主減速器的設計（一） 主減速器概述地下自卸車廣泛采用單級主傳動，該主傳動結構簡單，質量小，成本低，使用簡單，但主傳動比不能太大，一般3.66.87。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 根據嚙合面上法向力彼此相等的條件求出。 設與分別為主、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 系數一般為1.251.5。這說明當雙曲面齒輪尺寸與螺旋錐齒輪尺寸相當時，雙曲面傳動有更大的傳動比，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向滑動之外，還有沿齒長方向的縱向滑動。縱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，可能導致油膜破壞和齒面燒結咬死。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的特殊潤滑油。（二） 主減速器方案的選擇 考慮到生產條件、材料問題、工作環境，選擇采用螺旋錐齒輪。（三）主減速與輪邊行星減速的輸入功率、轉速計算由于我們采用四輪驅動，前后橋設計一樣，主減速器、差速器及輪邊行星減速設計如下：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根據經驗、相關資料、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=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=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速=（/3.6/2）60=（0.9458/3.6/0.747/2）604.8=16.121/min,由功率扭矩轉換公式：=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/（0.9/0.95）=34.722kw,轉速=16.1216.857=110.5417，扭矩=9550/=955034.722/110.5417=20363.444Nm。 （四） 采用易普設計專家（網絡軟件）計算過程如下： 窗體頂端請輸入數據:齒輪齒形制:大端模數m=mm,系列: 齒形角=軸間夾角=傳動比i=齒輪齒數Z1=,Z2 =徑向變位系數x1=,x2 =切向變位系數xt1=,xt2=螺旋角m=, 齒頂高系數ha*=齒頂間隙系數c*= 齒寬系數R=寬度B=窗體底端窗體頂端計算結果檢查:分度圓d1=mmd2=mm錐 距 R=mm分錐角1=2=齒向重合度=窗體底端 設計說明 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m、法向壓力角n、齒頂高系數ha*、齒頂間隙系數c*和中部螺旋角m會自動修改為相應的標準值，并給出相應的提示。用戶可以修改模數m為任意值。 3. 齒數Z1的選擇可按下圖進行。對應的變位系數會自動給出，用戶可以修改。螺旋角m 的選取一般要求齒向重合度1.25。4.當齒數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Z2=INT(i*Z1)。5. 齒寬系數R一般取1/4,1/3，寬度B應10m。6. 按“計算”鈕，將計算結果顯示于右側框內。“計算清單”鈕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頁。最小齒數Z1的選擇 零度弧齒錐齒輪最小齒數Z1 弧齒錐齒輪最小齒數Z1(m=35)齒數比i11.51.52.52.53.53.5單面法19161310簡單雙面法23181410洛-卡氏制最小齒數Z1(等高齒，m=1035)幾何計算過程 輸入參數： 齒輪類型:35格里森制 大端模數m=10mm齒形角=20齒數Z1=7,Z2=48徑向變位系數x1=.381,x2=-.381傳動比 i=6.857齒頂高系數ha*=.85切向變位系數xt1=.213,xt2=-.213中點螺旋角m=35齒頂間隙系數c*=.188齒寬系數R=.309,寬度b=75mm小輪螺旋方向：左旋序號項 目公 式結 果1大端分度圓dd1=Z1m,d2=Z2md1=70.00mm, d2=480.00mm2分錐角1=arctan(Z1/Z2),2=90-11=8.297,2=81.7033錐距RR=d1/2sin1=d2/2sin2R=242.539mm4齒距pp=mp=31.416mm5齒高hh=(2ha*+c*)mh=18.880mm6齒頂高haha=(ha*+x)mha1=12.310,ha2=4.690mm7齒根高hfhf=(ha*+c*-x)mhf1=6.570,hf2=14.190mm8頂隙cc=c*mc=1.88mm9齒根角ff1=arctg(hf1/R),f2=arctg(hf2/R)f1=1.552,f2=3.34810齒頂角aa1=f2,a2=f1(等頂隙收縮齒)a1=3.348,a2=1.55211頂錐角aa1=1+f2,a2=2+f1a1=11.645,a2=83.25512根錐角ff1=1-f1,f2=2-f2f1=6.745,f2=78.35513頂圓直徑dada1=d1+2ha1cos1,da2=d2+2ha2cos2,da1=94.36,da2=481.35mm14分錐頂點至輪冠距離AkAk1=d2/2-ha1sin1,=d1/2-ha2sin2Ak1=238.22,Ak2=30.36mm15齒寬中點分度圓直徑dmdm1=d1-bsin1,dm2=d2-bsin2dm1=59.177mm,dm2=405.785mm16齒寬中點模數mmmm=dm1/z1=dm2/z2mm=8.454mm17中點分度圓法向齒厚smnsmn=(0.5cosm+2xtan+xt)mmsmn1=15.023mm,smn2=6.732mm18中點法向齒厚半角mnmn=smnsincos2m/dmmn1=9.658,mn2=.09219中點分圓法向弦齒厚smnsmn=smn(1-mn2/6)smn1=14.952mm,smn2=6.732mm20中點分圓法向弦齒高hamham=ha-btana/2+smnmn/4ham1=10.749mm,ham2=3.677mm21當量齒數ZvZv=Z/coscos3mZv1=12.870,Zv2=605.14622端面重合度=Z1(tanvat1-tant)/cos1 +Z2(tanvat2-tant)/cos2/2其中:tant=(tan/cosm)cosvat=Zcost/(Z+2(ha*+x)cos)=1.12023齒線重合度=btanm/mm=1.97724總重合度=(2+2)1/2=2.273CAD 繪 圖 文 件 下 載輸入參數：大端模數m=10mm齒形角=20傳動比 i=6.857齒數Z1=7,Z2=48變位系數x1=.381, x2=-.381mm切向變位系數xt1=.213, xt2=-.213齒頂高系數ha*=.85齒頂間隙系數c*=.188螺旋角=35齒寬系數R=.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轉速:r/min 輸入轉矩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果計算接觸應力H=ZE(1.5FtmaxKHZXZR/bcalde1I)1/2(Ft1/Ftmax)1/3H=MPa系數K H=KAKvKHKH =Nm輪齒切向力Ft1=2000T/dFt1=N小輪大端最大切向力Ftmax:(一般取Ftmax=Ft1)Ftmax=N使用系數原動機-工作機KA: KA =動載系數Kv:(根據V由擬合曲線算出)Kv =齒向載荷分布系數KH:(根據安裝形式決定)KH=材料彈性系數ZE:(由大齒輪和小齒輪材料決定)ZE =尺寸系數ZX:(一般取1.0)ZX =表面粗糙度系數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=Z1mde1=幾何系數I:(由大小齒輪齒數決定)I = 接觸極限應力HG=HlimZNZw/ZHG=MPa試件接觸疲勞極限Hlim(由齒輪材料和齒面強度決定)Hlim=MPa接觸強度壽命系數ZN(按無限循環壽命計算)ZN= 齒面工作硬化系數Zw:(一般取1.0)Zw =溫度系數Z:(一般取1.0)Z=安全系數SH=HG/HSH =許用安全系數SHP: SHP=接觸強度校核結果 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果計算彎曲應力F=FtKFYX/bcalmetJF=MPa系數KF=KAKvKFKF =輪齒切向力Ft:(與接觸強度Ft1值相同)Ft =Nm使用系數KA:(與接觸強度KA值相同)KA =動載系數Kv:(與接觸強度Kv值相同)Kv =齒向載荷分布系數KF:(根據安裝形式決定)KF=尺寸系數Yx:(由模數曲線擬合)Yx =齒寬bcal:(取一對齒輪中較小值)bcal=大端端面模數met=mmet=幾何系數J:(由大小齒輪齒數決定)J = 許用彎曲應力FG=FlimYN/YFG=MPa試件彎曲疲勞極限Flim:(由齒輪材料和齒面強度決定)Flim=MPa彎曲強度壽命系數YN:(按無限循環次數計算)YN= 齒根圓角敏感系數Y:(一般取1.0)Y= 安全系數SF=FG/FSF =許用安全系數SFP: SFP=彎曲強度校核結果窗體底端五、主減速器從動輪與差速器殼聯接螺栓計算 從動輪所傳遞的:功率=34.7220.99=34.375kw 轉速=/=110.5417/6.857=16.121r/min 扭矩T=20363.444Nm(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P228238可得出所選M16螺栓的小徑d=d-2+0.376=14.376mm 由機械設計P76： 剪切強度=4F/（）=411784.4/（）=72.601Mpa 擠壓強度=F/(dL)=11784.4/14.376（28-1.52) =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)螺紋聯接件的許用切應力為：機械設計P84=/=640/（3.55）=128182.857Mpa=/=640/(2.53.0)=213.33256Mpa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，齒頂高系數為0.5，齒根高系數為0.8，材料選擇。分度圓直徑 mm；齒頂圓直徑 齒根圓直徑 靜聯接 Mpa 得出 mm取有效長度為48mm 五、差速器的設計（一） 差速器的功能原理地下裝載機一般采用四輪驅動行星剛性橋。它在行駛時，由于短中原因導致車輪行程不同，即在轉向或行駛時，左，右側車輪行程產生差異。如果用一根整軸以相同的轉速驅動兩側的車輪必然會引起車輪在行駛面上滑移或滑轉現象，導致車論磨損加劇，功率損失增加，轉向困難，操縱性變壞。因而橋中一定要設置差速器。目前常采用的井下裝載機差速器有三種不同的結構形式：1.是普通的傘齒輪差速器，簡稱普通差速器：2.是防滑自鎖差速器，又稱NOSPIN差速器：3.是有限打滑差速器，又稱POSITORQ差速器，或限力矩差速器，或防滑差速器。這三種差速器的結構，原理，特性是不同的，適用范圍也有差別，因此根據我們設計的橋的工作要求及經濟性，我們采用了普通差速器這種結構設計。 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，帶動車論轉動。