ZL50裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)說明書

摘 要隨著主機(jī)性能要求的提高和變化，逐漸顯現(xiàn)目前國內(nèi) ZL50 裝載機(jī)傳動(dòng)系配置較單一、陳舊。本次設(shè)計(jì)內(nèi)容為ZL50裝載機(jī)終的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，大致上分為輪邊減速器的設(shè)計(jì)，半軸的設(shè)計(jì)，最終傳動(dòng)的設(shè)計(jì)三大部分。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。了解了輪邊減速器，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)輪邊減速器齒輪選用圓柱直齒輪，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: ZL50 裝載機(jī) 驅(qū)動(dòng)橋 設(shè)計(jì)目 錄摘 要I引 言11 主傳動(dòng)器設(shè)計(jì)21.1 螺旋錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算21.1.1 齒數(shù)的選擇21.1.2 從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑d2的選擇21.2 螺旋錐齒輪的強(qiáng)度校核91.2.1 齒輪材料的選擇91.2.2 錐齒輪的強(qiáng)度校核92 差速器設(shè)計(jì)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(qiáng)度計(jì)算202.2.1 齒輪材料的選取202.2.2 齒輪強(qiáng)度校核計(jì)算202.3 行星齒輪軸直徑dz的確定203 半軸設(shè)計(jì)223.1 半軸計(jì)算扭矩Mj的確定223.2 半軸桿部直徑的選擇223.3 半軸強(qiáng)度驗(yàn)算224 最終傳動(dòng)設(shè)計(jì)244.1 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定244.1.1 行星輪數(shù)目的選擇244.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定244.1.3 同心條件校核254.1.4 裝配條件的校核254.1.5 相鄰條件的校核254.2 齒輪變位264.2.1 太陽輪行星輪傳動(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（t-x）264.2.2 行星輪與齒圈傳動(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（x-q）274.3 齒輪的幾何尺寸284.4 齒輪的校核314.4.1 齒輪材料的選擇314.4.2 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算314.4.3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核324.5 行星傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)324.5.1 太陽輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)324.5.4 軸承的選擇335 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核355.1 花鍵的選擇及其強(qiáng)度校核355.1.1 主傳動(dòng)中差速器半軸齒輪花鍵的選擇355.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇375.1.3 主傳動(dòng)輸入法蘭處花鍵的選擇與校核375.2 螺栓的選擇及強(qiáng)度校核395.2.1 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，395.2.2 從動(dòng)錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核395.3 軸承的校核405.3.1 作用在主傳動(dòng)錐齒輪上的力405.3.2 軸承的初選及支承反力的確定415.3.3 軸承壽命的計(jì)算42參考文獻(xiàn)44致 謝45附 錄46- III -引 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)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。ZL50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)。 1 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ZL50型裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋采用單級(jí)主傳動(dòng)形式，主傳動(dòng)齒輪采用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(duì)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。1.1 螺旋錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1.1.1 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，參考吉林大學(xué)諸文農(nóng)主編底盤設(shè)計(jì)第233頁表6-4，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=7，所以從動(dòng)大錐齒輪齒數(shù)Z2=Z1i0=37。（i0=5.286）1.1.2 從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑d2的選擇(1) 螺旋錐齒輪計(jì)算載荷的確定 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 -發(fā)動(dòng)機(jī)的額定扭矩， i0 -驅(qū)動(dòng)橋主傳動(dòng)比，已知i0=5.286 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nTmax=2496 r/min所以該ZL50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=10 km/hrd為車輪的動(dòng)力半徑可由式：計(jì)算：rd-車輪動(dòng)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(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=0.7。查相關(guān)資料可得=0.10.16，取=0.12。將其代入上式可得：rd=0.652 m所以可求出i1=50.895。