【正文】 圖 51 行星齒輪可得 L=2 * ＞wasin(180/)ow(agd 即 L=2*2/m*( + )*sin = m39 /2azg6o3 =d+2 =18m()agdh 故 2 * ＞wsin(180/)ow(agd所以滿足鄰接條件。5．4．2 齒輪齒面強度的計算及校核（1） 、齒面接觸應力 H?=H?012AVaPK?=2H=0H1//EtZFdbu????（2） 、許用接觸應力為 Hp?許用接觸應力可按下式計算，即 = *Hplimli/HSNTLVRwxZ（3） 、強度條件校核齒面接觸應力的強度條件：大小齒輪的計算接觸應力中的較大 值均應不大于H?其相應的許用接觸應力為 ，即 Hp?H??p或者校核齒輪的安全系數：大、小齒輪接觸安全系數 值應分別大于其對應的最小安全S系數 ，即 limHSHSlim查《參考文獻二》表 6—11 可得 =所以 5．4．3 有關系數和接觸疲勞極限（1）用系數 AK查《參考文獻二》表 6—7 選取 =1AK（2）動載荷系數 V查《參考文獻二》圖 6—6 可得 =（3）齒向載荷分布系數 HK?對于接觸情況良好的齒輪副可取 =1?（4）齒間載荷分配系數 、HaF由《參考文獻二》表 6—9 查得 = = = =（5）行星輪間載荷分配不均勻系數 Hp由《參考文獻二》式 7—13 得 =1+（ 1）39。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力 ，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號rFF 代表切向力 。在 2H—K 型行星齒輪傳動中，其受力分析圖是由運動的輸入件開始，然后依次確定各構件上所受的作用力和轉矩。在此首先確定輸入件中心輪 apk在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 = / =9549 / n=9549155/31600=308N*m1Tawn1Pw可得 = * =924 N*maTn式中 —中心輪所傳遞的轉矩，N*m； —輸入件所傳遞的名義功率，kw；1P 圖 52傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析 輸 出輸 入(a) (b)按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 g 作用于中心輪 a 的切向力為=2022 / =2022 / =2022308/128=39。轉臂 H 作用于行星輪 g 的切向力為=2 =4000 / =9625N gaaTwn39。在內齒輪 b 上所受的力矩為= /2022= / =924184/128= N*m bTwng39。a —內齒輪 b 的節(jié)圓直徑，㎜39。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。為此，應使均載構件上所受力的較大，因為，作用力大才能使其動作靈敏、準確。（５）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。 5．8 行星傳動的結構設計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 ～ mm，齒面硬度為 58～62HRC，芯部硬度為 320HBS，材料為 20CrMnTi。對于主要靠機械的方法來實現均載的系統(tǒng)，其結構類型可分為兩種：靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過系統(tǒng)中附加的自由度來實現均載的。（４）均載機構應制造容易，結構簡單、緊湊、布置方便，不得影響到行星齒輪傳動性能。在選用行星齒輪傳動均載機構時，根據該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求：（１）載機構在結構上應組成靜定系統(tǒng)，能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數 值最小。這些是由于在其結構上采用了多個（ 2）行星輪的傳動方式，充分利用了同心軸齒輪之間的空間，wn?使用了多個行星輪來分擔載荷，形成功率分流，并合理地采用了內嚙合傳動；從而，才使其具備了上述的許多優(yōu)點。b39。轉臂 H 上所的力矩為 = =4000 / * = N*m TwngxraT39。d而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪 g 的切向力為= =2022 / = gaTwn39。由于在輸入件中心輪 a 上受有 個行星輪 g 同時施加的作用力 和輸入轉矩 的作wngaAT用。 （2）如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。HpK所以 =1+（ 1）=1+（）=39。a?（2）轉矩 1T = / =9549 / n=9549155/31600=*m=308400N*mm；1awn1Pw（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由《參考文獻三》式 8—24 得出 如 【 】則校核合格。gz5．2．3 保證多個行星輪均布裝入兩個中心輪的齒間——裝配條件相鄰兩個行星輪所夾的中心角 =2π/H?wn中心輪 a 相應轉過 角， 角必須等于中心輪 a 轉過 個（整數）齒所對的中心角，即 1??= *2π/1??z式中 2π/ 為中心輪 a 轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。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。4．3．4 差速器齒輪的材料差速器齒輪與主傳動器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造。 T ——差速器的行星齒輪數,在此取 4； ——半軸齒輪齒數；2z——質量系數，對于裝載機驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向vK　　　　　　　跳動精度高時，可取 。 = mm1s= mm222 齒側間隙 =～ mmB=23 弦齒厚 2613BdsSiii??? =?S=24 弦齒高 iiidsh4co239。19 外圓直徑 ；11cos?aohd?220??d20 節(jié)圓頂點至齒輪外緣距離139。217 面錐角 ；21??o 12??o=176。 = 1fm1af 2ah=。8 軸交角 =90176。中點處的直徑，而 d ≈ ；39。 及其深度 L?行星齒輪的安裝孔的直徑 與行星齒輪軸的名義尺寸相同，而行星齒輪的安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常?。? ?1.?L??nlTLc????3021. （4??nlTc?.03?5）式中： ——差速器傳遞的轉矩，N由于這種齒形的最小齒數比壓力角為 20176。