ZL50裝載機驅動橋設計說明書畢業(yè)論文

1、 . . . 目錄摘要 IIIABSTRACTIV第 1 章概述 1第 2 章 驅動橋結構分析 2第 3 章主傳動器設計 331 主傳動器的結構形式 332 主傳動器的基本參數選擇與計算 4第 4 章差速器設計 2141 差速器的差速原理 2142 錐齒輪差速器的結構 2243 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計 23第 5 章最終傳動設計 2851 齒圈式行星機構中齒輪齒數的選擇 2852 行星齒輪傳動的配齒計算 2853 行星齒輪傳動的幾何尺寸和嚙合參數計算 2954 行星齒輪傳動強度計算與校核 3255 行星齒輪傳動的受力分析 3556 行星齒輪傳動的均載機構與浮動量 3757 輪間載荷分布

2、均勻的措施 3858 行星傳動的結構設計 39第 6 章驅動半軸的設計 4161 半軸的結構形式分析 4162 半軸的總體設計 4163 全浮式半軸計算載荷的確定 4264 全浮式半軸的桿部直徑的初選 4265 全浮式半軸的強度計算 4366 半軸花鍵的強度計算 4367 半軸結構設計時的注意事項 44 . . . 第 7 章驅動橋殼設計 4571 鑄造整體式橋殼的結構 4572 橋殼的受力分析與強度計算 46結論 50參考文獻 51致 52附錄 53英文翻譯 54 . . . III / 57ZL50 裝載機驅動橋初步設計摘要 本次設計容為 ZL50 裝載機驅動橋設計，大致分為主傳動的設計，

3、差速器的設計，最終傳動設計，半軸的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用 35 螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數和幾何參數的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數，如齒數，模數，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的所有幾何參數，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動的結構和工作原理以后，結合設計要求，合理選擇它們的形式與尺寸。本次設計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速形式。關鍵詞ZL50，裝載機，驅動橋，設計 . . . 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 概述驅動橋處于動力傳動系的末端，主要有主傳動器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅動橋殼等部件。 其基本功能是（1）將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主傳動器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降低轉速、增大扭矩。 （2）通過主傳動器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向。 （3）通過差速器實現兩側車輪差速作用，保證、外側車輪以不同轉速轉向，將動力合理的分配給左、右驅動車輪（4

8、）承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。設計驅動橋時應 滿足如下基本要求：1)選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。2)差速器除了保證左、右驅動車輪差速滾動外，還能將轉矩連續(xù)平穩(wěn)的傳遞給驅動輪3)當左、右驅動輪與路面的附著條件不一致時，能充分的利用汽車的驅動力4)外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。5)齒輪與其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。6)在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。7)具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊

9、載荷，提高汽車的平順性。8)與懸架導向機構運動協(xié)調。9)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便。第 2 章 驅動橋結構分析驅動橋的類型有斷開式驅動橋和非斷開式驅動橋兩種。 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式密切相關。當車輪采用非獨立懸架時，驅動橋應為非斷開式，即驅動橋殼是一根連接左右驅動車輪的剛性空心梁，而主傳動、差速器與車輪傳動裝置（由左、右半軸組成）都裝在里面；當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調，驅動橋應為斷開式。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主傳動器與其殼體裝在車架 . . . 或車身上，兩側驅動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身做上下擺動，車輪傳動

10、裝置采用萬向節(jié)傳動。1.非斷開式驅動橋非斷開式驅動橋，其結構簡單、造假低廉、工作可靠，被廣泛用于各種載貨汽車上。由于整個驅動橋都是簧下質量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器殼的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。2.斷開式驅動橋斷開式驅動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧在質量，提高了行駛平順性。由于要求設計的是 ZL50 輪式裝載機的驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，因此，在此選用非斷開式驅動橋。第 3 章 主傳動器設計主傳動器的作用是將輸入的轉矩增大并相應降低轉速，以與當發(fā)動機縱置時還具有改變轉矩旋轉方向的作用。31 主傳

11、動器的結構形式主傳動器的結構形式主要根據齒輪類型、減速形式以與主從動齒輪的安裝與支承方式的不同分類。311 主傳動器的齒輪類型主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度。312 主傳

