1、毕业论文/设计题目：ZL40装载机驱动桥系别：矿业工程系专业年级：机械设计制造及其自动化2018级姓名：学号：指导教师：202*年6月装载机驱动桥作为国民经济发展的基础支柱产业之一，其生产效率直接影响着人民生活质量水平的提高驱动桥是指在齿轮盒或驱动轴之后、在传动轮前面的各种传动机构的统称。它也是传输系中最后的一种通用术语它也是汽车底盘传动系统的最主要部分之一。要求其总体具有安全可靠，传动系统传动平稳，可以承受较大的载荷，符合受力要求及使用要求。具体主要包括设计主减速器的结构及受力计算以及校核验算，差速器的结构设计及受力计算及校核验算，轮边减速器的结构设计与计算，半轴的结构设计与计算，桥壳尺寸设
2、计，各种连接件及标准件的参数选择及选型的校核关键词：装载机，驱动桥AbstractAsoneofthebasicpillarindustriesofnationaleconomicdevelopment,theproductionefficiencyofloaderdriveaxledirectlyaffectstheimprovementofpeoplesqualityoflifeDriveaxlereferstothegeneraltermofvarioustransmissionmechanismsbehindthegearboxordriveshaftandinfrontofthetr
3、ansmissionwheel.Itisalsothelastgeneralterminthetransmissionsystem.Itisalsooneofthemostimportantpartsofautomobilechassistransmissionsystem.Itisrequiredtobesafeandreliable,thetransmissionsystemisstable,canbearlargeloads,andmeetthestressrequirementsanduserequirements.Specifically,itmainlyincludesthedes
4、ignofthestructureandstresscalculationandcheckcalculationofthemainreducer,thestructuraldesignandstresscalculationandcheckcalculationofthedifferential,thestructuraldesignandcalculationofthewheelreducer,thestructuraldesignandcalculationofthehalfshaft,thesizedesignoftheaxlehousing,theparameterselectiona
5、ndtypeselectioncheckofvariousconnectorsandstandardpartsKeywords:loader,driveaxle1绪论-11.1 驱动桥的基本功能-11.2 驱动桥的分类-11.3 驱动桥的设计要求-12主减速器设计-22.1 主减速器的结构形式-21 .1.1主减速器的齿轮类型-22 .1.2主减速器的减速形式-22. 2主减速器锥齿轮的基本参数选择与计算-22. 2.1主减速器计算载荷-23. 2.2主减速器锥齿轮主要参数-34. 2.3螺旋锥齿轮的几何尺寸-65. 2.4主传动器螺旋锥齿轮的强度校核-76. 2.5主减速器齿轮的热处理要求及
6、材料的选择-97. 2.6主减速器轴承的计算-93差速器设计-133. 1差速器的结构-133. 2.1差速器参数的确定-134. 2.2差速器齿轮的几何参数-155. 2.3差速器壳体锥齿轮的刚度计算-176. 2.4差速器行星齿轮十字轴直径的确定-174半轴型式-184. 1半轴设计-194. 1.1半轴计算扭矩和直径的确定以及强度校核-194. 2轮边减速器设计-201. 2.1行星轮数目的选择-204. 2.2行星排各齿轮参数的确定-204.2.3行星排各齿轮参数的校核-214.2.4齿轮变位-224.3行星排各齿轮的几何尺寸-244.4齿轮的校核-264. 4.1齿轮材料的选择-26
