ms=8 mm (見現(xiàn)代機(jī)械傳動(dòng)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： 見1 （1-5） 式中： km -系數(shù)，0.0610.089 即： 在0.0610.089之間所以所選齒輪端面模數(shù)ms=8 mm合適。由此可算出大小齒輪的準(zhǔn)確分度圓直徑： d1=msz1=89=72mm d2=msz2=844=3

16、52 mm4、法向壓力角的選擇螺旋錐齒輪的標(biāo)準(zhǔn)壓力角是2030，選擇標(biāo)準(zhǔn)壓力角有易于選擇制造齒輪的刀具，降低生產(chǎn)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(diǎn)的切線與該切點(diǎn)的節(jié)錐母線之間的夾角，螺旋角越大錐齒輪傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪音越小，但軸承壽命縮短，因此在輪式裝載機(jī)上常用m=356、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(qiáng)度及使用壽命，但實(shí)際上齒面寬過大會(huì)使齒輪小端延長而導(dǎo)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(huì)使齒輪的負(fù)荷易于集中小端而導(dǎo)致輪齒折斷。 齒面

17、過小同樣也會(huì)降低輪齒的強(qiáng)度和壽命。通常推薦螺旋錐齒輪傳動(dòng)大齒輪的齒面寬為： 式中：ra -錐齒輪傳動(dòng)的節(jié)錐距 所以：同時(shí)b2不應(yīng)超過端面模數(shù)ms的10倍即：b210ms=108=80 mm 所以取 b2=60 mm一般習(xí)慣使小錐齒輪的齒面寬比大錐齒輪的稍大，使其在大錐齒輪輪齒兩端都超出一些，通常小錐齒輪齒面寬比大錐齒輪約加大10%，即：小錐齒輪齒面寬 b1=1.1b2=1.16066 mm7、螺旋方向的選擇在螺旋齒輪傳動(dòng)中，齒的螺旋方向和軸的旋轉(zhuǎn)方向決定了錐齒輪傳動(dòng)時(shí)軸向力方向，由于軸承中存在間隙，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)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(cè)間隙，防止輪齒卡住，加速齒面

18、磨損，甚至引起輪齒折斷。根據(jù)上述要求，選擇主動(dòng)錐齒輪為左旋，從動(dòng)錐齒輪為右旋。8、齒高參數(shù)的選擇輪式裝載機(jī)主傳動(dòng)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(qiáng)度。高度修正的實(shí)質(zhì)是小錐齒輪采用正移距，此時(shí)小錐齒輪齒頂高增大，而大錐齒輪采用負(fù)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6可查得：螺旋錐齒輪的齒頂高系數(shù)ha=0.85頂隙系數(shù)=0.182 ；徑向變位系數(shù)=0.38（i=4.567.00）所以螺旋錐齒輪齒頂高為： mm mm齒根高 ： mm mm 頂隙： mm齒全高：h1=h2=ha+hf=14.66mm有效

19、齒高（工作齒高）：he=1.650ms=13.2 mm9、齒側(cè)間隙cn的選擇齒側(cè)間隙是指輪齒嚙合時(shí)，非工作齒面間的最短法向距離。齒側(cè)間隙過小不能形成理想的潤滑狀態(tài)，會(huì)出現(xiàn)表面摩擦，加速磨損，甚至卡死現(xiàn)象；齒側(cè)間隙過大易造成沖擊，增大噪聲。選取齒側(cè)間隙1為： cn=0.20 mm10、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(qiáng)度外，還采用切向變位修正使一對相嚙合的輪齒強(qiáng)度接近相等。切向變位修正指的是使小齒輪的齒厚增加s=ms （是切向變位系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)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(jì)算： （1-6） （1-7）所以：s02=8.335

