装载机驱动桥设计项目说明指导书.doc

摘 要随着主机性能规定提高和变化，逐渐显现当前国内 ZL50 装载机传动系配备较单一、陈旧。本次设计内容为ZL50装载机终传动构造设计，大体上分为轮边减速器设计，半轴设计，最后传动设计三大某些。将齿轮几种基本参数，如齿数，模数，从动齿轮分度圆直径等拟定后来，用大量公式可计算出齿轮所有几何参数，进而进行齿轮受力分析和强度校核。理解了轮边减速器，半轴和最后传动构造和工作原理后来，结合设计规定，合理选取它们形式及尺寸。本次设计轮边减速器齿轮选用圆柱直齿轮，半轴采用全浮式 ，最后传动采用单行星排减速形式。核心词： ZL50 装载机 驱动桥 设计目 录摘 要I引 言11 主传动器设计21.1 螺旋锥齿轮设计计算21.1.1 齿数选取21.1.2 从动锥齿轮节圆直径d2选取21.2 螺旋锥齿轮强度校核91.2.1 齿轮材料选取91.2.2 锥齿轮强度校核92 差速器设计172.1 圆锥直齿轮差速器基本参数选取172.1.1 差速器球面直径拟定172.1.2 差速器齿轮系数选取172.2 差速器直齿锥齿轮强度计算202.2.1 齿轮材料选用202.2.2 齿轮强度校核计算202.3 行星齿轮轴直径dz拟定203 半轴设计223.1 半轴计算扭矩Mj拟定223.2 半轴杆部直径选取223.3 半轴强度验算224 最后传动设计244.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数拟定244.1.1 行星轮数目选取244.1.2 行星排各齿轮齿数拟定244.1.3 同心条件校核254.1.4 装配条件校核254.1.5 相邻条件校核254.2 齿轮变位264.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）264.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）274.3 齿轮几何尺寸284.4 齿轮校核314.4.1 齿轮材料选取314.4.2 接触疲劳强度计算314.4.3 弯曲疲劳强度校核324.5 行星传动构造设计324.5.1 太阳轮构造设计324.5.4 轴承选取335 各重要花键螺栓轴承选取与校核355.1 花键选取及其强度校核355.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键选取355.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键选取375.1.3 主传动输入法兰处花键选取与校核375.2 螺栓选取及强度校核395.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓强度，395.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核395.3 轴承校核405.3.1 作用在主传动锥齿轮上力405.3.2 轴承初选及支承反力拟定415.3.3 轴承寿命计算42参照文献44致 谢45附 录46引 言装载机是当今工程建设中应用最为广泛一种工程机械，其在500米运距内铲、运、卸物料非常以便和经济。小至普通家庭房屋建设，大至三峡、青藏铁路等国家重大工程均有其忙碌身影。驱动桥是轮式装载机底盘重要构成某些，其功用是将发动机扭矩进一步增大，以适应车轮为克服迈进阻力所需要扭矩。驱动桥涉及主传动器、差速器、半轴、最后传动、桥壳等部件。ZL50装载机为充分运用其附着重量，达到较大牵引力，采用全桥驱动桥。其减速比普通为1235，并按如下原则进行速比分派：在最后传动能安装前提下，为了减小主传动及半轴所传递扭矩，将速比尽量地分派给最后传动，使整体构造部件尺寸减小，构造紧凑。毕业设计是大学四年学习最后一门功课，其目是综合应用所学专业基本知识及专业知识，巩固所学内容，提高分析问题解决问题能力，为进一步学习工作打好基本。 1 主传动器设计主传动器功用是变化传力方向，并将变速箱输出轴转矩减少，扭矩增大。本次设计ZL50型装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用35螺旋锥齿轮，这种齿轮特点是：它齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，而是逐渐地从一端持续平稳地转向另一端，因而运转比较平稳，减小了噪音，并且由于螺旋角关系重叠系数增大，在传动过程中至少有两对以上齿同步啮合，相应增大了齿轮负荷能力，增长了齿轮使用寿命，螺旋锥齿轮最小齿数可以减少到6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大传动比。