ZL50 装载机驱动桥设计与优化含5张CAD图
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ZL50 装载机驱动桥设计与优化
The ZL50 loader drives the bridge design and optimization
摘 要
随着现实工程的设计越来越趋向于整体化，细节化和系列化。对工程机械的要求也越来越高。在这样的应用背景下，现阶段普遍使用的ZL50装载机的驱动设备和传动系统就显得较为单一，陈旧。此次毕业设计的内容为装载机驱动桥设计，包括零件的选型，零件的确定，参数计算，尺寸确定，材料选择，材料后续热处理的选择。具体设计主要包括主传动的设计、主减速器的设计、差速器设计计算、传动类型的选择、半轴的设计、驱动桥壳的铸造与计算。对各个零件进行相关的强度和刚度的校核以及各部分的受力分析。对各个部件的工作原理和具体结构作一定的了解。根据任务书的具体要求，合理选择计算相关参数。
关键词: ZL50 装载机 驱动桥 优化设计
I
ABSTRACT
With the design of real engineering more and more tend to be integrated, detailed and serialized. The demand for construction machinery is also getting higher and higher. In this application background, the driving equipment and transmission system of the ZL50 loader, which is widely used at this stage, appear to be relatively single and old. The content of this graduation design is loader drive bridge design, including part selection, part determination, parameter calculation, size determination, material selection, material follow-up heat treatment selection. The specific design mainly includes the design of the main drive, the design of the main gearbox, the design calculation of the differential, the choice of the type of transmission, the design of the half shaft, the casting and calculation of the drive bridge shell. The core of the relevant strength and stiffness and the force analysis of each part are carried out. To understand the working principle and specific structure of each component. According to the specific requirements of the task letter, reasonable choice to calculate the relevant parameters.
Key words: ZL50 loader drive axle optimization design
目 录
摘 要 I
ABSTRACT II
1.概述 1
2.驱动桥类型选择 4
3.传动系总传动比的分配 6
3.1装载机各档传动比的确定 6
3.1.1变速箱 6
3.1.2各档位传动比确定 7
3.1.3各档传动比的分配 7
4.主减速器设计 9
4.1主传动系的传动形式 9
4.1.1齿轮类型 10
4.1.2支承方案 10
4.2主减速器锥齿轮尺寸确定[1] 12
4.2.1最大载荷确定 12
4.2.2计算载荷确定 13
4.3锥齿轮选择及计算[1] 14
4.3.1齿数选择 14
4.3.2 主动齿轮和从动齿轮参数计算 15
4.3.3 计算齿宽 16
4.3.4 锥齿轮的中点螺旋角β的确定 16
4.3.5 螺旋方向的选择 16
4.3.6 法向压力角的选择 17
4.3.7 齿高参数的选择 17
4.3.8圆弧锥齿轮尺寸计算 17
表4-2 主减速器基本参数计算 17
4.4 锥齿轮材料选定[1] 18
4.5 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算 18
4.5.1锥齿轮弯曲强度验算[1] 18
4.5.2锥齿轮表面接触强度校核计算[4] 20
5.差速器 22
5.1差速器的差速原理 22
5.2差速器齿轮的材料 23
5.3锥齿轮差速器的结构 23
5.4 差速器齿轮的材料选择 24
5.5差速器参数选择[1] 24
5.5.1齿数确定 24
5.5.2 节圆直径确定 25
5.5.3 压力角α的确定 25
5.5.4行星齿轮安装孔径和孔深 25
