主減速器的設(shè)計論文

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1、主減速器的設(shè)計 （一） 主減速器概述 地下自卸車廣泛采用單級主傳動，該主傳動結(jié)構(gòu)簡單，質(zhì)量小，成本低，使用簡單，但主傳動比不能太大，一般3.6～6.87。因為進一步提高將增大從動輪直徑，從而減少離地間隙和使從動輪熱處理復(fù)雜。 單級主減速器有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪等兩種形式。 螺旋錐齒輪傳動，制造簡單，工作中噪聲大，對齒合精度很敏感，齒輪副錐頂稍有不吻合便使工作條件急劇變壞，伴隨磨損、增大和噪聲增大。為保證齒輪副的正確齒合，必須將軸承頂緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 雙曲面齒輪傳動與螺旋錐齒輪傳動不同之處，在于

2、主、從動軸線不相交而有一偏移距。由于存在偏移距，從而主動齒輪螺旋角與從動輪螺旋角不等，且。此時兩齒輪切向力與之比，可 根據(jù)嚙合面上法向力彼此相等的條件求出。 設(shè)與分別為主、從動輪平均分度圓半徑，雙曲面的傳動比為 對于螺旋錐齒輪傳動，其傳動比，令，則 系數(shù)一般為1.25~1.5。這說明當雙曲面齒輪尺寸與螺旋錐齒輪尺寸相當時，雙曲面?zhèn)鲃佑懈蟮膫鲃颖?，當傳動比一定，從動輪尺寸相同時，雙曲面主動齒輪比螺旋錐齒輪有較大直徑，較高的齒輪強度及較大的主動齒輪軸和

3、軸承剛度，當傳動比和主動齒輪尺寸一定時，雙曲線從動錐齒輪直徑比相應(yīng)螺旋齒輪為小，因而離地間隙較大。 雙曲面齒輪副在工作過程中，除了有沿齒高方向的側(cè)向滑動之外，還有沿齒長方向的縱向滑動?？v向滑動可改善齒輪的摩合過程，并使其工作安靜平滑。然而縱向滑動可使摩擦損失增加，降低傳動效率，因而偏移距不應(yīng)過大。雙曲面齒輪傳動齒面間大的壓力和大的摩擦功，可能導(dǎo)致油膜破壞和齒面燒結(jié)咬死。因此，雙曲面齒輪傳動必須采用可改善油膜強度和避免齒面燒結(jié)的特殊潤滑油。 （二） 主減速器方案的選擇 考慮到生產(chǎn)條件、材料問題、工作環(huán)境，選擇采用螺旋錐齒輪。 （三）主減速與輪邊行星減速的輸入

4、功率、轉(zhuǎn)速計算 由于我們采用四輪驅(qū)動，前后橋設(shè)計一樣，主減速器、差速器及輪邊行星減速設(shè)計如下： 整車滿載時總重GVW=g=390109.8=382298N，打滑時牽引力=GVW=3822980.6=229378.8N，整車打滑時所需扭矩 ==229378.80.747=171345.9636Nm 根據(jù)經(jīng)驗、相關(guān)資料、車速要求和類比法，主減速器傳動比定為=6.857,效率=0.99，初定主動輪齒數(shù)=7；輪邊行星減速傳動比定為=4.80，效率=0.95,初定太陽輪齒數(shù)=15。 整車滿載車輪打滑時后橋所需要的扭矩=/=171345.963620231/39010=88861.8Nm（變速箱不

5、均分），后橋單個輪打滑時所需的扭矩=/2=88861.8/2=44430.92Nm(差速器均分)。 太陽輪輸入扭矩=//=44430.92/0.95/4.8=9743.6228Nm。由匹配牽引曲線可知，自卸車一擋重載打滑速度=0.9458km/h（根據(jù)上面重載時匹配曲線可得）。打滑時輪邊行星減速器太陽輪轉(zhuǎn)速=（/3.6//2）60=（0.9458/3.6/0.747/2）604.8=16.121/min,由功率扭矩轉(zhuǎn)換公式：=9550/得=/9550=9743.622816.121/9550=16.4478kw。 主減速主動輪輸入功率=2/（0.9/0.95）=216.4478/（0.9/