20、mm s01=16.795 mm11、分錐角（分度圓錐角）小錐齒輪分錐角：大錐齒輪分錐角：12、節(jié)錐距ra mm13、齒根角f 小錐齒輪齒根角： 大錐齒輪齒根角：14、根錐角r小錐齒輪根錐角：大錐齒輪根錐角：小錐齒輪頂錐角：大錐齒輪頂錐角：此次設(shè)計(jì)的35 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表1-1：表1-1 主傳動(dòng)器螺旋錐齒輪幾何尺寸：序號(hào)名稱公式代號(hào)數(shù)值1齒數(shù)z19z2442端面模數(shù)ms8 mm3分度圓直徑d172 mmd2352 mm4壓力角20.55有效齒高h(yuǎn)e13.2 mm6全齒高h(yuǎn)=h1=h214.66 mm7側(cè)隙cn0.20 mm8頂隙c1.88 mm9齒頂高h(yuǎn)a110.16mmha23.04

21、 mm10齒根高h(yuǎn)f14.5 mmhf211.62 mm11分錐角111.5278.512節(jié)錐距ra179.64 mm13齒面寬b166 mmb260 mm14齒根角f11.43f23.715頂錐角k115.25k279.8816根錐角r110.12r274.7517大端齒頂圓直徑91.91 mm353.22 mm18螺旋角m3519螺旋方向小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋20周節(jié)25.13 mm21理論弧齒厚16.795 mm8.335 mm(二)螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核 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、12c

22、r2ni4、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(yīng)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(diào)質(zhì)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(yīng)保持為3050hbw或更多。根據(jù)以上原則選小齒輪材料為20cr2ni4（滲碳后淬火齒面硬度 5862hrc）選取大齒輪材料為30crmnsi(調(diào)質(zhì) 硬度310360hbw )2、錐齒輪的強(qiáng)度校核 1）輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算

23、其齒根彎曲應(yīng)力可用以下公式計(jì)算： （1-8）式中：-彎曲應(yīng)力，mpa mmax -齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，nmm，在計(jì)算疲勞強(qiáng)度時(shí)可取平均載荷mf。 k0 -過載系數(shù)，與錐齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性有關(guān)。對有液力變矩器的輪式裝載機(jī)取k0=1.25； kv -動(dòng)載系數(shù)，與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關(guān)。當(dāng)輪齒接觸良好節(jié)距與同心度精度高時(shí)可取kv=1.0； ks -尺寸系數(shù)，反映了材料性質(zhì)的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有關(guān)。因?yàn)閙s=101.6 mm時(shí)，所以 km -1.101.25，取km =1.1 b -齒寬；z -齒數(shù)；ms -齒輪大端模數(shù) jw -彎曲強(qiáng)度幾何系數(shù)，綜合考慮了齒形系數(shù)，載荷作用點(diǎn)位置，輪齒間的載

24、荷分配，有效齒寬，應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等。查3可得： jw1=0.245 jw2=0.163把以上各參數(shù)代入公式可得： mpa mpa大小錐齒輪的彎曲許用應(yīng)力分別為： 即： 所以齒輪彎曲強(qiáng)度能滿足要求。2)輪齒齒面的接觸強(qiáng)度計(jì)算 輪齒齒面的接觸強(qiáng)度可按下式計(jì)算： (1-9)式中：-接觸應(yīng)力，mpa cp -彈性系數(shù)， pe -齒輪大端圓周力 nmm k0 -過載系數(shù)，取k0=1.25 kv -動(dòng)載系數(shù)，取kv=1.0 ks -尺寸系數(shù)，當(dāng)材料選擇適當(dāng)，滲碳層深度與硬度符合要求時(shí)，可取ks=1.0 km -載荷分配系數(shù)，取km=1.1 kf -表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關(guān)，對精度

25、較高的齒輪取kf=1.0 b1 -小錐齒輪寬度 d1 -大錐齒輪大端分度圓直徑 ji -表面接觸強(qiáng)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(diǎn)位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬及慣性系數(shù)等。查3可得：ji=0.125把以上各參數(shù)代入公式得：mpa 又因?yàn)樵S用接觸應(yīng)力為： （工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)p139） 所以齒輪的接觸強(qiáng)度滿足要求。錐齒輪傳動(dòng)的當(dāng)量齒輪參數(shù)計(jì)算錐齒輪原始幾何參數(shù)：齒形壓力角=20；齒數(shù)z1=7,z2=37，齒數(shù)比；分錐角1=10.713，2=79.287；齒寬b1=68 mm,b2=62 mm；大端分度圓直徑d1=70 mm,d2=370 mm；中點(diǎn)分度圓直徑mm，m

