《ZL40鉸接式裝載機帶輪邊減速驅(qū)動橋設計說明》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《ZL40鉸接式裝載機帶輪邊減速驅(qū)動橋設計說明（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 . . . 第1章 概述驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端，主要有主傳動器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅(qū)動橋殼等部件。其基本功能是（1）將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉(zhuǎn)矩通過主傳動器、差速器、半軸等傳到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)降低轉(zhuǎn)速、增大扭矩。（2）通過主傳動器圓錐齒輪副改變轉(zhuǎn)矩的傳遞方向。（3）通過差速器實現(xiàn)兩側(cè)車輪差速作用，保證、外側(cè)車輪以不同轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向，將動力合理的分配給左、右驅(qū)動車輪。（4）承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力。設計驅(qū)動橋時應滿足如下基本要求：1）選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟型。2）差速器除了保證左、右驅(qū)動車輪差速滾動外，還能將轉(zhuǎn)

2、矩連續(xù)平穩(wěn)的傳遞給驅(qū)動輪。3）當左、右驅(qū)動輪與路面的附著條件不一致時，能充分的利用汽車的驅(qū)動力。4）外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。5）齒輪與其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。6）在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。7）具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，尤其是簧下質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。8）與懸架導向機構(gòu)運動協(xié)調(diào)。9）結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝好，制造容易，維修、調(diào)整方便。第2章 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)分析驅(qū)動橋的類型有斷開式驅(qū)動橋和非斷開式驅(qū)動橋兩種。驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)形式與驅(qū)動車輪的懸架形式密切相關(guān)

3、。當車輪采用非獨立懸架時，驅(qū)動橋應為非斷開式，即驅(qū)動橋殼是一根連接左右驅(qū)動車輪的剛性空心梁，而主傳動、差速器與車輪傳動裝置(由左、右半軸組成)都裝在里面；當采用獨立懸架時，為保證運動協(xié)調(diào)，驅(qū)動橋應為斷開式。這種驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主傳動器與其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪則與車架或車身作彈性聯(lián)系，并可彼此獨立地分別相對于車架或車身做上下擺動，車輪傳動裝置采用萬向節(jié)傳動。1.非斷開式驅(qū)動橋非斷開式驅(qū)動橋，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉、工作可靠，被廣泛用于各種載貨汽車上。由于整個驅(qū)動橋都是簧下質(zhì)量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。圖2-1

4、非斷開式驅(qū)動橋1-主減速器 2-套筒 3-差速器 4、7-半軸 5-調(diào)整螺母 6-調(diào)整墊片 8-橋殼2.斷開式驅(qū)動橋斷開式驅(qū)動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧載質(zhì)量，提高了行駛平順性。斷開式驅(qū)動橋無剛性的整體外殼，主減速器與其殼體裝在車架或車身上，兩側(cè)驅(qū)動車輪裝置采用萬向節(jié)傳動（見圖2-2）。為了防止運動干涉，應采用滑動花鍵軸或一種允許兩軸能有適量軸向移動的萬向傳動機構(gòu)。圖2-2 斷開式驅(qū)動橋3.特點與應用非斷開式驅(qū)動橋：結(jié)構(gòu)簡單、制造工藝好、成本低、工作可靠、維修調(diào)整容易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車與工程機械上。但整個驅(qū)動橋均屬于簧下質(zhì)量，對汽車平順性和降低動載荷不利。斷開式驅(qū)動橋：

5、結(jié)構(gòu)復雜，成本較高，但它大大增加了離地間隙；減小了簧下質(zhì)量，從而改善了行駛平順性，提高了汽車的平均車速；減小了汽車在行駛時作用于車輪和車橋上的動載荷，提高了零部件的使用壽命；由于驅(qū)動車輪與地面的接觸情況與對各種地形的適應性較好，大大增加了車輪的抗側(cè)滑能力；與之相配合的獨立懸架導向機構(gòu)設計得合理，可增中汽車的不足轉(zhuǎn)向效應，提高汽車的操縱穩(wěn)定性。這種驅(qū)動橋在轎車和高通過性的越野汽車上應用相當廣泛。由于要求設計的是ZL40輪式裝載機的驅(qū)動橋，要設計這樣一個級別的驅(qū)動橋，一般選用非斷開式結(jié)構(gòu)與非獨立懸架相適應，因此，在此選用非斷開式驅(qū)動橋。第3章 主傳動器設計主傳動器的作用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應降低

