1、ZL06型裝載機驅動橋設計摘要 輪式裝載機的驅動橋是變速箱或萬向節傳動裝置之后，驅動輪之前的所有傳動機構的總成，它作為底盤傳動系的主要組成部分，其功用是將發動機的扭矩進一步增大，以適應車輪為克服阻力所需要的扭矩，同時改變扭矩的方向以便傳遞給車輪。 本課題是針對ZL06型裝載機來設計與之相配套的驅動橋，主要設計內容包括主傳動器設計，差速器的設計，最終傳動（輪邊減速裝置）的設計以及半軸和驅動橋殼的設計，并成功地將這幾部分組成一個整體。關鍵字：驅動橋，主傳動器，差速器，最終傳動全套圖紙，加153893706DRIVING AXLE DESIGN OF ZL60 MODEL SHOVEL LOADER

2、ABSTRACT The driving axle of the wheel shovel loader is the assembly of all transmission mechanism after the transmission box or the universal coupling and before the running wheel. As the main components of the chassis transmission, its function is to further increase the torque of the engine, in o

3、rder to adapt to the wheels needed to overcome the resistance of torque. At the same time, it can change direction of the torque in order to transfer the torque to the wheels. This topic aims at designing the driving axle matching the ZL60 model shovel loader. The main design elements including the

4、main transmission design, the differential design, the wheel reduction gear design, the axle design, the axle housing design and form these parts a whole.Key words: driving axle, main transmission, differential, wheel reduction gear目錄第一章 緒 論 11.1引 言 1 1.2輪式裝載機驅動橋得設計要求 1第二章 驅動橋總體方案的確定 2 2.1 非斷開式驅動橋 2

5、 2.2 斷開式驅動橋 3第三章 主減速器設計 4 3.1 主減速器結構方案分析 4 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 4 3.1.2 主減速器結構形式 5 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支撐形式 5 3.2.1 主動錐齒輪的支撐 5 3.2.2 從動錐齒輪的支撐 63.3 主減速器的基本參數選擇與設計計算 63.3.1 主減速器錐齒輪的主要參數選擇 63.3.2 其他幾何參數的確定 83.4 主減速器錐齒輪的材料 93.5 主減速器錐齒輪的強度計算 10 3.5.1 彎曲應力計算 10 3.5.2 接觸應力計算 113.6 主傳動器錐齒輪軸承的設計計算 123.6.1 確定螺旋錐齒輪上的作用力

6、123.6.2 主減速器軸承支撐反力的確定 133.6.3 錐齒輪軸承型號的確定和軸承壽命的校核 14第四章 差速器設計 164.1 差速器結構形式的選擇 164.2 差速器的基本參數選擇與設計計算 174.2.1 差速器球面直徑的確定 174.2.2 差速器齒輪參數的選擇 174.3 差速器齒輪材料的選擇 194.4 差速器直齒錐齒輪強度計算 19第五章 最終傳動設計 215.1 輪邊減速器的基本參數選擇與設計計算 215.1.1 行星傳動齒輪齒數的確定 215.1.2 行星傳動齒輪模數的確定及角度修正 235.1.3 行星機構齒輪的強度計算 23第六章 半軸的設計與計算 256.1 半軸的

7、型式 256.2 半軸的設計與計算 266.2.1 半軸計算轉矩的確定 266.2.2 半軸桿部直徑的確定 266.2.3 計算扭轉應力 266.2.4 半軸花鍵部分的應力驗算 276.3 半軸的材料選取與熱處理 28第七章 驅動橋殼設計 297.1 橋殼的結構形式 297.1.1 可分式橋殼 297.1.2 組合式橋殼 297.1.3 整體式橋殼 297.2 橋殼的受力分析及強度計算 30第八章 結論 33參考文獻 34致謝 35第一章 緒論1.1 引言 本課題是對ZL06型輪式裝載機驅動橋的結構設計。故本論文將對驅動橋及其主要零部件的結構型式與設計計算作一一介紹。 驅動橋是裝載機的重大總成