7、5. 4.2齿轮接触疲劳强度计算-264.4.3齿轮弯曲疲劳强度校核-275花键的选择与校核-285.1半轴齿轮花键的选择-285. 1.1键参数的选择-285. 1.2键的强度校核-295. 1.3轮边减速器半轴与太阳轮连接处-295. 2主传动输入法兰连接键-295. 2.1最小轴径估算-295. 2.2花键的几何尺寸和决定-306. 2.3花键的校核-316螺栓的选择及强度校核-326.1 螺栓所受剪切力计算-327. 2从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核-32参考文献-35致谢-36错误!未定义书签。Z140转载机驱动桥设计1绪论1.1 驱动桥的基本功能驱动桥是指汽车传动系统的尾部，通常
8、包含了主驱动器、差速器、半轴、车轮减速器、驱动构造等组成部分。的基本功能如下：1 .利用主减速器、差速器和零点五轴，把发动机转矩从万向传动设备传递到驱动轮位置上，以减小速度差并提高扭矩；2 .通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向3 .通过差速器的二个轮子的差动功能，使内外轮以不同的频率旋转。4 .轴承和力传递功能通过桥壳和车轮实现。1.2 驱动桥的分类1 .整体式驱动桥:不断裂驱动桥通常具有构造简单、造假率低、运行可靠的优点。应用在各类卡车上。因为整个驱动桥的非簧载质量,不利于汽车的行驶顺地畅性和行驶稳五定性,差速器壳体尺寸较大，车辆离地间隙不能太大。2 .断开式控制桥：1.3驱动桥的设计
9、要求选择的终传动比应确保车辆具有最佳的动力性能和燃油经济性。2 .外型规格应较小，并确保一定的距地间距。主要是指,牙科包的长度应该尽量小。3 .齿轮及驱动单元工作平稳。不存在不能接受的声音等级4 .在多种速率和受重下具有很高的效率。5 .在保证足够强度和刚度的情况下，质量应尽可能小，尤其是簧下质量应尽可能小，以提高车辆的乘坐舒适性。6 .配合旋加及知道零件的运动，回转驱动桥也配合了回转机关的运动。7 .构造简洁，生产技术好，生产简单，拆装维护简单。此次设计采用整体式驱动桥，为的是适应本设计其他结构需要栗国庆Z140装载机驱动桥设计2主减速器设计主减速机通常用来改善传动系统方向、减小速度和提高扭
10、矩,以保证汽车有充分的驱动力和合理的车速。主减速机类型有很多种。2.1 主减速器的结构形式主传动装置的构造形式主要按照传动形式、减速形式和主要从动轮的布置和支承方法的不同划分。2.1 主减速器的齿轮类型主减速机的齿轮包括螺旋锥齿轮、直锥齿轮、双曲轮、圆锥牙轮、小蜗轮等直齿锥齿轮：它是最简单的类型，易于加工。缺点是传动比小，重叠系数小2）螺旋锥齿轮:传动效率高，齿轮比稳定，运载能力高，传动系统速度均匀，工作稳定可靠,使用寿命长。螺旋锥齿轮齿的啮合力并非从每个地方都同时啮合,而是在有齿轮运动的地方逐渐变为相对端;而且齿面啮合能力较多，所以可承载很大的机械负荷,而且工作平稳，加工简便。2.2 .2主
11、减速器的减速形式按照减速型式，驱动桥大致有以下三个型式:中心单层次减速驱动桥、中心二级次减速驱动桥和中心单层次轮侧减速驱动桥br1.2主减速机锥齿轮的基本参数选型以及计算2.2 主减速器锥齿轮的基本参数选择与计算2.2.1 主减速器计算载荷（1）从动齿轮的计算转矩由转矩确定Tee=KdTemax-z,ifiorj/zN-tn（1.1）式中i/）从动齿轮的计算转矩由转矩确定7；-max发动机最大转矩，=500KNn变速器传动效率，=0.92；z一驱动桥数目=2；Kd液力变矩器变矩比取4.5；由以上各参数可求TeeTce=6.167x4.5x500x().92x3.8=48509.622(2)按驱