6、轉(zhuǎn)速，以與當發(fā)動機縱置時還具有改變轉(zhuǎn)矩旋轉(zhuǎn)方向的作用。3. 1 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主要根據(jù)齒輪類型、減速形式以與主從動齒輪的安裝與支承方式的不同分類。3. 1. 1主傳動器的齒輪類型 主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。在此選用螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的轉(zhuǎn)向另一端；另外，由于輪齒斷面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負荷，所以工作平穩(wěn)，制造業(yè)簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增

7、大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度。3. 1. 2主傳動器的減速形式 驅(qū)動橋按其減速形式分主要有三種：中央單級減速驅(qū)動橋，中央雙級減速驅(qū)動橋和中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋。在此選用中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋，這是因為在重型裝載機上，要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，這是就需要將雙級主減速器中的第二級減速齒輪機構(gòu)制成同樣的兩套，分別安裝在兩側(cè)驅(qū)動車輪的近旁，即成為輪邊減速器。這樣不僅使驅(qū)動橋中間部分主傳動器從動齒輪零件的尺寸也可減小。其缺點是輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)復雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。 輪邊減速器采用單行星排直齒圓柱齒

8、輪。3. 1. 3主傳動器主、從動錐齒輪的支承方式主傳動器主從、動齒輪只有正確的嚙合，才能很好的工作，要保證正確的嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整與軸承、減速器殼的剛度有關(guān)外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。（一）主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可以分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。再次選用跨置式支承?？缰檬街С薪Y(jié)構(gòu)的特點是錐齒輪兩端均有軸承支承，支承剛度大大增大，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，齒輪承載能力高于懸臂式。另外，因為輪齒大端一側(cè)軸頸支承在兩個相對并排安裝的圓錐滾子上，可縮短主動齒輪軸的長度，布置更加緊湊，并可減小傳動軸夾角，有利于整車布置。但主傳動器殼上必須有支承齒輪小端一側(cè)

9、的軸承座，使殼體結(jié)構(gòu)復雜，加工成本高。齒輪小端一側(cè)的軸承都采用圓柱滾子軸承，僅承受徑向力，是易損壞的一個軸承。大部分工程車輛都采用這種形式。（二）從動齒輪的支承從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖2-1示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向，以減少尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。圖3-1 從動錐齒輪支承形式3. 2主減速器錐齒輪設計3.2.1錐齒輪載荷的確定（1）錐齒輪的最大載荷（a）按從發(fā)動機通過變矩器傳來的最大靜力矩（Nm）計算

10、：Mmax=K0MAi116-1(3-1)式中 K0變矩器最大變矩系數(shù)；MA當液力變矩器傳動比為零時，變矩系數(shù)最大時，由發(fā)動機與液力變矩器共同工作匹配工況點所決定的發(fā)動機扭矩值，采用全功率方案匹配時，MA =Me； Me發(fā)動機額定扭矩，偏安全設計可取最大扭矩，則Me=750Nm；i 從變矩器渦輪至計算零件的傳動比；從變矩器渦輪至計算零件的傳動效率；則驅(qū)動橋主傳動器主、從動錐齒輪所受的最大靜力矩如下： Mmax1=K0K1MA i1ik1k12116-4 (3-2) Mmax2=K0K1MA i1iki3ik123116-4 (3-3)式中 K0變矩器最大變矩系數(shù)，參考同類機型取4.13； K1

11、考慮驅(qū)動橋數(shù)和載荷分配系數(shù)，（0.60.75），根據(jù)任務書K1=0.695； MA同上； i 1 分動箱傳動比，i1=1; iK1 變速箱前進一檔傳動比，iK1=2.692; i3 主傳動比，根據(jù)經(jīng)驗，主傳動比i33.66.87,試取i3=6.16;1 分動箱傳動效率，一般每對齒輪傳動效率按0.98計算，取0.98；K1變速箱一檔時的傳動效率，一般每對齒輪的傳動效率按0.96計算， K1=0.96；2 萬向傳動軸效率，一般取0.98；3 主傳動器傳動效率，一般為0.95； 則由上式可得大、小錐齒輪的最大扭矩為：Mmax1=4.130.69575012.6920.980.960.98=5343

