ZL40鉸接式裝載機(jī)帶輪邊減速驅(qū)動橋設(shè)計說明

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1、 . . . 第1章 概述 驅(qū)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(qū)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(jī)轉(zhuǎn)矩通過主傳動器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大扭矩。（2）通過主傳動器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。（3）通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向，將動力合理的分配給左、右驅(qū)動車輪。（4）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(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)滿足如下基本要求： 1）選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃

2、油經(jīng)濟(jì)型。 2）差速器除了保證左、右驅(qū)動車輪差速滾動外，還能將轉(zhuǎn)矩連續(xù)平穩(wěn)的傳遞給驅(qū)動輪。 3）當(dāng)左、右驅(qū)動輪與路面的附著條件不一致時，能充分的利用汽車的驅(qū)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(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。 7）具有足夠的強(qiáng)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(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 8）與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動協(xié)調(diào)。 9）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝好，制造容易，維修、調(diào)整方便。

3、 第2章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)分析 驅(qū)動橋的類型有斷開式驅(qū)動橋和非斷開式驅(qū)動橋兩種。 驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關(guān)。當(dāng)車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應(yīng)為非斷開式，即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)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(dāng)采用獨立懸架時，為保證運(yùn)動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應(yīng)為斷開式。這種驅(qū)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(cè)驅(qū)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，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。 1.非斷開式驅(qū)動橋 非斷開式驅(qū)動橋，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可

4、靠，被廣泛用于各種載貨汽車上。由于整個驅(qū)動橋都是簧下質(zhì)量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。 圖2-1 非斷開式驅(qū)動橋 1-主減速器 2-套筒 3-差速器 4、7-半軸 5-調(diào)整螺母 6-調(diào)整墊片 8-橋殼 2.斷開式驅(qū)動橋 斷開式驅(qū)動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧載質(zhì)量，提高了行駛平順性。斷開式驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器與其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪裝置采用萬向節(jié)傳動（見圖2-2）。為了防止運(yùn)動干涉，應(yīng)采用滑動花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機(jī)構(gòu)。 圖2-2 斷開式驅(qū)動橋

5、3.特點與應(yīng)用 非斷開式驅(qū)動橋： 結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易，廣泛應(yīng)用于各種載貨汽車、客車與工程機(jī)械上。但整個驅(qū)動橋均屬于簧下質(zhì)量，對汽車平順性和降低動載荷不利。 斷開式驅(qū)動橋： 結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，但它大大增加了離地間隙；減小了簧下質(zhì)量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動車輪與地面的接觸情況與對各種地形的適應(yīng)性較好，大大增加了車輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計得合理，可增中汽車的不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應(yīng)用

6、相當(dāng)廣泛。 由于要求設(shè)計的是ZL40輪式裝載機(jī)的驅(qū)動橋，要設(shè)計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)與非獨立懸架相適應(yīng)，因此，在此選用非斷開式驅(qū)動橋。 第3章 主傳動器設(shè)計 主傳動器的作用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，以與當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。 3. 1 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主要根據(jù)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。 3. 1. 1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

7、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)的轉(zhuǎn)向另一端；另外，由于輪齒斷面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，所以工作平穩(wěn)，制造業(yè)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。 3. 1. 2主傳動器的減速形式 驅(qū)動橋按其減速形式分主要有三種：中央單級減速驅(qū)動橋，中央雙級減速驅(qū)動橋和中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。在此選用中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋，這是因為在重型裝載機(jī)上，要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，這是就需要將雙級主減速器中的第二級減速齒輪機(jī)

8、構(gòu)制成同樣的兩套，分別安裝在兩側(cè)驅(qū)動車輪的近旁，即成為輪邊減速器。這樣不僅使驅(qū)動橋中間部分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(qū)動橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 輪邊減速器采用單行星排直齒圓柱齒輪。 3. 1. 3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(zhì)量、裝配調(diào)整與軸承、減速器殼的剛度有關(guān)外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。 （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。再次選用跨置式支承。跨置

9、式支承結(jié)構(gòu)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(fù)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(cè)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。但主傳動器殼上必須有支承齒輪小端一側(cè)的軸承座，使殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本高。齒輪小端一側(cè)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 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2-1示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向，以減少尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼

10、體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應(yīng)是c等于或大于d。 圖3-1 從動錐齒輪支承形式 3. 2主減速器錐齒輪設(shè)計 3.2.1錐齒輪載荷的確定 （1）錐齒輪的最大載荷 （a）按從發(fā)動機(jī)通過變矩器傳來的最大靜力矩（N·m）計算： Mmax=K0MAiη[1]16-1(3-1) 式中 K0——變矩器最大變矩系數(shù)； MA——當(dāng)液力變矩器傳動比為零時，變矩系數(shù)最大時，由發(fā)動機(jī)與液力變矩器共同工作匹配工況點所決定的發(fā)動機(jī)扭矩值，采用全功率方案匹配時，MA =Me； Me——發(fā)

11、動機(jī)額定扭矩，偏安全設(shè)計可取最大扭矩，則Me=750N·m； i ——從變矩器渦輪至計算零件的傳動比； η——從變矩器渦輪至計算零件的傳動效率； 則驅(qū)動橋主傳動器主、從動錐齒輪所受的最大靜力矩如下： Mmax1=K0K1MA i1ikη1ηk1η2[1]16-4 (3-2) Mmax2=K0K1MA i1iki3ηiηk1η2η3[1]16-4 (3-3) 式中 K0——變矩器最大變矩系數(shù)，參考同類機(jī)型取4.1

12、3； K1——考慮驅(qū)動橋數(shù)和載荷分配系數(shù)，（0.6~0.75），根據(jù)任務(wù)書K1=0.695； MA——同上； i 1 ——分動箱傳動比，i1=1; iK1 ——變速箱前進(jìn)一檔傳動比，iK1=2.692; i3 ——主傳動比，根據(jù)經(jīng)驗，主傳動比i3<3.6~6.87,試取i3=6.16; η1 ——分動箱傳動效率，一般每對齒輪傳動效率按0.98計算，取0.98； ηK1——變速箱一檔時的傳動效率，一般每對齒輪的傳動效率按0.96計算， ηK1=0.96； η2 ——萬向傳動軸效率，

13、一般取0.98； η3 ——主傳動器傳動效率，一般為0.95； 則由上式可得大、小錐齒輪的最大扭矩為： Mmax1=4.13×0.695×750×1×2.692×0.98×0.96×0.98=5343 N·m Mmax2=4.13×0.695×750×1×2.692×6.16×0.98×0.96×0.98×0.95=31280 N·m (b)按附著條件計算最大靜扭矩（N·m）； （3-4）

14、 （3-5） 式中 GM——裝載機(jī)自重（N），GM=120000N； PQ——額定載重量（N），PQ=40000N； φ——附著系數(shù)，根據(jù)任務(wù)書φ=0.8； rd——動力半徑（m）,計算公式如下： rd =0.0254[d/2+H/B×（1-λ）×B] 式中 d ——輪輞直徑（英寸），對于型號16-24的輪胎，d=24inch; H/B——高寬比，對于寬基或超寬的輪胎，H/B=0.5~0.7，取0.6； B——輪胎斷面寬度（英

15、寸），對于16-24的輪胎，B=16inch； λ——變形系數(shù)，=0.1~0.16，取0.13； 則rd =0.0254[24/2+0.6×（1-0.13）×16]=0.51m i5——主減速器傳動比，i5=6.16; i4 ——輪邊減速器傳動比，由橋總傳動比i總=19.9,i5=6.16,故i4=3.23; η3 ——主減速器傳動效率，η3=0.95； η4 ——輪邊減速器傳動效率，η4=0.96； 其他參數(shù)同上； 則 M′max1= [0.695×(120000+40000)×0.8

16、×0.51]/[6.16×3.23×0.95×0.96]=2500.3 N·m M′max2= [0.695×(120000+40000)×0.8×0.51]/[3.23×0.96]=14631.6 N·m 取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩，帶入經(jīng)驗公式來選擇主要參數(shù)。在強(qiáng)度計算只能用來驗算最大應(yīng)力，不能作為驗算疲勞強(qiáng)度的依據(jù)。 則大、小錐齒輪所受的最大扭矩為： Mmax1= M′max1=2500.3 N·m Mmax2= M′max2=14631.6 N·m （2）平均載荷作用下錐齒輪收到的平均