12、動器的減速形式驅動橋按其減速形式分主要有三種：中央單級減速驅動橋，中央雙級減速驅動橋和中央單級、輪邊減速驅動橋。在此選用中央單級、輪邊減速驅動橋，這是因為在重型汽車、越野汽車和大型客車上，要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，這時就需要將 . . . 3 / 57雙級主減速器中的第二級減速齒輪機構制成同樣的兩套，分別安裝在兩側驅動車輪的近旁，即成為輪邊減速器。這樣不僅使驅動橋中間部分主傳動器輪廓尺寸減小，增大離地間隙，并可得到大的主減速比，而且半軸、差速器與主傳動器從動齒輪零件的尺寸也可減小。其缺點是輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅動橋的結構復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困

13、難。輪邊減速器采用單行星排直齒圓柱齒輪。313 主傳動器主、從動錐齒輪的支承方式主傳動器主從、動齒輪只有正確的嚙合，才能很好的工作，要保證正確的嚙合，除與齒輪的加工質量、裝配調整與軸承、減速器殼的剛度有關外，還與齒輪的支承剛度密切相關。(一) 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可以分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。在此選用跨置式支承?？缰檬街С薪Y構的特點是錐齒輪兩端均有軸承支承，支承剛度大大增大，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，齒輪承載能力高于懸臂式。另外，因為輪齒大端一側軸頸支承在兩個相對并排安裝的圓錐滾子上，可縮短主動齒輪軸的長度，布置更加緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但主

14、傳動器殼上必須有支承齒輪小端一側的軸承座，使殼體結構復雜，加工成本高。齒輪小端一側的軸承都采用圓柱滾子軸承，僅承受徑向力，是易損壞的一個軸承。大部分工程車輛都采用這種形式。(二)從動齒輪的支承從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離與軸承之間的分布比例有關。為了增加支承剛度，兩端軸承的圓錐滾子大端向，以盡量減小 c+d 的尺寸。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠空間設置加強筋，提高齒輪強度，并且使兩個軸承之間的載荷盡可能均勻分布，尺寸 c 應接近于 d，且距離 c+d 應不小于從動齒輪大端分度圓直徑的 70%。在具有大的主傳動比和大的從動錐齒輪的主減速器中，有齒面上的軸向力形

15、成的力矩使從動錐齒輪產生較大的偏移變形，這種變形時危險的。為了減小此變形，可在從動錐齒輪的背面靠近主動齒輪的地方設計一個輔助支承銷。當從動錐齒輪受載變形超過允許值 0.25mm 左右時，支承銷開始起作用，阻擋從動齒輪繼續(xù)變形。32 主傳動器的基本參數選擇與計算321 主傳動器計算載荷的確定 . . . （1）按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩 Tce（3-1）niiiTKTfedce/01maxmN 式中發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此fi取 9.01；發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取 400；maxeTmN 傳動系上傳動部分的傳動效率，在此

16、取 0.9；驅動橋數目在此取 2；n取=1.0，當性能系數0 時可取=2.0；dKoKpfoK （3-16Tgm0.195 016Tgm0.195 Tgm0.195-161001emaxaemaxaemaxa當當pf2）滿載時的總質量在此取 9290 ；amgK所以 0.195 =48.7516 400101000=0 即=1.0pfoK由以上各參數可求Tce=26986.752Tce29 . 02 . 501. 92 . 34400 . 1mN （2） 按驅動輪打滑轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩csT （3-3）irGTkics/mN 式中 滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，預設后橋所承載

17、 200000N 的負iG荷;輪胎對地面的附著系數，輪式工程車輛 0.851.0,履帶式工程車輛=1.01.2，在此取 0.90；車輪的滾動半徑，滾動半徑為 0.65m；rr i 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳動比， . . . 5 / 57取 0.9，由于沒有輪邊減速器取 1.0LBLBi 所以 =34411.764irGTkics/4 . 365.09.0200000mN （3）按日常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩cfT對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)的轉矩根據所謂的平均牽引力的值來確定： （3-4）mN )(PHRLBLBrTac

