ZL40铰接式装载机带轮边减速器驱动桥设计详解

1、太原科技大学本科毕业设计ZL40铰接式装载机带轮边减速器驱动桥设计ZL40 wheeled articulated loader reducer drive axle design学院（系）：专业：机械设计制造及其自动化（工机）学生姓名：学号：指导教师：评阅教师：完成日期：2016年6月3日太原科技大学Taiyua n Uni versity of Science and Tech no logy摘要驱动桥是指变速箱或传动轴之后、驱动轮之前的所有传动机构的总称。是传 动系统中的最后一个总成。它是底盘传动系的主要组成部分之一，其功用是增大 发动机的扭矩，来适应车轮为克服阻力所必须的扭矩，并且改变

2、扭矩的方向从而 传递给车轮。本课题是针对ZL40铰接式装载机带轮边减速器驱动桥设计，主要设计内容包 括主驱动桥整体方案选择，主传动和轮边减速器的设计计算，差速器的设计以及 半轴和驱动桥壳的设计，并成功地将这几部分组成一个整体。关键字：驱动桥；主传动器；差速器；轮边减速器AbstractDrive axle is refers to the transmission or drive shaft, driving wheel before all the floorboard of the transmission mechanism. Is the final assembly of the

3、transmission system. It as the main part of chassis drive system, its fun cti on is to further in crease the torque of engine, to adapt to the need to overcome the resistancewheel torque, and cha nge the direct ion of the torque in order to pass to the wheels.This topic is for ZL40 wheeled articulat

4、ed loader side reducer drive axle desig n, the main desig n content in cludi ng main drive axle overall scheme selecti on, desig n and calculation of main transmission and wheel speed reducer, differential and half shaft and the desig n of the drive axle hous ing, and this will be a few parts as a w

5、hole.Key words: drive axle, the main transmission, differential, wheel reducer目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 摘要 IAbstract II HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 第1章绪论 1 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document 1.1引言 1 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 1.2设计要

6、求 1 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 第2章驱动桥方案的确定 2 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 2.1非断开式驱动桥 2 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 2.2断开式驱动桥 2 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 第3章主传动器设计 4 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 3.1主传动器的结构形式 43.1.1主传动器的齿轮类型 43. 1.

7、2 主传动器的减速形式 4 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 3. 2主减速器锥齿轮设计 53.2.1锥齿轮载荷的确定 53.2.2锥齿轮主要参数的计算 83.2.3主减速器锥齿轮材料的选择 10 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document 第4章差速器设计 15 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 4.1差速器基本参数的选择 154.1.1差速器球面直径的选择 15 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 4.1

8、.2差速器齿轮参数的选择 154.2差速器齿轮几何参数 16 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 4.3差速器齿轮强度计算 17 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document 第5章半轴设计 18 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 5.1半轴的型式 18 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 5.2半轴载荷的计算 195.2.1按从发动机传来的最大扭矩计算 195.2.2按附着极限决定的扭矩计算 19 HYPERL

9、INK l bookmark54 o Current Document 5.3半轴杆部直径的计算 20 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 5.4半轴强度验算 20 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 5.5半轴的材料选取与热处理 20 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 第6章轮边减速器设计 21 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 6.1轮边减速器传动方案 21 HYPERLINK l bookmar

10、k64 o Current Document 6.2行星排的配齿计算 226.2.1 根据传动比确定齿数关系 226.2.2根据同心条件计算 226.2.3根据安装条件确定齿数的关系 236.2.4配齿计算 236.2.5验算传动比 23 HYPERLINK l bookmark66 o Current Document 6.3初步计算齿轮的主要参数 23 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document 6.4啮合参数的计算 23 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document 6.5几何尺寸计算 25 HYPERLINK

11、 l bookmark72 o Current Document 第7章花键、轴承 26 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 7.1花键的选择与校核 267.1.1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处 267.1.2半轴锥齿轮与半轴联接处 277.1.3半轴与轮边减速器太阳轮联接处 287.1.4齿圈与桥壳联接处 28 HYPERLINK l bookmark76 o Current Document 7.2主要轴承的校核 29 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document 第8章驱动桥壳设计 31 HYPER

12、LINK l bookmark82 o Current Document 8.1桥壳的结构形式 318.1.2组合式桥壳 31 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document 8.2桥壳的受力分析及强度计算 32 HYPERLINK l bookmark86 o Current Document 结论 34 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document 参考文献 35 HYPERLINK l bookmark90 o Current Document 致谢 36附录：翻译 37第1章绪论1.1引言驱动桥处于动力传动系的末