1.1 螺旋锥齿轮设计计算1.1.1 齿数选取选取齿数时应使相啮合齿轮齿数没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿能互相交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到抱负齿面接触，小齿轮齿数应尽量选用奇数，大小齿轮齿数和应不不大于40。依照以上选取齿数规定，参照吉林大学诸文农主编底盘设计第233页表6-4，结合本次设计主传动比范畴i0=I=55.5，选用积极小锥齿轮齿数Z1=7，因此从动大锥齿轮齿数Z2=Z1i0=37。（i0=5.286）1.1.2 从动锥齿轮节圆直径d2选取(1) 螺旋锥齿轮计算载荷拟定 按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大变速箱一档时从动大锥齿轮上最大扭矩计算： (1.1)式中：Mp2 -从动大锥齿轮计算转矩，NM -发动机额定扭矩， i0 -驱动桥主传动比，已知i0=5.286 ik1 -变速箱一档传动比，同样由之前课程设计可知液力变矩器涡轮高效区最高转速nTmax=2496 r/min因此该ZL50型装载机一档总传动比为： (1.2)VTmin为一档时装载机迈进速度，由本次设计任务书可知VTmin=10 km/hrd为车轮动力半径可由式：计算：rd-车轮动力半径，md -轮辋直径，英寸H/B -轮胎断面高宽比-车轮变形系数B -轮胎断面宽度，英寸由本次设计任务书可知轮胎规格为：23.525（Bd），当前装载机广泛采用低压宽基轮胎H/B=0.50.7，取H/B=0.7。查有关资料可得=0.10.16，取=0.12。将其代入上式可得：rd=0.652 m因此可求出i1=50.895。又由于i1=ik1i0if if为最后传动传动比，由本次设计任务书可知if=4.04.5，初取if=4.3,。可求出ik1=2.239m -变矩器到主减速器传动效率。m=k0 k为变速箱效率取0.96，主减速器效率取0=0.96。计算得m=0.92Z -驱动桥数，Z=2因此可以计算出：Mp2=14336.13 NM此时积极小锥齿轮转矩可由如下公式计算： NM 按驱动轮附着扭矩来拟定从动大锥齿轮最大扭矩，即： (1.3)式中： Ga -满载时驱动桥上载荷（水平地面） -附着系数，轮式工程车辆=0.851.0，履带式工程车辆=1.01.2，因此取=0.9 rd -驱动轮动力半径，前面已求出rd=0.622 if -从动圆锥齿轮到驱动轮传动比（轮边传动比）初取if=4.3 n-驱动桥数目（车辆底盘构造与设计 林慕义 张福生 P243 表2-3-1）由本次设计任务书可知：车辆工作质量为17.5t,额定载重量为50KN因此 Ga=175009.8=171500 N即可求出： NM计算中取以上两种计算办法中较小值作为从动直齿轮最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。因此该处计算转矩取：Mp=10776 NM 按惯用受载扭矩来拟定从动锥齿轮上载荷 轮式装载机作业工况非常复杂，要拟定各种使用工况下载荷大小及其循环次数是困难，只能用假定当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动器从动齿轮推荐用下式拟定计算转矩： （NM） (1.4)式中：f -道路滚动阻力系数。f=0.0200.035，取f=0.03I -最后传动速比n -驱动桥数目 -轮胎滚动半径因此NM积极小锥齿轮上惯用受载扭矩为： NM(2) 从动锥齿轮分度圆直径d2拟定依照从动锥齿轮上最大扭矩，按经验公式粗略计算从动锥齿轮分度圆直径： (1.5)式中：d2 -从动齿轮分度圆直径，cmKD -系数，轮式取0.580.66M2max -按地面附着条件决定最大扭矩 取107760公斤-厘米因此得： cm 考虑到从动锥齿轮分度圆直径对驱动桥尺寸和差速器安装有直接影响，参照国内外既有同类机型有关尺寸，最后拟定从动锥齿轮分度圆直径d2=380 mm 。