【正文】 6986N =61o?2o?176。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo 和 20CrMo 等，由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝被廣泛應(yīng)用。Hp仿上 =（6）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) HZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—9 查得 =（7）彈性系數(shù) E由《參考文獻(xiàn)二》表 6—10 查得 =（8）重合度系數(shù) Z?由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—10 查得 =?（9）螺旋角系數(shù) ? = =1Zcos（10）試驗(yàn)齒的接觸疲勞極限 limH?由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—11～圖 6—15 查得 =520MpalimH?（11）最小安全系數(shù) 、limHSliF由《參考文獻(xiàn)二》表 611 可得 =、 =2liHlimH（12）接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) NTZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—11 查得 =（13）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 、 、LVR由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—1圖 6—1圖 6—19 查得 =、 =、 =（14）齒面工作硬化系數(shù) wZ由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—20 查得 =（15）接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) x由《參考文獻(xiàn)二》圖 6—21 查得 =1Z所以 = =1 =?1//EtZFdbu?????2 = = =?? = = =? 7 = * =520/1=所以 齒面接觸校核合格??p5．5 行星齒輪傳動(dòng)的受力分析在行星齒輪傳動(dòng)中由于其行星輪的數(shù)目通常大于 1，即 1,且均勻?qū)ΨQ地分布于中wn心輪之間；所以在 2H—K 型行星傳動(dòng)中，各基本構(gòu)件（中心輪 a、b 和轉(zhuǎn)臂 H）對(duì)傳動(dòng)主軸上的軸承所作用的總徑向力等于零。dxr在內(nèi)齒輪 b 上所受的切向力為= =2022 / = gbFawn39。均載機(jī)構(gòu)本身的摩擦損失應(yīng)盡量小，效率要高。PK（２）均載機(jī)構(gòu)的補(bǔ)償動(dòng)作要可靠、均載效果要好。d內(nèi)齒輪作用于行星輪 g 的切向力為= =2022 / = bgFaaw39。F?F??（4）齒形系數(shù) FY由《參考文獻(xiàn)三》表 8—12 得 =， =， =；FaYFgFbY（5）應(yīng)力修正系數(shù) s由《參考文獻(xiàn)三》表 8—13 得 =， =， =；sasgsb（6）許用彎曲應(yīng)力 ??F?由《參考文獻(xiàn)三》圖 8—24 得 =180MPa， =160 MPa ；lim1F?lim2F? 由表 8—9 得 = 由圖 8—25 得 = =1；s1NY2由《參考文獻(xiàn)三》式 8—14 可得 = * / =180/=138 MPa??1F?NYlim1Fs = * / =160/= MPa2li2=2K /b * =(2308400/128 16)=1FTazFsaY28 Mpa =138 MPa???= * / == = MPa 2F1FgYsas ??2F?齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格?！叽缦禂?shù)，它考慮了齒輪的尺寸對(duì)其淬透性的影響，在缺乏經(jīng)驗(yàn)的情況下，s可取 ；——載荷分配系數(shù)，當(dāng)兩個(gè)齒輪均用騎馬式支承型式時(shí)， ＝～ 式mK mK式支承時(shí)取 ～。1f=15 徑向間隙 = = + =16 齒根角 = 01artnAf。的少，故可以用較大的模數(shù)以提高輪齒的強(qiáng)度。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動(dòng)齒輪軸承支承座及主動(dòng)齒輪導(dǎo)向軸承座的限制。差速器有多種形式，在此設(shè)計(jì)普通對(duì)稱式圓錐行星齒輪差速器。?按上式 =176。它綜合考慮了嚙合齒面的相對(duì)J曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖 32 選取 =按上式 =666〈 1750 N/3???j? 2m主、從動(dòng)齒輪的齒面接觸應(yīng)力相等。 2）主減速器圓弧齒螺旋錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算（1）單位齒長(zhǎng)上的圓周力在主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長(zhǎng)圓周力來(lái)估算，即 N／mm (36)bPp?