5.5.5 差速器齿轮的几何计算 26
5.6 差速器齿轮的强度计算[1] 27
6.最终传动设计 29
6.1 行星齿轮的结构和参数选则[5] 29
6.2轮边减速器中的行星齿轮传动匹配计算 29
6.2.1 传动比计算 29
6.2.2邻接条件验证 29
6.2.3同轴条件验证 30
6.2.4装配条件验证 30
6.3行星齿轮尺寸选择 31
6.4齿轮材料及其制造工艺选择[1] 34
6.5行星齿轮传动疲劳强度校核[5] 34
6.5.1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核 34
6.5.2行星齿轮接触疲劳强度计算及校核 38
7.驱动半轴的设计 43
7.1半轴的分析及选型 43
7.2半轴的结构设计[1] 43
7.3半轴的材料与热处理 43
7.4半轴的总体设计尺寸设计和计算 44
7.5计算半轴载荷[1] 45
7.6直径初选 46
7.7半轴的强度校核 46
7.8半轴花键的强度计算[4] 46
7.9半轴结构设计时的注意事项 47
8.驱动桥壳的设计 48
8.1铸造整体式桥壳的结构[1] 48
8.2驱动桥壳的受力分析[1] 49
8.3驱动桥壳的有限元分析 52
8.3.1三维模型建立 53
8.3.2定义材料属性 53
8.3.3驱动桥壳应力有限元分析 53
9.花键、轴承、螺栓 58
9.1 花键的选择与校核[4] 58
9.1.1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处 58
9.1.2半轴锥齿轮与半轴连接处 59
9.1.3半轴与轮边减速器太阳轮联接处[4] 60
9.1.4齿圈与桥壳联接处[4] 61
9.2主要轴承的选择 61
9.3 主要螺栓的选择 62
结论 63
参考文献 64
致谢 65
82
1.概述
在当下的工程机械应用中，装载机已经在其中扮演了举足轻重的角色，在中短途运输过程中，它可以发挥巨大的作用，方便快捷。而且它的施工类目也十分广泛，大到国家级工程建设，小到公路修缮，房屋建设都有它参与。它的工作场所几乎包括了生活中的各个方面，公路铁路修护，房屋筑造，矿石运输，物料移送，推送土壤，铲平地面等多个方面。它的优势在于，速度快且效率高，运行也相对灵活，操作也简单。诸多的优点也让它在工程建设中备受青睐。
装载机按照大致外形区分可分为两类，一类是履带式装载机，一类是轮式装载机。这两种的区别在于，履带式装载机的行进受路况影响小，越野能力优越，面对复杂路况时有极大的便利；轮式装载机的越野能力相对较差，但其行动方便快捷，，体积也较小，适应能力也更强，路况好的前提下，可以保持不错的运行速度。但其所能提供的牵引力相对较小。
装载机上的很多工作装置都是可更换式的，例如铲斗，常常可以用其他的装置设备更换，比如安装叉车作运输机械或者提升机械；安装别的铲斗类型作铲运机械或推送机械；
装载机的最主要作用就是“搬运”。运输物料、杂物、原料等。有时也可以作为挖掘机械来使用。需要的时候，也可以当作高效率的铲雪工具。雪灾时经常被用来清理积雪。还可以用装载机将积雪装载到大型汽车上进行运输。
近几十年来，装载机行业蓬勃发展，很多品牌快速成为这个行业里的领军人物，一些知名的国际品牌比如：约翰迪尔、卡特彼勒、凯斯、沃尔沃、小松和利勃海尔等都装载机制造研发都是非常先进的。
轮式装载机最早出现于二次工业革命期间，经过几十年的发展走到今天，在各个方面的优化、发展都非常先进，甚至销售、售后、维修、保养各个方面的保障服务都是非常完善的。
方法及预期目的：
查阅相关的书籍、资料，按照任务书的相关要求确定相关尺寸，经过具体的计算设计各个部件的明细尺寸，具体设计出驱动桥的各个部件。总体要求产品的使用便捷，节约为主，经济性能较好。
装载机分类主要根据发动机额定功率的大小，这次设计的ZL50装载机属于大型装载机（发动机额定功率162kw，属于147~515kw之内）（74kw，147kw,515kw）。根据发动机型号和功率确定，主传动系的传动形式为液力——机械传动，这种传动方式可以根据外在阻力的变化调整牵引力的大小，对车速的控制也更加便捷，在对精准控制的要求不大的场合是十分实用的，它主要通过液体的动能来传递能量。该传动形式的特点是运转平稳，运转寿命长，操控方便，可以根据不同的负载自行调节车速，在重要的装载机械中广泛被使用，而且相比机械传动，液力——机械传动有更多的优点：
1.液力传动系统是在机械传动的基础上研究出的新型传动系统，比机械传动系统先进。传动过程中没有过多的机械构件接触。
2.液力机械传动的换挡操作要比纯机械传动更加便捷，所以机械效率也比机械传动型更高。
3.由于使用液力变矩器，传递动力主要通过液体，中间没有具体的刚性轴连接，可以一定程度上增加零件的使用寿命。
4.液力—机械传动可以在调节一定范围内的车速，减少内燃机的额外功率，提高内燃机的机械效率,显著降低换挡次数。
5.采用这种传动形式可以分担一部分车辆的减速，也可以进一步简化车辆额外的减速机构。
液力—机械传动相比机械传动不仅有这么多的优势，劣势也是比较明显的，传动刚度低，成本相对高，维修比较困难，传动效率低。但是本着以人为本的原则，还是选择液力——机械传动。
驱动桥是传动系统的最后一个部分，作用是增扭减速，用来给车轮提供克服前进阻力的扭矩。
