輪式挖掘機(jī)的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書

1、 目錄摘 要iiiabstractiv緒 言1第一章 總體方案論證21.1 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的發(fā)展與現(xiàn)狀21.2 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)技術(shù)綜述21.3 驅(qū)動(dòng)橋的功用與分類31.3.1 非斷開式驅(qū)動(dòng)橋31.3.2 斷開式驅(qū)動(dòng)橋41.3.3 多橋驅(qū)動(dòng)的布置4第二章 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)62.1傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案確定62.2萬(wàn)向傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)分析62.3萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)72.3.1牽引功率的計(jì)算72.3.2傳動(dòng)軸尺寸確定及強(qiáng)度校核82.3.3傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速9第三章 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)103.1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案的確定103.1.1 第一種方案：采用十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)103.1.2 第二種方案：采用雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)113.1.3 分析確

2、定萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案113.2 萬(wàn)十字軸萬(wàn)向節(jié)計(jì)算11第四章 主減速器設(shè)計(jì)134.1結(jié)構(gòu)型式134.1.1 主傳動(dòng)器的減速型式134.1.2 錐齒輪齒型144.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案154.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承154.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承164.3 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算164.3.1 主減減速比的確定164.3.2錐齒輪載荷的確定164.3.3 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇184.3.4主減速器錐齒輪材料的選擇214.3.5主減速器錐齒輪強(qiáng)度的計(jì)算224.3.6主減速器齒輪軸的計(jì)算26第五章 差速器設(shè)計(jì)275.1 差速器基本參數(shù)的選擇275.1.1差速器球面直徑的

3、選擇275.1.2差速器齒輪參數(shù)的選擇285.2 差速器齒輪幾何參數(shù)295.3 差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算30第六章 花鍵、軸承、螺栓316.1 花鍵的選擇與校核316.1.1 輸入法蘭與中央傳動(dòng)小錐齒輪軸連接處316.1.2 半軸錐齒輪與半軸聯(lián)接處326.1.3 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸處336.2 主要軸承的校核336.2.1作用在主、從動(dòng)錐齒輪上的力336.2.2主動(dòng)錐齒輪的軸承支承反力346.2.3差速器殼軸承上的支承反力356.2.4軸承的選擇與壽命計(jì)算366.3 從動(dòng)錐齒輪與差速器殼聯(lián)軸器螺栓選擇與校核38參考文獻(xiàn)41致 謝42附 錄43 輪式挖掘機(jī)的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 摘要 本次設(shè)計(jì)內(nèi)容為輪式

4、挖掘機(jī)的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)，大致上分為萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)，萬(wàn)向節(jié)十字軸的設(shè)計(jì)，主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)，差速器的設(shè)計(jì)四大部分。其中萬(wàn)向傳動(dòng)裝置采用可伸縮的花鍵十字萬(wàn)向傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)十字軸設(shè)計(jì)參考汽車十字軸的方式設(shè)計(jì)。文中還對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸的主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和校核。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。本次設(shè)計(jì)差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，了解了差速器的結(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

5、。關(guān)鍵詞：萬(wàn)向節(jié)，傳動(dòng)軸，主傳動(dòng)，差速器 wheel excavators joints transmission and machine drive axle design abstractthis design content for the wheel excavators joints transmission and drive axle design, roughly divided into universal joint of transmission shaft design, the design of the universal shaft, main transmiss

6、ion design, the design of the differential in four most. one universal transmission device using retractable cross gimbal spline shaft, the universal shaft reference the axis of the car design way design. the paper also the main components of the universal shafts design calculation and check. main t

7、ransmission by 35 spiral bevel gear bevel gear, this type of gear basic parameters and the calculation of geometric parameters is the key of this design. will some of the basic gear parameters, such as the gear, module, driven gear indexing circle diameter, should determine after, with plenty of for

8、mula can be calculated all the geometric parameters of gear, and then, the gear force analysis and intensity. this design differential gears, choose spur bevel gear, understand the structure and working principle of differential later, combined with the design requirements and rational selection of

9、their forms and size.keywords: universal joint, drive shaft, main drive, the differential 緒 言 本課題是對(duì)輪式挖掘機(jī)萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。故本說(shuō)明書將以“萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)”內(nèi)容對(duì)萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋其主要零部件的結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計(jì)計(jì)算作一一介紹。本設(shè)計(jì)是作者的畢業(yè)設(shè)計(jì)，其中包含了四年來(lái)學(xué)過(guò)的專業(yè)課程及專業(yè)基礎(chǔ)課程的知識(shí)，是對(duì)四年學(xué)習(xí)成果的檢驗(yàn)，也是為畢業(yè)后的工作熱身。 本設(shè)計(jì)根據(jù)多本資料的設(shè)計(jì)方法和數(shù)據(jù)進(jìn)行，也適當(dāng)運(yùn)用了自己的一些想法。 本設(shè)計(jì)說(shuō)明書共六部分：總體方案論證，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)，十字

