200马力轮式推土机驱动桥设计说明书 - 图文

目 录

摘要 ....................................................... Ⅲ ABSTRACT ................................................... Ⅳ 第1章 概述 ................................................ 1 第2章 整机传动系方案设计 .................................. 2 第3章 驱动桥结构分析 ...................................... 11 第4章 主传动器设计 ....................................... 12

4．1 主传动器的结构形式 ....................................... 12 4．2 主传动器的基本参数选择与计算 ............................. 12 4．3 主传动器的轴承校核 ....................................... 28

第5章 差速器设计 ......................................... 28

5．1 差速器的差速原理 ......................................... 28 5．2 锥齿轮差速器的结构 ....................................... 28 5．3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 ........................... 30

第6章 驱动半轴的设计 ..................................... 37

6．1半轴的结构形式分析 ........................................ 37 6．2半轴的结构设计 ............................................ 37 6．3半轴的材料与热处理 ........................................ 38 6．4 全浮式半轴的强度计算 ..................................... 38

第7章 最终传动设计 ....................................... 46

7．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 ............................ 40 7．2行星齿轮传动的配齿计算 .................................... 40

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7．3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 ...................... 41 7．4行星齿轮传动强度计算及校核 ................................ 47

第8章 驱动桥壳设计 ....................................... 50

8．1 铸造整体式桥壳的结构 ..................................... 50 8．2 桥壳铸件结构设计时注意事项 ............................... 51 8．3 润滑 ..................................................... 52

第9章 各主要花键螺栓的选择与校核 .......................... 60

9.1 花键螺栓的选择校核 ........................................ 60 9.2 螺栓的选择与校核 ......................................... 52

结论 ....................................................... 57 参考文献 ..................................................... 致谢 ....................................................... 60 附录 外文翻译 ............................................... 62

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200马力轮式推土机驱动桥初步设计

摘要

本次设计内容为轮式推土机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，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 o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 推土机，驱动桥，设计

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Abstract

Design of 200-horsepower Wheel bulldozer drive axle

This design was a 200-horsepower wheel bulldozer 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 o Spiral bevel gear, the basic parameters and the calculation of geometry parameters for this type of gear 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 check 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 and a single row of slow form planetary for final drive.

Keywords: 200-horsepower , shovel loader , drive bridge , design

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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，保证内、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）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)齿轮及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。

机重17.0吨；最大爬坡度30°；前进最低车速：v1=0-10km/h,前进最高车速：v2=0-34km/h,倒档最低车速：vR=0-10km/h；倒档最高车速：vR=0-34km/h 参数（参考） 发动机：neH=2200r?p?m，NeH=162kw； MeH=765N?m/1500r?p?m；变矩器：单涡轮式； 轮胎：24.0-25或22.5-25

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第2章 整机传动系方案设计

此处的200马力轮式推土机采用的是液力机械传动，液力机械传动是一种采用变矩器与动力换挡变速器组合传动装置，以液力为工作介质，利用液体动能来传递能量，可随外阻力变化自动调整牵引力和速度的一种传动方式。其与机械传动相比有如下优点： 1.从使用上看，其换挡、换向操纵比机械传动系统的快速、轻巧，因而其单位循环生产率比机械传动型的高。

2.由于变矩器利用液体作为传递动力的介质，输入轴与输出轴之间无刚性的机械联系，因而减小了传动系及发动机零件的冲击载荷，提高车辆的使用寿命

3．能在规定范围内根据外界阻力的变化，自动进行无级变速，这不仅提高了内燃机的功率利用率，而且大大减少换档次数，降低驾驶员的劳动强度。

4.由于变矩器的自动变速能力，对于同样的变速范围，可减少变速箱的档位数，简化变速箱的结构。

虽然液力机械传动同时存在了诸如成本过高，维修困难等缺点，但是介于如上的优点和以人为本的原则我们在此处选用液力机械传动，由发动机传来对的动力经液力变矩器增大扭矩后传至与涡轮轴相连的齿轮Z1。

当速度操纵杆和换向操纵杆处于中间位置（即空档时齿轮Z2、Z3空转，因此车辆不动）。

当换向操纵阀处于前进位置，速度操纵杆处于低速档位置时，从操纵阀出来的压力油经管道和前进档端盖及离合器毂体轴向孔油道进入离合器活塞，活塞在压力油作用F、I两离合器的主从动摩擦片结合。