ZL50的驱动桥是整个驱动系统的最后一个环节，其基本功能有：（1）一开始的减速为一对正交锥齿轮减速，因为两个锥齿轮是正交，所以会改变扭矩的传递。（2）当左右驱动轮需要以不同的转速旋转时，相关机构可以通过自身的作用将不同的扭矩转速传递给相应的驱动轴和驱动轮。（3）克服和路面之间的作用力。（4）降低转速，增大扭矩。
此次设计的ZL50装载机驱动桥为了得到较大的牵引力，需要采用全桥驱动桥。其减速比一般为12～35，速比分配时，应该尽可能多的将速比分配给最终传动阶段，这样的分配原则可以显著降低半轴传递的驱动扭矩，可以有效减小整体结构尺寸，结构紧凑。
2.驱动桥类型选择
驱动桥按照工作特性分类可分为非断开式驱动桥和断开式驱动桥。由于此次设计的轮式装载机要求有足够的平稳性和行驶平顺性。所以选用非断开式驱动桥，并且增加独立悬架，使两个驱动轮在遇到障碍的时候可以单独产生跳动，这样使得整个装载机的稳定性大大提高。
1.非断开式驱动桥[1]
这种驱动桥的特点是结构简单，造价经济，可靠性高。
主减速器的大小决定了驱动轮的尺寸大小。由于轮胎类型和最小离地间隙已经确定，所以主减速器的大小也就唯一确定，进而从动锥齿轮的直径也选定了。由于单级减速满足不了整体的减速要求，所以需要添加第二级减速机构。但是通常第二级减速机构是安装在驱动轮附近，构成轮边减速器。轮边减速器采用行星轮系的结构，容易得到较大的传动比，而且整体尺寸较小。轮边减速器安装在轮毂内。
2.变矩器[2]
变矩器采用双涡轮变矩器，两级涡轮分别传出动力，配合超越离合器自动调节车速，当传动比小时，可以得到较大的变矩系数，K=4.75，因此它弥补了变速箱档数少的不足，也就使变速箱的二进一退满足了使用要求。
3.传动系总传动比的分配
3.1装载机各档传动比的确定
3.1.1变速箱
这次设计，变速箱选用斜齿轮传动。原因在于斜齿轮传动，轮齿重合度高，传动平稳。轮边减速器采用行星轮传动，行星架输出扭矩。[3]行星传动的传动比为（1+α），α为齿圈和太阳轮的齿数比。如图3.1所示[5]
传动比i可由相对速度法求得：
nt—太阳轮转速
nq —齿圈转速
nj—行星架转速
低档速时，将nq=0代入，得传动比：
i0=ntnj=K+1=4.75+1=5.75
前进高速档时，如3-1（c），得直接档，i=1
后退档，如3-1（d）,后行星排不起作用，前行星排传动，传动比为-K=-4.75
3.1.2各档位传动比确定
轮式装载机各档传动比的计算公式：
i∑i=0.377nehrdVTi (3.1)
式中：neh—发动机的额定转速 r/min
rd—驱动轮半径 762mm（m）（根据同类型机器，选择的轮胎类型为23.5-25轮胎，半径为762mm）
VTi—某一档的速度（km/h）
根据毕设任务书可得各档位的传动比如下：
i∑Ⅰ=0.377×2200×0.76210=3.79
i∑Ⅱ=0.377×2200×0.76234=1.12
i∑R=0.377×2200×0.76213=2.92
3.1.3各档传动比的分配
变速箱各档的传动比iki通过总传动比分配给各个变速档位,主传动或中央传动比i0,轮边减速比ikⅡ=1
先分配出中央传动比i0和轮边减速比iB:
i∑i=ikii0iB (3.2)
对于有直接档的变速箱结构中，高档传动比iki取值为1。此次设计中选取前进二档为直接挡，则选取ikⅡ=1
则 i0iB=i∑ⅡikⅡ=1.12
由此可得各档变速箱传动比：
ikⅠ=i∑Ⅰi0iB=3.38
ikⅡ=1
iKR=i∑Ri0iB=2.61
分配i0iB时，力求iB>i0,用来减轻轮边减速器和最终传动之前相关零件的受力大小。进而可以适当减小差速器或转向离合器的大小。
4.主减速器设计
主减速器的作用是增大扭矩，相应的，经过主减速器传出的转速会减少，另外还有传递动力的作用[1]。
4.1主传动系的传动形式
大型机械上，常常要求有较大的主传动比和较大的离地间隙，本次设计的ZL50装载机的设计要求也要求有较大的离地间隙（＞485mm），这就需要在驱动车轮有第二套减速系统，这样可以简化主减速器的结构，减小驱动桥中部的尺寸。缺点也是很明显的，轮边减速器需要在两个驱动轮处安装，对于驱动桥整体的结构，其实是变得复杂了许多，成本也增加，还有就是布置轮毂、轴承、车轮和制动器比较困难。
根据任务书要求以及所设计的工程机械确定减速形式为单级减速附行星轮边减速，如下图所示。
4.1.1齿轮类型
主减速器齿轮工作环境相对恶劣，承受载荷也多为重载。经常发生的破坏为轮齿折断。所以主减速器齿轮的齿根处要保证有较大的弯曲应力。
弧齿锥齿轮的中心角不为0，它的优点是避免齿轮根切的齿数少且容易获得较大的传动比；同时啮合的齿数多，所以在高速运转的过程中，有着不错的稳定性，装配也相对简单。而且接触区位于整个齿面的中部，不容易产生滑脱和相对偏移。可以满足主减速器齿轮的有关要求。
4.1.2支承方案
主传动器主、从动齿轮正确的啮合，想要保证工作效率，与齿轮的支撑刚度关系也非常大。
（一） 主动锥齿轮的支承
主动锥齿轮的支承选择跨置式支承。
跨置式支承指的是在齿轮的两端都用轴承支承，前端是一对小端向内，对称安装的两个圆锥滚子轴承，后端是一个圆柱滚子轴承。这种支承形式支撑强度很高，但需要空间大，所以一般用于单级主减速器中。
跨置式支承
（二）从动齿轮的支承
从动齿轮的支承按照上图的形式，原因在于这样的支承形式可以使轴承的支承刚度增加，而且可以减小c+d。尺寸c应接近于d。
主减速器结构中，从动锥齿轮容易因为半径太大或者锥齿轮传动的传动比过大产生变形。安装在从动锥齿轮背面的止推螺栓就是为了减小这种变形，从动锥齿轮变形超过0.25mm左右时，止推螺栓开始起作用，阻挡从动齿轮继续变形。