10、軸設(shè)計(jì)計(jì)算，主減速器設(shè)計(jì)，差速器設(shè)計(jì)，軸承、花鍵、螺栓設(shè)計(jì)與校核。由萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)、驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)組成、功用、工作特點(diǎn)及設(shè)計(jì)要求講起，詳細(xì)地分析了萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋總成的結(jié)構(gòu)型式及布置方，全面介紹了驅(qū)動(dòng)橋車輪的傳動(dòng)裝置和橋殼的各種結(jié)構(gòu)型式與設(shè)計(jì)計(jì)算方法。 設(shè)計(jì)思路是，選定總體方案之后，按照動(dòng)力的傳遞方向和傳遞順序設(shè)計(jì)各個(gè)總成及各個(gè)零件，根據(jù)相似性設(shè)計(jì)，參照同種機(jī)型設(shè)計(jì)。每一部分的設(shè)計(jì)都采用偏安全的設(shè)計(jì)方法，且每一部分設(shè)計(jì)之后都有相應(yīng)的校核，不合格者回饋設(shè)計(jì)，確保每一部分滿足最危險(xiǎn)工況。 本設(shè)計(jì)是貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)2008級(jí)學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中得到了林維毅等老師的大力

11、指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。 由于本人設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)不足，且專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)不牢，其中可能會(huì)有不少缺點(diǎn)和不妥之處，懇請(qǐng)各位老師批評(píng)指正。第一章 總體方案論證1.1 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的發(fā)展與現(xiàn)狀萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的出現(xiàn)要追溯到1352年，用于教堂時(shí)鐘中的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸。1663年英國(guó)物理學(xué)家虎克制造了一個(gè)鉸接傳動(dòng)裝置，后來(lái)被人們叫做虎克萬(wàn)向節(jié)，也就是十字軸式萬(wàn)向節(jié)，但這種萬(wàn)向節(jié)在單個(gè)傳遞動(dòng)力時(shí)有不等速性。1683年雙聯(lián)式虎克萬(wàn)向節(jié)誕生，消除了單個(gè)虎克萬(wàn)向節(jié)傳遞的不等速性，并于1901年用于汽車轉(zhuǎn)向輪。上世紀(jì)初，虎克萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸已在機(jī)械工程和汽車工業(yè)中起到了極其重要的作用。1908年第一個(gè)球式萬(wàn)向節(jié)誕生，1926

12、年凸塊式等速萬(wàn)向節(jié)出現(xiàn)，開始用于獨(dú)立懸架的前輪驅(qū)動(dòng)轎車和四輪驅(qū)動(dòng)的軍用車的前輪轉(zhuǎn)向節(jié)。1949年由雙聯(lián)式虎克萬(wàn)向節(jié)演變而來(lái)的三銷式萬(wàn)向節(jié)開始被使用在低速的工程車輛上。直到現(xiàn)在，根據(jù)在扭轉(zhuǎn)方向是是否有明顯的彈性，萬(wàn)向節(jié)可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)絺鬟f動(dòng)力，又分成不等速萬(wàn)向節(jié)（常用的為十字軸式）、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)（雙聯(lián)式、二銷軸式等）和等速萬(wàn)向節(jié)（球叉式、球籠式等）；撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，具有緩沖減振作用。1.2 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)技術(shù)綜述萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸以及中間支撐等組成，它主要用于工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。以內(nèi)燃機(jī)在

13、作為動(dòng)力的機(jī)械傳動(dòng)工程車輛中，萬(wàn)向傳動(dòng)裝置是其傳動(dòng)系中必不可少的部分。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用與布置不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加動(dòng)負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)和早期損壞。只有合理的設(shè)計(jì)，才能保證車輛在各種工況和路面條件下可靠地傳遞動(dòng)力。本設(shè)計(jì)選擇萬(wàn)向傳動(dòng)軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)基本要求如下：(1)在所連接的兩軸的相對(duì)位置預(yù)定的變化范圍內(nèi)，都能可靠地傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力。(2)保證所連接的兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。當(dāng)采用單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)使輸出軸轉(zhuǎn)速不均勻度以及由此產(chǎn)生的附加動(dòng)載在允許范圍內(nèi)。(3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、維修容

14、易等。1.3 驅(qū)動(dòng)橋的功用與分類驅(qū)動(dòng)橋處于動(dòng)力傳動(dòng)系的末端，主要由主減速器、差速器、半軸和橋殼等組成。其功用：將萬(wàn)向傳動(dòng)裝置傳來(lái)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩通過(guò)主減速器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動(dòng)輪，實(shí)現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大扭矩；通過(guò)主減速器錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向；通過(guò)差速器實(shí)現(xiàn)兩側(cè)車輪的差速作用，保證內(nèi)、外車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向。驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求：a)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。b)齒輪及其它傳動(dòng)件工作平穩(wěn)，噪聲小。c)在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動(dòng)效率。d)在保證足夠的強(qiáng)度、剛度條件下，要求質(zhì)量小。e)與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)，對(duì)于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋，還應(yīng)與轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)協(xié)調(diào)。f)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工工藝性好，