12、动轮附加扭力决定随动大锥齿轮的最高扭力Tcs=G(prd/ifr/f式中：Ga驱动桥最大受重。附着系数，。=0.8rd驱动轮动力半径，弓=0.65if轮边传动比，zf=3.767n驱动桥数目根据任务书知:该车的质量为一百二十KN,最高负重量为40KN;=(120+40)x65%KN=160;r+山a，G/；/160000x0.8x0.651szi(71cA7可求出=11344.42Nm1.1.1 ifn3.667x2以上方式可以确定的计算转矩Tee,但Tee仅是锥齿轮的最大力矩，也可以用来表示锥齿轮的最大应力，在设计一个具体车型的主要传动装置锥齿轮时，应将上述二个方式都计算为平均值的最大力矩。
13、1.1.2 主减速器锥齿轮主要参数(1)主锥齿轮和随动锥齿轮之间的齿数和齿量当齿数被齿轮的主动和驱动选择时，应考虑以下因素：想要更均衡地磨合，在二者之间并不有公约数。要获得理论的齿轮偏差率和繁多的齿轮极限受力，主动、从动齿轮的齿数之差不能低于三十。为保证结构紧凑，工作寿命长，精度高，车一小于等于7。在主轮较大时，尽量选用小型的齿轮比，以达到理想的离地间隙。对于不同的主传动比，应适当匹配。型式传动比齿数允许范围zl推荐齿数zl单机减速3.5-4.09-11104.0-4.58-1094.5-5.07-985.0-6.06-876.0-7.55-76双级减速1.5-1.7512-16141.75-
14、2.011-15132.0-2.510-13112.5-3.09-1110综合以上:zl=8,z2=37（2）端面模数?如何受动锥齿轮的大端分度圆径2=ICdVtT（14）式中，?从动锥齿轮分度圆直径mmKD2直径系数，取KD2=0.61Tc一一根据从动锥齿轮产生的计算扭矩值，在Tee和Tcs之间的距离较小者=11344.42所以，D2=Kd#Mmax=0.61xV113444.2=29.53cm最终，驱动锥齿轮分度圆径为296.1mm/%=。2/z?=296/37=8mm参考表2343中”选取8,所以。2=352幡”，根据式”=K1元（1.5）证明满足校核大小齿轮分度圆直径：D=352mm,
15、D2=mxzi=64mm（3）主、从动锥齿轮齿面宽b锥齿轮传动面上过宽会造成切削刃头顶间过窄或刃刃轴肩处过小,这不仅会缩短齿根半径，同时会增加集中应力,还大大降低了工件的寿命。使齿面过窄,造成了轮齿表层的耐磨程度和轮齿内部的硬度下降。对于从动锥齿轮齿面宽小于等于节锥A2的0.332倍，而且外应满足山410.1叫，4=05,2J+Z2*=151.58,又打41/34=50.526加?，在此取50取俩锥齿轮宽相等,，在此取b=50相加（4）中点螺旋角齿面重合度越大,则啮合齿愈多，传动速度愈平稳，噪音愈低，齿的硬度也愈高，但过大会引起轴向力的增大。本设计采用35螺旋方向从伞齿轮顶部来看，齿廓从中心线
16、的一零点五向左偏斜以向左旋动，一边向右偏斜以向右自转。而主锥齿轮则与随动锥齿轮的螺旋走向完全恰恰相反。锥齿轮的螺线方向和转动方向直接影响轴向力的取向。当变速箱在前进档时，使主锥齿轮的轴向力偏离锥顶方位，使主和从动齿轮有分别的偏向，以免因卡阻而损伤轮齿。就这样，主锥齿轮选择向右移动，或在晶锥上方逆时针移动，就这样从动锥齿轮在锥体上向右和顺时针方位旋转,以便驱动汽车前行。(6)法向压力角圆锥齿轮的压角可以使用截面的压角来表示。在轮式装填手上，由于轮齿的变形刚度较大，所以需要很大的压角，因此使用了22.5。的压角。(7)齿高参数的选择从机械设计手册可查得：螺旋锥齿轮的齿顶高系数4=085顶隙系数，*
17、=188；所以螺旋锥齿轮齿顶高为：/zai=h*xns=(0.85-0.386)x8=3.711mm42=(“*+%&=(0.85+0.386)x8=9.888mm齿根呼hf2=+=(0.85+0.188+0.386)x8=11392mmhf2=(hj+c-=(0.85+0.188-0.386)x8=5.216mm顶隙.c=c*xms=0.188x8=1.501mm唬全高hi=b=%+h,=15.104/to-11 -1.1.3 螺旋锥齿轮的几何尺寸表1.1主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表月号项目计算公式计算结果1主动齿轮齿数Zi82从动齿轮齿数Z2373端面模数m8mm4齿面宽bbi=50
