装载机驱动桥设计

装载机驱动桥设计摘要：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，半轴的设计，轮边减速器的设计四大部分。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：轮式装载机，驱动桥，减速器，差速器IDesignofLoaderDriveAxleAbstract：Thispaperdiscussesthedesignofloaderdriveaxle,whichcontainsroughlyfourmainparts,namely,thedesignofthemaindrive,thedifferential,theaxleshaftandthewheel-sidereducer.The35spiralbevelgearisusedasmaindrivebevelgear,thecalculationofwhosefundamentalandgeometricparametersisthekeypointofthisdesign.Aftermakingsureofsomebasicparametersofgear,suchasgearnumber,modulus,referencediameterofdrivengearandsoon,allgeometricparametersofgearcanbeworkedoutbyusingalargenumberofformulas,andthenforceanalysisandintensityverificationofgearareabletobeconducted.Afterstudyingthestructureandworkingprincipleofdifferential,axleshaftandfinaldrive,combinedwiththedesignrequirements,theirformsandsizescanbechosenreasonably.Inthisdesign,weusethestraighttoothbevelgearasdifferentialgear,theaxleshaftisinfull-floatingtypeandfinaldriveadoptstheformofsingleplanetaryreduction.Keywords:Wheelloader，driveaxle，reducer，differentialII目录1前言.12主减速器设计.22.1螺旋锥齿轮的设计计算.22.1.1齿数的选择.22.1.2从动锥齿轮节圆直径d2的选择.22.2螺旋锥齿轮的强度校核.92.2.1齿轮材料的选择.92.2.2锥齿轮的强度校核.93差速器设计.163.1圆锥直齿轮差速器基本参数的选择.163.1.1差速器球面直径的确定.163.1.2差速器齿轮系数的选择.163.2差速器直齿锥齿轮强度计算.193.2.1齿轮材料的选取.193.2.2齿轮强度校核计算.193.3行星齿轮轴直径的确定.20zd4半轴设计.214.1半轴计算扭矩的确定.21jM4.2半轴杆部直径的选择.214.3半轴强度验算.215轮边减速器设计.235.1行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定.235.1.1行星轮数目的选择.235.1.2行星排各齿轮齿数的确定.245.1.3同心条件校核.245.1.4装配条件的校核.255.1.5相邻条件的校核.255.2齿轮变位.255.2.1太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）.26III5.2.2行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）.275.3齿轮的几何尺寸.285.4齿轮的校核.305.4.1齿轮材料的选择.315.4.2接触疲劳强度计算.315.4.3弯曲疲劳强度校核.325.5行星传动的结构设计.325.5.1太阳轮的结构设计.325.5.2行星轮结构设计.325.5.3行星轮轴的结构设计.335.5.4轴承的选择.336花键、螺栓、轴承的选择与校核.356.1花键的选择及其强度校核.356.1.1主传动中差速器半轴齿轮花键的选择.356.1.2轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择.366.1.3主传动输入法兰处花键的选择与校核.376.2螺栓的选择及强度校核.386.2.1验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度.386.2.2从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核.386.3轴承的校核.396.3.1作用在主传动锥齿轮上的力.396.3.2轴承的初选及支承反力的确定.406.3.3轴承寿命的计算.417结论.43参考文献.44致谢.4501前言本课题是对装载机驱动桥的结构设计。所以本说明书将以“驱动桥设计”内容来对驱动桥及其主要零部件的结构构型与设计计算作进行详细介绍。