(3) 齿轮端面模数ms选取 由式 ms=d2/z2=370/37=10取原则模数 ms=10 mm (见当代机械传动手册 GB/T 12368-1990 )为了懂得所选模数与否适当需用下式校对： (1.6) 式中： Km -系数，0.0610.089 即： 在0.0610.089之间因此所选齿轮端面模数ms=10 mm适当。由此可算出大小齿轮精确分度圆直径： d1=msz1=107=70 mm d2=msz2=1037=370 mm(4) 法向压力角选取螺旋锥齿轮原则压力角是2030，选取原则压力角有易于选取制造齿轮刀具，减少生产成本。(5) 螺旋角m选取螺旋角m指该齿轮节锥齿轮线上某一点切线与该切点节锥母线之间夹角，螺旋角越大锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴承寿命缩短，因而在轮式装载机上惯用m=35(6) 齿面宽b拟定增长齿面宽理论上似乎可以提高齿轮强度及使用寿命，但事实上齿面宽过大会使齿轮小端延长而导致齿面变窄，势必减小切削刀尖顶面宽及其棱边圆角半径。这样一方面使齿根圆角半径过小，另一方面也减少了刀具使用寿命。此外由于安装误差及热解决变形等影响会使齿轮负荷易于集中小端而导致轮齿折断。 齿面过小同样也会减少轮齿强度和寿命。普通推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮齿面宽为： (1.7)式中：D-从动锥齿轮传动分度圆直径 因此：同步b2不应超过端面模数ms10倍即：b210ms=1010=100 mm因此取 b2=58 mm取小锥齿轮齿面宽和大锥齿轮相似，即：小锥齿轮齿面宽 =b2=58 mm(7) 螺旋方向选取在螺旋齿轮传动中，齿螺旋方向和轴旋转方向决定了锥齿轮传动时轴向力方向，由于轴承中存在间隙，故设计时应使齿轮轴向力方向能将大小锥齿轮互相推开，以保证必要齿侧间隙，防止轮齿卡住，加速齿面磨损，甚至引起轮齿折断。依照上述规定，选取积极锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。(8) 齿高参数选取轮式装载机主传动器螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，这样可以消除小锥齿轮也许发生根切现象，提高轮齿强度。高度修正实质是小锥齿轮采用正移距，此时小锥齿轮齿顶高增大，而大锥齿轮采用负移距，并使其齿顶高减低。小锥齿轮齿顶高增高值与大锥齿轮齿顶高减低值是相等。从机械设计手册可查得：螺旋锥齿轮齿顶高系数ha*=0.85顶隙系数=0.188 ；径向变位系数=0.386（i=4.567.00）因此螺旋锥齿轮齿顶高为： mm mm齿根高 ： mm mm 顶隙： mm齿全高：h1=h2=ha+hf=18.88 mm有效齿高（工作齿高）：he=1.700ms=17 mm(9) 齿侧间隙cn选取齿侧间隙是指轮齿啮合时，非工作齿面间最短法向距离。齿侧间隙过小不能形成抱负润滑状态，会浮现表面摩擦，加速磨损，甚至卡死现象；齿侧间隙过大易导致冲击，增大噪声。参照底盘设计吉林工业大学 诸文农编 P238页表6-8选用齿侧间隙为： cn=0.35 mm(10) 理论弧齿厚螺旋锥齿轮除采用高度变位修正来增长小齿轮强度外，还采用切向变位修正使一对相啮合轮齿强度接近相等。切向变位修正指是使小齿轮齿厚增长s=ms （是切向变位系数，查机械设计手册可知=0.25）大小锥齿轮大端面分度圆理论弧齿厚度S01和S02可按下式计算： (1.8) (1.9)因此：S02=8.98 mm S01=22.42 mm(11) 分锥角（分度圆锥角）小锥齿轮分锥角：大锥齿轮分锥角：(12) 节锥距Ra mm(13) 齿根角f小锥齿轮齿根角：大锥齿轮齿根角：(14) 顶锥角和k根锥角r小锥齿轮根锥角：大锥齿轮根锥角：小锥齿轮顶锥角：大锥齿轮顶锥角：本次设计35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表1-1：表1.1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸序号名称公式代号数值1齿数Z17Z2372端面模数ms10 mm3分度圆直径d170 mmd2370 mm4压力角20.55有效齿高he17 mm6全齿高h=h1=h218.88 mm7侧隙Cn0.30 mm8顶隙C1.88 mm9齿顶高ha112.36 mmha24.64 mm10齿根高hf16.52 mmhf214.24 