8、，承載著裝載機的滿載荷重及地面經車輪、車架及承載式車身經懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。裝載機驅動橋結構型式和設計參數除對裝載機的可靠性與耐久性有重要影響外，也對裝載機的行駛性能如動力性、經濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩定性等有直接影響。另外，驅動橋在裝載機的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。由上述可見，驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設

9、計到所有的現代機械制造工藝。因此，通過對驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現代車輛設計與機械設計的全面知識和技能。1.2 輪式裝載機驅動橋的設計要求 驅動橋設計得主要任務，在于正確的確定主傳動器、差速器、半軸、最終傳動和橋殼等部件得結構形式，并成功地組成一個整體。驅動橋必須滿足下列要求： 1）保證裝載機具有最好的牽引性能和經濟性能，總體設計時應根據裝載機得工作條件及發動機、傳動系、輪胎等參數，選擇合理得傳動比來保證這一點。2）驅動橋各部件在工作可靠，并有較長的使用壽命的條件下，應力求做到重量輕、體積小和保證足夠的離地間隙。3）結構簡單，制造容易，修理、保養等方便。第二章 驅動橋總體方

10、案的確定驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、最終傳動、半軸和驅動橋殼等組成。驅動橋設計應當滿足如下基本要求：a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。c)齒輪及其它傳動件工作平穩，噪聲小。d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小。 f)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非

11、斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜，但可以大大提高車輛在不平路面上的行駛平順性。2.1 非斷開式驅動橋普通非斷開式驅動橋，由于結構簡單、造價低廉、工作可靠，廣泛用在各種載貨汽車、客車和公共汽車上，在多數的越野汽車和部分轎車上也采用這種結構。他們的具體結構、特別是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點，即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁，齒輪及半軸等傳動部件安裝在其中。驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式

12、。在裝載機輪胎尺寸和驅動橋下的最小離地間隙已經確定的情況下，也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下，如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求，可該用雙級結構。在雙級主減速器中，通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內，也可以將第二級減速齒輪作為輪邊減速器。對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質心高度和車廂地板高度，以提高穩定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及

13、差速器總成也移到一個驅動車輪的旁邊。在少數具有高速發動機的大型公共汽車、多橋驅動汽車和超重型載貨汽車上，有時采用蝸輪式主減速器，它不僅具有在質量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優點，而且對車體的總體布置很方便。2.2 斷開式驅動橋斷開式驅動橋區別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動，所以這種橋稱為斷開式的。另外，它又總是與獨立懸掛相匹配，故又稱為獨立懸掛驅動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫梁或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅

14、動車輪傳動裝置的質量均為簧上質量。兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下擺動，相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動。由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復雜，故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車。 由于非斷開式驅動橋結構簡單、造價低廉、工作可靠，查閱資料，參照國內相關裝載機的設計,最后本課題選用非斷開式驅動橋。其結構如圖2-1所示：1最終傳動；2橋殼；3半軸；4主減速器；5差速器第三章 主減速器設計主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依

15、靠齒數少的錐齒輪帶動齒數多的錐齒輪傳動。對發動機縱置的裝載機，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于裝載機在行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求：a）所選擇的主減速比應能保證裝載機具有最佳的動力性和燃料經濟性。b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩，噪音小。c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小。e）結構

16、簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。3.1 主減速器結構方案分析主減速器的結構形式主要是根據齒型和減速形式的不同而不同。3.1.1 螺旋錐齒輪傳動主傳動錐齒輪按齒型不同，可分為直齒錐齒輪、螺旋錐齒輪和雙曲線齒輪。直齒錐齒輪，由于它是直齒，其重合系數小，故運轉不平穩，噪音大，容易產生沖擊，且小齒輪齒數不能太少，因此它無法適應大負荷大傳動比的主傳動器的要求，但是它齒型簡單，加工容易，仍然被采用在主傳動的錐齒輪傳動中。螺旋錐齒輪是圓弧錐齒輪的一種，因其螺旋角0，故稱為螺旋錐齒輪。它的齒型是圓弧齒，工作時不是在全齒長上突然嚙合，而是逐漸地從一端連續平穩地轉向另一端，因此運轉比較平穩，減少了噪