本设计根据参阅的多本资料设计方法和数据处理来进行，也适当运用了自己的一些想法。本设计说明书共五部分：主减速器的设计，差速器的设计，半轴的设计，轮边减速器的设计，花键、螺栓、轴承的设计与校核,主要运用比拟设计，经验核算的方式进行计算。本设计由装载机驱动桥的各组成结构功能、工作特点及设计要求讲起，详细地分析了驱动桥总成的结构构型及布置，全面介绍了装载机驱动桥车轮的传动装置和桥壳连接的各种结构型式与设计计算。设计思路为在参考大量相关文献后先选定总体方案，按照动力的传递方向和传递顺序来设计各个结构及各个零件，根据相似性设计，参照同种机型设计。每一部分的设计都采用偏安全的设计方法，且每一部分设计之后都有相应的校核，不合格者重新设计，确保每一部分都能满足最危险、恶劣的工作状况。12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。2.1螺旋锥齿轮的设计计算2.1.1齿数的选择相啮合的齿轮的齿数不能有公约数，这样才能保证各齿在齿轮啮合运行过程中能够相互交替啮合，从而能够自动研磨，理想的齿面接触要求选用齿数尽量为奇数的小齿轮，同时大小齿轮的齿数总和应不小于40。根据以上所诉选择齿数的要求，参考文献4第233页表6-4，结合本次设计主减速器主减速比为=6.167，选取主动小锥齿轮齿数，所以从动大锥齿轮齿数0i61z。37012iz2.1.2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根据发动机和液力变矩器一起传送扭矩的最大变速箱在第一档时从动大齿轮上的最大扭矩可以得到：(2.1)niMmlkeca02式中：-从动大锥齿轮计算转矩，NMc-发动机的额定扭矩，enPMe9502-驱动桥主传动比，已知；0i167.0i-变矩器系数，；k5.3kin-驱动桥个数，n=2；-变速箱的最大传动比，；li8.li-变矩器到主减速器的传动效率。m为变速箱的效率取0.96，主减速器效率取作为变速箱的效率取0kk值为0.96，故主减速器效率取值为。计算得。96.092.0mNMca5.247317.68537.62此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：icac8.409.021根据驱动轮附加扭矩判断出从动大锥齿轮的最大扭矩，即：(2.2)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，dr65.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KN160aG即可求出：mNnirMfdac42.13267.35.0812从动直齿轮的最大扭矩取由上面两个计算中所求得的数据中的最小值，求得的扭矩在现实应用中不能作为持续扭矩，只是在计算强度时以此来验证最大应力，所以该处的计算转矩取：mNca42.132按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷3轮式装载机作业工况非常复杂，掌握不同使用工况下的载荷多少和循环次数是有难度的，只能使用假设的当量载荷或者平均载荷来作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用以下公式计算并确定转矩：(2.3)nifrGMdafsi2mN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，fi67.3fin-驱动桥数目-轮胎滚动半径dr-轮胎滚动半径,取si30.9.sin30.sin所以:mNnifrGMdaf57.46267.3.501si2主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为：mNiff4021(2)从动锥齿轮分度圆直径的确定2d按照从动锥齿轮上显示的最大扭矩，按经验公式粗略计算出从动锥齿轮的分度圆直径：(2.4)3max22MKd式中：-从动齿轮分度圆直径，cm-系数，取d61.0d-按地面附着条件决定的最大扭矩取11344.42N/mmax2所以得：cmKdmax2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。d296(3)齿轮端面模数的选择s由式837296zdms取标准模数s4为了知道所选模数是否合适需用下式校对：(2.5)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。s由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径：zds48611mzmds29637822(4)法向压力角的选择螺旋锥齿轮的标准压力角为2030，选择标准的压力角有益于选择制造齿轮的刀具，减少加工难度，从而间接的降低生产成本。(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的确定理论上加大齿面宽好像能够增加齿轮的强度和使用年限，但是现实是齿面宽过于大的话会让齿轮小端变长从而使齿面变得狭小，肯定会使切削刀尖的顶面宽和棱边的圆角半径变少。