17、扭矩（N·m） 對錐齒輪的疲勞強(qiáng)度計算，應(yīng)以經(jīng)常作用的載荷為依據(jù)。其所受的計算載荷，即受外部載荷變化的影響，又受到因產(chǎn)生的動載荷的影響，同時與進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算時的最大力矩如何確定也有關(guān)。而齒輪重疊系數(shù)對計算載荷的影響又是與齒輪制造精度和同時嚙合的齒對之間的載荷分配有關(guān)的一個相當(dāng)復(fù)雜的問題。 我們認(rèn)為把這些影響反應(yīng)到疲勞強(qiáng)度計算載荷中去較合適。即在實際計算中，用平均載荷作為計算載荷，考慮以上影響，用一個假想的小于最大載荷的值來進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算。實際上用綜合影響系數(shù)K值把短時最大載荷轉(zhuǎn)換為疲勞強(qiáng)度計算時的計算載荷。即： M平=K·Mmax[1]16-11

18、 （3-6） 式中 M平——錐齒輪所受的平均載荷（N·m）； K——綜合影響系數(shù)，其計算公式如下： K=K外K大K動K重[1]16-21 （3-7） K外——外載荷變化的影響； K動——動載荷的影響； K大——按疲勞強(qiáng)度計算時的最大力矩與短時過載時最大力矩不同所

19、產(chǎn)生的影響； K重——齒輪重疊系數(shù)的影響； 這四個系數(shù)的具體計算方法見文獻(xiàn)[1]16.3的相關(guān)介紹，在本說明書中不予計算，對于輪式裝載機(jī)來說，K值一般等于或小于0.5，取0.5； Mmax——錐齒輪所受的最大載荷（N·m），取按發(fā)動機(jī)最大扭矩計算和按地面附著條件計算的最大載荷中的較小值； 則大、小錐齒輪驗算疲勞強(qiáng)度的平均載荷為： M平1=0.5×2500.3=1250.2 N·m M平2=0

20、.5×14631.6=7315.5 N·m 3.2.2錐齒輪主要參數(shù)的計算 （1）主從動齒輪齒數(shù)的選擇 盡量使嚙合齒輪的的齒數(shù)沒有公約數(shù)，為保證必要的重疊系數(shù)，大、小齒輪的齒數(shù) 不應(yīng)小于40。齒數(shù)可按表3-1選擇。 表3-1小齒輪齒數(shù)Z1的選擇 型式 傳動比 齒數(shù)允許圍Z1 推薦齒數(shù)Z1 單級減速 3.5~4.0 9~11 10 4.0~4.5 8~10 9 4.5~5.0 7~9 8 5.0~6.0 6~8 7 6.0~7.5 5~7 6 7.5~10 5~6 5

21、 雙級減速 1.5~1.75 12~16 14 1.75~2.0 11~15 13 2.0~2.5 10~13 11 2.5~3.0 9~11 10 從表中選擇Z1=6； Z2=Z1×i3=6×6.16=39.96,圓整取39； 驗算傳動比： i3=Z2/Z1=6 ，傳動比合適，齒數(shù)選擇合適。 （2）主、從動齒輪齒形參數(shù)計算 從動錐齒輪大端分度圓直徑，按經(jīng)驗公式： [1]6-30 (3-8) 式中 dm2——從動錐齒

22、輪大端分度圓直徑（mm）; KD ——直徑系數(shù)，2.8~3.48,取3.14； M計——計算載荷（N·m），M計=Mmax2=14631.6 N·m 則 可以由下列公式檢驗?zāi)?shù)是否合適： [1]6-31 (3-9) 式中 Km——模數(shù)系數(shù)，0.061~0.089； 則將模數(shù)與計算扭矩帶入上式，得：ms=0.0872; 在0.061~0.089圍，模數(shù)選擇合適。 則

23、 dm1=ms·Z1=9.9×6=59.4mm dm2=ms·Z2=9.9×36=356.4mm （3）中點螺旋角βm 螺旋錐齒輪的名義螺旋角是指分度圓錐上輪齒齒寬中點的螺旋角βm。螺旋角應(yīng)足夠大，以增大軸向重疊系數(shù)，使傳動平穩(wěn)，噪音小。一般輪式車輛βm為35°~40°，常用35°，本課題也選用βm=35°。 （4）法向壓力角αn 螺旋錐齒輪的壓力角以法向截面的壓力角αn來標(biāo)志。標(biāo)準(zhǔn)壓力角αn=20°，對于大型車輛，要求較強(qiáng)的齒根厚度，可采用較大的壓力角，如22.5°。本設(shè)計選用αn=20°。 （5）螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形