15、制造容易，拆裝，調(diào)整方便。驅(qū)動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用非獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)該選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋；當(dāng)驅(qū)動(dòng)車輪采用獨(dú)立懸架時(shí)，則應(yīng)該選用斷開式驅(qū)動(dòng)橋。因此，前者又稱為非獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋；后者稱為獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋。獨(dú)立懸架驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，但可以大大提高車輛在不平路面上的行駛平順性。1.3.1 非斷開式驅(qū)動(dòng)橋普通非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠，廣泛用在各種工程機(jī)械、多數(shù)的越野汽車。他們的具體結(jié)構(gòu)、特別是橋殼結(jié)構(gòu)雖然各不相同，但是有一個(gè)共同特點(diǎn)，即橋殼是一根支承在左右驅(qū)動(dòng)車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動(dòng)部件安裝在其中。驅(qū)動(dòng)

16、橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在挖掘機(jī)輪胎尺寸和驅(qū)動(dòng)橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下，也就限定了主減速器從動(dòng)齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級(jí)主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級(jí)結(jié)構(gòu)。在雙級(jí)主減速器中，通常把兩級(jí)減速器齒輪放在一個(gè)主減速器殼體內(nèi)，也可以將第二級(jí)減速齒輪作為輪邊減速器。對(duì)于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對(duì)圓柱齒輪構(gòu)成的輪邊減速器的主動(dòng)齒輪置于其從動(dòng)齒輪的垂直上方；輪式挖掘機(jī)的輪邊減速器一般為行星式，以減小其尺寸，獲得大的傳動(dòng)比，且將其安裝在輪轂內(nèi)。1.3.2 斷開式驅(qū)動(dòng)橋斷開式驅(qū)動(dòng)橋區(qū)別于非斷開式驅(qū)動(dòng)橋的明顯特點(diǎn)在于前者沒(méi)有一個(gè)連接左右驅(qū)動(dòng)

17、車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動(dòng)橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對(duì)運(yùn)動(dòng)，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨(dú)立懸掛相匹配，故又稱為獨(dú)立懸掛驅(qū)動(dòng)橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動(dòng)軸及一部分驅(qū)動(dòng)車輪傳動(dòng)裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量。兩側(cè)的驅(qū)動(dòng)車輪由于采用獨(dú)立懸掛則可以彼此致立地相對(duì)于車架或車廂作上下擺動(dòng)，相應(yīng)地就要求驅(qū)動(dòng)車輪的傳動(dòng)裝置及其外殼或套管作相應(yīng)擺動(dòng)。汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對(duì)其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動(dòng)橋的簧下質(zhì)量較小

18、，又與獨(dú)立懸掛相配合，致使驅(qū)動(dòng)車輪與地面的接觸情況及對(duì)各種地形的適應(yīng)性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時(shí)的振動(dòng)和車廂傾斜，提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動(dòng)載荷及零件的損壞，提高其可靠性及使用壽命。但是，由于斷開式驅(qū)動(dòng)橋及與其相配的獨(dú)立懸掛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故這種結(jié)構(gòu)主要見于對(duì)行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動(dòng)的重型越野汽車。1.3.3 多橋驅(qū)動(dòng)的布置為了提高裝載量和通過(guò)性，有些重型機(jī)械及全部中型以上的越野汽車都是采用多橋驅(qū)動(dòng)，常采用的有44、66、88等驅(qū)動(dòng)型式。在多橋驅(qū)動(dòng)的情況下，動(dòng)力經(jīng)分動(dòng)器傳給各驅(qū)動(dòng)橋的方

19、式有兩種。相應(yīng)這兩種動(dòng)力傳遞方式，多橋驅(qū)動(dòng)汽車各驅(qū)動(dòng)橋的布置型式分為非貫通式與貫通式。前者為了把動(dòng)力經(jīng)分動(dòng)器傳給各驅(qū)動(dòng)橋，需分別由分動(dòng)器經(jīng)各驅(qū)動(dòng)橋自己專用的傳動(dòng)軸傳遞動(dòng)力，這樣不僅使傳動(dòng)軸的數(shù)量增多，且造成各驅(qū)動(dòng)橋的零件特別是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對(duì)88汽車來(lái)說(shuō)，這種非貫通式驅(qū)動(dòng)橋就更不適宜，也難于布置了。為了解決上述問(wèn)題，現(xiàn)代多橋驅(qū)動(dòng)汽車都是采用貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置型式。在貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置中，各橋的傳動(dòng)軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅(qū)動(dòng)橋不是分別用自己的傳動(dòng)軸與分動(dòng)器直接聯(lián)接，而是位于分動(dòng)器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動(dòng)軸，是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅(qū)動(dòng)橋的動(dòng)力，是經(jīng)分動(dòng)器并

20、貫通中間橋而傳遞的。其優(yōu)點(diǎn)是，不僅減少了傳動(dòng)軸的數(shù)量，而且提高了各驅(qū)動(dòng)橋零件的相互通用性，并且簡(jiǎn)化了結(jié)構(gòu)、減小了體積和質(zhì)量。由于非斷開式驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉、工作可靠，而且由于挖掘機(jī)工作條惡劣，所受載荷沖擊比較大，在工作過(guò)程中工作裝置需要一定的平順性，所以本課題選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。采用雙橋驅(qū)動(dòng)。在實(shí)際工作中，前橋載荷分配比較大，而且在不工作和載荷比較小的情況下，常常脫開后橋，所以在設(shè)計(jì)時(shí)，以前橋設(shè)計(jì)為主，后橋結(jié)構(gòu)形式與零件設(shè)計(jì)與前橋相同，只是安裝時(shí)要注意零件的相對(duì)位置在前后橋中的不同。第二章 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)方案確定為了得到較高的強(qiáng)度和剛度，傳動(dòng)軸多做成空心的，一般用厚度