4.2主减速器锥齿轮尺寸确定[1]
主传器的计算载荷，首先需要计算其受到的最大载荷和在工作时长时间内受到多大的载荷就是正常持续转矩。
4.2.1最大载荷确定
（1）最大牵引力
最大牵引力是指牵引元件在克服自身行驶阻力Pf之后输出的平行于路面并沿着行驶方向的推力，它受发动机发出的动力、附着力及路面条件的影响。这里主要验算前桥，因为前桥载重之后为装载机主要的承重部分。但装载机为全桥驱动，所以牵引力是前后两个桥的和。
假设发动机输出扭矩最大，传动比最小，且在良好路面上没有滑转产生，此时主减速器承受的扭矩最大，该最大扭矩：
Tje=TemaxiTLK0K1ηTn (4.1)
式中：
Temax—ZL50装载机的发动机的最大转矩，且转矩的传动效率为100%，全部用来驱动行驶，900N·M
iTL—此时由发动机到主减速器的传动比，由提供参数计算约为5.75。
K0—猛结合超载系数，由性能系数fp确定，根据下式计算取该值为1.0。
装载机行驶中的性能系数：
fp=16-0.195magTemax100 当0.195magTemax>16
fp=0 当0.195magTemax<16
ma——装载机满斗时的额定总重量21500Kg
所以：0.195×21500×9.8900=45.7>16
所以：fp=0,即K0取1.0
K1—驱动桥力分配偏差系数，装载机的两驱动桥由于装载机重心位置不一定在中心而导致前后驱动力不等。该偏差系数取1.2。
ηT—从发动机到主减速器的传递效率，为变速箱*液力变矩器*万向节传递效率，定为80%。
n—装载机驱动桥的数目，2。
则Tje=900×5.75×1×1.2×0.82=2484 N·m
假设在发动机扭矩没有达到最大，或档位没有达到最小减速比时，行驶在良好路面上ZL50已经有滑转产生，这种情况下驱动桥受的力已经为最大，最大扭矩为：
Tjφ=G2φrrηLBiLB (4.2)
式中：
G2—ZL50在满斗且铲斗中货物密度很大时，承受重力最大的驱动桥（前桥）给水平地面的最大负荷，该负荷=（装载机重+货重）2×驱动桥力分配偏差系数。计算得87791.7N
φ—附着系数，即轮胎和地面的摩擦系数，以为是在良好路面上行驶，故取1.0
rr—ZL的滚动半径（m），计算公式如下：
rr=0.0254×［d2+HB×（1-λ）×B］
式中d—轮毂直径(英寸)，对于型号23.5—25的轮胎，d=25英尺，HB—高宽比，对于宽基或超宽基轮胎，HB=0.5~0.7，取0.6；B—轮胎断面宽度（英寸），对于23.5—25的轮胎，B=23.5英尺；λ—变形系数，λ=0.1~0.16，取0.13
则rr=0.0254×［252+0.6×（1-0.13）×23.5］=0.65m
ηLBiLB —从主减速器到车轮的总传动效率和其对应的传动比。由于该传递过程中只有齿轮传动，效率较高取为95%，传动比为主传动比*轮边减速比=5.75×3.7=21.3
则： Tjφ=87791.7×1×0.650.95×21.3=2821N·m
根据以上两式可以看出该种装载机的最大扭矩由发动机提供，所以，驱动桥收到的最大扭矩约为：
Tje=2484N·m
4.2.2计算载荷确定
上述最大力矩并非长期在使用条件下出现，所以不能用来计算疲劳破坏。装载机长期行驶在土路面上进行装载工作，应该以其平均转矩最为疲劳破坏的依据。其平均转矩的公式为：
Tjm=K1GrriLBηLBnfR+fH+fP （4.3）
式中：G—ZL50满斗总重量，为21500×9.8=210700N
fR—装载机工作的路面所对应的道路滚动阻力系数，0.02
fH—ZL50正常爬坡时的爬坡阻力系数，0.08
fP—ZL50的行驶性能系数：
fP=［16-0.195GTemax］100<0
所以取fP=0
故
Tcf=1.2×210700×0.65×（0.02+0.08+0）21.3×0.95×2=407N·m
应该把这个当成主减速器经常受到的扭矩，作为疲劳强度计算的依据。
4.3锥齿轮选择及计算[1]
4.3.1齿数选择
选择锥齿轮时，z1,，z2没有公约数可以使两齿轮磨合均匀。主、从齿轮齿数和要大于40才能使齿面具有理想的重合度以及保证必要的重叠系数，同时提高了齿轮的弯曲强度。其中，小齿轮齿数最好大于6，可保证齿轮啮合平稳，同时可减小其疲劳强度和噪声，但当许要大的主传动比时，小齿轮齿数少才能得到较高的离地间隙。所以，两齿轮齿数要合理搭配。
为满足基本设计要求，可根据下表选择齿数，在选择主动轮齿数时考虑不让小齿轮根切，且保证小齿轮有足够的疲劳强度因该使小齿轮有较多的齿数，但为了使主减速器的传动比足够大，应该选择较少的齿数，根据下表，综合上述信息，选取Z1=7。
表4-1 主减速器小齿轮齿数选择
Z2=Z1×i
Z2=Z1×i=7×5.75=40.25
圆整取41；
i=Z2Z1=5.857
满足传动比验算。
4.3.2 主动齿轮和从动齿轮参数计算
根据经验公式可粗选从动齿轮分度圆直径：
（4-4）
KD2—从动轮的直径系数，可取范围为2.8～3.48；
Tc—从动轮得计算转矩即式1和式 2中的较小者，即从动轮要承受的最大转矩，248400 N·cm。
即D2=（2.8～3.48）3248400=（176.01～218.76）mm
初选D2=205mm 则模数mt=D2z2=20541=5mm
参考《机械原理》表10-1中的标准模数表选取5。
则计算模数为：