又因?yàn)閕1=ik1i0if if為最終傳動(dòng)的傳動(dòng)比，由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書可知if=4.04.5，初取if=4.3,?？汕蟪鰅k1=2.239m -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=14336.13 NM此時(shí)主動(dòng)小錐齒輪的轉(zhuǎn)矩可由以下公式計(jì)算： NM 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=0.9 rd -驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑，前面已求出rd=0.622 if -從動(dòng)圓錐齒輪到驅(qū)動(dòng)輪的傳動(dòng)比（輪邊傳動(dòng)比）初取if=4.3 n-驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目（車輛底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì) 林慕義 張福生 P243 表2-3-1）由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書可知：車輛工作質(zhì)量為17.5t,額定載重量為50KN所以 Ga=175009.8=171500 N即可求出： 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)矩取：Mp=10776 NM 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)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(duì)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） (1.4)式中：f -道路滾動(dòng)阻力系數(shù)。f=0.0200.035，取f=0.03I -最終傳動(dòng)速比n -驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目 -輪胎滾動(dòng)半徑所以NM主動(dòng)小錐齒輪上的常用受載扭矩為： NM(2) 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： (1.5)式中：d2 -從動(dòng)齒輪分度圓直徑，cmKD -系數(shù)，輪式取0.580.66M2max -按地面附著條件決定的最大扭矩 取107760公斤-厘米所以得： cm 考慮到從動(dòng)錐齒輪的分度圓直徑對(duì)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=380 mm 。(3) 齒輪端面模數(shù)ms的選擇 由式 ms=d2/z2=370/37=10取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) ms=10 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(duì)： (1.6) 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=10 mm合適。由此可算出大小齒輪的準(zhǔn)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(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=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(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： (1.7)式中：D-從動(dòng)錐齒輪傳動(dòng)分度圓直徑 所以：同時(shí)b2不應(yīng)超過端面模數(shù)ms的10倍即：b210ms=1010=100 mm所以取 b2=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 mm(7) 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。從機(jī)械設(shè)計(jì)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 ；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 mm齒根高 ： mm mm 頂隙： mm齒全高：h1=h2=ha+hf=18.88 mm有效齒高（工作齒高）：he=1.700ms=17 mm(9) 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。參考底盤設(shè)計(jì)吉林工業(yè)大學(xué) 諸文農(nóng)編 P238頁表6-8選取齒側(cè)間隙為： cn=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(qiáng)度外，還采用切向變位修正使一對(duì)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： (1.8) (1.9)所以：S02=8.98 mm S01=22.42 mm(11) 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 mm(13) 齒根角f小錐齒輪齒根角：大錐齒輪齒根角：(14) 頂錐角和k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)Z17Z2372端面模數(shù)ms10 mm3分度圓直徑d170 mmd2370 mm4壓力角20.55有效齒高h(yuǎn)e17 mm6全齒高h(yuǎn)=h1=h218.88 mm7側(cè)隙Cn0.30 mm8頂隙C1.88 mm9齒頂高h(yuǎn)a112.36 mmha24.64 mm10齒根高h(yuǎn)f16.52 mmhf214.24 mm11分錐角110.7279.312節(jié)錐距Ra188.5mm13齒面寬b158 mmb258 mm14齒根角f11.35f24.5315頂錐角k115.02k281.28續(xù)表1.1 主傳動(dòng)器螺旋錐齒輪幾何尺寸16根錐角r18.72r274.9817大端齒頂圓直徑95.35 mm370.89 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)31.4 mm21理論弧齒厚22.42 mm8.98 mm1.2 螺旋錐齒輪的強(qiáng)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(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(duì)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（滲碳后淬齒面硬度 5862HRC）選取大齒輪材料為30CrMnSi(調(diào)質(zhì) 硬度310360HBW )1.2.2 錐齒輪的強(qiáng)度校核（1） 輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算其齒根彎曲應(yīng)力可用以下公式計(jì)算： (1.10)式中：-彎曲應(yīng)力，MpaP -作用在輪齒中心上的圓周力，=26732NM -作用在大齒輪上的計(jì)算扭矩-大齒輪平均分度圓直徑 mm-分錐角K0 -過載系數(shù)，與錐齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性有關(guān)?？