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I 摘 要 本次設計內容為裝載機驅動橋設計 大致分為主傳動的設計 差 速器的設計 輪邊減速器設計 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 們的形式及尺寸 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 裝載機 驅動橋 設計 II Abstract The design of the content loader drive axle design roughly divided into the main drive design differential design wheel reducer design axle design four parts Where the main drive bevel gears 35 spiral bevel gears the calculation of this type of gear basic parameters and geometric parameters is the focus of this design Several basic parameters of gear teeth in the future such as modulus pitch circle diameter of the driven gear and so determine with a large number of equations to calculate the geometric parameters of all the gear and then perform stress analysis and strength check gear Understand the structure and working principle differential axle and final drive after combining design requirements a reasonable choice of their form and size The design chosen straight bevel gear differential gear with full floating axle final drive deceleration in the form of a single planetary line Keywords Shovel loader Drive bridge Design III 目 錄 摘 要 I 1 主減速器設計 1 1 1 螺旋錐齒輪的設計計算 1 1 1 1 齒數的選擇 1 1 1 2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2 的選擇 1 1 2 螺旋錐齒輪的強度校核 8 1 2 1 齒輪材料的選擇 8 1 2 2 錐齒輪的強度校核 8 2 差速器設計 15 2 1 圓錐直齒輪差速器基本參數的選擇 15 2 1 1 差速器球面直徑的確定 15 2 1 2 差速器齒輪系數的選擇 16 2 2 差速器直齒錐齒輪強度計算 18 2 2 1 齒輪材料的選取 18 2 2 2 齒輪強度校核計算 18 2 3 行星齒輪軸直徑 的確定 19zd 3 半軸設計 20 3 1 半軸計算扭矩 的確定 20jM 3 2 半軸桿部直徑的選擇 20 3 3 半軸強度驗算 20 4 輪邊減速器設計 21 4 1 行星排行星輪數目和齒輪齒數的確定 21 4 1 1 行星輪數目的選擇 21 4 1 2 行星排各齒輪齒數的確定 22 4 1 3 同心條件校核 22 4 1 4 裝配條件的校核 23 4 1 5 相鄰條件的校核 23 4 2 齒輪變位 23 4 2 1 太陽輪行星輪傳動變位系數計算 t x 24 4 2 2 行星輪與齒圈傳動變位系數計算 x q 25 4 3 齒輪的幾何尺寸 26 IV 4 4 齒輪的校核 28 4 4 1 齒輪材料的選擇 28 4 4 2 接觸疲勞強度計算 28 4 4 3 彎曲疲勞強度校核 29 4 5 行星傳動的結構設計 30 4 5 1 太陽輪的結構設計 30 4 5 2 行星輪結構設計 30 4 5 3 行星輪軸的結構設計 30 4 5 4 軸承的選擇 31 5 花鍵 螺栓 軸承的選擇與校核 32 5 1 花鍵的選擇及其強度校核 32 5 1 1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 32 5 1 2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 34 5 1 3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 34 5 2 1 驗算輪邊減速器行星架 輪輞 輪轂聯接所用螺栓的強度 35 5 2 2 從動錐齒輪與差速器殼聯接螺栓校核 35 5 3 1 作用在主傳動錐齒輪上的力 37 5 3 2 軸承的初選及支承反力的確定 37 5 3 3 軸承壽命的計算 38 總 結 40 參 考 文 獻 41 致 謝 42 裝載機驅動橋設計 1 1 主減速器設計 主減速器的功用是改變傳力方向 并將變速箱輸出軸的轉矩降低 扭矩增大 本次設計的裝載機驅動橋采用單級主傳動形式 主傳動齒輪采用 35 螺旋錐齒輪 這種齒輪的特點是 它的齒形是圓弧齒 工作時不是全齒長突然嚙合 而是逐漸 地從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端 因此運轉比較平穩(wěn) 減小了噪音 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 相應的 增大了齒輪的負荷能力 增長了齒輪的使用壽命 螺旋錐齒輪的最小齒數可以減 少到 6 個 因而與直齒錐齒輪相比可以實現較大的傳動比 1 1 螺旋錐齒輪的設計計算 1 1 1 齒數的選擇 選擇齒數時應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 齒能相互交替嚙合 起到自動研磨作用 為了得到理想的齒面接觸 小齒輪的齒 數應盡量選用奇數 