有输入齿轮Z1输入的动力，经齿轮Z2、Z6、Z7、Z8、Z9、Z10、Z11传给输出轴，带动前后驱动轮胎转动实现前进I档。

当换向操纵杆处于前进位置，速度操纵杆处于高速档位置时，与一档相同。压力油进入离合器活塞，使F、II两离合器的主从动摩擦片结合，动力经齿轮Z1、Z2、Z4、Z5、

Z8、Z9、Z10、Z11传给输出轴，使前后传动轴旋转，通过前后驱动轮胎转动，实现前进

两档。

倒退一档:由齿轮Z1输入的动力经齿轮Z3、离合器R，齿轮Z5Z4离合器I齿轮Z6、

Z7、Z8、Z9、Z10、Z11传给输出轴并带动前后传动轴转动，通过前后驱动桥驱动轮胎

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转动，实现倒退I档。

倒退II档：由齿轮Z1输入的动力经齿轮Z3、离合器I，齿轮Z5、Z4离合器II、齿轮Z8、Z9、Z10、Z11传给输出轴转动，通过前后驱动桥驱动轮胎转动，实现倒退两档。 此处设计的200马力轮式推土机采用定轴动力换挡，可实现不停车换挡，操纵轻便简单，换挡快，换挡时切断时间短。

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第3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、差速器及车轮传动装置（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，主传动器及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，被广泛用于各种工程机械上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对车辆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，使车辆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ZL10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。

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第4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，增大转矩，并将转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。

4．1 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。

4．1．1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。主减速器的破坏形式主要表现为主、被动锥齿轮齿轮崩坏，轴承损坏。从上述主要的损坏形式可知，主减速器齿轮由于推土机的工作环境较恶劣，土壤条件不好，使得其主要承受反复重载，固其主要的破坏形式为齿轮折断。所以主减速器齿轮的齿根处要保证较大的弯曲应力。从这个角度看选用双曲面齿轮传动较好，但是双曲面齿轮要用自己特种的润滑油，造价较高不适合与推土机使用且双曲面主动齿轮有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。轴承易破坏。固在此选用螺旋角为35?，压力角为22.5?的螺旋锥齿轮传动。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。齿轮的传动形式图4-1[4]

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图4.1 4．1．2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、轮边减速驱动桥和中央双级驱动桥，轮边减速驱动桥和中央单级、双极轮边减速驱动桥。在此选用中央单级、轮边减速驱动桥，这是因为在工程机械上，要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，其根据所分配的转动比可知其主传动比较小，同时相对与中央双级驱动桥，轮边减速驱动桥和中央单级、双极轮边减速驱动桥，其结构更简单。这时就需要将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、差速器及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、车轮和制动器较困难。

轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮。 4．1．3 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，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。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

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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、支承间的距离及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内，以尽量减小 c+b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b应接近于c，且距离 c+b 应不小于从动齿轮大端分度圆直径的70%。其支撑形式如图7-3所示

图7.3

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成的力矩

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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止推螺栓。当从动锥齿轮受载变形超过允许值0.25mm左右时，止推螺栓开始起作用，阻挡从动齿轮继续变形。 4．1．4主传动器的润滑

驱动桥零件所受的载荷较大，主减速器及其差速器的齿轮和它们的轴承都需要有良好的润滑，否则极易引起早期磨损。其中尤其注意主减速器主动锥齿轮的前轴承，该轴承距离油面及齿轮都很远，又有后轴承相隔。润滑条件极差，其润滑是不能靠润滑油的飞溅来实现，而必须采取加强润滑的专门措施。通常的办法是在从动齿轮的前端近主动锥齿轮处的主减速器壳处的内壁上设一专门的集油槽，后者将飞溅到壳体内壁上的部分润滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处。由于圆锥滚子在旋转时的泵油作用，使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端，所以在主动齿轮的前轴承的前面应有回油孔，使经过前轴承的润滑油在流回驱动桥壳中间的油盆中。这样，由于润滑轴承的进、出油孔畅通无阻，使润滑油得到循环，不但可使轴承得到良好的润滑、散热和清洗，而且可以保护前端的油封不被损坏。

4．2 主传动器的基本参数选择与计算

4．2．1主传动器计算载荷的确定[4] 螺旋锥齿轮计算载荷的确定 1）

按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大变速箱一档时从动大锥齿轮上的最大扭矩计算：

MTmax?i0?ik1??mMp2?