扇0=1.251.5對(duì)有液力變矩器的輪式裝載機(jī)取K0=1.4； 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 =1.05 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，輪齒間的載荷分配，有效齒寬，應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等。查工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)P318頁圖3-5-19可得：=0.213 Jw2=0.163把以上各參數(shù)代入公式可得大小錐齒輪的彎曲許用應(yīng)力分別為： ; 彎曲許用應(yīng)力=700MP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： (1.11)式中：-接觸應(yīng)力，Mpa Cp -彈性系數(shù)， Pe -齒輪大端圓周力P=26732N K0 -過載系數(shù)，取K0=1.0 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=1.05 Kf -表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關(guān)，對(duì)精度較高的齒輪取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(duì)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。查工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)P319頁圖3-5-23可得：Ji=0.213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。（3） 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=2030；齒數(shù)z1=7,z2=37，齒數(shù)比；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；中點(diǎn)分度圓直徑；mm，mm；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=12.36 mm，ha2=4.76 mm；表1.2 錐齒輪的當(dāng)量圓柱齒輪參數(shù)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續(xù)表1.2 錐齒輪的當(dāng)量圓柱齒輪參數(shù)端面重合度縱向重合度總重合度齒中部接觸線長度lbm對(duì)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（4） 輪齒齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算正交（=90）錐齒輪齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核可按下式計(jì)算： (1.12)（機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 P16-181）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)。，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊P16-181頁表16.4-28可查得，所以 KH-端面載荷系數(shù)查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊P16-182頁表16.4-29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： (1.13)式中F1F2可由下表求出：表1.3縱向重合度F1F202由上表可求出： 所以：ZE -彈性系數(shù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊P16-48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 -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。（5） 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： (1.14)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 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)度的重合度系數(shù)，因?yàn)椋?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查裝載機(jī)P340頁可知，對(duì)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。2 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(duì)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)?，F(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(duì)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。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(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=1.25 Mmax-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按從動(dòng)大錐齒輪上的最大扭矩計(jì)算。