17、音，并且由于螺旋角的關系，重合系數增大，在傳動過程中至少有兩對以上的齒同時嚙合，相應地增大了齒輪的負載能力，增長了使用壽命。螺旋直齒輪的最小齒數可以減少到6個齒，因此與直齒圓錐齒輪相比可以實現大的傳動比。由于上述的優點，在輪式裝載機的主傳動器上廣泛采用螺旋錐齒輪。在螺旋錐齒輪傳動中由于螺旋角的存在而產生軸向力，在結構設計時應選擇適當的軸承。在某些產品上，采用了雙曲線齒輪傳動的主減速器。雙曲線齒輪傳動中兩根軸線并不相交，小齒輪的軸線與大齒輪的軸線偏移一段距離。軸線的偏置可使小齒輪有較大的螺旋角，一般可達50°左右,由于小齒輪螺旋角的增加，增大了小齒輪的端面模數，從而也增大了小齒輪的直徑

18、，并提高了小齒輪的強度和壽命。雙曲線齒輪比螺旋直齒輪的重合系數更大，因此傳動更加平穩，齒輪的負載能力更大，但雙曲線齒輪在傳動中由于延齒長方向和齒高方向都有相對滑動，因此要求專用的雙曲線齒輪油加以潤滑，另外對加工精度和裝配精度要求都比較高，使用上受到一定限制。查閱文獻1 、2,主減速器的齒輪傳動選用螺旋錐齒輪傳動形式。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。3.1.2 主減速器結構形式為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。按參加減速傳動的齒輪副數目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、單級式主減速器配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中

19、、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。查閱文獻1、2，本設計采用單級式主減速器配以輪邊減速器。3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支撐形式主減速器必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。3.2.1 主動錐齒輪的支撐主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，采用跨置式支承結構（如圖3-1示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下

20、的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的130以下，而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/51/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。圖3-1 主動錐齒輪跨置式3.2.2 從動錐齒輪的支撐從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承懸臂式支承（如圖3-2示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。當大齒輪的徑向尺寸較大時，為了防止在大負荷下的變形，常采用能限制大齒輪因受軸向力而產生偏移的止推裝置，對大齒輪的外緣背面加以支撐。本設計為提高支撐剛度，防止負荷過大時從動齒輪變形過大而破壞嚙合，采用支撐螺柱，并用調整螺母作為止推裝

21、置對從動錐齒輪的外緣背面加以支撐。圖3-2 從動錐齒輪支撐形式3.3主減速器的基本參數選擇與設計計算總速比21.39，輸入轉矩1500N·m，是主減速器設計的原始數據，應在汽車總體設計時就確定。3.3.1 主減速器錐齒輪的主要參數選擇a）從動錐齒輪分度圓直徑的選擇根據從動錐齒輪上的最大扭矩按經驗公式（3-1）選取： （3-1）式中 從動錐齒輪分度圓直徑（cm）； 直徑系數，取0.580.66； 按地面附著條件決定的最大扭矩（kg/cm）。 （3-2）式中 裝載機滿載時的負載，為2700kg； 輪胎滾動半徑，為40cm； 輪胎與地面的附著系數，取=0.7； 輪邊減速器的傳動比，=3.6

