ZL50装载机驱动桥设计说明书毕业论文

1、 . . . 目录摘要 IIIABSTRACTIV第 1 章概述 1第 2 章 驱动桥结构分析 2第 3 章主传动器设计 331 主传动器的结构形式 332 主传动器的基本参数选择与计算 4第 4 章差速器设计 2141 差速器的差速原理 2142 锥齿轮差速器的结构 2243 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 23第 5 章最终传动设计 2851 齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 2852 行星齿轮传动的配齿计算 2853 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 2954 行星齿轮传动强度计算与校核 3255 行星齿轮传动的受力分析 3556 行星齿轮传动的均载机构与浮动量 3757 轮间载荷分布

2、均匀的措施 3858 行星传动的结构设计 39第 6 章驱动半轴的设计 4161 半轴的结构形式分析 4162 半轴的总体设计 4163 全浮式半轴计算载荷的确定 4264 全浮式半轴的杆部直径的初选 4265 全浮式半轴的强度计算 4366 半轴花键的强度计算 4367 半轴结构设计时的注意事项 44 . . . 第 7 章驱动桥壳设计 4571 铸造整体式桥壳的结构 4572 桥壳的受力分析与强度计算 46结论 50参考文献 51致 52附录 53英文翻译 54 . . . III / 57ZL50 装载机驱动桥初步设计摘要 本次设计容为 ZL50 装载机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，

3、差速器的设计，最终传动设计，半轴的设计四大部分。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与尺寸。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ZL50，装载机，驱动桥，设计 . . . ZL50 LoaderDriveBridge Preliminary DesignA

4、bstractThis design was a ZL50 loader drive axle design, broadly divided into the main drive design, the differential design, final drive design and the axle design. One main drive bevel gear used 35 Spiral bevel gear, the basic parameters and the calculation of geometry parameters for this type of g

5、ear is the focus of this design. When the gears of a few basic parameters, such as number of teeth, module, driven gear such as sub-degree diameter were determined , all geometric parameters of gears can be calculated using a large number of formulas, and then the gear stress analysis and strength c

6、heck can be operated . Understanding the structure and working principles of the differential, half shaft and final drive of the future, combined with the design requirements, their form and size were rightly selected. Straight bevel gear was selected for differential gear, full floating for axle an

7、d a single row of slow form planetary for final drive.Keywords: ZL50 , shovel loader, drivebridge , design . . . 第 1 章 概述驱动桥处于动力传动系的末端，主要有主传动器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等部件。 其基本功能是（1）将万向传动装置传来的发动机转矩通过主传动器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降低转速、增大扭矩。 （2）通过主传动器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向。 （3）通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证、外侧车轮以不同转速转向，将动力合理的分配给左、右驱动车轮（4

8、）承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力。设计驱动桥时应 满足如下基本要求：1)选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2)差速器除了保证左、右驱动车轮差速滚动外，还能将转矩连续平稳的传递给驱动轮3)当左、右驱动轮与路面的附着条件不一致时，能充分的利用汽车的驱动力4)外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。5)齿轮与其他传动件工作平稳，噪声小。6)在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。7)具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击

9、载荷，提高汽车的平顺性。8)与悬架导向机构运动协调。9)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。第 2 章 驱动桥结构分析驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。 驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器与车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在里面；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器与其壳体装在车架 . . . 或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动

10、装置采用万向节传动。1.非断开式驱动桥非断开式驱动桥，其结构简单、造假低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速器壳的尺寸较大，使汽车的离地间隙不能很大。2.断开式驱动桥断开式驱动桥可以获得较大的离地间隙，并减少了非簧在质量，提高了行驶平顺性。由于要求设计的是 ZL50 轮式装载机的驱动桥，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，因此，在此选用非断开式驱动桥。第 3 章 主传动器设计主传动器的作用是将输入的转矩增大并相应降低转速，以与当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。31 主传

11、动器的结构形式主传动器的结构形式主要根据齿轮类型、减速形式以与主从动齿轮的安装与支承方式的不同分类。311 主传动器的齿轮类型主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用螺旋锥齿轮传动。因为螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点，轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端；另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，所以工作平稳，制造也简单。但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急剧变坏，并伴随磨损增大，噪声增大，所以为了保证齿轮副的正确啮合，必须提高刚度，增大壳体刚度。312 主传