Mmax=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(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=11 ,z2=18（2）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=6 mm（4）行星輪、半軸齒輪分度圓直徑 mm mm（5）齒面寬 R為齒寬系數(shù)，取 mm所以： mm 圓整取 mm齒輪采用高度變位，變位系數(shù) 表2.1 差速器齒輪詳細(xì)參數(shù) (長度：mm)名稱公式代號(hào)行星齒輪z1半軸齒輪z2齒數(shù)zz1=11z2=18模數(shù)m6齒面寬bb1=21=21壓力角22.5齒頂高系數(shù)0.8頂隙系數(shù)0.188工作齒高9.6齒全高10.728軸間夾角90分度圓直徑分錐角節(jié)錐距72.08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）0.165輪冠至錐頂距離2.2 差速器直齒錐齒輪強(qiáng)度計(jì)算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(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）2.2.2 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，一般只進(jìn)行半軸齒輪的彎曲強(qiáng)度計(jì)算。下面參考工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)P322頁差速器齒輪強(qiáng)度計(jì)算公式對(duì)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=7>1.6 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)，由工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)P322頁圖3-5-25可查得Jw =0.264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。2.3 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(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可參照吉林工業(yè)大學(xué)諸文農(nóng)主編的底盤設(shè)計(jì)P264 按下式計(jì)算： (2.4)式中：MG -差速器總扭矩，MG=M2max=10776 Nm=10776000 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=45.9 mm把以上各參數(shù)代入公式得： d=20.51 mm，圓整取d=21 mm3 半軸設(shè)計(jì)半軸是差速器與最終傳動(dòng)之間傳遞扭矩的實(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。3.1 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： Nm3.2 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)式中：Mj -半軸計(jì)算扭矩，公斤厘米；Mj =10776Nm =107760公斤厘米 -半軸許用扭轉(zhuǎn)屈服應(yīng)力，半軸材料選40Cr，對(duì)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=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(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。3.3 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 =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm代入上式得：=496.5 Mpa ;許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=5500 公斤/厘米=539 Mpa所以： 強(qiáng)度滿足，半軸直徑確定為48 mm4 最終傳動(dòng)設(shè)計(jì)最終傳動(dòng)是傳動(dòng)系中最后一級(jí)減速增扭機(jī)構(gòu)，在本次設(shè)計(jì)中，最終傳動(dòng)采用單排內(nèi)外嚙合行星排傳動(dòng)，其中太陽輪由半軸驅(qū)動(dòng)為主動(dòng)件，行星架和車輪輪轂連接為從動(dòng)件，齒圈與驅(qū)動(dòng)橋橋殼固定連接。此種傳動(dòng)形式傳動(dòng)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(dòng)比，可以布置在車輪輪轂內(nèi)部，而不增加機(jī)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(dòng)的，不加任何支承，此時(shí)太陽輪連同半軸端部是靠對(duì)稱布置的幾個(gè)行星齒輪對(duì)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(fù)荷由更多的行星輪來負(fù)擔(dān)，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，但一般行星輪取3個(gè)，因?yàn)?點(diǎn)定一個(gè)圓位置，實(shí)際設(shè)計(jì)中行星輪數(shù)目一般為36個(gè)，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強(qiáng)度的限制，因?yàn)樾行禽啍?shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會(huì)產(chǎn)生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。本次設(shè)計(jì)參考同類機(jī)型及機(jī)械設(shè)計(jì)手冊由任務(wù)書輪邊傳動(dòng)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(guān)系公式： (4.1)式中：if-最終傳動(dòng)傳動(dòng)比，任務(wù)書上if的范圍為4.04.5，初取if =4.5 zq -齒圈齒數(shù)，zt -太陽輪齒數(shù)，zx -行星輪齒數(shù)所以：由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊當(dāng)=4.5，n=3時(shí)可選行星排各輪齒數(shù)為： 齒圈齒數(shù)zq =56 太陽輪齒數(shù)zt =16 行星輪齒數(shù)zx =20驗(yàn)算傳動(dòng)比： 所以傳動(dòng)比合適4.1.3 同心條件校核為了使太陽輪與齒圈的旋轉(zhuǎn)中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應(yīng)和齒圈與行星輪的中心距相等，即zq、zt、zx應(yīng)滿足下列條件：將zq =56，zt =16，zx=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(dòng)將行星輪齒數(shù)減少1齒，即：zx=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(yīng)使各行星輪均勻分布或?qū)ΨQ分布，即zq、zt、zx、n應(yīng)滿足條件：，N為任意整數(shù)。