24、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(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時，應(yīng)使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 本設(shè)計主動錐齒輪選用左旋，從動錐齒輪選用右旋。 （6）其他齒形參數(shù)如表3-2 表3-2 主、從動齒輪參數(shù)表 名稱 代號 公式 主動齒輪 從動齒輪 齒數(shù)比 u u=z2/z1 6 大端分度圓直徑 De(mm) De=ms·z 59.4 356.4 齒數(shù) Z Z2=z1·u 6 36 大端模數(shù) Ms Ms=de/

25、z 9.9 分錐角 δ δ1=arctan(z1/z2) δ2=90°-δ1 9°27′43” 80°32′17” 外錐距 Re Re=de1/2sinδ1 180.668 齒寬系數(shù) φR φR =1/4~1/3 0.3 齒寬 b(mm) b1=b2+5 b2=φR·Re 59 54 中點模數(shù) mm mm =ms·(1-0.5φR) 8.415 中點法向模數(shù) mum mum= mm·βm 6.672 切向變位系數(shù) Xt xt1按 xt2=-xt1 0.265 -0.265 徑向變位系數(shù) x x按 x2=-x1 0.

26、535 -0.535 齒頂高 hα（mm） 10.0485 4.8015 頂隙 C c=c*·ms,c*=0.166 1.6434 齒根高 hf(mm) hf=(+c*-x) 6.4449 11.6919 齒頂角 2°2′19” 3°42′8” 齒根角 3°42′8” 2°2′19” 頂錐角 13°9′51” 82°34′36” 根錐角 7°25′24” 76°50′9” 齒頂圓直徑 79.2237 357.9786 3.2.3主減速器錐齒輪材料的選擇 驅(qū)動橋錐齒輪的工

27、作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，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(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應(yīng)滿足如下要求： 1）具有高的彎曲疲勞強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。 2）輪齒芯部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 3）鍛造性能、切削加工性能與熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 4）選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 工程機(jī)械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB

28、、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分?jǐn)?shù)為0.8%~1.2%），具有相當(dāng)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(qiáng)度、表面接觸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(fèi)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(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面的硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以與精加工后，作厚度為0.005~0.0

29、20mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進(jìn)行滲硫處理以提高耐磨性。 由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20CrMnTi，其參數(shù)如下： σb=1080MPa σs=850MPa 硬度217HBS 3.2.4主減速器錐齒輪強(qiáng)度的計算 （1）錐齒輪彎曲強(qiáng)度驗算 錐齒輪輪齒的齒根最大彎曲應(yīng)力為： =[4] （3-9） 式中 ——錐齒輪所受的最大彎曲應(yīng)力，MPa； Mmax——錐齒輪最大載荷作用下的扭矩，N

30、·mm; Kc——超載系數(shù)，可取Kc=1; Kv——動載系數(shù)，7級精度，由[6]圖16.4-28，可取Kv=1.06; F ——齒寬，mm, F=b; Z ——齒數(shù)； M——大端模數(shù)，m=ms; Ks——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性與齒輪尺寸與熱處理有關(guān)，一般當(dāng)模數(shù) 當(dāng)m<1.6mm時，取Ks=0.5;m≧1.6時， Km——載荷分配系數(shù)，小齒輪用跨置式支承，Km=1.00~1.10,取Km=1.05; Jw——計算

31、彎曲應(yīng)力的系數(shù)，由[2]圖3-5-19查得Jw1=0.22,Jw2=0.165; 則 =512.3MPa =728.4MPa 需用彎曲應(yīng)力為：[]=0.75=0.75×1080=810MPa 則 <[], <[]齒輪彎曲強(qiáng)度合格。 (2)錐齒輪接觸強(qiáng)度驗算 錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為： [2]3-5-23 （3-10） 式中 ——錐齒輪輪齒齒面接觸應(yīng)力，MPa； Cp——有關(guān)材料彈性性質(zhì)的系數(shù)，鋼制錐齒輪副Cp=743kg1/2/cm; Pe——齒輪大端圓周力

32、（kg）, Co——過載系數(shù)，Co=Ko=1.0; Cv——動載系數(shù)，Cv=Kv=1.06; b——有效工作齒寬，b=5.4cm; de——小齒輪大端分度圓直徑，de=5.94cm; Cs——尺寸系數(shù)，Cs=Ks=0.79; Cm——載荷分布系數(shù)，Cm=Km=1.05; ——表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度、表面處理等有關(guān)，對于制造精度較高的齒輪，可取=1.0； ——表面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，考慮到輪齒嚙合面的相對曲率半徑、載荷作用點位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬與慣性系數(shù)等。由[2]

