ZL50装载机毕业设计 - 原本

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摘要

ZL50装载机驱动桥设计

摘 要

本次设计内容为ZL50装载机驱动桥设计，大致上分为主传动的设计，差速器的设计，半轴的设计，最终传动的设计四大部分。其中主传动锥齿轮采用35 ",56506 .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：ZL50装载机；中央传动；轮边减速器；

I

Abstract

ZL50 loader driving axle design

Abstract

The design of content-driven ZL50 loader bridge design, largely at the main transmission design, the differential design ,Half-shaft design, the design of the final drive four majority.Including the main drive bevel gear used 35o bevel gears, This type of gear and the basic parameters of the geometric parameters of this design is the key point. Gear will be a few basic parameters, such as number of teeth, module, the sub-driven gear circle diameter determined,spent a lot of formula to work out all the gear geometric parameters, and then gear for the Analysis and strength check. Understand the differential, and the final drive axis of the structure and working principle, the combination of design requirements, They reasonable choice of the form and size. The design differential gear selection straight bevel gears, axis-wide floating, and ultimately drive single row slowdown planets form.

Keywords: ZL50 Loader；final drive；wheel reducer；design

II

目录

目录

摘 要 ............................................................ I Abstract ........................................................ II 第一章 绪论 ..................................................... 1

1.1 国内轮式装载机发展概况 ................................... 1 1.2 国外轮式装载机的发展概况 ................................. 2

第二章 总体方案论证 ........................................................ 3

2.1 非断开式驱动桥 ........................................... 3 2.2 断开式驱动桥 ............................................. 4 2.3 多桥驱动的布置 ........................................... 4 第三章 主减速器设计 ............................................. 5

3.1 结构型式 ................................................. 5

3.1.1主传动器的减速型式 ............................................................... 5 3.1.2锥齿轮齿型 ............................................................................. 5 3.2 支承方案 ................................................. 7

3.2.1 主动锥齿轮的支承 .................................................................. 7 3.2.2从动齿轮的支承 ...................................................................... 7 3.3 主减速器锥齿轮设计 ....................................... 7

3.3.1锥齿轮载荷的确定 .................................................................. 7 3.3.2锥齿轮主要参数的计算 ......................................................... 10 3.3.3主减速器锥齿轮材料的选择 .................................................. 12 3.3.4主减速器锥齿轮强度的计算 .................................................. 13

第四章 差速器设计 ............................................... 14

III

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第二章 总体方案论证

装载机驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等组成。 驱动桥设计应当满足如下基本要求：

a)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 b)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 c)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。

d)在保证足够的强度、刚度条件下，要求质量小。

e)与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动协调。 f)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。 驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构较复杂，但可以大大提高车辆在不平路面上的行驶平顺性。

图2-1轮式装载机驱动桥总成

2.1 非断开式驱动桥

普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种工程机械、

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多数的越野汽车。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。 驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在装载机轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；轮式装载机的轮边减速器一般为行星式，以减小其尺寸，获得大的传动比，且将其安装在轮毂内。

2.2 断开式驱动桥

断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横粱或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。

汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。

2.3 多桥驱动的布置

为了提高装载量和通过性，有些重型机械及全部中型以上的越野汽车都是采用多桥驱动，常采用的有4×4、6×6、8×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 8×8汽车来说，这种非贯通式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动汽车都是采用贯通式驱动桥的布置型式。在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力，是经分动器并贯通中间桥而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。

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第三章 主减速器设计

主减速器是车辆传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮。对发动机纵置的车辆，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于车辆在各种道路上行驶时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。由上表选定减速型式为单级减速附行星轮边减速，如图 2-1所示。

