摘   要 

本次毕业设计题目为ZL40装载机驱动桥及主传动器设计，大致上分为主传动器设计、差速器设计、半轴设计、终传动设计和桥壳设计五大部分。本说明书将以“驱动桥设计”为内容，对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。 

本次设计中，ZL40装载机传动采用液力机械传动方案，选用双涡轮液力变矩器和行星动力换挡变速箱，并按以下原则分配传动比：在终传动能安装的前提下，将传动比尽可能地分配给终传动，使整机结构尺寸减小，结构紧凑。 

主传动器采用单级锥齿轮传动式，锥齿轮采用35º螺旋锥齿轮并选用悬臂式支承。将齿轮的基本参数确定以后，算得齿轮所有的几何尺寸，然后进行齿轮的受力分析和强度校核。齿轮的基本参数和几何尺寸的计算是此部分设计的重点。在掌握了差速器、半轴、终传动和桥壳的工作原理以后，结合设计要求，合理选择其类型及结构形式，然后进行零部件的参数设计与强度校核。差速器设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，齿轮选用直齿锥齿轮。半轴设计采用全浮式支承方式 。终传动设计采用单行星排减速形式。

关键词：装载机;驱动桥;主传动器

Abstract 

The content of my graduation design is The Design of ZL30 Loader Axles (Main Transmission), largely at five parts, included of the main transmission design, differential design, half-shaft design, the design of the final drive and design of axle case .The design specifications will introduce the structure type and design of the drive axle and the main components in the driving axle design one by one. 

In this design, ZL30 loader is adopts hydromechanical transmission, select and uses double turbine hydraulic torque converter and planetary power shift transmission, and distribution of the transmission ratio according to the following principles: in the premise of final drive can be installed in the hub, assign the transmission ratio to final drive as much as possible to  makes the whole structure size decreases and structure terse.  

Main drive is adopts a single-stage bevel gear with 35o and spiral bevel gears use cantilever support. After considered of the basic parameters of gear, calculate all the geometric parameters of the gear, and then analysis gear stress and check its strength. The calculation of gears basic parameters and geometry parameters is the key point of this part.  After mastered the working principle of differential, axle, final drive and axle case, have a reasonable choice and the structure of its type by combining with the design requirements, and then design parts and check strength. The differential design adopts ordinary symmetric tapered planetary gear differential, and the gear is straight bevel gears. The  half-shaft design uses the full floating axle s-upporting. The final drive design uses a single planetary row.

Keywords： loader, drive axle  main transmission 

1.引言

装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程施工机械，它的作业对象是各种土壤，砂石料、灰料及其他建筑路用散装物料等。主要完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。它具有作业速度快，效率高，操作轻便等优点。 

此处设计的Zl40装载机与对与其他中大装载，即属工程型装、运机具，不仅需要铲装块度较大的松散物料，还需要挖掘I、II级土壤的能力，ZL40装载机属工程辅助型和生产生活服务型的装、运料机具，它的作业对象是粒度不大的松散物料。 

此处的ZL40装载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.从设计上看，液力传动系统比机械传动系统先进，其柔性传动连接更适合装载机的铲装工况。 

2.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。 

3.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 

4．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。 

5.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。 

ZL10的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)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便。

2.传动设计

2.1锥齿轮结构形式的选择

2.2计算载荷的选择

2.2.1 最大载荷的计算

按驱动轮与地面之间达到最大附着力时，计算主传动器从动锥齿轮上的最大扭矩，查《轮式装载机设计》P192式[6-18]：

(2.1)

上式中：———驱动桥满载时的负载

———轮胎与地面的附着系数，查《车辆地盘构造与设计》P172表（2-1-2）

取在坚实土路工况上

———驱动轮的动力半径，查《铲土运输机械》P31式(3-2):

d———轮辋直径，设计任务书给定的轮胎规格为：16-24英尺，则取

d=24英尺；

轮胎按断面宽度可以分为：标准轮胎（=0.95-1.15)；宽基轮胎或

超宽基轮胎（=0.5-0.7）。取=0.7；

———车轮变形系数（0.12-0.15），取=0.15，则

=0.624m

———桥荷分配系数；

———轮边减速器的传动比，设计任务书给定的轮边减速传动比为3.667， 则有

=9733.52 2.2.2发动机传给驱动桥的扭矩

发动机传给驱动桥的扭矩查《轮式装载机设计》P191式[6-17]：

（2.2）

式中： ———发动机最大扭矩

———发动机变矩器的最大变矩比，当变矩器的涡轮转速为 0时，泵轮

转矩几乎不变，涡轮转矩最大。这里为3.24

———变速箱档传动比，这里为3.85

———主传动比，这里为6.167

———驱动桥数目

则

=15000.80

驱动桥锥齿轮的最大载荷在强度计算中用于验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的依据，但是在选择锥齿轮的主要参数时，为了便于同类车辆的比较，可按上述两种方法所得较小值作为驱动桥的计算最大扭矩