21、為1.54.0mm的薄鋼板卷焊而成。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋、斷開式驅(qū)動(dòng)橋或微型汽車的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置中，通常將傳動(dòng)軸制成空心軸。傳動(dòng)軸上應(yīng)有花鍵，花鍵的作用是實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化，它由滑動(dòng)叉和矩形或漸開線花鍵軸組成。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍層，有的則在花鍵槽中放入滾針，滾柱或滾珠等滾動(dòng)元件，以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，從而提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)而破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。綜上所述，確定傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)的基本方案，采用帶有伸縮花鍵的空心傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸管做成空心，用薄鋼板

22、卷焊而成，這樣可以提高其強(qiáng)度和剛度。花鍵可以使傳動(dòng)長(zhǎng)度發(fā)生改變，它由滑動(dòng)叉和矩形花鍵軸組成，同時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理以減少滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損。這種結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，成本低且傳動(dòng)效率高。 因此本設(shè)計(jì)采用由兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)和帶有伸縮花鍵的傳動(dòng)軸組成的萬(wàn)向傳動(dòng)軸(如圖2.1)。 圖2.1 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置總成2.2萬(wàn)向傳動(dòng)軸運(yùn)動(dòng)分析 本次設(shè)計(jì)方案采用用兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)和帶有伸縮花鍵的傳動(dòng)軸其運(yùn)動(dòng)分析如下：當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角時(shí)，單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的輸出軸相對(duì)于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，但必須保證同傳動(dòng)軸相連的兩萬(wàn)向節(jié)叉應(yīng)布置在同一平面內(nèi)

23、，且使兩萬(wàn)向節(jié)夾角1與2相等（如圖2.2）。在雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支撐反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸平行時(shí)（如圖2.2a），直接連接傳動(dòng)軸的兩萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩，使傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2.2b中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)。當(dāng)輸入軸與輸出軸相交時(shí)（圖2.2c），傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖2.2d中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲。從而對(duì)兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、方向相反的徑向力。此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支撐上引起反力。 圖2.2 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作用2.3萬(wàn)

24、向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)2.3.1牽引功率的計(jì)算液壓挖掘機(jī)一般由工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置和行走裝置三大部分組成。根據(jù)其行走裝置進(jìn)行分類又可分為履帶式、輪胎式挖掘機(jī)，此次是針對(duì)輪式挖掘機(jī)萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)及驅(qū)動(dòng)橋的設(shè)計(jì)。發(fā)動(dòng)機(jī)是液壓挖掘機(jī)的動(dòng)力源，其動(dòng)力通過(guò)不同部件分配給工作裝置、回轉(zhuǎn)裝置、和行走裝置，根據(jù)資料顯示，發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩時(shí)也就是發(fā)動(dòng)機(jī)最有力的時(shí)候，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為1300r/min，則此時(shí)車輪轉(zhuǎn)速，挖掘機(jī)行走時(shí)牽引力功率采用p=f*v式中： f挖掘機(jī)牽引力； v挖掘機(jī)行駛速度，；挖掘機(jī)牽引力f等于其行走時(shí)滾動(dòng)阻力式中： f滾動(dòng)阻力系數(shù)，取0.16（雨季或解凍季時(shí)的泥濘土路）； g挖掘機(jī)重量 13.6噸；故 此

25、時(shí)牽引功率：2.3.2傳動(dòng)軸尺寸確定及強(qiáng)度校核傳動(dòng)軸上所傳遞的功率p由已知的牽引功率進(jìn)行倒推得到，式中： 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率，取0.98； 主減速器齒輪軸上圓錐滾子軸承傳動(dòng)效率，取0.98； 主減速器一對(duì)弧齒圓錐齒輪傳動(dòng)效率，取0.97； 差速器殼處一對(duì)圓錐滾子軸承，取0.98； 輪邊減速器行星齒輪傳動(dòng)效率，取0.98；則 p=12.15kw根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)中冊(cè)，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算軸頸 式中： d軸端外徑（毫米）； d軸端內(nèi)徑（毫米）； t軸所傳遞的扭矩(公斤米)， ； p軸所傳遞的功率（千瓦）； n軸的工作轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分），； 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（公斤/毫米2），按資料4表8-348選取，取4.5； a系