3.1 结构型式

3.1.1主传动器的减速型式

表3-1减速形式

减 速 型 式 特 点 应 用 结构简单、重量轻、体积小、中小型底盘，如JS-1、JS-2 单级减速 成本低、传动比一般在7以下 小反斗车、0.5m3 装载机 可得较大传动比（5~9，最大前置锥齿轮双级减速 可达11）和离地间隙，桥的较长轴距的中、重型底盘，如 纵向尺寸大，传动轴的夹角增Q5、QY8汽车起重机 大 上置锥齿轮双极减速 传动装置布置较高，便于传动多桥驱动底盘， 如上安QY15轴通过，车身较高 （SH-361）PY-160 平地机等 桥的中央部分、差速器、半轴单级减速附外啮合轮边减速 负荷减小、尺寸小、提高离地中、大型底盘，如Z4-2 装载间隙 机 桥中部差速器，半轴体积小，缩短桥中心到传动轴凸缘的工程机械和重型汽车上广泛单级减速附行星轮边减速 距离，行星齿轮结构紧凑，半应用，如ZL-50、ZL-40、轴与输出驱动轴同轴，传动比ZL-30、SH-380、TL-160、CL-70 可达12~18 双级减速附行星轮边减速 是前两种结构的组合，减速比超重型多桥底盘如QD-100 很大，增大扭矩，减低重心 汽车起重机

3.1.2锥齿轮齿型

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图3-1 锥齿轮齿形

（1）直锥齿轮，如图 3-1（a）所示，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8～9个就产生根切，因此得不到大的传动比，且重叠系数小，齿面接触区小。故在主传动中一般不采用。

（2）零度弧齿锥齿轮，即弧齿锥齿轮中，其中点螺旋角b = 0 （图3-1（b））。其性能介于直锥齿轮与螺旋锥齿轮之间，同时啮合的齿数比直锥齿轮多，传递载荷较大。一般用在载荷较大而轴向力不大的主传动上。

（3）弧齿螺旋锥齿轮，中点螺旋角不等于零的其他弧齿锥齿轮（图3-1（c））所示。其优点是：不产生根切的最小齿数可为5～6，传动的传动比大；同时啮合齿数较多，重叠系数大，在高速和大传动比工作时，传动平稳，噪音小；可采用不等的齿侧面曲率半径，使接触区位于轮齿中部，提高传动的耐久性和可靠性。并使齿轮啮合对装配错位不像直齿敏感，从而装配较容易。

（4）准双曲面齿轮，如图3-2所示。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，因此传动更平稳，负荷能力加大。有由于主、从动齿轮轴线不相交，这就可以提高驱动桥高度，增大离地间隙，提高越野能力。或可使车体重心下降，增加平稳性。缺点是齿面滑移大，轴承推力大，传动效率低，（螺旋锥齿轮h = 95%）加工精度要求高。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。

图3-2 准双曲面齿轮

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3.2 支承方案

3.2.1 主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，经方案论证，采用跨置式支承结构（如图3-3（a）示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的1／30以下．而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/5～1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。

图3-3 主、从动锥齿轮支承形式

3.2.2从动齿轮的支承

从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承（如图 3-3（b）示）。为了增加支承刚度，两轴承的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+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 c 等于或大于 d。

3.3 主减速器锥齿轮设计

3.3.1锥齿轮载荷的确定

（1）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（N ×m）计算：

Mmax?K0MAi? （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，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，采用部分功率方案匹配时，

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MA?(0.7~0.8)Me；

Me--发动机额定扭矩，偏安全设计可取最大扭矩，则Me?670.7N?m；

I --从变矩器涡轮至计算零件的传动比； h --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（传动比为6.1667）如下：

Mmax1=K0K1MAi1ik?1?k1?2 （3-2）

Mmax2=K0K1MAi1ik1i3?1?k1?2?3 式中 K0--变矩器最大变矩系数，参考同类机型取3.5；

K1

--考虑驱动桥数和载荷分配系数，（0.6 ~ 0.75），根据任务书K1 = 0.65； MA--同上

i1--分动箱传动比，i1?1；

ik1--变速箱前进一档传动比，ik1?2.692； i3--主传动比，i3?6.1667?；

1?--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；

k1?--变速箱一档时的传动效率，一般每对齿轮的传动效率按0.98计算，取0.96；2?--万向传动轴效率，一般取0.98； 3--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：

Mmax1?3.5?0.65?0.7?670.7?1?2.692?0.98?0.96?0.98?2651N?m

Mmax2?3.5?0.65?0.7?670.7?1?2.692?6.1667?0.98?0.96?0.98?0.95?15531 N?m

（b）按附着条件计算最大静扭矩（N?m）：

M'max?1K1(GM?PQ)?rdi3i4?3?4 )?r M'max2?K1(GM?PQdi4?4 式中 GM--装载机自重（N ），GM =167000N ；