式中：P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 Temax 和最大附著力矩 兩rG?2種載荷工況進(jìn)行計(jì)算，N； ——從動(dòng)齒輪的齒面寬，在此取 75mm. b按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)： N／mm （3213max0bdiTpge??7）式中： ——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取 400 ；maxeT mN? ——變速器的傳動(dòng)比，在此取 ；gi ——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取 按上式 N／???p 按最大附著力矩計(jì)算時(shí)： N／mm （32310bdrGp??8）式中： ——滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷，對(duì)于后驅(qū)動(dòng)橋還應(yīng)考慮汽車最2大加速時(shí)的負(fù)荷增加量，在此取 100000N； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，在此取 ：? ——輪胎的滾動(dòng)半徑，在此取 按上式 = N／3??p在現(xiàn)代設(shè)計(jì)中，由于材質(zhì)及加工工藝等制造質(zhì)量的提高，單位齒長(zhǎng)上的圓周力有時(shí)提高許用數(shù)據(jù)的 20%～25%。例如滲碳齒輪表面層太薄、心部硬度不夠等都會(huì)引起齒面剝落。此外，由于裝配的齒側(cè)間隙調(diào)節(jié)不當(dāng)、安裝剛度不足、安裝位置不對(duì)等原因，使輪齒表面接觸區(qū)位置偏向一端，輪齒受到局部集中載荷時(shí)，往往會(huì)使一端（經(jīng)常是大端）沿斜向產(chǎn)生齒端折斷。211節(jié)錐距 A = 1sin?d=02iA =㎜012 周節(jié) t= mt=㎜13 齒頂高 ha*?=㎜ah14 齒根高 =f??c?= ㎜f15 徑向間隙 c= *c=㎜16 齒根角 0arctnAhff??f?= 176。～40176。按第三種方法（日常行駛平均轉(zhuǎn)矩）確定的計(jì)算載荷，可以用來(lái)進(jìn)行錐齒輪的壽命計(jì)算。另外，因?yàn)檩嘄X大端一側(cè)軸頸支承在兩個(gè)相對(duì)并排安裝的圓錐滾子上，可縮短主動(dòng)齒輪軸的長(zhǎng)度，布置更加緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。由于要求設(shè)計(jì)的是 ZL50 輪式裝載機(jī)的驅(qū)動(dòng)橋，要設(shè)計(jì)這樣一個(gè)級(jí)別的驅(qū)動(dòng)橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)以與非獨(dú)立懸架相適應(yīng)，因此，在此選用非斷開式驅(qū)動(dòng)橋。 （2）通過(guò)主傳動(dòng)器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。關(guān)鍵詞 ZL50，裝載機(jī)，驅(qū)動(dòng)橋，設(shè)計(jì)ZL50 Loader Drive Bridge Preliminary DesignAbstractThis design was a ZL50 loader drive axle design, broadly divided into the main drive design, the differential design, final drive design and the axle design. One main drive bevel gear used 35 186。非斷開式驅(qū)動(dòng)橋，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造假低廉、工作可靠，被廣泛用于各種載貨汽車上。(一) 主動(dòng)錐齒輪的支承主動(dòng)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。按上述第一種、第二種方法確定的計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tce 、T cs，不是汽車日常行駛的平均轉(zhuǎn)矩，僅為錐齒輪的最大轉(zhuǎn)矩，因而不能用來(lái)進(jìn)行疲勞壽命的計(jì)算，而只能用作計(jì)算錐齒輪的最大應(yīng)力。但齒面過(guò)窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強(qiáng)度會(huì)降低。?9節(jié)圓直徑 =dmz77㎜?1d=440㎜210節(jié)錐角arctan?1?21z=90176。隨著載荷循環(huán)次數(shù)的增加，裂紋不斷擴(kuò)大，最后導(dǎo)致輪齒部分地或整個(gè)地?cái)嗟?。②齒面剝落：發(fā)生在滲碳等表面淬硬的齒面上，形成沿齒面寬方向分布的較點(diǎn)蝕更深的凹坑。 表 32 驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力 N／mm 2計(jì)算載荷 主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力按式（21） 、式（23）計(jì)算出的最大計(jì)算轉(zhuǎn)矩 Tec，Tcs 中的較小者700 2800 980按式（24）計(jì)算出的平均計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tcf 1750 齒輪使用壽命是由齒輪材料，加工精度，熱處理形式及工作條件決定的。圖 31 彎曲計(jì)算用綜合系數(shù) J(2) 輪齒的表面接觸強(qiáng)度計(jì)算　　 錐齒輪的齒面接觸應(yīng)力為 N/ (310)bJKTdCvfmspj 30112???2式中： ——主動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩；　　　 ——材料的彈性系數(shù)，對(duì)于鋼制齒輪副取 /mm。3．2．6 主減速器軸承的計(jì)算1．錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過(guò)程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。這不僅會(huì)加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)向和操縱性能惡化。