把zq =56，zt =16，n=3代入公式得：所以滿足裝配條件4.1.5 相鄰條件的校核設(shè)計(jì)行星傳動(dòng)時(shí)，必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙，對(duì)于單行星傳動(dòng)而言，即兩相鄰行星輪的中心距應(yīng)大于它們的齒頂圓半徑之和。用公式則可以表示為： (4.2)在實(shí)際設(shè)計(jì)中相鄰條件多控制在：式中：Atx-太陽輪與行星輪的中心距 -因三行星輪均勻分布，所以 -兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。 mm mm所以：8所以相鄰條件滿足4.2 齒輪變位標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)的性能通常都能得到保證，但隨著齒輪傳動(dòng)高速、重載、小型、輕量化等更高的要求，標(biāo)準(zhǔn)齒輪暴露出一些缺點(diǎn)，如小齒輪“短命”，傳動(dòng)不緊湊，傳動(dòng)不穩(wěn)定等等，于是就需要采用漸開線非標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)，稱為變位齒輪傳動(dòng)。齒輪變位能避免根切，提高齒面的接觸強(qiáng)度，提高齒根的彎曲強(qiáng)度，提高齒面的抗膠合和耐磨損能力，配湊中心距，修復(fù)舊齒輪等，因此本次設(shè)計(jì)需進(jìn)行齒輪變位。齒輪變位的高度變位是基于削弱大齒輪的強(qiáng)度，增強(qiáng)小齒輪的強(qiáng)度，來平衡齒輪的強(qiáng)度，并使總壽命降低，而角度變位則不同，能同時(shí)增強(qiáng)兩齒輪強(qiáng)度，并能靈活選擇齒輪齒數(shù)，提高承載能力及改善嚙合特性，故本次設(shè)計(jì)采用角變位。確定各輪齒數(shù)由前面計(jì)算已知：zq =56，zt =19，zx =16預(yù)計(jì)嚙合角根據(jù)公式: 查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P1057圖16-6得 4.2.1 太陽輪行星輪傳動(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（t-x）(1) 未變位時(shí)，行星輪與太陽輪中心距為： mm(2) 初算中心距變動(dòng)系數(shù)(3)變位后中心距為： mm圓整取128 mm(4)實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)為：(5)計(jì)算嚙合角所以 (6)計(jì)算總變位系數(shù) (4.3)式中： 所以：(7)校核查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P789頁圖12-1介于曲線P6和P7之間，有利于提高接觸強(qiáng)度及抗彎強(qiáng)度(8)分配變位系數(shù)查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P790頁圖12-2，分配變位系數(shù)得： (9)齒頂高降低系數(shù)4.2.2 行星輪與齒圈傳動(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（x-q）(1) 未變位時(shí)的中心距 mm(2) 計(jì)算中心距變動(dòng)系數(shù)(3) 求嚙合角所以：(4) 求x-q的總變位系數(shù)(5) 計(jì)算齒圈變位系數(shù)(6) 齒頂高降低系數(shù)4.3 齒輪的幾何尺寸本設(shè)計(jì)的太陽輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進(jìn)行角度變位。表4-1為行星排各齒輪幾何尺寸，表中部分公式參照機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P783頁表12-5和表12-6表4.1 t-x外嚙合傳動(dòng)幾何尺寸（長度：mm）名稱公式代號(hào)太陽輪（t）行星輪（x）變位系數(shù)齒頂高降低系數(shù)0.114分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓齒厚分度圓周節(jié)18.84標(biāo)準(zhǔn)中心距105實(shí)際中心距109節(jié)圓直徑嚙合角18.07中心距變動(dòng)系數(shù)系數(shù)0.796齒頂高降低系數(shù)0.114齒頂圓壓力角重疊系數(shù)1.287表4.2 x-q嚙合傳動(dòng)幾何尺寸 （長度： mm）名稱公式代號(hào)行星輪（x）齒圈（q）變位系數(shù)齒頂高降低系數(shù)0.0243分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑 齒根圓直徑分度圓周節(jié)21.98分度圓齒厚標(biāo)準(zhǔn)中心距111實(shí)際中心距109嚙合角18.07節(jié)圓直徑中心距變動(dòng)系數(shù)-0.214齒頂圓壓力角重疊系數(shù)2.56注： 4.4 齒輪的校核行星排結(jié)構(gòu)中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對(duì)齒輪進(jìn)行接觸疲勞計(jì)算和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算。在行星機(jī)械中，通常只計(jì)算太陽輪與行星輪的強(qiáng)度，齒輪所受圓周力應(yīng)考慮到幾個(gè)行星輪的影響，此時(shí)一個(gè)行星輪與太陽輪所受的圓周力（為太陽輪扭矩，為太陽輪節(jié)圓半徑，n行星輪個(gè)數(shù)），在計(jì)算時(shí)還應(yīng)考慮到由于幾個(gè)行星輪同時(shí)和太陽輪嚙合時(shí)載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計(jì)算公式中引入修正系數(shù)。4.4.1 齒輪材料的選擇根據(jù)裝載機(jī)輪邊減速器行星結(jié)構(gòu)中齒輪的承載能力高，耐磨性好等特點(diǎn)，可選用材料為20CrMnTi，齒輪需進(jìn)行表面滲碳淬火，滲碳淬火后表面硬度為58-62HRC，芯部硬度為320HBS。齒輪精度一般為7級(jí)，其彎曲疲勞許用應(yīng)力一般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應(yīng)力一般不大于14000公斤/厘米（即不大于1372Mpa）。4.4.2 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度可按下式進(jìn)行計(jì)算： (4.4)（機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P808，表12-20） 式中：Ft-作用在輪齒上的圓周力，為太陽輪扭矩，可用半軸傳遞過來的平均受載扭矩來計(jì)算， NM n為行星輪個(gè)數(shù)，n=3；為太陽輪節(jié)圓直徑；為載荷修正系數(shù)取=1.15；把以上各參數(shù)代入得： N -節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，代入?yún)?shù)計(jì)算得 -材料彈性系數(shù)，對(duì)于鋼材取ZE=189.8 -接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)，對(duì)于直齒圓柱齒輪b -齒寬， 圓整取b=90 mmdt-太陽輪分度圓直徑，dt =112 mmi -齒數(shù)比，KA-使用系數(shù)，取KA =1.25KV-動(dòng)載系數(shù)，取KV=1.0KH-齒向載荷分布系數(shù)，KH=1.0KH-齒間載荷分布系數(shù)，KH=1.1把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa所以 接觸疲勞強(qiáng)度滿足。