18、ffffnirGGT式中：滿載時的總重量，在此取 1000000N；aG所牽引的掛車滿載時總重量，N，但僅用于牽引車的計算；TG道路滾動阻力系數，在此取 0.02Rf正常行駛時的平均爬坡能力系數，在此取 0.08Hf在此取 0；pf主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，在此取 0.9LB主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動比，在此取 3.4；LBin計算驅動橋數，在此取 2。所以 )(PHRLBLBrTacffffnirGGT =1062.1008. 002. 029 . 04 . 365. 01000000mN 式（2-1）式（2-4）參考汽車車橋設計式（3-10）式（3-12） 。

19、按上述第一種、第二種方法確定的計算轉矩 Tce 、Tcs，不是汽車日常行駛的平均轉矩，僅為錐齒輪的最大轉矩，因而不能用來進行疲勞壽命的計算，而只能用作計算錐齒輪的最大應力。然而這兩種載荷確定方法仍很重要，按這兩種方法計算的最大應力可以與同類汽車進行比較，也可以作為選擇錐齒輪主要參數的依據。對于一個具體車輛的主傳動器錐齒輪，可以取這兩種方法計算結果的較小值作為算轉矩。按第三種方法（日常行駛平均轉矩）確定的計算載荷，可以用來進行錐齒輪的壽命計算。322 主傳動器錐齒輪主要參數的選擇 主傳動器錐齒輪的主要參數有主、從動齒輪的齒數和，從動錐齒輪大端分度圓1z2z . . . 直徑、端面模數、主從動錐齒

20、輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。2Dtm1b2b1.主、從動錐齒輪齒數和1z2z選擇主、從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素：1）為了磨合均勻，之間應避免有公約數。1z2z2）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。3）為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于 6。1z4）主傳動比較大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。0i1z5）對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。1z2z根據以上要求參考輪式裝載機設計中表 61，取=7,=40，+=47401z2z1z2z2.從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數的選擇2Dtm對于單級主減速器，從

21、動錐齒輪的尺寸大小除影響驅動橋殼的離地間隙外，還影響跨置式主動齒輪前支撐架的位置和差速器的安裝等。一般從動錐齒輪的分度圓直徑可以根據從動錐齒輪上的最大扭矩進行初步選定?？筛鶕涷灩匠踹x，即2D （3-322cDTKD 5）式中，從動錐齒輪大端分度圓直徑，mm2D直徑系數，一般取 13.015.32DK從動錐齒輪的計算轉矩，為 Tce 和 Tcs 中的較小者TcmN 所以 =（13.015.3）=（389.87458.85）2D3226986.752mm初選=425 則=/=425/40=10.6252Dmmtm2D2zmm有參考機械設計手冊2表 23.4-3 中選取 11 所以=440tm2

22、Dmm根據=來校核=11 選取的是否合適，其中=（0.30.4）tm3cmTKsmmK . . . 7 / 57此處，=（0.30.4）=（8.99711.996） ，因此滿足校核。tm326986.7523.主，從動錐齒輪齒面寬和1b2b 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄與刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的

23、耐磨性和輪齒的強度會降低。 對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的 0.3 倍，即，而且應滿2b2A223 . 0Ab 2b足，對于汽車主減速器圓弧齒輪推薦采用：tmb102=0.155 440=68.2 在此取 7022155. 0Db mmmm一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面加大 10%較為合適，在此取=751bmm4.中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲

24、越低，而且輪齒的強度越高，應不小于 1.25，在 1.52.0 時效果最好，但過大，會導致軸向力增大。輪式裝載機上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為 3540以采用 35較為普遍。5. 螺旋方向 從錐齒輪頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動汽車前進。6. 法向壓力角圓弧錐齒輪的壓力角是以法向截面的壓

25、力角來標志的。加大壓力角可以提高齒輪的 . . . 強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖與刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，所以在輕載荷工作的齒輪中一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低，螺旋齒輪標準壓力角 20，在輪式裝載機上，為了提高輪齒的彎曲強度，一般采用 22.5的壓力角。323 螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計算表（1）主傳動器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表序號項目計算公式計算結果1主動齒輪齒數1z72從動齒輪齒數2z403端面模數m114齒面寬b=75 =701b2b5工作齒高mhhag*217.16gh6全齒高mchha*2=19.06h7