mm11分锥角110.7279.312节锥距Ra188.5mm13齿面宽b158 mmb258 mm14齿根角f11.35f24.5315顶锥角k115.02k281.28续表1.1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸16根锥角r18.72r274.9817大端齿顶圆直径95.35 mm370.89 mm18螺旋角m3519螺旋方向小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋20周节31.4 mm21理论弧齿厚22.42 mm8.98 mm1.2 螺旋锥齿轮强度校核1.2.1 齿轮材料选取齿轮材料种类有诸多，普通有45钢、30CrMnSi、35SiMn、40Cr、20Cr、20CrMnTi、12Cr2Ni4、20Cr2Ni4等。齿轮材料选取原则：（1） 齿轮材料必要满足工作条件规定。（2） 应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型办法及热解决和制造工艺。（3） 正火碳钢无论毛坯制作办法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作齿轮，调质碳钢可用于制作在中档冲击载荷下工作齿轮。（4） 合金钢惯用于制作高速重载并在冲击载荷下工作齿轮。（5） 金属制软齿面齿轮，配对两轮齿面误差应保持为3050HBW或更多。依照以上原则选小齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬齿面硬度 5862HRC）选用大齿轮材料为30CrMnSi(调质 硬度310360HBW )1.2.2 锥齿轮强度校核（1） 轮齿弯曲强度计算其齿根弯曲应力可用如下公式计算： (1.10)式中：-弯曲应力，MpaP -作用在轮齿中心上圆周力，=26732NM -作用在大齿轮上计算扭矩-大齿轮平均分度圆直径 mm-分锥角K0 -过载系数，与锥齿轮副运转平稳性关于。可取K0=1.251.5对有液力变矩器轮式装载机取K0=1.4； Kv -动载系数，与齿轮精度及节圆线速度关于。当轮齿接触良好节距与同心度精度高时可取Kv=1.0； Ks -尺寸系数，反映了材料性质不均匀性与轮齿尺寸热解决等因素关于。由于ms=101.6 mm时，因此 Km -1.101.25，取Km =1.05 b -齿宽；z -齿数；ms -齿轮大端模数 Jw -弯曲强度几何系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点位置，轮齿间载荷分派，有效齿宽，应力集中系数及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计P318页图3-5-19可得：=0.213 Jw2=0.163把以上各参数代入公式可得大小锥齿轮弯曲许用应力分别为： ；弯曲许用应力=700MP即：因此齿轮弯曲强度能满足规定。（2） 轮齿齿面接触强度计算轮齿齿面接触强度可按下式计算： (1.11)式中：-接触应力，Mpa Cp -弹性系数， Pe -齿轮大端圆周力P=26732N K0 -过载系数，取K0=1.0 Kv -动载系数，取Kv=1.0 Ks -尺寸系数，当材料选取恰当，渗碳层深度与硬度符合规定期，可取Ks=1.0 Km -载荷分派系数，取Km=1.05 Kf -表面质量系数，与表面光洁度，表面解决等关于，对精度较高齿轮取Kf=1.0 b1 -小锥齿轮宽度 d1 -大锥齿轮大端分度圆直径 Ji -表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面相对曲率半径，载荷作用点位置，轮齿间载荷分派，有效齿宽及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计P319页图3-5-23可得：Ji=0.213把以上各参数代入公式得：Mpa 又由于许用接触应力为： （工程机械底盘构造与设计P139） 因此齿轮接触强度满足规定。