ZL50 裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)與優(yōu)化含5張CAD圖
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ZL50 裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)與優(yōu)化
The ZL50 loader drives the bridge design and optimization
摘 要
隨著現(xiàn)實(shí)工程的設(shè)計(jì)越來越趨向于整體化，細(xì)節(jié)化和系列化。對(duì)工程機(jī)械的要求也越來越高。在這樣的應(yīng)用背景下，現(xiàn)階段普遍使用的ZL50裝載機(jī)的驅(qū)動(dòng)設(shè)備和傳動(dòng)系統(tǒng)就顯得較為單一，陳舊。此次畢業(yè)設(shè)計(jì)的內(nèi)容為裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)，包括零件的選型，零件的確定，參數(shù)計(jì)算，尺寸確定，材料選擇，材料后續(xù)熱處理的選擇。具體設(shè)計(jì)主要包括主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)、主減速器的設(shè)計(jì)、差速器設(shè)計(jì)計(jì)算、傳動(dòng)類型的選擇、半軸的設(shè)計(jì)、驅(qū)動(dòng)橋殼的鑄造與計(jì)算。對(duì)各個(gè)零件進(jìn)行相關(guān)的強(qiáng)度和剛度的校核以及各部分的受力分析。對(duì)各個(gè)部件的工作原理和具體結(jié)構(gòu)作一定的了解。根據(jù)任務(wù)書的具體要求，合理選擇計(jì)算相關(guān)參數(shù)。
關(guān)鍵詞: ZL50 裝載機(jī) 驅(qū)動(dòng)橋 優(yōu)化設(shè)計(jì)
I
ABSTRACT
With the design of real engineering more and more tend to be integrated, detailed and serialized. The demand for construction machinery is also getting higher and higher. In this application background, the driving equipment and transmission system of the ZL50 loader, which is widely used at this stage, appear to be relatively single and old. The content of this graduation design is loader drive bridge design, including part selection, part determination, parameter calculation, size determination, material selection, material follow-up heat treatment selection. The specific design mainly includes the design of the main drive, the design of the main gearbox, the design calculation of the differential, the choice of the type of transmission, the design of the half shaft, the casting and calculation of the drive bridge shell. The core of the relevant strength and stiffness and the force analysis of each part are carried out. To understand the working principle and specific structure of each component. According to the specific requirements of the task letter, reasonable choice to calculate the relevant parameters.
Key words: ZL50 loader drive axle optimization design
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1.概述 1
2.驅(qū)動(dòng)橋類型選擇 4
3.傳動(dòng)系總傳動(dòng)比的分配 6
3.1裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的確定 6
3.1.1變速箱 6
3.1.2各檔位傳動(dòng)比確定 7
3.1.3各檔傳動(dòng)比的分配 7
4.主減速器設(shè)計(jì) 9
4.1主傳動(dòng)系的傳動(dòng)形式 9
4.1.1齒輪類型 10
4.1.2支承方案 10
4.2主減速器錐齒輪尺寸確定[1] 12
4.2.1最大載荷確定 12
4.2.2計(jì)算載荷確定 13
4.3錐齒輪選擇及計(jì)算[1] 14
4.3.1齒數(shù)選擇 14
4.3.2 主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪參數(shù)計(jì)算 15
4.3.3 計(jì)算齒寬 16
4.3.4 錐齒輪的中點(diǎn)螺旋角β的確定 16
4.3.5 螺旋方向的選擇 16
4.3.6 法向壓力角的選擇 17
4.3.7 齒高參數(shù)的選擇 17
4.3.8圓弧錐齒輪尺寸計(jì)算 17
表4-2 主減速器基本參數(shù)計(jì)算 17
4.4 錐齒輪材料選定[1] 18
4.5 主傳動(dòng)器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 18
4.5.1錐齒輪彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算[1] 18
4.5.2錐齒輪表面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算[4] 20
5.差速器 22
5.1差速器的差速原理 22
5.2差速器齒輪的材料 23
5.3錐齒輪差速器的結(jié)構(gòu) 23
5.4 差速器齒輪的材料選擇 24
5.5差速器參數(shù)選擇[1] 24
5.5.1齒數(shù)確定 24
5.5.2 節(jié)圓直徑確定 25
5.5.3 壓力角α的確定 25
5.5.4行星齒輪安裝孔徑和孔深 25
5.5.5 差速器齒輪的幾何計(jì)算 26
5.6 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算[1] 27
6.最終傳動(dòng)設(shè)計(jì) 29
6.1 行星齒輪的結(jié)構(gòu)和參數(shù)選則[5] 29
6.2輪邊減速器中的行星齒輪傳動(dòng)匹配計(jì)算 29
6.2.1 傳動(dòng)比計(jì)算 29
6.2.2鄰接條件驗(yàn)證 29
6.2.3同軸條件驗(yàn)證 30
6.2.4裝配條件驗(yàn)證 30
6.3行星齒輪尺寸選擇 31
6.4齒輪材料及其制造工藝選擇[1] 34