6、0.95）=34.722kw,轉(zhuǎn)速==16.1216.857=110.5417，扭矩=9550/=955034.722/110.5417=20363.444Nm。 （四） 采用《易普設(shè)計專家》（網(wǎng)絡(luò)軟件）計算過程如下： 窗體頂端 請輸入數(shù)據(jù): 齒輪齒形制: 大端模數(shù)m= mm,系列: 齒形角α= 軸間夾角Σ= 傳動比i= 齒輪齒數(shù)Z1= ,Z2 = 徑向變位系數(shù)x1= ,x2 = 切向變位系數(shù)xt1= ,xt2= 螺旋角βm= , 齒頂高系數(shù)ha*= 齒頂間隙系數(shù)c*= 齒寬系數(shù)ψR= 寬度

7、B= 窗體底端 窗體頂端 計算結(jié)果檢查: 分度圓d1= mm d2= mm 錐 距 R= mm 分錐角δ1= δ2= 齒向重合度εβ= 窗體底端 ━━━ 設(shè)計說明 ━━━ 1. 圓弧齒錐齒輪主要有格里森制和埃尼姆斯制。 2. 選擇齒形制后，齒輪的大端模數(shù)m、法向壓力角αn、齒頂高系數(shù)ha*、齒頂間隙系數(shù)c*和中部 螺旋角βm會自動修改為相應(yīng)的標準值，并給出相應(yīng)的提示。用戶可以修改模數(shù)m為任意值。 3. 齒數(shù)Z1的選擇可按下圖進行。對應(yīng)的變位系數(shù)會自動給出，用戶可以修改。螺旋角βm 的選 取一般要

8、求齒向重合度εβ≥1.25。 4.當齒數(shù)Z2給定時自動計算傳動比i=Z2/Z1。如果輸入傳動比i則自動計算齒數(shù)Z2=INT(i*Z1)。 5. 齒寬系數(shù)ψR一般取1/4,≤1/3，寬度B應(yīng)≤10m。 6. 按“計算”鈕，將計算結(jié)果顯示于右側(cè)框內(nèi)?！坝嬎闱鍐巍扁o會在另頁上顯示計算的全部 過程，可以下載或打印。按“強度計算”則進入齒輪強度計算網(wǎng)頁。 最小齒數(shù)Z1的選擇 零度弧齒錐齒輪最小齒數(shù)Z1 弧齒錐齒輪最小齒數(shù)Z1(βm=35) 齒數(shù)比i 1～1.5 1.5～2.5 2.5～3.5 >3.5 單面法 19 16 13 10 簡單雙面法 23

9、18 14 10 洛-卡氏制最小齒數(shù)Z1(等高齒，βm=10～35) 幾何計算過程 輸入?yún)?shù)： 齒輪類型:35格里森制 大端模數(shù)m=10mm 齒形角α=20 齒數(shù)Z1=7,Z2=48 徑向變位系數(shù)x1=.381,x2=-.381 傳動比 i=6.857 齒頂高系數(shù)ha*=.85 切向變位系數(shù)xt1=.213,xt2=-.213 中點螺旋角βm=35 齒頂間隙系數(shù)c*=.188 齒寬系數(shù)ψR=.309,寬度b=75mm 小輪螺旋方向：左旋 序號 項 目 公 式 結(jié) 果 1 大端分度圓d d1=Z1m,d2=Z2m d1=

10、70.00mm, d2=480.00mm 2 分錐角δ δ1=arctan(Z1/Z2),δ2=90-δ1 δ1=8.297,δ2=81.703 3 錐距R R=d1/2sinδ1=d2/2sinδ2 R=242.539mm 4 齒距p p=πm p=31.416mm 5 齒高h h=(2ha*+c*)m h=18.880mm 6 齒頂高ha ha=(ha*+x)m ha1=12.310,ha2=4.690mm 7 齒根高hf hf=(ha*+c*-x)m hf1=6.570,hf2=14.190mm 8 頂隙c c=c*m c=1.88

