機械設計制造及自動化畢業(yè)設計-zl40輪式裝載機驅動橋設計

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　　（20 屆）</b></p><p>　　ZL40輪式裝載機驅動橋設計</p><p><b>　　畢業(yè)設計任務書</b></p><p>　　設計題目：ZL40輪式裝載機驅動橋設計</p&

2、gt;<p>　　1．設計的主要任務及目標</p><p>　　針對工程機械的作業(yè)特點，設計用于輪式裝載機的驅動橋總成，包括半軸和輪邊減速裝置等。要求系統(tǒng)傳動平穩(wěn)、安全可靠，體積小，承載能力強。</p><p>　　具體內容有：中央傳動的機構設計與計算；差速器的結構設計與計算；半軸的結構設計與計算；輪邊減速器的結構設計與計算；各輔助零件與連接件的選型與校核計算。原始參數(shù)如下：

3、</p><p>　　額 定 斗 容： 2 m3</p><p>　　額 定 載 重 量： 40 KN</p><p>　　整 機 質 量： 120 KN</p><p>　　橋 荷 分 配： 前橋65% 后橋35&</p><p>

4、;　　輪 距： 1950 mm</p><p>　　軸 距： 2660 mm</p><p>　　輪 胎 規(guī) 格： 16—24</p><p>　　發(fā)動機最大功率：100KW</p><p>　　發(fā)動機最大扭矩：600KN</p><p>　　傳動比：前

5、進一檔：3.85 主減速比：6.167 輪邊減速：3.667</p><p>　　研究方法：比擬設計、經驗核算、圖紙繪制</p><p>　　2．設計的基本要求和內容</p><p>　　1、設計圖紙不少于2.張A0圖；</p><p>　　2、設計說明書不少于1份，字數(shù)不少于10000字；</p><p>&l

6、t;b>　　3．主要參考文獻</b></p><p>　　[1] 諸文農. 工程機械底盤構造與設計. 北京：機械工業(yè)出版社，1986.5</p><p>　　[2] 同濟大學. 輪式裝載機設計[M]. 北京：建筑工業(yè)出版社，1992, 6</p><p>　　[3] 成大先. 機械設計手冊[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.5</p&g

7、t;<p>　　[4] 其它網絡檢索到的相關資料</p><p><b>　　4．進度安排</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　本次設計內容為ZL40裝載機驅動橋設計，大致分為主傳動的設計，差速器的設計，最終傳動設計，半軸的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采用35 

8、6;螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數(shù)和幾何參數(shù)的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數(shù)，如齒數(shù)，模數(shù)，從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的所有幾何參數(shù)，進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動的結構和工作原理以后，結合設計要求，合理選擇它們的形式及尺寸。本次設計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪，半軸采用全浮式 ，最終傳動采用單行星排減速形式。</p><p>　　

9、關鍵詞： ZL40，裝載機，驅動橋</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　This design was a ZL40 loader drive axle design, broadly divided into the main drive design, the differential design, final drive

10、 design and the axle design. One main drive bevel gear used 35 º Spiral bevel gear, the basic parameters and the calculation of geometry parameters for this type of gear is the focus of this design. When the gears o

11、f a few basic parameters, such as number of teeth, module, driven gear such as sub-degree diameter were determined , all geometric parameters of gears can b</p><p>　　Keywords: ZL40 , shovel loader , drive b

12、ridge </p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　前 言1</b></p><p>　　1.主減速器設計2</p><p>　　1.1主減速器的分類2</p><p

13、>　　1.1.1主減速器的齒輪類型2</p><p>　　1.2主減速器的基本參數(shù)選擇與計算2</p><p>　　1.2.1主減速器計算載荷2</p><p>　　1.2.2主減速器錐齒輪主要參數(shù)4</p><p>　　1.2.3螺旋錐齒輪的幾何尺寸7</p><p>　　1.2.4主傳動器螺旋錐齒輪

14、的強度計算8</p><p>　　1.2.5 主減速器齒輪的熱處理要求及材料10</p><p>　　1.2.6主減速器軸承的計算11</p><p>　　2.差速器設計14</p><p>　　2.1差速器的結構14</p><p>　　2.2差速器的設計15</p><p>　　

15、2.2.1差速器參數(shù)的確定15</p><p>　　2.2.2差速器齒輪的幾何尺寸17</p><p>　　2.2.3差速器齒輪的強度計算18</p><p>　　2.2.4差速器十字軸直徑的確定19</p><p>　　2.2.5差速器齒輪的材料20</p><p>　　3.最終傳動設計20</p&

16、gt;<p>　　3.1半軸設計21</p><p>　　3.1.1半軸直徑的確定21</p><p>　　3.2行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)及參數(shù)的確定22</p><p>　　3.2.1行星輪數(shù)目的選擇22</p><p>　　3.2.2行星排各齒輪參數(shù)的確定及校核22</p><p>　　3