26、m；中點(diǎn)螺旋角m=35，中點(diǎn)模數(shù)齒寬系數(shù)為1/4到1/3，常取0.3，所以mm=8.5 mm；中點(diǎn)法向模數(shù) mm；齒頂高h(yuǎn)a1=12.3 mm，ha2=4.7 mm；錐齒輪的當(dāng)量圓柱齒輪參數(shù)見表1-2表1-2錐齒輪的當(dāng)量圓柱齒輪名稱代號(hào)計(jì)算公式結(jié)果中點(diǎn)端面當(dāng)量圓柱齒輪參數(shù)當(dāng)量齒數(shù)zv齒數(shù)比iv分度圓直徑dv中心距av頂圓直徑dva當(dāng)量齒輪端面壓力角avt基圓直徑dvb基圓螺旋角vb端面基圓齒距pvb嚙合線長度gva端面重合度縱向重合度總重合度齒中部接觸線長度lbm對于齒中部接觸線的投影長度中點(diǎn)法面當(dāng)量直齒圓柱齒輪參數(shù)齒數(shù)分度圓直徑中心距頂圓直徑基圓直徑嚙合線長度法面重合度3）輪齒齒面接觸疲勞強(qiáng)

27、度計(jì)算正交（=90）錐齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核可按下式1計(jì)算： (1-10)式中：-輪齒接觸疲勞強(qiáng)度，mpa ft1-小齒輪大端圓周力，可用下公式計(jì)算： nmm ka -使用系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)陸鳳儀p139表8-2取ka=1.25。 kv -動(dòng)載系數(shù)取kv=1.0 kh-齒向載荷系數(shù)。，6可查得，所以 kh-端面載荷系數(shù)查6可得 zh -節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，可由公式所以：-中點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，可用下式計(jì)算： (1-11)式中f1f2可由下表求出：縱向重合度f1f202由上表可求出： 所以：ze -彈性系數(shù)，查6可知 z-計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)，zk -計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度的錐齒輪系數(shù)，zk=0.8zls

28、-計(jì)算齒面接觸強(qiáng)度的載荷分配系數(shù)。當(dāng)時(shí)， zls=1當(dāng)和時(shí)，因?yàn)?所以 把以上各參數(shù)代入公式可得： mpa材料的接觸疲勞許用應(yīng)力為：公斤/厘米=1372 mpa(工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì) p319)所以 齒輪的接觸疲勞應(yīng)力滿足要求。4）錐齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算錐齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核可按下式進(jìn)行，大小輪分別計(jì)算： (1-12)式中：ka、kv、kf=kh、kf=kh和接觸疲勞計(jì)算中相同，ka=1.25，kv=1.0，kf=1.5，kf=1.0 ft -齒輪大端圓周力， b -齒面寬， mm mm yfs -復(fù)合齒形系數(shù)，根據(jù)法面當(dāng)量直齒圓柱齒輪齒數(shù)zvn查得 ye -齒根抗彎強(qiáng)度的重合度

29、系數(shù)，因?yàn)?，所?yk -齒根抗彎強(qiáng)度的錐齒輪系數(shù)，可以用下式計(jì)算： yls -齒根抗彎強(qiáng)度的載荷分配系數(shù)，把以上各參數(shù)代入公式得： mpa mpa查2可知，對于主減速錐齒輪其抗彎疲勞許用應(yīng)力 mpa所以 滿足設(shè)計(jì)要求。二、差速器設(shè)計(jì)輪式機(jī)械的兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪不能固定在一根整軸上，因?yàn)檩喪焦こ虣C(jī)械在行駛過程中，為了避免車輪在滾動(dòng)方向產(chǎn)生滑動(dòng)，經(jīng)常要求左右兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)輪以不同的角速度旋轉(zhuǎn)。若左右驅(qū)動(dòng)輪用一根剛性軸驅(qū)動(dòng)，必然會(huì)產(chǎn)生邊滾動(dòng)邊滑動(dòng)，即產(chǎn)生了驅(qū)動(dòng)輪的滑磨現(xiàn)象。由于滑磨將增加輪胎的磨損，增加轉(zhuǎn)向阻力，同時(shí)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(qū)動(dòng)橋的左右兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪由兩根半軸