Z式中：Mp2 --------从动大锥齿轮计算转矩，N·M

MTmax ------发动机与液力变矩器共同工作时输出的最大扭矩 i0 --------驱动桥主传动比，已知i0=6.17 ik1 -------变速箱一档传动比 所以该推土机一档总传动比为：

rd?nTmaxi?1?0.377

VTmin

VTmin为一档时推土机的前进速度，由本次设计任务书可知VTmin=10 km/h

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dH rd为车轮的动力半径可由式：rd?0.0254[?(1??)?B]

2B 计算：

rd-----车轮动力半径，m d -----轮辋直径，英寸 H/B ---轮胎断面高宽比 λ-----车轮变形系数 B -----轮胎断面宽度，英寸

由本次设计任务书可知轮胎规格为：23.5—25（B—d），目前推土机广泛采用低压宽基轮胎H/B=0.5～0.7，取H/B=0.6。查相关资料可得λ=0.1～0.16，取λ=0.15。将其代入上式可得：rd=0.68 m

所以可求出iΣ1=51.785。

又因为iΣ1=ik1·i0·if if为最终传动的传动比，由本次设计任务书可知if=4.0～

4.5，初取if=4.3,。可求出ik1=2.349

ηm ------变矩器到主减速器的传动效率。ηm=ηk·η0 ηk为变速箱的效率取0.96，主减速器效率取η0=0.96。计算得ηm=0.92 Z ------驱动桥数，Z=2 所以可以计算出：Mp2=15200 N·M

此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算：

Mp215200Mp1???2995.33 N·M

i0?05.286?0.962）

按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即：

Ga?rdM?p??

if?f

式中： Ga --------满载时驱动桥上的载荷（水平地面）

φ --------附着系数，轮式工程车辆φ=0.85～1.0，履带式工程车辆φ=1.0～1.2，所以取φ=0.9

rd --------驱动轮动力半径，前面已求出rd=0.622

if --------从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比）初取if=4.5 ηf --------轮边减速器的效率，行星传动通常取0.98（车辆底盘构造与设计 林

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慕义 张福生 P243 表2-3-1）

由本次设计任务书可知：车辆工作质量为17.0t 所以 Ga=17000×9.8=166600 N 即可求出：M?p??Ga?rd211700?0.9?0.622??28122.84 N·M if?f4.3?0.98因为推土机满载时的桥荷分配为前桥64.8％，故该条件下从动锥齿轮的最大扭矩为： Mp??M?p??64.8%?28122.84?64.8%?18224 N·M

计算中取以上两种计算方法中较小值作为从动直齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以该处的计算转矩：

M2max=Mp2=15200 N·M M1max=Mp1=2995.33 N·M

3)按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷

轮式推土机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是困难的，只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式推土机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式确定计算转矩： Mf2?Ga?rd(f?sina) （N·M）

Z?if??f式中：f ------道路滚动阻力系数。f=0.020～0.035，取f=0.03 sina -----坡道阻力系数，sina=0.09～0.30,取sina=0.25 所以Mf2?Ga?rd(f?sina)211700?0.622?(0.03?0.25)??4466 N·M

Z?if??f2?4.3?0.96主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为： Mf1?

4．2．2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z1和z2，从动锥齿轮大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角?、法向压力角?等。 1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：

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Mf24466??880.08 N·M i0?05.286?0.96太原科技大学毕业设计（论文）

1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

2）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z1一般不小于6。 4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。 根据以上要求参考表2-4-1[4]，取z1=6,z2=37，z1+z2=43〉40 2.从动锥齿轮大端分度圆直径d2和端面模数mt的选择

对于单级主减速器，从动锥齿轮的尺寸大小除影响驱动桥壳的离地间隙外，还影响差速器的安装。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。

d2可根据经验公式[4]初选，即

d2?KD23Mmax （4-3）

式中，d2——从动锥齿轮大端分度圆直径，mm

KD2——直径系数，一般取2.8～3.48

Mmax ——从动锥齿轮的计算转矩，N?cm

所以 d2=（2.8～3.48）17318=（335～419）mm 初选d2=380mm 则m=d2/z2=380/37=10.5 主动锥齿轮d1?mz1?63mm 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。