26、法向壓力角=22.58軸交角=909節(jié)圓直徑=dmz771d=4402d10節(jié)錐角arctan121zz=90-21=9.9261=80.074211節(jié)錐距A =11sin2d=022sin2dA =223.34012周節(jié)t=3.1416 mt=34.5413齒頂高mhhaa*=8.8ah14齒根高=fhmcha*=10.073 fh15徑向間隙c=mc*c=1.903 . . . 9 / 5716齒根角0arctanAhfff=2.743 17面錐角211fa122fa=12.6691a=82.8172a18根錐角=1f11f=2f22f=7.7181f=77.3312f19齒頂圓直徑111

27、1cos2aahdd=2ad221cos2ahd =94.3361ad=443.0332ad20節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離1121sin2akhdA212dAk22sinah=218.4831kA=29.8312kA21理論弧齒厚21stsmSsk2=25.08m1s=9.46mm2s22齒側間隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=35324 主傳動器螺旋錐齒輪的強度計算在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以與安全可靠性地工作。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式與其影響因素。1）齒輪的損壞形式與壽命齒輪的損壞形式常見的有輪齒折斷、齒面點

28、蝕與剝落、齒面膠合、齒面磨損等。它們的主要特點與影響因素分述如下： （1）輪齒折斷 主要分為疲勞折斷與由于彎曲強度不足而引起的過載折斷。折斷多數從齒根開始，因為齒根處齒輪的彎曲應力最大。疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。如果最高應力點的應力超過材料的耐久極限，則首先在齒根處產生初始的裂紋。隨著載荷循環(huán) . . . 次數的增加，裂紋不斷擴大，最后導致輪齒部分地或整個地斷掉。在開始出現裂紋處和突然斷掉前存在裂紋處，在載荷作用下由于裂紋斷面間的相互摩擦，形成了一個光亮的端面區(qū)域，這是疲勞折斷的特征，其余斷面由于是突然形成的故為粗糙的新斷面。過載折斷：由于設計不當或齒

29、輪的材料與熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。此外，由于裝配的齒側間隙調節(jié)不當、安裝剛度不足、安裝位置不對等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時，往往會使一端（經常是大端）沿斜向產生齒端折斷。各種形式的過載折斷的斷面均為粗糙的新斷面。 為了防止輪齒折斷，應使其具有足夠的彎曲強度，并選擇適當的模數、壓力角、齒高與切向修正量、良好的齒輪材料與保證熱處理質量等。齒根圓角盡可能加大，根部與齒面要光潔。 （2）齒面的點蝕與剝落 齒面的疲勞點蝕與剝落是齒輪的主要破壞形式之一，約占損壞報廢齒輪的 70%以上。它

30、主要由于表面接觸強度不足而引起的。點蝕：是輪齒表面多次高壓接觸而引起的表面疲勞的結果。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。一般首先產生在幾個齒上。在齒輪繼續(xù)工作時，則擴大凹坑的尺寸與數目，甚至會逐漸使齒面成塊剝落，引起噪音和較大的動載荷。在最后階段輪齒迅速損壞或折斷。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑與增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。在允許的圍適當加大齒面寬也是一種辦法。齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬

31、方向分布的較點蝕更深的凹坑。凹坑壁從齒表面陡直地陷下。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會引起齒面剝落。當滲碳齒輪熱處理不當使?jié)B碳層中含碳濃度的梯度太陡時，則一部分滲碳層齒面形成的硬皮也將從齒輪心部剝落下來。（3）齒面膠合在高壓和高速滑摩引起的局部高溫的共同作用下，或潤滑冷卻不良、油膜破壞形成金屬表面的直接摩擦時，因高溫、高壓而將金屬粘結在一起后又撕下來所造成的表面損壞現象和擦傷現象稱為膠合。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂 . . . 11 / 57或擦傷痕跡。輪齒的膠合強度是按齒面接觸點的臨界溫度而定，減小膠合現象的方法是改善