6.5行星齒輪傳動(dòng)疲勞強(qiáng)度校核[5] 34
6.5.1行星齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算及校核 34
6.5.2行星齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算及校核 38
7.驅(qū)動(dòng)半軸的設(shè)計(jì) 43
7.1半軸的分析及選型 43
7.2半軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)[1] 43
7.3半軸的材料與熱處理 43
7.4半軸的總體設(shè)計(jì)尺寸設(shè)計(jì)和計(jì)算 44
7.5計(jì)算半軸載荷[1] 45
7.6直徑初選 46
7.7半軸的強(qiáng)度校核 46
7.8半軸花鍵的強(qiáng)度計(jì)算[4] 46
7.9半軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)的注意事項(xiàng) 47
8.驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 48
8.1鑄造整體式橋殼的結(jié)構(gòu)[1] 48
8.2驅(qū)動(dòng)橋殼的受力分析[1] 49
8.3驅(qū)動(dòng)橋殼的有限元分析 52
8.3.1三維模型建立 53
8.3.2定義材料屬性 53
8.3.3驅(qū)動(dòng)橋殼應(yīng)力有限元分析 53
9.花鍵、軸承、螺栓 58
9.1 花鍵的選擇與校核[4] 58
9.1.1輸入法蘭與中央傳動(dòng)小錐齒輪軸連接處 58
9.1.2半軸錐齒輪與半軸連接處 59
9.1.3半軸與輪邊減速器太陽(yáng)輪聯(lián)接處[4] 60
9.1.4齒圈與橋殼聯(lián)接處[4] 61
9.2主要軸承的選擇 61
9.3 主要螺栓的選擇 62
結(jié)論 63
參考文獻(xiàn) 64
致謝 65
82
1.概述
在當(dāng)下的工程機(jī)械應(yīng)用中，裝載機(jī)已經(jīng)在其中扮演了舉足輕重的角色，在中短途運(yùn)輸過程中，它可以發(fā)揮巨大的作用，方便快捷。而且它的施工類目也十分廣泛，大到國(guó)家級(jí)工程建設(shè)，小到公路修繕，房屋建設(shè)都有它參與。它的工作場(chǎng)所幾乎包括了生活中的各個(gè)方面，公路鐵路修護(hù)，房屋筑造，礦石運(yùn)輸，物料移送，推送土壤，鏟平地面等多個(gè)方面。它的優(yōu)勢(shì)在于，速度快且效率高，運(yùn)行也相對(duì)靈活，操作也簡(jiǎn)單。諸多的優(yōu)點(diǎn)也讓它在工程建設(shè)中備受青睞。
裝載機(jī)按照大致外形區(qū)分可分為兩類，一類是履帶式裝載機(jī)，一類是輪式裝載機(jī)。這兩種的區(qū)別在于，履帶式裝載機(jī)的行進(jìn)受路況影響小，越野能力優(yōu)越，面對(duì)復(fù)雜路況時(shí)有極大的便利；輪式裝載機(jī)的越野能力相對(duì)較差，但其行動(dòng)方便快捷，，體積也較小，適應(yīng)能力也更強(qiáng)，路況好的前提下，可以保持不錯(cuò)的運(yùn)行速度。但其所能提供的牽引力相對(duì)較小。
裝載機(jī)上的很多工作裝置都是可更換式的，例如鏟斗，常?？梢杂闷渌难b置設(shè)備更換，比如安裝叉車作運(yùn)輸機(jī)械或者提升機(jī)械；安裝別的鏟斗類型作鏟運(yùn)機(jī)械或推送機(jī)械；
裝載機(jī)的最主要作用就是“搬運(yùn)”。運(yùn)輸物料、雜物、原料等。有時(shí)也可以作為挖掘機(jī)械來使用。需要的時(shí)候，也可以當(dāng)作高效率的鏟雪工具。雪災(zāi)時(shí)經(jīng)常被用來清理積雪。還可以用裝載機(jī)將積雪裝載到大型汽車上進(jìn)行運(yùn)輸。
近幾十年來，裝載機(jī)行業(yè)蓬勃發(fā)展，很多品牌快速成為這個(gè)行業(yè)里的領(lǐng)軍人物，一些知名的國(guó)際品牌比如：約翰迪爾、卡特彼勒、凱斯、沃爾沃、小松和利勃海爾等都裝載機(jī)制造研發(fā)都是非常先進(jìn)的。
輪式裝載機(jī)最早出現(xiàn)于二次工業(yè)革命期間，經(jīng)過幾十年的發(fā)展走到今天，在各個(gè)方面的優(yōu)化、發(fā)展都非常先進(jìn)，甚至銷售、售后、維修、保養(yǎng)各個(gè)方面的保障服務(wù)都是非常完善的。
方法及預(yù)期目的：
查閱相關(guān)的書籍、資料，按照任務(wù)書的相關(guān)要求確定相關(guān)尺寸，經(jīng)過具體的計(jì)算設(shè)計(jì)各個(gè)部件的明細(xì)尺寸，具體設(shè)計(jì)出驅(qū)動(dòng)橋的各個(gè)部件。總體要求產(chǎn)品的使用便捷，節(jié)約為主，經(jīng)濟(jì)性能較好。
裝載機(jī)分類主要根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的大小，這次設(shè)計(jì)的ZL50裝載機(jī)屬于大型裝載機(jī)（發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率162kw，屬于147~515kw之內(nèi)）（74kw，147kw,515kw）。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)和功率確定，主傳動(dòng)系的傳動(dòng)形式為液力——機(jī)械傳動(dòng)，這種傳動(dòng)方式可以根據(jù)外在阻力的變化調(diào)整牽引力的大小，對(duì)車速的控制也更加便捷，在對(duì)精準(zhǔn)控制的要求不大的場(chǎng)合是十分實(shí)用的，它主要通過液體的動(dòng)能來傳遞能量。該傳動(dòng)形式的特點(diǎn)是運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，運(yùn)轉(zhuǎn)壽命長(zhǎng)，操控方便，可以根據(jù)不同的負(fù)載自行調(diào)節(jié)車速，在重要的裝載機(jī)械中廣泛被使用，而且相比機(jī)械傳動(dòng)，液力——機(jī)械傳動(dòng)有更多的優(yōu)點(diǎn)：
1.液力傳動(dòng)系統(tǒng)是在機(jī)械傳動(dòng)的基礎(chǔ)上研究出的新型傳動(dòng)系統(tǒng)，比機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)先進(jìn)。傳動(dòng)過程中沒有過多的機(jī)械構(gòu)件接觸。
2.液力機(jī)械傳動(dòng)的換擋操作要比純機(jī)械傳動(dòng)更加便捷，所以機(jī)械效率也比機(jī)械傳動(dòng)型更高。
3.由于使用液力變矩器，傳遞動(dòng)力主要通過液體，中間沒有具體的剛性軸連接，可以一定程度上增加零件的使用壽命。
4.液力—機(jī)械傳動(dòng)可以在調(diào)節(jié)一定范圍內(nèi)的車速，減少內(nèi)燃機(jī)的額外功率，提高內(nèi)燃機(jī)的機(jī)械效率,顯著降低換擋次數(shù)。
5.采用這種傳動(dòng)形式可以分擔(dān)一部分車輛的減速，也可以進(jìn)一步簡(jiǎn)化車輛額外的減速機(jī)構(gòu)。
液力—機(jī)械傳動(dòng)相比機(jī)械傳動(dòng)不僅有這么多的優(yōu)勢(shì)，劣勢(shì)也是比較明顯的，傳動(dòng)剛度低，成本相對(duì)高，維修比較困難，傳動(dòng)效率低。但是本著以人為本的原則，還是選擇液力——機(jī)械傳動(dòng)。