12、动器的减速形式驱动桥按其减速形式分主要有三种：中央单级减速驱动桥，中央双级减速驱动桥和中央单级、轮边减速驱动桥。在此选用中央单级、轮边减速驱动桥，这是因为在重型汽车、越野汽车和大型客车上，要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，这时就需要将 . . . 3 / 57双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套，分别安装在两侧驱动车轮的近旁，即成为轮边减速器。这样不仅使驱动桥中间部分主传动器轮廓尺寸减小，增大离地间隙，并可得到大的主减速比，而且半轴、差速器与主传动器从动齿轮零件的尺寸也可减小。其缺点是轮边减速器在一个桥上就需要两套，使驱动桥的结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困

13、难。轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。313 主传动器主、从动锥齿轮的支承方式主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合，才能很好的工作，要保证正确的啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整与轴承、减速器壳的刚度有关外，还与齿轮的支承刚度密切相关。(一) 主动锥齿轮的支承主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种。在此选用跨置式支承。跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承，支承刚度大大增大，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，齿轮承载能力高于悬臂式。另外，因为轮齿大端一侧轴颈支承在两个相对并排安装的圆锥滚子上，可缩短主动齿轮轴的长度，布置更加紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但主

14、传动器壳上必须有支承齿轮小端一侧的轴承座，使壳体结构复杂，加工成本高。齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚子轴承，仅承受径向力，是易损坏的一个轴承。大部分工程车辆都采用这种形式。(二)从动齿轮的支承从动锥齿轮的支承，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离与轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度，两端轴承的圆锥滚子大端向，以尽量减小 c+d 的尺寸。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够空间设置加强筋，提高齿轮强度，并且使两个轴承之间的载荷尽可能均匀分布，尺寸 c 应接近于 d，且距离 c+d 应不小于从动齿轮大端分度圆直径的 70%。在具有大的主传动比和大的从动锥齿轮的主减速器中，有齿面上的轴向力形

15、成的力矩使从动锥齿轮产生较大的偏移变形，这种变形时危险的。为了减小此变形，可在从动锥齿轮的背面靠近主动齿轮的地方设计一个辅助支承销。当从动锥齿轮受载变形超过允许值 0.25mm 左右时，支承销开始起作用，阻挡从动齿轮继续变形。32 主传动器的基本参数选择与计算321 主传动器计算载荷的确定 . . . （1）按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce（3-1）niiiTKTfedce/01maxmN 式中发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比，在此fi取 9.01；发动机的输出的最大转矩，在此取 400；maxeTmN 传动系上传动部分的传动效率，在此

16、取 0.9；驱动桥数目在此取 2；n取=1.0，当性能系数0 时可取=2.0；dKoKpfoK （3-16Tgm0.195 016Tgm0.195 Tgm0.195-161001emaxaemaxaemaxa当当pf2）满载时的总质量在此取 9290 ；amgK所以 0.195 =48.7516 400101000=0 即=1.0pfoK由以上各参数可求Tce=26986.752Tce29 . 02 . 501. 92 . 34400 . 1mN （2） 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT （3-3）irGTkics/mN 式中 满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设后桥所承载

17、 200000N 的负iG荷;轮胎对地面的附着系数，轮式工程车辆 0.851.0,履带式工程车辆=1.01.2，在此取 0.90；车轮的滚动半径，滚动半径为 0.65m；rr i 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， . . . 5 / 57取 0.9，由于没有轮边减速器取 1.0LBLBi 所以 =34411.764irGTkics/4 . 365.09.0200000mN （3）按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定： （3-4）mN )(PHRLBLBrTac

18、ffffnirGGT式中：满载时的总重量，在此取 1000000N；aG所牵引的挂车满载时总重量，N，但仅用于牵引车的计算；TG道路滚动阻力系数，在此取 0.02Rf正常行驶时的平均爬坡能力系数，在此取 0.08Hf在此取 0；pf主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率，在此取 0.9LB主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比，在此取 3.4；LBin计算驱动桥数，在此取 2。所以 )(PHRLBLBrTacffffnirGGT =1062.1008. 002. 029 . 04 . 365. 01000000mN 式（2-1）式（2-4）参考汽车车桥设计式（3-10）式（3-12） 。