（3） 锥齿轮传动当量齿轮参数计算锥齿轮原始几何参数：齿形压力角=2030；齿数z1=7,z2=37，齿数比；分锥角1=10.7，2=79.3；齿宽b1=b2=58 mm；大端分度圆直径d1=70 mm,d2=370 mm；中点分度圆直径；mm，mm；中点螺旋角m=35，中点模数齿宽系数为1/4到1/3，常取0.3，因此mm=8.5 mm；中点法向模数 mm；齿顶高ha1=12.36 mm，ha2=4.76 mm；表1.2 锥齿轮当量圆柱齿轮参数名称代号计算公式成果中点端面当量圆柱齿轮参数当量齿数zv齿数比iv分度圆直径dv中心距av顶圆直径dva当量齿轮端面压力角avt基圆直径dvb基圆螺旋角vb端面基圆齿距Pvb啮合线长度gva续表1.2 锥齿轮当量圆柱齿轮参数端面重叠度纵向重叠度总重叠度齿中部接触线长度lbm对于齿中部接触线投影长度中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数分度圆直径中心距顶圆直径基圆直径啮合线长度法面重叠度（4） 轮齿齿面接触疲劳强度计算正交（=90）锥齿轮齿面接触疲劳强度校核可按下式计算： (1.12)（机械设计手册 P16-181）式中：-轮齿接触疲劳强度，Mpa Ft1-小齿轮大端圆周力，可用下公式计算： Nmm KA -使用系数，查机械设计陆凤仪P139表8-2取KA=1.25。 KV -动载系数取KV=1.0 KH-齿向载荷系数。，由机械设计手册P16-181页表16.4-28可查得，因此 KH-端面载荷系数查机械设计手册P16-182页表16.4-29可得 ZH -节点区域系数，可由公式因此：-中点区域系数，可用下式计算： (1.13)式中F1F2可由下表求出：表1.3纵向重叠度F1F202由上表可求出： 因此：ZE -弹性系数，查机械设计手册P16-48可知 Z-计算齿面接触强度螺旋角系数，Zk -计算齿面接触强度锥齿轮系数，Zk=0.8ZLS -计算齿面接触强度载荷分派系数。当时， ZLS=1当和时，由于 因此 把以上各参数代入公式可得： Mpa材料接触疲劳许用应力为：公斤/厘米=1372 Mpa(工程机械底盘构造与设计 P319)因此 齿轮接触疲劳应力满足规定。（5） 锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核可按下式进行，大小轮分别计算： (1.14)式中：KA、KV、KF=KH、KF=KH和接触疲劳计算中相似，KA=1.25，KV=1.0，KF=1.5，KF=1.0 Ft -齿轮大端圆周力， b -齿面宽， mm YFS -复合齿形系数，依照法面当量直齿圆柱齿轮齿数zvn查得 YE -齿根抗弯强度重叠度系数，由于，因此 YK -齿根抗弯强度锥齿轮系数，可以用下式计算： YLS -齿根抗弯强度载荷分派系数，把以上各参数代入公式得： Mpa Mpa查装载机P340页可知，对于主减速锥齿轮其抗弯疲劳许用应力 Mpa因此 满足设计规定。2 差速器设计轮式机械两侧驱动轮不能固定在一根整轴上，由于轮式工程机械在行驶过程中，为了避免车轮在滚动方向产生滑动，经常规定左右两侧驱动轮以不同角速度旋转。若左右驱动轮用一根刚性轴驱动，必然会产生边滚动边滑动，即产生了驱动轮滑磨现象。由于滑磨将增长轮胎磨损，增长转向阻力，同步也增长功率损耗。为了使车轮相对路面滑磨尽量减小，在同一驱动桥左右两侧驱动轮由两根半轴分别驱动，因而，在驱动桥中安装了差速器，两根半轴由主传动通过差速器驱动。当前轮式装载机上多采用直齿螺旋锥齿轮差速器，差速器外壳安装在主传动器从动锥齿轮上，拟定差速器尺寸时应考虑到其与从动锥齿轮尺寸之间互相影响。本次设计中采用对称式圆锥齿轮差速器形式，差速器大小普通以差速器球面半径来表征，球面半径代表了差速器齿轮节锥距，因而它表征了差速器强度。2.1 圆锥直齿轮差速器基本参数选取2.1.1 差速器球面直径拟定差速器球面直径可以依照经验公式来拟定： (2.1)式中： -差速器球面直径，mm K-球面系数，1.11.3，取K=1.25 Mmax-差速器承受最大扭矩（公斤毫米）按从动大锥齿轮上最大扭矩计算。Mmax=M2max=10776 Nm=1077600公斤毫米因此得 =128.15 mm 取=128 mm2.1.2 差速器齿轮系数选取差速器球面半径拟定后，差速器齿轮大小也就基本拟定下来了。因而齿形参数选取应使小齿轮齿数尽量少，以得到较大模数，且使齿轮有较高强度。为此，当前差速器大都采用=22.5 压力角，齿高系数，顶隙系数齿形。这种齿形由于至少齿数比20 压力角少，使齿轮可以采用较大模数，在空间大小同样时，可充分发挥齿轮强度。（1）齿数选用行星齿轮齿数多数采用Z1=Z行=1012，半轴齿轮齿数多采用Z2=Z半=1622 且半轴齿轮齿数比上行星齿轮齿数在1.62之间。