17、.2.3齒輪變位系數(shù)及中心距的確定24</p><p>　　3.3行星排各齒輪的幾何尺寸26</p><p>　　3.4齒輪的校核28</p><p>　　3.4.1齒輪材料的選擇28</p><p>　　3.4.2齒輪接觸疲勞強度計算28</p><p>　　3.4.3齒輪彎曲疲勞強度校核29</p

18、><p>　　3.5行星傳動的結構設計29</p><p>　　3.6軸承的選擇30</p><p>　　3.6.1滾針軸承的選擇30</p><p>　　3.6.2橋殼上軸承的選取31</p><p>　　4各主要花鍵的選擇與校核32</p><p>　　4.1花鍵的選擇及其強度校核3

19、2</p><p>　　4.2主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇32</p><p>　　4.2.1鍵參數(shù)的選擇32</p><p>　　4.2.2鍵的強度校核33</p><p>　　4.3輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇34</p><p>　　4.4主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核34</p>

20、;<p>　　4.4.1最小軸徑估算34</p><p>　　4.4.2花鍵的選擇與主要參數(shù)的計算34</p><p>　　4.4.3花鍵的校核35</p><p>　　5.螺栓的選擇及強度校核37</p><p>　　5.1螺栓所受剪切力計算37</p><p>　　5.2從動錐齒輪與差速器殼

21、聯(lián)接螺栓校核37</p><p><b>　　結 論39</b></p><p><b>　　參考文獻40</b></p><p><b>　　致 謝41</b></p><p><b>　　前 言</b></p><p&

22、gt;<b>　　驅動橋的基本功能</b></p><p>　　驅動橋處于動力傳動系的末端，主要有主傳動器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅動橋殼等部件，其基本功能是：</p><p>　　1.將萬向傳動裝置傳來的發(fā)動機轉矩通過主減速器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現(xiàn)降速增大轉矩；</p><p>　　2.通過主減速器圓錐齒輪副改變轉矩的傳遞方向

23、；</p><p>　　3.通過差速器實現(xiàn)兩側車輪差速作用，保證內、外側車輪以不同轉速轉向。</p><p>　　4.通過橋殼體和車輪實現(xiàn)承載及傳力作用。</p><p><b>　　驅動橋的分類</b></p><p>　　1.非斷開式驅動橋：非斷開式驅動橋，其結構簡單、造假低廉、工作可靠，被廣泛用于各種載貨汽車上。由

24、于整個驅動橋都是簧下質量，因此對汽車的行駛平順性和操作穩(wěn)定性均不利，并且差速器殼的尺寸較大，使汽車的離地間隙不能很大。</p><p>　　2.斷開式驅動橋：可以獲得較大的離地間隙，并減少了其簧下質量，提高了行駛平順性。這種驅動橋無剛性的整體外殼，主傳動器及其殼體裝在車架或車身上，兩側驅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。</p>

25、<p><b>　　驅動橋的設計本要求</b></p><p>　　1.選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經濟性。 </p><p>　　2.外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。主要是指牙包尺寸盡量小。 </p><p>　　3.齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 </p><p>　　4.在各

26、種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 </p><p>　　5.在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 </p><p>　　6.與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動相協(xié)調。 </p><p>　　7.結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。</p><p>　　本次

27、設計的是ZL40輪式裝載機的驅動橋，要設計這樣一個級別的驅動橋，一般選用非斷開式結構以與非獨立懸架相適應，所以，在此選用非斷開式驅動橋。</p><p><b>　　1.主減速器設計</b></p><p>　　主減速器一般用來改變傳動方向，降低轉速，增大扭矩，保證汽車有足夠的驅動力和適當?shù)乃俣取Ｖ鳒p速器類型較多，有單級、雙級、雙速、輪邊減速器等。</p>

28、<p>　　1.1主減速器的分類</p><p>　　主傳動器的結構形式主要根據(jù)齒輪類型、減速形式以及主從動齒輪的安裝及支承方式的不同分類。</p><p>　　(1)單級主減速器 由一對減速齒輪實現(xiàn)減速的裝置，稱為單級減速器。</p><p>　　(2)雙級主減速器 對一些載重較大的載重汽車，要求較大的減速比，用單級主減速器傳動，則從動齒輪的直徑就必

29、須增大，會影響驅動橋的離地間隙，所以采用兩次減速。</p><p>　　1.1.1主減速器的齒輪類型</p><p>　　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)的地轉向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時

30、嚙合，因此可以承受較大的負荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。</p><p>　　1.2主減速器的基本參數(shù)選擇與計算</p><p>　　1.2.1主減速器計算載荷</p><p>　?。?）按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩[1]</p><p>　　（1.1） </p>

31、<p>　　式中——發(fā)動機至所計算的主減速器從動錐齒輪之間的傳動系的最低擋傳動比，在此取3.85；</p><p>　　——發(fā)動機的輸出的最大轉矩，在此取600；</p><p>　　——傳動系上傳動部分的傳動效率，在此取0.92；</p><p>　　——驅動橋數(shù)目在此取2；</p><p>　　——液力變矩器變矩比取4.5；&