33、3-5-23查得，=0.13； 則 即 =2894.1MPa 則<[]=3500MPa，錐齒輪輪齒的齒面接觸強(qiáng)度合格。 （3）錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度驗算 用平均載荷作用下錐齒輪受到的扭矩驗算疲勞強(qiáng)度。 則錐齒輪輪齒的齒面接觸疲勞應(yīng)力為： [6]16.4-1 (3-11) 式中 ——輪齒的齒面接觸疲勞應(yīng)力，MPa； ——使用系數(shù)，由[5]表8-2查得，=1.25； ——動載系數(shù)，由前文=1.06； ——齒向載荷系數(shù)，當(dāng)有效齒寬>0.85b時，由[6]表16.4-28查得=1， 則=1.5； ——端面載荷系數(shù)，由[6]表16.4-29

34、查得=1.0； ——齒寬中點的圓周力，； ——小錐齒輪中點分度圓直徑， ——齒中部接觸線長度，由[6]表16.4-27計算得=60.07mm; ——齒數(shù)比，u=6; ——中點區(qū)域系數(shù)， 式中是中點端面當(dāng)量圓柱齒輪參數(shù)，由[6]表16.4-27計算得：當(dāng)量齒輪端面壓力角=；頂圓直徑=65.372mm，=2143.861mm;基圓直徑=46.455mm,=2031.753mm;當(dāng)量齒數(shù)=6.052，=245.658； F由[6]表16.4-30計算得F1=F2=1.8；則可以計算得=1.263； ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)， 式中參數(shù)由[3]表

35、16.4-27計算的當(dāng)量基圓螺旋角=，當(dāng)量齒輪端面壓力角=，則=2.125； ——彈性系數(shù)，由[5]表8-5查得 ——齒面接觸強(qiáng)度的載荷分配系數(shù)，當(dāng)和時， ，由[6]表16.4-27，=2.454， 則=0.875； ——螺旋角系數(shù)， ——錐齒輪系數(shù)，=0.8，（[6]16.4-7） 則 則 <，齒面接觸疲勞強(qiáng)度合格。 （4）錐齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度驗算 錐齒輪輪齒的齒根彎曲疲勞應(yīng)力為： [6]16.4-11 （3-12） 式中 ——使用系數(shù)，同上； ——動載系數(shù)，同上； ——齒向載荷系數(shù)，==1.5;

36、 ——端面載荷系數(shù)，==1.0; ——圓周力，同上； ——復(fù)合齒形系數(shù)，根據(jù)法面當(dāng)量直齒圓柱輪齒數(shù)查圖16.4-25~27得： =2.5,=2.07; ——抗彎強(qiáng)度的重合度系數(shù)，當(dāng)>1時，=0.625; ——齒根抗彎強(qiáng)度的錐齒輪系數(shù)，,由[6]表16.4-27計算得，齒中接觸線的長度=50.58mm,則=1.01； ——載荷分配系數(shù)， ——齒寬； ——中點法面模數(shù)，由[6]表16.4-27計算得=8.755； 則 許用彎曲疲勞強(qiáng)度為：[]=455MPa[3]ρ340 則<[],<[],齒根彎曲疲勞強(qiáng)度合格。

37、 第四章 差速器設(shè)計 車輛在行駛過程中，左右車輪在同一時間所滾過的路程往往是不相等的，左右兩胎的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的符合不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行駛阻力不相等。這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行駛或直線行駛，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。 差速器是個差速傳動機(jī)構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運(yùn)動條件下的動力傳遞，避免輪胎與地面間

38、打滑。差速器按其結(jié)構(gòu)特征可分為齒輪式、凸輪式、渦輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。 差速器的結(jié)構(gòu)廣泛采用對稱式圓錐直齒輪差速器，由差速器左、右殼，2個半軸齒輪，4個行星齒輪（少數(shù)汽車采用3個行星齒輪，小型、微型汽車多采用2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(jié)構(gòu)），半軸齒輪與行星齒輪墊片等組成。由于其結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便。 本設(shè)計采用對稱式圓錐直齒輪差速器。 4.1差速器基本參數(shù)的選擇 圓錐直齒輪差速器的外殼，通常是安裝在主傳動器的從動齒輪上的，因而受主傳動器結(jié)構(gòu)的限制。 4.1.1差速器球面直徑的選擇 差速器的大小可由差速器球面直徑來表征，而球面半徑