13、端，其基本功能是：将万向传动装置传来的发动机转矩 通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮，实现降速增大转矩；通过主减速器圆锥 齿轮副改变转矩的传递方向；通过差速器实现两侧车轮差速作用，保证内、外侧车轮以 不同转速转向；通过桥壳体和车轮实现承载及传力矩作用。1.2设计要求设计驱动桥时应满足如下基本要求：1）选择合适的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的功率和燃油经济性。2）差速器不但保证左、右驱动车轮差速滚动外，还可以将转矩的传给驱动轮。3）当左、右驱动轮与路面的附着条件不一致时，可充分的利用汽车的驱动力。4） 外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。主要是指主减速器尺寸尽量小。5）齿轮及

14、其他传动件工作平稳，噪声低。6）在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。7）与悬架导向机构运动协调。8）结构简单，加工工艺好，制造容易，维修、调整方便。第2章驱动桥方案的确定驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。2.1非断开式驱动桥驱动车轮采用非独立悬架时，应选用非断开式驱动桥。非断开式驱动桥也称为整体式 驱动桥，其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性地相连一个整体梁，因而两侧的半轴和驱 动轮相关地摆动，通过弹性元件与车架相连。它由驱动桥壳，主减速器，差速器和半轴组 成。图2-1非断开式驱动桥1-主减速器2-套筒3-差速器4、7-半轴5-调整螺母6-调整垫片8-桥壳2.2断开式驱动桥驱动

15、桥采用独立悬架，即主减速器壳固定在车架上，两侧的半轴和驱动轮能在横向平 面相对于车体有相对运动的则称为断开式驱动桥图2-2断开式驱动桥2.3特点及应用非断开式驱动桥：由于结构简单、制造工艺好、成本低、工作可靠、维修调整容易，广泛应用于各种载 货汽车、客车及工程机械上。但整个驱动桥均属于簧下质量，对汽车平顺性和降低动载荷 不利。断开式驱动桥：结构复杂，成本较高，但它极大增加了离地间隙；降低了簧下质量，从而提高了行驶 平顺性，提高了汽车的平均车速；降低了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上的动载荷，提 高了零部件的使用寿命；与之相配合的独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车的不足 转向效应，提高汽车的操

16、纵稳定性。这种驱动桥在轿车和高通过性的越野汽车上应用相当 广泛。本设计为ZL40铰接式装载机带轮边减速器驱动桥，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动力降低转速，增大扭矩，并将扭矩的旋转轴线由纵向改 变为横向后经差速器或转向离合器传出。3.1主传动器的结构形式主传动器的结构形式主要根据齿轮类型、减速形式以及主从动齿轮的安装及支承方式 的不同分类。3.1.1主传动器的齿轮类型主传动锥齿轮按齿型不同，可分为直齿锥齿轮、螺旋锥齿轮和双曲线齿轮。（1）直锥齿轮，齿线形状为直线，是最简单的型式，便于加工。缺点是直锥齿轮的小 齿轮齿数小于89个就产生根切，因此得不到大的传动比，且

17、重叠系数小，齿面接触区 小。故在主传动中一般不米用。（2 ）螺旋锥齿轮传动效率高，传动比稳定，圆弧重叠系数大，承载能力高，传动平稳 平顺，工作可靠，结构紧凑，节能省料，节省空间，耐磨损，寿命长，噪音小。在各种机械传动中，以螺旋锥齿轮的传动效率为最高，对各类传动尤其是大功率传动具有很大的经 济效。（3）双曲面齿轮，它的外形与弧齿锥齿轮相似，加工方法也用弧齿锥齿轮机床。但是 这种齿轮相当于把垂直相交的小齿轮轴线，向下或向上偏移了E距离，如图所示，E称偏置距。和螺旋锥齿轮相比，由于主动齿轮螺旋角增大（可达50左右），可使主动锥齿轮轴加粗，增大了端面模数，提高啮合刚度和寿命，重叠系数更大，因此传动更平

18、稳，负荷 能力加大。由于主、从动齿轮轴线不相交，这就可以使驱动桥高度增加，离地间隙变大， 越野能力得到提升。车体重心下降，平稳性升高。缺点是齿面容易发生滑移，轴承推力大， 传动效率不高，（螺旋锥齿轮 h = 95%）加工精度要求较高。根据各种齿轮的优缺点和装 载机的工作特点，选定为弧齿螺旋锥齿轮。主减速器的齿轮传动选用螺旋锥齿轮传动形式。3. 1.2主传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。轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。3. 1.3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

19、，要保证正确的啮合，除与 齿轮的加工质量、装配调整及轴承、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。选用跨置式支承。跨 置式支承结构的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴 承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端 一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长 度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。(二)从动齿轮的支承从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承悬臂式支承(如图2-1示)。为了增加支承刚度，两轴承的

20、圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c十d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70%。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸do图3-1从动锥齿轮支承形式3. 2主减速器锥齿轮设计3.2.1锥齿轮载荷的确定锥齿轮的最大载荷(a)按从发动机通过变矩器传来的最大静力矩(Nm计算：Mmax = KoMAi n(3.1)式中K0变矩器最大变矩系数；Ma当液力变矩器传动比为零时，变矩系数最大时，由发动机与液力变矩器 共同工作匹配工况点所决定的发动机扭矩值，采用全功率方案匹配时，Ma =Me;Me 发动机额