12、NmMmax2=4.130.69575012.6926.160.980.960.980.95=31280 Nm(b)按附著條件計算最大靜扭矩（Nm）； （3-4） （3-5）式中 GM裝載機自重（N），GM=120000N；PQ額定載重量（N），PQ=40000N；附著系數(shù)，根據(jù)任務書=0.8；rd動力半徑（m）,計算公式如下： rd =0.0254d/2+H/B（1-）B 式中 d 輪輞直徑（英寸），對于型號16-24的輪胎，d=24inch; H/B高寬比，對于寬基或超寬的輪胎，H/B=0.50.7，取0.6； B輪胎斷面寬度（英寸），對于16-24的輪胎，B=16inch；變形系數(shù)，=0

13、.10.16，取0.13； 則rd =0.025424/2+0.6（1-0.13）16=0.51mi5主減速器傳動比，i5=6.16; i4 輪邊減速器傳動比，由橋總傳動比i總=19.9,i5=6.16,故i4=3.23;3 主減速器傳動效率，3=0.95；4 輪邊減速器傳動效率，4=0.96； 其他參數(shù)同上；則 Mmax1= 0.695(120000+40000)0.80.51/6.163.230.950.96=2500.3 NmMmax2= 0.695(120000+40000)0.80.51/3.230.96=14631.6 Nm取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩，帶入經(jīng)驗公式來

14、選擇主要參數(shù)。在強度計算只能用來驗算最大應力，不能作為驗算疲勞強度的依據(jù)。則大、小錐齒輪所受的最大扭矩為： Mmax1= Mmax1=2500.3 Nm Mmax2= Mmax2=14631.6 Nm （2）平均載荷作用下錐齒輪收到的平均扭矩（Nm）對錐齒輪的疲勞強度計算，應以經(jīng)常作用的載荷為依據(jù)。其所受的計算載荷，即受外部載荷變化的影響，又受到因產(chǎn)生的動載荷的影響，同時與進行疲勞強度計算時的最大力矩如何確定也有關(guān)。而齒輪重疊系數(shù)對計算載荷的影響又是與齒輪制造精度和同時嚙合的齒對之間的載荷分配有關(guān)的一個相當復雜的問題。我們認為把這些影響反應到疲勞強度計算載荷中去較合適。即在實際計算中，用平均載

15、荷作為計算載荷，考慮以上影響，用一個假想的小于最大載荷的值來進行疲勞強度計算。實際上用綜合影響系數(shù)K值把短時最大載荷轉(zhuǎn)換為疲勞強度計算時的計算載荷。即： M平=KMmax116-11 （3-6）式中 M平錐齒輪所受的平均載荷（Nm）； K綜合影響系數(shù)，其計算公式如下： K=K外K大K動K重116-21 （3-7） K外外載荷變化的影響； K動動載荷的影響； K大按疲勞強度計算時的最大力矩與短時過載時最大力矩不同所產(chǎn)生的影響； K重齒輪重疊系數(shù)的影響； 這四個系數(shù)的具體計算方法見文獻116.3的相關(guān)介紹，在本說明書中不予計算，對于輪式裝載機來說，K值一般等于或小于0.5，取0.5； Mmax錐齒

16、輪所受的最大載荷（Nm），取按發(fā)動機最大扭矩計算和按地面附著條件計算的最大載荷中的較小值； 則大、小錐齒輪驗算疲勞強度的平均載荷為： M平1=0.52500.3=1250.2 Nm M平2=0.514631.6=7315.5 Nm3.2.2錐齒輪主要參數(shù)的計算 （1）主從動齒輪齒數(shù)的選擇 盡量使嚙合齒輪的的齒數(shù)沒有公約數(shù)，為保證必要的重疊系數(shù)，大、小齒輪的齒數(shù)不應小于40。齒數(shù)可按表3-1選擇。表3-1小齒輪齒數(shù)Z1的選擇型式傳動比齒數(shù)允許圍Z1推薦齒數(shù)Z1 單級減速3.54.0911104.04.581094.55.07985.06.06876.07.55767.510565 雙級減速1.5