11、mm 9 齒根角θf θf1=arctg(hf1/R),θf2=arctg(hf2/R) θf1=1.552,θf2=3.348 10 齒頂角θa θa1=θf2,θa2=θf1(等頂隙收縮齒) θa1=3.348,θa2=1.552 11 頂錐角δa δa1=δ1+θf2,δa2=δ2+θf1 δa1=11.645, δa2=83.255 12 根錐角δf δf1=δ1-θf1,δf2=δ2-θf2 δf1=6.745, δf2=78.355 13 頂圓直徑da da1=d1+2ha1cosδ1,da2=d2+2ha2cosδ2, da1=94.3

12、6,da2=481.35mm 14 分錐頂點至輪冠距離Ak Ak1=d2/2-ha1sinδ1,=d1/2-ha2sinδ2 Ak1=238.22,Ak2=30.36mm 15 齒寬中點分度圓直徑dm dm1=d1-bsinδ1,dm2=d2-bsinδ2 dm1=59.177mm,dm2=405.785mm 16 齒寬中點模數(shù)mm mm=dm1/z1=dm2/z2 mm=8.454mm 17 中點分度圓法向齒厚smn smn=(0.5πcosβm+2xtanα+xt)mm smn1=15.023mm,smn2=6.732mm 18 中點法向齒厚半角ψmn

13、 ψmn=smnsinδcos2βm/dm ψmn1=9.658, ψmn2=.092 19 中點分圓法向弦齒厚smn smn=smn(1-ψmn2/6) smn1=14.952mm,smn2=6.732mm 20 中點分圓法向弦齒高ham ham=ha-btanθa/2+smnψmn/4 ham1=10.749mm,ham2=3.677mm 21 當量齒數(shù)Zv Zv=Z/cosδcos3βm Zv1=12.870,Zv2=605.146 22 端面重合度εα εα=[Z1(tanαvat1-tanαt)/cosδ1 +Z2(tanαvat2-tanαt)

14、/cosδ2]/2π 其中:tanαt=(tanα/cosβm) cosαvat=[Zcosαt/(Z+2(ha*+x)cosδ)] εα=1.120 23 齒線重合度εβ εβ=btanβmπ/mm εβ=1.977 24 總重合度 ε=(εα2+εβ2)1/2 ε=2.273 　CAD 繪 圖 文 件 下 載 輸入?yún)?shù)： 大端模數(shù)m=10mm 齒形角α=20 傳動比 i=6.857 齒數(shù)Z1=7,Z2=48 變位系數(shù)x1=.381, x2=-.381mm 切向變位系數(shù)xt1=.213, xt2=-.213 齒頂高系數(shù)ha*=.85

15、齒頂間隙系數(shù)c*=.188 螺旋角β=35 齒寬系數(shù)ψR=.309 寬度b=75mm 螺旋方向：左旋 材料選取 窗體頂端 小輪: 精度: 安裝: 大輪: 精度: 功率:kw 轉(zhuǎn)速:r/min 輸入轉(zhuǎn)矩T1=Nm 窗體底端 齒面接觸疲勞強度校核 窗體頂端 計算項目 計算公式 計算結(jié)果 計算接觸應(yīng)力 σH=ZE(1.5FtmaxKHZXZR/bcalde1I)1/2(Ft1/Ftmax)1/3 σH=MPa 系數(shù) K H=KAKvKHβ KH =Nm 輪齒切向力 Ft1=2000T/d Ft1=N

16、小輪大端最大切向力 Ftmax:(一般取Ftmax=Ft1) Ftmax=N 使用系數(shù)原動機-工作機 KA: KA = 動載系數(shù) Kv:(根據(jù)V由擬合曲線算出) Kv = 齒向載荷分布系數(shù) KHβ:(根據(jù)安裝形式?jīng)Q定) KHβ= 材料彈性系數(shù) ZE:(由大齒輪和小齒輪材料決定) ZE = 尺寸系數(shù) ZX:(一般取1.0) ZX = 表面粗糙度系數(shù) ZR:(一般取1.0) ZR = 齒寬 bcal:(取一對齒輪中較小值) bcal= 小輪大端分度圓直徑 de1=Z1m de1= 幾何系數(shù) I:(由大小齒輪齒數(shù)決定) I = 接觸極限