22、7。代入公式（3-2）算得=25034.09kg/cm再代入公式（3-1），取=0.66，算得19.307cm=193.07mmb）齒數的選擇在選擇齒數時應盡量使相嚙合的齒輪齒數沒有公約數，以便使齒輪在使用過程中各齒能互相嚙合，起到自動研磨的作用。為了得到理想的齒形重合系數，小齒輪和大齒輪的齒數和不小于40。參考文獻1選擇小齒輪齒數為Z1=6，大齒輪齒數為Z2=35，則主傳動比i0=35/6=5.83。c）端面模數的選擇端面模數按下面公式計算：（3-3）為了驗證選用的模數是否合適，用下面公式校隊：（3-4）式中 模數系數0.130.19； 端面模數； 從動錐齒輪承受的最大最大扭矩，見式（3-2

23、）。代入數據算得=0.189，所以選用的模數合適。3.3.2 其他幾何參數的確定按照文獻1中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表3-1。表3-1主、從動錐齒輪參數參 數符 號主動錐齒輪從動錐齒輪齒數Z635端面模數5.52分度圓直徑 33.12193.07壓力角22°30齒工作高8.274全齒高9.190齒頂高 7.0881.186齒根高 2.1028.007徑向間隙0.166節錐角 9°433980°1621節錐距97.95齒面寬b32.7齒根角 1°13454°4017根錐角 8°295475°364面錐角 14

24、76;235681°306刀盤直徑228.6mm續表3-1螺旋角35°周節17.279側隙0.12mm輪齒的螺旋方向和軸的旋轉方向決定了錐齒輪傳動的軸向力方向，在工作負荷時，軸向力的方向應力圖使大小錐齒輪相互推開，以便在軸承有游隙時，不致使輪齒卡住，加速齒面的磨損，甚至引起輪齒的折斷。因此，若單純從齒輪的壽命考慮，則后驅動橋的一對錐齒輪的螺旋方向應當和前驅動橋的螺旋方向相反，以使前、后驅動橋在帶負荷工作時螺旋錐齒輪副所產生的軸向力都使大小錐齒輪互相推開，從而提高齒輪的受用壽命。但在四輪驅動的裝載機中，為了提高產品的通用化，減少零部件的品種，采用前后驅動橋通用的部件，這樣常常

25、使后驅動橋主傳動器在工作時軸向力方向和上述規定的方向相反，而使齒輪的使用壽命有所降低。所以本設計前、后驅動橋主動錐齒輪旋向均為左旋，從動錐齒輪旋向均為右旋。3.4 主減速器錐齒輪的材料驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環節。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求：a）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。b）齒輪芯部應有適當的韌性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。c）鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規律易控制。d）選擇合

26、金材料時，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。裝載機主減速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數為0.8%1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過

27、多，便會引起表面硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合，防止其出現早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，主減速器錐齒輪在熱處理及精加工后均予以厚度為0.0100.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。本設計采用20CrMnTi作為主、從動錐齒輪的材料，經滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應高達HRC5864，滲碳層深度取1.01.4mm。3.5主減速器錐齒輪的強度計算齒輪使用壽命時由齒輪材料，加工精度，熱處理形式及工作條件決定的。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次數是齒輪疲勞損壞的主要因素。圓錐齒輪的強度計算，主要是進行輪齒根

28、部的彎曲應力計算和輪齒表面的接觸應力計算。3.5.1 彎曲應力計算輪齒的彎曲應力按以下公式計算：（3-5）上述公式由三部分組成：為有關載荷的參數；為有關輪齒尺寸的參數；為有關應力分布的參數。以上各個參數可按如下方法求得：P 作用在輪齒中點上的圓周力，； 作用在大齒輪上的計算扭矩，=1500N·m； 過載系數，與錐齒輪副運轉的平穩性有關，對輪式裝載機可取=1.251.5； 質量系數；與齒輪精度及節園線速度有關，當輪齒接觸良好，節距與同心度精度高時，可取=1.0； 尺寸系數，反映了材料性質的不均勻性，與輪齒尺寸和熱處理等因素有關，端面模數1.6mm時，； 載荷再分布系數，反應在齒寬上載荷