驅(qū)動(dòng)橋是傳動(dòng)系統(tǒng)的最后一個(gè)部分，作用是增扭減速，用來給車輪提供克服前進(jìn)阻力的扭矩。
ZL50的驅(qū)動(dòng)橋是整個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的最后一個(gè)環(huán)節(jié)，其基本功能有：（1）一開始的減速為一對(duì)正交錐齒輪減速，因?yàn)閮蓚€(gè)錐齒輪是正交，所以會(huì)改變扭矩的傳遞。（2）當(dāng)左右驅(qū)動(dòng)輪需要以不同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)時(shí)，相關(guān)機(jī)構(gòu)可以通過自身的作用將不同的扭矩轉(zhuǎn)速傳遞給相應(yīng)的驅(qū)動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)輪。（3）克服和路面之間的作用力。（4）降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩。
此次設(shè)計(jì)的ZL50裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋?yàn)榱说玫捷^大的牽引力，需要采用全橋驅(qū)動(dòng)橋。其減速比一般為12～35，速比分配時(shí)，應(yīng)該盡可能多的將速比分配給最終傳動(dòng)階段，這樣的分配原則可以顯著降低半軸傳遞的驅(qū)動(dòng)扭矩，可以有效減小整體結(jié)構(gòu)尺寸，結(jié)構(gòu)緊湊。
2.驅(qū)動(dòng)橋類型選擇
驅(qū)動(dòng)橋按照工作特性分類可分為非斷開式驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋。由于此次設(shè)計(jì)的輪式裝載機(jī)要求有足夠的平穩(wěn)性和行駛平順性。所以選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，并且增加獨(dú)立懸架，使兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪在遇到障礙的時(shí)候可以單獨(dú)產(chǎn)生跳動(dòng)，這樣使得整個(gè)裝載機(jī)的穩(wěn)定性大大提高。
1.非斷開式驅(qū)動(dòng)橋[1]
這種驅(qū)動(dòng)橋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造價(jià)經(jīng)濟(jì)，可靠性高。
主減速器的大小決定了驅(qū)動(dòng)輪的尺寸大小。由于輪胎類型和最小離地間隙已經(jīng)確定，所以主減速器的大小也就唯一確定，進(jìn)而從動(dòng)錐齒輪的直徑也選定了。由于單級(jí)減速滿足不了整體的減速要求，所以需要添加第二級(jí)減速機(jī)構(gòu)。但是通常第二級(jí)減速機(jī)構(gòu)是安裝在驅(qū)動(dòng)輪附近，構(gòu)成輪邊減速器。輪邊減速器采用行星輪系的結(jié)構(gòu)，容易得到較大的傳動(dòng)比，而且整體尺寸較小。輪邊減速器安裝在輪轂內(nèi)。
2.變矩器[2]
變矩器采用雙渦輪變矩器，兩級(jí)渦輪分別傳出動(dòng)力，配合超越離合器自動(dòng)調(diào)節(jié)車速，當(dāng)傳動(dòng)比小時(shí)，可以得到較大的變矩系數(shù)，K=4.75，因此它彌補(bǔ)了變速箱檔數(shù)少的不足，也就使變速箱的二進(jìn)一退滿足了使用要求。
3.傳動(dòng)系總傳動(dòng)比的分配
3.1裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的確定
3.1.1變速箱
這次設(shè)計(jì)，變速箱選用斜齒輪傳動(dòng)。原因在于斜齒輪傳動(dòng)，輪齒重合度高，傳動(dòng)平穩(wěn)。輪邊減速器采用行星輪傳動(dòng)，行星架輸出扭矩。[3]行星傳動(dòng)的傳動(dòng)比為（1+α），α為齒圈和太陽(yáng)輪的齒數(shù)比。如圖3.1所示[5]
傳動(dòng)比i可由相對(duì)速度法求得：
nt—太陽(yáng)輪轉(zhuǎn)速
nq —齒圈轉(zhuǎn)速
nj—行星架轉(zhuǎn)速
低檔速時(shí)，將nq=0代入，得傳動(dòng)比：
i0=ntnj=K+1=4.75+1=5.75
前進(jìn)高速檔時(shí)，如3-1（c），得直接檔，i=1
后退檔，如3-1（d）,后行星排不起作用，前行星排傳動(dòng)，傳動(dòng)比為-K=-4.75
3.1.2各檔位傳動(dòng)比確定
輪式裝載機(jī)各檔傳動(dòng)比的計(jì)算公式：
i∑i=0.377nehrdVTi (3.1)
式中：neh—發(fā)動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速 r/min
rd—驅(qū)動(dòng)輪半徑 762mm（m）（根據(jù)同類型機(jī)器，選擇的輪胎類型為23.5-25輪胎，半徑為762mm）
VTi—某一檔的速度（km/h）
根據(jù)畢設(shè)任務(wù)書可得各檔位的傳動(dòng)比如下：
i∑Ⅰ=0.377×2200×0.76210=3.79
i∑Ⅱ=0.377×2200×0.76234=1.12
i∑R=0.377×2200×0.76213=2.92
3.1.3各檔傳動(dòng)比的分配
變速箱各檔的傳動(dòng)比iki通過總傳動(dòng)比分配給各個(gè)變速檔位,主傳動(dòng)或中央傳動(dòng)比i0,輪邊減速比ikⅡ=1
先分配出中央傳動(dòng)比i0和輪邊減速比iB:
i∑i=ikii0iB (3.2)
對(duì)于有直接檔的變速箱結(jié)構(gòu)中，高檔傳動(dòng)比iki取值為1。此次設(shè)計(jì)中選取前進(jìn)二檔為直接擋，則選取ikⅡ=1
則 i0iB=i∑ⅡikⅡ=1.12
由此可得各檔變速箱傳動(dòng)比：
ikⅠ=i∑Ⅰi0iB=3.38
ikⅡ=1
iKR=i∑Ri0iB=2.61
分配i0iB時(shí)，力求iB>i0,用來減輕輪邊減速器和最終傳動(dòng)之前相關(guān)零件的受力大小。進(jìn)而可以適當(dāng)減小差速器或轉(zhuǎn)向離合器的大小。
4.主減速器設(shè)計(jì)
主減速器的作用是增大扭矩，相應(yīng)的，經(jīng)過主減速器傳出的轉(zhuǎn)速會(huì)減少，另外還有傳遞動(dòng)力的作用[1]。
4.1主傳動(dòng)系的傳動(dòng)形式
大型機(jī)械上，常常要求有較大的主傳動(dòng)比和較大的離地間隙，本次設(shè)計(jì)的ZL50裝載機(jī)的設(shè)計(jì)要求也要求有較大的離地間隙（＞485mm），這就需要在驅(qū)動(dòng)車輪有第二套減速系統(tǒng)，這樣可以簡(jiǎn)化主減速器的結(jié)構(gòu)，減小驅(qū)動(dòng)橋中部的尺寸。缺點(diǎn)也是很明顯的，輪邊減速器需要在兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪處安裝，對(duì)于驅(qū)動(dòng)橋整體的結(jié)構(gòu)，其實(shí)是變得復(fù)雜了許多，成本也增加，還有就是布置輪轂、軸承、車輪和制動(dòng)器比較困難。