32、lt;/p><p><b>　　由以上各參數(shù)可求</b></p><p><b>　　==14744.4</b></p><p>　?。?）按驅動輪附著轉矩確定從動大錐齒輪的最大轉矩[1]</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　

33、式中 ——滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，（120+40）x65%KN；</p><p>　　——輪胎對地面的附著系數(shù)，輪式工程車輛0.85～1.0,履帶式工程車輛=1.0～1.2，在此取0.95；</p><p>　　——車輪的動力半徑；</p><p>　　d——輪輞直徑 ——輪胎斷面高寬比</p><p>　　——車

34、輪變形系數(shù) B ——輪胎斷面寬度（英寸）</p><p>　　本次設計ZL40裝載機輪胎規(guī)格為16—24（B—d），采</p><p>　　用低壓寬基輪胎，取=0.5～0.7，取=0.7，=0.1～0.16，取=0.15;代 入上式，得=0.547 m </

35、p><p>　　—— 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和傳</p><p><b>　　比，=3.667；</b></p><p>　　——輪邊減速器效率0.96。</p><p>　　所以=15351.9</p><p>　　確定小錐齒輪的最大轉矩，按上述兩者較小值（）來計算

36、：</p><p><b>　　=2490.5</b></p><p>　　（3）按正常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩[1] </p><p>　　車輛使用條件較穩(wěn)定時，其正常持續(xù)的轉矩根據(jù)平均牽引力來確定：</p><p><b>　?。?.3）</b></p><p&g

37、t;　　式中：——滿載時的總重量，在此?。?20+40）KN；</p><p>　　——所牽引的掛車滿載時總重量，KN，但僅用于牽引車的計算；</p><p>　　——道路滾動阻力系數(shù)，在此取0.03</p><p>　　——正常行駛時的平均爬坡能力系數(shù)，在此取0.2</p><p><b>　　——在此取0；</b>&

38、lt;/p><p>　　——主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，在此取0.96</p><p>　　——主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動比，在此取3.667；</p><p>　　——計算驅動橋數(shù)，在此取2。</p><p>　　所以 ==3310.4</p><p>　　按上述第一種、第二種方法確定的計

39、算轉矩Tce 、Tcs，僅為錐齒輪的最大轉矩，只能用作計算錐齒輪的最大應力。對于一個具體車輛的主傳動器錐齒輪，可以取這兩種方法計算結果的較小值作為算轉矩。</p><p>　　按第三種方法（正常行駛平均轉矩）確定的計算載荷，可以用來進行錐齒輪的壽命計算。</p><p>　　1.2.2主減速器錐齒輪主要參數(shù)</p><p>　　主傳動器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪

40、的齒數(shù)和，從動錐齒輪大端分度圓直徑、端面模數(shù)、主從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。</p><p>　　(1)主、從動錐齒輪齒數(shù)和</p><p>　　選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素：</p><p>　?、贋榱四ズ暇鶆颍?，之間應避免有公約數(shù)。</p><p>　?、跒榈玫嚼硐氲凝X面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪齒

41、數(shù)和應不小于40。</p><p>　?、蹫榱藝Ш掀椒€(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車一般不小于6。</p><p>　?、苤鱾鲃颖容^大時，盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。</p><p>　　⑤對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。</p><p>　　根據(jù)以上要求選取=7,=44，+=51〉40</p><

42、p>　　(2)從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數(shù)的選擇</p><p>　　對于單級主減速器，從動錐齒輪的尺寸大小除影響驅動橋殼的離地間隙外，還影響跨置式主動齒輪前支撐架的位置和差速器的安裝等。一般從動錐齒輪的分度圓直徑可以根據(jù)從動錐齒輪上的最大扭矩進行初步選定。</p><p>　　可根據(jù)經驗公式[2]初選，</p><p><b>　?。?.4）

43、</b></p><p>　　式中，——從動錐齒輪大端分度圓直徑 </p><p>　　——直徑系數(shù)，一般取0.23～0.31</p><p>　　——從動錐齒輪的計算轉矩，為Tce和Tcs中的較小者=14744.4 </p><p>　　所以，=（0.23～0.31）=（261.0～352.9）</p><p

44、>　　初選=319 則=/=319/44=7.25</p><p>　　參考[2]表23.4-3中選取8，所以=352</p><p><b>　　根據(jù)式[2]</b></p><p>　　= （1.5）</p><p>　　來校核=8選取的是否合

45、適，其中=（0.061～0.089）</p><p>　　此處，=（0.061～0.089）=（6.942～10.129），因此滿足校核。</p><p>　　(3)主、從動錐齒輪齒面寬和</p><p>　　錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小，這樣不但會減小了齒根圓角半徑，加大了集中應力

46、，還降低了刀具的使用壽命。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。</p><p>　　對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于節(jié)錐的0.33倍，即，而且應滿足，</p><p>　　=177.63 所以=60.21，在此取60</p><p>　　一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大，使其在大齒輪齒面兩端都超出一些，通常小齒輪的齒面寬比大齒輪約大10%，