19、按上述第一种、第二种方法确定的计算转矩 Tce 、Tcs，不是汽车日常行驶的平均转矩，仅为锥齿轮的最大转矩，因而不能用来进行疲劳寿命的计算，而只能用作计算锥齿轮的最大应力。然而这两种载荷确定方法仍很重要，按这两种方法计算的最大应力可以与同类汽车进行比较，也可以作为选择锥齿轮主要参数的依据。对于一个具体车辆的主传动器锥齿轮，可以取这两种方法计算结果的较小值作为算转矩。按第三种方法（日常行驶平均转矩）确定的计算载荷，可以用来进行锥齿轮的寿命计算。322 主传动器锥齿轮主要参数的选择 主传动器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数和，从动锥齿轮大端分度圆1z2z . . . 直径、端面模数、主从动锥齿

20、轮齿面宽和、中点螺旋角、法向压力角等。2Dtm1b2b1.主、从动锥齿轮齿数和1z2z选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，之间应避免有公约数。1z2z2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6。1z4）主传动比较大时，尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。0i1z5）对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。1z2z根据以上要求参考轮式装载机设计中表 61，取=7,=40，+=47401z2z1z2z2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择2Dtm对于单级主减速器，从

21、动锥齿轮的尺寸大小除影响驱动桥壳的离地间隙外，还影响跨置式主动齿轮前支撑架的位置和差速器的安装等。一般从动锥齿轮的分度圆直径可以根据从动锥齿轮上的最大扭矩进行初步选定。可根据经验公式初选，即2D （3-322cDTKD 5）式中，从动锥齿轮大端分度圆直径，mm2D直径系数，一般取 13.015.32DK从动锥齿轮的计算转矩，为 Tce 和 Tcs 中的较小者TcmN 所以 =（13.015.3）=（389.87458.85）2D3226986.752mm初选=425 则=/=425/40=10.6252Dmmtm2D2zmm有参考机械设计手册2表 23.4-3 中选取 11 所以=440tm2

22、Dmm根据=来校核=11 选取的是否合适，其中=（0.30.4）tm3cmTKsmmK . . . 7 / 57此处，=（0.30.4）=（8.99711.996） ，因此满足校核。tm326986.7523.主，从动锥齿轮齿面宽和1b2b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄与刀尖圆角过小，这样不但会减小了齿根圆角半径，加大了集中应力，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄，轮齿表面的

23、耐磨性和轮齿的强度会降低。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐不大于节锥的 0.3 倍，即，而且应满2b2A223 . 0Ab 2b足，对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用：tmb102=0.155 440=68.2 在此取 7022155. 0Db mmmm一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大，使其在大齿轮齿面两端都超出一些，通常小齿轮的齿面加大 10%较为合适，在此取=751bmm4.中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端螺旋角最小，弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，选时应考虑它对齿面重合度，轮齿强度和轴向力大小的影响，越大，则也越大，同时啮合的齿越多，传动越平稳，噪声

24、越低，而且轮齿的强度越高，应不小于 1.25，在 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。轮式装载机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为 3540以采用 35较为普遍。5. 螺旋方向 从锥齿轮顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。6. 法向压力角圆弧锥齿轮的压力角是以法向截面的压

25、力角来标志的。加大压力角可以提高齿轮的 . . . 强度，减少齿轮不产生根切的最小齿数，但对于尺寸小的齿轮，大压力角易使齿顶变尖与刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重叠系数下降，所以在轻载荷工作的齿轮中一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪音低，螺旋齿轮标准压力角 20，在轮式装载机上，为了提高轮齿的弯曲强度，一般采用 22.5的压力角。323 螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算表（1）主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表序号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数1z72从动齿轮齿数2z403端面模数m114齿面宽b=75 =701b2b5工作齿高mhhag*217.16gh6全齿高mchha*2=19.06h7