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节圆直径 啮合角 中心距变动系数 齿顶高变动系数 齿顶圆压力角 重叠系数 cos?d??d cos?wtx 'dx?80.46 dt'?47.54 0.65 0.12 ?wtx 25.93o ytx ???x?tx?? db?a?arccos da1?tx?[z(tant?at?tan?wtx)? 2?z(tanx?ax?tan?wtx)]?at?46.15? 2.741

表10.2 x-q 啮合传动几何尺寸 （长度： mm)

名称 变位系数 齿顶高变动系数 分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 标准中心距 实际中心

公式代号 χ 行星轮（x） 齿圈（q） xx?0.55 0.68 xq?0.40 ???x?xq?? d?mz db?dcos? dx?88 dbt?43 dq?207 dbq?194 ha?(h*a????xq)m hax?5.74 haq?2.52 hf?(ha?c?x)m ** hfx?2.45 hfq?2.96 daq?211.30 dfq?200.58 da?d?2ha dax?99.47 df?d?2hf dfx?83.10 a?xq 64.74 64 46

axq 太原科技大学毕业设计（论文）

距 啮合角 节圆直径 ?wxq cos??d?d cos?wxq'dx?80.46 18.65o 'dq?92.23 中心距变yxq 动系数 db?a?arccos齿顶圆压 da力角 1[z(tanx?ax?tan?wxq)?重叠系数 ?xq?2? -0.1456 ?at?63.81? 1.855 z(tanq?aq?tan?wxq)]

7．4行星齿轮传动强度计算及校核

行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，并考虑多个行星轮同时和太阳轮啮合时，载荷分布不均匀的影响。 7．4．1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核

?F?

KFtYFaYSaY?YB [3] （7-8）bm式中：K——载荷系数，K?KAKVK?K?；

KA——使用系数，KA取1.25； Kv——动载系数，Kv取1.0；

K?——齿间载荷分配系数，K?取1.2； K?——齿间载荷分布系数，K?取1.5； Ft——作用在齿轮上的圆周力，Ft??Mpnrt；

Mp——平均载荷，式（7-2）所得取596437N.mm；

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?——圆周力修正系数?，当采用三个行星轮时??1.15； n——行星轮数目，此处取n=3；

rt——太阳轮节圆直径，rt=21.38 mm；

b——齿宽，mm； m——模数，mm；

YFa——外齿轮齿形系数，由陆凤仪《机械设计》图8-17所得；

YSa——外齿轮应力修正系数，由陆凤仪《机械设计》图8-18所得；

Y?——计算弯曲强度重合系数，Y?=0.25+

0.75?=0.52

YB——计算弯曲强度螺旋角系数，YB=1.0

?F?KFt1.25?1?1.2?1.5?1.15?596437YFaYSaY?YB??4.0261?1?0.52?139.943MPa bm41.8?3.5?3<400MPa

7．4．2接触疲劳应力校核?Hp 许用接触应力可按下式计算，即

?Hp=ZEZHZ?ZBKFt??1 （7-9)

bdt?式中：ZE——弹性影响系数，对于钢材去189.8MPa；

ZH——节点区域系数，ZH?2?2.158 ；

cos2??tan?tx4??tx?0.959； 3Z?——重合系数，对于直齿轮Z??ZB——螺旋角系数，对于直齿轮取1；

?——传动比，??Zx； ZtK,Ft——如式（10-8）所示；

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?Hp=ZEZHZ?ZB=1171.85MPa<1200MPa

KFt??11.5?9616.197?2.6923??2.158?0.959?1?189.8??

bdt?41.8?52?1.623?弯曲应力及接触应力均满足条件。

49

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第8章 驱动桥壳设计

驱动桥壳的主要功用是支承车辆质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。

驱动桥壳应满足如下设计要求：

① 应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常，并不使半轴产生附加弯曲应力；

② 在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性； ③ 保证足够的离地间隙； ④ 结构工艺性好，成本低；