18、mmbi=50mm5工作齿高hK=2hm九二13.6mm6全齿高h=（2ha+c）nh=15.104mm7法向压力角aa=22.58轴交角zS=909节圆直径d-mzd=64mm小=352mm10节锥角Z/i=arctan一”=90Z2V/j=12.272=77.811节锥距dAo=2sin，=2sin/2Ao=152.38mm12周节t=3.14mt=25.12mm13齿顶高%=此土乳%=3.7122=888814齿根高hf=(:+c*x)ni加=11.392hf2=5.21615径向间隙c=c*机c=1.504mm16黄根角hf=arctanAo砌=4.282=1.96O17面锥角=-y+
19、Of2%2=/2+0f如=14.16/2=82.0818根锥角加=yi一份12=72一32yf=7.92万2=75.8419齿顶圆直径da=di+2九ucos/ida2=d+212cos/2cLi=71.26mm&2=68.18mm20节锥顶点止齿轮外缘距离.d?,.Ak=/2dSiny,rAki=九2Sin/2Au=174.45mmAki=24.29mm21理论弧齿厚2s=t-s2s2=SkmJ=17.57mmx=7.55mm22齿侧间隙B=0.3050.4060.35mm23螺旋角1=351.1.4 主传动器螺旋锥齿轮的强度校核主减速器齿轮的几何形状已在上文中确定。目前，为了保证其强度、使
20、用寿命和可靠性，需要对其进行强度分析。主减速器齿轮允许弯曲应力：600主减速器齿轮允许接触应力：2900差速器齿轮允许弯曲应力：970零件的使用寿命一般决定零件材质、设备精度、热处理形式，以及工作要求。交变载荷的机械特性和循环次数是齿轮磨损的最重要原因。(1)齿轮弯曲强度按下式计算：(1.6)2x103xT.Ko-K、K，“2a=；N/mmKvbzm-J式中：T该齿轮的计算转矩，NmKo超载系数，在此=1.0K体积系数，体现了材料的不均匀特性，与齿轮体积和热处理方法直接有关，当m21.6时，K=小旦,在此=0.749；K,载荷分配系数，1.101.25,23凡“=1.0525.4K、质量系数，
21、作为车辆驱动桥轮，与齿轮联系正常时，周节、径向跳动精度高时，可取L0；b齿轮的齿面宽，mm；z齿轮的齿数；m端面模数，mm；J一一通过测定了弯曲应力的综合关系(或几何形状关系)，并综合分析了齿形关系。载荷作用时的位移速度、载荷力在齿间上的分配、有效齿面宽、应力集中系数和反惯系数等对弯曲应力计算的问题。取俩齿轮的弯曲应力的综合关系分别为0.224和0.194按上式m(T2 =2xl03xll344 .42x1x0.749x12x 10女加碎./dQG3闹9 11x66 x 44 x 82 x 0.22x10= 288 N/mm2 700 N/mm2=54.01 N/mm2 700 N/mm2所以
22、,主减速器齿轮符合弯曲强度规定。(2)轮齿伸表面接触强度按下式计算(1.7)CP旧KokR总xBz,2q=J:N/mm-diVKvbJ式中：T主动齿轮的计算转矩;Cp材料的弹性系数，对于取27.3Ko过载系数，ko=1.25kv动载系数，km载荷分布系数Ks尺寸系数，Kf表面质量系数，J表面接触强度综合系数(或称几何系数)。它综合考虑了啮合齿面的相,按图3-2选取彳=0.135狂j27.312x11344.42x0.749x1.25x1xlx1032/按上式=J=756.72N/w-2+tanpcosd9(cos)=22611.2x(0.4994+0.1100)二13779.27N径向力RRi