47、在此取=1.1=66</p><p><b>　　(4)中點螺旋角</b></p><p>　　螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小，弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的，選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大，同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn)，噪聲越低，而且輪齒的強度越高，應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好，

48、但過大，會導致軸向力增大。</p><p>　　輪式裝載機上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°以采用35°較為普遍。</p><p><b>　　(5)螺旋方向</b></p><p>　　從錐齒輪頂端看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、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

49、方向影響其所受的軸向力的方向，當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時針，驅動車輛前進。</p><p><b>　　(6)法向壓力角</b></p><p>　　圓弧錐齒輪的壓力角是以法向截面的壓力角來標志的。加

50、大壓力角可以提高齒輪的強度，減少齒輪不產生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，所以在輕載荷工作的齒輪中一般采用小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低，螺旋齒輪標準壓力角20°，在輪式裝載機上，為了提高輪齒的彎曲強度，一般采用22.5°的壓力角。</p><p>　　1.2.3螺旋錐齒輪的幾何尺寸</p><p>

51、;　　表1.1主傳動器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表</p><p>　　1.2.4主傳動器螺旋錐齒輪的強度計算</p><p>　　在完成主減速器齒輪的幾何計算之后，應對其強度進行計算，以保證其有足夠的強度和壽命以及安全可靠性地工作。驅動橋的齒輪，承受的是交變負荷，其主要損壞形式是疲勞。其表現(xiàn)是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落。在要求使用壽命為20萬千米或以上時，其循環(huán)次數(shù)均以超過材料的耐

52、久疲勞次數(shù)。因此，驅動橋齒輪的許用彎曲應力不超過210.9N／mm.表1.2給出了車輛驅動橋齒輪的許用應力數(shù)值。</p><p>　　表1.2 驅動橋齒輪的許用應力 N／mm</p><p>　　齒輪使用壽命是由齒輪材料，加工精度，熱處理形式及工作條件決定的。交變載荷性質和循環(huán)次數(shù)是齒輪損壞的主要因素。</p><p>　?。?）齒輪彎曲強度

53、按下式[3]計算：</p><p>　　N/ （1.6）</p><p>　　式中：——該齒輪的計算轉矩，</p><p>　　——超載系數(shù)，在此取1.0</p><p>　　——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，</p><p>　　當ｍ時，，在此＝0.749；</p&

54、gt;<p>　　——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用跨置式支承型式時，＝1.00～1.10式支承時取1.10～1.25。支承剛度大時取最小值。</p><p>　　——質量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向</p><p>　　跳動精度高時，可取1.0;</p><p>　　——計算齒輪的齒面寬，mm；</p><p

55、>　　——計算齒輪的齒數(shù)；</p><p>　　——端面模數(shù)，mm；</p><p>　　——計算彎曲應力的綜合系數(shù)（或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)?！　　?lt;/p><p>　　載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對</p><p>　　彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中

56、點端面模數(shù)，今用大</p><p>　　端模數(shù)，而在綜合系數(shù)中進行修正。按圖1.1選取小齒輪的＝0.225，大齒輪＝0.195.</p><p>　　按上式＝357.25 N/< 700 N/</p><p>　　=54.01 N/<700 N/ </p><p>　　所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求。</p>&l

57、t;p>　　圖1.1 彎曲計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　(2) 輪齒的表面接觸強度按下式[3]計算</p><p>　　N/ (1.7)</p><p>　　式中：——主動齒輪的計算轉矩；</p><p>　　——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取27.3/;</p><p>

58、;　　，，——見式(1.6)下的說明；</p><p>　　——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響，在缺乏經驗的情況</p><p><b>　　下，可取1.0；</b></p><p>　　——表面質量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質（如銑齒，磨齒等），即表</p><p>　　面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如鍍

59、銅，磷化處理等）。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取1.0</p><p>　　——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合考慮了嚙合齒面的相</p><p>　　對曲率半徑、載荷作用的位置、輪齒間的載荷分配系數(shù)、有效尺寬及慣性系數(shù)的因素的影響，按圖3-2選取=0.135</p><p>　　按上式=767.5N/〈 1100 N/</p>&l

60、t;p>　　主、從動齒輪的齒面接觸應力相等。所以均滿足要求。</p><p>　　圖1.1、圖1.2參考[1]</p><p>　　圖1.2 接觸計算用綜合系數(shù)</p><p>　　1.2.5 主減速器齒輪的熱處理要求及材料</p><p>　　驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時間長，載荷變

61、化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求：</p><p>　?、倬哂休^高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度；</p><p>　　②輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；</p><p>　

62、?、垆摬牡腻懺?、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產品的質量、縮短制造時間、減少生產成本并將低廢品率；</p><p>　?、苓x擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。</p><p>　　車輛主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi</p><p>　　用滲碳合