根據(jù)任務(wù)書要求以及所設(shè)計(jì)的工程機(jī)械確定減速形式為單級(jí)減速附行星輪邊減速，如下圖所示。
4.1.1齒輪類型
主減速器齒輪工作環(huán)境相對(duì)惡劣，承受載荷也多為重載。經(jīng)常發(fā)生的破壞為輪齒折斷。所以主減速器齒輪的齒根處要保證有較大的彎曲應(yīng)力。
弧齒錐齒輪的中心角不為0，它的優(yōu)點(diǎn)是避免齒輪根切的齒數(shù)少且容易獲得較大的傳動(dòng)比；同時(shí)嚙合的齒數(shù)多，所以在高速運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，有著不錯(cuò)的穩(wěn)定性，裝配也相對(duì)簡(jiǎn)單。而且接觸區(qū)位于整個(gè)齒面的中部，不容易產(chǎn)生滑脫和相對(duì)偏移。可以滿足主減速器齒輪的有關(guān)要求。
4.1.2支承方案
主傳動(dòng)器主、從動(dòng)齒輪正確的嚙合，想要保證工作效率，與齒輪的支撐剛度關(guān)系也非常大。
（一） 主動(dòng)錐齒輪的支承
主動(dòng)錐齒輪的支承選擇跨置式支承。
跨置式支承指的是在齒輪的兩端都用軸承支承，前端是一對(duì)小端向內(nèi)，對(duì)稱安裝的兩個(gè)圓錐滾子軸承，后端是一個(gè)圓柱滾子軸承。這種支承形式支撐強(qiáng)度很高，但需要空間大，所以一般用于單級(jí)主減速器中。
跨置式支承
（二）從動(dòng)齒輪的支承
從動(dòng)齒輪的支承按照上圖的形式，原因在于這樣的支承形式可以使軸承的支承剛度增加，而且可以減小c+d。尺寸c應(yīng)接近于d。
主減速器結(jié)構(gòu)中，從動(dòng)錐齒輪容易因?yàn)榘霃教蠡蛘咤F齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比過大產(chǎn)生變形。安裝在從動(dòng)錐齒輪背面的止推螺栓就是為了減小這種變形，從動(dòng)錐齒輪變形超過0.25mm左右時(shí)，止推螺栓開始起作用，阻擋從動(dòng)齒輪繼續(xù)變形。
4.2主減速器錐齒輪尺寸確定[1]
主傳器的計(jì)算載荷，首先需要計(jì)算其受到的最大載荷和在工作時(shí)長(zhǎng)時(shí)間內(nèi)受到多大的載荷就是正常持續(xù)轉(zhuǎn)矩。
4.2.1最大載荷確定
（1）最大牽引力
最大牽引力是指牽引元件在克服自身行駛阻力Pf之后輸出的平行于路面并沿著行駛方向的推力，它受發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出的動(dòng)力、附著力及路面條件的影響。這里主要驗(yàn)算前橋，因?yàn)榍皹蜉d重之后為裝載機(jī)主要的承重部分。但裝載機(jī)為全橋驅(qū)動(dòng)，所以牽引力是前后兩個(gè)橋的和。
假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩最大，傳動(dòng)比最小，且在良好路面上沒有滑轉(zhuǎn)產(chǎn)生，此時(shí)主減速器承受的扭矩最大，該最大扭矩：
Tje=TemaxiTLK0K1ηTn (4.1)
式中：
Temax—ZL50裝載機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，且轉(zhuǎn)矩的傳動(dòng)效率為100%，全部用來驅(qū)動(dòng)行駛，900N·M
iTL—此時(shí)由發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器的傳動(dòng)比，由提供參數(shù)計(jì)算約為5.75。
K0—猛結(jié)合超載系數(shù)，由性能系數(shù)fp確定，根據(jù)下式計(jì)算取該值為1.0。
裝載機(jī)行駛中的性能系數(shù)：
fp=16-0.195magTemax100 當(dāng)0.195magTemax>16
fp=0 當(dāng)0.195magTemax<16
ma——裝載機(jī)滿斗時(shí)的額定總重量21500Kg
所以：0.195×21500×9.8900=45.7>16
所以：fp=0,即K0取1.0
K1—驅(qū)動(dòng)橋力分配偏差系數(shù)，裝載機(jī)的兩驅(qū)動(dòng)橋由于裝載機(jī)重心位置不一定在中心而導(dǎo)致前后驅(qū)動(dòng)力不等。該偏差系數(shù)取1.2。
ηT—從發(fā)動(dòng)機(jī)到主減速器的傳遞效率，為變速箱*液力變矩器*萬向節(jié)傳遞效率，定為80%。
n—裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋的數(shù)目，2。
則Tje=900×5.75×1×1.2×0.82=2484 N·m
假設(shè)在發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩沒有達(dá)到最大，或檔位沒有達(dá)到最小減速比時(shí)，行駛在良好路面上ZL50已經(jīng)有滑轉(zhuǎn)產(chǎn)生，這種情況下驅(qū)動(dòng)橋受的力已經(jīng)為最大，最大扭矩為：
Tjφ=G2φrrηLBiLB (4.2)
式中：
G2—ZL50在滿斗且鏟斗中貨物密度很大時(shí)，承受重力最大的驅(qū)動(dòng)橋（前橋）給水平地面的最大負(fù)荷，該負(fù)荷=（裝載機(jī)重+貨重）2×驅(qū)動(dòng)橋力分配偏差系數(shù)。計(jì)算得87791.7N
φ—附著系數(shù)，即輪胎和地面的摩擦系數(shù)，以為是在良好路面上行駛，故取1.0
rr—ZL的滾動(dòng)半徑（m），計(jì)算公式如下：
rr=0.0254×［d2+HB×（1-λ）×B］
式中d—輪轂直徑(英寸)，對(duì)于型號(hào)23.5—25的輪胎，d=25英尺，HB—高寬比，對(duì)于寬基或超寬基輪胎，HB=0.5~0.7，取0.6；B—輪胎斷面寬度（英寸），對(duì)于23.5—25的輪胎，B=23.5英尺；λ—變形系數(shù)，λ=0.1~0.16，取0.13
則rr=0.0254×［252+0.6×（1-0.13）×23.5］=0.65m
ηLBiLB —從主減速器到車輪的總傳動(dòng)效率和其對(duì)應(yīng)的傳動(dòng)比。由于該傳遞過程中只有齒輪傳動(dòng)，效率較高取為95%，傳動(dòng)比為主傳動(dòng)比*輪邊減速比=5.75×3.7=21.3
則： Tjφ=87791.7×1×0.650.95×21.3=2821N·m
根據(jù)以上兩式可以看出該種裝載機(jī)的最大扭矩由發(fā)動(dòng)機(jī)提供，所以，驅(qū)動(dòng)橋收到的最大扭矩約為：
Tje=2484N·m
4.2.2計(jì)算載荷確定
上述最大力矩并非長(zhǎng)期在使用條件下出現(xiàn)，所以不能用來計(jì)算疲勞破壞。裝載機(jī)長(zhǎng)期行駛在土路面上進(jìn)行裝載工作，應(yīng)該以其平均轉(zhuǎn)矩最為疲勞破壞的依據(jù)。其平均轉(zhuǎn)矩的公式為：
Tjm=K1GrriLBηLBnfR+fH+fP （4.3）
式中：G—ZL50滿斗總重量，為21500×9.8=210700N
fR—裝載機(jī)工作的路面所對(duì)應(yīng)的道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，0.02
fH—ZL50正常爬坡時(shí)的爬坡阻力系數(shù)，0.08
fP—ZL50的行駛性能系數(shù)：
fP=［16-0.195GTemax］100<0
所以取fP=0
故