26、法向压力角=22.58轴交角=909节圆直径=dmz771d=4402d10节锥角arctan121zz=90-21=9.9261=80.074211节锥距A =11sin2d=022sin2dA =223.34012周节t=3.1416 mt=34.5413齿顶高mhhaa*=8.8ah14齿根高=fhmcha*=10.073 fh15径向间隙c=mc*c=1.903 . . . 9 / 5716齿根角0arctanAhfff=2.743 17面锥角211fa122fa=12.6691a=82.8172a18根锥角=1f11f=2f22f=7.7181f=77.3312f19齿顶圆直径111

27、1cos2aahdd=2ad221cos2ahd =94.3361ad=443.0332ad20节锥顶点止齿轮外缘距离1121sin2akhdA212dAk22sinah=218.4831kA=29.8312kA21理论弧齿厚21stsmSsk2=25.08m1s=9.46mm2s22齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=35324 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以与安全可靠性地工作。在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式与其影响因素。1）齿轮的损坏形式与寿命齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断、齿面点

28、蚀与剥落、齿面胶合、齿面磨损等。它们的主要特点与影响因素分述如下： （1）轮齿折断 主要分为疲劳折断与由于弯曲强度不足而引起的过载折断。折断多数从齿根开始，因为齿根处齿轮的弯曲应力最大。疲劳折断：在长时间较大的交变载荷作用下，齿轮根部经受交变的弯曲应力。如果最高应力点的应力超过材料的耐久极限，则首先在齿根处产生初始的裂纹。随着载荷循环 . . . 次数的增加，裂纹不断扩大，最后导致轮齿部分地或整个地断掉。在开始出现裂纹处和突然断掉前存在裂纹处，在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦，形成了一个光亮的端面区域，这是疲劳折断的特征，其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面。过载折断：由于设计不当或齿

29、轮的材料与热处理不符合要求，或由于偶然性的峰值载荷的冲击，使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的围，而引起轮齿的一次性突然折断。此外，由于装配的齿侧间隙调节不当、安装刚度不足、安装位置不对等原因，使轮齿表面接触区位置偏向一端，轮齿受到局部集中载荷时，往往会使一端（经常是大端）沿斜向产生齿端折断。各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面。 为了防止轮齿折断，应使其具有足够的弯曲强度，并选择适当的模数、压力角、齿高与切向修正量、良好的齿轮材料与保证热处理质量等。齿根圆角尽可能加大，根部与齿面要光洁。 （2）齿面的点蚀与剥落 齿面的疲劳点蚀与剥落是齿轮的主要破坏形式之一，约占损坏报废齿轮的 70%以上。它

30、主要由于表面接触强度不足而引起的。点蚀：是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果。由于接触区产生很大的表面接触应力，常常在节点附近，特别在小齿轮节圆以下的齿根区域开始，形成极小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑，形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀。一般首先产生在几个齿上。在齿轮继续工作时，则扩大凹坑的尺寸与数目，甚至会逐渐使齿面成块剥落，引起噪音和较大的动载荷。在最后阶段轮齿迅速损坏或折断。减小齿面压力和提高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法，为此可增大节圆直径与增大螺旋角，使齿面的曲率半径增大，减小其接触应力。在允许的围适当加大齿面宽也是一种办法。齿面剥落：发生在渗碳等表面淬硬的齿面上，形成沿齿面宽

31、方向分布的较点蚀更深的凹坑。凹坑壁从齿表面陡直地陷下。造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够。例如渗碳齿轮表面层太薄、心部硬度不够等都会引起齿面剥落。当渗碳齿轮热处理不当使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时，则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥落下来。（3）齿面胶合在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下，或润滑冷却不良、油膜破坏形成金属表面的直接摩擦时，因高温、高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损坏现象和擦伤现象称为胶合。它多出现在齿顶附近，在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂 . . . 11 / 57或擦伤痕迹。轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定，减小胶合现象的方法是改善

32、润滑条件等。（4）齿面磨损这是轮齿齿面间相互滑动、研磨或划痕所造成的损坏现象。规定围的正常磨损是允许的。研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒、装配中带入的杂物，如未清除的型砂、氧化皮等以与油中不洁物所造成的不正常磨损，应予避免。汽车主减速器与差速器齿轮在新车跑合期与长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常磨损的有效方法。驱动桥的齿轮，承受的是交变负荷，其主要损坏形式是疲劳。其表现是齿根疲劳折断和由表面点蚀引起的剥落。在要求使用寿命为 20 万千米或以上时，其循环次数均以超过材料的耐久疲劳次数。因此，驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 210.9Nmm .表 3-22给出了汽车驱动桥