17、應(yīng)力 σHG=σHlimZNZw/Zθ σHG=MPa 試件接觸疲勞極限 σHlim(由齒輪材料和齒面強度決定) σHlim=MPa 接觸強度壽命系數(shù) ZN(按無限循環(huán)壽命計算) ZN= 齒面工作硬化系數(shù) Zw:(一般取1.0) Zw = 溫度系數(shù) Zθ:(一般取1.0) Zθ= 安全系數(shù) SH=σHG/σH SH = 許用安全系數(shù) SHP: SHP= 接觸強度校核結(jié)果 窗體底端 齒根彎曲疲勞強度校核 窗體頂端 計算項目 計算公式 計算結(jié)果 計算彎曲應(yīng)力 σF=FtKFYX/bcalmetJ σF=MPa 系數(shù)

18、 KF=KAKvKFβ KF = 輪齒切向力 Ft:(與接觸強度Ft1值相同) Ft =Nm 使用系數(shù) KA:(與接觸強度KA值相同) KA = 動載系數(shù) Kv:(與接觸強度Kv值相同) Kv = 齒向載荷分布系數(shù) KFβ:(根據(jù)安裝形式?jīng)Q定) KFβ= 尺寸系數(shù) Yx:(由模數(shù)曲線擬合) Yx = 齒寬 bcal:(取一對齒輪中較小值) bcal= 大端端面模數(shù) met=m met= 幾何系數(shù) J:(由大小齒輪齒數(shù)決定) J = 許用彎曲應(yīng)力 σFG=σFlimYN/Yθ σFG=MPa 試件彎曲疲勞極限 σFlim:(由齒輪材

19、料和齒面強度決定) σFlim=MPa 彎曲強度壽命系數(shù) YN:(按無限循環(huán)次數(shù)計算) YN= 齒根圓角敏感系數(shù) Yθ:(一般取1.0) Yθ= 安全系數(shù) SF=σFG/σF SF = 許用安全系數(shù) SFP: SFP= 彎曲強度校核結(jié)果 窗體底端 五、主減速器從動輪與差速器殼聯(lián)接螺栓計算 從動輪所傳遞的:功率==34.7220.99=34.375kw 轉(zhuǎn)速=/=110.5417/6.857=16.121r/min 扭矩T=20363.444N

20、m(上面已計算) 螺栓到從動輪中心的距離定為140mm，初選M16螺栓《課程設(shè)計》P100，螺母大徑e=26.8mm，（性能等級為8.8），初定12顆。 每顆螺栓所傳遞的力F=T/（1214010）=20363.444/（12）=11784.4N。 由《機械工程切削手冊》P228—238可得出所選M16螺栓的小徑d=d-2+0.376=14.376mm 由《機械設(shè)計》P76： 剪切強度=4F/（）=411784.4/（）=72.601Mpa 擠壓強度=F/(dL)=11784.4/[14.376（28-1

21、.52) ]=32.789 Mpa (L為螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，其中螺栓孔深度定為28mm，螺栓孔倒角長度為1.5mm) 螺紋聯(lián)接件的許用切應(yīng)力為：《機械設(shè)計》P84 []=/=640/（3.5~5）=128~182.857Mpa []=/=640/(2.5~3.0)=213.33~256Mpa 故 ：<[]滿足 <[]滿足 六、 主減速器主動軸花鍵計算主減速器主動軸花鍵計算 選擇漸開線花鍵，壓力角為，模數(shù)，，齒頂高系數(shù)為0.5，齒根高系數(shù)為0.8，材料選擇。 分度圓直徑 mm； 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 靜聯(lián)接 Mp

22、a 得出 mm 取有效長度為48mm 五、差速器的設(shè)計 （一） 差速器的功能原理 地下裝載機一般采用四輪驅(qū)動行星剛性橋。它在行駛時，由于短中原因?qū)е萝囕喰谐滩煌?，即在轉(zhuǎn)向或行駛時，左，右側(cè)車輪行程產(chǎn)生差異。如果用一根整軸以相同的轉(zhuǎn)速驅(qū)動兩側(cè)的車輪必然會引起車輪在行駛面上滑移或滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象，導(dǎo)致車論磨損加劇，功率損失增加，轉(zhuǎn)向困難，操縱性變壞。因而橋中一定要設(shè)置差速器。目前常采用的井下裝載機差速器有三種不同的結(jié)構(gòu)形式：1.是普通的傘齒輪差速