Tcf=1.2×210700×0.65×（0.02+0.08+0）21.3×0.95×2=407N·m
應(yīng)該把這個(gè)當(dāng)成主減速器經(jīng)常受到的扭矩，作為疲勞強(qiáng)度計(jì)算的依據(jù)。
4.3錐齒輪選擇及計(jì)算[1]
4.3.1齒數(shù)選擇
選擇錐齒輪時(shí)，z1,，z2沒有公約數(shù)可以使兩齒輪磨合均勻。主、從齒輪齒數(shù)和要大于40才能使齒面具有理想的重合度以及保證必要的重疊系數(shù)，同時(shí)提高了齒輪的彎曲強(qiáng)度。其中，小齒輪齒數(shù)最好大于6，可保證齒輪嚙合平穩(wěn)，同時(shí)可減小其疲勞強(qiáng)度和噪聲，但當(dāng)許要大的主傳動(dòng)比時(shí)，小齒輪齒數(shù)少才能得到較高的離地間隙。所以，兩齒輪齒數(shù)要合理搭配。
為滿足基本設(shè)計(jì)要求，可根據(jù)下表選擇齒數(shù)，在選擇主動(dòng)輪齒數(shù)時(shí)考慮不讓小齒輪根切，且保證小齒輪有足夠的疲勞強(qiáng)度因該使小齒輪有較多的齒數(shù)，但為了使主減速器的傳動(dòng)比足夠大，應(yīng)該選擇較少的齒數(shù)，根據(jù)下表，綜合上述信息，選取Z1=7。
表4-1 主減速器小齒輪齒數(shù)選擇
Z2=Z1×i
Z2=Z1×i=7×5.75=40.25
圓整取41；
i=Z2Z1=5.857
滿足傳動(dòng)比驗(yàn)算。
4.3.2 主動(dòng)齒輪和從動(dòng)齒輪參數(shù)計(jì)算
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式可粗選從動(dòng)齒輪分度圓直徑：
（4-4）
KD2—從動(dòng)輪的直徑系數(shù)，可取范圍為2.8～3.48；
Tc—從動(dòng)輪得計(jì)算轉(zhuǎn)矩即式1和式 2中的較小者，即從動(dòng)輪要承受的最大轉(zhuǎn)矩，248400 N·cm。
即D2=（2.8～3.48）3248400=（176.01～218.76）mm
初選D2=205mm 則模數(shù)mt=D2z2=20541=5mm
參考《機(jī)械原理》表10-1中的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表選取5。
則計(jì)算模數(shù)為：
由d=m×z,可得模數(shù)符合要求
d1=5×7=35 d2=5×41=205
4.3.3 計(jì)算齒寬
錐齒輪齒面的寬度和其強(qiáng)度可壽命密切相關(guān)，寬度過窄則會(huì)導(dǎo)致強(qiáng)度壽命縮短。但，當(dāng)齒面過寬時(shí)會(huì)導(dǎo)致小端齒溝太窄刀具加工，也會(huì)嚴(yán)重縮短刀具壽命，還可能在使用時(shí)應(yīng)力集中，安裝時(shí)裝配空間過小，不利于安裝。一般從動(dòng)錐齒輪齒寬不大于節(jié)圓的0.3倍，即b2≤0.3A2,而且b2≤10mt。
b2=0.155D2=0.155×205=31.775mm 在此取32mm
為了使齒輪嚙合良好、不浪費(fèi)大齒輪齒寬，且方便安裝，小齒輪齒寬要比大齒輪大10%，取為b1=36mm
4.3.4 錐齒輪的中點(diǎn)螺旋角β的確定
選β時(shí)應(yīng)考慮它對(duì)齒面重合度ε，輪齒強(qiáng)度和軸向力大小的影響，β越大，ε也越大，同時(shí)嚙合齒數(shù)也越多，傳動(dòng)越平穩(wěn)，噪音越低，而且輪齒強(qiáng)度越高， ε應(yīng)不小于1.25，在1.5～2.0時(shí)效果最好。但是當(dāng)β過大時(shí)，會(huì)導(dǎo)致軸向力增大。
相關(guān)工程機(jī)械上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，以采用35°較為普遍。本次選擇螺旋角也是35°。當(dāng)中點(diǎn)螺旋角選定時(shí)，其他地方的螺旋角也隨之確定。
4.3.5 螺旋方向的選擇
此處設(shè)計(jì)中我們定主動(dòng)錐齒輪為左旋，從錐頂看主動(dòng)錐齒輪為逆時(shí)針，從動(dòng)錐齒輪相反。主要是為了防止產(chǎn)生齒輪卡死。當(dāng)ZL50前進(jìn)時(shí)軸線力離開錐頂方向，兩輪有分開趨勢(shì)。
4.3.6 法向壓力角的選擇
在輪式裝載機(jī)上，為了提高輪齒的彎曲強(qiáng)度，一般采用22.5°的壓力角。
4.3.7 齒高參數(shù)的選擇
從相關(guān)資料可查得:螺旋錐齒輪的齒頂高系數(shù)ha*=0.85，頂隙系數(shù)C*=0.188 ﹔
4.3.8圓弧錐齒輪尺寸計(jì)算
確定基本參數(shù)后，可根據(jù)下表計(jì)算出齒輪的其它有關(guān)參數(shù)
表4-2 主減速器基本參數(shù)計(jì)算
序號(hào)
項(xiàng)目
計(jì)算公式
計(jì)算結(jié)果
1
主動(dòng)齒輪齒數(shù)
7
2
從動(dòng)齒輪齒數(shù)
41
3
端面模數(shù)
m
5
4
齒面寬
=36㎜ =32㎜
5
工作齒高
8.5㎜
6
全齒高
9.44㎜
7
法向壓力角
=22.5°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
35㎜
=205㎜
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.6888°
=80.3112°
11
節(jié)錐距
A==
A=104㎜
12
周節(jié)
t=π
t=15.708㎜
13
齒頂高
=4.25㎜
14
齒根高
=
=5.19 ㎜
15
徑向間隙
c=
c=0.94㎜
16
齒根角
=2.8569°
17
面錐角
=12.5457°
=83.1681°
18
根錐角
=
=
=6.8319°
=77.4543°
19
齒頂圓直徑
=
=43.38㎜
=206.43㎜
4.4 錐齒輪材料選定[1]
不同于別的地方的齒輪，傳動(dòng)系中的主減速器齒輪容易發(fā)生損壞。材料選用有一定的要求：
a)良好的抗彎曲性能和很高的表面接觸強(qiáng)度，硬度高，從而使得齒輪表面耐磨性增強(qiáng)。
b)齒輪內(nèi)部應(yīng)該有一定的韌性，避免因?yàn)閱我灰蟾邚?qiáng)度而使齒輪整體過脆。
c)材料的可塑性要好，用來保證后續(xù)的加工以及改良處理步驟的進(jìn)行。
d）選擇合金材料時(shí)，盡量避免選用沒有特殊金屬的合金鋼。
本次設(shè)計(jì)中用到的錐齒輪均用滲碳合金鋼制造。滲碳合金鋼的優(yōu)點(diǎn)是可以滿足錐齒輪的材料的一切要求，后續(xù)的物理加工也相對(duì)方便。缺點(diǎn)是熱處理費(fèi)用較高，下層硬度較低，壓力過大時(shí)易變形。如果表層的含碳量過高，會(huì)導(dǎo)致硬化層脫落。
為改善新齒輪的磨合以及進(jìn)一步加強(qiáng)其硬度應(yīng)該在該種合金鋼中滲碳。這樣可以在蘸火時(shí)得到較厚的淬硬層。同時(shí)還可以保持齒輪中心的韌性。為了不使硬化層過早脫落，碳含量要控制在0.8%～1.2%。同時(shí)為提高其硬度還可以進(jìn)行磷化處理或鍍銅、鍍錫處理厚度在0.005～0.020mm。對(duì)齒面進(jìn)行應(yīng)力噴丸處理，噴丸處理可以提前打磨掉齒輪的上的尖角、縮短其磨合磨損期、減少磨合磨損期產(chǎn)生的金屬小顆粒，可提高齒輪壽命。
20CrMnTi材質(zhì)的錐齒輪相關(guān)參數(shù)如下[9]：
σb =1080MPa σs=850MPa 硬度217HBS
4.5 主傳動(dòng)器螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