所以 =9733.52

2.3 螺旋锥齿轮分度圆直径参数

2.3.1从动锥齿轮分度圆直径的选择

就单级主传动器来说，从动锥齿轮的分度圆对驱动桥尺寸有直接影响，分度圆直径小了，影响跨置式主传动齿轮的前支撑架的布置和差速器的安装。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，查《轮式装载机设计》P184式[6-3]：

式中： ———直径系数，查《轮式装载机设计》P183式[6-1]得

=0.58-0.66，取0.66

———从动锥齿轮上最大的计算扭矩

———从动锥齿轮分度圆直径，

=31.56

根据同类型机型参考：D=320

2.3.2齿数的选择

在选择齿数时应尽量使相啮合的齿轮数没有公约数，以便在其使用过程中能相互啮合，起自动研磨作用，为了得到理想的齿形系数，小齿轮和大齿轮的齿数和不小于40，且小齿轮数应尽量选用奇数。

查《车辆地盘构造和设计》P272表2-4-1，根据传动比=6.167

大齿轮的齿数为小齿轮齿数乘以传动比，则

取整后为，满足上述要求。

2.3.3端面模数的选择

取整后

但为了知道选用的模数是否合适，还需用下式进行校对：

上式中：

———模数系数0.061-0.089

———锥齿轮大端的端面模数，和圆柱齿轮的模数不同，锥齿轮的 大端

端面模数可以不是标准模数。

———从动锥齿轮上最大计算扭矩

从而得：

在0.061-0.089的范围内，

所以，取合适，即分度圆直径合适。

2.4螺旋锥齿轮的几何参数确定

2.4.1齿面宽b的确定

增加齿宽，理论上似乎可以提高齿轮的强度和寿命，但实际上由于齿面过宽，使齿轮小端延长而导致齿间变窄，势必减小切削刀尖的顶面宽及其棱边的圆角半径，这样一方面使翅根圆角半径变小，另一方面也降低了道具的使用寿命。

通常采用下式确定锥齿轮齿宽：

式中：———锥齿轮传动的节锥距

62.74

同时，b不应该超过端面模数的10倍，即

=1010=100

所以取b=60。

上述齿宽指的是大齿轮的齿宽，一般小锥齿轮的齿宽比大锥齿轮的齿宽稍大

10％左右，则：

b*=b（1+10％）

取小齿轮齿宽b*=70。

2.4.2法向压力角的选择

螺旋锥齿轮的压力角是以法向截面的压力角来标志的。大压力角可以增加螺旋锥齿轮的强度，减小产生根切的最小齿数，但对于小尺寸的齿轮，大压力角易产生齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使轮齿的齿形重合系数下降，所以在轻载荷工作的齿轮中一般采用小压力角，可是齿轮运转平稳，噪音低。螺旋锥齿轮标准压力角为20°，在轮式装载机上，为了轮齿的弯曲强度，一般采用22.5°。

2.4.3螺旋角的选择

螺旋锥齿轮齿轮的螺旋角是指该齿轮节锥齿线上的一点的切线和该切点的圆锥曲线之间的夹角。螺旋角应足够大，以便锥齿轮的的轴向重叠系数超过1.25。越大，传动越平稳，噪音越小。当在1.5-2.0之间时，效果最好。螺旋角过大，传动时轴向力也增大，给支撑结构和设计带来了困难。在轮式装载机上螺旋角一般为35°-40°，所以采用35°比较靠谱。

判断所选的螺旋角是否合适:

查《轮式装载机设计》P85式[6-3]：

式中：———轴向重叠系数；

———齿面宽对外锥距比值所决定的系数

=

=0.395

———点中螺旋角；

———锥齿轮传动的节锥距；

———端面模数；则

=1.748

在1.5-2.0之间，所以取35°是合理的。

2.4.4螺旋方向的选择

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋，或者从齿轮的小端看向大端（即对着齿面看），如果轮齿从小端到大端是顺时针方向则称为右旋齿，否则是左旋,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轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可以使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿卡死而损坏。