26、數(shù)，按資料4表8-348選取，取110； 空心軸的內(nèi)徑d1與外徑d之比，；計(jì)算系數(shù)的值見資料 4表8-361，取1.068；故 mm，考慮到矩形花鍵取60mm，則d=39mm。 計(jì)算傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：將上述數(shù)值代入公式得，其強(qiáng)度符合條件。2.3.3傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速接近于其自振頻率時(shí)，出現(xiàn)共振，撓度急劇增加，導(dǎo)致傳動(dòng)軸迅速折斷，此轉(zhuǎn)速極為其臨界轉(zhuǎn)速。 傳動(dòng)軸一般均為鋼板彎成的空心管，其臨界轉(zhuǎn)速為 式中: nt傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）； l傳動(dòng)軸支撐長(zhǎng)度，可取兩外向節(jié)中心道中心的距離，取47.2cm；則 ， ；故挖掘機(jī)臨界轉(zhuǎn)速符合條件的，對(duì)于挖掘機(jī)械說(shuō)來(lái)，傳動(dòng)軸均不甚長(zhǎng)，共振問(wèn)題不大。第

27、三章 萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)3.1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案的確定3.1.1 第一種方案：采用十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)(如圖3.1)，即兩萬(wàn)向節(jié)叉分別套在十字軸的兩對(duì)軸頸上。這樣當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。為了減少摩擦損失，提高傳動(dòng)效率，在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔間裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后用卡環(huán)分別固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬(wàn)向節(jié)叉內(nèi)脫出。圖3.1 十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)1-軸承蓋；2、6-萬(wàn)向節(jié)叉；3-油嘴；4-十字軸；5-安全閥；7、11-油封；8-滾針；9-套筒；10-油封擋盤；12-油封座；13-注油嘴為了潤(rùn)滑軸承，十字軸做成中空的

28、，并有油路通向軸頸。潤(rùn)滑油從滑脂嘴3注入十字軸內(nèi)腔。為避免潤(rùn)滑油流出及塵垢進(jìn)入軸承，在十字軸的軸頸上套著裝在金屬座圈內(nèi)的毛氈油封。十字軸式萬(wàn)向節(jié)的損壞是以十字軸軸頸和滾針軸承的磨損為標(biāo)志的，因此潤(rùn)滑與密封直接影響萬(wàn)向節(jié)的使用壽命。為了提高密封性能，近年來(lái)在十字軸式萬(wàn)向節(jié)中多采用橡膠油封。實(shí)踐證明，使用橡膠油封其密封性能遠(yuǎn)優(yōu)于老式的毛氈或軟木墊油封。當(dāng)用滑脂槍向十字軸內(nèi)腔注入潤(rùn)滑油而使內(nèi)腔油壓大于允許值時(shí)，多余的潤(rùn)滑油便從橡膠油封內(nèi)圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出，故在十字軸無(wú)須安裝安全閥。3.1.2 第二種方案：采用雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié) 雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)是由兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)組合而成。為了保證兩萬(wàn)向節(jié)連接的軸工

29、作轉(zhuǎn)速趨于相等，可設(shè)有分度機(jī)構(gòu)。偏心十字軸雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)取消了分度機(jī)構(gòu)，也可以確保輸出軸與輸入軸接近等速。無(wú)分度桿的雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)采用主銷中心偏離萬(wàn)向節(jié)中心1.03.5mm的方法，使兩萬(wàn)向節(jié)的工作轉(zhuǎn)速接近相等。雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)的主要優(yōu)點(diǎn)是允許兩軸間的夾角較大（一般可達(dá)50度，偏心十字軸雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)可達(dá)60度）。3.1.3 分析確定萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)方案雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)軸承密封性好，效率高，工作可靠，但是結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，外形尺寸較大，零件數(shù)目較多，當(dāng)應(yīng)用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋時(shí)，由于雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長(zhǎng)線與地面交點(diǎn)到輪胎的接地印記中心偏離不大，就必須采用較大的主銷內(nèi)傾角。十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度

30、高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低。但連接的兩軸夾角不宜過(guò)大，當(dāng)夾角由4度增大到16度時(shí)，十字軸式萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的1/4。綜上所述，由于本次設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸夾角較小，十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)相比雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)，更適合這次的設(shè)計(jì)，所以選擇十字軸剛性萬(wàn)向節(jié)。3.2 萬(wàn)十字軸萬(wàn)向節(jié)計(jì)算 設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為p，則 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足 式中： d1十字軸軸頸直徑，取d1=40mm； d2十字軸油道孔直徑，取d2=8mm； s合力p作用線到軸頸根部的距離，取s=22mm； a合力p作用線到十字軸中心的距離，取a=63.5mm； 彎曲應(yīng)力的許用值，為25-35； 切應(yīng)力的

31、許用值，為80-120 ；則 故十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力滿足校核條件。 十字軸滾針的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足 式中： q每一個(gè)滾針的負(fù)荷（公斤）， ； z每個(gè)滾針軸承的滾針數(shù)，取z=45； k軸承特性系數(shù)，此種結(jié)構(gòu)取k=1； d1十字軸軸頸直徑 （毫米）； d0滾針軸承滾針直徑 （毫米）； l滾針有效工作長(zhǎng)度 （毫米）； 許用接觸應(yīng)力，；則 故十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力校核滿足。 第四章 主減速器設(shè)計(jì)主減速器是車輛傳動(dòng)系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動(dòng)齒數(shù)多的錐齒輪。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的車輛，其主減速器還利用錐齒輪傳動(dòng)以改變動(dòng)力方向。由于車輛在各種道路上行駛時(shí)，其驅(qū)動(dòng)輪上要求必