17、1.751216141.752.01115132.02.51013112.53.091110 從表中選擇Z1=6； Z2=Z1i3=66.16=39.96,圓整取39；驗算傳動比： i3=Z2/Z1=6，傳動比合適，齒數(shù)選擇合適。（2）主、從動齒輪齒形參數(shù)計算從動錐齒輪大端分度圓直徑，按經(jīng)驗公式：16-30 (3-8)式中 dm2從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）; KD 直徑系數(shù)，2.83.48,取3.14； M計計算載荷（Nm），M計=Mmax2=14631.6 Nm則 可以由下列公式檢驗模數(shù)是否合適：16-31 (3-9)式中 Km模數(shù)系數(shù)，0.0610.089；則將模數(shù)與計算扭矩帶入上式

18、，得：ms=0.0872;在0.0610.089圍，模數(shù)選擇合適。則 dm1=msZ1=9.96=59.4mm dm2=msZ2=9.936=356.4mm（3）中點螺旋角m螺旋錐齒輪的名義螺旋角是指分度圓錐上輪齒齒寬中點的螺旋角m。螺旋角應足夠大，以增大軸向重疊系數(shù)，使傳動平穩(wěn)，噪音小。一般輪式車輛m為3540，常用35，本課題也選用m=35。（4）法向壓力角n螺旋錐齒輪的壓力角以法向截面的壓力角n來標志。標準壓力角n=20，對于大型車輛，要求較強的齒根厚度，可采用較大的壓力角，如22.5。本設計選用n=20。（5）螺旋方向從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主

19、、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。本設計主動錐齒輪選用左旋，從動錐齒輪選用右旋。（6）其他齒形參數(shù)如表3-2表3-2 主、從動齒輪參數(shù)表名稱代號公式主動齒輪從動齒輪齒數(shù)比uu=z2/z16大端分度圓直徑De(mm)De=msz59.4356.4齒數(shù)ZZ2=z1u636大端模數(shù)MsMs=de/z9.9分錐角1=arctan(z1/z2)2=90-192743”803217”外錐距ReRe=de1/2sin1180.668齒寬系數(shù)RR =1/4

20、1/30.3齒寬b(mm)b1=b2+5b2=RRe5954中點模數(shù)mmmm =ms(1-0.5R)8.415中點法向模數(shù)mummum= mmm6.672切向變位系數(shù)Xtxt1按xt2=-xt10.265-0.265徑向變位系數(shù)xx按x2=-x10.535-0.535齒頂高h（mm）10.04854.8015頂隙Cc=c*ms,c*=0.1661.6434齒根高hf(mm)hf=(+c*-x)6.444911.6919齒頂角2219”3428”齒根角3428”2219”頂錐角13951”823436”根錐角72524”76509”齒頂圓直徑79.2237357.97863.2.3主減速器錐齒輪

21、材料的選擇驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其他齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下要求：1）具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面具有高的硬度以保證有高的耐磨性。2）輪齒芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。3）鍛造性能、切削加工性能與熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。4）選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻元素的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。工程機械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20M

22、nVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WmoV等。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0.8%1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面的硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以與精加工后，作厚度為0.0050.02

23、0mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20CrMnTi，其參數(shù)如下：b=1080MPa s=850MPa 硬度217HBS3.2.4主減速器錐齒輪強度的計算（1）錐齒輪彎曲強度驗算錐齒輪輪齒的齒根最大彎曲應力為：=4 （3-9）式中 錐齒輪所受的最大彎曲應力，MPa； Mmax錐齒輪最大載荷作用下的扭矩，Nmm; Kc超載系數(shù)，可取Kc=1; Kv動載系數(shù)，7級精度，由6圖16.4-28，可取Kv=1.06; F 齒寬，mm, F=b; Z 齒數(shù)；M大端模數(shù)，m=ms

24、; Ks尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性與齒輪尺寸與熱處理有關(guān)，一般當模數(shù) 當m1.6mm時，取Ks=0.5;m1.6時， Km載荷分配系數(shù)，小齒輪用跨置式支承，Km=1.001.10,取Km=1.05; Jw計算彎曲應力的系數(shù)，由2圖3-5-19查得Jw1=0.22,Jw2=0.165; 則 =512.3MPa=728.4MPa需用彎曲應力為：=0.75=0.751080=810MPa則 , 齒輪彎曲強度合格。(2)錐齒輪接觸強度驗算錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：23-5-23 （3-10）式中 錐齒輪輪齒齒面接觸應力，MPa； Cp有關(guān)材料彈性性質(zhì)的系數(shù)，鋼制錐齒輪副Cp=743kg1/2/cm