齒輪的強(qiáng)度計(jì)算主要是計(jì)算齒輪的疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。
4.5.1錐齒輪彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算[1]
錐齒輪的最大齒根彎曲應(yīng)力為：
σu=MmaxKcKv×2Fzm2×KsKmJw （4-5）
式中：σu—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·mm
Kc—超載系數(shù)，與錐齒輪副運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)有關(guān)，對(duì)輪式裝載機(jī)可取K0=1.25～1.5，結(jié)合ZL50的實(shí)際情況，取K0=1.25；
Kv—質(zhì)量系數(shù)，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)書中的齒輪精度表選擇7級(jí)精度，
v=1000πd1n160≈4m/s，由下圖可取Kv=1.36；
F—齒寬，mm，F(xiàn)=b；
z—齒數(shù)；
m—大端模數(shù)，m=ms
Ks —尺寸系數(shù)，可以根據(jù)以下方式確定：
當(dāng)m<1.6mm時(shí)，取Ks=0.5；m≥1.6時(shí)：Ks=4m25.4,則Ks=4525.4=0.641
Km—載荷分配系數(shù)，小齒輪用跨置式支承，Km=1.00～1.10，取中間值Km=1.05
Jw—計(jì)算彎曲應(yīng)力的系數(shù)，由圖2-3得J1=0.225 J 2=0.20
則σu1=2821000×1.251.36×236×7×52×0.641×1.050.225=247.0MPa
而σu2=2484000×1.251.36×232×41×52×0.641×1.050.20=468.5MPa
則許用彎曲應(yīng)力為：［σu］=0.75σb=810 MPa
則σu1<［σu］, σu2<［σu］,齒輪彎曲強(qiáng)度合格。
圖4-3 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
4.5.2錐齒輪表面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算[4]
錐齒輪輪齒的齒面接觸應(yīng)力為：
σc=CpPeC0Cv×1bde×CsCmCfIx
σc—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=234N1/2/mm
Pe—齒輪大端圓周力（kg），Pe=2Mmax1de
C0—過載系數(shù)，C0=KC=1.0
Cv—?jiǎng)虞d系數(shù)，Cv=Kv=1.36
b—有效工作齒寬，b=3.2cm
de—小齒輪大端分度圓直徑，de=3.5cm
Cs—尺寸系數(shù)，Cs=Ks=0.641
Cm—載荷分布系數(shù)，Cm =Km=1.05
Cf—表面質(zhì)量系數(shù)，此次設(shè)計(jì)中可取Cf=1.0
Ii—表面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，對(duì)此次選用的弧齒錐齒輪用插入法并綜合下圖4-4選取I=0.14
圖4-4
· 圖4-5
σc=743×2×4070×1.03.5×1.36×13.2×3.5×0.641×1.05×1.00.14=20131kg/cm2
即σc= 1972.8MPa
σc<［σc］=3500MPa,錐齒輪輪齒的齒面接觸強(qiáng)度合格。
5.差速器
車輛在行使過程中，當(dāng)行駛的形式不是在平整路面上直行時(shí)，左右輪的速度需要不相等，否則容易引起輪胎打滑，加重輪胎的磨損。為了解決這個(gè)問題，輪間差速器就應(yīng)運(yùn)而生。它主要的作用就是讓兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪可以以不同的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)[7]。
由于對(duì)稱式錐齒輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)平穩(wěn)。故這次差速器齒輪設(shè)計(jì)，齒輪選擇圓錐直齒輪，按對(duì)稱分布。
5.1差速器的差速原理
圖5-1 差速器差速原理
當(dāng)兩軸的轉(zhuǎn)速ω1、ω2值相同時(shí)，行星齒輪只是隨著兩軸上的錐齒輪公轉(zhuǎn)，角速度也相同，值為ω0。于是ω1=ω2=ω0，即差速器只傳遞轉(zhuǎn)速，不需要差速。
當(dāng)行星輪有兩種運(yùn)動(dòng)形式的時(shí)候，既隨著半軸公轉(zhuǎn)，還繞自身的軸5以ω4自轉(zhuǎn)時(shí)，嚙合點(diǎn)A的圓周速度為 ω1r=ω0r+ω4r，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為ω2r=ω0r-ω4r。
于是
ω1r+ω2r=(ω0r+ω4r)+(ω0r-ω4r)
ω1+ω2=2ω0 (5-1)
若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)速n表示，則
n1+n2=2n0 (5-2)
上式表明差速器殼兩端的半軸齒輪的轉(zhuǎn)速和等于差速器殼的轉(zhuǎn)速的兩倍，當(dāng)車輛需要兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪以不同的速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，行星輪的轉(zhuǎn)動(dòng)就起抵消兩輪轉(zhuǎn)速差的作用，消除車輪的打滑。
5.2差速器齒輪的材料
差速器中的齒輪與主傳動(dòng)齒輪一樣，材料都是滲碳合金鋼[9]。常用的材料是20CrMnTi，差速器齒輪常用精鍛工藝，這種工藝的缺點(diǎn)在于成品精度較低[10]。
5.3錐齒輪差速器的結(jié)構(gòu)
輪式裝載機(jī)的錐齒輪差速器，主要特點(diǎn)是工作平穩(wěn)，構(gòu)造簡(jiǎn)單。面對(duì)多樣的工況，驅(qū)動(dòng)輪上的扭矩分配應(yīng)該基本平均，這樣的扭矩分配對(duì)于裝載機(jī)的工作和轉(zhuǎn)彎非常適合。組成如下圖：
5.4 差速器齒輪的材料選擇
差速器與主減速器相連接，工作環(huán)境類似，所以選擇材料和熱處理方法同主減速器齒輪相同。
5.5差速器參數(shù)選擇[1]
從動(dòng)錐齒輪的大小基本決定了差速器外殼的尺寸，差速器的安裝也對(duì)外殼的尺寸有相關(guān)的要求。差速器殼的大小要方便差速器的安裝。減速器對(duì)其的影響，不能發(fā)生干涉。
5.5.1齒數(shù)確定
差速器的強(qiáng)度和其球面半徑密切相關(guān)，球面半徑大差速器強(qiáng)度高，節(jié)錐距大。為在有限的空間內(nèi)提高行星齒輪的強(qiáng)度，行星齒輪的數(shù)目4
行星齒輪的球面半徑確定：
RB=KB3Tmm (5-3)
式中：
RB—行星齒輪的球面半徑，mm
KB —球面半徑系數(shù)，在2.5～3.0之間，與行星齒輪的個(gè)數(shù)有關(guān)，裝載機(jī)盡量取最大值，取3
T—轉(zhuǎn)矩，即行星齒輪所受的最大轉(zhuǎn)矩，也就是主減速器的最大轉(zhuǎn)矩，故為3.7×2484=9190.8N·M