2.4.5齿高系数选择

对轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮，一般采用短制和高度修正。其目的是为了达到消除根切，使大小齿轮滑动比接近相等，提高齿轮的强度。高度修正时，小齿轮采用正修正，此时小齿轮齿顶高增加，而大齿轮采用负修正，齿顶高减少同意数值。

小齿轮高度变位系数为：

式中: ———螺旋锥齿轮副速比,

=0.336

在实际加工中，为了提高精切刀使用寿命，在齿轮粗切时将牙齿深度比计算的齿全高加大一个值，由于本设计中=8，其值在2.5-11之间，查《轮式装载机设计》P178的表6-4可知=0.25

工作齿高：

全齿高：

齿顶高：小齿轮：

大齿轮：

2.4.6理论弧厚度

除了采用高度变位增加小齿轮的强度以外，还采用切向变位修正，使小齿轮的齿厚增加，而相应的减少大齿轮的齿厚，大齿轮的齿厚减少量也是，这样修正以后可以使一对相啮合的齿轮轮齿强度接近相等。

上式中：

———小齿轮的大端端面理论弧齿厚

———大齿轮的大端端面理论弧齿厚

其中K由《轮式装载机设计》P188表6-6查的：

K=0.25

=7.38

2.4.7齿侧间隙

齿侧间隙是轮齿啮合时，非工作齿面间的最短法相距离，齿侧间隙过小，运动中噪音大，磨损快，易咬死；齿侧间隙过大，容易造成冲击。

查《轮式装载机设计》P188表6-7，选取齿侧间隙：

2.4.8顶锥角、根锥角、齿顶角、齿根角

对于等齿顶间隙收缩的圆弧锥齿轮，一个齿轮的齿顶角等于相互啮合齿轮的齿根角，即：

齿根角： °

°

°

°

节锥角： °

°

根锥角： °

°

顶锥角： °

°

表2-1 主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸（）

2.5螺旋锥齿轮的强度计算

2.5.1驱动桥锥齿轮的最大载荷确定

从前面的计算可知

此最大扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，在强度计算中只用它来检验最大应力。

2.5.2轮式装载机主传动器的计算扭矩

轮式装载机的作业工况是非常复杂的，要确定使用中各种工况下的载荷和载荷的作用循环次数是很困难的，因此只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。

查《轮式装载机设计》P192式（6-19）：

上式中：

G———装载机满载时的总重量：

G=120000+40000

=160000N

———轮胎的动力半径

f———滚动阻力系数；查《轮式装载机设计》表1-1可知f=0.045

———最终传动速比；=3.667

———驱动桥数目，对于四轮驱动的轮式装载机

4696.59

2.5.3螺旋锥齿轮的强度计算

齿轮使用寿命是由齿轮材料，加工精度，热处理形式及工作条件决定的。驱动桥的齿轮承受的是交变载荷，损坏的主要形式是疲劳破坏。所以螺旋锥齿轮的强度校核计算主要是齿根弯曲强度及弯曲疲劳强度的校核计算和齿面接触强度及接触疲劳强度的校核计算。

2.5.4齿根弯曲强度校核计算

锥齿轮齿根最大弯曲应力为，查《轮式装载机设计》P192式（6-20）：

上式中

P———作用在轮齿中点上的计算扭矩，

M———作用在大齿轮的计算扭矩

———大齿轮平均分度圆直径，

=320-60sin80.96°=260.75，则

=36023.70

b——— 齿面宽

———大齿轮节锥角

———过载系数，对轮式装载机可取1.25-1.50，这里取1.30

———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<1.6mm时，取=0.5;m≧1.6时，=0.75

———载荷分配系数，小齿轮用跨置式支承，Km=1.00-1.10,取=1.05

J———计算弯曲应力的综合系数，此系数综合考虑了齿形系数载荷作用点

的位置，载荷在齿间分布，有效齿面宽，应力集中系数及惯性系数

等对弯曲应力的影响，对轴交角为90°，压力角为22.5°，螺旋

角为35°的锥齿轮的弯曲应力的计算综合系数，查《轮式装载机设

计》P193图6-11：

J=0.186

=413.07

按最大扭矩验算弯曲应力，不超过【】=700

2.5.5接触强度校核计算

锥齿轮齿面接触应力为，查《轮式装载机设计》P194式（6-21）:

上式中：

P———作用在小锥齿轮中点的圆周力，P=

N

———与材料弹性性质有关的系数，对钢制的锥齿轮可取 =740

———过载系数，,对轮式装载机可取1.25-1.50，这里取1.30

———质量系数，=1.0

b———有效工作齿宽，b=6cm

d———小齿轮大端分度圆直径，d=56

———尺寸系数，

———载荷分布系数=1.05

———表面质量系数与表面光洁度、表面处理等有关，对于制造精度要

求高的齿轮，可取=1.0

J———表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径、载

荷作用点位置、轮齿间的载荷分配、有效齿宽及惯性系数等。查

《轮式装载机设计》P195图6-13：

J=0.118

=13775.64()

上式所得的接触应力不大于14000，锥齿轮轮齿的齿面接触强度校核合格。张晓辉！

2.5.6接触疲劳强度验算

用平均载荷作用下锥齿轮受到的扭矩验算疲劳强度，则锥齿轮轮齿的齿面触

疲劳应力为,查

[6]16.4-1

式中 ——轮齿的齿面接触疲劳应力，MPa；

——使用系数，由[5]表8-2查得，=1.25；

——动载系数，由前文=1.06；

——齿向载荷系数，当有效齿宽>0.85b时，由[6]表16.4-28查得=1，

则=1.5；

——端面载荷系数，由[6]表16.4-29查得=1.0；

——齿宽中点的圆周力，；

——小锥齿轮中点分度圆直径，

——齿中部接触线长度，由[6]表16.4-27计算得=60.07mm;

——齿数比，u=6;

—点区域系数

式中是中点端面当量圆柱齿轮参数，由[6]表16.4-27计算得：当量齿轮端面压力角=；顶圆直径=65.372mm，=2143.861mm;基圆直径=46.455mm, =2031.753mm;当量齿数=6.052，=245.658；

F由[6]表16.4-30计算得F1=F2=1.8；则可以计算得=1.263；

——节点区域系数，

式中参数由[3]表16.4-27计算的当量基圆螺旋角=，当量齿轮端面压力角=，则=2.125；

——弹性系数，由[5]表8-5查得

——齿面接触强度的载荷分配系数，当和时，

，由[6]表16.4-27，=2.454，

则=0.875；

——螺旋角系数，

——锥齿轮系数，=0.8，（[6]16.4-7）

则

则 <，齿面接触疲劳强度合格。

（4）锥齿轮弯曲疲劳强度验算

锥齿轮轮齿的齿根弯曲疲劳应力为：

[6]16.4-11 （3-12）

式中 ——使用系数，同上；

——动载系数，同上；

——齿向载荷系数，==1.5;

——端面载荷系数，==1.0;

——圆周力，同上；

——复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱轮齿数查图16.4-25~27得：

=2.5, =2.07;

——抗弯强度的重合度系数，当>1时，=0.625;

——齿根抗弯强度的锥齿轮系数，,由[6]表16.4-27计算得，齿中接触线的长度=50.58mm,则=1.01；

——载荷分配系数，

——齿宽；

——中点法面模数，由[6]表16.4-27计算得=8.755；

则

许用弯曲疲劳强度为：[]=455MPa[3] ρ340

则<[],<[],齿根弯曲疲劳强度合格。

3.差速器的设计

3.1行星齿轮的轮数选择

车辆在行驶过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，例如：①在高地不平道上行驶时，左右车轮在地面走过的行程式不同的；②转弯时，内侧车轮与外侧车轮的行程不同；③左右两胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的符合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，行驶阻力不相等。这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行驶或直线行驶，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。

重型作业机械均采用四个行星齿轮，采用四个行星齿轮后，每个行星齿轮的牙齿上承载就会减小。轮式装载机属于重型机械，故本设计中采用四个行星轮。

3.1.1齿数的选择

根据差速器的装配条件，当行星轮数为4时，半轴齿轮的齿数必须是双数，否则差速器将不能安装。又考虑应使小齿轮尽量小，以得到大的模数，从而提高齿轮的强度。半轴齿轮与行星齿轮的齿数之比大概在1.6-2.0之间。查《轮式装载机设计》：