⑤ 保护装于其中的传动系统部件和防止泥水浸入； ⑥ 拆装，调整，维修方便。

根据装载机的共况条件，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。 8．1 铸造整体式桥壳的结构

通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41°C）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲击值。为了进一步提高其强度和刚度，铸造整体式桥壳的两端压入较长的无缝钢管作为半轴套筒，并用销钉固定。如图7-1所示，每边半轴套管与桥壳的压配表面共四处，由里向外逐渐加大配合面的直径，以得到较好的压配效果。钢板弹簧座与桥壳铸成一体，故在钢板弹簧座附近桥壳的截面可根据强度要求铸成适当的形状，通常多为矩形。安装制动底板的凸缘与桥壳住在一起。桥壳中部前端的平面及孔用于安装主减速器及差速器总成，后端平面及孔可装上后盖，打开后盖可作检视孔用。

另外，由于车辆的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。

50

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，它综合考虑了齿形系数。 J——计算弯曲应力的综合系数（或几何系数）

载荷作用点的位置、载荷在齿间的分布、有效齿面宽、应力集中系数及惯性

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J＝0.225，大齿轮J＝0.195.

图4-5 弯曲计算用综合系数J

按上式?1?2?103?3121.7?1?0.81?121?71?6?10.52?0.225＝478.5N/mm< 700 N/mm2 ?2?2?103?19261?1?0.81?11?65?37?10.52?0.195 = 603.5 N/mm2<700 N/mm2

所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 (2) 轮齿的表面接触疲劳强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为

?PK01c3Kmc9C?c0K N/mm2 (4-8)

vbdI

21

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式中：P——作用在轮齿中点上的圆周力，P?2Mpiz?zD平；

12 c0——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取234N/mm; K0，Kv，Km——见式(7-7)下的说明；

c3——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，

可取1.0；

c9——表面质量系数与光洁度，决定于齿面最后加工的性质（如铣齿，磨齿等），

即表面粗糙度及表面覆盖层的性质（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

I——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

曲率半径、载荷作用的位置、轮齿间的载荷分配系数、有效尺宽及惯性系数的因素的影响，对轴交角为90?、压力角??22.5?、螺旋角??35?用插入法综合图7.7[1]、图7.8[1]选取I=0.115.

图7.7 ??90?，??20?，??35?的弧齿锥齿轮的几何系数

22

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?图7.8 ??90，??25，??35的弧齿锥齿轮的几何系数

??

其中 P?2Mpiz?zD平=

2?3121.7?20.0

6.17?0.96?52.6按上式?C?c0PK01c3Kmc920.0?1?1?1?1?1?1033=1459 N/mm2?10?2341?71?53.6?0.115KvbdI〈 1750 N/mm2

故主传动器的接触疲劳强度满足强度要求。

4．3.主减速器轴承的计算

1.主传动轴承的计算 ①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：

2Mf2P2?Dj

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式中：Mf2----大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知Mf2=4169 N·m Dj-----大锥齿轮平均分度圆直径，Dj?d2?b2sin?2?324.3 mm 所以：P2?25710 mm

主动小锥齿轮上的切向力：P1?P2所以：P N 1?P2?25710 2）轴向力Q

cos?1 ?1??2?35o

cos?2 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）

Q1?P1(tan?sin?1?tan?cos?1)cos?tan22.5??25710(sin9.2??tan35?cos9.2?)?cos35

?19848N b)前进时从动锥齿轮螺旋向方向为右旋，轴为顺时针方转动

Q2?P2(tan?sin?2?tan?cos?2)cos?tan22.5? ?25710(sin80.8??tan35?cos80.8?) ?cos35?9949.8N3）径向力R

R1?Q2?9949.8N R2?Q1?19848N

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。 ②轴承的初选及支承反力的确定

推土驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，如图

24

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图3-4 主减速器轴承的布置尺寸

根据轴的结构尺寸，按所选轴承寿命尽可能相等的原则，初选轴承的型号如下： 轴承A、B为型号相同的圆锥滚子轴承，初选为31311 轴承C为圆柱滚子轴承，初选为N2036E 图中 a=124 mm，b=72 mm，c=52 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。 轴承A、B、C上的总支反力由下式计算： NA?NB?1(P1c)2?(R1c?Q1rj)2 2a NC?1(P1b)2?(R1b?Q1rj)2 a式中：rj-----小锥齿轮平均分度圆半径. rj=26.3mm 把各参数代入公式得：NA?NB?5390N NC?17916N

2.轴承寿命的计算 1）轴承A、B的寿命计算

查成大先《机械设计手册》[5]根据GB/T 297-1994查得轴承的性能参数为： 31311 ：Cr?130 KN ；Y=0.7； e=0.83 N2036E：Cr?70KN

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M计——计算转矩，差速器承受的最大扭矩（公斤.毫米），按最大输入扭矩计算，

有式（7-1）所得.