根據(jù)（5-3）式得RB=339190.8=62.841 初選RB=63mm 同時(shí)預(yù)選節(jié)錐距A0=63mm
差速器的齒輪大小基本由其球面半徑?jīng)Q定。為提高其強(qiáng)度在選擇齒形系數(shù)時(shí)應(yīng)使其模數(shù)盡量大，使齒輪有較高的強(qiáng)度，但不能使其齒數(shù)過少，這樣不利于加工和嚙合。盡量將齒數(shù)比z2z1控制在1.5～2.0范圍內(nèi)。
在確定這兩種齒輪時(shí)要考慮彼此間的裝配關(guān)系，半軸齒輪數(shù)要為雙數(shù)。這樣可以保證行星齒輪的分布均勻，滿足安裝條件。公式如下：
z2L+z2Rn=I （5-4）
其中：
z2L, z2R—差速器兩半軸齒輪的齒數(shù)，一般來說，兩齒數(shù)相等
n—行星齒輪數(shù)
此處取z1=10，z2=18
5.5.2 節(jié)圓直徑確定
（1）首先求出兩種齒輪的節(jié)錐角：
γ1=arctanz1z2=arctan1220=29.05°
γ2=arctanz2z1=arctan2012=60.95°
（2）模數(shù)的確定
齒輪的外錐距為：Re=d12sinγ1≈RB2=31.5mm
則：d1=RB*sinγ1=30.6mm
則：m=d1z1=30.6÷10=3.06mm,取為標(biāo)準(zhǔn)值，m=4
由此可得：
行星齒輪分度圓直徑：d1=mz1=4×10=40mm
半軸齒輪分度圓直徑：d2=mz2=4×18=72mm
5.5.3 壓力角α的確定
最小齒數(shù)為10。在此選擇22.5°的壓力角，齒高系數(shù)定為0.8。
5.5.4行星齒輪安裝孔徑和孔深
行星齒輪是安裝在行星齒輪軸上的，行星齒輪軸的名義尺寸和安裝孔的直徑大小相同，軸穿過安裝孔支承起行星齒輪，二者的支承長(zhǎng)度通常取；
L=1.1φ
Lφ=1.1φ2=T0×103［σc］*nl
φ=T0×1031.1［σc］*nl
式中：
T0—差速器要承受的最大的扭矩， N·M；在此取9190.8N·M
n—行星齒輪的數(shù)目；4
l—行星齒輪支承面重點(diǎn)支錐頂?shù)木嚯x，mm，l≈0.5d2’, d2’為半軸齒輪齒面中點(diǎn)處的直徑，而d2’ ≈0.8 d2；
［σc］—支承面的許用擠壓應(yīng)力，在此取98 MPa
根據(jù)上式d2’=0.8×72=57.6mm l=0.5×57.6=28.8mm
φ=91908001.1×98×4×28.8≈28mm L=1.1×28≈30.8mm
5.5.5 差速器齒輪的幾何計(jì)算
表3-1差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號(hào)
項(xiàng)目
計(jì)算公式
計(jì)算結(jié)果
1
行星齒輪齒數(shù)
≥10，應(yīng)盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
=14～25，且需滿足式（5-4）
=18
3
模數(shù)
=4mm
4
齒面寬
b=(0.25～0.30)A0;b≤10m
18mm
5
工作齒高
=6.4mm
6
全齒高
h0=（1.6+0.188）m
7.152
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
90°
9
節(jié)圓直徑
；
d1=40
d2=72
10
節(jié)錐角
，
=29.05°
11
節(jié)錐距
Re=d12sinγ1= d22sinγ2
=63mm
12
周節(jié)
=3.1416
=12.6mm
13
齒頂高
;
=0.8mm
=5.6mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=6.352mm;
=1.552mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=0.803mm
16
齒根角
=;
=5.758°
=1.411°
17
面錐角
；
=34.81°
=62.36°
18
根錐角
；
=23.29°
=59.54°
19
外圓直徑
d01=41.40mm
d02=77.44mm
20
齒側(cè)間隙
=0.245～0.330 mm
=0.250mm
5.6 差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算[1]
差速器中的齒輪由于只在非平整路面直線行駛的時(shí)候才發(fā)揮差速的作用，所以只需要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核：
σw=K0KsKm200Mcbz2JKvm2 MPa (5-5)
式中：
MC—差速器受到的轉(zhuǎn)矩，Mc =0.6Mmaxn, Mc=919080×0.64=137862N·mm
—行星齒輪數(shù), 4
b—齒寬，18mm
—差速器半軸齒輪齒數(shù)， 18；
—差速器質(zhì)量系數(shù)，當(dāng)制造誤差小，裝配精度高時(shí)，周節(jié)徑向跳動(dòng)小。取 1。
—差速器尺寸系數(shù)，當(dāng)m>1.6時(shí)，Ks=4m25.4, Ks=0.631
Km—差速器載荷分配系數(shù)，由于差速器支撐條件好，剛度好所以取1。
—差速器齒輪彎曲應(yīng)力綜合系數(shù)，由圖4-3 J=0.254
m—模數(shù),4
K0 —過載系數(shù)，1
圖3-1 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)
則：
σw=13786218×18×0.254×200×0.631×116×11=132.1MPa
半軸齒輪與行星齒輪材料選為20CrMnTi,其極限應(yīng)力為σb=1080MPa
則σw=0.75σb=810 MPa
則σw<［σw］,齒輪彎曲強(qiáng)度合格。
6.最終傳動(dòng)設(shè)計(jì)
最終傳動(dòng)是傳動(dòng)系中最后一級(jí)減速增扭機(jī)構(gòu)，即輪邊減速機(jī)構(gòu)。最終傳動(dòng)要在不發(fā)生干涉、滿足強(qiáng)度要求的情況下盡量使傳動(dòng)比大，所以ZL50一般選用行星齒輪減速器。單排內(nèi)嚙合行星傳動(dòng)容易得到大傳動(dòng)比，而且可以讓整個(gè)輪邊減速器的尺寸盡可能小。
輪邊減速器的傳動(dòng)形式選擇為行星輪系傳動(dòng)，這種傳動(dòng)形式：主動(dòng)件為太陽(yáng)輪，從動(dòng)件為行星架，傳動(dòng)比為1+α(α為齒圈和太陽(yáng)輪的齒數(shù)之比)。
6.1 行星齒輪的結(jié)構(gòu)和參數(shù)選則[5]
2Z-A(X)型行星齒輪為單層，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，總直徑相對(duì)別的種類的齒輪直徑小，齒輪外輪廓為圓，與車輪外型可以很好的匹配。
分配減速傳動(dòng)比為4.875，在此行星輪系選用一定規(guī)格的行星輪系，太陽(yáng)輪齒數(shù)Za=16,行星輪齒數(shù)Zg=23，齒圈齒數(shù)Zb=62，行星輪數(shù)目 nw=3。
6.2輪邊減速器中的行星齒輪傳動(dòng)匹配計(jì)算
6.2.1 傳動(dòng)比計(jì)算
根據(jù)傳動(dòng)比計(jì)算 iaHb=1+ZbZa
則1+ZbZa=1+6216=4.875= iaHb
6.2.2鄰接條件驗(yàn)證
鄰接條件：相鄰的兩個(gè)行星輪的齒頂圓半徑應(yīng)小于兩個(gè)行星輪的中心距
可得 L=2awsin180°nw>（da）g
即 L=2×m×Za+Zg2sin60°=3932 m
（da）g=d+2h=18m