32、須具有一定的驅(qū)動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)速，在動(dòng)力向左右驅(qū)動(dòng)輪分流的差速器之前設(shè)置一個(gè)主減速器后，便可使主減速器前面的傳動(dòng)部件如變速器、萬(wàn)向傳動(dòng)裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。4.1結(jié)構(gòu)型式4.1.1 主傳動(dòng)器的減速型式 表4.1 減速型式減速型式特 點(diǎn)應(yīng) 用單級(jí)減速結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、體積小、成本低、傳動(dòng)比一般在7以下中小型底盤，如:js-1、js-2小反斗車前置錐齒輪雙級(jí)減速可得較大傳動(dòng)比，最大可達(dá)10 和離地間隙，橋的縱向尺寸大，傳動(dòng)軸的夾角增大較長(zhǎng)軸距的中、重型底盤，如q5、qy8汽車起重機(jī)上置錐齒輪雙級(jí)減速傳動(dòng)裝置布置較高，便于傳動(dòng)軸通過(guò)，車身較高多橋驅(qū)動(dòng)底盤，如上安qy1

33、5 (sh-361) py-160平地機(jī)等單級(jí)減速附外嚙合輪邊減速橋的中央部分、差速器、半軸負(fù)荷減小、尺寸小、提高離地間隙中、大型底盤，如24-2裝載機(jī)單級(jí)減速附行星輪邊減速橋中部差速器，半軸體積小，縮短橋中心到傳動(dòng)軸凸緣的距離，行星齒輪結(jié)構(gòu)緊湊，半軸與輸出驅(qū)動(dòng)軸同軸，傳動(dòng)比可達(dá)工程機(jī)械和重型汽車上廣泛應(yīng)用，如zl-50、 zl-40 、w4-60、sh-380 、tl-160 表4.1（續(xù)）雙級(jí)減速附行星輪邊減速是前兩種結(jié)構(gòu)的組合，減速比很大， 增大扭矩，減低重心超重型多橋底盤如qd-100汽車起重機(jī)由上表選定減速型式為單級(jí)減速附行星輪邊減速，此次只進(jìn)行驅(qū)動(dòng)橋中主減速器以及差速器的設(shè)計(jì)。4.

34、1.2 錐齒輪齒型 圖4.1螺旋錐齒輪傳動(dòng)按齒輪副結(jié)構(gòu)型式分，主減速器的齒輪傳動(dòng)主要有螺旋錐齒輪式傳動(dòng)、雙曲面齒輪式傳動(dòng)、圓柱齒輪式傳動(dòng)（又可分為軸線固定式齒輪傳動(dòng)和軸線旋轉(zhuǎn)式齒輪傳動(dòng)即行星齒輪式傳動(dòng)）和蝸桿蝸輪式傳動(dòng)等形式。在發(fā)動(dòng)機(jī)橫置的驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用簡(jiǎn)單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動(dòng)機(jī)縱置的驅(qū)動(dòng)橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動(dòng)或準(zhǔn)雙曲面齒輪式傳動(dòng)。為了減少驅(qū)動(dòng)橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因?yàn)槁菪F齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強(qiáng)度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動(dòng)比下主減速器結(jié)構(gòu)較緊湊。

35、此外，螺旋錐齒輪還具有運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，汽車、工程機(jī)械上獲得廣泛應(yīng)用。近年來(lái)，有些汽車、工程機(jī)械的主減速器采用準(zhǔn)雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡(jiǎn)稱雙曲面?zhèn)鲃?dòng)）傳動(dòng)。準(zhǔn)雙曲面錐齒輪傳動(dòng)與圓錐齒輪相比，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度更高，同時(shí)還可使主動(dòng)齒輪的軸線相對(duì)于從動(dòng)齒輪軸線偏移。當(dāng)主動(dòng)準(zhǔn)雙曲面齒輪軸線向下偏移時(shí)，可降低主動(dòng)錐齒輪和傳動(dòng)軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高車輛行使的穩(wěn)定性。但是，準(zhǔn)雙曲面齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，齒面間有較大的相對(duì)滑動(dòng)，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油

36、代替，否則將時(shí)齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。查閱文獻(xiàn)1、2，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)形式（如圖4.1示）。螺旋錐齒輪傳動(dòng)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長(zhǎng)上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對(duì)以上的輪齒同時(shí)捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負(fù)荷、制造也簡(jiǎn)單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預(yù)緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。4.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案主減速器中心必須保證主從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質(zhì)量裝配調(diào)整及軸承主減速器殼體的剛

37、度有關(guān)以外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。4.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承 圖4.2主動(dòng)錐齒輪跨置式主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻(xiàn)，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結(jié)構(gòu)（如圖4.2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的130以下而主動(dòng)錐齒輪后軸承的徑向負(fù)荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。裝載質(zhì)量為5t以上的車輛主減速器主動(dòng)齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設(shè)計(jì)的輪式挖掘機(jī)質(zhì)量為13.6t，所以選用跨置式。圖4.3從動(dòng)錐齒輪支撐形式