大小齒輪的齒數和應不小于 40 根據以上選擇齒數的要求 參考吉林大學諸文農主編 底盤設計 第 233 頁 表 6 4 結合本次設計主減速比 6 167 選取主動小錐齒輪齒數 所以0i 61 z 從動大錐齒輪齒數 3712 z 1 1 2 從動錐齒輪節(jié)圓直徑 d2的選擇 1 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大變速箱一檔時從動大錐齒輪上 的最大扭矩計算 niMmlkeca 02 式中 從動大錐齒輪計算轉矩 N M 發(fā)動機的額定扭矩 e nPMe950 驅動橋主傳動比 已知 0i 167 0i 變矩器系數 k 3ki n 驅動橋個數 n 2 變速箱的最大傳動比 li 85 li 裝載機驅動橋設計 2 變矩器到主減速器的傳動效率 為變速箱m 0 kmk 的效率取 0 96 主減速器效率取 計算得 96 0 92 NMca 547321785 37602 此時主動小錐齒輪的轉矩可由以下公式計算 icac 8 4096 021 按驅動輪附著扭矩來確定從動大錐齒輪的最大扭矩 即 nirGfdac 2 式中 滿載時驅動橋上的載荷 水平地面 a 附著系數 8 0 驅動輪動力半徑 dr 65 dr 從動圓錐齒輪到驅動輪的傳動比 輪邊傳動比 fi67 3f i n 驅動橋數目 由本次設計任務書可知 車輛工作質量為 120KN 額定載重量為 40KN 所以 KN10aG 即可求出 mNnirMfdac 42 13267 35 0812 計算中取以上兩種計算方法中較小值作為從動直齒輪的最大扭矩 此扭矩在 實際使用中并不是持續(xù)扭矩 僅在強度計算時用它來驗算最大應力 所以該處的計算轉矩取 Nca 4 12 按常用受載扭矩來確定從動錐齒輪上的載荷 輪式裝載機作業(yè)工況非常復雜 要確定各種使用工況下的載荷大小及其循環(huán) 次數是困難的 只能用假定的當量載荷或平均載荷作為計算載荷 對輪式裝載機 驅動橋主傳動器從動齒輪推薦用下式確定計算轉矩 nifrGMdaf si2 mN 式中 f 道路滾動阻力系數 f 0 020 0 035 取 f 0 03 最終傳動速比 fi 67 3f i 裝載機驅動橋設計 3 n 驅動橋數目 輪胎滾動半徑dr 輪胎滾動半徑 取 si 30 9 sin 30 sin 所以 mNifrGMdaf 57 469267 512 主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為 mNiff 43 90 167 54021 2 從動錐齒輪分度圓直徑 的確定2d 根據從動錐齒輪上的最大扭矩 按經驗公式粗略計算從動錐齒輪的分度圓直 徑 3max22MKd 式中 從動齒輪分度圓直徑 cm 系數 取d 61 0 d 按地面附著條件決定的最大扭矩 取 11344 42 公斤 厘米max2 所以得 cmKd 53 29 34 3max22 考慮到從動錐齒輪的分度圓直徑對驅動橋尺寸和差速器的安裝有直接的影響 參考國內外現有同類機型相關尺寸 最終確定從動錐齒輪分度圓直徑 d962 3 齒輪端面模數 的選擇s 由式 837296 zdms 取標準模數 見現代機械傳動手冊 GB T 12368 1990 8 為了知道所選模數是否合適需用下式校對 3max2MKs 式中 系數 0 061 0 089 即 在 0 061 0 089 之間084 2133max2 s 所以所選齒輪端面模數 合適 s8 裝載機驅動橋設計 4 由此可算出大小齒輪的準確分度圓直徑 mzds48611 mzds29637822 4 法向壓力角 的選擇 螺旋錐齒輪的標準壓力角是 20 30 選擇標準壓力角有易于選擇制造齒輪 的刀具 降低生產成本 5 螺旋角 的選擇m 螺旋角 指該齒輪節(jié)錐齒輪線上某一點的切線與該切點的節(jié)錐母線之間的 夾角 螺旋角越大錐齒輪傳動越平穩(wěn) 噪音越小 但軸承壽命縮短 因此在輪式 裝載機上常用 35m 6 齒面寬 b 的確定 增加齒面寬理論上似乎可以提高齒輪的強度及使用壽命 但實際上齒面寬過 大會使齒輪小端延長而導致齒面變窄 勢必減小切削刀尖的頂面寬及其棱邊的圓 角半徑 這樣一方面使齒根圓角半徑過小 另一方面也降低了刀具的使用壽命 此外由于安裝誤差及熱處理變形等影響會使齒輪的負荷易于集中小端而導致輪齒 折斷 齒面過小同樣也會降低輪齒的強度和壽命 通常推薦螺旋錐齒輪傳動大 齒輪的齒面寬為 0231Rb 式中 從動錐齒輪傳動的節(jié)錐距 mzms 93 147685 05 2210 所以 943302 Rb 同時 不應超過端面模數 ms 的 10 倍即 bs8002 所以取 52 取小錐齒輪的齒面寬和大錐齒輪的相同即 小錐齒輪齒面寬 mb521 7 螺旋方向的選擇 在螺旋齒輪傳動中 齒的螺旋方向和軸的旋轉方向決定了錐齒輪傳動時軸向 力方向 由于軸承中存在間隙 故設計時應使齒輪軸向力的方向能將大小錐齒輪 相互推開 以保證必要的齒側間隙 防止輪齒卡住 加速齒面磨損 甚至引起輪 齒折斷 根據上述要求 選擇主動錐齒輪為左旋 從動錐齒輪為右旋 裝載機驅動橋設計 5 8 齒高參數的選擇 輪式裝載機主傳動器的螺旋錐齒輪采用短齒制和高度修正 這樣可以消除小 錐齒輪可能發(fā)生的根切現象 提高輪齒的強度 高度修正的實質是小錐齒輪采用 正移距 此時小錐齒輪齒頂高增大 而大錐齒輪采用負移距 并使其齒頂高減低 小錐齒輪齒頂高的增高值與大錐齒輪齒頂高的減低值是相等的 從機械設計手冊可查得 螺旋錐齒輪的齒頂高系數 85 0 ah 頂隙系數 18 0 c 徑向變位系數 0 386 i 4 56 7 00 所以螺旋錐齒輪齒頂高為 mmhsa 712 386 52 90 齒根高 csaf 39 2 hf 2165801850 頂隙 mms 齒全高 hfa421 有效齒高 工作齒高 he 1 700ms 17 mm 9 齒側間隙 的選擇nc 齒側間隙是指輪齒嚙合時 非工作齒面間的最短法向距離 齒側間隙過小不 能形成理想的潤滑狀態(tài) 會出現表面摩擦 加速磨損 甚至卡死現象 齒側間隙 過大易造成沖擊 增大噪聲 參考 底盤設計 吉林工業(yè)大學 諸文農編 頁表 6 8 選取齒側間隙為 24Pmcn2 0 10 理論弧齒厚 螺旋錐齒輪除采用高度變位修正來增加小齒輪強度外 還采用切向變位修正 使一對相嚙合的輪齒強度接近相等 切向變位修正指的是使小齒輪的齒厚增加 是切向變位系數 