則 2awsin180°nw>（da）g
鄰接條件滿足，在布置3個(gè)行星輪時(shí)無干涉產(chǎn)生。
6.2.3同軸條件驗(yàn)證
同軸條件是指外嚙合齒輪的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪的中心距
則有Zb=Za+2Zg
因?yàn)閆b=62 Za=16 Zg=23 所以滿足條件。
6.2.4裝配條件驗(yàn)證
相鄰兩個(gè)行星輪所夾中心角φ1=2πnw
中心輪a相應(yīng)轉(zhuǎn)過φ1角，φ1角必須等于中心輪a轉(zhuǎn)過γ（整數(shù)）個(gè)齒所對(duì)的中心角，φ1=γ×2πZa
式中2πza 為中心輪a轉(zhuǎn)過一個(gè)齒（周節(jié)）所對(duì)的中心角。
ip=nnH=φ1φH=1+ ZbZa
將φ1、φH代入上式，有γ×2πza×nw2π=1+ ZbZa
整理得γ=Zb+Za3=26
滿足兩中心輪的齒數(shù)和應(yīng)為行星輪數(shù)目的整數(shù)倍的裝配條件。
6.3行星齒輪尺寸選擇
根據(jù)彎曲強(qiáng)度初選模數(shù)m
m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim (6-1)
式中 Km —算數(shù)系數(shù)，直齒輪傳動(dòng)一般取Km=12.1
T1—半軸傳來的最大轉(zhuǎn)矩，137.862N·m；
T1=Tanp=9549P1npn1
KA—使用系數(shù)，取1
KF∑—綜合系數(shù)，由下表得，取2
KFP—載荷分布不均勻系數(shù)，KFP=1+1.5（KHP-1），（粗略計(jì)算時(shí)KHP=1.5）代入得KFP=1.75
YFa1—小齒輪齒形系數(shù)，由下表YFa1=3.15
φd—齒寬系數(shù)，φd=1.2
z1—齒輪副中小太陽(yáng)輪齒數(shù)，16；
σFlim—齒輪彎曲疲勞極限，由《行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)》圖7-26～7-30,取240N*mm2,
則m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim=12.13137.862×1×2×1.75×3.151.2×162×240≈3.4，取m=4
表6-1
表6-2
1） 分度圓直徑d
d(a)=m×Za=4×16=64mm
d(g)=m×Zg=4×23=92mm
d(b)=m×Zb=4×62=248mm
2） 齒頂圓直徑da
齒頂高h(yuǎn)a:外嚙合ha1=ha×m=m=4mm
內(nèi)嚙合ha2= （ha*-△h*）×m=（1-7.55Zg）×m=3.515
da(a)= d(a)+2ha=64+16=80mm
da(g)= d(g)+2ha=92+16=108mm
da(b)= d(b)-2ha=248-14.06=233.96mm
3） 齒根圓直徑df
齒根高h(yuǎn)f=（ha*+c*）×m=1.25m=5
df(a)=d(a)-2hf=64-20=84mm
df(g)=d(g)-2hf=92-20=72mm
df(b)=d(b)-2hf=248+20=268mm
4） 齒寬b
b(a)=φd*d(a)=1×64=64mm
b(g)=φd* d(a)+5=64+5=69mm
b(b)=φd× d(a)-5=64-5=59mm
5） 中心距a
此處嚙合齒輪副的節(jié)圓與分度圓重合，則嚙合齒輪副的中心距為：
1、a-g為外嚙合齒輪副
aag=m（za+zg）2=4×（16+23）2=78mm
2、b-g
abg=4（za-zb）2=4×（62-23）2=78mm
經(jīng)過計(jì)算可得基本參數(shù)如下表：
表6-3 差速器行星齒輪基本參數(shù)計(jì)算
中心輪a
行星輪g
內(nèi)齒圈b
模數(shù)m
4
4
4
齒數(shù)z
16
23
62
分度圓直徑d
64
92
248
齒頂圓直徑
80
108
233.96
齒根圓直徑
84
72
268
齒寬b
64
69
59
中心距a
=78mm =78mm
6.4齒輪材料及其制造工藝選擇[1]
中心輪的選材為45鋼[9]，正火處理以后硬度可以達(dá)到要求[8]，在162~217HBS之間，表面加工精度應(yīng)達(dá)到8級(jí)精度，齒面粗糙度Ra≤1.6行星輪g、內(nèi)齒圈b選用聚甲醛，選8級(jí)精度，要求齒面粗糙度Ra≤3.2。
6.5行星齒輪傳動(dòng)疲勞強(qiáng)度校核[5]
齒輪的破壞形式多種多樣，行星齒輪的主要破壞形式，分為兩種，接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此應(yīng)對(duì)這兩個(gè)方面的強(qiáng)度進(jìn)行校核及驗(yàn)算。
行星齒輪傳動(dòng)中，強(qiáng)度校核主要針對(duì)太陽(yáng)輪和行星輪，由于圓周力的影響，行星輪和太陽(yáng)輪會(huì)相互之間有圓周力的影響，同時(shí)因?yàn)樾行驱X輪與太陽(yáng)齒輪嚙合會(huì)有一定的載荷不均勻的問題，計(jì)算過程中要代入修正系數(shù)。
6.5.1行星齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算及校核
（1）轉(zhuǎn)矩T1
T1=Tanp=9549P1npn1=137862 N·mm
行星齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度σF可按下式計(jì)算，即
σF=σF0KAKVKFβKFαKFρ (6-2)
其中：
σF0—齒根應(yīng)力基本值，其公式為：
σF0=Ft（bmn）YFaYSaYεYβ （6-3）
其許用齒根應(yīng)力為：
σFp=σFlimSFlimYSTYNTYδrelTYRrelTYX （6-4）
Ft—名義切向力，
Ft=2000T1npd1=2000×137.8623×80=1148.85N·mm
KA—使用系數(shù)，根據(jù)表6-1取1.5
KV—?jiǎng)虞d系數(shù)，和齒輪的精度的線速度有關(guān)，計(jì)算得1.06
KFβ—齒向載荷分布系數(shù)，計(jì)算得：1.3
KFα—齒間載荷分配系數(shù)，由圖6-3得KFα=1.2
KFρ—行星輪間載荷分配系數(shù)，計(jì)算得 1.3
KFρ=1+1.5×（1.2-1）=1.3
YFa—齒形系數(shù)，由下圖6-1得 2.58
YSa—應(yīng)力修正系數(shù)，由下圖6-2得 1.63
Yε—重合度系數(shù)，計(jì)算得：0.78
Yβ—螺旋角系數(shù)，由下圖6-2得：1
σF=1148.854×64×2.58×1.63×0.78×1×1.5×1.06×1.3×1.2×1.3=47.47 N/mm2
σFlim—齒根彎曲疲勞極限，340 N/mm2
SFlim—最小安全系數(shù)，由表6-4得:1.6
YST—應(yīng)力系數(shù)，與齒根彎曲疲勞極限有關(guān)，得：2
YNT—使用壽命系數(shù)，為0.89
YδrelT—查相關(guān)資料得，1
YRrelT—相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，與齒根表面狀況系數(shù)有關(guān)0.98：
YX—尺寸系數(shù)，按相關(guān)公式計(jì)算得：1.02
σFp=3401.6×2×0.89×1×0.98×1.02=378 N/mm2
則可得，σF<σFp,則該齒輪滿足齒根彎曲
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