38、4.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承從動(dòng)錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖4.3示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是c等于或大于d。4.3 主減速器的基本參數(shù)選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算主減速比izc，驅(qū)動(dòng)橋的離地間隙和計(jì)算載荷是主減速器設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)，應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)確定。4.3.1 主減減速比的確定主減速比izc的大小，對(duì)主減速器的結(jié)構(gòu)形式，輪廓尺寸及質(zhì)量的大小影響很大。主減速比izc的選擇，應(yīng)在汽車總體設(shè)計(jì)時(shí)和偉動(dòng)系的總

39、傳動(dòng)比一起，由汽車的整車動(dòng)力計(jì)算來(lái)確定。正如傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比及其變化范圍為設(shè)計(jì)傳動(dòng)系組成部分的重要依據(jù)一樣，驅(qū)動(dòng)橋的主減速比izc是主減速器的設(shè)計(jì)依據(jù)，是設(shè)計(jì)主減速器時(shí)的原始參數(shù)。主減速比由條件給出izc4.56。4.3.2錐齒輪載荷的確定錐齒輪的最大載荷：（a）按從發(fā)動(dòng)機(jī)的額定扭矩計(jì)算： 式中： k0 變矩器最大變矩系數(shù)，,??； 小錐齒輪的計(jì)算扭矩； me 發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩，偏安全設(shè)計(jì)可取最大扭矩，則； 變速箱一檔的傳動(dòng)比，； 從變矩器渦輪至計(jì)算零件的傳動(dòng)效率，；則驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)器主動(dòng)錐齒輪所受的最大靜力矩如下： （b）按附著條件計(jì)算最大靜扭矩計(jì)算： 式中： 驅(qū)動(dòng)橋滿載重量； 輪胎對(duì)地面的附著系

40、數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，取 于越野汽車，??；對(duì)于安裝專門的防滑寬輪胎 的高級(jí)轎車，計(jì)算時(shí)可取 輪胎滾動(dòng)半徑，=537.5mm=0.5375m； 輪邊減速器傳動(dòng)比，=3.58； 主減速機(jī)減速比，=4.56；則驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)器主動(dòng)錐齒輪所受的最大靜力矩如下： 這兩種方法確定的計(jì)算轉(zhuǎn)矩是錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，不能用于齒輪的疲勞壽命計(jì)算，只能用于計(jì)算齒輪的最大應(yīng)力，可以用最大應(yīng)力與同類工程機(jī)械比較，作為選擇錐齒輪主要參數(shù)的依據(jù)。對(duì)于雙驅(qū)動(dòng)或多橋驅(qū)動(dòng)的輪式工程機(jī)械，實(shí)際傳到各橋的扭矩很難明確確定，但它受到附著調(diào)教的約束。因此，按全功率傳到一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋，再驗(yàn)算附著條件，二值取小者的計(jì)算載荷確定方法仍是可

41、用的。故 4.3.3 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇（1）主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)z1和z2選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素；工程機(jī)械主傳動(dòng)小齒輪的齒數(shù)盡量選用奇數(shù)，為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強(qiáng)度，一般螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪的最小齒數(shù)分別不小于6齒和5齒，實(shí)際選用時(shí)，可以參考表 。選取從動(dòng)大齒輪的齒數(shù)時(shí)，未得到理想的重合系數(shù)和高的齒輪彎曲強(qiáng)度，應(yīng)使大小齒輪的齒數(shù)和不少于40，并且兩齒輪的齒數(shù)間無(wú)公約數(shù)，以便齒輪副在使用過(guò)程中各齒之間都能相互嚙合，起到自動(dòng)磨合作用。從表4.2中選擇 ， 圓整取41；驗(yàn)算傳動(dòng)比： 傳動(dòng)比合適，齒數(shù)選擇合適。（2）主、從動(dòng)齒輪齒形參數(shù)計(jì)算表4.2 小齒輪齒數(shù)

42、的選擇傳動(dòng)比（）推薦的主動(dòng)齒輪最小齒數(shù)（）主動(dòng)齒輪齒數(shù)允許范圍（）2.01715192.51512163.01110143.5109124.09810 表4.2（續(xù)）4.58795.07696.06587.06578.0556從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑，按經(jīng)驗(yàn)公式： 式中： d從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑（厘米）； 直徑系數(shù)，取0.66；則 齒輪端面模數(shù) 可以由下列公式檢驗(yàn)?zāi)?shù)是否合適： 式中： 模數(shù)系數(shù)，取0.016；則將模數(shù)系數(shù)與計(jì)算扭矩帶入上式，得：故模數(shù)選擇合適。（3）中點(diǎn)螺旋角弧齒錐齒輪副的中點(diǎn)螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為3540。貨車選用較小的值以保證較

43、大的f，使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪音低。取=35。（4）法向壓力角 螺旋錐齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角。壓力角大可以增加齒輪的強(qiáng)度，齒輪不發(fā)生跟切的最小齒數(shù)。但大壓力角易使小尺寸齒輪的齒頂變尖和刀尖寬度過(guò)小，并使齒輪端面重合系數(shù)下降，因此輕負(fù)荷下工作的錐齒輪一般采用小壓力角，以使運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；工程機(jī)械和重型以上的載重汽車一對(duì)降低噪聲要求不高，而希望有較強(qiáng)的齒根厚度，多采用較大壓力角。參照格里森之規(guī)定，工程機(jī)械常用的法相壓力角為22和22.5。（5）螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前