, = =176。因齒形參數的選擇應使小齒輪齒數盡量小，以得到較大的模數，而使齒輪有較高的強度，但一般不小于 10，半軸齒輪齒數多采用 16～22，行星齒輪齒數多采用 10～12 半軸齒輪與行星齒輪的齒數 z2/z1 在 ～ 的范圍內。輪式裝載機上行星齒輪數目一般為 4，在此采用 4 個行星齒輪。 圖 42 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12軸承；2螺母；3，14鎖止墊片；4差速器左殼；5，13螺栓；6半軸齒輪墊片；7半軸齒輪；8行星齒輪軸；9行星齒輪；10行星齒輪墊片；11差速器右殼4．3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計由于在差速器殼裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差速器的安裝。由式（42）還可以得知：①當任何一側半軸齒輪的轉速為零時，另一側半軸齒輪的轉速為差速器殼轉速的兩倍；②當差速器殼的轉速為零（例如中央制動器制動傳動軸時） ，若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉速反向轉動。于是 = = ，即差速器不起0?r120?差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。因為它又與主減速器從動齒輪 6 固連在一起，固為主動件，設其角速度為 ；半軸齒輪 1 和 2 為從動件，其角速度為 和 。差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。例如，轉彎時內、外兩側車輪行程顯然不同，即外側車輪滾過的距離大于內側的車輪；裝載機在不平路面上行駛時，由于路面波形不同也會造成兩側車輪滾過的路程不等；即使在平直路面上行駛，由于輪胎氣壓、輪胎負荷、胎面磨損程度不同以及制造誤差等因素的影響，也會引起左、右車輪因滾動半徑的不同而使左、右車輪行程不等。②軸承的初選及支承反力的確定 輪式裝載機驅動橋中，小錐齒輪采用三點式支承，即布置形式為跨置式，如圖 圖 34 主減速器軸承的布置尺寸根據軸的結構尺寸，按所選軸承壽命盡可能相等的原則，初選軸承的型號如下： 軸承 A、B 為型號相同的圓錐滾子軸承，初選為 30310軸承 C 為圓柱滾子軸承，初選為 N407圖中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm主動錐齒輪采用三點式支承，從受力特點來看是一靜不定梁，在計算軸承反力時，假定軸承 A 和軸承 B 合起來看作是一個點支承，求出總支反力后再分配在軸承 A 和軸承 B 上，軸向力 Q 按圖示方向應由軸承 B 承受。 在此平面內又可分為沿切線方向的圓周力 F 和沿節(jié)圓母線方向的力f。(1)齒寬中點處的圓周力 F= 齒寬中點處的圓周力 F 為mDT2 式中，T——作用在從動齒輪上的轉矩，經計算 T=2558N ；m? ——該齒輪齒寬中點處的分度圓直徑， = sinr2m 2Db式中： ——從動齒輪大端分度圓直徑；2D b2——從動齒輪齒面寬； ——從動齒輪節(jié)錐角。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。m　 由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度 ～～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落） 、磨損和擦傷等。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 ——計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數） 。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模數，今用大端模數，而在綜合系數中進行修正?！?——計算齒輪的齒面寬，mm。m。交變載荷性質和循環(huán)次數是齒輪疲勞損壞的主要因素。在要求使用壽命為 20 萬千米或以上時，其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。它多出現在齒頂附近，在與節(jié)錐齒線的垂直方向產生撕裂或擦傷痕跡。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。減小齒面壓力和提高潤滑效果是提高抗點蝕的有效方法，為此可增大節(jié)圓直徑及增大螺旋角，使齒面的曲率半徑增大，減小其接觸應力。由于接觸區(qū)產生很大的表面接觸應力，常常在節(jié)點附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。齒根圓角盡可能加大，根部及齒面要光潔。 ②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。 ①疲勞折斷：在長時間較大的交變載荷作用下，齒輪根部經受交變的彎曲應力。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。218根錐角=1f?1f??=2f2f =176。1?=176。3．2．3 螺旋錐齒輪的幾何尺寸的計算表（1）主傳動器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表序號 項目 計算公式 計算結果1 主動齒輪齒數 1z72 從動齒輪齒數 2 403 端面模數 m11㎜4 齒面寬 b=75㎜ =70㎜1b25 工作齒高 hag*2?㎜?gh6 全齒高 ??c?=㎜7 法向壓力角 ?=176。6. 法向壓力角圓弧錐齒輪的壓力角是以法向截面的壓力角來標志的。5. 螺旋方向 從錐齒輪頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。?輪式裝載機上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為 35176。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。2根據以上要求參考《輪式裝載機設計》中表 6—1，取 =7, =40， + =47〉40z21z2 和端面模數 的選擇2Dtm對于單級主減速器，從動錐齒輪的尺寸大小除影響驅動橋殼的離地間隙外，還影響跨置式主動齒輪前支撐架的位置和差速器的安裝等。1z22）為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒數和應不小于40。對于一個具體車輛的主傳動器錐齒輪，可以取這兩種方法計算結果的較小值作為算轉矩。 ——輪胎對地面的附著系數，輪式工程車輛 ～,履帶式工程車輛?=～，在此取 ；