PQ--额定载重量（N

），PQ= 50000N ；

f--附着系数，轮式装载机f?0.85~1.0，取0.90；

rd--动力半径（m），计算公式如下：

rdHd ?0.0254[2?B?B?(1—?)?B] 式中 d--轮辋直径（英寸），对于型号23.5~25的轮胎，d = 25inch；

3-3） (3-4)

（3-5） 8

（

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H / B--高宽比，对于宽基或超宽基轮胎，H / B = 0.5~0.7，取0.6； B--轮胎断面宽度（英寸），对于23.5 - 25的轮胎，B = 23.5inch； l--变形系数，l = 0.1~0.16，取0.13；

rd?0.254?[25?0.6?(1-0.13)?23.5]?0.65 m2

i3--主减速器传动比，i3?6.1667；

i4--轮边减速器传动比，i4 = 4.22； ?3--主减速器传动效率， ?3?0.95；

?4--轮边减速器传动效率， ?4?0.96；

其他参数同上；

0.65?(154500?5000)?0.9?0.65M'max1??3142.4N?m

6.1667?4.4?0.95?0.960.65?(154500?5000)?0.9?0.65M'max2??18409.4N?m

4.4?0.96则大、小锥齿轮所受的最大扭矩为： Mmax1?M'max1?3142.4N?m

Mmax2?M'max2?18409.4N?m

（2）平均载荷作用下锥齿轮收到的平均扭矩（N ×m）

对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。其所受的计算载荷，即受外部载荷变化的影响，又收到内因产生的动载荷的影响，同时与进行疲劳强度计算时的最大力矩如何确定也有关。而齿轮重叠系数对计算载荷的影响又是与齿轮制造精度和同时啮合的齿对之间的载荷分配有关的一个相当复杂的问题。

我们认为把这些影响反应到疲劳强度计算载荷中去较合适。即在实际计算中，用平均载荷作为计算载荷，考虑以上影响，用一个假想的小于最大载荷的值来进行疲劳强度计算。实际上用综合影响系数K 值把短时最大载荷转换为疲劳强度计算时的计算载荷。即：

M平?K?Mmax

式中 M平——锥齿轮所受的平均载荷（N ×m）； K ——综合影响系数，其计算公式如下： K?K外K大K动K重

K外—— 外载荷变化的影响；

K大—— 按疲劳强度计算时的最大力矩与短时过载时最大力矩不同所产生的影 响；

K动—— 动载荷的影响；

K重—— 齿轮重叠系数的影响；

对于轮式装载机来说，K 值一般等于或小于0.5，取0.5； Mmax —— 锥齿轮所受的最大载荷，取按发动机最大扭矩计算和按地面附着条件计算的最大载荷中的较小值；

则大、小锥齿轮验算疲劳强度的平均载荷为：

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M平1?0.5?3142.4?1571.2N?m

M平2?0.5?18409.4?9024.7N?m

3.3.2锥齿轮主要参数的计算

（1）主从动齿轮齿数的选择

尽量使啮合齿轮的齿数没有公约数，为保证必要的重叠系数，大、小齿轮的齿数和不应小于40。齿数可按表2-2选择。 从表中选择 z1 = 9；

z2?z1?i3?9?6.1667?51.5，圆整取

52；

验算传动比:

i3'?z2z?52?5.8； 19?i?i3-i3'i?2.5%?4%，传动比合适，齿数选择合适。

3(2)主、从动齿轮齿形参数计算

表3-2 小齿轮齿数Z1 的选择

型式 传动比 齿数允许范围Z1 推荐齿数Z1 单 3.5～4.0 9～10 10 级 4.0～4.5 8～10 9 减 4.5～5.0 7～9 8 速 5.0～6.0 6～8 7 6.0～7.0 5～7 6 双 1.5～1.75 12～16 14 级 1.75～2.0 11～15 13 减 2.0～2.5 10～13 11 速 2.5～3.0 9～11 10 从动锥齿轮大端分度圆直径，按经验公式： D2?KD?3M计