33、齿轮的许用应力数值。 表 3-2 驱动桥齿轮的许用应力 Nmm2计算载荷计算载荷 主减速器齿主减速器齿轮的许用弯轮的许用弯曲应力曲应力主减速器齿轮的主减速器齿轮的许用接触应力许用接触应力差速器齿轮的许用差速器齿轮的许用弯曲应力弯曲应力按式（按式（2-12-1） 、式（、式（2-32-3）计算出的最大）计算出的最大计算转矩计算转矩 TecTec，TcsTcs 中的较小者中的较小者7002800980980按式（按式（2-42-4）计算出的平均计算转矩）计算出的平均计算转矩TcfTcf210.9210.917501750210.9210.9 齿轮使用寿命是由齿轮材料，加工精度，热处理形式与工作条件

34、决定的。驱动桥齿轮承受的是交变载荷，损坏的主要形式是疲劳。交变载荷性质和循环次数是齿轮疲劳损坏的主要因素。 2）主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算（1）单位齿长上的圆周力在主减速器齿轮的表面耐磨性，常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周力来估算，即 Nmm (3-6)bPp 式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩 两rrG2 . . . 种载荷工况进行计算，N； 从动齿轮的齿面宽，在此取 75mm. b按发动机最大转矩计算时： Nmm （3-213max210bdiTpge7）式中：发动机输出的最大转矩，在此取 400；maxeTmN 变速器的传动比，

35、在此取 3.200；gi主动齿轮节圆直径，在此取 77mm.1d按上式 Nmm3 .44375277102 . 34003p 按最大附着力矩计算时： Nmm （3-2232210bdrGpr8）式中：满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，对于后驱动桥还应考虑汽车最2G大加速时的负荷增加量，在此取 100000N；轮胎与地面的附着系数，在此取 0.9：轮胎的滚动半径，在此取 0.65mrr按上式=354.5 Nmm754405 . 01065. 09 . 01000003p在现代设计中，由于材质与加工工艺等制造质量的提高，单位齿长上的圆周力有时提高许用数据的 20%25%。经验算以上两数据都在许

36、用围。 （2）轮齿的弯曲强度计算主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N/ JmzbKKKKTvms2031022mm（39） . . . 13 / 57式中：该齿轮的计算转矩，Nm;T超载系数；在此取 1.00K尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，sK当时，在此0.811；6 . 144 .25mKs44 .2511sK载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承型式时，1.001.10 式支mKmK承时取 1.101.25。支承刚度大时取最小值。质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节与径向vK跳动精度高时，可取 1.0;计算齿轮的齿面宽，mm;b计算齿轮的齿数；z端面模数

37、，mm;m计算弯曲应力的综合系数（或几何系数） ，它综合考虑了齿形系数。J载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数与惯性系数等对弯曲应力计算的影响。计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周力与中点端面模数，今用大端模数，而在综合系数中进行修正。按图 2-1选取小齿轮的0.225，大齿轮0.195.JJ按上式689 N/ 700 N/225. 0444. 477751111811. 0126986102312mm2mm=597 N/700 N/195. 0440801111811. 0126986102322mm2mm所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。图 3-1 弯曲计算用综合系数

38、 J . . . (2) 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 N/ (3-10)bJKKKKTKdCvfmspj3011022mm式中：主动齿轮的计算转矩；T材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 232.6/mm;pC21N，见式(2-9)下的说明；0KvKmK尺寸系数，它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响，在缺乏经验的情况下，sK可取 1.0；表面质量系数，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等） ，即表面粗糙fK度与表面覆盖层的性质（如镀铜，磷化处理等） 。一般情况下，对于制造精确的齿轮可取 1.0计算接触应力的综合系数（或称几何系数） 。它综合考虑了啮合齿面的相对曲J率半径、载荷