23、=Q2=13779.27NR2=Qi=17430.98N规定：(2)轴承售初选和支承反力的问题选择轮式装载机驱动桥中，小锥齿轮采用三点式支承，即布置形式为跨置式，如根据轴承的内部尺寸，以及按照与所选用轴承的设计寿命尽量相等的原理,初选轴承的标准尺寸为：同一种圆锥滚子轴承A和B,初选是32308轴承C型是圆锥滚动轴承,初选是N305E图中a=141mm,b=98mm，c=43mm轴承A、B、C上的总支反力由下式计算：。Na=Nk=J(6c)2醛=/(瀚+(即+。山)2式中：式中:一为小锥齿轮的分度圆零点五径，用下式进行运算八=g(4-4sinSj=g(56-66sin9.04)=22.81mm错
24、误!未找到引用源。把各参数代入公式得：必=七=3516.42N=20016.17N(3)轴承寿命的计算计算轴承A、B的寿命查得轴承的性能参数为：32308：6=99.0,6=0.311=1.9,0=20.5N406：C, =38.5 AW派生轴向力：54=58=丛=至3名=925.37错误味找到引用源。4b2Y2x1.9轴承轴向力：因为轴承B被“压紧”，轴承A“放松”，小锥齿轮所受的轴向力由轴承B承受,轴承A只受它自身的派生轴向力。所以A、B轴承的轴向力分别为：FaSa=925.37N错误!未找到引用源。Fb=Qi+Sb=17430.98+925.37=18356.35N由于A、B都是型号一致
25、的轴承，且轴承B受力情况较大，故只计算了轴承B的使用期限。因为”=5.22e=0.35错误味找到引用源。Nb径向动载系数7=0.4,轴向动载系数丫=0.4cota=1.07所以当量动载荷为：P=+%=21047.87N主动的小锥齿轮转速差可用以下方式进行运算:：=皿牖式中：发电机的标准功率，根据设计任务书可知-%=2000raJ/minV-一档时变速箱传动比i=3.85iB-一为额定运行工作情况下液力变矩器的传动比，8=1.25所以锥齿轮的转速为：200=415.58加奶向错误!未找到引用源。1.25x3.85轴承寿命可用下式进行计算：把各参数代入公式得：错误!未找到引用源。Lh=6992.2
26、5/?轴承C的寿命计算轴承C型是圆锥滚子轴承型号，其只受径向受力影响,且当量动载荷远小于径向受力，如。P=M.=20016.17N错误!未找到引用源。其寿命为：栗国庆Z140装载机驱动桥设计L=此（?|3=1354.92/7错误!未找到引用源。所以符合要求。60（PJ3差速器设计差速器是一种使左右（前后）驱动轮以不同速度旋转的机构。根据其结构特点，差速器可分为齿轮式、凸轮式等。（1）当装载机在不平道路上行走时，前后轮同时转动的距离通常有所不同。（2）一旦驱动桥的前后轮子刚性相连，则驱动轮将必然地在城市道路上打滑或打滑。根据以上问题:在装载机前后驱动轮中间还应该设置轮间差速器，以保证当装载机在不
27、平道路上转弯行走时前后轮的转动角速度不同,符合汽车行驶运动学的特点。本设计概念为:普通对称锥齿轮差速器。1.1.1 器的结构1.1.2 差速器参数的确定一般轮型装载机都使用了直齿锥齿轮差速器。而差速器壳体则一般装在主驱动器的从动轮上。决定从动轮长度时，也要考虑差速器的设置。一般来说，它受到主驱动器结构的限制。（1）行星齿轮数量的选择-13-栗国庆Z140装载机驱动桥设计大中型工程机械行星齿轮4个，小型2个，单机3个，轮式装载机上的行星齿轮数量通常为4,此处使用4个行星齿轮。(1)差速器球径的确定差速器的宽度，一般以的球面零点五径为主要特征。球面零点五径也代表了差速器齿轮的最大节距,所以也代表了
28、差速器的整体刚度。球面直径错误!未找到引用源。可按如下的经验公式确定(t)=KM=(1.15)V1134442(2.1)式中错误!未找到引用源。一一差速器球面直径，mm;错误!未找到引用源。一一行星齿轮球面半径系数，Ko=l.1-1.3,在此取1.15M-按在活动大锥齿轮上产生的最大转矩计量。M=1134442公斤毫米计算出球面直径为120mm(3)行星与半轴齿轮的选择大模数齿轮的硬度较高,但尺寸也随之增大。所以，可以选择的齿数虽然最小，但不少于十个。行星齿轮的齿数多采用Z1=Z，直线=1012,而零点五轴套管齿轮齿数多采用Z2=Z,半轴套管齿轮的齿数多采用1622。而通用汽车零点五轴套管传动