25、; Pe齒輪大端圓周力（kg）, Co過載系數(shù)，Co=Ko=1.0; Cv動載系數(shù)，Cv=Kv=1.06; b有效工作齒寬，b=5.4cm; de小齒輪大端分度圓直徑，de=5.94cm; Cs尺寸系數(shù)，Cs=Ks=0.79; Cm載荷分布系數(shù)，Cm=Km=1.05;表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度、表面處理等有關(guān)，對于制造精度較高的齒輪，可取=1.0；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、有效齒寬與慣性系數(shù)等。由23-5-23查得，=0.13；則 即 =2894.1MPa則0.85b時，由6表16.4-28查得=1，則=1.5；端面載荷系數(shù)，由6表

26、16.4-29查得=1.0；齒寬中點的圓周力，；小錐齒輪中點分度圓直徑，齒中部接觸線長度，由6表16.4-27計算得=60.07mm;齒數(shù)比，u=6;中點區(qū)域系數(shù)，式中是中點端面當量圓柱齒輪參數(shù)，由6表16.4-27計算得：當量齒輪端面壓力角=；頂圓直徑=65.372mm，=2143.861mm;基圓直徑=46.455mm,=2031.753mm;當量齒數(shù)=6.052，=245.658； F由6表16.4-30計算得F1=F2=1.8；則可以計算得=1.263；節(jié)點區(qū)域系數(shù)，式中參數(shù)由3表16.4-27計算的當量基圓螺旋角=，當量齒輪端面壓力角=，則=2.125；彈性系數(shù)，由5表8-5查得齒面

27、接觸強度的載荷分配系數(shù)，當和時，由6表16.4-27，=2.454，則=0.875；螺旋角系數(shù)，錐齒輪系數(shù)，=0.8，（616.4-7）則 則 1時，=0.625;齒根抗彎強度的錐齒輪系數(shù)，,由6表16.4-27計算得，齒中接觸線的長度=50.58mm,則=1.01；載荷分配系數(shù)，齒寬；中點法面模數(shù)，由6表16.4-27計算得=8.755； 則 許用彎曲疲勞強度為：=455MPa3340則,1.6時，則=0.725；載荷再分配系數(shù)，可取=1.0；過載系數(shù)，=1.0；質(zhì)量系數(shù)，=1.0； 則 半軸齒輪與行星齒輪材料選為20CrMnTi，其極限應力為=1080MPa則 =0.75=810MPa則

28、,齒輪彎曲強度合格。第五章 半軸設計半軸的功用是將轉(zhuǎn)矩由差速器半軸齒輪傳給驅(qū)動車輪，這時半軸將差速器半軸齒輪與輪轂連接起來。裝有輪邊減速器的驅(qū)動橋上，半軸將半軸齒輪與輪邊減速器的主動齒輪連接起來。5.1半軸的型式普通非斷開式驅(qū)動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種。半浮式半軸（圖5-1（b）以靠近外端的軸頸直接支承在置于橋殼外端孔中的軸承上，而端部則以具有錐面的軸頸與鍵與車輪輪轂相固定，或以突緣直接與車輪輪盤與自動鼔相連接。因此，半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外，還要承受車輪傳來的彎矩。由此可見，半浮式半軸承受的載荷復雜，但它具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、尺寸緊湊、

29、造價低廉等優(yōu)點。3/4浮式半軸的結(jié)構(gòu)特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部，直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部與輪轂相固定。由于一個軸承的支承剛度較差，因此這種半軸除承受全部轉(zhuǎn)矩外，彎矩得由半軸與半軸套管共同承受，即3/4浮式半軸還得承受部分彎矩，后者的比例大小依軸承的結(jié)構(gòu)型式與其支承剛度、半軸的剛度等因素決定。側(cè)向力引起的彎矩使軸承有歪斜的趨勢，這將急劇降低軸承的壽命?？捎糜谵I車和輕型車輛，但未得到推廣。全浮式半軸（圖5-1（a）的外端與輪轂相聯(lián)，而輪轂又由一對軸承支承于橋殼的半軸套管上。多采用一對圓錐滾子軸承支承輪轂，且兩軸承的圓錐滾子小端應相向安裝并有一定的預緊，調(diào)好后