30、分別驅(qū)動(dòng)，因此，在驅(qū)動(dòng)橋中安裝了差速器，兩根半軸由主傳動(dòng)通過差速器驅(qū)動(dòng)。 現(xiàn)在輪式裝載機(jī)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(dòng)器的從動(dòng)錐齒輪上，確定差速器尺寸時(shí)應(yīng)考慮到其與從動(dòng)錐齒輪尺寸之間的互相影響。本次設(shè)計(jì)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(qiáng)度。（一） 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇1、 差速器球面直徑的確定 差速器球面直徑可以根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定： (2-1)式中： -差速器球面直徑，mm k-球面系數(shù)，1.11.3，取k=1.18 mmax-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按從

31、動(dòng)大錐齒輪上的最大扭矩計(jì)算。mmax=m2max=15200 nm=1196200公斤毫米所以得 =124.42 mm 取=124 mm2、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(yīng)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(qiáng)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)的齒形。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(shí)，可充分發(fā)揮齒輪的強(qiáng)度。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

32、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(gè)數(shù)應(yīng)符合如下公式： (2-2)式中： -左右半軸齒輪的齒數(shù)； n -行星齒輪個(gè)數(shù)，大中型工程機(jī)械的行星齒輪數(shù)為4，小型為2，個(gè)別用3，在此取n=4 c -任意整數(shù)根據(jù)以上要求取z1=10 ,z2=182)分錐角的計(jì)算 行星輪分錐角為：半軸齒輪分錐角為：3）齒輪模數(shù)的確定 節(jié)錐距 所以 mm mm 圓整取m=7 mm4)行星輪、半軸齒輪分度圓直徑 mm mm5) 齒面寬 r為齒寬系數(shù)，取 mm所以： mm 圓整取 mm mm 圓整取 mm齒輪采用高度變位，變位系數(shù) 差速器齒輪詳細(xì)參數(shù)見表2-1： (長度：mm)名稱公式代號(hào)行星齒輪z1

33、半軸齒輪z2齒數(shù)zz1=10z2=18模數(shù)m6齒面寬bb1=21b2=23壓力角22.5齒頂高系數(shù)0.84頂隙系數(shù)0.185工作齒高10.08齒全高11.19軸間夾角90分度圓直徑分錐角節(jié)錐距61.77周節(jié)18.84齒頂高齒根高齒根角齒頂圓直徑側(cè)向間隙cn（輪式裝載機(jī)設(shè)計(jì)p203表6-12）0.20輪冠至錐頂距離（二） 差速器直齒錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算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(zhì)，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）2、齒輪強(qiáng)度校核計(jì)算 由于差速器齒輪工作條件比主傳動(dòng)齒輪好，在平地直線行駛時(shí)，齒輪無嚙合運(yùn)動(dòng)，故極少出現(xiàn)點(diǎn)蝕破壞，

34、一般只進(jìn)行半軸齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算。下面參考3差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算公式對本次設(shè)計(jì)的差速器齒輪強(qiáng)度進(jìn)行校核： (2-3)式中：mc -差速器扭矩， 為算出的主傳動(dòng)從動(dòng)錐齒輪的最大扭矩，n為行星輪數(shù)。所以 nm -半軸齒輪齒數(shù) ks-尺寸系數(shù)，因?yàn)閙=71.6 mm所以 km -載荷再分配系數(shù)，取km =1.0 k0 -過載系數(shù)，取k0=1.0 kv -質(zhì)量系數(shù)，取kv =1.0 jw -綜合系數(shù)，由3可查得jw =0.258把以上各參數(shù)代入公式得： mpa齒輪材料為20crmnti其極限應(yīng)力 mpa，其許用彎曲應(yīng)力 mpa所以： 所設(shè)計(jì)的差速器齒輪強(qiáng)度滿足要求。（三） 行星齒輪軸直徑dz的確定差速器