这反而让齿根圆角半径变得太小，同时也会减少刀具的使用年限。另外因为安装失误还有热处理变形这些因素的左右下会导致齿轮的承载能力容易集中在小端从而使齿轮发生断裂。相反齿面太小了一样还是会减少齿轮的强度以及使用年限。一般建议螺旋锥齿轮上的大齿轮的齿面宽是：(2.6)0231Rb式中：-从动锥齿轮传动的节锥距mzms93.147685.05.2210所以：9.43302Rb同时不应超过端面模数ms的10倍即：,bs8002所以取525即取小锥齿轮的齿面宽和大锥齿轮的齿面宽相同：小锥齿轮齿面宽mb5021(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，甚至引起轮齿损坏。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)选择齿高的数据对于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。由文献7查的如下数据：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：mmhsa712.386.0529齿根高：chsaf392.186.01.8502f5顶隙：mms.齿全高：hhfa104521有效齿高（工作齿高）：he=1.700ms=17mm(9)齿侧间隙的选择nc6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。根据文献4第244页的表6-8采用的齿侧间隙是：mcn2.0(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。让小齿轮的齿厚按加厚（表示的是切向变位系数，从机械设计手册上s面能够得到）是切向变位修正的内涵。18.0根据以下公式可以得到大小锥齿轮较大一端分度圆的理论弧齿的厚度及：01S2(2.7)smssScotan202(2.8)ssst01所以求得：S376.902S74.160(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：7.80.0912(12)节锥距aRmda3.47.8sin6si2(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：1f大锥齿轮根锥角：463578022fr7小锥齿轮顶锥角：56.134.79021rk大锥齿轮顶锥角：82.812此次设计的螺旋锥齿轮几何尺寸详见表2.1：35表2.1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sm8mm1d48mm3分度圆直径2296mm4压力角20.55有效齿高eh13.6mm6全齿高2115.104mm7侧隙nc0.20mm8顶隙C1.504mm1ah9.888mm9齿顶高23.712mmf5.216mm10齿根高111.392mm9.2111分锥角280.7912节锥距aR149.93mm1b50mm13齿面宽250mmf1.9914齿根角4.351k13.5615顶锥角282.78r7.2216根锥角76.4417大端齿顶圆直径11cosaehd67.52mm822cosaehd297.19mm18螺旋角m3519螺旋方向小锥齿轮往左转动，大锥齿轮往右转动20周节s25.12mm01S16.74mm21理论弧齿厚28.736mm2.2螺旋锥齿轮的强度校核2.2.1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Mpab10齿面硬度5662HRC）Mpas801选取大齿轮材料为20MnVB(调质齿面硬度pab1082s8525662HRC)2.2.2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：9wmsVuJKbP10（2.9）式中：-弯曲应力，uMpa-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MmNf57.4692-大齿轮平均分度圆直径*DbDsin*-分锥角2-锥齿轮副运行的稳定性和过载系数相关。用的轮式装载0K5.120K机获得-动载比值，齿轮精确性和节圆的线速度对其有影响。如果齿轮与节距V之间有较好的接触并且同心度的之比较精确，则；.1V-大小比值，说明如果齿轮大小热处置不当，则会导致材料性质分布不S匀称，当时，ms6.187504.2ssmK-1.101.25，取mK05.-齿宽；-齿数；bz-齿轮大端模数s-弯曲强度的几何比值，这跟齿形比值、承受力的位置、齿与齿间的承受wJ力大小、有用的齿间宽度、应力密集度和惯性系数值都有关系。