23、器，簡稱普通差速器：2.是防滑自鎖差速器，又稱NO—SPIN差速器：3.是有限打滑差速器，又稱POSI—TORQ差速器，或限力矩差速器，或防滑差速器。這三種差速器的結(jié)構(gòu)，原理，特性是不同的，適用范圍也有差別，因此根據(jù)我們設(shè)計的橋的工作要求及經(jīng)濟性，我們采用了普通差速器這種結(jié)構(gòu)設(shè)計。 普通差速器主要是由十字軸，半軸齒輪，行星齒輪，差速器左，右半殼等組成，動力由輸入法蘭輸入，半軸齒輪輸出，通過半軸齒輪傳遞到論邊，帶動車論轉(zhuǎn)動。 其工作原理如圖所示： 當n=0時（即行星輪不自轉(zhuǎn)），差速器作整體回轉(zhuǎn)，車輛作直線運行，轉(zhuǎn)速為n，當車輛右轉(zhuǎn)彎時，n不等于0

24、時，即行星輪以轉(zhuǎn)速n自轉(zhuǎn)。它將加快半軸齒輪1的轉(zhuǎn)速。同時又使半軸齒輪2轉(zhuǎn)速減慢。此時半軸齒輪1增高的轉(zhuǎn)速為n，半軸齒輪2減低的轉(zhuǎn)速為n，即 n=n+ n n= n- n 由于Z1=Z2，故n+n=2n。從上述可知，可實現(xiàn)左，右半軸齒輪轉(zhuǎn)速不相等，其轉(zhuǎn)速差為n-n=2 n。從而實現(xiàn)左，右兩車輪差速，減少輪胎的磨損。 假設(shè)左，右車輪由于轉(zhuǎn)彎或者其他原因引起左，右車輪切線方向產(chǎn)生一個附加阻力△P，它們方

25、向相反。以P表示行星輪軸上作用力，則左，右半軸齒輪給行星齒輪的反作用力為P/2，兩半軸齒輪r相同，則傳遞給左，右半軸的扭矩均為Pr/2。故直線行駛時左，右驅(qū)動輪扭矩相等（r為半軸齒輪的半徑）。 當機械轉(zhuǎn)彎時，行星輪隨著差速器內(nèi)的十字軸公轉(zhuǎn)外，同時還繞其自身軸自轉(zhuǎn)。使他轉(zhuǎn)動的力矩為2△Pr1（r為行星齒輪半徑），慢慢的附加阻力△P和P/2。而快側(cè)△P與P/2方向相反，故慢側(cè)所受的扭矩大，快側(cè)所受的扭矩小。即： M=（P/2-△P）r M=（

26、P/2+△P）r 若以2△Pr=M 表示差速器內(nèi)摩擦力矩，以Pr=M表示差速器傳遞的扭矩，則： M+ M= M M- M= M 由上面的分析可知，如果不計摩擦力矩，即M=0，則M= M，故可以認為動錐齒輪的扭矩平均分給左，右半軸，如果考慮到內(nèi)摩擦，則快側(cè)車輪力矩下，慢車輪力矩大，在普通差速器中，內(nèi)摩擦較小，M/（M+ M）=0.55～0.6，這就是平英團差速器“差速不差扭”的傳扭特性。 普通差速器的“差速不差

27、扭”的傳扭特性，會給機械行駛帶來不利的影響，如一車輪陷入泥濘時，由于附著立不夠，就會發(fā)生打滑。這時另外一個車輪不但不會增加，反而會減少到與車輪一樣，致使整機的牽引力大大減少。如果牽引力不能克服行駛阻力，此時打滑的車輪以兩倍于差速器殼的轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動，而另外一側(cè)不轉(zhuǎn)動，此時整機停留不前。 （二）三種差速器的性能比較 1.牽引特性 在相同的的工況下，由于使用的差速器不同而裝載機整機的牽引特性不同，其中以NO—SPIN差速器為最好，帶彈簧的有限打滑差速器次之，標準的差速器最差。需要指出的是，如果有個個輪胎打滑或者懸空，對NO—SPIN差速器來說，打滑或者懸空的輪胎不傳遞扭矩，那么全部的扭矩就