根据上式??K?3M计=137.1mm

A0??0.98~0.99???2[7] （8-4）

式中：A0———节锥距，mm.

A0??137.1?68.6 mm =

223.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16～22，行星齿轮齿数多采用10～12半轴齿轮与行星齿。

差速器的各个行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z2L，z2R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轮的轴线周围，且为偶数，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：

z2L?z2R?In[10]

（8-5）

式中：z2L，z2R——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，z2L=z2R n——行星齿轮数目； I——任意整数。

在此z1=11，z2=20 满足以上要求。

4.差速器圆锥齿轮模数及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?1，?2 ?1?arctanz111=arctan=28.8°, ?2?90???1?61.2?

20z2再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m m=

31

2A02?68.6sin?1==sin28.8?=6.0 取m=6.5 z111太原科技大学毕业设计（论文）

得d1?mz1?6.5?11=71.5mm

d2?mz2=6.5×20=130mm

5.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为20°的少，故可以用较大的模数以提高轮齿的强度。在此选22.5°的压力角。

6. 行星齿轮安装孔的直径?[19]

及其深度L

[19]

行星齿轮的安装孔的直径?与行星齿轮轴的名义尺寸相同，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：

M0?103L?1.1? L??1.1??

??c??nl2??M0?103 （8-8）

1.1??c?nl 式中：M0——差速器传递的转矩，N·m；在此取19261 N·m n——行星齿轮的数目；在此为4

l——如图（8-3）所示，行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm， l≈0.5d'2， d'2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d'2≈0.8d2；

??c?——支承面的许用挤压应力，在此取69 MPa

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图8.4 差速器行星齿轮的安装孔的直径?及其深度L

'根据上式 d2?0.8?130=104 mm, l=0.5×104=52 mm。

??M0?1031.1??c?nl19261?103=35 mm L?1.1??1.1?35?38.5mm

1.1?69?4?525．3．2差速器齿轮的润滑

在设计中，要考虑有足够的润滑油能流进差速器，以保证其摩擦表面有良好的润滑，为此有专门的油匙。

5．3．3差速器齿轮的几何计算[7]

表8.1 差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表 序号 1 项目 行星齿轮齿数 半轴齿轮齿数 模数 齿面宽 工作齿高 全齿高 计算公式 z1≥10，应尽量取最小值 计算结果 z1=11 2 3 4 5 6

z2=16～22，且需满足式（3-4） z2=20 m b=(0.25～0.30)A0;b≤10m hg?1.6m h?1.788m?0.051 33

m=6.5 21 10.4mm 11.673mm 太原科技大学毕业设计（论文）

7 8 9 压力角 轴交角 节圆直径 ? ? d1?mz1； d2?mz2 22.5° 90° d1?71.5mmd2?130mm 10 节锥角 ?2?arctanz2，?1?90???2 z1 ?1=28.8°?2?61.2? 11 节锥距 d1d2 A0??2?sin?12?sin?2A0=68.6mm 12 13 周节 齿顶高 t=3.1416m ha1?hg?ha2t=20.41mm ha1=6.89mm ha2?k?m14 齿根高 hf1=1.788m-ha1;hf1=1.788m-ha2 ha2=3.51mm hf1=4.732mm; hf1=8.112mm 15 16 径向间隙 齿根角 c=h-hg=0.188m+0.051 hf2hf1;?2?arctan?1 ?1=arctanA0A0c=1.273mm ?1=3.9°; ?2=6.7° 17 面锥角 ?o1??1??2；?o2??2??1 ?o1=35.5°?o2=65.1° 18 根锥角 ?R1??1??1；?R2??2??2 ?R1=24.9°?R2=54.5° 19

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齿侧间隙 B B=0.15mm 太原科技大学毕业设计（论文）

5．3．4 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，由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有当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，而对于疲劳寿命则不予考虑。 轮齿弯曲强度?w为 ?w?2?103M差K0KsKmKvbz半m2JMPa[10] (4-6)