式中 D2—— 从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）； KD —— 直径系数，2.8 ~ 3.48；

M计——

计算载荷，Mmax2?18409.4N?m

则D2?(2.8~3.48)?31840940?(443.2~526.5)mm 初选大端分度圆直径为520mm 则模数为

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Ms?D2Z2?520?10 52经检验模数符合要求！根据d?m?z

d1?10?9?90 d2?10?52?520 (3)主，从动锥齿轮齿面宽b1和b2

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及刀尖圆角过小，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，轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。 b≦1／3La; b≤0.155D; b≦10m;

所以取b1?61，b2?56。

(4)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，噪声越低，而且轮齿的强度越高，?应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好，但?过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，而商用车选用较小的?值以防止轴向力过大，通常取35°。 (5) 螺旋方向

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

法向压力角大一些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及刀尖宽度过小，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮，乘用车的а一般选用14°30’或16°,商用车的а为20°或22°30’。这里取 а＝20°。

表3-3 主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸 项 目 主动齿轮齿数 从动齿轮齿数 端面模数 计 算 公 式 计 算 结 果 9 52 10mm z1 z2 m b b1?61mm 齿面宽 b2?56mm 11

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续表3-3 项 目 工作齿高 全齿高 法向压力角 轴交角 计 算 公 式 *hg?2ham计 算 结 果 15mm 16.66mm h?2ha*?c*m ?? ? 20? 90? d1?90mm d2?520mm ? 节圆直径 d?mz ?1?arctan节锥角 ?z1z2 ?1?9.26? ?2?90-?1 齿顶高 *ha?（ha?x）m?2?80.74? ha1?12.7215mm ha2?2.1285mmhf1?3.7719mm 齿根高 *hf=?ha?c*?x?mhf2?14.3649mm3.3.3主减速器锥齿轮材料的选择

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用

时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：

(1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。 (2)齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

(3)锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。 (4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

工程机械主减速器锥齿轮与差速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造， 主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%～1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生 塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。

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为改善新齿轮的磨合，防止其在余兴初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以提高耐磨性。

由以上介绍选择大、小锥齿轮的材料为20CrMnTi,其参数如下：

?b?1080MPa，?s?850MPa，硬度3.3.4主减速器锥齿轮强度的计算 锥齿轮弯曲强度验算

锥齿轮轮齿的齿根最大弯曲应力为：

217HBS。

??????Mmax?Kc??2??KsKm???????2????Kv???FZm??Jw??式中 ? —— 锥齿轮所受的最大弯曲应力，

Mmax —— 锥齿轮最大载荷作用下的扭矩，N .mm； Kc —— 超载系数，可取Kc?1； Kv—— 动载系数，7级精度，

v?

?dm1n160?1000?2.6ms，可取

Kv?1.05 ；

F —— 齿宽，mm，F = b；z —— 齿数；m —— 大端模数， s m = m ；

Ks —— 尺寸系数，反映材料的不均匀性与齿轮尺寸及热处理有关，一般当模数；

m?1.6时：Ks?4m?0.79

25.4K —— 载荷分配系数，小齿轮用跨置式支承，Km?1.00~1.10，取Km?1.05； J? —— 计算弯曲应力的系数，查得1J?1?0.22， J?2?0.175； 则

??1?3142400?120.79?1.05???616.6MPa1.0561?6?1020.22

??2?18409400?120.79?1.05???802.2MPa21.0556?37?100.175

需用弯曲应力为：曲强度合格。

????0.75??b?0.75?1080?810MPa，则

??1????1??????2?，?2 齿轮弯

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第四章 差速器设计

车辆在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不相等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。

差速器是个差速传动机构，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，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。差速器的结构广泛采用对称式圆锥直齿轮差速器，由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮(少数汽车采用3个行星齿轮，小型、微型汽车多采用2个行星齿轮)，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方。

本设计采用对称式圆锥直齿轮差速器。

4.1 对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理

图4-1 差速器差速原理

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r上的A、B、C三点的圆周速度都相等（图4-1），其值为?0r。于是?1=?2=?0，即差速器不起差

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?4自转时（图），啮合点A的圆周速度为?1r=?0r+?4r，啮合点B的圆周速度为?2r=?0r-?4r。于是