为了保证安装，行星齿轮与半轴齿轮个数应符合如下公式： (2.2)式中： -左右半轴齿轮齿数； n -行星齿轮个数，大中型工程机械行星齿轮数为4，小型为2，个别用3，在此取n=4 C -任意整数依照以上规定取z1=11 ,z2=18（2）分锥角计算行星轮分锥角为：半轴齿轮分锥角为：（3）齿轮模数拟定节锥距 因此 mm mm 圆整取m=6 mm（4）行星轮、半轴齿轮分度圆直径 mm mm（5）齿面宽 R为齿宽系数，取 mm因此： mm 圆整取 mm齿轮采用高度变位，变位系数 表2.1 差速器齿轮详细参数 (长度：mm)名称公式代号行星齿轮z1半轴齿轮z2齿数zz1=11z2=18模数m6齿面宽bb1=21=21压力角22.5齿顶高系数0.8顶隙系数0.188工作齿高9.6齿全高10.728轴间夹角90分度圆直径分锥角节锥距72.08周节18.84齿顶高齿根高齿根角齿顶圆直径侧向间隙Cn（轮式装载机设计P203表6-12）0.165轮冠至锥顶距离2.2 差速器直齿锥齿轮强度计算2.2.1 齿轮材料选用依照差速器齿轮工作环境和受载性质，将差速器中行星齿轮和半轴齿轮材料选为20CrMnTi（渗碳后淬火， Mpa Mpa）2.2.2 齿轮强度校核计算由于差速器齿轮工作条件比主传动齿轮好，在平地直线行驶时，齿轮无啮合运动，故很少浮现点蚀破坏，普通只进行半轴齿轮弯曲强度计算。下面参照工程机械底盘构造与设计P322页差速器齿轮强度计算公式对本次设计差速器齿轮强度进行校核： (2.3)式中：Mc -差速器扭矩， 为算出主传动从动锥齿轮最大扭矩，n为行星轮数。因此 Nm -半轴齿轮齿数 Ks-尺寸系数，由于m=71.6 mm因此 Km -载荷再分派系数，取Km =1.0 K0 -过载系数，取K0=1.0 Kv -质量系数，取Kv =1.0 Jw -综合系数，由工程机械底盘构造与设计P322页图3-5-25可查得Jw =0.264把以上各参数代入公式得： Mpa齿轮材料为20CrMnTi其极限应力 Mpa，其许用弯曲应力 Mpa因此： 所设计差速器齿轮强度满足规定。2.3 行星齿轮轴直径dz拟定差速器十字行星齿轮轴选用40Cr制成，行星齿轮通过滑动轴承即衬套安装在十字轴上。十字轴重要受主减速器从动锥齿轮传来扭矩而产生剪切应力。十字轴直径d可参照吉林工业大学诸文农主编底盘设计P264 按下式计算： (2.4)式中：MG -差速器总扭矩，MG=M2max=10776 Nm=10776000 Nmm -许用剪切应力，安全系数取4,40Cr屈服极限 Mpa（淬火回火），因此 n -行星齿轮数目，为4 rd-行星齿轮支承面中点到锥顶距离，mm。，是半轴齿轮齿宽中点处直径，可用下式计算： mm因此：rd=45.9 mm把以上各参数代入公式得： d=20.51 mm，圆整取d=21 mm3 半轴设计半轴是差速器与最后传动之间传递扭矩实心轴，本次设计中半轴采用全浮式支承方式。半轴一端用花键与差速器半轴齿轮连接，由差速器壳支承，另一端用花键与最后传动太阳轮连接，由行星轮起支承作用，半轴只传递扭矩。3.1 半轴计算扭矩Mj拟定半轴计算扭矩在数值上近似等于主减速器从动锥齿轮上计算扭矩。可用前面1）按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大，变速箱一档时，从动锥齿轮上最大扭矩 2）按驱动轮附着极限扭矩来拟定从动锥齿轮最大扭矩 两种计算办法获得较小值来代替。即： Nm3.2 半轴杆部直径选取杆部直径d是半轴重要参数，可用下式初选： cm (3.1)式中：Mj -半轴计算扭矩，公斤厘米；Mj =10776Nm =107760公斤厘米 -半轴许用扭转屈服应力，半轴材料选40Cr，对于40Cr、45钢和40MnB等材料，材料扭转屈服极限都可达8000公斤/厘米，在保证静安全系数在1.31.6范畴时，许用应力可取=50006200公斤/厘米，取=5500公斤/厘米代入上式得：d=4.74 cm=47.4 mm圆整取d=48 mm半轴杆部直径应不大于或等于半轴花键底径，以使半轴各某些达到等强度。半轴破坏形式大多是扭转疲劳破坏，因而在构造设计上应尽量增大过渡圆角半径以减小应力集中，提高半轴扭转疲劳强度。