查文献3页图30P3-5-18可得：235.01w182.02wJ由上式可求得大齿轮的弯曲许用应力为小齿轮的弯曲许用应力为Mpau401.Mpa70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：ifmsvepcJKdbKPC10（2.10）10式中：-接触应力，Mpac-弹性系数，pCmNCp/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v1v-尺寸系数，如果材料比较合适，同时渗入碳层的长度以及其硬s度都与规定相符合的时候，则0.1sK-载荷分配系数，取mK.m-表层价值比值，表层的洁净度和表层的处置对其一般有影响，比f较精确的齿轮取值为0.1f-小锥齿轮宽度1b-大锥齿轮大端分度圆直径d-表层触及强度的综合系数，这跟轮齿啮合表面的相对的曲率半径、iJ承受的位置、齿轮间承受力的大小以及有用的齿间宽度和惯性比值有关。查文献4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，所以齿轮的接触强度满足要求。4/502厘米公斤c（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；6.2i分锥角，；919.802齿宽；mb52大端分度圆直径,；d4126m中点分度圆直径；，；sinbd571md247中点螺旋角，35m11中点模数齿宽系数为1/4到1/3，常取0.3，所以Rsm5.01R=6.8mm；中点法向模数；mmn57.3cos5.8cos齿顶高，；ha8.91ha712.32表2.2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vZcoszvv1z8.52706齿数比vi2ivvi.39续表2.2锥齿轮的当量圆柱齿轮参数分度圆直径vdv1m2idv2v1iv1d54.2297中心距vavv12a(d)va60.顶圆直径vadvvah1d74va2.35当量齿轮端面压力角tvtmtnrcosot.9基圆直径vbdvbvtdavb1d4206基圆螺旋角vbmrcin(c)ov3.5端面基圆齿距PvbvbvtPosbP4啮合线长度gva2222vaa1vbabvtg(dd)sinvag5.7端面重合度vaavmvbnvtgcosPava1.3012纵向重合度vmvnbsiv1.64总重合度22vvavv2.09齿中部接触线长度bml对于1vabmblcosbml36.5齿中部接触线的投影长度bmlbmvbllbml31.续表2.2锥齿轮的当量圆柱齿轮参数（4）齿轮与齿面之间的疲劳强度计算检验正交（）锥齿轮的齿面接触的疲劳强度可由下面的式子确定90KLSEHBMmtHVAHZZibdFK121（2.11）式中：-轮齿接触疲劳强度，Hpa-小齿轮大端圆周力，可用下公式计算：1tF中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数vnzvn2vbmzcoscosvn1z4.08326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ag22va1bnvann()sivag.60法面重合度va2vanvvb/cosvan1.8413mNdMFft625.46789021-使用系数，查文献2表10-2取。AK193P25.1AK-动载系数取V0.VK-齿向载荷系数。，由文献6页表16.4-HeH5186P28可查得，所以.eH.-端面载荷系数查文献6页表16.4-29可得K1826P0.HK-节点区域系数，可由公式HZvtbHZsinco所以：13.2957.2sin3cosicovtb-中点区域系数，可用下式计算：BMZ221211tavvbavvbavtzFdzFd（2.12）式中可由下表求出：21F表2.3纵向重合度v1F2F021v1vvvvv由上表可求出：305.1F305.12所以：6.BMZ-弹性系数，E2/8.9mNZE-计算齿面接触强度的螺旋角系数mZcos-计算齿面接触强度的锥齿轮系数，k8.0k-计算齿面接触强度的载荷分配系数LSZ当时，2vr1LSZ当和时，vr145.025.1421vrvrLSZ因为096.vr6.所以8LS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：pa1372/厘米公斤所以齿轮的接触疲劳应力满足要求。H（5）检验锥齿轮齿根的弯曲疲劳强度检验锥齿轮齿根的弯曲疲劳程度可以用下面的式子确定，依次得出大小齿轮的值：LSKEFnmtFVAFYbK（2.13）式中：、和接触疲劳计算中相同，AVFH，25.1K0.5.10.F-齿轮大端圆周力，tNdMft625.421NdFft.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FSYvnz07.414.2FSY-齿根抗弯强度的重合度系数，因为，所以E1v65.-齿根抗弯强度的锥齿轮系数，可以用下式计算：KY057.13.01.341422bml-齿根抗弯强度的载荷分配系数，LS96.8.22LSZY把以上各参数代入公式得：MpaF5.1paF7.215查阅文献1，对于主减速锥齿轮其抗弯曲疲劳许用应力是MpaF45所以满足设计要求。F1F23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。