?1r+?2r=（?0r+?4r）+(?0r-?4r)

即 ?1+ ?2=2?0 （4-1） 若角速度以每分钟转数n表示，则

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n1?n2?2n0 （4-2）

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，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。式（4-2）还可以得知：①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；②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相同的转速反向转动。

4.2 对称式圆锥行星齿轮差速器的结构

普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图4-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图4-2所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。

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

4.3 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。

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4.3.1 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?3Mcmax

式中 ?—— 差速器球面直径，mm；

K?1.1~1.3K?—— 差速器球面系数，?，取1.2 ； Mcmax —— 差速器承受的最大扭矩，Mcmax?Mcmax2；

3则 ??1.2?1840940?147mm

4.3.2 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10 ~ 12 ，半轴多采用16 ~ 22 。为保证等强度，应使

Z半Z行?1.6~2.0；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?Z右半n?m

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。 （2）模数的确定

Z行10?arctan?29.05?Z半18?行?arctan齿轮的分锥角为：

；

?半?90?-?行?60.95?

d行???73.5mm2sin?行2Re?齿轮的外锥距为：则

d行???sin?行?71.38mm

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取为标准值，m = 7； 4.3.3压力角α

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。 4.3.4差速器部分的齿轮

表4-1差速器齿轮参数

d行m??7.138mmd半

项目 齿数 模数 分度圆直径 压力角 工作齿高 齿全高 齿顶高 齿根高 齿根角 根锥角 大端顶圆直径 齿宽 顶锥角 半轴齿轮 18 7mm 180mm 22.5° 11.2mm 12.516mm 3.78mm 8.736mm 6.91° 64.994° 186mm 30mm 64.994° 行星轮 10 7mm 100mm 22.5° 11.2mm 12.516mm 7.42mm 5.096mm 4.044° 25.006° 120mm 25mm 35.96° 4.4 差速器齿轮的强度计算

差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，它不像主减速器齿轮那样经常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度?n为

?M差??200??K0??KK?? ?n=?2Sm???bz???K??v??半??m

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0.6MmaxM差?n式中： M差—— 差速器收到的扭矩，N ×mm，

n—— 差速器行星齿轮个数，n = 4； b —— 齿宽，mm；

z半—— 半轴齿轮齿数；

J —— 综合系数，查图4-3得J = 0.26；

图4-3弯曲计算用综合系数

K ——尺寸系数，当m >1.6时，KS?4m25.4?0.725，则KS?0.725； Km—— 载荷再分配系数，可取Km?1.0；K0 —— 过载系数，K0?1.0；Kv —— 质量系数， Kv?1.0；

?18409400200?0.725?n?0.6?4?18?30?0.26?1.072?582MPa

半轴齿轮与行星齿轮材料选为20CrMnTi ，其极限应力为

?b?1080 MPa，

则 ??n??0.75?b?852MPa，则?n???n?，齿轮弯曲强度合格。

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第五章 驱动半轴的设计

驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴；对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅讲述半轴的设计。

5.1 结构形式分析

半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为牛浮式、3／4浮式和全浮式三种形式。 半浮式半轴(图5-1a)的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简单，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。 3／4浮式半轴(图5-1b)的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相似，只是载荷有所减轻，一般仅用 在轿车和轻型货车上。

全浮式半轴(图5-1c)的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上。理论上来说，半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形，由此引起的弯曲应力一般为5～70MPa。全浮式半轴主要用于中、重型货车上。在这里我们选择全浮式半轴。

图 5-1 半轴的形式

设计半轴的主要尺寸是其直径，在设计时首先可根据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较，大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况：

①纵向力X2（驱动力或制动力）最大时，其最大值为G2?，附着系数?在计算时取0.8，没有侧向力作用；

②侧向力Y2最大时，其最大值为G2?1（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数?1在计算时取1.0，没有纵向力作用；

G?gw?kd③垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为?2，其中gw为车轮对地面的垂直载荷，kd为动载荷系数，这时不考虑纵向力和侧向力的作用。 由于

车轮承受的纵向力X2，侧向力Y2值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有

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22G2??X2?Y2 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。