查sm 機械設計手冊可知 18 0 大小錐齒輪大端面分度圓的理論弧齒厚度 和 可按下式計算 01S2 裝載機驅動橋設計 6 smssS cotan202 sss t01 所以 S376 92S74 160 11 分錐角 分度圓錐角 小錐齒輪分錐角 21 93arctnarct211z 大錐齒輪分錐角 780 0912 12 節(jié)錐距 aRmda 93 47 8sin6si2 13 齒根角 f 小錐齒輪齒根角 9 13 4265arctnarct11ffRh 大錐齒輪齒根角 tt22aff 14 頂錐角和 根錐角k r 15 小錐齒輪根錐角 2 79 1 11f 大錐齒輪根錐角 463578022fr 小錐齒輪頂錐角 91rk 大錐齒輪頂錐角 78291 12 此次設計的 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表 1 1 35 表 1 1 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸 序號 名稱 公式代號 數值1z 6 1 齒數 37 2 端面模數 sm8 mm 裝載機驅動橋設計 7 1d48 mm3 分度圓直徑 2 296mm 4 壓力角 20 5 5 有效齒高 eh13 6 mm 6 全齒高 21 15 104 mm 7 側隙 nc0 20 mm 8 頂隙 C 1 504 mm1ah 9 888 mm 9 齒頂高 2 3 712 mm1f 5 216 mm 10 齒根高 11 392 mm1 9 21 11 分錐角 2 80 79 12 節(jié)錐距 aR149 93mm1b 50 mm 13 齒面寬 2 50 mm1f 1 99 14 齒根角 2 4 35 1k 13 56 15 頂錐角 2 82 78 1r 7 22 16 根錐角 2 76 44 11cos aehd 67 52mm 17 大端齒頂圓直 徑 22297 19mm 18 螺旋角 m 35 19 螺旋方向 小錐齒輪左旋 大錐齒輪右旋 20 周節(jié) s 25 12 mm01S 16 74 mm 21 理論弧齒厚 2 8 736 mm 裝載機驅動橋設計 8 1 2 螺旋錐齒輪的強度校核 1 2 1 齒輪材料的選擇 齒輪材料的種類有很多 通常有 45 鋼 30CrMnSi 35SiMn 40Cr 20Cr 20CrMnTi 12Cr2Ni4 20Cr2Ni4 等 齒輪材料的選擇原則 1 齒輪材料必須滿足工作條件的要求 2 應考慮齒輪尺寸的大小 毛坯成型方法及熱處理和制造工藝 3 正火碳鋼不論毛坯的制作方法如何 只能用于制作在載荷平穩(wěn)或輕度 沖擊下工作的齒輪 調質碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪 4 合金鋼常用于制作高速重載并在沖擊載荷下工作的齒輪 5 金屬制的軟齒面齒輪 配對兩輪齒面的誤差應保持為 30 50HBW 或更 多 根據以上原則選小 Ni 齒輪材料為 20Cr24 滲碳后淬 Mpab10 齒面硬度 56 62HRC Mpas801 選取大齒輪材料為 20MnVB 調質 齒面硬pab1082 s852 度 56 62HRC 1 2 2 錐齒輪的強度校核 1 輪齒的彎曲強度計算 其齒根彎曲應力可用以下公式計算 wmsVuJKbP 10 式中 彎曲應力 Mpa 作用在輪齒中心上的圓周力 12dP 作用在大齒輪上的計算扭矩MmNf 57 4692 大齒輪平均分度圓直徑 DbDsin 分錐角2 裝載機驅動橋設計 9 過載系數 與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關 可取 對0K 5 1 20 K 有液力變矩器的輪式裝載機取 25 10 K 動載系數 與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關 當輪齒接觸良好節(jié)距與V 同心度精度高時可取 V 尺寸系數 反映了材料性質的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有SK 關 因為 時 所以ms6 18 750 42 ssmK 1 10 1 25 取m0 1 齒寬 齒數 bz 齒輪大端模數s 彎曲強度幾何系數 綜合考慮了齒形系數 載荷作用點位置 輪wJ 齒間的載荷分配 有效齒寬 應力集中系數及慣性系數等 查 工程機械底盤構 造與設計 頁圖 3 5 18 可得 30P235 01 wJ182 02wJ 把以上各參數代入公式可得大小錐齒輪的彎曲許用應力分別為 彎曲許用應力 Mpau41 Mpa7 即 u 所以齒輪彎曲強度能滿足要求 2 輪齒齒面的接觸強度計算 輪齒齒面的接觸強度可按下式計算 ifmsvepc JKdbKPC 10 式中 接觸應力 Mpa 彈性系數 p mNCp 6 23 7432121 厘 米公 斤 齒輪大端圓周力ePP865 過載系數 取0K 0K 動載系數 取v 1v 尺寸系數 當材料選擇適當 滲碳層深度與硬度符合要求時 s 可取 1 裝載機驅動橋設計 10 載荷分配系數 取mK1 mK 表面質量系數 與表面光潔度 表面處理等有關 對精度f 較高的齒輪取 0 1 f 小錐齒輪寬度b 大錐齒輪大端分度圓直徑1d 表面接觸強度綜合系數 考慮到輪齒嚙合面的相對曲率半徑 iJ 載荷作用點位置 輪齒間的載荷分配 有效齒寬及慣性系數等 查 工程機械底 盤構造與設計 頁圖 3 5 23 可得 319P124 0 iJ 把以上各參數代入公式得 又因為許用接觸應力為 Mpa36 工程機械底盤構造與設計 4 502 厘 米公 斤 139Pc 所以齒輪的接觸強度滿足要求 3 錐齒輪傳動的當量齒輪參數計算 錐齒輪原始幾何參數 齒形壓力角 302 齒數 81z7 齒數比 6 12i 分錐角 9 9 802 齒寬 mb521 大端分度圓直徑 d4126m 中點分度圓直徑 sinb d571md247 中點螺旋角 35m 中點模數 齒寬系數 為 1 4 到 1 3 常取 0 3 所以 Rs 0R 6 8mm 中點法向模數 m mnm57 3cos5 8cos 齒頂高 ha8 91ha712 32 表 1 2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數 名稱 代號 計算公式 結果 裝載機驅動橋設計 11 