21、定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则Me=750N m；i 从变矩器涡轮至计算零件的传动比；n 从变矩器涡轮至计算零件的传动效率；则驱动桥主传动器主、从动锥齿轮所受的最大静力矩如下：Mmax1 = KoK1MA Wk n 1 n k1 n 2Mmax2=K0K1MA 汁卅3耳 i n k1 n 2n 3式中Ko变矩器最大变矩系数，参考同类机型取4.13;Ki考虑驱动桥数和载荷分配系数，（0.60.75），根据任务书Ki=0.695;Ma同上；i i分动箱传动比，ii=1;iKi变速箱前进一档传动比，iKi=2.692;i3主传动比，根据经验，主传动比 i3v3.66.87,试取i3=6.16;n

22、 i 分动箱传动效率，一般每对齿轮传动效率按0.98计算，取0.98;n ki 变速箱一档时的传动效率，一般每对齿轮的传动效率按0.96计算,n ki=0.96；n 2万向传动轴效率，一般取 0.98；主传动器传动效率，一般为0.95;则由上式可得大、小锥齿轮的最大扭矩为:M maxi=4.13X 0.695X 750X 1 X 2.692X 0.98X 0.96X 0.98=5343 N mM max2=4.13X 0.695X 750X 1 X 2.692X 6.16X 0.98X 0.96X 0.98X 0.95=31280 N m(b)按附着条件计算最大静扭矩(N m);Ki(GmPq

23、)rdiai?4K1(GM PQ) rdM maxiM m a25. 4 5. 940. 1 3即cc=2894.1MPa则二c0.85b时，由表16.4-28查得Kh ：e=1,则 Kh 1 = 1.5；Kh :.端面载荷系数，由 表16.4-29查得Kh ： =1.0;Ft 齿宽中点的圆周力，Ft =2M平/dm1；dm1小锥齿轮中点分度圆直径，dm1二de1 - bsin、：1二58.51mm;lbm 齿中部接触线长度，由 表16.4-27计算得lbm =60.07mm;u 齿数比，u=6;Zm -b 中点区域系数ZmBtan ： vt二 F 2(3.15)Zv2tan : vt(3.1

24、6)式中“ dva、dvb、zv是中点端面当量圆柱齿轮参数，由6表16.4-27计算 得：当量齿轮端面压力角 :vt = 23 54 26 ;顶圆直径 dva1 =65.372mm dva2 =2143.861mm基圆直径 dvb1 =46.455mm, dvb2 =2031.753mm当量齿数Zv1 =6.052， Zv2 =245.658 ；F由 表16.4-30计算得F1=E=1.8 ;则可以计算得Zm _b =1.263 ；Zh节点区域系数，Zh = 2cos ： vb/sin（2： vt）式中参数由3表16.4-27计算的当量基圆螺旋角vb=32 36 53，当量齿轮端面压力角:vt

25、 = 23 54 26，则Zh =2.125 ；Ze 弹性系数，由5表8-5查得Ze =189.8 .MPa；Zls 齿面接触强度的载荷分配系数，当；v 2和S 1时，Zls = +2 1 2一厶，由 表 16.4-27，直=2.454,WYzvT j则 Zls =0.875；Z 0螺旋角系数，Z目=JcosPm= 0.905;Zk 锥齿轮系数，Zk =0.8， （ 6 16.4-7 ）(3.17)1.06 1.5 1.0 2 1252200 . . 62158.5仆60.07*61.263 2.125 189.8 2.454 0.905 0.8 =236.8MPaF =1560MPa则匚H

26、二H，齿面接触疲劳强度合格。（4）锥齿轮弯曲疲劳强度验算 锥齿轮轮齿的齿根弯曲疲劳应力为:KaKvKf Kf :FtbmnmYFsY YkYLs式中 Ka使用系数，同上;Kv动载系数，同上;KF :齿向载荷系数，Kf |.:.= Kh | =1.5;Kf：端面载何系数，Kf -.= Kh =1.0;Ft-圆周力，同上；Yfs复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱轮齿数zvn查图16.4-25 27得Yfsi=2.5, Yfs2=2.07;丫 :抗弯强度的重合度系数，当1时，丫； =0.625;Yk 齿根抗弯强度的锥齿轮系数，Yk1 上 ,由表16.4-27计4 I b ./ l bm算得，齿中接触

27、线的长度|bm=50.58m m贝U Yk =1.01 ；Yls载荷分配系数，YLS 二 Z 2ls = 0.766;b齿宽;mnm 中点法面模数，由6表16.4-27计算得mnm=8.755 ;2.5 0.625 1.01 0.7662.5 0.625 1.01 0.7661.06 1.5 1.0 125020059 汉 6.672 汉 58.51= 130.4MPa1.06 1.5 1.0 731550059x6.672x303.14= 147.3MPa许用弯曲疲劳强度为：二F=455MPa则二F1 二F, ；F2二F,齿根弯曲疲劳强度合格第4章差速器设计装载机在行驶过程中，有很多因素会导