32、潤滑條件等。（4）齒面磨損這是輪齒齒面間相互滑動、研磨或劃痕所造成的損壞現象。規(guī)定圍的正常磨損是允許的。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以與油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。汽車主減速器與差速器齒輪在新車跑合期與長期使用中按規(guī)定里程更換規(guī)定的潤滑油并進行清洗是防止不正常磨損的有效方法。驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過 210.9Nmm .表 3-22給出了汽車驅動橋

33、齒輪的許用應力數值。 表 3-2 驅動橋齒輪的許用應力 Nmm2計算載荷計算載荷 主減速器齒主減速器齒輪的許用彎輪的許用彎曲應力曲應力主減速器齒輪的主減速器齒輪的許用接觸應力許用接觸應力差速器齒輪的許用差速器齒輪的許用彎曲應力彎曲應力按式（按式（2-12-1） 、式（、式（2-32-3）計算出的最大）計算出的最大計算轉矩計算轉矩 TecTec，TcsTcs 中的較小者中的較小者7002800980980按式（按式（2-42-4）計算出的平均計算轉矩）計算出的平均計算轉矩TcfTcf210.9210.917501750210.9210.9 齒輪使用壽命是由齒輪材料，加工精度，熱處理形式與工作條件

34、決定的。驅動橋齒輪承受的是交變載荷，損壞的主要形式是疲勞。交變載荷性質和循環(huán)次數是齒輪疲勞損壞的主要因素。 2）主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強度計算（1）單位齒長上的圓周力在主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即 Nmm (3-6)bPp 式中：P作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩 Temax 和最大附著力矩 兩rrG2 . . . 種載荷工況進行計算，N； 從動齒輪的齒面寬，在此取 75mm. b按發(fā)動機最大轉矩計算時： Nmm （3-213max210bdiTpge7）式中：發(fā)動機輸出的最大轉矩，在此取 400；maxeTmN 變速器的傳動比，

35、在此取 3.200；gi主動齒輪節(jié)圓直徑，在此取 77mm.1d按上式 Nmm3 .44375277102 . 34003p 按最大附著力矩計算時： Nmm （3-2232210bdrGpr8）式中：滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，對于后驅動橋還應考慮汽車最2G大加速時的負荷增加量，在此取 100000N；輪胎與地面的附著系數，在此取 0.9：輪胎的滾動半徑，在此取 0.65mrr按上式=354.5 Nmm754405 . 01065. 09 . 01000003p在現代設計中，由于材質與加工工藝等制造質量的提高，單位齒長上的圓周力有時提高許用數據的 20%25%。經驗算以上兩數據都在許

36、用圍。 （2）輪齒的彎曲強度計算主減速器錐齒輪的齒根彎曲應力為 N/ JmzbKKKKTvms2031022mm（39） . . . 13 / 57式中：該齒輪的計算轉矩，Nm;T超載系數；在此取 1.00K尺寸系數，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，sK當時，在此0.811；6 . 144 .25mKs44 .2511sK載荷分配系數，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，1.001.10 式支mKmK承時取 1.101.25。支承剛度大時取最小值。質量系數，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)與徑向vK跳動精度高時，可取 1.0;計算齒輪的齒面寬，mm;b計算齒輪的齒數；z端面模數

37、，mm;m計算彎曲應力的綜合系數（或幾何系數） ，它綜合考慮了齒形系數。J載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數與慣性系數等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正。按圖 2-1選取小齒輪的0.225，大齒輪0.195.JJ按上式689 N/ 700 N/225. 0444. 477751111811. 0126986102312mm2mm=597 N/700 N/195. 0440801111811. 0126986102322mm2mm所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。圖 3-1 彎曲計算用綜合系數

38、 J . . . (2) 輪齒的表面接觸強度計算 錐齒輪的齒面接觸應力為 N/ (3-10)bJKKKKTKdCvfmspj3011022mm式中：主動齒輪的計算轉矩；T材料的彈性系數，對于鋼制齒輪副取 232.6/mm;pC21N，見式(2-9)下的說明；0KvKmK尺寸系數，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況下，sK可取 1.0；表面質量系數，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等） ，即表面粗糙fK度與表面覆蓋層的性質（如鍍銅，磷化處理等） 。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 1.0計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數） 。它綜合考慮了嚙合齒面的相對曲J率半徑、載荷