其工作原理如圖所示： 當n=0時（即行星輪不自轉），差速器作整體回轉，車輛作直線運行，轉速為n，當車輛右轉彎時，n不等于0時，即行星輪以轉速n自轉。它將加快半軸齒輪1的轉速。同時又使半軸齒輪2轉速減慢。此時半軸齒輪1增高的轉速為n，半軸齒輪2減低的轉速為n，即 n=n+ n n= n- n由于Z1=Z2，故n+n=2n。從上述可知，可實現左，右半軸齒輪轉速不相等，其轉速差為n-n=2 n。從而實現左，右兩車輪差速，減少輪胎的磨損。 假設左，右車輪由于轉彎或者其他原因引起左，右車輪切線方向產生一個附加阻力P，它們方向相反。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，右驅動輪扭矩相等（r為半軸齒輪的半徑）。當機械轉彎時，行星輪隨著差速器內的十字軸公轉外，同時還繞其自身軸自轉。使他轉動的力矩為2Pr1（r為行星齒輪半徑），慢慢的附加阻力P和P/2。而快側P與P/2方向相反，故慢側所受的扭矩大，快側所受的扭矩小。即： M=（P/2-P）r M=（P/2+P）r若以2Pr=M 表示差速器內摩擦力矩，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，如果考慮到內摩擦，則快側車輪力矩下，慢車輪力矩大，在普通差速器中，內摩擦較小，M/（M+ M）=0.550.6，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速轉動，而另外一側不轉動，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NOSPIN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NOSPIN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、半軸花鍵及相關的元件）的負荷，因此這是在選型或設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率。一般用動力因素D來評價機械的動力性能。 D=fcos+sin+式中 f 滾動阻力系數； 坡道角； 回轉質量換算系數； 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，NOSPIN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NOSPIN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NOPSIN差速器起差速作用時，傳遞給整個驅動橋的扭矩便全部傳給一側半軸，只由當脫開傳動的輪子轉速降到不大于慢轉側輪子后，動力又均勻地分配到兩側半軸上。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（如連續的左轉彎、右轉彎）NOSPIN差速器左右離合器時斷時續，引起車輪裝置載荷的不均勻，因而受到強烈的沖擊。因此，對于同樣使用條件的裝載機，若使用NOSPIN差速器，其驅動橋半軸和輪邊減速器應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，如果一側驅動橋陷入泥坑因附著力不夠而產生滑轉，另外一側的好路面上的驅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動機轉速，力圖沖出泥坑，但只能使驅動輪轉速為零，因而使差速器以及輪胎加劇磨損。對NOSPIN差速器來說，好路面的驅動橋的轉速不為零，全部的輸出扭矩傳遞到這個路面好的驅動橋，繼續驅動車輛前進直到兩輪同時獲得附著力為止。永遠不會出現輪子 打滑，因而，此時輪胎的磨損大大減輕。對NOSPIN差速器來說，由于是部分輸入扭矩傳遞到這個路面好 的驅動輪，因而輪胎的磨損比普通差速器得要好，比NOSPIN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構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動橋的通過性能最差。由于差速器中機件間的摩擦作用，差速器才可能將較大的扭矩傳給不打滑的車輪，這樣，兩個驅動輪上總的驅動力將有所增加，從而通過性能改善。這就是NOSPIN差速器通過性能比普通差速器要好的原因。由于NOSPIN差速器的特殊結構，它的通過性能最好。6.工藝性能由于NOSPIN差速器結構父子，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，POSITORO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）差速器的基本參數的選擇和設計計算1.行星齒輪差速器的確定1）行星齒輪數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，少數騎車用個行星齒輪。CA20差速器應選行星齒輪數為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，可根據公式來確定。=2.99=81.65mm 式中： 行星齒輪球面半徑系數，=2.522.99（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）預選其節錐距 mm4）行星齒輪與半軸齒輪齒數的選擇 為了得到較大的模數，以使齒輪有較高的強度，行星齒輪的齒數應盡量少，但一般不少于10。半軸齒輪齒數取1425；半軸齒輪與行星齒輪的齒數比多在1.52范圍內；左、右半軸齒輪的齒數和必須能被行星齒輪的數目所整除，否則將不能安裝。根據這些要求初定半軸齒輪齒數為20；差速器行星輪個數為4，齒數為11。5）行星齒輪節錐角、模數和節圓直徑的初步確定