39、代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此表征了差速器的強(qiáng)度?？砂唇?jīng)驗公式選取： [7]6-40 (4-1) 式中 ——差速器球面直徑，mm; ——差速器球面系數(shù)，=1.1~1.3，取1.15； ——差速器承受的最大扭矩，N·cm,=; 則 4.1.2差速器齒輪參數(shù)的選擇 在差速器球面直徑選出之后，差速器齒輪的大小就基本確定了。此時應(yīng)使小齒輪齒數(shù)盡量小以得到大的模數(shù)，從而提高齒輪強(qiáng)度。 現(xiàn)今差速器齒輪大多采用22.5°壓力角，齒高系數(shù)0.8，頂隙系數(shù)0.188的齒形，由于壓力角增大，最小齒數(shù)可小到1

40、0。并可在小齒輪不變尖的條件下，由切向修正加大齒厚，從而使大、小齒輪趨于等強(qiáng)度。 （1） 齒數(shù)的選擇 行星齒輪齒數(shù)，多采用10~12，半軸多采用16~22。為保證等強(qiáng)度，應(yīng)使=1.6~2.0 為保證安裝，行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù)應(yīng)符合下式： [2]3-5-25(4-2) 式中 ——左半軸齒輪齒數(shù)； ——右半軸齒輪齒數(shù)； n ——行星齒輪個數(shù)，大、中型工程機(jī)械的行星齒輪數(shù)為4； ——任意整數(shù)； 取=10，=18。 (2)模數(shù)的確定 齒輪的分錐角為：則=29.05°； =90°-=60.95°； 齒輪的外錐距為： 則 則

41、取為標(biāo)準(zhǔn)值，m=6; （3）變位系數(shù)的確定 為了增加輪齒強(qiáng)度與使大小齒輪應(yīng)力趨于相等，半軸齒輪和行星齒輪須進(jìn)行高度變位和切向變位。 由[7]圖6-20和6-21查得高度變位系數(shù)x=0.26，切向變位系數(shù)xt=-0.063。 4.2差速器齒輪幾何參數(shù) 差速器齒輪幾何參數(shù)如表4-1所示 表4-1 差速器齒輪幾何參數(shù)計算 名稱 代號 公式 行星齒輪 半軸齒輪 齒數(shù) Z 10 18 模數(shù) m 6 齒寬 b 20 25 壓力角 α 22.5° 工作齒高 h0 9.6 齒全高 h 10.73 分度圓直徑 d

42、 60 108 分錐角 δ 29.05° 60.95° 外錐距 Re 61.78 齒頂高 ha 6.4 3.2 齒根高 4.37 7.49 齒根角 θf 4.04° 6.91° 頂錐角 35.96° 64.99° 根錐角 25.01° 54.04° 齒頂圓直徑 69.266 110.622 分度圓弧齒厚 S 11.08 7.97 4.3差速器齒輪強(qiáng)度計算 由于差速器齒輪工作條件比主傳動好，極少出現(xiàn)點破壞蝕，因此一般只進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計算。其受到的彎曲應(yīng)力為：

43、 [7]6-41 (4-3) 式中 ——差速器受到的扭矩，N·m,; n ——差速器行星齒輪個數(shù)，n=4； b ——齒寬，mm; ——半軸齒輪系數(shù)； ——綜合系數(shù)，由[7]圖6-22查得=0.23； m ——模數(shù)； ——尺寸系數(shù)，當(dāng)m>1.6時，則=0.725； ——載荷再分配系數(shù)，可取=1.0； ——過載系數(shù)，=1.0； ——質(zhì)量系數(shù)，=1.0； 則 半軸齒輪與行星齒輪材料選為20CrMnTi，其極限應(yīng)力為=10

44、80MPa 則 []=0.75=810MPa 則 <[],齒輪彎曲強(qiáng)度合格。 第五章 半軸設(shè)計 半軸的功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。裝有輪邊減速器的驅(qū)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。 5.1半軸的型式 普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)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（圖5-1（b））以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸與鍵與車輪輪轂相固定，或

