【正文】 齒輪傳動。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。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。 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。=539 Mpa所以： 強度滿足，半軸直徑確定為48 mm4 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。mm d=48 mm代入上式得：τ= Mpa 。 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 =10776N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?！?，許用應力可取[τ]=5000～6200公斤/厘米178。m =107760公斤m 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： cm ()式中：Mj 半軸計算扭矩，公斤可用前面1）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。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。mm [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。十字軸直徑d可參照吉林工業(yè)大學諸文農(nóng)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 N 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。所以 N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 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。（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。這種齒形由于最少齒數(shù)比20 186。為此，目前差速器大都采用α= 186。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。Mmax=M2max=10776 N 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 差速器球面直徑的確定差速器球面直徑可以根據(jù)經(jīng)驗公式來確定： ()式中：φ 差速器球面直徑，mm Kφ球面系數(shù)，～，取Kφ= Mmax差速器承受的最大扭矩（公斤現(xiàn)在輪式裝載機上多采用直齒螺旋錐齒輪差速器，差速器的外殼安裝在主傳動器的從動錐齒輪上，確定差速器尺寸時應考慮到其與從動錐齒輪尺寸之間的互相影響。由于滑磨將增加輪胎的磨損，增加轉向阻力，同時也增加功率損耗。2 差速器設計輪式機械的兩側驅動輪不能固定在一根整軸上，因為輪式工程機械在行駛過程中，為了避免車輪在滾動方向產(chǎn)生滑動，經(jīng)常要求左右兩側的驅動輪以不同的角速度旋轉。=1372 Mpa(工程機械底盤構造與設計 P319)所以 齒輪的接觸疲勞應力滿足要求。由《機械設計手冊》，所以 KHα端面載荷系數(shù)查《機械設計手冊》 ZH 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，可由公式所以：中點區(qū)域系數(shù)，可用下式計算： ()式中F1F2可由下表求出：縱向重合度F1F202由上表可求出： 所以：ZE 彈性系數(shù)，查《機械設計手冊》P1648可知 Zβ計算齒面接觸強度的螺旋角系數(shù)，Zk 計算齒面接觸強度的錐齒輪系數(shù)，Zk=ZLS 計算齒面接觸強度的載荷分配系數(shù)。mm KA 使用系數(shù)，查《機械設計》陸鳳儀P139表82取KA=。中點模數(shù)齒寬系數(shù)為1/4到1/3，所以mm= mm；中點法向模數(shù) mm；齒頂高ha1= mm，ha2= mm； 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù)名稱代號計算公式結果中點端面當量圓柱齒輪參數(shù)當量齒數(shù)zv齒數(shù)比iv分度圓直徑dv中心距av頂圓直徑dva當量齒輪端面壓力角avt基圓直徑dvb基圓螺旋角βvb端面基圓齒距Pvb嚙合線長度gva 錐齒輪的當量圓柱齒輪參數(shù)端面重合度縱向重合度總重合度齒中部接觸線長度lbm對于齒中部接觸線的投影長度中點法面當量直齒圓柱齒輪參數(shù)齒數(shù)分度圓直徑中心距頂圓直徑基圓直徑嚙合線長度法面重合度（4） 輪齒齒面接觸疲勞強度計算正交（Σ=90186。（3） 錐齒輪傳動的當量齒輪參數(shù)計算錐齒輪原始幾何參數(shù)：齒形壓力角α=20186。（2） 輪齒齒面的接觸強度計算輪齒齒面的接觸強度可按下式計算： ()式中：接觸應力，Mpa Cp 彈性系數(shù)， Pe 齒輪大端圓周力P=26732N K0 過載系數(shù)，取K0= Kv 動載系數(shù)，取Kv= Ks 尺寸系數(shù)，當材料選擇適當，滲碳層深度與硬度符合要求時，可取Ks= Km 載荷分配系數(shù)，取Km= Kf 表面質量系數(shù)，與表面光潔度，表面處理等有關，對精度較高的齒輪取Kf= b1 小錐齒輪寬度 d1 大錐齒輪大端分度圓直徑 Ji 表面接觸強度綜合系數(shù)，考慮到輪齒嚙合面的相對曲率半徑，載荷作用點位置，輪齒間的載荷分配，有效齒寬及慣性系數(shù)等。查《工程機械底盤構造與設計》P318頁圖3519可得：= Jw2=把以上各參數(shù)代入公式可得大小錐齒輪的彎曲許用應力分別為： 。當輪齒接觸良好節(jié)距與同心度精度高時可取Kv=； Ks 尺寸系數(shù)，反映了材料性質的不均勻性與輪齒尺寸熱處理等因素有關。根據(jù)以上原則選小齒輪材料為20Cr2Ni4（滲碳后淬齒面硬度 58～62HRC）選取大齒輪材料為30CrMnSi(調質 硬度310～360HBW ) 錐齒輪的強度校核（1） 輪齒的彎曲強度計算其齒根彎曲應力可用以下公式計算： ()式中：彎曲應力，MpaP 作用在輪齒中心上的圓周力，=26732NM 作用在大齒輪上的計算扭矩大齒輪平均分度圓直徑 mm分錐角K0 過載系數(shù)，與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關。（4） 合金鋼常用于制作高速重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。（2） 應考慮齒輪尺寸的大小，毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。19螺旋方向小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋20周節(jié) mm21理論弧齒厚 mm mm 螺旋錐齒輪的強度校核 齒輪材料的選擇齒輪材料的種類有很多，通常有45鋼、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni20Cr2Ni4等。切向變位修正指的是使小齒輪的齒厚增加Δs=τms （τ是切向變位系數(shù)，查機械設計手冊可知τ=）大小錐齒輪大端面分度圓的理論弧齒厚度S01和S02可按下式計算： () ()所以：S02= mm S01= mm(11) 分錐角δ（分度圓錐角）小錐齒輪分錐角：大錐齒輪分錐角：(12) 節(jié)錐距Ra mm(13) 齒根角θf小錐齒輪齒根角