29、分布的不均勻性，與齒輪的支撐剛度有關，對于主動齒輪跨置的結構，取1.001.10； 彎曲計算的綜合系數，根據文獻1中圖選取J=0.165。將各參數代入式（3-5），得：根據文獻1，輪齒彎曲應力滿足要求。3.5.2 接觸應力計算接觸應力按以下公式計算： （3-6）上述公式同樣由三部分組成：有關載荷的參數；有關齒輪尺寸的參數和有關應力分布的參數。式中各項系數如下： 作用在錐齒輪重點的圓周力，見式（3-5）； 與材料有關的系數，決定于材料的彈性性質，對鋼制錐齒輪可取=740； 過載系數=，對輪式裝載機可取1.251.50； 質量系數，可取=； 齒面寬，兩齒輪齒寬不等時，取其中較小的值； 小齒輪大端分

30、度圓直徑； 尺寸系數，當材料選擇適宜，滲碳層深度與表面硬度符合要求時，可取=1.0； 載荷再分布系數可取=，取1.001.10； 表面質量系數與表面光潔度，表面最后加工性質和表面處理情況有關，對制造精度較高的齒輪，可取=1.0； 表面接觸強度的綜合系數，根據文獻1中圖選取J=0.115。將各參數代入式（3-6），得：根據文獻1，輪齒接觸應力滿足要求。3.6 主傳動器錐齒輪軸承的設計計算3.6.1 確定螺旋錐齒輪上的作用力作用在錐齒輪輪齒上的法向作用力N可以分解為圓周力P、軸向力Q和徑向力R。這些力的大小與方向，在螺旋錐齒輪上與該齒輪是主動還是從動以及錐齒輪的螺旋方向和軸的旋轉方向有關。本設計的

31、前車橋在裝載機工作負荷時，主動錐齒輪軸為逆時針方向轉動（面對錐齒輪看），螺旋方向為左旋，受力簡圖如圖3-3。圖3-3 螺旋錐齒輪受力簡圖齒輪傳動時，法向力N作用在圓弧齒的法向截面內，并與節錐切面成角（即嚙合角）。對于節錐切面法向力N可以分解成圓周力P和在MM平面上的力X、垂直于MM平面的力R，因為螺旋錐齒輪具有錐頂角為成后1,亦即節錐切平面與水平平面的夾角為1，所以X與R還需要分解在水平面和垂直平面的力。合就是作用在齒上的軸向力和徑向力，由圖3-3可知，作用在主動錐齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力分別為： (3-7)作用在從動錐齒輪上的圓周力、徑向力和向力分別為：(3-8)式中 從動錐齒輪平均分

32、度圓直徑， ； 齒廓壓力角； 中點螺旋角； 主動錐齒輪節錐角。將各參數分別代入式（3-7）與（3-8）中，得： 3.6.2 主減速器軸承支撐反力的確定 圖3-4 跨置式支撐裝置錐齒輪作用力見圖本設計主動錐齒輪采用跨置式支撐（圖3-4），圖中a=85mm,b=60mm,c=25mm,A、B、C軸承上的總支反力由下式得： (3-9) (3-10) (3-11)式中 主動錐齒輪平均分度圓半徑，即。軸向力Q，按圖3-4所示方向，應由圓錐軸承B承受。將各參數帶入式（3-9）中，得：軸承B：徑向力 軸向力 3.6.3 錐齒輪軸承型號的確定和軸承壽命的校核對于軸承B，計算當量動載荷P查閱文獻3，錐齒輪圓錐滾

33、子軸承e值為0.4，故>e，由此得X=0.4，Y=1.5。另查得載荷系數=1.2，則有(3-12)將各參數帶入式（3-12）中，得： 計算軸承應具有的額定動載荷C(3-13)式中 溫度系數，查文獻3，得=1； 壽命指數，=； n 軸承轉速，160r/min； 軸承的預期壽命，5000h；將各參數代入式（3-13）中，得： 查閱文獻4，初選的圓錐滾子軸承30305。驗算30305圓錐滾子軸承的壽命（3-14）將各參數代入式（3-14）中，得：=33908h>5000h所選30305圓錐滾子軸承壽命和負荷滿足要求。軸承A、C和從動錐齒輪的支撐軸承都可按此方法得出，其強度和壽命均能滿足要