中點端面當量圓柱齒輪參數 當量齒 數 vZ cos zv v1z8 52706 齒數比 vi 2iv vi 39 分度圓 直徑 vd v1midv2v1i v1d54 27 中心距 vavv2a va60 頂圓直 徑 vadadh 1d74v2 35 當量齒 輪端面 壓力角 t vt mtnrcosot9 基圓直 徑 vbbvvt vb1 2d06 基圓螺 旋角 vb vari o35 端面基 圓齒距 Pvb bmvtPcosa vbP4 嚙合線 長度 gva 2222vava1bbtg dd sin ag2 7 端面重 合度 va vavmbnvtgcosPa va1 305 縱向重 合度 v v i v 64 裝載機驅動橋設計 12 續(xù)表 1 2 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數 總重合 度 v 22vvav v2 096 齒中部 接觸線 長度 bml 對于 1 vabmblcosbml3 5 齒中部 接觸線 的投影 長度 bml bvll bl1 中點法面當量直齒圓柱齒輪參數 齒數 vnzvn2vbmzzcoscos vn1z4 083 26 分度圓 直徑 dvnd dvn9 中心距 vnavnvn12a d a853 頂圓直 徑 ah vn16 2042d 基圓直 徑 vbndvbnvdcos b79vn 嚙合線 長度 ag 22va1vanbn d si ag60 法面重 合度 v 2vanvvb cos vn1 84 4 輪齒齒面接觸疲勞強度計算 正交 錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核可按下式計算 90 KLSEHBMmtHVAH ZZibdFK 121 機械設計手冊 86 P 式中 輪齒接觸疲勞強度 pa 小齒輪大端圓周力 可用下公式計算 1tF 裝載機驅動橋設計 13 mNdMFft 625 46789021 使用系數 查 機械設計 表 10 2 取 AK193P25 1 AK 動載系數取V VK 齒向載荷系數 由 機械設計手冊 H eH 5 頁表 16 4 28 可查得 所以186 P0 1eH 端面載荷系數查 機械設計手冊 頁表 16 4 29 可 K1826 P 得 0 H 節(jié)點區(qū)域系數 可由公式Z vtbHZ sinco 所以 13 2957 2sin63cosico vtbH 中點區(qū)域系數 可用下式計算 BMZ 22121 1tavvbavvbavt zFdzFd 式中 可由下表求出 21F 表 1 3 縱向重合度 v1F2F 0 2 1 v1 v vv v v 由上表可求出 305 1 F305 12 所以 6 BMZ 彈性系數 查 機械設計手冊 可知E 4816 P 2 8 9mNE 計算齒面接觸強度的螺旋角系數 mZ cos 裝載機驅動橋設計 14 計算齒面接觸強度的錐齒輪系數 kZ 8 0 kZ 計算齒面接觸強度的載荷分配系數 LS 當 時 2 vr 1 LSZ 當 和 時 vr 5 025 142 vrvrLS 因為 096 vr 6 所以 8LSZ 把以上各參數代入公式可得 MpaH85 1049 材料的接觸疲勞許用應力為 工程 pa1372 厘 米公 斤 機械底盤構造與設計 319P 所以 齒輪的接觸疲勞應力滿足要求 H 5 錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核計算 錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核可按下式進行 大小輪分別計算 LSKEFnmtFVAFYbK 式中 和接觸疲勞計算中相同 H 25 1A0 V5 1 F0 F 齒輪大端圓周力 t NdMft 625 421 dft 3692 齒面寬 bmb5021 復合齒形系數 根據法面當量直齒圓柱齒輪齒數 查得 FSY vnz 07 414 2FSY 齒根抗彎強度的重合度系數 因為 所以 E 1 v 65 齒根抗彎強度的錐齒輪系數 可以用下式計算 KY 裝載機驅動橋設計 15 057 13 501 34142 2 bmKlY 齒根抗彎強度的載荷分配系數 LS 96 8 22LSZ 把以上各參數代入公式得 MpaF51 paF7 2 查 裝載機 P340 頁可知 對于主減速錐齒輪其抗彎疲勞許用應力 MpaF45 所以 滿足設計要求 F 1 F2 2 差速器設計 輪式機械的兩側驅動輪不能固定在一根整軸上 因為輪式工程機械在行駛過 程中 為了避免車輪在滾動方向產生滑動 經常要求左右兩側的驅動輪以不同的 角速度旋轉 若左右驅動輪用一根剛性軸驅動 必然會產生邊滾動邊滑動 即產 生了驅動輪的滑磨現象 由于滑磨將增加輪胎的磨損 增加轉向阻力 同時也增 加功率損耗 為了使車輪相對路面的滑磨盡可能的減小 在同一驅動橋的左右兩側驅動輪 由兩根半軸分別驅動 因此 在驅動橋中安裝了差速器 兩根半軸由主傳動通過 差速器驅動 現在輪式裝載機上多采用直齒螺旋錐齒輪差速器 差速器的外殼安裝在主傳 動器的從動錐齒輪上 確定差速器尺寸時應考慮到其與從動錐齒輪尺寸之間的互 相影響 本次設計中采用對稱式圓錐齒輪差速器的形式 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 2 1 圓錐直齒輪差速器基本參數的選擇 2 1 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 3maxMK 式中 差速器球面直徑 m 球面系數 1 1 1 3 取 1 15 K 裝載機驅動橋設計 16 差速器承受的最大扭矩 公斤 毫米 按從動大錐齒輪上maxM 的最大扭矩計算 毫 米公 斤 1342max2 所以得 取94 1 0 2 1 2 差速器齒輪系數的選擇 差速器的球面半徑確定后 差速器齒輪的大小也就基本確定下來了 因此齒 形參數的選擇應使小齒輪齒數盡量少 以得到較大的模數 且使齒輪有較高的強 度 為此 目前差速器大都采用 的壓力角 齒高系數 頂隙 5 2 8 0 ah 系數 的齒形 18 0 c 這種齒形由于最少齒數比 壓力角的少 使齒輪可以采用較大的模數 在 0 空間大小一樣時 可充分發(fā)揮齒輪的強度 1 齒數的選取 行星齒輪齒數多數采用 半軸齒輪齒數多采用 Z2 Z 半12 1 行z 16 22 