由d=m×z,可得模数符合要求
d1=5×7=35 d2=5×41=205
4.3.3 计算齿宽
锥齿轮齿面的宽度和其强度可寿命密切相关，宽度过窄则会导致强度寿命缩短。但，当齿面过宽时会导致小端齿沟太窄刀具加工，也会严重缩短刀具寿命，还可能在使用时应力集中，安装时装配空间过小，不利于安装。一般从动锥齿轮齿宽不大于节圆的0.3倍，即b2≤0.3A2,而且b2≤10mt。
b2=0.155D2=0.155×205=31.775mm 在此取32mm
为了使齿轮啮合良好、不浪费大齿轮齿宽，且方便安装，小齿轮齿宽要比大齿轮大10%，取为b1=36mm
4.3.4 锥齿轮的中点螺旋角β的确定
选β时应考虑它对齿面重合度ε，轮齿强度和轴向力大小的影响，β越大，ε也越大，同时啮合齿数也越多，传动越平稳，噪音越低，而且轮齿强度越高， ε应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是当β过大时，会导致轴向力增大。
相关工程机械上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为35°～40°，以采用35°较为普遍。本次选择螺旋角也是35°。当中点螺旋角选定时，其他地方的螺旋角也随之确定。
4.3.5 螺旋方向的选择
此处设计中我们定主动锥齿轮为左旋，从锥顶看主动锥齿轮为逆时针，从动锥齿轮相反。主要是为了防止产生齿轮卡死。当ZL50前进时轴线力离开锥顶方向，两轮有分开趋势。
4.3.6 法向压力角的选择
在轮式装载机上，为了提高轮齿的弯曲强度，一般采用22.5°的压力角。
4.3.7 齿高参数的选择
从相关资料可查得:螺旋锥齿轮的齿顶高系数ha*=0.85，顶隙系数C*=0.188 ﹔
4.3.8圆弧锥齿轮尺寸计算
确定基本参数后，可根据下表计算出齿轮的其它有关参数
表4-2 主减速器基本参数计算
序号
项目
计算公式
计算结果
1
主动齿轮齿数
7
2
从动齿轮齿数
41
3
端面模数
m
5
4
齿面宽
=36㎜ =32㎜
5
工作齿高
8.5㎜
6
全齿高
9.44㎜
7
法向压力角
=22.5°
8
轴交角
=90°
9
节圆直径
=
35㎜
=205㎜
10
节锥角
arctan
=90°-
=9.6888°
=80.3112°
11
节锥距
A==
A=104㎜
12
周节
t=π
t=15.708㎜
13
齿顶高
=4.25㎜
14
齿根高
=
=5.19 ㎜
15
径向间隙
c=
c=0.94㎜
16
齿根角
=2.8569°
17
面锥角
=12.5457°
=83.1681°
18
根锥角
=
=
=6.8319°
=77.4543°
19
齿顶圆直径
=
=43.38㎜
=206.43㎜
4.4 锥齿轮材料选定[1]
不同于别的地方的齿轮，传动系中的主减速器齿轮容易发生损坏。材料选用有一定的要求：
a)良好的抗弯曲性能和很高的表面接触强度，硬度高，从而使得齿轮表面耐磨性增强。
b)齿轮内部应该有一定的韧性，避免因为单一要求高强度而使齿轮整体过脆。
c)材料的可塑性要好，用来保证后续的加工以及改良处理步骤的进行。
d）选择合金材料时，尽量避免选用没有特殊金属的合金钢。
本次设计中用到的锥齿轮均用渗碳合金钢制造。渗碳合金钢的优点是可以满足锥齿轮的材料的一切要求，后续的物理加工也相对方便。缺点是热处理费用较高，下层硬度较低，压力过大时易变形。如果表层的含碳量过高，会导致硬化层脱落。
为改善新齿轮的磨合以及进一步加强其硬度应该在该种合金钢中渗碳。这样可以在蘸火时得到较厚的淬硬层。同时还可以保持齿轮中心的韧性。为了不使硬化层过早脱落，碳含量要控制在0.8%～1.2%。同时为提高其硬度还可以进行磷化处理或镀铜、镀锡处理厚度在0.005～0.020mm。对齿面进行应力喷丸处理，喷丸处理可以提前打磨掉齿轮的上的尖角、缩短其磨合磨损期、减少磨合磨损期产生的金属小颗粒，可提高齿轮寿命。
20CrMnTi材质的锥齿轮相关参数如下[9]：
σb =1080MPa σs=850MPa 硬度217HBS
4.5 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算
齿轮的强度计算主要是计算齿轮的疲劳强度和弯曲强度。
4.5.1锥齿轮弯曲强度验算[1]
锥齿轮的最大齿根弯曲应力为：
σu=MmaxKcKv×2Fzm2×KsKmJw （4-5）
式中：σu—锥齿轮所受的最大弯曲应力，MPa
Mmax—锥齿轮最大载荷作用下的扭矩N·mm
Kc—超载系数，与锥齿轮副运转的平稳有关，对轮式装载机可取K0=1.25～1.5，结合ZL50的实际情况，取K0=1.25；
Kv—质量系数，根据机械设计课程设计书中的齿轮精度表选择7级精度，
v=1000πd1n160≈4m/s，由下图可取Kv=1.36；
F—齿宽，mm，F=b；
z—齿数；
m—大端模数，m=ms
Ks —尺寸系数，可以根据以下方式确定：
当m<1.6mm时，取Ks=0.5；m≥1.6时：Ks=4m25.4,则Ks=4525.4=0.641
Km—载荷分配系数，小齿轮用跨置式支承，Km=1.00～1.10，取中间值Km=1.05
Jw—计算弯曲应力的系数，由图2-3得J1=0.225 J 2=0.20
则σu1=2821000×1.251.36×236×7×52×0.641×1.050.225=247.0MPa
而σu2=2484000×1.251.36×232×41×52×0.641×1.050.20=468.5MPa