3.1圆锥直齿轮差速器基本参数的选择163.1.1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（3.1）式中：-差速器球面直径，m-球面系数，1.11.3，取=1.15K-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按从动大锥齿轮上最大扭max矩计算。所以毫米公斤1342max2axM所以得取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。所以，大部分差速器都用压力角为，齿高系数为和齿形为5.28.0*ah的顶隙系数。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，在空间0大小一样时，可充分发挥齿轮的强度。（1）齿数的选取用做大部分行星齿轮齿数，Z2=Z半=1622作为大部分半轴120行z齿轮齿数，而且上行星齿轮齿数比与半轴齿轮齿数在1.62范围之内。行星齿轮和半轴齿轮的数目要符合以下式子才能确保装配：Cnz21式中：-左右半轴齿轮的齿数；1z2n为行星齿轮数目为，大中型工程机械行星齿轮数为4，小型机械为2，个别少数使用3个行星轮，本装载机取n=4.C-任意整数根据以上要求取=10,=181z217（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（3.2）所以md27.580.9si2i11mzm87.50.1圆整取6（4）行星轮、半轴齿轮分度圆直径zd011m862（5）齿面宽为齿宽系数，取aRb23.0Rma602所以：18603.21圆整取m齿轮采用高度变位，查阅文献1表6-12变位系数234.0表3.1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=10z2=18模数m6齿面宽bb1=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()10.72818轴间夹角90分度圆直径dmz1d602d108分锥角o29.5o6.95节锥距1aR2sin61.78周节t18.84齿顶高*ah()a1h6.94a2h3.4056齿根高faf53f7齿根角ffrctnRof1.7of2.9齿顶圆直径aad2hosad08ad130侧面方向的间隔Cn由文献7表6-12得知0.165轮冠至锥顶距离aAin1A5.92A7.3.2差速器直齿锥齿轮强度计算3.2.1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，）Mpab10pas8503.2.2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。下面参考文献4中式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：wmsvcwmsveuJKbzKMJbKP2202011（3.3）19公式里：-差速器扭转，得出的在动锥齿轮上主传动的极大扭矩为cM，为算出主传动从动锥齿轮的最大扭矩，n是行星轮数。因ncmax26.0max2此：Nc6.1704.3.-半轴齿轮齿数2z-尺寸系数，因为所以sKm.69704.25.4ms-载荷再分配系数，取m1.mK-过载系数，取0.0-质量系数，取vKv-翻阅文献4P322页图3-5-25了解到Jw=0.2295wJ把以上各参数代入公式得：Mpau29.74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。u3.3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可参照文献4按下式计算：dGnrM4（3.4）式中：-差速器总扭矩，GmN1342042.13max2-许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限u5.su（表面淬火），所以Mps785Mpa6420n-行星齿轮数目，为4-行星齿轮支承面中点到锥顶的距离，mm。，为半轴齿轮齿drpdr21宽中点直径。以下为计算过程：所以：mRp8.913.051085.12mrd9.45把以上各参数代入公式得：，圆整取d224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。4.1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：mNMpj42.132max2214.2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：cmMj3196.0（4.1）式中：-半轴计算扭矩，公斤厘米；j厘米公斤1342jM-半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选20MnVB，对于40Cr、45钢和40MnB之类的相关素材，素材的扭转屈服上限均达成885Mpa，确保静安全系数处于1.31.6之中，许用应力应该为，用放入2/68053厘米公斤Mpa60公式中可知：圆整取md35.47md48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。