28、由另外一個不打滑不懸空的這個輪子承受，這無疑增加傳遞該負荷所有機械元件（如輪邊減速器、半軸、半軸花鍵及相關(guān)的元件）的負荷，因此這是在選型或設(shè)計差速器時要特別注意的地方。 2.動力特性 井下裝載機的動力特性是表示該機以各檔速度行駛時所達到的最高行駛速度，加速性能和爬坡能力。它在很大程度上決定了該機的生產(chǎn)率。一般用動力因素D來評價機械的動力性能。 D=fcosα+sinα+ 式中 f 滾動阻力系數(shù)； α 坡道角；

29、 δ 回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； g 重力加速度m/s； 機械行駛加速度m/s； D=（F-F）/G 式中 F 驅(qū)動力（牽引力）； F 空氣阻力； G 地下裝載機的使用重量。 從上面分析可知，在最不利的使用情況下，NO—SPI

30、N差速器牽引性能、動力因素、加速性能、爬坡能力最好，帶有彈簧的有限差速器次之，標準差速器最差。因而有NO—SPIN差速器的地下裝載機及其動力性能最好，有限打滑差速器次之，標準差速器最差。 2. 受力狀況 當NO—PSIN差速器起差速作用時，傳遞給整個驅(qū)動橋的扭矩便全部傳給一側(cè)半軸，只由當脫開傳動的輪子轉(zhuǎn)速降到不大于慢轉(zhuǎn)側(cè)輪子后，動力又均勻地分配到兩側(cè)半軸上。而普通差速器動力始終是平均分配。這樣從動輪后續(xù)船東零件（包括半軸和輪邊減速器）的受力狀況顯然后者比前者要好。尤其在頻繁交替動作的情況下（如連續(xù)的左轉(zhuǎn)彎、右轉(zhuǎn)彎）NO—SPIN差速器左右離合器時斷時續(xù)，引起車輪裝置載荷的不均勻，因而受

31、到強烈的沖擊。因此，對于同樣使用條件的裝載機，若使用NO—SPIN差速器，其驅(qū)動橋半軸和輪邊減速器應(yīng)該有較高的承載能力。對于帶彈簧的有限打滑差速器的受力狀況處于上述兩者之間。 4.輪胎的磨損 從上面的分析可以知道，對普通差速器來說，如果一側(cè)驅(qū)動橋陷入泥坑因附著力不夠而產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)，另外一側(cè)的好路面上的驅(qū)動輪也不能使地下裝載機駛出泥坑而前進，這是因為普通差速器的傳扭特性之故。在這種情況下，若駕駛員拼命加油提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速，力圖沖出泥坑，但只能使驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速為零，因而使差速器以及輪胎加劇磨損。對NO—SPIN差速器來說，好路面的驅(qū)動橋的轉(zhuǎn)速不為零，全部的輸出扭矩傳遞到這個路面好的驅(qū)動橋，繼續(xù)驅(qū)

32、動車輛前進直到兩輪同時獲得附著力為止。永遠不會出現(xiàn)輪子 打滑，因而，此時輪胎的磨損大大減輕。對NO—SPIN差速器來說，由于是部分輸入扭矩傳遞到這個路面好 的驅(qū)動輪，因而輪胎的磨損比普通差速器得要好，比NO—SPIN差速器差。 5. 通過性能 所謂車輛的通過性是指車輛在一定的載重質(zhì)量下能以足夠高的平均車速通過各種壞路及五路地帶和克服各種障礙的能力。例如通過松軟的路面和通過坎坷不平地段及障礙物。這點對于地下裝載機來說尤為重要。其中差速器的型式與結(jié)構(gòu)對通過性能有很大的影響。由于普通差速器的傳扭特性，是裝有普通的差速器的驅(qū)動橋的通過性能最差。 由于差速器中機件間的摩擦