63、金鋼制造的齒輪，經過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應達到58～64HRC，而心部硬度較低，當端面模數(shù)〉 8時為29～45HRC。</p><p>　　由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運行初期產生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應用于補償零件的公差尺寸，也不

64、能代替潤滑。</p><p>　　對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達25％。對于滑動速度高的齒輪，為了提高其耐磨性，可以進行滲硫處理。滲硫處理時溫度低，故不引起齒輪變形。滲硫后摩擦系數(shù)可以顯著降低，故即使?jié)櫥瑮l件較差，也會防止齒輪咬死、膠合和擦傷等現(xiàn)象產生。</p><p>　　1.2.6主減速器軸承的計算</p><p>　　主減速器軸承載荷的計算</p&g

65、t;<p>　　(1)作用在主傳動錐齒輪上的力</p><p><b>　?、偾邢蛄</b></p><p>　　從動大錐齒輪上的切向力可按下式[4]計算：</p><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　式中：-----大錐齒輪上常用受載扭矩，由前面計算可知=3

66、310.4 -----大錐齒輪平均分度圓直徑，292.81</p><p>　　所以：22611.2 \* MERGEFORMAT </p><p>　　主動小錐齒輪上的切向力： </p><p>　　所以：P1 = P2=22611.2</p><p><b>　?、谳S向力Q</b></p>

67、;<p>　　a)前進時主動錐齒輪螺旋方向向左，軸旋轉方向為逆時針（從小端看）</p><p>　　=22611.2 (0.0794+0.6915)</p><p><b>　　=17430.98</b></p><p>　　b)前進時從動錐齒輪螺旋方向為右旋，軸為順時針方向轉動</p><p>　　=22

68、611.2(0.4994+0.1100)</p><p><b>　　=13779.27</b></p><p><b>　?、蹚较蛄</b></p><p>　　R1=Q2=13779.27 R2=Q1=17430.98</p><p>　　規(guī)定軸向力離開錐頂方向為正值，反之為負值，徑向力壓

69、向軸線為正值，反之為負值。</p><p>　　(2)軸承的初選及支承反力的確定</p><p>　　輪式裝載機驅動橋中，小錐齒輪采用三點式支承，即布置形式為跨置式，如圖 </p><p>　　圖1.3 主減速器軸承的布置尺寸</p><p>　　根據(jù)軸的結構尺寸，按所選軸承壽命盡可能相等的原則，初選軸承的型號如下：</p>

70、<p>　　軸承A、B為型號相同的圓錐滾子軸承，初選為32308</p><p>　　軸承C為圓柱滾子軸承，初選為N305E</p><p>　　圖中 a=141，b=98，c=43</p><p>　　主動錐齒輪采用三點式支承，從受力特點來看是一靜不定梁，在計算軸承反力時，假定軸承A和軸承B合起來看作是一個點支承，求出總支反力后再分配在軸承A和軸承B

71、上，軸向力Q按圖示方向應由軸承B承受。</p><p>　　軸承A、B、C上的總支反力由下式計算：。</p><p>　　式中：-----小錐齒輪平均分度圓半徑，可用下式進行計算：</p><p><b>　　22.81 </b></p><p>　　把各參數(shù)代入公式得：3516.4220016.17</p>

72、<p>　　(3)軸承壽命的計算</p><p>　?、佥S承A、B的壽命計算</p><p>　　根據(jù)GB/T 297-1994和GB/T 283-1994查得軸承的性能參數(shù)為：</p><p>　　32308 ：99.0,0.31,1.9, </p><p>　　N406： 38.5</p><p>

73、　　派生軸向力：925.37 \* MERGEFORMAT </p><p><b>　　軸承軸向力：</b></p><p>　　因為軸承B被“壓緊”，軸承Ａ“放松”，小錐齒輪所受的軸向力由軸承Ｂ承受，軸承Ａ只受它自身的派生軸向力。</p><p>　　所以A、B軸承的軸向力分別為：</p><p>　　925.37

74、 \* MERGEFORMAT </p><p>　　因為A、B為型號相同的軸承，而軸承B受力較大，所以只計算軸承B的使用壽命。</p><p>　　因為 \* MERGEFORMAT </p><p>　　徑向動載系數(shù)，軸向動載系數(shù)1.07</p><p>　　所以當量動載荷為：21047.87</p><p>

75、　　主動小錐齒輪轉速可用下式進行計算：</p><p>　　式中：-----發(fā)動機標定轉速，由設計任務書可知</p><p>　　----- 一檔時變速箱傳動比3.85 </p><p>　　-----額定工況下液力變矩器的傳動比，=1.25</p><p>　　所以主動小錐齒輪的轉速為：415.58 \* MERGEFORMAT <

76、/p><p>　　軸承壽命可用下式[4]進行計算：</p><p><b>　　（1.9）</b></p><p>　　把各參數(shù)代入公式得：</p><p>　　\* MERGEFORMAT 6992.25</p><p><b>　?、谳S承C的壽命計算</b></p>