4.3半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力为：316dMj（4.2）将代入上式得：;许用扭转切mNj420d48Mpa7.52应力pa6所以：强度满足，半轴直径确定为48mm.225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。23图5.1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5.1行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定5.1.1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。在进行此次设计中，参照文献6里的相类似机型的任务书轮边传动比，选取行星轮数目n=3，且三行星轮均匀的分布。5.43fi5.1.2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48qz18tz15xz24齿轮齿数间的关系公式：tqfzi1（5.1）式中：-最终传动传动比，fi67.3fi-齿圈齿数，-太阳轮齿数，-行星轮齿数qztzxz所以：验算传动比：67.3184tqfzi%10ffi所以传动比合适5.1.3同心条件校核保持两个中心距持平状态，分别是太阳轮和行星轮之间的中心距，齿圈和行星轮之间的中心距。这样便可以让太阳轮和齿圈它们的旋转中心吻合。、需qztx要完成以下数据：xtqz2（5.2）将，代入公式得：48q1t5xz满足同心条件52选取角变位传动来削减行星齿轮上的1齿，可增大齿轮的承载能力，所以14xz5.1.4装配条件的校核让每个行星呈现对称或者匀称放置，如下：、n在其中必须满足：qztx，N为任意整数，这样是为了让行星在每个元件上的径向力达到持平。nztq把，n=3代入公式得：481tz23184所以满足装配条件255.1.5相邻条件的校核在设置行星传动之时，与其旁边的行星轮之间的齿顶圆半径的总和要小于它们的中心距。这是在规划行星传动时必要保证两个互为平行的行星轮间要间隔距离的标准。用公式则可以表示为：exjtxdA2sin（5.3）在实际设计中相邻条件多控制在：mexjtx85si（5.4）式中：-太阳轮与行星轮的中心距txA-因三行星轮均匀分布，所以j120j-行星轮齿顶部圆直径就是两个行星齿轮顶圆半径的总和exdmzmtt9618426haxe*所以：mdAexjt852.702sinsin2所以相邻条件满足5.2齿轮变位一般选用渐开线的非标准齿轮进行传动，即变位齿轮传动。那是由于虽然标准齿轮传动的性能一般都是可以确保的，但是它也会出现一点瑕疵，是因为齿轮的传动速度、承重力、量型、轻巧性能不断变严格造成的。比如说小齿轮使用年限降低，传动不够紧密，传动不够平稳一系列变化。而这次的设计之所以要使用齿轮变位，是因为齿轮变位可以降低根切的机率，增强齿与齿之间的接触面，有利于齿根弯曲度的增加，有利于增强齿面抵抗粘合的能力以及抵御损坏的能力，还可以组合中心距以及处理旧齿轮等等。26在此次设计当中，使用的是角变位，因其能增强支撑力并且提高啮合特性而且可以任意的选取齿轮齿数。采用角变位是因为齿轮变位的长度变位是在减小大齿轮强度的基础之上，小齿轮的强度增大，持平了齿轮之间强度的平衡，更好的是总使用时间的增长，然而角度变位却不径相同。齿轮数目的确认。由前面计算已知：，48qz1tz4x预计啮合角根据公式:0625.xtqzj查机械零件设计手册图16-6得1057P.3tx17tq5.2.1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：mzmatxtx9618426(2)初算中心距变动系数txy394.015.2coscostxxttxzy(3)变位后中心距为：myzmatxttx7.8394.01862圆整取99mm(4)实际中心距变动系数为：5.06129mayxqttx(5)计算啮合角9682.cos9coscostxqa所以45.1q(6)计算总变位系数27437.020tan495.18iviviizxxqxq式中：txtxinvtaniv(7)校核t加强了提升高触碰强度和抵抗弯曲程度，翻阅机械零件设计手册页图12-1789P在曲线P6与P7中间。tx(8)支配变动数据翻阅机械零件设计手册P790页图12-2可知，支配变动数据为：38.0tx36.0x(9)齿顶高降低系数074.741.txttxy5.2.2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mzmaxqxq1024826(2)计算中心距变动系数5.69yxqtxq(3)求啮合角9682.0cos9102coscostxqa所以：45.q(4)求x-q的总变位系数437.020tan495.18iviviizxxqxq28(5)计算齿圈变位系数0xqx(6)齿顶高降低系数3.5.xqxqy5.3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5.1,5.