5.2 计算载荷的计算

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，一侧半轴会出现最大扭矩，两半轴齿轮1

1M2?M0?1?K?2

式中 M1—— 外侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N ×m； M2 —— 内侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩，N ×m；

M?Mmax2M0—— 差速器受到的扭矩，N ×m，0；

Mzmax?0.575M0?0.150.575MK—— 缩紧系数，K = 0.05 ~ 0.15，取为； max2M?0.425M0M?0.575M0则 1， 2 ，

则半轴传递的转矩为：?0.575?18409.4?10585.4 N?m 5.2.2 按附着极限决定的扭矩计算 由附着里决定的半轴受到的扭矩为：

Mz'max?K1?GM?PQ??rdi4?4?12

式中 GM —— 装载机自重（N ），GM =167000N ； PQ—— 额定载重量（N ），PQ = 50000N ；

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f —— 附着系数，轮式装载机f = 0.85 ~ 1.0，取0.9； rd—— 动力半径（m），rd = 0.65m i4—— 轮边减速器传动比，i4 = 4.4；

h 4—— 轮边减速器传动效率， h 4 = 0.96； 则

Mz'max2?0.65??167000?50000??0.9?0.651??9767.3N?m4.4?0.962

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。 则

'Mz?Mzmax?9767.3N?m

5.3 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：

d?3Mz0.196???

式中 Mz—— 半轴受到的扭矩，kg ×cm；

?????5000~6000?kgcm[t ]—— 许用扭转应力，半轴材料选用40Cr，则????5000kgcm取

则d?322 ，

97673， ?66.36mm0.196?5000圆整后取d = 70mm。

5.4 半轴强度验算

全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力如下：

???MZd3

16式中 Mz—— 半轴受到的扭矩，N ×mm；d —— 半轴杆部直径，mm；则半轴受到的扭矩为：??10410250?398MPa

??70316则t 在500 ~ 600MPa 范围内，半轴扭转强度合格，直径选择合适。

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第六章 轮边减速器设计

轮边减速器的功用是进一步降速增扭，满足整车的行驶和作业要求；同时由于可以相应减少主传动器和变速箱比，因此降低了这些零部件传递的扭矩，减少了它们的尺寸。

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。越野汽车为了提高离地间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动车辆和超重型载货车辆上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对汽车的总体布置很方便。一般工程车辆大都采用单排内、外啮合行星式轮边减速器，有两种方案： （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。为齿圈和太阳轮的齿数之比。 2）太阳轮主动（有半轴驱动）、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。

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：

i?1???1?zqzt

由i = 4.4，则

zqzt?3.4。

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：

zq?zxzt?zx?cos?qxcos?qx

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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，cos?tx?cos?qx。 故得zq?zt?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。本设计也采用角度变位，则对于角度变位的齿轮，行星齿数为：

zx?zq?zt2??zx

当?zq?zx?为偶数时, ?zx?-1； 当?zq?zx?为奇数时,；?zx?-0.5 6.2.3根据安装条件确定齿数的关系

行星轮数目一般为3～6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3～4个。本设计选行星轮数为3个。为使行星排个基本原件上所受径向力平衡，应使各行星轮在圆周上均匀分布

zq?zt或对称与旋转轴线分布。对于N个行星轮均匀分布，装配条件是：6.2.4 配齿计算

N?任意整数C

为使减速器尺寸尽可能小，应使太阳轮的齿数尽可能的小，一般为14～22，在这个区间内配齿，选用满足传动比和安装条件的齿数，并考虑相应的强度问题，最终选用：

zt?18,zq?60

60?18?1?20 2则根据同心条件得：zq?zt?42，则zx?6.2.5验算传动比

选择齿数后的传动比为：i'?1?zqzt?4.33

则

i?i'4.4?4.33?i???1.5%?4%i4.4，则齿数选择合适。

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6.3 初步计算齿轮的主要参数

6.3.1材料

太阳轮、行星轮均采用20CrMnTi，渗碳淬火，硬度58 ~ 62HRC ，

2??lim?1500Nmm，

22?Flim?380Nmm，??750NmmHlim加工精度6级；齿圈采用35CrMo，调质硬度217 ~ 259HB ，，?Flim?260Nmm2，加工精度7级。

