【正文】 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(fù)荷由更多的行星輪來(lái)負(fù)擔(dān)，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，但一般行星輪取3個(gè)，因?yàn)?點(diǎn)定一個(gè)圓位置，實(shí)際設(shè)計(jì)中行星輪數(shù)目一般為3～6個(gè)，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強(qiáng)度的限制，因?yàn)樾行禽啍?shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會(huì)產(chǎn)生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。 行星排各齒輪齒數(shù)的確定齒輪齒數(shù)間的關(guān)系公式： ()式中：if最終傳動(dòng)傳動(dòng)比，～，初取if = zq 齒圈齒數(shù)，zt 太陽(yáng)輪齒數(shù)，zx 行星輪齒數(shù)所以：由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》當(dāng)=，n=3時(shí)可選行星排各輪齒數(shù)為： 齒圈齒數(shù)zq =56 太陽(yáng)輪齒數(shù)zt =16 行星輪齒數(shù)zx =20驗(yàn)算傳動(dòng)比： 所以傳動(dòng)比合適 同心條件校核為了使太陽(yáng)輪與齒圈的旋轉(zhuǎn)中心重合，太陽(yáng)輪與行星輪的中心距應(yīng)和齒圈與行星輪的中心距相等，即zq、zt、zx應(yīng)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(dòng)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(yīng)使各行星輪均勻分布或?qū)ΨQ分布，即zq、zt、zx、n應(yīng)滿足條件：，N為任意整數(shù)。用公式則可以表示為： ()在實(shí)際設(shè)計(jì)中相鄰條件多控制在：式中：Atx太陽(yáng)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。齒輪變位能避免根切，提高齒面的接觸強(qiáng)度，提高齒根的彎曲強(qiáng)度，提高齒面的抗膠合和耐磨損能力，配湊中心距，修復(fù)舊齒輪等，因此本次設(shè)計(jì)需進(jìn)行齒輪變位。確定各輪齒數(shù)由前面計(jì)算已知：zq =56，zt =19，zx =16預(yù)計(jì)嚙合角根據(jù)公式: 查《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》P1057圖166得 太陽(yáng)輪行星輪傳動(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（tx）(1) 未變位時(shí)，行星輪與太陽(yáng)輪中心距為： mm(2) 初算中心距變動(dòng)系數(shù)(3)變位后中心距為： mm圓整取128 mm(4)實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)為：(5)計(jì)算嚙合角所以 (6)計(jì)算總變位系數(shù) ()式中： 所以：(7)校核查《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》P789頁(yè)圖121介于曲線P6和P7之間，有利于提高接觸強(qiáng)度及抗彎強(qiáng)度(8)分配變位系數(shù)查《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》P790頁(yè)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(dòng)變位系數(shù)計(jì)算（xq）(1) 未變位時(shí)的中心距 mm(2) 計(jì)算中心距變動(dòng)系數(shù)(3) 求嚙合角所以：(4) 求xq的總變位系數(shù)(5) 計(jì)算齒圈變位系數(shù)(6) 齒頂高降低系數(shù) 齒輪的幾何尺寸本設(shè)計(jì)的太陽(yáng)輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進(jìn)行角度變位。在行星機(jī)械中，通常只計(jì)算太陽(yáng)輪與行星輪的強(qiáng)度，齒輪所受圓周力應(yīng)考慮到幾個(gè)行星輪的影響，此時(shí)一個(gè)行星輪與太陽(yáng)輪所受的圓周力（為太陽(yáng)輪扭矩，為太陽(yáng)輪節(jié)圓半徑，n行星輪個(gè)數(shù)），在計(jì)算時(shí)還應(yīng)考慮到由于幾個(gè)行星輪同時(shí)和太陽(yáng)輪嚙合時(shí)載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計(jì)算公式中引入修正系數(shù)Ω。齒輪精度一般為7級(jí)，其彎曲疲勞許用應(yīng)力一般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應(yīng)力一般不大于14000公斤/厘米178。 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度可按下式進(jìn)行計(jì)算： ()（《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》P808，表1220） 式中：Ft作用在輪齒上的圓周力，為太陽(yáng)輪扭矩，可用半軸傳遞過(guò)來(lái)的平均受載扭矩來(lái)計(jì)算， N 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度可按下式進(jìn)行計(jì)算： ()式中：Ft、b、m、KA、KV、KFβ、KFα與接觸疲勞校核計(jì)算中相同，分別為：Ft = N ，b=90 mm ，m=7 mm ，KA =，KV =，KFβ=，KFα=。