29、齿轮与行星牙轮之间的齿比,Z二/Z一介于1.52.0间。差速器的每个行星轮都同时与二个零点五轴轮啮合。在决定这二种齿轮的齿数时,应当充分考虑它们间的安装关联，并符合安装要求3:Z?L+Z?r_j(2.2)式中：Z2L，Z2K左零点五轴套筒齿轮参数和右零点五轴套筒齿轮参数,而对于对称型的圆锥齿轮差速器来说尸，Z亡Z?Rn行星齿轮数目;大、中小型施工机械设备的行星齿轮数都是四C任意整数。在此Z=10,z2=18（4）差速器圆锥齿轮和零点五轴轮节圆径和模数相同的情况确定行星齿轮节锥角：5=%=arctan=arctan=29.05z218半轴齿轮的节锥角：c2=/2=arctan=arctan=60
30、.95zi10然后，按下式最终求出圆锥齿轮的最大端端面模型mA）42sinS=82.37? 2d.=2xxsin5,=58.27，加121m-5.827mm马在此取加=6帆加得4=mxzi=6x10=60mmd2=mxz2=6xl8=108/ra27错误!未找到引用源。（5）压力角a在此选22.5的压力角。（6）齿面宽的确定b2=（/）RRaOr为齿宽系数，取。r=0.3R=*=60mmbi=b2=18（7）顶隙系数取C*=0.188（8）齿顶高系数ha*=0.8变位系数取力=0.23241.1.3 差速器齿轮的几何参数表2.1差速器直齿链齿轮的几何尺寸表序号项目计算公式行星齿轮半轴齿轮1齿数
31、zilO,应尽量取最小值Z=10Z2=182模数mm=6mm4齿面宽bbi=bz=185作齿高hs=2!iam%=9.6mm6全齿高二(2ha*+c*)mh=1.788mm7压力角a22.58轴交角IZ=909节圆直径d=mzdi=mz2d=60mmd2=108mm10节锥角Zly-arctan一Z2/2=90-yy=29.05%=60.9511节锥距A)2Sind4=61.78mm12周节r=3.14mt=18.84mm13齿顶高儿=(;*ha=1.0324mmha2=0.5676mm14齿根向hf=(/z*+c*+hf=1.2204mm;hf=0.7556mm15径向间隙c=h-hg=0.
32、188m+0.051C=l.931mm16齿根角c.hfo=arctan；Ao归?oi=arctanAo8=3.74;82=7.73。17顶锥角%l=/l+&；/2=72+Slyo=32.79%2=68.6818根锥角=yS2yzSi加二25.31%2:53.2219外圆直径d=Ji4-2/zicos/iJ02=di+2儿2cos/2J01=96.91mm%=147.79mm20理论弧齿厚s=t-S2$2=；一(44)tanarmSi=17.37mm52=14.05mm-15 -栗国庆zl40装载机驱动桥设计22齿侧间隙B=0.2450.330mmB=0.250mm23弦齿厚%7,一6点一2S
33、/i=17.13mmS/2=13.88mm24弦齿高2,.-Vcos%hx-W.22mmh/2=5.58mm1.1.4 差速器壳体锥齿轮的刚度计算差速器齿轮运动的工作条件通常要比主传动机构好,因为只有在转弯或前后轮行走于不同的路线上时，或单侧轮胎打滑或滑转时，差速器齿轮运行才具有啮合驱动的相应动作，故极少出现点蚀破坏。所以，对差速器齿轮的主要应该进行弯曲刚度校正。轮齿容易变形强度5为MeXXsXKm1小、6=XX2000MPa(2.3)RxJb2xd2式中：Me差速器转矩，；“=必迪=66=11344.42=1701.66n4n一一差速器的行星齿轮数，在此取4；Z2半轴齿轮齿数；K质量系数，取
34、1.0;Ks尺寸系数，当m21.6时，在此K,=J-=0.697；V25.4V25.4K载荷分配系数，K,.=.oo支承刚度大时取最小值。J综合系数，可查得J=0.256根据上式,2x1()3x1701 .66 x 0.6 x 0.697x1.1.0x18x108 x 0.256 x4=445.9MPa825 MPa-17-所以，差速器齿轮符合弯曲强度规定栗国庆Z140装载机驱动桥设计1.1.5 差速器行星齿轮十字轴直径的确定差速器的十字行星牙轮轴承采用四十Cr制造,行星牙轮通过滑动轴承或衬套装配到十字轴承上。十字轴一般承担由主减速机或从动锥齿轮带来的转矩所形成的剪切应力。十字轴直径d可按下式