39、作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽与惯性系数的因素的影响，按图 3-2 选取=0.115J按上式=666 1750 N/444. 4115. 0701101101. 1811. 01 .10622776 .2323j2mm主、从动齿轮的齿面接触应力相等。所以均满足要求。以上公式（3-6）（3-10）以与图 3-1，图 3-2 均参考汽车车桥设计图 3-2 接触计算用综合系数325 主减速器齿轮的材料与热处理驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系的其它齿轮相比，具有载荷大， . . . 15 / 57作用时间长，载荷变化多，带冲击等特点。其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断、齿面疲劳点

40、蚀（剥落） 、磨损和擦伤等。根据这些情况，对于驱动桥齿轮的材料与热处理应有以下要求：具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度，以与较好的齿面耐磨性，故齿表面应有高的硬度；轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下轮齿根部折断；钢材的锻造、切削与热处理等加工性能良好，热处理变形小或变形规律易于控制，以提高产品的质量、缩短制造时间、减少生产成本并将低废品率；选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况。汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以与差速器用的直齿锥齿轮，目前都是用渗碳合金钢制造。在此，齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮，经过渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应达到58

41、64HRC，而心部硬度较低，当端面模数 8 时为 2945HRC。m 由于新齿轮接触和润滑不良，为了防止在运行初期产生胶合、咬死或擦伤，防止早期的磨损，圆锥齿轮的传动副（或仅仅大齿轮）在热处理与经加工（如磨齿或配对研磨）后均予与厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化处理或镀铜、镀锡。这种表面不应用于补偿零件的公差尺寸，也不能代替润滑。对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25。对于滑动速度高的齿轮，为了提高其耐磨性，可以进行渗硫处理。渗硫处理时温度低，故不引起齿轮变形。渗硫后摩擦系数可以显著降低，故即使润滑条件较差，也会防止齿轮咬死、胶合和擦伤等现象产生。326 主减速器轴承的计算1锥

42、齿轮齿面上的作用力锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切向方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力与垂直于齿轮轴线的径向力。(1)齿宽中点处的圆周力 F=齿宽中点处的圆周力 F 为mDT2式中，T作用在从动齿轮上的转矩，经计算 T=2558N；m该齿轮齿宽中点处的分度圆直径，=-sinr2mD2mD2mD2b . . . 式中：从动齿轮大端分度圆直径；2D b2从动齿轮齿面宽；从动齿轮节锥角。2按上式=440-70sin80.074=371.04mm2mDDm1=64.932mm2mD21zz从而由 F1/F2=cos可知螺旋锥齿轮副作用在主从动齿轮2 255

43、878.7964.932FKN21cos/上的圆周力是相等的。(2)锥齿轮的轴向力和径向力 图 3-3 主动锥齿轮齿面的受力图如图 3-3，主动锥齿轮螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针，F 为作用在T节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力，在 A 点处的螺旋方向的法平面，F 分解成两个相T互垂直的力 F和，F垂直于 OA 且位于OOA 所在的平面，位于以 OA 为切线的NfFNfF节锥切平面。在此平面又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节圆母线方向的力。FfFFs与之间的夹角为螺旋角，F 与之间的夹角为法向压力角，F 与之间的夹角fFTfFTfF为法向压力角，这样就有： （3-coscos

44、TFF 13） （3-cos/tansinFFFTN14） . . . 17 / 57 （3-tansincosFFFTS15）于是，作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为 （3-cossinsintancoscossinFFFFSNaz16） （3-sinsincostancossincosFFFFSNRz17）由式（3-16）可计算：378.79 10tan22.5 sin9.926sin35 cos9.92661184cos35azFN 由式（3-17）RzF378.79 10tan22.5 cos9.926sin35 sin9.92629755cos35N 式（3-1

45、2）式（3-17）参考汽车设计 。2.主减速器轴承载荷的计算主传动轴承的计算作用在主传动锥齿轮上的力1)切向力 P从动大锥齿轮上的切向力可按下式计算：f 22j2MPD 式中：-大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知=4466 Nmf 2Mf 2M-大锥齿轮平均分度圆直径， mmjDj222Ddb si n309. 08所以： mm322446610P28898. 67309. 08主动小锥齿轮上的切向力：1122cosPPcoso1235 所以： N12PP28898. 67 . . . 2）轴向力 Q a)前进时主动锥齿轮螺旋方向向左，轴旋转方向为逆时针（从小端看）1111ooooot a