行星齿轮齿数=10-12

半轴齿轮齿数=14-25

根据上述范围初选 =10 =20

为了保证安全，行星齿轮与半轴齿轮必须满足下面的公式：

上式中

———左半轴齿轮齿数；

———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；

——任意整数；

取=10 =20。

3.1.2差速器球面直径的确定

差速器的大小通常用球面半径来表征，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。

差速器球面直径可根据经验公式确定，查《轮式装载机设计》P201式（16-40）

上式中：

———差速器球面直径

———球面系数，其取值在1,。1-1.3之间，这里取1.2

———差速器承受的最大扭矩，按最大输入扭矩计算

=9733.52

取整 =120

3.1.3差速器齿轮参数的选择

目前差速器大都采用22.5°压力角，0.8的齿高系数，本设计也采用该齿形。

行星齿轮节锥距：

=26.57°

半轴齿轮节锥距：

=63.43°

节锥圆线长度：

=107.32

半轴齿轮大端端面模数：

圆整之后

故行星齿轮大端分度圆直径：

=60

=67.07

行星齿轮的齿面宽：

取=22

半轴齿轮的齿面宽比行星齿轮少10％左右，则

取=20

表3-1差速器齿轮参数

3.2差速器齿轮强度计算

由于差速器的齿轮比主传动齿轮的工作条件要好，较少出现点蚀破坏，且只有当车辆转弯或一边打滑时，差速齿轮才会有相对转动，所以，由此可见只进行半轴齿轮弯曲强度计算。查《轮式装载机设计》P203式（6-41）：

上式中：

———差速器扭矩

=704.48

———主传动器最大计算扭矩

N———差速器行星齿轮数目

———齿宽

J———综合影响系数，查《轮式装载机设计》P203 图（6-22）取

J=0.264

———半轴齿轮齿数

m———齿轮模数

———尺寸系数，当m≧1.6时：

———载荷分配系数， =1.0

———过载系数，=1.0

———质量系数，=1.0

有以上参数可计算

=459.47

齿轮材料为20CrMnTi其极限应力，其许用弯曲应力 。

所以： 所设计的差速器齿轮强度满足要求。

4.半轴

4.1半轴设计

轮式装载机驱动桥的半轴是一根两端带有花键的实心轴，其功用是将传动器传来的动力传给轮边减速器，半轴仅受到纯扭矩作用，而不受任何弯矩作用，这种半轴的受力形式最好，故应用广泛

4.1.1半轴上计算扭矩的确定

差速器上的扭矩通过左、右半轴传给轮边减速器，在这种结构中半轴只传递扭矩，其扭矩的计算查《轮式装载机设计》P212：

上式中：

———半轴扭矩应力

———半轴的计算扭矩，即半轴传递的最大扭矩

d———半轴根部的直径

半轴的计算扭矩即半轴传递的最大扭矩，一般情况应按发动机传来的最大扭矩和按地面最大附着条件决定的最大扭矩，取两者中较小的作为计算扭矩，即：

4.1.2半轴直径的确定

半轴直径d是半轴的主要参数，查《轮式装载机设计》P213

d=(0.095—0.097)

=43.40

取 d=45

半轴材料取40

强度验算

全浮式半轴只传递扭矩，如下

=

544.28

=784

，所以半轴强度符合要求

浮动轴的工作条件和工作方式只传递扭矩，因此，在剪力作用下表现为扭矩疲劳破坏，因此半轴花键部分为了保证不削弱半轴扭矩强度应使花键底部直径大于半轴计算直径，同时，在有直径变化处有较大的圆角半径，以减小应力集中。

5.轮边减速器

轮式作业机械的轮边减速器终传动的功用是将传来的动力再次降低，增大扭矩，之后再传给驱动轮。使装载机行驶或进行作业大多使用单行星轮排传动，由于载荷有三个行星轮分担，每个齿轮上受的力较小，故可采用较小的模数和齿宽尺寸。此外太阳轮处在齿圈中而不另占位置，就进一步缩减了外廓尺寸，重量亦教外啮合圆柱齿轮轻。太阳轮、齿圈、行星架所受各力除构成扭矩外，互相平衡，

轴变形小，以实现全齿啮合而不致想外啮合那样出现局部偏差现象。行星式轮边减速器大部分以太阳轮为主动件，行星轮为从动件，齿圈固定。

一般行星轮取3个，因为3点定一个圆位置，实际设计中行星轮数目一般为3～6个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数目增多使行星架连接部分金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。

本次设计参考同类机型及《机械设计手册》由任务书轮边传动比if=4.0～4.5选取行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。