3.3 半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力为： (3.2)将Mj =10776Nm=10776000 Nmm d=48 mm代入上式得：=496.5 Mpa ;许用扭转切应力=5500 公斤/厘米=539 Mpa因此： 强度满足，半轴直径拟定为48 mm4 最后传动设计最后传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最后传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为积极件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+（为齿圈和太阳轮齿数之比），可以在较小轮廓尺寸获得较大传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增长机械外形尺寸。 为改进太阳轮与行星轮啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置几种行星齿轮对太阳轮互相平衡径向力处在平衡位置。4.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数拟定4.1.1 行星轮数目选取行星轮数目取多，负荷由更多行星轮来承担，有也许减小尺寸和齿轮模数，但普通行星轮取3个，由于3点定一种圆位置，实际设计中行星轮数目普通为36个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架刚度和强度限制，由于行星轮数目增多使行星架连接某些金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。本次设计参照同类机型及机械设计手册由任务书轮边传动比if=4.04.5选用行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。4.1.2 行星排各齿轮齿数拟定齿轮齿数间关系公式： (4.1)式中：if-最后传动传动比，任务书上if范畴为4.04.5，初取if =4.5 zq -齿圈齿数，zt -太阳轮齿数，zx -行星轮齿数因此：由机械设计手册当=4.5，n=3时可选行星排各轮齿数为： 齿圈齿数zq =56 太阳轮齿数zt =16 行星轮齿数zx =20验算传动比： 因此传动比适当4.1.3 同心条件校核为了使太阳轮与齿圈旋转中心重叠，太阳轮与行星轮中心距应和齿圈与行星轮中心距相等，即zq、zt、zx应满足下列条件：将zq =56，zt =16，zx=20 代入公式得：56-16=220满足同心条件为了提高齿轮承载能力，为采用角变位传动将行星轮齿数减少1齿，即：zx=194.1.4 装配条件校核为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称分布，即zq、zt、zx、n应满足条件：，N为任意整数。把zq =56，zt =16，n=3代入公式得：因此满足装配条件4.1.5 相邻条件校核设计行星传动时，必要保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言，即两相邻行星轮中心距应不不大于它们齿顶圆半径之和。用公式则可以表达为： (4.2)在实际设计中相邻条件多控制在：式中：Atx-太阳轮与行星轮中心距 -因三行星轮均匀分布，因此 -两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。 mm mm因此：8因此相邻条件满足4.2 齿轮变位原则齿轮传动性能普通都能得到保证，但随着齿轮传动高速、重载、小型、轻量化等更高规定，原则齿轮暴露出某些缺陷，如小齿轮“短命”，传动不紧凑，传动不稳定等等，于是就需要采用渐开线非原则齿轮传动，称为变位齿轮传动。齿轮变位能避免根切，提高齿面接触强度，提高齿根弯曲强度，提高齿面抗胶合和耐磨损能力，配凑中心距，修复旧齿轮等，因而本次设计需进行齿轮变位。齿轮变位高度变位是基于削弱大齿轮强度，增强小齿轮强度，来平衡齿轮强度，并使总寿命减少，而角度变位则不同，能同步增强两齿轮强度，并能灵活选取齿轮齿数，提高承载能力及改进啮合特性，故本次设计采用角变位。拟定各轮齿数由前面计算已知：zq =56，zt =19，zx =16预测啮合角依照公式： 查机械零件设计手册P1057图16-6得 4.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）(1) 未变位时，行星轮与太阳轮中心距为： mm(2) 初算中心距变动系数(3)变位后中心距为： mm圆整取128 mm(4)实际中心距变动系数为：(5)计算啮合角因此 (6)计算总变