【文章內容簡介】 φ球面系數(shù)，～，取Kφ= Mmax差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按從動大錐齒輪上的最大扭矩計算。Mmax=M2max=10776 Nm=1077600公斤毫米所以得 φ= mm 取φ=128 mm差速器齒輪系數(shù)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(shù)的選擇應使小齒輪齒數(shù)盡量少，以得到較大的模數(shù)，且使齒輪有較高的強度。為此，目前差速器大都采用α= 186。的壓力角，齒高系數(shù)，頂隙系數(shù)的齒形。這種齒形由于最少齒數(shù)比20 186。壓力角的少，使齒輪可以采用較大的模數(shù)，在空間大小一樣時，可充分發(fā)揮齒輪的強度。1） 齒數(shù)的選取行星齒輪齒數(shù)多數(shù)采用Z1=Z行=10～12，半軸齒輪齒數(shù)多采用Z2=Z半=16～22 ～2之間。 為了保證安裝，行星齒輪與半軸齒輪的個數(shù)應符合如下公式：式中： 左右半軸齒輪的齒數(shù)； n 行星齒輪個數(shù)，大中型工程機械的行星齒輪數(shù)為4，小型為2，個別用3，在此取n=4 C 任意整數(shù)根據(jù)以上要求取z1=11 ,z2=182)分錐角的計算 行星輪分錐角為：半軸齒輪分錐角為：3）齒輪模數(shù)的確定 節(jié)錐距 所以 mm mm 圓整取m=6 mm4)行星輪、半軸齒輪分度圓直徑 mm mm5) 齒面寬 φR為齒寬系數(shù)，取 mm所以： mm 圓整取 mm齒輪采用高度變位，變位系數(shù) 差速器齒輪詳細參數(shù)見表21： (長度：mm)名稱公式代號行星齒輪z1半軸齒輪z2齒數(shù)zz1=11z2=18模數(shù)m6齒面寬bb1=21=21壓力角α齒頂高系數(shù)頂隙系數(shù)工作齒高齒全高軸間夾角Σ90186。分度圓直徑分錐角δ節(jié)錐距周節(jié)齒頂高齒根高齒根角齒頂圓直徑側向間隙Cn（輪式裝載機設計P203表612）輪冠至錐頂距離（二） 差速器直齒錐齒輪強度計算 齒輪材料的選取根據(jù)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， Mpa Mpa）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(xiàn)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》P322頁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： 式中：Mc 差速器扭矩， 為算出的主傳動從動錐齒輪的最大扭矩，n為行星輪數(shù)。所以 Nm 半軸齒輪齒數(shù) Ks尺寸系數(shù)，因為m=7 mm所以 Km 載荷再分配系數(shù)，取Km = K0 過載系數(shù)，取K0= Kv 質量系數(shù)，取Kv = Jw 綜合系數(shù)，由《工程機械底盤構造與設計》P322頁圖3525可查得Jw =把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa齒輪材料為20CrMnTi其極限應力 Mpa，其許用彎曲應力 Mpa所以： 所設計的差速器齒輪強度滿足要求。（三） 行星齒輪軸直徑dz的確定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》P264 按下式計算： 式中：MG 差速器總扭矩，MG=M2max=10776 Nm=10776000 Nmm [τ]許用剪切應力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限 Mpa（淬火回火），所以 n 行星齒輪數(shù)目，為4 rd行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，mm。，是半軸齒輪齒寬中點處的直徑，可用下式計算： mm所以：rd= mm把以上各參數(shù)代入公式得： d= mm，圓整取d=21 mm三、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。 半軸計算扭矩Mj的確定 半軸計算扭矩在數(shù)值上近似等于主減速器從動錐齒輪上的計算扭矩?？捎们懊?）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： Nm 半軸桿部直徑的選擇桿部直徑d是半軸的主要參數(shù)，可用下式初選： 厘米 （《工程機械底盤構造與設計》P323）式中：Mj 半軸計算扭矩，公斤厘米；Mj =10776Nm =107760公斤厘米 [τ]半軸許用扭轉屈服應力，半軸材料選40Cr，對于40Cr、45鋼和40MnB等材料，材料的扭轉屈服極限都可達8000公斤/厘米178。，～，許用應力可取[τ]=5000～6200公斤/厘米178。，取[τ]=5500公斤/厘米178。代入上式得：d= cm= mm圓整取d=48 mm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。 半軸強度驗算全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉應力τ為： 將Mj =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm代入上式得： τ= Mpa 許用扭轉切應力[τ]=5500 公斤/厘米178。=539 Mpa所以： 強度滿足，半軸直徑確定為48 mm四、最終傳動設計最終傳動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+α（α為齒圈和太陽輪的齒數(shù)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。