46、nQP(si nt ancos)cost an 2028898. 67(si n10. 713t an 35 cos10. 713 )cos3522269. 3 b)前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋，轴为顺时针方向转动 N2222t anQP(si nt ancos)8855. 13cos 3）径向力 R N N12RQ8855. 1321RQ22269. 3规定轴向力离开锥顶方向为正值，反之为负值，径向力压向轴线为正值，反之为负值。轴承的初选与支承反力的确定 轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，如图 图 3-4 主减速器轴承的布置尺寸根据轴的结构尺寸，按所选轴承寿命

47、尽可能相等的原则，初选轴承的型号如下： 轴承 A、B 为型号一样的圆锥滚子轴承，初选为 30310轴承 C 为圆柱滚子轴承，初选为 N407图中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm主动锥齿轮采用三点式支承，从受力特点来看是一静不定梁，在计算轴承反力时，假定轴承 A 和轴承 B 合起来看作是一个点支承，求出总支反力后再分配在轴承 A 和轴承 B 上，轴向力 Q 按图示方向应由轴承 B 承受。 . . . 19 / 57 轴承 A、B、C 上的总支反力由下式计算：22AB111 j1NN(Pc)(RcQr )2a22C111 j1N(Pb)(RbQr )a式中：-小锥齿轮平均分度圆半

48、径，可用下式进行计算：jr mmoj11111r(db si n)(7068si n10. 713 )28. 6822把各参数代入公式得： N NABNN8927. 76CN20386. 6轴承寿命的计算1）轴承 A、B 的寿命计算根据 GB/T 297-1994 和 GB/T 283-1994 查得轴承的性能参数为：30310 ： KN，rC130e0. 35Y1. 7o23 N407： KNrC70. 8派生轴向力： NAAN8927. 76S2625. 82Y21. 7 NBASS2625. 8轴承轴向力：因为轴承 B 被“压紧” ，轴承“放松” ，小锥齿轮所受的轴向力由轴承承受，轴承只

49、受它自身的派生轴向力。所以 A、B 轴承的轴向力分别为： NAAFS2625. 8 NB1BFQS24895. 1因为 A、B 为型号一样的轴承，而轴承 B 受力较大，所以只计算轴承 B 的使用寿命。因为BBF24895. 12. 79e0. 35N8927. 76径向动载系数，轴向动载系数0. 4 Y0. 40cot0. 942 所以当量动载荷为： NBBPNYF27022. 3 . . . 主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：eHB k1nni i式中：-发动机标定转速，由设计任务书可知 r/mineHneHn2200- 一档时变速箱传动比，k1ik1i2. 239-额定工况下液力变矩器的传

50、动比，BiBi1. 25所以主动小锥齿轮的转速为： r/mineHB k1n2200n786. 1i i1. 252. 239轴承寿命可用下式进行计算：106r3h10CL()60nP把各参数代入公式得： h101066r33h10C10130000L()()3985. 2560nP60786. 127022. 32)轴承 C 的寿命计算 轴承 C 为圆柱滚子轴承，它只承受径向力，其当量动载荷 P 等于径向力 Nc，即 NcPN20386. 6其寿命为： h101066r33h10C1070800L()()1344. 860nP60786. 120386. 6所以符合要求第 4 章 差速器设计

51、装载机在行驶过程中左，右车轮在同一时间所滚过的路程往往不等。例如，转弯时、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于侧的车轮；装载机在不平路面上行驶时，由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等；即使在平直路面上行驶，由于轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度不同以与制造误差等因素的影响，也会引起左、右车轮因滚动半径的不同而使左、右车轮行程不等。如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转。这不仅会加剧轮胎的磨损与功率和燃料的消耗，而且可能导致转向和操纵性能恶化。为了防止这些现象的发生，装载机左、右驱动轮间都装有轮间差速器，从而保证了驱动桥两侧车轮在行

52、程不等时具有不同的旋转角速度，满足了汽车行驶运动学要求。 . . . 21 / 57差速器用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。41 差速器的差速原理图 4-1 差速器差速原理如图 3-1 所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳 3 与行星齿轮轴5 连成一体，形成行星架。因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起，固为主动件，设其角速度为；半轴齿轮 1 和 2 为从动件，其角速度为和。A、B 两点分别为行星齿012轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点。行星齿轮的中心点为 C，A、B、C 三点到