4.4.3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度可按下式進(jìn)行計(jì)算： (4.5)式中：Ft、b、m、KA、KV、KF、KF與接觸疲勞校核計(jì)算中相同，分別為：Ft =32334.8 N ，b=90 mm ，m=7 mm ，KA =1.25，KV =1.0，KF=1.0，KF=1.1。 YFS-復(fù)合齒形系數(shù)，由機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P816頁圖12-18查得：YFS =4.02 -彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù)，對(duì)于直齒圓柱齒輪把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa4.5 行星傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)4.5.1 太陽輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術(shù)要求：進(jìn)行熱處理滲碳淬火，使深度達(dá)0.81.3 mm，齒面硬度為5862HRC，芯部硬度為320HBS，材料為20CrMnTi。4.5.2行星輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術(shù)要求：進(jìn)行熱處理，表面滲碳淬火，深度為0.81.3 mm，齒面硬度5862HRC，芯部硬度320HBS，規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳動(dòng)均為0.022 mm4.5.3行星輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)選取行星輪軸的材料為40Cr，行星輪軸主要受剪切應(yīng)力，可用下式來計(jì)算： (4.6)式中：-輪邊減速行星輪軸上的總扭矩， Nm=42671860 Nmm -許用剪切應(yīng)力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限 Mpa，所以 Mpa n-行星齒輪數(shù)目，為3 -太陽輪與行星輪實(shí)際中心距， mm把以上各參數(shù)代入公式得： mm圓整取 mm4.5.4 軸承的選擇行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承，該滾針軸承選為沒有套保護(hù)的滾針。輪轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負(fù)荷為主，因此選用單列圓錐滾子軸承。(1) 滾針軸承 滾針數(shù)的確定作為滾針軸承外圈的行星輪內(nèi)孔，滾針直徑一般不小于齒輪內(nèi)孔的10%，在45毫米之間，此設(shè)計(jì)可取d=5 mm則：式中：-實(shí)際行星輪軸計(jì)算直徑 -行星輪軸的直徑 g -滾針與行星輪軸之間間隙，一般取0.007mm所以： mm 式中：-滾針軸承直徑，d -滾針直徑所以： mm又因?yàn)椋菏街校篺 -滾針間的間隙取0.003 mm z -滾針數(shù)，k -正弦系數(shù)則： 所以：z=25.68取每個(gè)行星輪上的滾針數(shù) z=26 滾針的長度若取滾針過長，則易磨損，若過短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸表面，故取大于齒寬3/43/2。所以： mm(2) 橋殼上軸承的選取橋殼軸承的選取應(yīng)盡量考慮到橋殼的結(jié)構(gòu)尺寸，以及軸承的壽命應(yīng)盡量接近。此處選用。5 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核5.1 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(duì)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。5.1.1 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），由機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊查取計(jì)算出花鍵各參數(shù)見下表5-1。表5.1 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)m2.5分度圓壓力角30齒數(shù)z24理論工作齒高2.5分度圓直徑60基圓直徑51.96外花鍵大徑尺寸62.5外花鍵小徑尺寸56.25內(nèi)花鍵大徑尺寸內(nèi)花鍵小徑尺寸57.65表中CF為齒形裕度，CF=0.1m=0.25 mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計(jì)算： (5.1) mm esv為外花鍵作用齒厚上偏差，由機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P605表7-28查得：esv=-60m=-0.06 mm。把兩參數(shù)代入公式計(jì)算得： mm(2) 鍵的強(qiáng)度校核對(duì)于漸開線花鍵的強(qiáng)度可用下式進(jìn)行計(jì)算： (5.2)式中：T-轉(zhuǎn)矩，Nm；T=Mj=15200 Nm -各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z -齒數(shù)，24 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)力查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊P592頁表7-13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5.1.2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇此處花鍵所受扭矩與差速器半軸齒輪花鍵所受扭矩近似相等，花鍵各參數(shù)可取相同的值。校核時(shí)花鍵齒輪的工作長度lg等于太陽輪齒寬b=80 mm，尺寸與前面差速器半軸齒輪相同，所以強(qiáng)度同樣滿足。5.1.3 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： (5.3)式中：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5-2 主傳動(dòng)輸入法蘭處花鍵參數(shù) (長度 mm )名稱