（一） 行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定 行星輪數(shù)目的選擇行星輪數(shù)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(shù)，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(shù)目一般為3～6個，行星輪數(shù)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(shù)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if=～=3，三行星輪均勻分布。行星排各齒輪齒數(shù)的確定齒輪齒數(shù)間的關系公式：式中：if最終傳動傳動比，～，初取if = zq 齒圈齒數(shù)，zt 太陽輪齒數(shù)，zx 行星輪齒數(shù)所以：由《機械設計手冊》當=，n=3時可選行星排各輪齒數(shù)為： 齒圈齒數(shù)zq =56 太陽輪齒數(shù)zt =16 行星輪齒數(shù)zx =20驗算傳動比： 所以傳動比合適模數(shù)的選擇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zq、zt、zx應滿足下列條件：將zq =56，zt =16，zx=20 代入公式得： 5616=220滿足同心條件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(shù)減少1齒，即：zx=19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zq、zt、zx、n應滿足條件：，N為任意整數(shù)。把zq =56，zt =16，n=3代入公式得：所以滿足裝配條件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： 在實際設計中相鄰條件多控制在：式中：Atx太陽輪與行星輪的中心距 因三行星輪均勻分布，所以 兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。 mm mm所以：～8所以相鄰條件滿足（二） 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。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(shù)，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(shù)由前面計算已知：zq =56，zt =19，zx =16預計嚙合角根據(jù)公式 查《機械零件設計手冊》P1057圖166得 太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（tx） 1)未變位時，行星輪與太陽輪中心距為： mm 2)初算中心距變動系數(shù)3）變位后中心距為： mm圓整取128 mm4)實際中心距變動系數(shù)為：5）計算嚙合角所以 6）計算總變位系數(shù)式中： 所以：7）校核查《機械零件設計手冊》P789頁圖121介于曲線P6和P7之間，有利于提高接觸強度及抗彎強度8）分配變位系數(shù)查《機械零件設計手冊》P790頁圖122，分配變位系數(shù)得： 9）齒頂高降低系數(shù)行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算（xq） 1）未變位時的中心距 mm 2)計算中心距變動系數(shù) 3）求嚙合角所以：4）求xq的總變位系數(shù)5）計算齒圈變位系數(shù)6）齒頂高降低系數(shù)（三）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41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125和表126表41 tx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(shù)χ齒頂高降低系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓齒厚分度圓周節(jié)標準中心距105實際中心距109節(jié)圓直徑嚙合角中心距變動系數(shù)系數(shù)齒頂高降低系數(shù)齒頂圓壓力角重疊系數(shù)表42 xq　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(shù)χ齒頂高降低系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑 齒根圓直徑分度圓周節(jié)分度圓齒厚標準中心距111實際中心距109嚙合角節(jié)圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂圓壓力角重疊系數(shù)注： （四）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（為太陽輪扭矩，為太陽輪節(jié)圓半徑，n行星輪個數(shù)），在計算時還應考慮到由于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(shù)Ω。1）齒輪材料的選擇根據(jù)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5862HRC，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般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應力一般不大于14000公斤/厘米178。（即不大于1372Mpa）。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： （《機