28、致左右车轮的行程产生差别，例如：1）在高低不平道路上行驶时，左右车轮实际在地面上所走过的行程式不同的。2）转弯时，内侧车轮得行程总比外侧车轮的行程短。3）当左右车轮得轮胎气压不等、磨损不均，因此其实际的滚动半径是不相等的。装载机速器能够使左、右（或前、后）驱动轮实现以不同转速转动的机构。主要由左 右半轴齿轮、两个行星齿轮及齿轮架组成。功用是当装载机转弯行驶或在不平路面上行驶 时，使左右车轮以不同转速滚动，即保证两侧驱动车轮作纯滚动运动。差速器是为了调整 左右轮的转速差而装置的。4.1差速器基本参数的选择圆锥直齿轮差速器的外壳，通常是安装在主传动器的从动齿轮上的，因而受主传动器 结构的限制。4.

29、1.1差速器球面直径的选择差速器的大小可由差速器球面直径-来表征，而球面半径代表了差速器齿轮的节锥距， 因此表征了差速器的强度。可按经验公式选取:- = K 3 M max（4.1）式中 -差速器球面直径，mm;K 差速器球面系数，K =1.11.3，取1.15 ;Mcmax差速器承受的最大扭矩，N cm, M c max = M max 2 ；贝U=1.15 1463160 = 113.53mm 114mm4.1.2差速器齿轮参数的选择在差速器球面直径选出之后，差速器齿轮的大小就基本确定了。此时应使小齿轮齿数 尽量小以得到大的模数，从而提高齿轮强度。现今差速器齿轮大多采用22.5。压力角，齿

30、高系数0.8，顶隙系数0.188的齿形，由 于压力角增大，最小齿数可小到10。并可在小齿轮不变尖的条件下，由切向修正加大齿厚， 从而使大、小齿轮趋于等强度。（1）齿数的选择行星齿轮齿数，多采用1012,半轴多采用1622。为保证等强度，应使z半/z行=1.62.0为保证安装，行星齿轮和半轴齿轮的齿数应符合下式：z左半H - z右半mn式中z左半左半轴齿轮齿数；Z右半右半轴齿轮齿数；n 行星齿轮个数，大、中型工程机械的行星齿轮数为4；m任意整数；取 z行 =10， z半 =18。模数的确定z行齿轮的分锥角为：行二arcta n,则：行=29.05 ；(4.3)z半、半=90 -、行=60.95

31、；d彳血齿轮的外锥距为： Re -57 mm；2sin 6行 2贝U -行二 *sin 行二 55.35mm;彳亍贝Um二一5.535mm,取为标准值，m=6;z行(3)变位系数的确定为了增加轮齿强度与使大小齿轮应力趋于相等，半轴齿轮和行星齿轮须进行高度变位 和切向变位。由7图6-20和6-21查得高度变位系数x=0.26，切向变位系数Xt=-0.063。4.2差速器齿轮几何参数(4.2)(4.4)差速器齿轮几何参数如表4.1所示表4.1差速器齿轮几何参数计算名称代号公式行星齿 轮半轴齿轮齿数Z1018模数m6齿宽bb=0RRe,0R = 1/ 4U 1/32025压力角a22.5 工作齿高h

32、oh。= 2h om, h a= 0.89.6齿全高hho = (2h*a+c*)m,c* =0.18810.73分度圆直径-d = mz60108分锥角d =arctan(z z2)29.05 60.95 外锥距ReRe=d1 /2s in 61.78齿顶咼ha*h岀亍=(h a+x)m,= (h -x)m,6.43.2齿根高hf* *= (h a + c -x)m* *hf半=(h o( + c +x)m4.377.49齿根角9 f0 f = arctan hf / Re4.04 6.91 顶锥角鮎站 =3 1 +日f 2,晁2 = 6 2十日f 135.96 64.99 根锥角5f6f1

33、 = &1 _Bf1, 6f2 = &28f225.01 54.04 齿顶圆直径d ada=d +2haCOS669.266110.622分度圆弧齿厚S5行=兀m S半= nm / 2 2xm tana -xtm11.087.974.3差速器齿轮强度计算由于差速器齿轮工作条件比主传动好， 极少出现点破坏蚀，因此一般只进行弯曲强度 计算。其受到的弯曲应力为：_(M 差.1.6时，Ks二2舄，则如。725 ；Km载荷再分配系数，可取=1.0 ；K0过载系数，K0=1.0 ；Kv质量系数，Kv=1.0 ；r0.6X4631600 )200cfL c)“1.0-n-0.725 1.0755.9MPa4