44、進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動(dòng)齒輪有分離趨勢(shì)，防止輪齒卡死而損壞。本設(shè)計(jì)主動(dòng)錐齒輪選用左旋，從動(dòng)錐齒輪選用右旋。（7）其他齒形參數(shù)如表4.3 表4.3 主、從動(dòng)齒輪參數(shù)表參 數(shù)符 號(hào)主動(dòng)錐齒輪從動(dòng)錐齒輪壓力角22.522.5齒頂高系數(shù)0.850.85頂隙系數(shù)0.1880.188大端面模數(shù)99齒數(shù)z941變位系數(shù)x0.37-0.37螺旋角3535分錐角12.3877.62分度圓直徑d=mz81369錐距r189189齒寬系數(shù)0.330.30 表4.3（續(xù)）齒寬b6256齒頂高10.984.32齒高16.99216.992齒根高6.10212.672齒頂圓直徑da=d

45、+2hacos102.45370.85齒根角=arctan1.853.84齒頂角3.841.85頂錐角16.2279.47根錐角10.5373.78弧齒厚s18.739.54斷面重合度1.111.11齒線重合度1.841.84總重合度2.152.154.3.4主減速器錐齒輪材料的選擇驅(qū)動(dòng)橋錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時(shí)間長(zhǎng)、變化多、有沖擊等特點(diǎn)。因此，傳動(dòng)系中的主減速器齒輪是個(gè)薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下的要求：a)具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。b)齒輪芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷

46、下齒根折斷。c)鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。d)選擇合金材料時(shí)，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。工程機(jī)械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20crmnti、20mnvb、20mntib、22crnimo和16simn2wmov。滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8%1.2%），具有相當(dāng)高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強(qiáng)度、表面接觸強(qiáng)度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。為改

47、善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.0050.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對(duì)于滑動(dòng)速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20crmnti,其參數(shù)如下： 硬度217 hbs4.3.5主減速器錐齒輪強(qiáng)度的計(jì)算（1）錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算用牽引力作用下錐齒輪收到的扭矩驗(yàn)算其疲勞強(qiáng)度。則錐齒輪輪齒的齒面接觸疲勞應(yīng)力為： 疲勞極限： 安全系數(shù)： 式中： 分度圓上的圓周力（公斤）， ； 其中：小齒輪分度圓直徑；萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率，取0.98；主減

48、速器齒輪軸上圓錐滾子軸承傳動(dòng)效率，取0.98；傳遞的功率，； 小齒輪轉(zhuǎn)速，； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， ； 故 ； b齒寬，取兩者較小者56mm；工況系數(shù),查資料4表8-119得=1.75；動(dòng)載系數(shù)，查資料4表8-207得=1；接觸強(qiáng)度的齒向載荷系數(shù)，差資料4表8-208得=1.3；齒數(shù)比系數(shù)，；接觸強(qiáng)度的齒寬影響系數(shù)，；節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，查資料4圖8-97得=2.14；彈性系數(shù)，查資料48-122得=60.6；接觸強(qiáng)度的重合度系數(shù)，查資料4圖8-98得=0.955；計(jì)算齒輪的接觸疲勞極限；試驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限，查資料4圖8-38得=151；接觸強(qiáng)度的壽命系數(shù)，查資料4第388頁(yè)；潤(rùn)滑劑系數(shù)，查資料4

49、圖8-40得=1.1；速度系數(shù)，查資料4圖8-41得=0.9；光潔度系數(shù)，查資料4圖8-42得=0.88；工作硬化系數(shù)，查資料4圖8-43得=1.13；接觸強(qiáng)度安全系數(shù)；接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，查資料4表8-121得=1(失效概率小于1%）；故錐齒輪輪齒的齒面接觸疲勞應(yīng)力為： 安全系數(shù)： 安全系數(shù)： 故齒輪接觸疲勞極限合格。 （2）錐齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算錐齒輪輪齒的齒根彎曲疲勞應(yīng)力為： 疲勞極限： 安全系數(shù)： 式中： 彎曲強(qiáng)度的齒向載荷分布系數(shù)，查資料4表8-121得=1.2； 彎曲強(qiáng)度的齒寬影響系數(shù)，； 齒形系數(shù)，,其中c有切向變位時(shí)的修正系數(shù)，查資料4圖 8-99得c=0.90,無(wú)切向變位的齒形系數(shù)，查資料4圖8-101105 得=2.60，故； 彎曲強(qiáng)度重合度系數(shù)，查資料4圖8-45得=0.91； 螺旋角系數(shù)，查資料4圖8-46得=0.75； 刀盤直徑影響系數(shù)，查資料4表8-209得=0.9； 計(jì)算齒輪的彎曲疲勞極限； 試驗(yàn)齒輪的彎曲疲勞極限，查資料4圖8-47得