式中：M差——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩（N.m） M差?M计?0.6i行

式中：M计——计算扭矩，由式（7-1）所得； i行——差速器行星齿轮数目，i行=4； z半——半轴齿轮齿数； m——齿轮模数；

Kv——质量系数，对于装载机驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向 跳动精度高时，可取1.0;

Ks——尺寸系数，当m?1.6时，Ks?4m?0.711 25.4Km——载荷分配系数，Km取1.0；

J——计算装载机差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图8.5[10]可查得J=0.226

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图8.5 弯曲计算用综合系数 根据上式?w?2?103M差K0KsKmKvbz半m2J2?103?260.925?1?1?0.609?685.515MPa 〈980 =MPa

1?11.006?16?3.52?0.215所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。 5．3．5差速器齿轮的材料

差速器齿轮与主传动器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo和20CrMo等，由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺被广泛应用。

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第6章 驱动半轴的设计

驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。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。由于轮式推土机采用非断开式驱动桥，所以采用半轴传动。

6．1半轴的结构形式分析

半轴根据其车轮端的支承方式不同，可分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种形式： 半浮式半轴的结构特点是，半轴外端的支承轴承安装在半轴套管外端的内孔中，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，一般只用于轿车和轻型商用车上。

3/4浮式半轴安装结构特点是半轴的外端只用一个轴承装在半轴套管的外端部，并直接支承着车轮的轮毂，该形式的半轴除承受转矩之外，还要承受车轮侧向力产生的弯矩，一般用在轿车和轻型货车上。

全浮式半轴的安装结构特点是半轴外端的凸缘用螺栓与轮毂相连接，而轮毂又有两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。理论上，此时半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受转矩，外端承受全部弯矩。但驱动桥壳的变形、轮毂与差速器半轴齿轮的不同心以及半轴波兰平面相对于其轴线不垂直等原因均可能引起半轴的弯曲变形，这类弯曲应力一般为5～70N/mm2。全浮式半轴广泛用在中、重型货车上及工程车辆上。

在此处设计中采用的是全浮式的半轴。

6．2半轴的结构设计

在半轴的结构设计中，半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便在半轴各部分达到基本等强度。为了使花键内径不小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部作得粗些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键的齿数必须相应地增加。半轴的强度，特别是它的花键的强度与它的疲劳强度极限的关系比与它的强度极限的关系更为密切。交变载荷能使半轴的疲劳强度大为降低，因此提高半轴疲劳强度的重要方法之一，是使半轴不受弯曲力矩的作用。半轴的破环形式多为扭转疲劳破环，因此在结构设计在应尽量增大过渡部分的圆角半径，这对减小应力集中是很有效的。

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6．3半轴的材料与热处理

关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、35CrMnSi、42CrMo等，近年来推广我国研制出的新钢种如40MnB等作为半轴材料，效果很好。例如：采用40MnB经高频淬火处理的半轴，静强度超过用40Cr制造并调质处理的半轴，其扭转屈服极限超过了784MPa。由于采用准确控制工艺要求的感应（高频、中频）淬火以及喷丸处理、滚压半轴突缘根部过渡圆角等先进工艺，半轴的疲劳强度可以大大提高，因此不用合金钢制造的半轴日益增多。综上，此设计中，采用的是40MnB。

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为HB388-444。近年来采用高频、中频等感应淬火日益增多。这种处理方法能保证半轴表面有适当的硬化层。由于硬化层本身的强度较高，加之在半轴表面形成大的残余压应力，因此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更为显著。

6．4 全浮式半轴的强度计算

验算其扭转应力?：

在推土机工作时，由于路面条件恶劣，为了当在一侧驱动轮在地面上打滑时，大部分转矩或全部转矩传给不打滑的驱动轮，以利用这一侧的驱动轮的附着力产生较大的牵引力使车辆继续前进工作，将差速器用差速器锁锁止，此时差速器不起作用。 初选半轴杆部直径d=26 mm ??T[10]

?16 （6-4）

d3 式中：T——半轴的计算转矩，N·m在此取11556600N·mm； d——半轴杆部的直径，mm。 根据上式?＝

11556.6?103?16＝532 MPa< ???=(490～588) MPa

?483所以满足强度要求。

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第7章 最终传动设计

最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，其功用是进一步降速增扭，满足整车的行驶和作业要求；同时降低主减速器与变速箱的速比，因此降低了这些零部件传递的转矩。在本次设计中，最终传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+α（α为齿圈和太阳轮的齿数之比），可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸。