34、 25 18 0.26621.0半轴齿轮与行星齿轮材料选为 20CrMnTi,其极限应力为-b=1080MPa二n=0.75 二b=810MPaCVc,齿轮弯曲强度合格。第5章半轴设计半轴也叫驱动轴是将差速器与驱动轮连接起来的轴。半轴是变速箱减速器与驱动轮之 间传递扭矩的轴，其内外端各有一个万向节分别通过万向节上的花键与减速器齿轮及轮毂 轴承内圈连接。5.1半轴的型式普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为全浮 式、半浮式和3/4浮式三种。全浮式半轴（图5-1 （ a）工作时仅承受转矩，它的两端不承受任何力和弯矩的 半轴的外端凸缘用螺栓紧固到轮毂上，轮毂又通过两个相

35、距较远的轴承装在半轴套管上。 结构上全浮式半轴的内端做有花键，外端做有凸缘，凸缘上有若干孔。因工作可靠广泛应 用在商用车上。半浮式半轴（图5-1 （b）以靠近外端的轴颈直接支承在位于桥壳外端内孔中的轴承 上，半轴端部以具有锥面的轴颈及键与轮毂固定连接，或用凸缘直接与车轮轮盘及制动毂 相连接。因此，除传递转矩外，还要承受车轮传来的垂直力、 驱动力和侧向力引起的弯矩 半浮式半轴因结构简单、质量小、造价低，应用于乘用车和部分同用车上。3/4浮式半轴最突出的结构特点是半轴外端仅有一个轴承，轴承支承着车轮轮毂。由 于一个轴承的支承刚度较差，因此，这种半轴除承受转矩外，还要承受因车轮与路面间的 垂直力、驱

36、动力和侧向力所引发的弯矩作用。 3/4浮式半轴在汽车上应用很少。a)b)L册动淋2.半粘3.捕能 也ftR 5,6,上礙器从耐觥图5-1半轴型式5.2半轴载荷的计算5.2.1按从发动机传来的最大扭矩计算在车辆转弯时，若考虑差速器行星齿轮自转内摩擦阻力矩时, 矩，两半轴齿轮，即两半轴的转矩分别为：1M1 Mo(1-K)21 M2Mo(1 K)2(半轴齿轮)传递的扭矩，一侧半轴会出现最大扭(5.1)(5.2)式中 M 1外侧车轮对应的半轴N m;2内侧车轮对应的半轴(半轴齿轮)传递的扭矩,N m;M差速器受到的扭矩,N m M 0 = M max2 ；缩紧系数，K=0.050.15，取为0.15

37、;1=0.425Mb，M=0.575Mb则半轴传递的转矩为：MZmax =0.575M 0 =0.575M max 2=0.575 X 14631.6=8413.17 N 5.2.2按附着极限决定的扭矩计算有附着极限决定的半轴受到的扭矩为：(5.3) K1(GM+PQ)rd 1M z max :i“42Gm装载机自重(N, Gm =120000NPq额定载重量(N)，Pq =40000N-附着系数，轮式装载机=0.851.0，取0.8 ;动力半径(m , rd =0.65mi4轮边减速器传动比，i4 =3.23则 M zmax轮边减速器传动效率，4 =0.96 ;0.695 (120000 4

38、0000) 0.8 0.513.23 296-=7315.79N m2则取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入经验公式来选择主要参数贝UMZ 二 M zmax =7315.79 N m5.3半轴杆部直径的计算杆部直径是半轴的主要参数，可按下式初选:d30爲式中 Mz半轴受到的扭矩，kg cm;许用扭转应力，半轴材料选用(5.4)40Cr，则=5000-6000kg/cm2 ,取为2=5000 kg/cm7315.79贝 Ud = 352.5mm、0.196 汇 5000圆整后取d =50mm5.4半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力如下：(5.5)MzT =n 3d316式中

39、Mz半轴受到的扭矩，Nmm;d半轴杆部直径，mm;则半轴受到的扭矩为:兀3203=466MPa16则在500600MPa范围内，半轴扭矩强度合格，直径选择合适5.5半轴的材料选取与热处理半轴的破坏形式多为扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大各过渡部分的圆 角半径以减小应力集中。花键多采用渐开线花键，也有采用矩形或梯形花键，本设计选用 渐开线花键。半轴多采用含铬的中碳合金钢制造，如40Cr, 40CrMnMp40CrMnSi, 40CrMoA35CrMnSi, 35CrMnTi等。40MnB是我国研制出的新钢种，作为半轴材料效果很好。半轴的 热处理过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度

40、为HB38444（突缘部分可降至HB248）。近年来采用高频、中频感应淬火，使半轴表面淬硬达HRC5各63,硬化层深约为 其半径的1/3,心部硬度可定为HRC335;不淬火区（突缘等）的硬度可定在HB244277 范围内。由于硬化层的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，以及采用喷丸处 理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等工艺，使半轴的静强度和疲劳强度大为提高，尤其是疲 劳强度提高得十分显著。由于这些先进工艺的采用，不用合金钢而采用中碳（40号、45号） 钢的半轴也日益增多。本设计采用 40MnB采用高频淬火热处理制半轴。第6章轮边减速器设计轮边减速器是为了进一步增加汽车的驱动力，以满足或修正