34、求。第四章 差速器設計輪式裝載機在行駛過程中，有很多因素會導致左右車輪的行程產生差別，例如：1） 在高低不平道路上行駛時，左右車輪實際在地面上所走過的行程式不同的。2） 轉彎時，內側車輪得行程總比外側車輪的行程短。3） 當左右車輪得輪胎氣壓不等、磨損不均，因此其實際的滾動半徑是不相等的。由此可見，在轉彎行駛和直線行駛時，左右車輪的行程經常有不相等的機會，如果由一根驅動軸以相等的轉速傳給兩側車輪，必然會引起車輪在地面上滑移或滑轉，增加輪胎的磨損、功率的消耗以及燃料消耗量的增加，同時還使轉向困難，使操縱性變壞。因此，在驅動橋結構中都設置有差速器，使左右驅動輪在轉彎或不平道路上行駛時，能以不同的角速

35、度旋轉。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。4.1 差速器結構形式的選擇輪式裝載機上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結構簡單、質量較小等優點，應用廣泛。它可分為普通對稱式圓錐行星齒輪差速器、摩擦片式差速器和強制鎖止式差速器。強制鎖止式差速器就是在對稱式錐齒輪差速器上設置差速鎖。當一側驅動輪滑轉時，可利用差速鎖使差速器不起差速作用。查閱文獻1經方案論證，差速器結構形式選擇普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪，行星齒輪軸(不少裝4個行星齒輪的差速器采用十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊

36、片等組成。由于其結構簡單、工作平穩、制造方便等優點，最廣泛地用在轎車、客車和各種公路用載貨汽車上。有些越野汽車也采用了這種結構，但用到越野汽車上需要采取防滑措施。例如加進摩擦元件以增大其內摩擦，提高其鎖緊系數；或加裝可操縱的、能強制鎖住差速器的裝置差速鎖等。4.2 差速器的基本參數選擇與設計計算4.2.1差速器球面直徑的確定差速器球面直徑可以根據經驗公式來確定：（4-1）式中 差速器球面直徑（mm）； 球面系數，=1.11.3； 差速器承受的最大扭矩（kg·mm）,按最大輸入扭矩計算。將各參數代入式（4-1）中，得： 取4.2.2 差速器齒輪參數的選擇a）行星齒輪數n、行星齒輪和半軸

37、齒輪齒數和為了得到較大模數，以使齒輪有較高強度，行星齒輪的齒數應盡量減少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數取1425；半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.52范圍內；左、右兩半軸齒輪的齒數和必須能被行星齒輪的數目所整除，否則將不能安裝。根據以上要求，初選半軸齒輪齒數=18，行星齒輪齒數為=10，行星齒輪數目為4。為保證安裝，驗證如下： 所以所選齒數滿足安裝要求。b）行星齒輪和半軸齒輪節錐角、及模數m行星齒輪和半軸齒輪節錐角、分別為： （4-2） （4-3）將各參數分別代入式（4-2）與式（4-3）中，得： 大端模數m及節圓直徑d計算式為： （4-4） （4-5）式中 節錐母線長度，。將各參數分別代

38、入式（4-4）與（4-5）中，得： c）行星齒輪和半軸齒輪齒形參數的計算按照文獻1中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表4-1表4-1差速器齒輪齒形參數計算表參 數符 號行星齒輪半軸齒輪齒數Z1018端面模數3.885節圓直徑 38.8569.93齒面寬b13.3壓力角225°齒高系數0.8徑向間隙系數0.188齒工作高6.216全齒高6.946軸間夾角90°齒頂高 4.6811.535齒根高 2.2655.412續表4-1徑向間隙0.166節錐角 29°31760°5643節錐距40齒根角 3°39172°3044根錐角 25&#