则许用弯曲应力为：［σu］=0.75σb=810 MPa
则σu1<［σu］, σu2<［σu］,齿轮弯曲强度合格。
图4-3 弯曲计算用综合系数J
4.5.2锥齿轮表面接触强度校核计算[4]
锥齿轮轮齿的齿面接触应力为：
σc=CpPeC0Cv×1bde×CsCmCfIx
σc—锥齿轮轮齿齿面接触应力，MPa
Cp—有关材料弹性性质的系数，钢制锥齿轮副Cp=234N1/2/mm
Pe—齿轮大端圆周力（kg），Pe=2Mmax1de
C0—过载系数，C0=KC=1.0
Cv—动载系数，Cv=Kv=1.36
b—有效工作齿宽，b=3.2cm
de—小齿轮大端分度圆直径，de=3.5cm
Cs—尺寸系数，Cs=Ks=0.641
Cm—载荷分布系数，Cm =Km=1.05
Cf—表面质量系数，此次设计中可取Cf=1.0
Ii—表面接触强度综合系数，对此次选用的弧齿锥齿轮用插入法并综合下图4-4选取I=0.14
图4-4
· 图4-5
σc=743×2×4070×1.03.5×1.36×13.2×3.5×0.641×1.05×1.00.14=20131kg/cm2
即σc= 1972.8MPa
σc<［σc］=3500MPa,锥齿轮轮齿的齿面接触强度合格。
5.差速器
车辆在行使过程中，当行驶的形式不是在平整路面上直行时，左右轮的速度需要不相等，否则容易引起轮胎打滑，加重轮胎的磨损。为了解决这个问题，轮间差速器就应运而生。它主要的作用就是让两个驱动轮可以以不同的转速转动[7]。
由于对称式锥齿轮结构简单，传动平稳。故这次差速器齿轮设计，齿轮选择圆锥直齿轮，按对称分布。
5.1差速器的差速原理
图5-1 差速器差速原理
当两轴的转速ω1、ω2值相同时，行星齿轮只是随着两轴上的锥齿轮公转，角速度也相同，值为ω0。于是ω1=ω2=ω0，即差速器只传递转速，不需要差速。
当行星轮有两种运动形式的时候，既随着半轴公转，还绕自身的轴5以ω4自转时，啮合点A的圆周速度为 ω1r=ω0r+ω4r，啮合点B的圆周速度为ω2r=ω0r-ω4r。
于是
ω1r+ω2r=(ω0r+ω4r)+(ω0r-ω4r)
ω1+ω2=2ω0 (5-1)
若角速度以每分钟转速n表示，则
n1+n2=2n0 (5-2)
上式表明差速器壳两端的半轴齿轮的转速和等于差速器壳的转速的两倍，当车辆需要两个驱动轮以不同的速度转动时，行星轮的转动就起抵消两轮转速差的作用，消除车轮的打滑。
5.2差速器齿轮的材料
差速器中的齿轮与主传动齿轮一样，材料都是渗碳合金钢[9]。常用的材料是20CrMnTi，差速器齿轮常用精锻工艺，这种工艺的缺点在于成品精度较低[10]。
5.3锥齿轮差速器的结构
轮式装载机的锥齿轮差速器，主要特点是工作平稳，构造简单。面对多样的工况，驱动轮上的扭矩分配应该基本平均，这样的扭矩分配对于装载机的工作和转弯非常适合。组成如下图：
5.4 差速器齿轮的材料选择
差速器与主减速器相连接，工作环境类似，所以选择材料和热处理方法同主减速器齿轮相同。
5.5差速器参数选择[1]
从动锥齿轮的大小基本决定了差速器外壳的尺寸，差速器的安装也对外壳的尺寸有相关的要求。差速器壳的大小要方便差速器的安装。减速器对其的影响，不能发生干涉。
5.5.1齿数确定
差速器的强度和其球面半径密切相关，球面半径大差速器强度高，节锥距大。为在有限的空间内提高行星齿轮的强度，行星齿轮的数目4
行星齿轮的球面半径确定：
RB=KB3Tmm (5-3)
式中：
RB—行星齿轮的球面半径，mm
KB —球面半径系数，在2.5～3.0之间，与行星齿轮的个数有关，装载机尽量取最大值，取3
T—转矩，即行星齿轮所受的最大转矩，也就是主减速器的最大转矩，故为3.7×2484=9190.8N·M
根据（5-3）式得RB=339190.8=62.841 初选RB=63mm 同时预选节锥距A0=63mm
差速器的齿轮大小基本由其球面半径决定。为提高其强度在选择齿形系数时应使其模数尽量大，使齿轮有较高的强度，但不能使其齿数过少，这样不利于加工和啮合。尽量将齿数比z2z1控制在1.5～2.0范围内。
在确定这两种齿轮时要考虑彼此间的装配关系，半轴齿轮数要为双数。这样可以保证行星齿轮的分布均匀，满足安装条件。公式如下：
z2L+z2Rn=I （5-4）
其中：
z2L, z2R—差速器两半轴齿轮的齿数，一般来说，两齿数相等
n—行星齿轮数
此处取z1=10，z2=18
5.5.2 节圆直径确定
（1）首先求出两种齿轮的节锥角：
γ1=arctanz1z2=arctan1220=29.05°
γ2=arctanz2z1=arctan2012=60.95°
（2）模数的确定
齿轮的外锥距为：Re=d12sinγ1≈RB2=31.5mm
则：d1=RB*sinγ1=30.6mm
则：m=d1z1=30.6÷10=3.06mm,取为标准值，m=4
由此可得：
行星齿轮分度圆直径：d1=mz1=4×10=40mm
半轴齿轮分度圆直径：d2=mz2=4×18=72mm
5.5.3 压力角α的确定
最小齿数为10。在此选择22.5°的压力角，齿高系数定为0.8。
5.5.4行星齿轮安装孔径和孔深
行星齿轮是安装在行星齿轮轴上的，行星齿轮轴的名义尺寸和安装孔的直径大小相同，轴穿过安装孔支承起行星齿轮，二者的支承长度通常取；
L=1.1φ
Lφ=1.1φ2=T0×103［σc］*nl
φ=T0×1031.1［σc］*nl