41、整个传动系统驱动力的匹 配。目前采用的轮边减速器，就是为满足整个传动系统匹配的需要，而增加的一套降速增 扭的齿轮传动装置。6.1轮边减速器传动方案轮边减速器有多种布置方案，各种方案有不同的作用。在重型货车车，工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等，要求有较高的动 力性，而车速相对较低，因此其传动系的低挡总传动比很大。为了使变速器、分动器、传 动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大，应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配 给驱动桥。这就导致了一些重型汽车、大型汽车的主减速比必须很大。越野汽车要求在坏 路上和无路地区具有良好的通过性，即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路 及无路地带

42、时有足够离地间隙，因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时， 需要在车轮旁附加轮边减速器。方案有两种：（1）太阳轮主动（由半轴驱动）、齿圈用花键和驱动桥壳体固定连接、行星架和车 轮轮毂用螺栓连接。这种方案的传动比为（1 + a）。a为齿圈和太阳轮的齿数之比。图6-1轮边减速器传动形式（2）太阳轮主动（由半轴驱动）、行星架和桥壳固定连接而齿圈和车轮轮毂连接 这种方案的传动比为-a。大部分工程车辆采用第一种方案。6.2行星排的配齿计算6.2.1根据传动比确定齿数关系对于太阳轮输入，行星架输出的行星传动型式，其传动比为：(6.1)i 二1：=1 Zq . Zt由 i = 3.23，则 zq

43、/ zt = 2.23。6.2.2根据同心条件计算太阳轮与行星轮的中心距atx和齿圈与行星轮的中心距aqx应该相等：Zt Zx _ Zq - ZxCOSCfqx COS%（6?）式中：tx 太阳轮和行星轮的啮合角；:qx 齿圈和行星轮的啮合角；对于标准齿轮传动、高度变位齿轮传动，COStx = COSqx。故得 zq -zt 二 2zx因大部分轮边减速器齿轮采用角度变位，以方便选择行星齿轮齿数，增加轮齿的强度。设计也采用角度变位，则对于角度变位的齿轮，行星齿数为:Zq 7a(6.3)w z当Zq - Zx为偶数时,Zx -1 ；当Zq -Zx为奇数时,;厶Zx =-0.56.2.3根据安装条件

44、确定齿数的关系行星轮数目一般为 36个，增加行星轮数可减少轮齿的载荷，但增加了零件数，降低行星架的强 度和刚度，导致齿轮接触条件的恶化，最常见的为34个。本设计选行星轮数为 3个。对于N个行星轮均匀分布，装配条件是:Zq - ZtN二任意整数C6.2.4配齿计算太阳轮的齿数一般为1422, 目的是减小减速器尺寸，考虑相应的强度问题，最终选 用：Zt =18,Zq =39则根据同心条件得：39 18zq zt = 21，则 zx 二 20.5 = 106.2.5验算传动比选择齿数后的传动比为：i = V = 3.17Z则回=二 屮23-3.17 =1.9%羽%，则齿数选择合适。| i | 丨 3

45、.236.3初步计算齿轮的主要参数材料太阳轮、行星轮均采用20CrMnTi,渗碳淬火，硬度58 62HRC，Him =15007爲，升问=380l%m2，加工精度6级；齿圈采用35CrMq调质硬度217 259HB，Hlim二7502， Flim = 260 mm2，加工精度 7 级。6.4啮合参数的计算由齿轮的强度决定，行星机构中，犹豫内齿圈与行星齿轮啮合时的综合曲率半径较大, 齿圈内根部分斥候也较大，通常只考虑太阳轮与行星齿轮之间的传动强度，因此行星机构 的齿轮模数可根据太阳轮与行星齿轮啮合传递的负荷大小初选。m =0.583 M emax 二 0.58 3 750 二 5.27取m=6

46、在两个齿轮啮合副t - x、q - x中，其标准中心距a为 TOC o 1-5 h z 11atxm(zt zx)6 (18 10) =84 mm(6.4)2211aqxm(% -Zx)6 (39_10) =87 mm(6.5)22由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，且有3qx atx。因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使行星传动既能满足给定的传动比要求，又能满足啮合传 动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该行星传动进行角度变位。 根据各标准中心距之间的关系3qx atx，现选取其啮合中心距为a=aqx=87mm作为各齿轮 副的公用中心距值。计算该行星传动