77、;<p>　　軸承C為圓柱滾子軸承，它只承受徑向力，其當量動載荷等于徑向力，即20016.17 其壽命為：1354.92 所以符合要求。</p><p><b>　　2.差速器設計</b></p><p>　　差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式

78、。</p><p>　　裝載機在行駛過程中左，右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等，如果驅動橋的左、右車輪剛性連接，則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或滑轉。為防止和改善這些現(xiàn)象，裝載機左、右驅動輪間都裝有輪間差速器，保證驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足了汽車行駛運動學要求。在此次設計中選用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器。</p><p><b>　

79、　2.1差速器的結構</b></p><p>　　在目前輪式裝載機結構上，錐齒輪差速器由于其具有結構簡單、工作平穩(wěn)等優(yōu)點仍被廣泛采用。錐齒輪差速器由動力學所決定的各種工況下，兩驅動輪上的扭矩基本上是平均分配的，這樣的分配比例對于裝載機在作業(yè)時或轉彎時都是滿意的。錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。</p><p>

80、;　　圖2.2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器</p><p>　　1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈；6-行星齒輪； 7-從動齒輪；8-右外殼；9-十字軸；10-螺栓</p><p><b>　　2.2差速器的設計</b></p><p>　　由于在差速器殼裝著主減速器從動齒輪，所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時，應考慮差

81、速器的安裝。差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主動齒輪導向軸承座的限制。</p><p>　　2.2.1差速器參數(shù)的確定</p><p>　　輪式裝載機上大多數(shù)采用直齒錐齒輪差速器，差速器的外殼是安裝在主傳動器的從動齒輪上，確定從動齒輪尺寸時，要考慮差速器的安裝，反過來確定差速器外殼尺寸時，也受到從動齒輪以及主動小齒輪前支承的限制。差速器的大小通常以差速器的球面半徑來表征，

82、球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距，因此它表征了差速器的強度。</p><p>　?。?）行星齒輪數(shù)目的選擇</p><p>　　行星齒輪數(shù)n需根據(jù)承載情況來選擇。通常情況下，轎車：n=2；貨車或越野車：n=4</p><p>　　輪式裝載機上行星齒輪數(shù)目一般為4，在此采用4個行星齒輪。</p><p>　?。?）行星齒輪球面直徑 \* ME

83、RGEFORMAT 的確定</p><p>　　球面直徑 \* MERGEFORMAT 可按如下的經驗公式[3]確定</p><p>　?。?.1） </p><p>　　式中 \* MERGEFORMAT ——球面直徑，mm

84、;</p><p>　　\* MERGEFORMAT ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，可取1.1～1.3，對于有4個行星齒輪的乘用車和商用車取小值，對于有2個行星齒輪的乘用車及4個行星齒輪的越野車和礦用車取大值，</p><p>　　計算出球面直徑為150mm</p><p>　?。?）行星齒輪與半軸齒輪的選擇</p><p>　　為了使齒輪有較高

85、的強度，希望取較大的模數(shù)，但尺寸會增大，于是又要求行星齒輪的齒數(shù) ,Z1應取少些，但Z1一般不少于10。半軸齒輪齒數(shù)Z2在14～25選用。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比Z2/Z1在1.5～2.0的范圍內。 </p><p>　　差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的，在確定這兩種齒輪齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系，應滿足的安裝條件[3]為：</p><p><b&g

86、t;　?。?.2）</b></p><p>　　式中：，——左右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐齒輪差速器來說，=</p><p><b>　　——行星齒輪數(shù)目；</b></p><p><b>　　——任意整數(shù)。</b></p><p>　　在此=10，=18 滿足以上要求。</

87、p><p>　?。?）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定</p><p>　　首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角，</p><p>　　==29.05°,==60.95° </p><p>　　再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數(shù)m </p><p>　　由于強度的要求在此取

88、</p><p>　　得 </p><p>　　\* MERGEFORMAT </p><p><b>　?。?）壓力角α</b></p><p>　　目前，汽車差速齒輪大都采用壓力角為22°30′、齒高系數(shù)為0.8的齒形。某些重型貨車和礦用車采用25°壓力角，以提高齒輪強度。在此選2

89、2.5°的壓力角。</p><p><b>　　（6）齒面寬的確定</b></p><p><b>　　82.5 </b></p><p><b>　　24.75</b></p><p><b>　　取25，取28</b></p>

90、<p>　　2.2.2差速器齒輪的幾何尺寸</p><p>　　表2.1差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸表</p><p>　　2.2.3差速器齒輪的強度計算</p><p>　　差速器齒輪的尺寸受結構限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經常處于嚙合狀態(tài)，只有當轉彎或左右輪行駛不同的路程時，或一側車輪打滑而滑轉時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動。

91、因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度[3]為</p><p>　　= MPa (2.3)</p><p>　　式中：c——差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩，c =0.6; </p><p>　　——差速器的行星齒輪數(shù),在此取4；</p><p>