30、由鎖緊螺母予以鎖緊，很少采用球軸承的結(jié)構(gòu)方案。由于車輪所承受的垂向力、縱向力和側(cè)向力以與由它們引起的彎矩都經(jīng)過輪轂、輪轂圖5-1 半軸型式軸承傳給橋殼，故全浮式半軸在理論上只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩。但在實際工作中由于加工和裝配精度的影響與橋殼與軸承支承剛度的不足等原因，仍可能使全浮式半軸在實際使用條件下承受一定的彎矩，彎曲應力約為570MPa。具有全浮式半軸的驅(qū)動橋的外端結(jié)構(gòu)較復雜，需采用形狀復雜且質(zhì)量與尺寸都較大的輪轂，制造成本較高，故小型車輛不采用這種結(jié)構(gòu)。但由于其工作可靠，故廣泛用于各種工程機械。5.2半軸載荷的計算5.2.1按從發(fā)動機傳來的最大扭矩計算在車輛轉(zhuǎn)彎時，若考慮差速器行星齒輪自

31、轉(zhuǎn)摩擦阻力矩時，一側(cè)半軸會出現(xiàn)最大扭矩，兩半軸齒輪，即兩半軸的轉(zhuǎn)矩分別為：4（5-1）式中 M1外側(cè)車輪對應的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，Nm; M2側(cè)車輪對應的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩，Nm;M0差速器受到的扭矩，Nm，； K縮緊系數(shù)，K=0.050.15，取為0.15；則 M1=0.425M0，M2=0.575M0則半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為：=0.57514631.6=8413.17 Nm5.2.2按附著極限決定的扭矩計算有附著極限決定的半軸受到的扭矩為：116-8(5-2)裝載機自重（N），=120000N；額定載重量（N），=40000N；附著系數(shù)，輪式裝載機=0.851.0，取0.8；動力

32、半徑（m）,=0.65m輪邊減速器傳動比，=3.23輪邊減速器傳動效率，=0.96；則則取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩，帶入經(jīng)驗公式來選擇主要參數(shù)。則 5.3 半軸桿部直徑的計算桿部直徑是半軸的主要參數(shù)，可按下式初選：23-5-29(5-3式中 半軸受到的扭矩，kgcm;許用扭轉(zhuǎn)應力，半軸材料選用40Cr，則=50006000kg/cm2 ,取為 =5000 kg/cm2 則 圓整后取5.4半軸強度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉(zhuǎn)應力如下：23-5-30 (5-4) 式中 半軸受到的扭矩，Nmm;半軸桿部直徑，mm; 則半軸受到的扭矩為： 則在500600MPa圍，半軸扭矩強度合

33、格，直徑選擇合適。 第六章 輪邊減速器設計輪邊減速器的功用是進一步降速增扭，滿足整車的行駛和作業(yè)要求；同時由于可以相應減少主傳動器和變速箱比，因此降低了這些零部件傳遞的扭矩，減少了它們的尺寸。6.1 輪邊減速器傳動方案輪邊減速器有多種布置方案，各種方案有不同的作用。越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構(gòu)成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的方便，可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方；有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采用圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器與差速器總成也移到一個驅(qū)

34、動車輪的旁邊。在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅(qū)動車輛和超重型載貨車輛上，有時采用渦輪式主減速器，它不僅具有在質(zhì)量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以與工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很方便，一般工程車輛大都采用單排、外嚙合行星式輪邊減速器，有兩種方案：（1）太陽輪主動（由半軸驅(qū)動）、齒圈用花鍵和驅(qū)動橋殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。這種方案的傳動比為（1+）。為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比。圖5-1 輪邊減速器傳動形式 （2）太陽輪主動（由半軸驅(qū)動）、行星架和橋殼固定連接而齒圈和車輪輪轂連接。這種方案的傳動比為-。大部分工程車輛采用第一種方案。6.5 行星排的配齒計算6.2.1 根據(jù)傳動比確定齒數(shù)關(guān)系24 / 24