39、作用的位置、輪齒間的載荷分配系數、有效尺寬與慣性系數的因素的影響，按圖 3-2 選取=0.115J按上式=666 1750 N/444. 4115. 0701101101. 1811. 01 .10622776 .2323j2mm主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。以上公式（3-6）（3-10）以與圖 3-1，圖 3-2 均參考汽車車橋設計圖 3-2 接觸計算用綜合系數325 主減速器齒輪的材料與熱處理驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大， . . . 15 / 57作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點

40、蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。根據這些情況，對于驅動橋齒輪的材料與熱處理應有以下要求：具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以與較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率；選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以與差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58

41、64HRC，而心部硬度較低，當端面模數 8 時為 2945HRC。m 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理與經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度 0.0050.0100.020mm 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現象產生。326 主減速器軸承的計算1錐

42、齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力與垂直于齒輪軸線的徑向力。(1)齒寬中點處的圓周力 F=齒寬中點處的圓周力 F 為mDT2式中，T作用在從動齒輪上的轉矩，經計算 T=2558N；m該齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，=-sinr2mD2mD2mD2b . . . 式中：從動齒輪大端分度圓直徑；2D b2從動齒輪齒面寬；從動齒輪節(jié)錐角。2按上式=440-70sin80.074=371.04mm2mDDm1=64.932mm2mD21zz從而由 F1/F2=cos可知螺旋錐齒輪副作用在主從動齒輪2 255

43、878.7964.932FKN21cos/上的圓周力是相等的。(2)錐齒輪的軸向力和徑向力 圖 3-3 主動錐齒輪齒面的受力圖如圖 3-3，主動錐齒輪螺旋方向為左旋，從錐頂看旋轉方向為逆時針，F 為作用在T節(jié)錐面上的齒面寬中點 A 處的法向力，在 A 點處的螺旋方向的法平面，F 分解成兩個相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 為切線的NfFNfF節(jié)錐切平面。在此平面又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節(jié)圓母線方向的力。FfFFs與之間的夾角為螺旋角，F 與之間的夾角為法向壓力角，F 與之間的夾角fFTfFTfF為法向壓力角，這樣就有： （3-coscos

44、TFF 13） （3-cos/tansinFFFTN14） . . . 17 / 57 （3-tansincosFFFTS15）于是，作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力 A 和徑向力 R 分別為 （3-cossinsintancoscossinFFFFSNaz16） （3-sinsincostancossincosFFFFSNRz17）由式（3-16）可計算：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）參考汽車設計 。2.主減速器軸承載荷的計算主傳動軸承的計算作用在主傳動錐齒輪上的力1)切向力 P從動大錐齒輪上的切向力可按下式計算：f 22j2MPD 式中：-大錐齒輪上常用受載扭矩，由前面計算可知=4466 Nmf 2Mf 2M-大錐齒輪平均分度圓直徑， mmjDj222Ddb si n309. 08所以： mm322446610P28898. 67309. 08主動小錐齒輪上的切向力：1122cosPPcoso1235 所以： N12PP28898. 67 . . . 2）軸向力 Q a)前進時主動錐齒輪螺旋方向向左，軸旋轉方向為逆時針（從小端看）1111ooooot a

46、nQP(si nt ancos)cost an 2028898. 67(si n10. 713t an 35 cos10. 713 )cos3522269. 3 b)前進時從動錐齒輪螺旋方向為右旋，軸為順時針方向轉動 N2222t anQP(si nt ancos)8855. 13cos 3）徑向力 R N N12RQ8855. 1321RQ22269. 3規(guī)定軸向力離開錐頂方向為正值，反之為負值，徑向力壓向軸線為正值，反之為負值。軸承的初選與支承反力的確定 輪式裝載機驅動橋中，小錐齒輪采用三點式支承，即布置形式為跨置式，如圖 圖 3-4 主減速器軸承的布置尺寸根據軸的結構尺寸，按所選軸承壽命