47、的啮合参数见表 6.1 o表6.1行星传动啮合参数计算项目计算公式t - x 齿轮副q - x齿轮畐H中心距变动系数y1a -ay =myt =1yq =0啮合角 aIa =arccoscos 1la丿% =23.8：% =19.94变位系数和X亘Xy = (invot -invo() 一 2ta n。=0.548xx = 0齿顶咼变位系数y = x-y也yt =0.046也 yq =0重合度e1zta 门咛ta n。)z =2兀z2(tanaa2tan。)t =1.363雋=1.773确定各齿轮的变位系数：t - x 齿轮副该齿轮副的变位目的是凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式应采用角度变

48、位的正传动，即X 二Xt xq 0，则太阳轮的变位系数为：Xt=.5x、tx 一 1(X1 tx 一以).08_10-18丄10 18= 0.50.548(0.548-0.048)0.08= 0.48则行星轮的变位系数为：Xx-xx, =0.5480.48 =0.068 q - x 齿轮副Xq = xx = 0.0686.5几何尺寸计算各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表 6.2 。表6.2行星齿轮副几何尺寸项目计算公式t - x 齿轮副q - x 齿轮副变位系数xxt = 0.48xx = 0.068xq = 0.068xx = 0.068分度圆直径d = mzdt =i00,dx =i20dx

49、 =i20,dq =340齿顶咼hai =(h； +洛mha2 =(h；mhat =7.7952=6.9i68hxt =6.9i68hqt =4.7952齿根高hfi =(h； % mhf2 =(h； +C x2 mhft =5.4i68=6.2595hfx =6.2595hfq =8.7048齿顶圆直径dai = di +2hai da2 =d2 2ha2dat =ii0dax =i30dax =i30 d aq =330齿根圆直径dfi =di 一2hfid f 2 = d2 2h f 2d 代=87.6dfx =i07.6dfx =i07.6dfq =356.2基圆直径db =d cos

50、dbt =i0i.4868dbx =i07.i25dbx =i07.i25dbq =32i.375续表6.2项目公式t-x齿轮副q-x齿轮副节圆直径,c Zidi 2 aZ2 土乙d2 =2aZ2 土 Zidt =ii0.9i89dx=ii7.08iidx=i20 dq =360齿顶圆压力角严dbaa =arccosdaa at =34.8” % =33.07，% = 33.07，aq =i4.8第7章花键、轴承7.1花键的选择与校核7.1.1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处1、键参数的选择本花键采用渐开线花键，根据机械设计手册初选花键，参数如下表:表7.1花键基本尺寸模数m2.5分度圆压力

51、角a30齿数z24理论工作齿高hh = m2.5分度圆直径dd = mz60理论工作齿长L51.96外花键大径D怕D 旷m(z+1)62.5外花键小径da% = m(z-1.5)56.25内花键大径DnDn = m(z +1.5 )53内花键小径dndn =+ 0.1m57.652、键的强度校核此处花键所受的剪切应力为:2T- zhLd(7.1)式中T 花键所受的扭矩;0.7 0.8，取 y = 0.75 ；y 各齿间载荷不均匀系数，一般为 z齿数；h 工作齿高；L 工作齿长；d 分度圆直径；= 140.7Mpa2X5200000.75 24 2.5 80 60由机械设计手册查得花键的许用剪切

52、应力为|6p| =120200Mpa 则二pp 选用的花键合适。7.1.2半轴锥齿轮与半轴联接处1、键参数的选择此处花键承受很大扭矩，联接比较重要，选用渐开线花键。此处花键要求半轴杆部直 径应小于等于半轴花键小径，以使半轴各部分达到等强度。根据机械设计手册初选花键, 参数如下表：表7.2花键基本尺寸模数m2.5分度圆压力角a30齿数z21理论工作齿高hh = m2.5分度圆直径dd = mz52.5理论工作齿长L70外花键大径D豹D=m(z+1)55外花键小径dod = m(z-1.5)48.75内花键大径DnDn = m(z +1.5 )56.25内花键小径dndn = d + 0.1m49

53、2、键的强度校核一 - 2T此处花键所受的剪切应力为：-PT融(7.2 )式中T 花键所受的扭矩，T二皿吶1 = 9767300N m ；y 各齿间载荷不均匀系数，一般为 0.70.8，取y = 0.75 ；z齿数；h 工作齿高；L 工作齿长； d 分度圆直径;= 135MP2x97673000.75 21 2.5 70 52.5则匚P 叽1且外花键小径大于半轴杆部直径，贝诞用的花键合适。7.1.3半轴与轮边减速器太阳轮联接处1、键参数的选择此处花键承受很大扭矩，联接比较重要，选用渐开线花键。此处花键要求半轴杆部直 径应小于等于半轴花键小径，以使半轴各部分达到等强度。根据机械设计手册初选花键,