5.1齿轮传动设计

传动比：

上式中：

-----终传动传动比，任务书上 =3.667

-----齿圈齿数

----太阳轮齿数，

----行星轮齿数

轮边减速器的传动效率为：

上式中：

轮边减速器的传动比

轮边减速器中档行星架固定，定轴轮系的传动效率=

太阳轮与行星轮的传动效率，取0.98

行星轮与齿圈的传动效率，取0.99

5.1.1模数的选择

由轮齿的强度决定，在行星机构中，由于内齿圈与行星轮啮合时的综合曲率半径较大，齿圈内根部分齿厚也较大，通常只考虑太阳轮与行星轮之间的传动强度，因此行星机构的齿轮模数可根据太阳轮与行星轮啮合传递的负荷大小初选。

输入轴啮合齿轮的模数：

m=0.58

=

取m=5

5.1.2确定各轮齿数

设计任务书给定的终传动比=3.667，则：

=2.667

所以，行星排中太阳轮最小。

初选

验算传动比：

%4%

5.1.3 同心条件校核

为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行星轮的中心距相等，即、、应满足下列条件：

将 、、 代入公式得：

满足同心条件。

为了提高齿轮的承载能力，为采用角变位传动将行星轮齿数减少1齿，即：

5.1.4 装配条件的校核

为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布，即应、、、满足条件：

上式中，N为任意整数

把、、n=3代入公式得：

所以满足装配条件

5.1.5 相邻条件的校核

设计行星传动时，必须保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言，即两相邻行星轮的中心距应大于它们的齿顶圆半径之和。用公式则可以表示为：

(4.2)

在实际设计中相邻条件多控制在：

上式中：-----太阳轮与行星轮的中心距

------因三行星轮均匀分布，所以

-----两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。

所以：

=72.5458

所以相邻条件满足。

5.2 齿轮变位

标准齿轮传动的性能通常都能得到保证，但随着齿轮传动高速、重载、小型、轻量化等更高的要求，标准齿轮暴露出一些缺点，如小齿轮“短命”，传动不紧凑，传动不稳定等等，于是就需要采用渐开线非标准齿轮传动，称为变位齿轮传动。齿轮变位能避免根切，提高齿面的接触强度，提高齿根的弯曲强度，提高齿面的抗胶合和耐磨损能力，配凑中心距，修复旧齿轮等，因此本次设计需进行齿轮变位。

齿轮变位的高度变位是基于削弱大齿轮的强度，增强小齿轮的强度，来平衡齿轮的强度，并使总寿命降低，而角度变位则不同，能同时增强两齿轮强度，并能灵活选择齿轮齿数，提高承载能力及改善啮合特性，故本次设计采用角变位。

确定各轮齿数

由前面计算已知：、、

预计啮合角

根据公式:

查《机械零件设计手册》P1057图16-6得

° °

5.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t—x）

(1) 未变位时，行星轮与太阳轮中心距为：

(2) 初算中心距变动系数

=

=0.82

(3)变位后中心距为：

=

=106.6

圆整取107mm

(4)实际中心距变动系数为：

(5)计算啮合角

°

=0.90

所以 =25.84°

(6)计算总变位系数

(4.3)

式中：

所以：

=1.03

查《机械零件设计手册》,当=1.03时介于曲线P6和P7之间，有利于提高接触强度及抗弯强度。

(7)分配变位系数

查《机械零件设计手册》分配变位系数得：

(8)齿顶高降低系数

=1.03-0.9=0.13

5.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x—q）

(1) 未变位时的中心距

=(62-19)

= 107.5mm

(2) 计算中心距变动系数

=

(3) 求啮合角

cos

=

=0.94

由

=19.94°

(4) 求x-q的总变位系数

=(62-19)

=-0.086

(5) 计算齿圈变位系数

=-0.084+0.42=0.336

(6) 齿顶高降低系数

=-0.086-(-0.1)=0.014

5.3 齿轮的校核

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强度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，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力（为太阳轮扭矩，为太阳轮节圆半径，n行星轮个数），在计算时还应考虑到由于几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数。

5.3.1 齿轮材料的选择

根据装载机轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20CrMnTi，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为58-62HRC，芯部硬度为320HBS。齿轮精度一般为7级，其弯曲疲劳许用应力一般不大于455Mpa，接触疲劳许用应力一般不大于14000公斤/厘米²（即1372Mpa）。