錐齒輪差速器由動(dòng)力學(xué)所決定的各種工況下，兩驅(qū)動(dòng)輪上的扭矩基本上是平均分配的，這樣的分配比例對(duì)于裝載機(jī)在作業(yè)時(shí)或轉(zhuǎn)彎時(shí)都是滿意的。的壓力角，齒高系數(shù)為 。??11 節(jié)錐距 210sini2?dA=103mm0A12 周節(jié) ==13 齒頂高。因此對(duì)于差速器齒輪主要應(yīng)進(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。5．2．4 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰——鄰接條件在行星傳動(dòng)中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應(yīng)大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 5—1 所示 Re 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。在此首先確定輸入件中心輪 apk在每一套中（即在每個(gè)功率分流上）所承受的輸入轉(zhuǎn)矩為 = / =9549 / n=9549155/31600=308N*m1Tawn1Pw可得 = * =924 N*maTn式中 —中心輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩，N*m； —輸入件所傳遞的名義功率，kw；1P 圖 52傳動(dòng)簡(jiǎn)圖（a）傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 (b)構(gòu)件的受力分析 輸 出輸 入(a) (b)按照上述提示進(jìn)行受力分析計(jì)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。后來(lái)通過(guò)實(shí)踐采取了對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的基本構(gòu)件徑向不加限制的專門措施和其他可進(jìn)行自動(dòng)調(diào)位的方法，即采用各種機(jī)械式的均載機(jī)構(gòu)，以達(dá)到各行星輪間載荷分布均勻的目的。對(duì)于主要靠機(jī)械的方法來(lái)實(shí)現(xiàn)均載的系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)類型可分為兩種：靜定系統(tǒng)該系統(tǒng)的均載原理是通過(guò)系統(tǒng)中附加的自由度來(lái)實(shí)現(xiàn)均載的。b39。 （2）如果在某一構(gòu)件上作用有三個(gè)平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應(yīng)相反。為改善太陽(yáng)輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽(yáng)輪連同半軸端部完全是浮動(dòng)的，不加任何支承，此時(shí)太陽(yáng)輪連同半軸端部是靠對(duì)稱布置的幾個(gè)行星齒輪對(duì)太陽(yáng)輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的。19 外圓直徑 ；11cos?aohd?220??d20 節(jié)圓頂點(diǎn)至齒輪外緣距離139。中點(diǎn)處的直徑，而 d ≈ ；39。因齒形參數(shù)的選擇應(yīng)使小齒輪齒數(shù)盡量小，以得到較大的模數(shù)，而使齒輪有較高的強(qiáng)度，但一般不小于 10，半軸齒輪齒數(shù)多采用 16～22，行星齒輪齒數(shù)多采用 10～12 半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù) z2/z1 在 ～ 的范圍內(nèi)。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。②軸承的初選及支承反力的確定 輪式裝載機(jī)驅(qū)動(dòng)橋中，小錐齒輪采用三點(diǎn)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(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸，按所選軸承壽命盡可能相等的原則，初選軸承的型號(hào)如下： 軸承 A、B 為型號(hào)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(dòng)錐齒輪采用三點(diǎn)式支承，從受力特點(diǎn)來(lái)看是一靜不定梁，在計(jì)算軸承反力時(shí)，假定軸承 A 和軸承 B 合起來(lái)看作是一個(gè)點(diǎn)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(yīng)由軸承 B 承受。m　 由于新齒輪接觸和潤(rùn)滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對(duì)研磨）后均予與厚度 ～～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。　 ——計(jì)算齒輪的齒面寬，mm。研磨磨損是由于齒輪傳動(dòng)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(yīng)予避免。由于接觸區(qū)產(chǎn)生很大的表面接觸應(yīng)力，常常在節(jié)點(diǎn)附近，特別在小齒輪節(jié)圓以下的齒根區(qū)域內(nèi)開始，形成極小的齒面裂紋進(jìn)而發(fā)展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點(diǎn)的現(xiàn)象就稱為點(diǎn)蝕。在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算之前應(yīng)首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。