92、<b>　　——半軸齒輪齒數(shù)；</b></p><p>　　——質量系數(shù)，對于裝載機驅動橋齒輪，當齒輪接觸良好，周節(jié)及徑向</p><p>　　跳動精度高時，可取1.0;</p><p>　　——尺寸系數(shù)，反映材料的不均勻性，與齒輪尺寸和熱處理有關，</p><p>　　當ｍ時，，在此＝0.749；</p>

93、<p>　　——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，＝1.00～1.10</p><p>　　支承剛度大時取最小值。</p><p>　　——計算裝載機差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，由圖2.2可查得=0.256</p><p>　　圖2.2 彎曲計算用綜合系數(shù)J</p><p>　　根據(jù)上式=445.9 MPa 〈82

94、5 MPa</p><p>　　所以，差速器齒輪滿足彎曲強度要求。</p><p>　　2.2.4差速器十字軸直徑的確定</p><p>　　差速器十字行星齒輪軸選用40Cr制成，行星齒輪通過滑動軸承即襯套安裝在十字軸上。十字軸主要受主減速器從動錐齒輪傳來的扭矩而產生的剪切應力。</p><p>　　十字軸直徑d可按下式[5]計算：</

95、p><p><b>　　（2.4）</b></p><p>　　式中：-----差速器總扭矩，==14744.4 =14744400 </p><p>　　-----許用剪切應力，安全系數(shù)取3.5,40Cr的屈服極限</p><p>　　=785 Mpa（淬火回火），所以 =224.29 Mpa </p>&

96、lt;p>　　------行星齒輪數(shù)目，為4</p><p>　　------行星齒輪支承面中點到錐頂?shù)木嚯x，。，是半軸齒輪齒寬中點處的直徑，可按下式計算：</p><p>　　=144=122.4</p><p>　　把以上各參數(shù)代入公式得： =18.49，圓整取d=20</p><p>　　2.2.5差速器齒輪的材料</p&g

97、t;<p>　　差速器齒輪與主傳動器齒輪一樣，基本上都是用滲碳合金鋼制造。目前用于制造差速器錐齒輪的材料為20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo和20CrMo等，由于差速器齒輪輪齒要求的精度較低，所以精鍛差速器齒輪工藝被廣泛應用。</p><p><b>　　3.最終傳動設計</b></p><p>　　最終傳動是傳動系中最后一級減速增扭機

98、構，在本次設計中，最終傳動采用單排內外嚙合行星排傳動，其中太陽輪由半軸驅動為主動件，行星架和車輪輪轂連接為從動件，齒圈與驅動橋橋殼固定連接。此種傳動形式傳動比為1+α（α為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比），可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，可以布置在車輪輪轂內部，而不增加機械的外形尺寸。</p><p>　　為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽輪連同半軸端部完全是浮動的，不加任何支承，此時太陽輪連

99、同半軸端部是靠對稱布置的幾個行星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的。</p><p><b>　　3.1半軸設計</b></p><p>　　半軸是差速器與最終傳動之間傳遞扭矩的實心軸，本次設計中半軸采用全浮式支承方式。半軸一端用花鍵與差速器半軸齒輪連接，由差速器殼支承，另一端用花鍵與最終傳動的太陽輪連接，由行星輪起支承的作用，半軸只傳遞扭矩。</p&

100、gt;<p>　　3.1.1半軸直徑的確定</p><p>　　(1)半軸計算扭矩的確定按式[5]</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　----滾動阻力系數(shù) 0.003 ----附著系數(shù) 0.9</p><p>　　----驅動橋負荷 （120+

101、40） ----輪邊減速傳動比3.667</p><p>　　----動力半徑 0.547</p><p>　　(2)半軸桿部直徑的選擇</p><p>　　桿部直徑d是半軸的主要參數(shù)，可用下式[5]初選：</p><p><b>　　（3.2）</b></p><p>　　式中：--

102、---半軸計算扭矩，公斤·厘米；=7768.8 </p><p>　　-----半軸許用扭轉屈服應力，半軸材料選40Cr，對于40Cr、45鋼和40MnB等材料，材料的扭轉屈服極限都可達8000公斤/厘米²，在保證靜安全系數(shù)在1.3～1.6范圍時，許用應力可取=5000～6200公斤/厘米²，取=418 MPa代入上式得：</p><p>　　=4.56 =4

103、5.6</p><p>　　圓整取=48半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑，以使半軸各部分達到等強度。半軸破壞形式大多是扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大過渡圓角半徑以減小應力集中，提高半軸扭轉疲勞強度。</p><p><b>　　半軸強度驗算</b></p><p>　　全浮式半軸只傳遞扭矩，其扭轉應力τ為：</p>

104、<p>　　將=7768.8 =48代入上式得：</p><p>　　=357.9 Mpa </p><p>　　許用扭轉切應力 =（500～600）Mpa</p><p>　　所以： 強度滿足，半軸直徑確定為48 </p><p>　　3.2行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)及參數(shù)的確定</p><p>