5.3.2 接触疲劳强度计算

齿面接触疲劳强度可按下式进行计算：

上式中：

Ft—————作用在轮齿上的圆周力，

_____为太阳轮扭矩，可用半轴传递过来的平载扭矩来计算

4696.59,n为行星轮个数，n=3；为太阳轮节圆直径；

Ω为载荷修正系数取Ω=1.15

把以上各参数代入得： N

-----节点区域系数，，代入参数计算得

-----材料弹性系数，对于钢材取ZE=189.8

-----接触强度计算的重合度与螺旋角系数，

b -----齿宽，mm，圆整取b=90 mm

------太阳轮分度圆直径， =110mm

i ------齿数比，

KA------使用系数，取KA =1.25

KV------动载系数，取KV=1.0

KHβ----齿向载荷分布系数，KHβ=1.0

KHα----齿间载荷分布系数，KHα=1.05

把以上各参数代入公式得：

=1263.341372

所以 接触疲劳强度满足。

4.4.3 弯曲疲劳强度校核

弯曲疲劳强度可按下式进行计算：

式中：、b、m、、、、与接触疲劳校核计算中相同，分别为：=32334.8 N ，b=90 mm ，m=5mm ，=1.25， =1.0，=1.0，=1.05。

-----复合齿形系数，由《 机械零件设计手册》P816图12-18查得：

=4.02

-----弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数，对于直齿圆柱齿轮

把以上各参数代入公式得：

=318.47

4.5 行星传动的结构设计

4.5.1 太阳轮的结构设计

参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理渗碳淬火，使深度达0.8～1.3 mm，齿面硬度为58～62HRC，芯部硬度为320HBS，材料为20CrMnTi。

4.5.2行星轮结构设计

参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.8～1.3 mm，齿面硬度58～62HRC，芯部硬度320HBS，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022 mm

4.5.3行星轮轴的结构设计

选取行星轮轴的材料为40Cr，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算：

上式中：--轮边减速行星轮轴上的总扭矩， N·m=42671860 N·mm

[τ]-------许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限 ，所以

n-------行星齿轮数目，为3

------太阳轮与行星轮实际中心距，

把以上各参数代入公式得： mm

圆整取 mm

4.5.4 轴承的选择

行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针。轮毂与半轴外壳间轴承主要以径向负荷为主，因此选用单列圆锥滚子轴承。

(1) 滚针轴承

① 滚针数的确定

作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的10%，在4～5毫米之间，此设计可取d=5 mm

则：

式中：-----实际行星轮轴计算直径

------行星轮轴的直径

g -----滚针与行星轮轴之间间隙，一般取0.007mm

所以： mm

式中：------滚针轴承直径，d ----滚针直径

所以： mm

又因为：

式中：f -----滚针间的间隙取0.003 mm

z -----滚针数，k -----正弦系数

则：

所以：z=25.68

取每个行星轮上的滚针数 z=26

② 滚针的长度

若取滚针过长，则易磨损，若过短则易使行星轮轴受力不均匀且易损伤轮轴表面，故取大于齿宽3/4～3/2。

所以：

5 各主要花键、螺栓、轴承的选择与校核

5.1 花键的选择及其强度校核

花键联接是由键与轴做成一体的外花键和具有相应凹槽的内花键组成，多个键齿在轴和轮毂孔的周向均布。由于结构形式和制造工艺的不同，与平键联接比较，花键联接在强度、工艺和使用方面有下述一些优点：

1)齿数较多，总接触面积较大，因而可承受较大的载荷。

2)因槽较浅，齿根处应力集中较小，轴与毂的强度削弱较小。

3)轴上零件与轴的对中性和导向性较好。

4)可用磨削的方法提高加工精度及联接质量。

5.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择

（1） 键参数的选择

此处是动力传递的重要位置，所以此处花键采用渐开线花键（平齿根），由《机械零件设计手册》查取计算出花键各参数见下表5-1。

表中为齿形裕度，=0.1=0.25

为外花键渐开线起始圆直径最大值，可用下式计算：

为外花键作用齿厚上偏差，由《机械零件设计手册》P605表7-28查得：=-60=-0.06 。

把两参数代入公式计算得：

(2) 键的强度校核

对于渐开线花键的强度可用下式进行计算:

此渐开线花键强度满足:

上式中：T-----转矩,T==15200 N·m

-----各齿间载荷不均匀系数，通常取，取

z -----齿数，24

-----齿的工作高度， =2.5

-----齿的工作长度， =80

----平均直径， =d=60

----许用挤压应力查《机械零件设计手册》P592页表7-13可知：使用和制造情况良好的齿面经热处理许用应力可达到

把以上各参数代入公式得：

5.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择

此处花键所受扭矩与差速器半轴齿轮花键所受扭矩近似相等，花键各参数可取相同的值。校核时花键齿轮的工作长度lg等于太阳轮齿宽b=80 mm，尺寸与前面差速器半轴齿轮相同，所以强度同样满足。

5.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核

(1) 最小轴径估算

主传动小锥齿轮是齿轮轴的形式，此处花键的齿根圆直径应大于轴径受扭处的最小允许直径。轴径受扭处的最小允许直径可用下式计算：

(5.3)

式中：M -----小锥齿轮上所受的最大扭矩，

　［τ］----小锥齿轮上的许用切应力，小锥齿轮材料用20Cr2Ni4制成，其屈服极限，

把各参数代入公式得： mm

(2) 花键的选择与主要参数的计算

此处是动力输入的重要位置，所以仍采用渐开线花键（平齿根），其参数见下表。

表5-2 主传动输入法兰处花键参数 (长度 mm )

（3） 花键的校核

该渐开线花键可用如下公式校核：

(5.4)

式中：T------主动小锥齿轮上的计算转矩，

------各齿间的不均匀系数，通常，取

z ------齿数，18

-------齿的工作高度， mm

-------齿的工作长度，mm，取 mm

Dm-------平均直径，mm， mm

-------花键联接许用挤压应力，查《机械零件设计手册》P592页表7-13，使用和制造情况良好，齿面经热处理的许用挤压为：

把以上各参数代入公式得： ＜

所以此渐开线花键强度满足。

5.2 螺栓的选择及强度校核

5.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度

螺栓所受剪切力计算

取机械满载时所受重力与行走时所受扭矩作用力之和作为螺栓强度校核

轮毂上所受扭矩

5.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核

（1） 螺栓所受剪切力的计算

从动锥齿轮最大扭矩为：

由最大扭矩产生的力为：

式中：r-----螺栓中线到到从动大锥齿轮旋转中心的距离，由结构取r=102 mm

所以 =95462.67N

螺栓个数为12，每个螺栓受力均等，所以单个螺栓受的力为：

=7952.22N

（2） 选择螺栓材料，确定许用应力

因差速器结构要求紧凑，容不下太大螺栓，故选用材质较好的40Cr，调质处理，

（3） 确定螺栓直径

d≥=

取螺栓规格为M10

（4） 确定螺孔轴向长度

螺栓与被联接接件孔壁接触面的挤压强度可用下式进行计算：

式中：d-----螺栓杆受剪面的直径

---螺孔轴向长度

----许用挤压应力，和大锥齿轮联接的差速器壳选用材料为45钢，其屈服极限为，

所以许用挤压应力为：

取 mm

5.3 轴承的校核

5.3.1 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：

(5.5)

式中：----大锥齿轮上常用受载扭矩，由前面计算可知=4186.6 N·m

-----大锥齿轮平均分度圆直径， mm

所以： mm

主动小锥齿轮上的切向力：

所以： N

(2) 轴向力Q

① 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）

② 前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋，轴为顺时针方向转动

N

(3) 径向力R

N N

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。

5.3.2 轴承的初选及支承反力的确定

轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，其简图如下：

图5.1小锥齿轮轴承图

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30310

轴承C为圆柱滚子轴承，初选为N407

图中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 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：

(5.6)

(5.7)

式中：-----小锥齿轮平均分度圆半径，可用下式进行计算：

mm

把各参数代入公式得： N N

5.3.3 轴承寿命的计算

(1) 轴承A、B的寿命计算

根据GB/T 297-1994和GB/T 283-1994查得轴承的性能参数为：

30310 ： KN，，，

N407： KN

派生轴向力： N

N

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：

N

N

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。

因为

径向动载系数，轴向动载系数

所以当量动载荷为： N

主动小锥齿轮转速可用下式进行计算：

式中：----发动机标定转速，由设计任务书可知 r/min

----- 一档时变速箱传动比，

-----额定工况下液力变矩器的传动比，

所以主动小锥齿轮的转速为： r/min

轴承寿命可用下式进行计算：

把各参数代入公式得：

h

(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 N

其寿命为： h