35、计算:(2.4)d=4%V而皿式中：Mg差速器总扭矩，A/G=M,max=11344420N-mk许用剪切应力，安全系数取4,40Cr的屈服极限3.55=785Mpa(淬火回火)，所以r“=224.29Mpa错误!未找到引用源。n行星的支承锥中心点到锥顶点之间的距离,。，是指零点五轴在齿轮齿宽中点处的角直径，一行星齿轮数目，为4rd-一，可按下式计算：d2p=d2(l-O.5w)=108x(1-0.5x0.3)=91.8mm把以上各参数代入公式得：d=18.730,圆整取d=19m？4半轴型式按照其外端的支承形式和受力方法，半轴分为多种全浮式半轴轮:只传输转矩，不承载什么反推动力与大弯矩,所以
36、应用在各种车辆上。全浮式零点五轴轮容易拆装，只需要拧下零点五轴子缘上的螺钉连接就抽出零点五轴轮，但轮子和桥壳一样可以支撑车身，因此为车辆维修提供便利。零点五浮式半轴:既传递转矩,又承载全部反作用力和最大弯矩。它的支承构造简单、造价低廉，所以被普遍用作反力弯矩较小的各种小车上。但这种零点五轴齿轮支承拆取比较困难，且在车辆行驶中如果零点五轴齿轮断裂则易引起轮胎飞脱的风险3.1半轴齿轮设计4.1 半轴设计4.1.1 半轴计算扭矩和直径的确定以及强度校核半轴运算力矩使用主减速器在动锥齿轮上的运算力矩代替（1）按从发动传来的的最大扭矩计算（2）按附着极限决定的最大扭矩值计算由前文计算得“J=M2,”,x
37、=U34442N根直径的选择杆部尺寸以d为零点五轴的主要参数，也可以下式5初初选:(3.2)式中：Mj半轴计算扭矩，公斤cm；=1134442口一-半轴所能承受的最大扭转应力，半轴屈服强度一般很高，无论是选用45钢或30MnTi,所以我们只需保证静应力在一定范围，最大受力则可取=400650公斤/厘米2代入上式得：d=45.25cm取整数48半轴强度校核全浮式零点五轴只传递转矩，其扭转应力的t为:T=16将M,=11344420N-md=48相加代入上式得：r425.25Mpa许用扭转切应力上=(500-600)Mpa所以：rr强度满足，半轴直径确定为48m加4.2 轮边减速器设计一般来说,很
38、大的动力性和低的转速使人们所要求的导致力传动系统的抵挡总齿轮比较大，以便使尺寸和质量都不会过大，所以传动系统的传动功率大部分比例在驱动桥上，最后导致一系列问题。因此人们想出了加入轮边减速器本产品设计中，主减速器系统采用内外啮合分级单序双行星传动，太阳齿轮传动(半轴驱动)行星轨道架与轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥壳连接牢固。该驱动系统模式的驱动系统比为1+a(a是齿圈和太阳齿轮之间的齿数比)4.2.1 行星轮数目的选择过多的行星轮也会减少长度和增大模数,导致刚度和强度降低。一般行星轮数量为三个，但因为三点有个圆位,所以实际使用的行星轮数量通常是36个，所以此次设计使用的同一型号及本任务计划书轮边
39、传动比为if=3.667选取行星轮数量n=3,三行星轮平均布置。4.2.2 行星排各齿轮参数的确定齿轮齿数间的关系公式：Zc,、=1+a=1H(3.3)式中：i/-最终传动传动比，为3.667行星轮为最小齿轮。将=z,a错误!未找到引用源。代入装配条件公式中。z，+Zq-cz,x(l+a)-cPN一取仅为22.行星轮齿数z*=15由公式Zix(-l)=2Zx;错误!未找到引用源。计算出错误!未找到引用源。=18;z,=48验算传动比；满足Az=一可x100%58?2ix2ex式中：4,-太阳轮与行星轮的中心距%因三行星轮均匀分布，所以=120dex-为二个恒星轮齿顶圆零点五径之和，即恒星轮齿顶圆直径。A