47、盡可能相等的原則，初選軸承的型號如下： 軸承 A、B 為型號一樣的圓錐滾子軸承，初選為 30310軸承 C 為圓柱滾子軸承，初選為 N407圖中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm主動錐齒輪采用三點式支承，從受力特點來看是一靜不定梁，在計算軸承反力時，假定軸承 A 和軸承 B 合起來看作是一個點支承，求出總支反力后再分配在軸承 A 和軸承 B 上，軸向力 Q 按圖示方向應由軸承 B 承受。 . . . 19 / 57 軸承 A、B、C 上的總支反力由下式計算：22AB111 j1NN(Pc)(RcQr )2a22C111 j1N(Pb)(RbQr )a式中：-小錐齒輪平均分度圓半

48、徑，可用下式進行計算：jr mmoj11111r(db si n)(7068si n10. 713 )28. 6822把各參數代入公式得： N NABNN8927. 76CN20386. 6軸承壽命的計算1）軸承 A、B 的壽命計算根據 GB/T 297-1994 和 GB/T 283-1994 查得軸承的性能參數為：30310 ： KN，rC130e0. 35Y1. 7o23 N407： KNrC70. 8派生軸向力： NAAN8927. 76S2625. 82Y21. 7 NBASS2625. 8軸承軸向力：因為軸承 B 被“壓緊” ，軸承“放松” ，小錐齒輪所受的軸向力由軸承承受，軸承只

49、受它自身的派生軸向力。所以 A、B 軸承的軸向力分別為： NAAFS2625. 8 NB1BFQS24895. 1因為 A、B 為型號一樣的軸承，而軸承 B 受力較大，所以只計算軸承 B 的使用壽命。因為BBF24895. 12. 79e0. 35N8927. 76徑向動載系數，軸向動載系數0. 4 Y0. 40cot0. 942 所以當量動載荷為： NBBPNYF27022. 3 . . . 主動小錐齒輪轉速可用下式進行計算：eHB k1nni i式中：-發(fā)動機標定轉速，由設計任務書可知 r/mineHneHn2200- 一檔時變速箱傳動比，k1ik1i2. 239-額定工況下液力變矩器的傳

50、動比，BiBi1. 25所以主動小錐齒輪的轉速為： r/mineHB k1n2200n786. 1i i1. 252. 239軸承壽命可用下式進行計算：106r3h10CL()60nP把各參數代入公式得： h101066r33h10C10130000L()()3985. 2560nP60786. 127022. 32)軸承 C 的壽命計算 軸承 C 為圓柱滾子軸承，它只承受徑向力，其當量動載荷 P 等于徑向力 Nc，即 NcPN20386. 6其壽命為： h101066r33h10C1070800L()()1344. 860nP60786. 120386. 6所以符合要求第 4 章 差速器設計

51、裝載機在行駛過程中左，右車輪在同一時間所滾過的路程往往不等。例如，轉彎時、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于側的車輪；裝載機在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以與制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。為了防止這些現象的發(fā)生，裝載機左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，從而保證了驅動橋兩側車輪在行

52、程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。 . . . 21 / 57差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。差速器有多種形式，在此設計普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。41 差速器的差速原理圖 4-1 差速器差速原理如圖 3-1 所示，對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機構。差速器殼 3 與行星齒輪軸5 連成一體，形成行星架。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設其角速度為；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為和。A、B 兩點分別為行星齒012輪 4 與半軸齒輪 1 和 2 的嚙合點。行星齒輪的中心點為 C，A、B、C 三點到

53、差速器旋轉軸線的距離均為 。r當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，顯然，處在同一半徑 上的rA、B、C 三點的圓周速度都相等（圖 3-1） ，其值為。于是=，即差速器不起0r120差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。 當行星齒輪 4 除公轉外，還繞本身的軸 5 以角速度自轉時（圖） ，嚙合點 A 的圓周4速度為=+，嚙合點 B 的圓周速度為=-。于是+=（+1r0r4r2r0r4r1r2r0r）+(-)4r0r4r即 + =2 （4-1201）若角速度以每分鐘轉數表示，則n （4-2）0212nnn式（4-2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式