且半軸齒輪齒數比上行星齒輪齒數在 1 6 2 之間 為了保證安裝 行星齒輪與半軸齒輪的個數應符合如下公式 Cnz 21 式中 左右半軸齒輪的齒數 1z2 n 行星齒輪個數 大中型工程機械的行星齒輪數為 4 小型為 2 個別用 3 在此取 n 4 C 任意整數 根據以上要求取 10 181z2 2 分錐角的計算 行星輪分錐角為 05 2918arctnrt211z 半軸齒輪分錐角為 69012 3 齒輪模數的確定 節(jié)錐距 sin1 dRa 所以 m27 580 9sin21 裝載機驅動橋設計 17 mzdm827 510 圓整取 6 4 行星輪 半軸齒輪分度圓直徑 zd1 082 5 齒面寬 為齒寬系數 取 aRb 2 3 R ma602 所以 m18603 21 圓整取 齒輪采用高度變位 表 6 12 變位系數 234 0 表 2 1 差速器齒輪詳細參數 長度 mm 名稱 公式代號 行星齒輪 z1 半軸齒輪 z2 齒數 z z1 10 z2 18 模數 m 6 齒面寬 b b1 18 182b 壓力角 22 5 齒頂高系數 ah0 8 頂隙系數 c0 188 工作齒高 0a2m 9 6 齒全高 10 728 軸間夾角 90 分度圓直徑 dz 1d60 2d108 分錐角 o29 5 o6 95 節(jié)錐距 1aR2sin 61 78 周節(jié) tm 18 84 齒頂高 ah a1h6 94 a2h3 4056 齒根高 fa f5f7 裝載機驅動橋設計 18 齒根角 ff ahrctnR of14 97 of26 759 齒頂圓直徑 ad2os ad083ad130 側向間隙 Cn 輪式裝載機設計 P203 表 6 12 0 165 輪冠至錐頂距離 aAhin 1A5 9 2A7 2 2 差速器直齒錐齒輪強度計算 2 2 1 齒輪材料的選取 根據差速器齒輪工作環(huán)境和受載性質 將差速器中行星齒輪和半軸齒輪的材 料選為 20CrMnTi 滲碳后淬火 Mpab10 pas850 2 2 2 齒輪強度校核計算 由于差速器齒輪工作條件比主傳動齒輪好 在平地直線行駛時 齒輪無嚙合 運動 故極少出現點蝕破壞 一般只進行半軸齒輪的彎曲強度計算 下面參考 工程機械底盤構造與設計 式 3 5 26 差速器齒輪強度計算公式對本次設計的 差速器齒輪強度進行校核 wmsvcwmsveu JKbzKMJbKP 22020 11 式中 差速器扭矩 為算出的主傳動從cMncax6 ax2 動錐齒輪的最大扭矩 n 為行星輪數 所以 mNc 17042 36 0 半軸齒輪齒數2z 尺寸系數 因為 所以 sK6 9704 25 4 ms 載荷再分配系數 取m 1 mK 過載系數 取00 裝載機驅動橋設計 19 質量系數 取vK0 1 vK 綜合系數 由 工程機械底盤構造與設計 P322 頁圖 3 5 wJ 25 可查得 295 wJ 把以上各參數代入公式得 Mpau 74 齒輪材料為 20CrMnTi 其極限應力 其許用彎曲應力b10 Mpabu8257 0 所以 所設計的差速器齒輪強度滿足要求 u 2 3 行星齒輪軸直徑 的確定zd 差速器十字行星齒輪軸選用 40Cr 制成 行星齒輪通過滑動軸承即襯套安裝 在十字軸上 十字軸主要受主減速器從動錐齒輪傳來的扭矩而產生的剪切應力 十字軸直徑 d 可參照吉林工業(yè)大學諸文農主編的 底盤設計 式 6 68 按下 式計算 dGnrM 4 式中 差速器總扭矩 mNG 1342042 13max2 許用剪切應力 安全系數取 4 40Cr 的屈服極 u 5 su 限 表面淬火 所以 Mps785 Mpa 64 n 行星齒輪數目 為 4 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離 mm 是dr pdr21 半軸齒輪齒寬中點處的直徑 可用下式計算 所以 mRp 8 913 051085 12 md9 45 把以上各參數代入公式得 圓整取d2 裝載機驅動橋設計 20 3 半軸設計 半軸是差速器與最終傳動之間傳遞扭矩的實心軸 本次設計中半軸采用全浮 式支承方式 半軸一端用花鍵與差速器半軸齒輪連接 由差速器殼支承 另一端 用花鍵與最終傳動的太陽輪連接 由行星輪起支承的作用 半軸只傳遞扭矩 3 1 半軸計算扭矩 的確定jM 半軸計算扭矩在數值上近似等于主減速器從動錐齒輪上的計算扭矩 可用前 面 1 按發(fā)動機與液力變矩器共同輸出扭矩最大 變速箱一檔時 從動錐齒輪上 的最大扭矩 2 按驅動輪附著極限扭矩來確定從動錐齒輪的最大扭矩 兩種計算 方法取得的較小值來代替 即 mNpj 42 132max2 3 2 半軸桿部直徑的選擇 桿部直徑 d 是半軸的主要參數 可用下式初選 cMj3196 0 式中 半軸計算扭矩 公斤 厘米 j 厘 米公 斤 1342j 半軸許用扭轉屈服應力 半軸材料選 20MnVB 對于 40Cr 45 鋼和 40MnB 等材料 材料的扭轉屈服極限都可達 885MPa 在保證靜安全系數在 1 3 1 6 范圍時 許用應力可取 取 2 680 53厘 米公 斤 代入上式得 Mpa60 圓整取md35 47md4 半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑 以使半軸各部分達到等強度 半軸破壞形式大多是扭轉疲勞破壞 因此在結構設計上應盡量增大過渡圓角半徑 以減小應力集中 提高半軸扭轉疲勞強度 3 3 半軸強度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩 其扭轉應力 為 316dMj 裝載機驅動橋設計 21 將 代入上式得 許mNMj 13420d48 Mpa7 52 用扭轉切應力 pa6 所以 強度滿足 半軸直徑確定為 48mm 4 輪邊減速器設計 輪邊減速器是傳動系中最后一級減速增扭機構 在本次設計中 最終傳動采 用單排內外嚙合行星排傳動 其中太陽輪由半軸驅動為主動件 行星架和車輪輪 轂連接為從動件 齒圈與驅動橋橋殼固定連接 此種傳動形式傳動比為 1 為齒圈和太陽輪的齒數之比 可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動 比 可以布置在車輪輪轂內部 而不增加機械的外形尺寸 為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件 使載荷分布比較均勻 太陽輪連同半軸 