39、176;2458°2559面錐角 31°34164°36周節12.21側隙B0.15mm4.3 差速器齒輪材料的選擇差速器齒輪和主減速器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造，目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo等。由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝已被廣泛應用。本設計選用20CrMnTi作為差速器行星齒輪和半軸齒輪得材料，而十字軸則選用20Cr。4.4 差速器直齒錐齒輪強度計算 由于差速器齒輪比主減速器齒輪的工作條件要好些，因而計算就更簡單些，只有當車輛轉彎或一邊打滑、滑轉時，差速

40、齒輪才會有相對運動，所以，在這里只進行彎曲強度計算，接觸強度就無需計算了。可按下式計算彎曲應力：（4-6）式中 差速器扭矩， ； 主減速器從動齒輪的最大計算扭矩，=1500N·m； 差速器行星齒輪數目； b 齒寬（cm）； 半軸齒輪齒數； 綜合系數，參考文獻1得=0.258； m 齒輪的模數； 尺寸系數，當模數m>1.6時； 載荷再分配系數，取=1； 過載系數，取=1； 質量系數，取=1。 將各參數代入式（4-6）中，得: 按照文獻1，差速器齒輪的<=7000，所以齒輪彎曲強度滿足要求。第五章 最終傳動設計 在輪式裝載機上廣泛采用行星輪式的最終傳動。圖6-1所示為ZL50

41、采用的最終傳動方案，動力通過半軸2傳遞到太陽輪1，內齒圈5有花鍵固定在半軸套管6上，它是固定不動的，太陽輪就通過行星輪帶動行星輪架4旋轉，驅動輪轂通過螺栓與行星輪架相連，這樣半軸上的扭矩通過行星減速器傳遞到驅動輪上。本設計也采用這種方案。 圖6-1 ZL50輪邊減速裝置 1太陽輪；2半軸；3行星輪；4行星輪架；5內齒圈；6半軸套管5.1 輪邊減速器的基本參數選擇與設計計算 5.1.1行星傳動齒輪齒數的確定 根據文獻1的設計方法，配齒計算時從最小齒輪開始： a）行星機構中的最小齒輪可根據同心條件確定： 式中 、 分別為太陽輪、齒圈和行星輪的齒數； 對于本結構的行星傳動，； 輪邊減速器速比。故最小

42、齒輪的判斷式為：（5-1） 當>3時，>1，故>，太陽輪為最小齒輪； 當<3時，>1，故>，行星輪為最小齒輪. 本設計=2.667<3，所以行星輪為最小齒輪。b）根據裝配條件配置行星機構齒輪齒數 由于<3，將代入公式，則得行星齒輪齒數的計算公式： （5-2）式中 行星輪數； 表示一個整數。 將各參數代入式（5-2）中，并取=26，得 =17.73 取=18 c）最小齒輪齒數確定之后，根據公式 ； 得=21，=57，=2.714。 d）通過計算初步完成行星排配齒工作，還需再根據同心和裝配條件的公式進行進一步的校核驗算. 同心條件為 代入數據，經計算

43、滿足條件。 裝配條件為代入數據，經計算滿足條件。 5.1.2 行星傳動齒輪模數的確定及角度修正 由齒輪的強度決定，在行星機構中，由于內齒圈與行星輪嚙合時的綜合曲率半徑較大，齒圈齒根部分的齒厚也較大，內齒圈的強度是較大的，通常只考慮太陽輪與行星輪之間的傳動強度，因此行星機構的齒輪模數可根據太陽輪與行星輪嚙合傳遞的負荷大小，由圓柱齒輪的強度公式初選。 本設計根據文獻3中直齒圓柱齒輪傳動的設計內容，按齒根彎曲疲勞強度設計，算得模數m=2.5mm。 在行星機構中廣泛采用角度修正，借以提高太陽輪與行星齒輪傳動的承載能力，并使行星傳動獲得最小尺寸。理論分析表明，對于上述行星傳動，采用角度修正使太陽輪與行星