45、以突緣直接與車輪輪盤與自動鼔相連接。因此，半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)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(fù)雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、造價低廉等優(yōu)點。 3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，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(zhuǎn)矩外，彎矩得由半軸與半軸套管共同承受，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(jié)構(gòu)型式與其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側(cè)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?？捎糜谵I車和輕型車輛，但未得到推廣。 全

46、浮式半軸（圖5-1（a））的外端與輪轂相聯(lián)，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應(yīng)相向安裝并有一定的預(yù)緊，調(diào)好后由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結(jié)構(gòu)方案。 由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側(cè)向力以與由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂 圖5-1 半軸型式 軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉(zhuǎn)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與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(yīng)力約為5~70MPa。具有全浮式半軸的驅(qū)動橋的外端結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，需采用形狀復(fù)雜且質(zhì)量與尺寸

47、都較大的輪轂，制造成本較高，故小型車輛不采用這種結(jié)構(gòu)。但由于其工作可靠，故廣泛用于各種工程機(jī)械。 5.2半軸載荷的計算 5.2.1按從發(fā)動機(jī)傳來的最大扭矩計算 在車輛轉(zhuǎn)彎時，若考慮差速器行星齒輪自轉(zhuǎn)摩擦阻力矩時，一側(cè)半軸會出現(xiàn)最大扭矩，兩半軸齒輪，即兩半軸的轉(zhuǎn)矩分別為： [4]（5-1） 式中 M1——外側(cè)車輪對應(yīng)的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，N·m; M2——側(cè)車輪對應(yīng)的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，N·m; M0——差速器受到的扭矩，N·m，； K——縮緊系數(shù)，K=0.05~0.15，取為0.15； 則 M1=0.425M

48、0，M2=0.575M0 則半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為： =0.575×14631.6=8413.17 N·m 5.2.2按附著極限決定的扭矩計算 有附著極限決定的半軸受到的扭矩為： [1]16-8(5-2) ——裝載機(jī)自重（N），=120000N； ——額定載重量（N），=40000N； ——附著系數(shù)，輪式裝載機(jī)=0.85~1.0，取0.8； ——動力半徑（m）,=0.65m ——輪邊減速器傳動比，=3.23 ——輪邊減速器傳動效率，=0.96； 則 則取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩，帶入經(jīng)驗公式來選擇主要參數(shù)。 則 5.3 半軸桿部直徑的計算 桿部直徑

49、是半軸的主要參數(shù)，可按下式初選： [2]3-5-29(5-3式中 ——半軸受到的扭矩，kg·cm; ——許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，半軸材料選用40Cr，則=5000~6000kg/cm2 ,取為 =5000 kg/cm2 則 圓整后取 5.4半軸強(qiáng)度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力如下： [2]3-5-30 (5-4) 式中 ——半軸受到的扭矩，N·mm; ——半軸桿部直徑，mm; 則半軸受到的扭矩為： 則在500~600MPa圍，半軸扭矩強(qiáng)度合格，直徑選擇合適。 第六章 輪邊減速器

50、設(shè)計 輪邊減速器的功用是進(jìn)一步降速增扭，滿足整車的行駛和作業(yè)要求；同時由于可以相應(yīng)減少主傳動器和變速箱比，因此降低了這些零部件傳遞的扭矩，減少了它們的尺寸。 6.1 輪邊減速器傳動方案 輪邊減速器有多種布置方案，各種方案有不同的作用。 越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構(gòu)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(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)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(jìn)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，將主減速器與差速器總成也移到一個驅(qū)動車輪的旁邊。 在少

51、數(shù)具有高速發(fā)動機(jī)的大型公共汽車、多橋驅(qū)動車輛和超重型載貨車輛上，有時采用渦輪式主減速器，它不僅具有在質(zhì)量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以與工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便， 一般工程車輛大都采用單排、外嚙合行星式輪邊減速器，有兩種方案： （1）太陽輪主動（由半軸驅(qū)動）、齒圈用花鍵和驅(qū)動橋殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。這種方案的傳動比為（1+α）。α為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比。 圖5-1 輪邊減速器傳動形式 （2）太陽輪主動（由半軸驅(qū)動）、行星架和橋殼固定連接而齒圈和車輪輪轂連接。這種方案的傳動比為-α。 大部分工程車輛采用第一種方案。 6.5 行星排的配齒計算 6.2.1 根據(jù)傳動比確定齒數(shù)關(guān)系 24 / 24