端部完全是浮動的 不加任何支承 此時太陽輪連同半軸端部是靠對稱布置的幾 個行星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的 圖 4 1 輪邊減速裝置 1 太陽輪 2 半軸 3 行星輪 4 行星架 5 內齒圈 6 半軸套管 4 1 行星排行星輪數目和齒輪齒數的確定 4 1 1 行星輪數目的選擇 行星輪數目取的多 負荷由更多的行星輪來負擔 有可能減小尺寸和齒輪模 數 但一般行星輪取 3 個 因為 3 點定一個圓位置 實際設計中行星輪數目一般 裝載機驅動橋設計 22 為 3 6 個 行星輪數目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制 因 為行星輪數目增多使行星架連接部分金屬減少 受力后會產生扭曲變形 使齒輪 接觸大大惡化 本次設計參考同類機型及 機械設計手冊 由任務書輪邊傳動比 選取行星輪數目 n 3 三行星輪均勻分布 5 4 3 fi 4 1 2 行星排各齒輪齒數的確定 由 機械設計手冊 當 時可選行星排各輪齒數為 67 3 fin 齒圈齒數 太陽輪齒數 行星輪齒數48qz18tz15 xz 齒輪齒數間的關系公式 tqfzi 1 式中 最終傳動傳動比 fi 67 3 fi 齒圈齒數 太陽輪齒數 行星輪齒數qtzxz 所以 驗算傳動比 67 3184 tqfzi 0 ffi 所以傳動比合適 4 1 3 同心條件校核 為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合 太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與 行星輪的中心距相等 即 應滿足下列條件 qztxxtqz2 將 代入公式得 481t 5 x 滿足同心條件5 為了提高齒輪的承載能力 為采用角變位傳動將行星輪齒數減少 1 齒 即 1 xz 裝載機驅動橋設計 23 4 1 4 裝配條件的校核 為使行星排各元件上所受徑向力平衡 應使各行星輪均勻分布或對稱分布 即 n 應滿足條件 N 為任意整數 qztx nztq 把 n 3 代入公式得 48 1tz 23184 所以滿足裝配條件 4 1 5 相鄰條件的校核 設計行星傳動時 必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙 對于單行星傳動而 言 即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和 用公式則可以表示 為 exjtxdA 2sin 在實際設計中相鄰條件多控制在 mdAexjtx8 52sin 式中 太陽輪與行星輪的中心距tx 因三行星輪均勻分布 所以j 10j 兩行星輪齒頂圓半徑之和 即行星輪齒頂圓直徑 exd mzmAtt 9618426 haxe 所以 mdexjt 8 52 702sinsin2 所以相鄰條件滿足 4 2 齒輪變位 標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證 但隨著齒輪傳動高速 重載 小型 輕量化等更高的要求 標準齒輪暴露出一些缺點 如小齒輪 短命 傳動不緊 湊 傳動不穩(wěn)定等等 于是就需要采用漸開線非標準齒輪傳動 稱為變位齒輪傳 動 齒輪變位能避免根切 提高齒面的接觸強度 提高齒根的彎曲強度 提高齒 面的抗膠合和耐磨損能力 配湊中心距 修復舊齒輪等 因此本次設計需進行齒 輪變位 裝載機驅動橋設計 24 齒輪變位的高度變位是基于削弱大齒輪的強度 增強小齒輪的強度 來平衡 齒輪的強度 并使總壽命降低 而角度變位則不同 能同時增強兩齒輪強度 并 能靈活選擇齒輪齒數 提高承載能力及改善嚙合特性 故本次設計采用角變位 確定各輪齒數 由前面計算已知 48 qz1tz4 x 預計嚙合角 根據公式 0625 xtqzj 查 機械零件設計手冊 圖 16 6 得 1057P 3tx 17tq 4 2 1 太陽輪行星輪傳動變位系數計算 t x 1 未變位時 行星輪與太陽輪中心距為 mzmatxtx 9618426 2 初算中心距變動系數 txy 394 015 2coscos txxttxzy 3 變位后中心距為 myzmatxttx 7 8394 01862 圓整取 99mm 4 實際中心距變動系數為 5 0619 ayxqttx 5 計算嚙合角 9682 cos92coscos txqa 所以 45 1q 6 計算總變位系數 裝載機驅動橋設計 25 437 020tan495 18 iviviizxxqxq 式中 txtxin tani 7 校核 t 查 機械零件設計手冊 頁圖 12 1 介于曲線 P6 和 P7 之間 有利于789Ptx 提高接觸強度及抗彎強度 8 分配變位系數 查 機械零件設計手冊 頁圖 12 2 分配變位系數得 790 38 0 tx6 x 9 齒頂高降低系數 4 41 txttxy 4 2 2 行星輪與齒圈傳動變位系數計算 x q 1 未變位時的中心距 mzmaxqxq 1024826 2 計算中心距變動系數 5 69 yxqtxq 3 求嚙合角 9682 0cos9102coscos txqa 所以 45 q 4 求 x q 的總變位系數 437 020tan495 18 iviviizxxqxq 裝載機驅動橋設計 26 5 計算齒圈變位系數 07 36 47 0 xqx 6 齒頂高降低系數 3 5 xqxqy 4 3 齒輪的幾何尺寸 本設計的太陽輪 行星輪 齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進行角度變位 表 4 1 為行星排各齒輪幾何尺寸 表中部分公式參照 機械零件設計手冊 P783 頁表 12 5 和表 12 6 表 4 1 t x 外嚙合傳動幾何尺寸 長度 mm 名稱 公式代號 太陽輪 t 行星輪 x 變位系數 38 0 t 36 0 齒頂高降低系 數 tx 0 074 分度圓直徑 mzd 1td84xd 基圓直徑 cosb 49 0 b 93 7 b 齒頂高 htxa 8367ath16axh 齒根高 f f f 齒頂圓直徑 aad2 21atd 4327axd 齒根圓直徑 ffh96 87 ft 1 f 分度圓齒厚 tnm PS 0 tS9 0 xS 分度圓周節(jié) 18 84 標準中心距 xttxza 2 96 實際中心距 t 