44、輪的嚙合角比20°大得多，而使行星輪與內齒圈嚙合的嚙合角接近于20°左右時，能顯著提高太陽輪與行星輪輪齒抗點蝕的承載能力，并使其承載能力接近于行星輪與內齒圈傳動的承載能力。根據文獻1，當太陽輪齒數多于行星輪齒數時，無需采用角度修正。 5.1.3 行星機構齒輪的強度計算在行星機構中，通常只計算太陽輪與行星輪的強度，齒輪所受的圓周力應考慮到幾個行星輪的影響，此時，一個行星齒輪與太陽輪嚙合所受的圓周力為（太陽輪傳遞的扭矩，太陽輪節圓半徑）。在計算時還應考慮到由于幾個行星輪同時和太陽輪嚙合時載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計算公式中引入修正系數，當采用三個行星輪時=1.15。a）

45、彎曲疲勞強度的計算 對于標準齒輪或修正齒輪采用下列公式計算： （5-3）式中 作用在齒輪上的圓周力，； 齒寬； 模數； 修正齒輪的齒形系數，=1。 將各參數代入式（5-3）中，得根據文獻1，當齒輪采用20CrMnTi時，許用彎曲應力=32004500，所以彎曲疲勞強度滿足要求。b）接觸疲勞強度的計算 對于標準齒輪或修正齒輪，齒面的接觸疲勞強度按下式計算：（5-4）式中 作用在齒輪上的圓周力； 齒寬； 模數； 材料的彈性模量，對于剛；將各參數代入式（5-4）中，得根據文獻1，當齒輪采用20CrMnTi時，許用接觸應力=12000，所以彎曲疲勞強度滿足要求。第六章 半軸的設計與計算半軸位于汽車傳動

46、系的末端，其功用是將轉矩由差速器半軸齒輪傳給驅動車輪。半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。在裝有輪邊減速器的驅動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。6.1 半軸的型式普通非斷開式驅動橋的半軸，根據其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。半浮式半軸以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端內孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸及鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤及制動鼓相聯接)。因此，半浮式半軸除傳遞轉矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結構簡單、質量小、尺寸緊湊、造價低廉等優點。用于質量較小、使用條件較好

47、、承載負荷也不大的轎車和輕型載貨汽車。3/4浮式半軸的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅動橋殼半軸套管的端部，直接支撐著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉矩外，彎矩得由半軸及半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結構型式及其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命。可用于轎車和輕型載貨汽車，但未得到推廣。全浮式半軸在結構布置上使它只承受轉矩而不承受彎矩。半軸兩端加工有花鍵，一端插入半軸齒輪的花鍵孔中，兩半軸齒輪通過差速器殼支撐在主減速器殼體中，另一

48、端花鍵插入輪邊傳動的太陽輪花鍵孔中，而太陽輪則支撐在輪邊傳動的行星輪上。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側向力以及由它們引起的彎矩都經過輪轂、輪轂軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響及橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為570MPa。具有全浮式半軸的驅動橋的外端結構較復雜，需采用形狀復雜且質量及尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故轎車及其他小型汽車不采用這種結構。但由于其工作可靠，故廣泛用于輪式工程機械中。6.2 半軸的設計與計算半軸的主要尺寸是它的直徑，設計與計算時首先應合理地確定其計算轉矩。本課題采用帶有凸緣的全浮式半軸，其詳細的計算校核如下： 6.2.1 半軸計算轉矩的確定 半軸的計算扭矩，即半軸可能傳遞的最大扭矩，一般情況應按發動機傳來的最大扭矩和按地面附著條件決定的最大扭矩，取兩者的較小者作為半軸的計算轉矩，對于液力機械傳動的輪式裝載機 往往用附著極限所決定的扭矩作為半軸的計算轉矩，即 （6-1）式中 驅動橋的負荷； 輪胎的滾動半徑； 附著系數； 最終傳動速