6.3.2 由接触疲劳强度初算d

太阳轮分度圆直径为：dKt?KTd31KAH?KHP?1?2??d?Hlim? 式中KKd—— 算式系数，对于刚对刚配对的齿轮副，直齿轮传动

d?768Kd?720 ；

KA

—— 使用系数，KA?1.25；

KH?—— 综合系数， KH??1.9 ?KHP —— 计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数，可取1.2；

d—— 小齿轮齿宽系数，取0.8；

?zx—— 齿数比，

??zt

?Hlim—— 齿轮的接触疲劳强度N?mm2； 式中，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合。

dt?768?3976730?1.25?1.9?1.20.8?15002?1.1?11.1?96.7mm 取dt?100mm

6.4 啮合参数的计算

dtz?106.7模数为

m??5.93t18 ，取标准模数为6；

在两个齿轮啮合副t - x、q - x中，其标准中心距a 为

，斜齿轮传动

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11m?zt?zx???6??18?20??114mm22 11aqx?m?zq?zx???6??60?20??120mm22

aqx?atx 由此可见，两个齿轮副的标准中心距不相等，且有 。因此，该行星齿轮传动不

atx?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。 'a?aqx?114mma?atx根据各标准中心距之间的关系qx ，现选取其啮合中心距为作为各齿轮副的公用中心距值。

计算该行星传动的啮合参数见表6-1。

表6-1 行星传动啮合参数计算 项 目 中心距变动系数y 计 算 公 式 t - x齿轮副 q - x齿轮副 a'?ay?m yt?1 '?tx?23.8?yq?0 '啮合角? ?'?arccos?x???a?cos??'a?? '?qx?20? x变位系数和?x 齿顶高变位系数?y 重合度e z?inv?'?inv?2tan? ??x?tx?0.548?yt?0.046 x?qx?0 ?y?x??y ?yq?01??2??z1tan?a1?tan?'?'???z2tan?a2?tan????????? ?t?1.363 ?q?1.773 确定各齿轮的变位系数： t - x 齿轮副

在t - x 齿轮副中，由于太阳轮的齿数

atx?114mm?a'?120mmzt?18?zmin?17，

zt?zx?38?2zmin?34和中心距

。

由此可知，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位的正传动，即

x?tx?xt?xq?0，则太阳轮的变位系数为：

??z?zxt?0.5??x?tx?xt?x?tx??yt???0.08zx?zt??20?18???0.5??0.548???0.548?0.048???0.0820?18???0.3472

则行星轮的变位系数为：

xx?x?tx?xt?0.548?0.3472?0.2008

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q - x齿轮副 在q - x齿轮副中

zx?20?zmin?17，

zq?zx?40?2zmin?34和

aqx?120mm?a'。由此可知，

该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即

x?qx?xq?xx?0,则齿圈的变位系数为：

xq?xx?0.2008

6.5 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 xt?0.3472 xq?0.2008变位系数x xx?0.2008 xx?0.2008 分度圆直径 d?mz dt?100,dx?120 dx?120,dq?340 h?h*a1?a?x1??y?mhxt?6.9168h at?7.7952齿顶高 ? h*hqt?4.7952a2?ha?x??y?mhxt?6.9168 h?**f1?ha?C?x1?mhft?5.4168hfx?6.2595齿根高 h?*f2?ha?C*?x2? mhfx?6.2595 hfq?8.7048 da1?d1?2ha1dax?130 齿顶圆直径 dat?110 d?ddax?130 daq?330 a22?2ha2 df1?d1?2hf1 dft?87.6 dfx?107.6 齿根圆直径 df2?d2?2hf2 dfx?107.6 dfq?356.2 dbt?101.4868bx?107.125基圆直径 d b?dcos? d dbx?107.125 dbq?321.375

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续表6-2 项 目 公 式 t-x齿轮副 q-x齿轮副 d'11?2a'zz'2?z1 dt?110.9189 d'x?120节圆直径 d'?2a'z2d'x?117.0811d'q?3602z?z 21 ?at?34.8?齿顶圆压力角 ? ?ax?33.07? a?arccosdbda ?ax?33.07? ?aq?14.8? 27

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