33、作用，差速器才可能將較大的扭矩傳給不打滑的車輪，這樣，兩個驅(qū)動輪上總的驅(qū)動力將有所增加，從而通過性能改善。這就是NO—SPIN差速器通過性能比普通差速器要好的原因。 由于NO—SPIN差速器的特殊結(jié)構(gòu)，它的通過性能最好。 6.工藝性能 由于NO—SPIN差速器結(jié)構(gòu)父子，精度要求高，選材與熱處理也要求 嚴，因而它的工藝性能最差，POSI—TORO差速器次之，普通差速器最好 但是我們考慮我們的車橋是用在地下礦山，其實際情況用普通差速器就可以滿足條件了，而且在經(jīng)濟上面考慮，和在制造加工方面考慮，所以決定采用普通差速器. （三）差速器的基本參數(shù)的選擇和設(shè)計計

34、算 1.行星齒輪差速器的確定 1）行星齒輪數(shù)目的選擇 依照《汽車工程手冊》，轎車多用2個行星齒輪，貨車汽車和越野汽車多用4個，少數(shù)騎車用個行星齒輪。CA20差速器應(yīng)選行星齒輪數(shù)為4（重載汽車） 2）行星齒輪球面半徑的確定 差速器的尺寸通常決定于，它就是行星齒輪的安裝尺寸，可根據(jù)公式來確定。 =2.99=81.65mm 式中：— 行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.52~2.99（有四個行星齒輪的轎車和公路用貨車取小值；有2個行星齒輪的轎車，以及越野汽車、礦用汽車取大值）； — 主減速器從動輪所傳遞的扭矩 3）預(yù)選其節(jié)錐距

35、 mm 4）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇 為了得到較大的模數(shù)，以使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數(shù)應(yīng)盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)取14~25；半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5~2范圍內(nèi)；左、右半軸齒輪的齒數(shù)和必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，否則將不能安裝。根據(jù)這些要求初定半軸齒輪齒數(shù)為20；差速器行星輪個數(shù)為4，齒數(shù)為11。 5）行星齒輪節(jié)錐角、模數(shù)和節(jié)圓直徑的初步確定 行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角、計算如下： 式中：、—分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 6）大端模數(shù)及節(jié)圓直徑的計算

36、 取7mm 分度圓直徑 ， m mm 7）壓力角 過去汽車差速器齒輪都選用壓力角，這時齒高系數(shù)為1，而最少齒數(shù)為13?，F(xiàn)在大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減少至10。某些重型汽車也可選用壓力角。` 所以初定壓力角為 8) 行星齒輪安裝孔直徑及其深度的確定 根據(jù)《汽車工程手冊》中： mm 式中：— 差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.m；

37、 — 行星齒輪數(shù)； — 為行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x（，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而），mm； —支撐面的許用擠壓應(yīng)力，取為69N/mm。 2.差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算 1.行星齒輪齒數(shù) （應(yīng)盡量取小值） 取11 2.半軸齒輪齒數(shù) 且須滿足安裝條件 取20 3.模數(shù) 4.變位系數(shù) 5.齒頂高系數(shù) 6.徑向間隙系數(shù) 7.齒面寬 8.齒工作高 9.齒全高

38、 10.壓力角 11.軸交角 12.節(jié)圓直徑 13.節(jié)錐角 14.節(jié)錐距 15. 周節(jié) 16.齒頂高 17.齒根高 18.徑向間隙 19.齒根角 20.面錐角 21.根錐角

39、 22.外圓直徑 23節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 24.分度圓弧齒厚 25.固定弦齒厚 26.固定弦齒高 3.差速器直齒錐齒輪的強度計算 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅(qū)動車輪有轉(zhuǎn)速差時行星

40、齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動的緣故。 地下礦山自卸車的差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為： （N/mm） N/mmN/mm 合格??！ 式中： —差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩， N.m； N.m —主減速從動輪所傳遞的扭矩； —行星齒輪數(shù)目； —半軸齒輪齒數(shù)； —超載系數(shù)，一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車，以及液力傳動的各類汽車均?。? —質(zhì)量系數(shù)，對驅(qū)動橋齒輪可??； —尺寸系數(shù)，當端面模數(shù)mm時，??； —載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均為騎馬式支撐時， ??； 、——分別為計算齒輪的齒面寬（mm）、和模數(shù)； —汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力計算用的綜合系數(shù)； —許用彎曲應(yīng)力為980N/mm； 4.根據(jù)其計算的外形尺寸畫出行星齒輪跟半軸齒輪的圖形如下： 圖（1）行星齒輪