102 節(jié)圓直徑 txd cos 375 9 td64 13 xd 嚙合角 t 80 24 裝載機驅動橋設計 27 中心距變動系 數系數 txy0 667 齒頂高降低系 數 tx 0 074 齒頂圓壓力角 a badrcos 17 36at 718 32ax 重疊系數 txaxqtxxqz n21 1 4778 表 4 2 x q 嚙合傳動幾何尺寸 長度 mm 名稱 公式代號 行星輪 x 齒圈 q 變位系數 36 0 04 齒頂高降低 系數 xq 0 017 分度圓直徑 mzd 84xd28qd 基圓直徑 cosb 93 7 b 63 70 b 齒頂高 hxqa 05axh1aqh 齒根高 f 68 4f 84 f 齒頂圓直徑 aad21 axd 32 aqd 齒根圓直徑 ffh 0 2f 7 5f 分度圓周節(jié) mP 18 84 分度圓齒厚 tan2S 9 1 xS61 9 qS 標準中心距 xq 120 實際中心距 120 嚙合角 xq 17 138 裝載機驅動橋設計 28 節(jié)圓直徑 xqd cos 80 129 xd81 365 qd 中心距變動 系數 y 0 333 齒頂圓壓力 角 a badrcos 128 3ax 5 24aq 重疊系數 xqaqxxxqz tnt21 0 15 注 ah5 0 c 4 4 齒輪的校核 行星排結構中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞 因此需 對齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算 在行星機械中 通常只計算太陽輪與行星輪的強度 齒輪所受圓周力應考慮 到幾個行星輪的影響 此時一個行星輪與太陽輪所受的圓周力 為ttnrMF t 太陽輪扭矩 為太陽輪節(jié)圓半徑 n 行星輪個數 在計算時還應考慮到由于tr 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 4 4 1 齒輪材料的選擇 根據裝載機輪邊減速器行星結構中齒輪的承載能力高 耐磨性好等特點 可 選用材料為 20CrMnTi 齒輪需進行表面滲碳淬火 滲碳淬火后表面硬度為 56 62HRC 芯部硬度為 320HBS 齒輪精度一般為 7 級 其彎曲疲勞許用應力 一 F 般不大于 455Mpa 接觸疲勞許用應力 一般不大于 14000 公斤 厘米 即不 H 大于 1372Mpa 4 4 2 接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度可按下式進行計算 裝載機驅動橋設計 29 HVAtEHKibdFZ1 機械零件設計手冊 表 12 20 80P 式中 作用在輪齒上的圓周力 為太陽輪扭矩 t 2ttndMFt 可用半軸傳遞過來的平均受載扭矩來計算 n 為mNft 7 3502 行星輪個數 n 3 為太陽輪節(jié)圓直徑 為載荷修正系數取 把以 td 1 上各參數代入得 NFt96 275 節(jié)點區(qū)域系數 代入參數計算得HZtxHZ ancos2 214 材料彈性系數 對于鋼材取E 28 19mNE 接觸強度計算的重合度與螺旋角系數 對于直齒圓柱齒輪 Z147 3 tx 齒寬 圓整取bdbt 8 769 0 b78 太陽輪分度圓直徑 tdmt 齒數比 i 35 12 txzi 使用系數 取AKAK 動載系數 取V 0 V 齒向載荷分布系數 H 1 H 齒間載荷分布系數 把以上各參數代入公式得 Mpa85 346 paH1372 所以 接觸疲勞強度滿足 H 4 4 3 彎曲疲勞強度校核 彎曲疲勞強度可按下式進行計算 裝載機驅動橋設計 30 YKbmFFSVAt 式中 與接觸疲勞校核計算中相同 t AVF K 分別為 Nt92 75mb78 61 A0 VK 0 1 FK F 復合齒形系數 由 機械零件設計手冊 頁圖 12 18 查得 SY 816P 06 4 FS 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數 對于直齒圓柱齒輪 75 048 1257 25 Y 把以上各參數代入公式得 MpaF paF 4 5 行星傳動的結構設計 4 5 1 太陽輪的結構設計 參數見前面幾何尺寸表 技術要求 進行熱處理滲碳淬火 使深度達 0 8 1 3 mm 齒面硬度為 56 62HRC 芯部硬度為 320HBS 材料為 20CrMnTi 4 5 2 行星輪結構設計 參數見前面幾何尺寸表 技術要求 進行熱處理 表面滲碳淬火 深度為 0 8 1 3 mm 齒面硬度 56 62HRC 芯部硬度 320HBS 規(guī)定圓截面與齒輪徑向 跳動均為 m02 4 5 3 行星輪軸的結構設計 選取行星輪軸的材料為 40Cr 行星輪軸主要受剪切應力 可用下式來計算 txGBnaMd 4 式中 輪邊減速行星輪軸上的總扭矩 mNifjG 415909 41567 321 裝載機驅動橋設計 31 許用剪切應力 安全系數取 4 40Cr 的屈服極限 5 3s 所以Mpas785 Mpa21964785 n 行星齒輪數目 為 3 太陽輪與行星輪實際中心距 tx mtx9 把以上各參數代入公式得 dB5 0 圓整取 mdB30 4 5 4 軸承的選擇 行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承 該滾針軸承選為沒有套保護的滾針 輪轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負荷為主 因此選用單列圓錐滾子軸承 1 滾針軸承 滾針數的確定 作為滾針軸承外圈的行星輪內孔 滾針直徑一般不小于齒輪內孔的 10 在 毫米之間 此設計可取m5 4md5 則 gdB 式中 實際行星輪軸計算直徑 行星輪軸的直徑 滾針與行星輪軸之間間隙 一般取 m07 所以 mdB07 3 0 D 0 式中 滾針軸承直徑 滾針直徑 d 所以 07 35 0 又因為 zffdk 18sin 式中 滾針間的間隙取f m03 滾針數 正弦系數zk 則 1429 7 5180sin 0 Dfd 裝載機驅動橋設計 32 217 80 z 所以 9 取每個行星輪上的滾針數 2 z 滾針的長度 若取滾針過長 則易磨損 若過短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸 表面 故取大于齒寬 3 4 3 2 所以 ml14083 2 橋殼上軸承的選取 橋殼軸承的選取應盡量考慮到橋殼的結構尺寸 以及軸承的壽命應盡量接近 此處選用 5 花鍵 螺栓 軸承的選擇與校核 5 1 花鍵的選擇及其強度校核 花鍵聯接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應凹槽的內花鍵組成 多個 鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布 由于結構形式和制造工藝的不同 與平鍵聯接比 較 花鍵聯接在強度 工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點 a 齒數較多 總接觸面積較大 因而可承受較大的載荷 b 因槽較淺 齒根處應力集中較小 軸與轂的強度削弱較小 c 軸上零件與軸的對中性和導向性較好 d 可用磨削的方法提高加工精度及聯接質量 5 1 1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 1 鍵參數的選擇 此處是動力傳遞的重要位置 所以此處花鍵采用漸開線花鍵 平齒根 由 機械零件設計手冊 查取計算出花鍵各參數見下表 5 1 表 5 1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵參數 長度 mm 名稱 公式代號 數值 模數 m2 5 分度圓壓力角 30 齒數 z24 裝載機驅動橋設計 33 理論工作齒高 mhg 2 5 分度圓直徑 zd60 基圓直徑 cosb51 96 外花鍵大徑尺寸 1 zDe 62 5 外花鍵小徑尺寸 5 mi 56 25 內花鍵大徑尺寸 zei 內花鍵小徑尺寸 FFi C2ax 57 65 表中 為齒形裕度 FCF5 01 為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值 可用下式計算 maxeD 22ax sinta si5 0 evhdbFe 為外花鍵作用齒厚上偏差 由 機械零件設計手hs 16 0ev 冊 表 7 28 查得 5Pms06 把兩參數代入公式計算得 DFe157ax 2 鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算 pmgplzhT 20 式中 T 轉矩 N m mNM 1520max 各齒間載荷不均勻系數 通常取 取8 7 75 0 z 齒數 24 齒的工作高度 ghhg 齒的工作長度 取 l l0 平均直徑 mDmdD6 裝載機驅動橋設計 34 許用擠壓應力查 機械零件設計手冊 頁表 7 13 可知 p 592P 使用和制造情況良好的齒面經熱處理許用應力可達到 Mpap0 1 把以上各參數代入公式得 pMa 7 140 此漸開線花鍵強度滿足 5 1 2 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 此處花鍵所受扭矩與差速器半軸齒輪花鍵所受扭矩近似相等 花鍵各參數可 取相同的值 校核時花鍵齒輪的工作長度 lg 等于太陽輪齒寬 b 80 mm 尺寸與前 面差速器半軸齒輪相同 所以強度同樣滿足 5 1 3 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 1 最小軸徑估算 主傳動小錐齒輪是齒輪軸的形式 此處花鍵的齒根圓直徑應大于軸徑受扭處 的最小允許直徑 軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式計算 3min16 Md 式中 小錐齒輪上所受的最大扭矩 mNM 3 295max1 小錐齒輪上的許用切應力 小錐齒輪材料用 20Cr2Ni4 制成 其屈 服極限 pas10 ps2754105 3 把各參數代入公式得 d8min 2 花鍵的選擇與主要參數的計算 此處是動力輸入的重要位置 所以仍采用漸開線花鍵 平齒根 其參數見 下表 表 5 2 主傳動輸入法蘭處花鍵參數 長度 mm 名稱 公式代號 數值 模數 m2 5 分度圓壓力角 30 齒數 z18 理論工作齒高 hg 2 5 裝載機驅動橋設計 35 分度圓直徑 mzd 45 基圓直徑 cosb 38 97 外花鍵大徑 1 De 47 5 外花鍵小徑 5 zi 41 25 內花鍵大徑 mei 48 75 內花鍵小徑 FFi C2ax 42 75 3 花鍵的校核 該漸開線花鍵可用如下公式校核 pmgpDlzhT 20 式中 T 主動小錐齒輪上的計算轉矩 N m mNMT 285max1 各齒間的不均勻系數 通常 取8 0 7 7 z 齒數 18 齒的工作高度 ghhg5 2 齒的工作長度 取 l ml3 平均直徑 mDdD4 花鍵聯接許用擠壓應力 查 機械零件設計手冊 頁表 7 p 592P 13 使用和制造情況良好 齒面經熱處理的許用擠壓為 Mpap0 1 把以上各參數代入公式得 pMa 7 12 所以此漸開線花鍵強度滿足 5 2 螺栓的選擇及強度校核 5 2 1 驗算輪邊減速器行星架 輪輞 輪轂聯接所用螺栓的強度 螺栓所受剪切力計算 取機械滿載時所受重力與行走時所受扭矩作用力之和作為螺栓強度校核 扭FG 輪轂上所受扭矩 mNiMfj 643725 120 裝載機驅動橋設計 36 5 2 2 從動錐齒輪與差速器殼聯接螺栓校核 1 螺栓所受剪切力的計算 從動錐齒輪最大扭矩為 mNM 1076max2 由最大扭矩產生的力為 rF扭 式中 r 螺栓中線到到從動大錐齒輪旋轉中心的距離 由結構取mr102 所以 NrF05 164702173ax2 螺栓個數為 12 每個螺栓受力均等 所以單個螺栓受的力為 h 9 8315 642 2 選擇螺栓材料 確定許用應力 因差速器結構要求緊湊 容不下太大螺栓 故選用材質較好的 40Cr 調質 處理 Mpas50 Mpas12540 5 3 3 確定螺栓直徑 mFdh 124 8 取螺栓規(guī)格為 M12 4 確定螺孔軸向長度 螺栓與被聯接接件孔壁接觸面的擠壓強度可用下式進行計算 phpdlF min 式中 螺栓桿受剪面的直徑 m 螺孔軸向長度 inl 許用擠壓應力 和大錐齒輪聯接的差速器殼選用材料為 45 鋼 其 p 屈服極限為 Mpa360 所以許用擠壓應力為 Mpas180236 1 mdFlph758012 4min 裝載機驅