53、差速器旋转轴线的距离均为 。r当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径 上的rA、B、C 三点的圆周速度都相等（图 3-1） ，其值为。于是=，即差速器不起0r120差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度。 当行星齿轮 4 除公转外，还绕本身的轴 5 以角速度自转时（图） ，啮合点 A 的圆周4速度为=+，啮合点 B 的圆周速度为=-。于是+=（+1r0r4r2r0r4r1r2r0r）+(-)4r0r4r即 + =2 （4-1201）若角速度以每分钟转数表示，则n （4-2）0212nnn式（4-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式

54、，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不 . . . 同转速在地面上滚动而无滑动。由式（4-2）还可以得知：当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；当差速器壳的转速为零（例如中央制动器制动传动轴时） ，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以一样的转速反向转动。42 锥齿轮差速器的结构在目前轮式装载机结构上，锥齿轮差速器由于其具有结构简单、工作平稳等优点仍被广泛采用。锥齿轮差速器由动力学所决定的各种工况下，两驱动轮上的扭

55、矩基本上是平均分配的，这样的分配比例对于装载机在作业时或转弯时都是满意的。锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片与行星齿轮垫片等组成。 图 4-2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳43 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计由于在差速器壳装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座与主动齿轮导向轴承座的限制。4

56、31 差速器参数的确定 轮式装载机上大多数采用直齿锥齿轮差速器，差速器的外壳是安装在主传动器的从动齿轮上，确定从动齿轮尺寸时，要考虑差速器的安装，反过来确定差速器外壳尺寸时，也受到从动齿轮以与主动小齿轮前支承的限制。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。 . . . 23 / 571.行星齿轮数目的选择轮式装载机上行星齿轮数目一般为 4，在此采用 4 个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径的确定BR 球面半径可按如下的经验公式确定：BR mm (4-3) 3TKRBB式中：球面半径，mm;BR行星齿轮球面半径系数，可取 2.53.0，

57、对于有 4 个行星齿轮的乘用车和商BK用车取小值，对于有 2 个行星齿轮的乘用车与 4 个行星齿轮的越野车和矿用车取大值，在此取 2.7； T计算转矩，取 Tce 和 Tcs 的较小值，Nm.根据上式=2.7=80mm 所以预选其节锥距 A =80mmBR32698603.行星齿轮与半轴齿轮的选择差速器的行星齿轮球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量小，以得到较大的模数，而使齿轮有较高的强度，但一般不小于 10，半轴齿轮齿数多采用 1622，行星齿轮齿数多采用 1012 半轴齿轮与行星齿轮的齿数 z2/z1 在 1.52.0 的围。差速器的各个行

58、星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的，因此，在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间的装配关系，在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数，之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿Lz2Rz2轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为： （4-4）InzzRL22式中：，左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，=Lz2Rz2Lz2Rz2行星齿轮数目；n任意整数。I在此=10，=18 满足以上要求。1z2z4.差速器圆锥齿轮模数与半轴齿轮节圆直径的初步确定 . . . 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角，12=29.05,=60.9521

59、1arctanzz1810arctan221arctanzz18arctan10再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m=7.77110sin2zA220sin2zA05.29sin10802 由于强度的要求在此取 m=10mm得=100mm101011 mzd=1018=180mm22mzd 5.压力角 目前，汽车差速器的齿轮大都采用 22.5的压力角，齿高系数为 0.8。最小齿数可减少到 10，并且在小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最小齿数比压力角为 20的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强

60、度。在此选 22.5的压力角。6.行星齿轮安装孔的直径与其深度 L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸一样，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：1 . 1L nlTLc302101 . 1 （4- nlTc1 . 110305）式中：差速器传递的转矩，Nm；在此取 26986Nm0T行星齿轮的数目；在此为 4n行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， 0.5d ， d 为半轴齿轮齿面宽中点处ll22的直径，而 d 0.8；22d支承面的许用挤压应力，在此取 98 MPa c根据上式 =144mm =0.5144=72mm1808 . 02dl . . . 25