54、，它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，而與行星齒輪轉速無關。因此在汽車轉彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉速自轉，使兩側驅動車輪以不 . . . 同轉速在地面上滾動而無滑動。由式（4-2）還可以得知：當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時） ，若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以一樣的轉速反向轉動。42 錐齒輪差速器的結構在目前輪式裝載機結構上，錐齒輪差速器由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)等優(yōu)點仍被廣泛采用。錐齒輪差速器由動力學所決定的各種工況下，兩驅動輪上的扭

55、矩基本上是平均分配的，這樣的分配比例對于裝載機在作業(yè)時或轉彎時都是滿意的。錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片與行星齒輪墊片等組成。 圖 4-2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12-軸承；2-螺母；3，14-鎖止墊片；4-差速器左殼；5，13-螺栓；6-半軸齒輪墊片；7-半軸齒輪；8-行星齒輪軸；9-行星齒輪；10-行星齒輪墊片；11-差速器右殼43 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座與主動齒輪導向軸承座的限制。4

56、31 差速器參數的確定 輪式裝載機上大多數采用直齒錐齒輪差速器，差速器的外殼是安裝在主傳動器的從動齒輪上，確定從動齒輪尺寸時，要考慮差速器的安裝，反過來確定差速器外殼尺寸時，也受到從動齒輪以與主動小齒輪前支承的限制。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度。 . . . 23 / 571.行星齒輪數目的選擇輪式裝載機上行星齒輪數目一般為 4，在此采用 4 個行星齒輪。 2.行星齒輪球面半徑的確定BR 球面半徑可按如下的經驗公式確定：BR mm (4-3) 3TKRBB式中：球面半徑，mm;BR行星齒輪球面半徑系數，可取 2.53.0，

57、對于有 4 個行星齒輪的乘用車和商BK用車取小值，對于有 2 個行星齒輪的乘用車與 4 個行星齒輪的越野車和礦用車取大值，在此取 2.7； T計算轉矩，取 Tce 和 Tcs 的較小值，Nm.根據上式=2.7=80mm 所以預選其節(jié)錐距 A =80mmBR32698603.行星齒輪與半軸齒輪的選擇差速器的行星齒輪球面半徑確定后，差速器齒輪的大小也就基本確定下來了。因齒形參數的選擇應使小齒輪齒數盡量小，以得到較大的模數，而使齒輪有較高的強度，但一般不小于 10，半軸齒輪齒數多采用 1622，行星齒輪齒數多采用 1012 半軸齒輪與行星齒輪的齒數 z2/z1 在 1.52.0 的圍。差速器的各個行

58、星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，因此，在確定這兩種齒輪齒數時，應考慮它們之間的裝配關系，在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左右兩半軸齒輪的齒數，之和必須能被行星齒輪的數目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒Lz2Rz2輪的軸線周圍，否則，差速器將無法安裝，即應滿足的安裝條件為： （4-4）InzzRL22式中：，左右半軸齒輪的齒數，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=Lz2Rz2Lz2Rz2行星齒輪數目；n任意整數。I在此=10，=18 滿足以上要求。1z2z4.差速器圓錐齒輪模數與半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 . . . 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，12=29.05,=60.9521

59、1arctanzz1810arctan221arctanzz18arctan10再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數 m m=7.77110sin2zA220sin2zA05.29sin10802 由于強度的要求在此取 m=10mm得=100mm101011 mzd=1018=180mm22mzd 5.壓力角 目前，汽車差速器的齒輪大都采用 22.5的壓力角，齒高系數為 0.8。最小齒數可減少到 10，并且在小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的條件下，還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為 20的少，故可以用較大的模數以提高輪齒的強

60、度。在此選 22.5的壓力角。6.行星齒輪安裝孔的直徑與其深度 L行星齒輪的安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義尺寸一樣，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取：1 . 1L nlTLc302101 . 1 （4- nlTc1 . 110305）式中：差速器傳遞的轉矩，Nm；在此取 26986Nm0T行星齒輪的數目；在此為 4n行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， 0.5d ， d 為半軸齒輪齒面寬中點處ll22的直徑，而 d 0.8；22d支承面的許用擠壓應力，在此取 98 MPa c根據上式 =144mm =0.5144=72mm1808 . 02dl . . . 25