54、 参数如下表：表7.3花键基本尺寸模数m2.5分度圆压力角a30 =齿数z18理论工作齿高hh = m2.5分度圆直径dd = mz45理论工作齿长L38.97外花键大径DD们=m(z+1)47.5外花键小径d% = m(z-1.5)41.25内花键大径DnDn = m(z +1.5 )48.75内花键小径dndn =呛 + 0.1m42.752、键的强度校核.=2T此处花键所受的剪切应力为：P爭hLd（7.3）式中各符号的意义同前，则2 汉 97673000.75 21 2.5 70 52.5= 135MPacr则pp ，且外花键小径大于半轴杆部直径，则选用的花键合适。7.1.4齿圈与桥壳联

55、接处1、花键的选择此处花键主要手剪切应力，静联接可用矩形型花键。为了便于轴承安装花键外径应小于最 小轴承内径105mm故选用规格为109210211的矩形花键。参数为键数10，小径92mm大径102mm键宽11mm2、花键的强度校核此处花键所受的剪切应力为：=_花键所受的扭矩，T= M1max =7315.79 Nm ;各齿间载荷不均匀系数，一般为 0.70.8，取y = 0.75 ;-D -d工作齿高，2 ；工作齿长,根据结构L = 55mm；d D d平均直径,-2 ；贝匸；2 7315790 ii2.7MPaP 0.75 如055597式中T则二p J丄100140MPa，则选用的花键合

56、适。7.2主要轴承的校核1、作用在主、从动锥齿轮上的力 主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋,其旋转方向为逆时针。:式中 M max2d平计算前进时的受力，这时从小锥齿轮的小端看,2 M max 2 PT大锥齿轮的计算扭矩， 大锥齿轮平均分度圆直径，d平=*(dbsin6341.41mm,贝q pA = 60983.86N，卩主=60983.86N2、主动锥齿轮的轴承支承反力轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点支承，即分布形式为跨置式，简图如下:Mmax2 T4631.6N(7.4 )(7.5)图7-1主动锥齿轮受力示意图图中 a =120mm,b = 78.5mm,c = 47.3mm主动锥齿

57、轮采用三点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承，求出总支反力后再平均分配在轴承 A和轴承B上，轴向 力Q按图所示方向因由圆锥轴承 B承受。则A、B、C轴承上的总支反力为：Na 洛血 c2+(FC+Qr平 2 ， Nb =j(P c 2+(Pc Pr平 2，Nc Wj(pb2_Q平 2(7.6)则 Na=18443.3 N， Nb=18443.3N， NC=37645.3N。7.3差速器轴承上的支撑反力图7-2从动锥齿轮受力示意图图中 e=133.9mm d=151.6mm f=285.5mm差速器壳上轴承反力为 TOC o 1-5 h z N

58、dJ(P e) +(ReQr )2(7.7)1 i2Ne = f . (P d) (Re -Qr)(7.8)Nd =28616.04mm NE=58822.9mm第8章驱动桥壳设计驱动桥壳是驱动桥的重要组成部分又是行驶系的主要组成件之一。主要作用有：支撑汽车质量，并承受由车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车架(或车身)；桥壳是主减速器、差速器、半轴等部件的支承件和包容件；壳内装有润滑油，可对齿轮、轴承等进行润滑；密闭的壳体又能防止脏东西侵入和损害壳体内部件的工作环境；桥壳还有使左、右驱动轮的轴向相对位置固定的作用。8.1桥壳的结构形式桥壳的结构形式可以分为整体式、组合式和可分式桥壳8.1

59、.1可分式桥壳即分段式桥壳一般分为两段，由螺栓将两段连成一体。它由一个垂直接合面分为左右两 部分，两部分通过螺栓联接成一体。每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套 管组成，轴管与壳体用铆钉连接。这种桥壳结构简单，制造工艺性好，比较易于铸造和加 工，主减速器支承刚度好。但当拆检主减速器时，必须把整个驱动桥从汽车上拆卸下来， 因此拆装、调整、维修很不方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制，曾用于轻型汽车上， 目前较少采用。8.1.2组合式桥壳又称为支架式桥壳，它是将主减速器壳与中部桥壳铸成一体，两端压入无缝钢管并用 销钉或塞焊固定。质量较小，主减速齿轮轴承座的支承刚独好，但桥壳刚度较差，用于微

60、 型汽车、轿车及轻型以下货车。8.1.3整体式桥壳它是一根空心梁，桥壳和主减速器壳为两体。它具有强度和刚度较大，主减速器拆装、 调整方便等优点。按制造工艺不同，整体式桥壳可分为铸造式、钢板冲压焊接式和扩张成 形式三种。铸造式桥壳的强度和刚度较大，但质量大，制造工艺复杂，主要用于中、重型 货车上。钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小，材料利用率高，制造成本低，适于大 量生产，广泛应用于轿车和中、小型货车及部分重型货车上。8.2桥壳的受力分析及强度计算发挥最大牵引力时或紧急制动时，危险断面在副车架连接处。铲斗提升，后轮离地时前驱动桥壳上受力情况见图7-1 0图8-1铲斗提升，后轮离地时前驱动桥壳上