參數(shù)見(jiàn)前面幾何尺寸表，技術(shù)要求：進(jìn)行熱處理，表面滲碳淬火，～ mm，齒面硬度58～62HRC，芯部硬度320HBS， mm選取行星輪軸的材料為40Cr，行星輪軸主要受剪切應(yīng)力，可用下式來(lái)計(jì)算： ()式中：輪邊減速行星輪軸上的總扭矩， Nmm [τ]許用剪切應(yīng)力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限 Mpa，所以 Mpa n行星齒輪數(shù)目，為3 太陽(yáng)輪與行星輪實(shí)際中心距， mm把以上各參數(shù)代入公式得： mm圓整取 mm 軸承的選擇行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承，該滾針軸承選為沒(méi)有套保護(hù)的滾針。(1) 滾針軸承① 滾針數(shù)的確定作為滾針軸承外圈的行星輪內(nèi)孔，滾針直徑一般不小于齒輪內(nèi)孔的10%，在4～5毫米之間，此設(shè)計(jì)可取d=5 mm則：式中：實(shí)際行星輪軸計(jì)算直徑 行星輪軸的直徑 g 滾針與行星輪軸之間間隙，所以： mm 式中：滾針軸承直徑，d 滾針直徑所以： mm又因?yàn)椋菏街校篺 mm z 滾針數(shù)，k 正弦系數(shù)則： 所以：z=取每個(gè)行星輪上的滾針數(shù) z=26② 滾針的長(zhǎng)度若取滾針過(guò)長(zhǎng)，則易磨損，若過(guò)短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸表面，故取大于齒寬3/4～3/2。此處選用。由于結(jié)構(gòu)形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強(qiáng)度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點(diǎn)： a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。 c)軸上零件與軸的對(duì)中性和導(dǎo)向性較好。 主傳動(dòng)中差速器半軸齒輪花鍵的選擇（1） 鍵參數(shù)的選擇此處是動(dòng)力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開(kāi)線花鍵（平齒根），由《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取計(jì)算出花鍵各參數(shù)見(jiàn)下表51。齒數(shù)z24理論工作齒高分度圓直徑60基圓直徑外花鍵大徑尺寸外花鍵小徑尺寸內(nèi)花鍵大徑尺寸內(nèi)花鍵小徑尺寸表中CF為齒形裕度，CF== mm為外花鍵漸開(kāi)線起始圓直徑最大值，可用下式計(jì)算： () mm esv為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)》P605表728查得：esv=60μm= mm。m；T=Mj=15200 N校核時(shí)花鍵齒輪的工作長(zhǎng)度lg等于太陽(yáng)輪齒寬b=80 mm，尺寸與前面差速器半軸齒輪相同，所以強(qiáng)度同樣滿足。軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式計(jì)算： ()式中：M 小錐齒輪上所受的最大扭矩， N表52 主傳動(dòng)輸入法蘭處花鍵參數(shù) (長(zhǎng)度 mm )名稱公式代號(hào)數(shù)值模數(shù)m分度圓壓力角α30186。m， N 螺栓的選擇及強(qiáng)度校核 驗(yàn)算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強(qiáng)度，螺栓所受剪切力計(jì)算取機(jī)械滿載時(shí)所受重力與行走時(shí)所受扭矩作用力之和作為螺栓強(qiáng)度校核輪轂上所受扭矩 NM由最大扭矩產(chǎn)生的力為：式中：r螺栓中線到到從動(dòng)大錐齒輪旋轉(zhuǎn)中心的距離，由結(jié)構(gòu)取r=102 mm所以 N螺栓個(gè)數(shù)為12，每個(gè)螺栓受力均等，所以單個(gè)螺栓受的力為： N（2） 選擇螺栓材料，確定許用應(yīng)力 因差速器結(jié)構(gòu)要求緊湊，容不下太大螺栓，故選用材質(zhì)較好的40Cr，調(diào)質(zhì)處理 Mpa Mpa（3） 確定螺栓直徑 mm 取螺栓規(guī)格為M12（4） 確定螺孔軸向長(zhǎng)度螺栓與被聯(lián)接接件孔壁接觸面的擠壓強(qiáng)度可用下式進(jìn)行計(jì)算： 式中：d螺栓桿受剪面的直徑,mm 螺孔軸向長(zhǎng)度，mm許用擠壓應(yīng)力，和大錐齒輪聯(lián)接的差速器殼選用材料為45鋼，其屈服極限為 Mpa 所以許用擠壓應(yīng)力為： Mpa mm取 mm 軸承的校核 作用在主傳動(dòng)錐齒輪上的力(1) 切向力P從動(dòng)大錐齒輪上的切向力可按下式計(jì)算： () 式中：大錐齒輪上常用受載扭矩，由前面計(jì)算可知= N 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，其簡(jiǎn)圖如下： 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。所以A、B軸承的軸向力分別為： N N因?yàn)锳、B為型號(hào)相同的軸承，而軸承B受力較大，所以只計(jì)算軸承B的使用壽命。導(dǎo)師淵博的專業(yè)知識(shí)，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，精益求精的工作作風(fēng)，誨人不倦的高尚師德，嚴(yán)以律己、寬以待人的崇高風(fēng)范，樸實(shí)無(wú)華、平易近人的人格魅力對(duì)我影響深遠(yuǎn)。本論文從選題到完成，每一步都是在導(dǎo)師的指導(dǎo)下完成的，傾注了導(dǎo)師大量的心血。在設(shè)計(jì)完成之際，我的心情萬(wàn)分激動(dòng)。在這近三個(gè)月的時(shí)間里，老師對(duì)我進(jìn)行了悉心的指導(dǎo)和教育。同時(shí)，張福生老師的學(xué)識(shí)、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度也令我十分敬佩，是我以后學(xué)習(xí)和工作的榜