图7.1 轮边减速装置 1- 太阳轮；2-半轴；3-行星轮；4-行星架；5-内齿圈；6-半轴套管 图7.1所示为推土机的最终传动，动力通过半轴传递给太阳轮1，内齿圈5有花键固定在半轴套管6上，它是固定不动的，太阳轮就通过行星轮带动行星架4旋转，驱动轮毂通过螺栓与行星轮架相连，这样半轴上的扭矩通过行星减速器传递到驱动轮上。

为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行星齿轮对太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。

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7．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 根据前述分配传动比if?3.67用查表法查表9.2-4[1]得

定义太阳轮为Zt，行星轮为Zx，齿圈为Zq，行星轮数目nw。

Zt?18 ，Zx?20 ，Zq?48，nw=3。

7．2行星齿轮传动的配齿计算

7．2．1传动比的要求——传动比条件

即 if?1?ZqZt

可得 if?1?ZqZt=1+48/18=4.67

所以中心轮t和内齿轮q的齿数满足给分配传动比的要求。

7．2．2保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同心条件

太阳轮与行星轮的中心距Atx 和齿圈与行星轮的中心距Aqx 应相等，称为同轴条件。 则有Zq?Zt?2Zx

因为Zt?18 ，Zx?20 ，Zq?48 所以满足条件。

7．2．3 保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件

⑴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，降低了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。故此次设计行星轮数目nw=3

⑵保证个行星轮能均布地安装与两中心齿轮之间，为此，各齿轮齿数与行星轮数目nw，必须满足装配条件。对于三个行星轮均匀分布的单行星排，行星轮的夹角为件为

2?，装配条3Zq?Ztnw?整数C

经计算后

Zq?Ztnw=（58+18）/4=19

满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。 7．2．4保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件

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派生轴向力：SA?NA5390??3850N 2Y2?0.7 SB?SA?3850N 轴承轴向力：

因为轴承B被“压紧”，轴承Ａ“放松”，小锥齿轮所受的轴向力由轴承Ｂ承受，轴承Ａ只受它自身的派生轴向力。 所以A、B轴承的轴向力分别为： FA?SA?3850N FB?Q1?SB?23698N

因为A、B为型号相同的轴承，而轴承B受力较大，所以只计算轴承B的使用寿命 对轴承B： 由于

FB??e?0.83 RB径向动载系数??0.4，轴向动载系数Y=0.7 所以当量动载荷为：P?(XNB?YFB)?1.2?22494N N 主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：n?neH iBik1式中：neH----发动机标定转速，由设计任务书可知neH?2200 r/min ik1----- 一档时变速箱传动比，ik1?3.63

iB-----额定工况下液力变矩器的传动比，ib?0.85 所以主动小锥齿轮的转速为：n?neH?713 r/min iBik1106Cr10()3 轴承寿命可用下式进行计算：Lh?60nP把各参数代入公式得：

106Cr3 Lh?()?5773h

60np10

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2)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

P?Nc?17916N N

106Cr3其寿命为：Lh?()?2372 h

60np10所以符合要求

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第5章 差速器设计

推土机在行驶过程中左，右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等。例如，转弯时内、外两侧车轮行程显然不同，即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮；推土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及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，推土机左、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。

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。

5．1 差速器的差速原理[4]

图5.1 差速器差速原理

如图5-1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?0；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为?1和?2。A、B两点分别为行星齿轮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r上的A、

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B、C三点的圆周速度都相等（图3-1），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 （8-1） 若角速度以每分钟转数n表示，则

n1?n2?2n0 （8-2） 式（8-2）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。因此在车辆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（8-2）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 锥齿轮差速器的结构

在目前轮式推土机结构上，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，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。

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图8.2 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 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及主动齿轮导向轴承座的限制。 4．3．1差速器参数的确定

推土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。

1.行星齿轮数目的选择

轮式推土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RB的确定

球面半径RB可按如下的经验公式[10]确定：

??K?3M计mm (8-3) 式中：?——球面半径，mm;

K?——行星齿轮球面半径系数，1.1-1.3；

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