式中：
T0—差速器要承受的最大的扭矩， N·M；在此取9190.8N·M
n—行星齿轮的数目；4
l—行星齿轮支承面重点支锥顶的距离，mm，l≈0.5d2’, d2’为半轴齿轮齿面中点处的直径，而d2’ ≈0.8 d2；
［σc］—支承面的许用挤压应力，在此取98 MPa
根据上式d2’=0.8×72=57.6mm l=0.5×57.6=28.8mm
φ=91908001.1×98×4×28.8≈28mm L=1.1×28≈30.8mm
5.5.5 差速器齿轮的几何计算
表3-1差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表
序号
项目
计算公式
计算结果
1
行星齿轮齿数
≥10，应尽量取最小值
=10
2
半轴齿轮齿数
=14～25，且需满足式（5-4）
=18
3
模数
=4mm
4
齿面宽
b=(0.25～0.30)A0;b≤10m
18mm
5
工作齿高
=6.4mm
6
全齿高
h0=（1.6+0.188）m
7.152
7
压力角
22.5°
8
轴交角
90°
9
节圆直径
；
d1=40
d2=72
10
节锥角
，
=29.05°
11
节锥距
Re=d12sinγ1= d22sinγ2
=63mm
12
周节
=3.1416
=12.6mm
13
齿顶高
;
=0.8mm
=5.6mm
14
齿根高
=1.788-;=1.788-
=6.352mm;
=1.552mm
15
径向间隙
=-=0.188+0.051
=0.803mm
16
齿根角
=;
=5.758°
=1.411°
17
面锥角
；
=34.81°
=62.36°
18
根锥角
；
=23.29°
=59.54°
19
外圆直径
d01=41.40mm
d02=77.44mm
20
齿侧间隙
=0.245～0.330 mm
=0.250mm
5.6 差速器齿轮的强度计算[1]
差速器中的齿轮由于只在非平整路面直线行驶的时候才发挥差速的作用，所以只需要进行弯曲强度校核：
σw=K0KsKm200Mcbz2JKvm2 MPa (5-5)
式中：
MC—差速器受到的转矩，Mc =0.6Mmaxn, Mc=919080×0.64=137862N·mm
—行星齿轮数, 4
b—齿宽，18mm
—差速器半轴齿轮齿数， 18；
—差速器质量系数，当制造误差小，装配精度高时，周节径向跳动小。取 1。
—差速器尺寸系数，当m>1.6时，Ks=4m25.4, Ks=0.631
Km—差速器载荷分配系数，由于差速器支撑条件好，刚度好所以取1。
—差速器齿轮弯曲应力综合系数，由图4-3 J=0.254
m—模数,4
K0 —过载系数，1
图3-1 弯曲计算用综合系数
则：
σw=13786218×18×0.254×200×0.631×116×11=132.1MPa
半轴齿轮与行星齿轮材料选为20CrMnTi,其极限应力为σb=1080MPa
则σw=0.75σb=810 MPa
则σw<［σw］,齿轮弯曲强度合格。
6.最终传动设计
最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，即轮边减速机构。最终传动要在不发生干涉、满足强度要求的情况下尽量使传动比大，所以ZL50一般选用行星齿轮减速器。单排内啮合行星传动容易得到大传动比，而且可以让整个轮边减速器的尺寸尽可能小。
轮边减速器的传动形式选择为行星轮系传动，这种传动形式：主动件为太阳轮，从动件为行星架，传动比为1+α(α为齿圈和太阳轮的齿数之比)。
6.1 行星齿轮的结构和参数选则[5]
2Z-A(X)型行星齿轮为单层，结构简单，总直径相对别的种类的齿轮直径小，齿轮外轮廓为圆，与车轮外型可以很好的匹配。
分配减速传动比为4.875，在此行星轮系选用一定规格的行星轮系，太阳轮齿数Za=16,行星轮齿数Zg=23，齿圈齿数Zb=62，行星轮数目 nw=3。
6.2轮边减速器中的行星齿轮传动匹配计算
6.2.1 传动比计算
根据传动比计算 iaHb=1+ZbZa
则1+ZbZa=1+6216=4.875= iaHb
6.2.2邻接条件验证
邻接条件：相邻的两个行星轮的齿顶圆半径应小于两个行星轮的中心距
可得 L=2awsin180°nw>（da）g
即 L=2×m×Za+Zg2sin60°=3932 m
（da）g=d+2h=18m
则 2awsin180°nw>（da）g
邻接条件满足，在布置3个行星轮时无干涉产生。
6.2.3同轴条件验证
同轴条件是指外啮合齿轮的中心距等于内啮合齿轮的中心距
则有Zb=Za+2Zg
因为Zb=62 Za=16 Zg=23 所以满足条件。
6.2.4装配条件验证
相邻两个行星轮所夹中心角φ1=2πnw
中心轮a相应转过φ1角，φ1角必须等于中心轮a转过γ（整数）个齿所对的中心角，φ1=γ×2πZa
式中2πza 为中心轮a转过一个齿（周节）所对的中心角。
ip=nnH=φ1φH=1+ ZbZa
将φ1、φH代入上式，有γ×2πza×nw2π=1+ ZbZa
整理得γ=Zb+Za3=26
满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。
6.3行星齿轮尺寸选择
根据弯曲强度初选模数m
m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim (6-1)