35、十字行星齒輪軸選用40cr制成，行星齒輪通過滑動(dòng)軸承即襯套安裝在十字軸上。十字軸主要受主減速器從動(dòng)錐齒輪傳來的扭矩而產(chǎn)生的剪切應(yīng)力。 十字軸直徑d可參照1 按下式計(jì)算： (2-4)式中：mg -差速器總扭矩，mg=m2max=19620 nm=1962000 nmm -許用剪切應(yīng)力，安全系數(shù)取4,40cr的屈服極限 mpa（淬火回火），所以 n -行星齒輪數(shù)目，為4 rd-行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm。，是半軸齒輪齒寬中點(diǎn)處的直徑，可用下式計(jì)算： mm所以：rd=53.55 mm把以上各參數(shù)代入公式得： d=20 mm，圓整取d=20 mm三、半軸設(shè)計(jì)半軸是差速器與最終傳動(dòng)之間傳遞扭矩

36、的實(shí)心軸，本次設(shè)計(jì)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(dòng)的太陽輪連接，由行星輪起支承的作用，半軸只傳遞扭矩。1、 半軸計(jì)算扭矩mj的確定 半軸計(jì)算扭矩在數(shù)值上近似等于主減速器從動(dòng)錐齒輪上的計(jì)算扭矩?？捎们懊?）按發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同輸出扭矩最大，變速箱一檔時(shí)，從動(dòng)錐齒輪上的最大扭矩 2）按驅(qū)動(dòng)輪附著極限扭矩來確定從動(dòng)錐齒輪的最大扭矩 兩種計(jì)算方法取得的較小值來代替。 即： nm2、 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： 厘米 （3-1）式中：mj -半軸計(jì)算扭矩，公斤厘米；mj =12500 nm =125

37、000公斤厘米 -半軸許用扭轉(zhuǎn)屈服應(yīng)力，半軸材料選40cr，對于40cr、45鋼和40mnb等材料，材料的扭轉(zhuǎn)屈服極限都可達(dá)8000公斤/厘米，在保證靜安全系數(shù)在1.31.6范圍時(shí)，許用應(yīng)力可取=50006200公斤/厘米，取=4180公斤/厘米代入上式得：d=3.68 cm=36.8 mm圓整取d=40 mm半軸的桿部直徑應(yīng)小于或等于半軸花鍵的底徑，以使半軸各部分達(dá)到等強(qiáng)度。半軸破壞形式大多是扭轉(zhuǎn)疲勞破壞，因此在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量增大過渡圓角半徑以減小應(yīng)力集中，提高半軸扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度。3、 半軸強(qiáng)度驗(yàn)算全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： (3-2)將mj =12500 nm=12500000

38、nmm d=40 mm代入上式得： =324.8 mpa 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=4180 公斤/厘米=418 mpa所以： 強(qiáng)度滿足，半軸直徑確定為40 mm四、各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核（一）花鍵的選擇及其強(qiáng)度校核 花鍵聯(lián)接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應(yīng)凹槽的內(nèi)花鍵組成，多個(gè)鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布。由于結(jié)構(gòu)形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強(qiáng)度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點(diǎn)： a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。 b)因槽較淺，齒根處應(yīng)力集中較小，軸與轂的強(qiáng)度削弱較小。 c)軸上零件與軸的對中性和導(dǎo)向性較好。 d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質(zhì)量。1

39、、主傳動(dòng)中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 1)鍵參數(shù)的選擇此處是動(dòng)力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開線花鍵（平齒根），由6查取計(jì)算出花鍵各參數(shù)見下表4-1。 表4-1：主傳動(dòng)中差速器半軸齒輪花鍵參數(shù) (長度：mm )名稱公式代號(hào)數(shù)值模數(shù)m2分度圓壓力角30齒數(shù)z22理論工作齒高2分度圓直徑44基圓直徑38.11外花鍵大徑尺寸46外花鍵小徑尺寸41內(nèi)花鍵大徑尺寸內(nèi)花鍵小徑尺寸46.8表中cf為齒形裕度，cf=0.1m=1.4 mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計(jì)算： (4-1) mm esv為外花鍵作用齒厚上偏差，由6查得：esv=-60m=-0.06 mm。把兩參數(shù)代入公式計(jì)算得： m