式中 Km —算数系数，直齿轮传动一般取Km=12.1
T1—半轴传来的最大转矩，137.862N·m；
T1=Tanp=9549P1npn1
KA—使用系数，取1
KF∑—综合系数，由下表得，取2
KFP—载荷分布不均匀系数，KFP=1+1.5（KHP-1），（粗略计算时KHP=1.5）代入得KFP=1.75
YFa1—小齿轮齿形系数，由下表YFa1=3.15
φd—齿宽系数，φd=1.2
z1—齿轮副中小太阳轮齿数，16；
σFlim—齿轮弯曲疲劳极限，由《行星齿轮传动设计》图7-26～7-30,取240N*mm2,
则m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim=12.13137.862×1×2×1.75×3.151.2×162×240≈3.4，取m=4
表6-1
表6-2
1） 分度圆直径d
d(a)=m×Za=4×16=64mm
d(g)=m×Zg=4×23=92mm
d(b)=m×Zb=4×62=248mm
2） 齿顶圆直径da
齿顶高ha:外啮合ha1=ha×m=m=4mm
内啮合ha2= （ha*-△h*）×m=（1-7.55Zg）×m=3.515
da(a)= d(a)+2ha=64+16=80mm
da(g)= d(g)+2ha=92+16=108mm
da(b)= d(b)-2ha=248-14.06=233.96mm
3） 齿根圆直径df
齿根高hf=（ha*+c*）×m=1.25m=5
df(a)=d(a)-2hf=64-20=84mm
df(g)=d(g)-2hf=92-20=72mm
df(b)=d(b)-2hf=248+20=268mm
4） 齿宽b
b(a)=φd*d(a)=1×64=64mm
b(g)=φd* d(a)+5=64+5=69mm
b(b)=φd× d(a)-5=64-5=59mm
5） 中心距a
此处啮合齿轮副的节圆与分度圆重合，则啮合齿轮副的中心距为：
1、a-g为外啮合齿轮副
aag=m（za+zg）2=4×（16+23）2=78mm
2、b-g
abg=4（za-zb）2=4×（62-23）2=78mm
经过计算可得基本参数如下表：
表6-3 差速器行星齿轮基本参数计算
中心轮a
行星轮g
内齿圈b
模数m
4
4
4
齿数z
16
23
62
分度圆直径d
64
92
248
齿顶圆直径
80
108
233.96
齿根圆直径
84
72
268
齿宽b
64
69
59
中心距a
=78mm =78mm
6.4齿轮材料及其制造工艺选择[1]
中心轮的选材为45钢[9]，正火处理以后硬度可以达到要求[8]，在162~217HBS之间，表面加工精度应达到8级精度，齿面粗糙度Ra≤1.6行星轮g、内齿圈b选用聚甲醛，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2。
6.5行星齿轮传动疲劳强度校核[5]
齿轮的破坏形式多种多样，行星齿轮的主要破坏形式，分为两种，接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此应对这两个方面的强度进行校核及验算。
行星齿轮传动中，强度校核主要针对太阳轮和行星轮，由于圆周力的影响，行星轮和太阳轮会相互之间有圆周力的影响，同时因为行星齿轮与太阳齿轮啮合会有一定的载荷不均匀的问题，计算过程中要代入修正系数。
6.5.1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核
（1）转矩T1
T1=Tanp=9549P1npn1=137862 N·mm
行星齿轮弯曲疲劳强度σF可按下式计算，即
σF=σF0KAKVKFβKFαKFρ (6-2)
其中：
σF0—齿根应力基本值，其公式为：
σF0=Ft（bmn）YFaYSaYεYβ （6-3）
其许用齿根应力为：
σFp=σFlimSFlimYSTYNTYδrelTYRrelTYX （6-4）
Ft—名义切向力，
Ft=2000T1npd1=2000×137.8623×80=1148.85N·mm
KA—使用系数，根据表6-1取1.5
KV—动载系数，和齿轮的精度的线速度有关，计算得1.06
KFβ—齿向载荷分布系数，计算得：1.3
KFα—齿间载荷分配系数，由图6-3得KFα=1.2
KFρ—行星轮间载荷分配系数，计算得 1.3
KFρ=1+1.5×（1.2-1）=1.3
YFa—齿形系数，由下图6-1得 2.58
YSa—应力修正系数，由下图6-2得 1.63
Yε—重合度系数，计算得：0.78
Yβ—螺旋角系数，由下图6-2得：1
σF=1148.854×64×2.58×1.63×0.78×1×1.5×1.06×1.3×1.2×1.3=47.47 N/mm2
σFlim—齿根弯曲疲劳极限，340 N/mm2
SFlim—最小安全系数，由表6-4得:1.6
YST—应力系数，与齿根弯曲疲劳极限有关，得：2
YNT—使用寿命系数，为0.89
YδrelT—查相关资料得，1
YRrelT—相对齿根表面状况系数，与齿根表面状况系数有关0.98：
YX—尺寸系数，按相关公式计算得：1.02
σFp=3401.6×2×0.89×1×0.98×1.02=378 N/mm2
则可得，σF<σFp,则该齿轮满足齿根弯曲
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