40、m 2）鍵的強(qiáng)度校核 對于漸開線花鍵的強(qiáng)度可用下式進(jìn)行計(jì)算： (4-2)式中：t-轉(zhuǎn)矩，nm；t=mj=3998.4 nm -各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z -齒數(shù)，22 hg-齒的工作高度，mm， mm lg-齒的工作長度，mm， mm dm-平均直徑，mm， mm -許用擠壓應(yīng)力查6可知：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力可達(dá)到 mpa把以上各參數(shù)代入公式得： mpa此漸開線花鍵強(qiáng)度滿足2、主傳動(dòng)輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 1）最小軸徑估算 主傳動(dòng)小錐齒輪是齒輪軸的形式，此處花鍵的齒根圓直徑應(yīng)大于軸徑受扭處的最小允許直徑。軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式計(jì)算： (4-3)式中：

41、m -小錐齒輪上所受的最大扭矩， nm-小錐齒輪上的許用切應(yīng)力，小錐齒輪材料用20cr2ni4制成，其屈服極限 mpa， mpa把各參數(shù)代入公式得： mm 2）花鍵的選擇與主要參數(shù)的計(jì)算 此處是動(dòng)力輸入的重要位置，所以仍采用漸開線花鍵（平齒根），其參數(shù)見下表。表4-2 主傳動(dòng)輸入法蘭處花鍵參數(shù) (長度 mm )名稱公式代號(hào)數(shù)值模數(shù)m3分度圓壓力角30齒數(shù)z18理論工作齒高h(yuǎn)g=m3分度圓直徑d=mz54基圓直徑46.76外花鍵大徑57外花鍵小徑49.5內(nèi)花鍵大徑58.5內(nèi)花鍵小徑42.75 3)花鍵的校核該漸開線花鍵可用如下公式校核： (4-4)式中：t-主動(dòng)小錐齒輪上的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，nm， nm

42、-各齒間的不均勻系數(shù)，通常，取z -齒數(shù)，18-齒的工作高度，mm， mm-齒的工作長度，mm，取 mmdm-平均直徑，mm， mm-花鍵聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力，查6，使用和制造情況良好，齒面經(jīng)熱處理的許用擠壓為： mpa把以上各參數(shù)代入公式得： mpa所以此漸開線花鍵強(qiáng)度滿足。4、齒圈與橋殼花鍵的選擇與校核 由橋殼的結(jié)構(gòu)可定出齒圈與橋殼聯(lián)接處最小直徑為（二）螺栓的選擇及強(qiáng)度校核 1、驗(yàn)算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強(qiáng)度，此處是傳遞動(dòng)力和制動(dòng)的關(guān)鍵位置，故其強(qiáng)度必須滿足。 （1）螺栓所受剪切力計(jì)算取機(jī)械滿載時(shí)所受重力與行走時(shí)所受扭矩作用力之和作為螺栓強(qiáng)度校核力，即： 輪轂上所受扭矩 nm2、從動(dòng)錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 1）螺栓所受剪切力的計(jì)算從動(dòng)錐齒輪最大扭矩為： nm 由最大扭矩產(chǎn)生的力為： 式中：r-螺栓中線到到從動(dòng)大錐齒輪旋轉(zhuǎn)中心的距離，由結(jié)構(gòu)取r=102 mm所以 n螺栓個(gè)數(shù)為12，每個(gè)螺栓受力均等，所以單個(gè)螺栓受的力為： n2）選擇螺栓材料，確定許用應(yīng)力 因差速器結(jié)構(gòu)要求緊湊，容不下太大螺栓，故選用材質(zhì)較好的40cr，調(diào)質(zhì)處理 mpa mpa3）確定螺栓直徑 mm 取螺栓規(guī)格為m124）確定螺孔軸向長度 螺栓與被聯(lián)接接件孔壁接觸面的擠壓強(qiáng)度可用下式進(jìn)行計(jì)算： (4-5)式中：d-螺