105、;　　3.2.1行星輪數(shù)目的選擇</p><p>　　行星輪數(shù)目取的多，負荷由更多的行星輪來負擔，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，但一般行星輪取3個，因為3點定一個圓位置，實際設計中行星輪數(shù)目一般為3～6個，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制，因為行星輪數(shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會產生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。</p><p>　　本次設計參考同類機型及[2

106、]由任務書輪邊傳動比if=3.667選取行星輪數(shù)目n=3，三行星輪均勻分布。</p><p>　　3.2.2行星排各齒輪參數(shù)的確定及校核</p><p>　　(1)行星排各齒輪齒數(shù)的確定</p><p>　　齒輪齒數(shù)間的關系公式[2]：</p><p><b>　　(3.3)</b></p><p&g

107、t;　　式中：-----最終傳動傳動比，任務書上為3.667 </p><p>　　-----齒圈齒數(shù)，----太陽輪齒數(shù)，----行星輪齒數(shù)</p><p>　　所以行星輪小于太陽輪齒數(shù)，行星輪為最小齒輪。</p><p>　　將 代入裝配條件公式中。</p><p>　　初選24.得出等于16.368，初選為16。</p>

108、<p><b>　　由公式[2] </b></p><p>　　; (3.4) </p><p>　　計算出 \* MERGEFORMAT =20;=52</p><p><b>　　(2)模數(shù)的選擇</b></p><p><b

109、>　　初選模數(shù)為6mm。</b></p><p><b>　　(3)同心條件校核</b></p><p>　　為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等，即zq、zt、zx應滿足下列條件：</p><p>　　將=52，=20，=16 代入公式得：</p><p&g

110、t;　　52-20=216 滿足同心條件</p><p>　　(4)裝配條件的校核</p><p>　　為使行星排各元件上所受徑向力平衡，應使各行星輪均勻分布或對稱分布，即應滿足條件：，為任意整數(shù)。</p><p>　　把各數(shù)據(jù)代入公式得：=24</p><p><b>　　所以滿足裝配條件</b></p>

111、<p>　　(5)相鄰條件的校核</p><p>　　設計行星傳動時，必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙，對于單行星傳動而言，即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和。用公式[4]則可以表示為：</p><p>　　5～8 （3.5）</p><p>　　式中：-----太陽輪與行星輪的中心距</p&g

112、t;<p>　　------因三行星輪均勻分布，所以=120°</p><p>　　-----兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　所以：5～8</b></p><p><b>　　所以相

113、鄰條件滿足。</b></p><p>　　3.2.3齒輪變位系數(shù)及中心距的確定</p><p>　　標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證，但隨著齒輪傳動高速、重載、小型、輕量化等更高的要求，標準齒輪暴露出一些缺點，如小齒輪“短命”，傳動不緊湊，傳動不穩(wěn)定等等，于是就需要采用漸開線非標準齒輪傳動，稱為變位齒輪傳動。齒輪變位能避免根切，提高齒面的接觸強度，提高齒根的彎曲強度，提高齒面

114、的抗膠合和耐磨損能力，配湊中心距，修復舊齒輪等，因此本次設計需進行齒輪變位。</p><p><b>　　確定各輪齒數(shù)</b></p><p>　　由前面計算已知：=52，=20，=16</p><p>　　(1)太陽輪行星輪傳動變位系數(shù)計算（t-x）</p><p><b>　?、傩拚X數(shù)</b>

115、</p><p>　　為提高接觸強度，應按最大嚙合角選擇變位，取嚙合角=20°</p><p><b>　　=20+16=36</b></p><p>　　由[2]圖14-13可查得：=1.2</p><p><b>　　修正行星輪齒數(shù)：</b></p><p>&

116、lt;b>　　而 </b></p><p>　　=1.1+0.2=1.3</p><p>　　所以=16-1.28=14.7取整 =15</p><p><b>　?、诳傋兾幌禂?shù)</b></p><p>　　按=20+15=35在查圖14-13，有=1.08</p><p>　　

117、齒數(shù)比，由圖14-13按曲線查得有</p><p><b>　　=0.53 </b></p><p><b>　?、蹏Ш辖?lt;/b></p><p>　　由[2]圖14-5可查得：0.014904</p><p>　　帶入上式求得：0.037366</p><p>　　再由圖

118、14-5查得：26.8º</p><p>　?、芴栞喰行禽喼行木?lt;/p><p><b>　　未變位中心距 </b></p><p>　　中心距變動系數(shù) 0.923</p><p><b>　　所以實際中心距 </b></p><p>　　(2)行星輪與齒圈傳動變

119、位系數(shù)計算（x-q）</p><p><b>　?、賴Ш辖?lt;/b></p><p><b>　　0.93869</b></p><p>　?、谛行禽喤c齒圈傳中心距</p><p><b>　　未變位中心距 </b></p><p><b>　　

120、中心距變位系數(shù) </b></p><p><b>　　所以實際中心距 </b></p><p><b>　?、劭傋兾幌禂?shù)</b></p><p><b>　　0.078</b></p><p>　　(3)齒頂高降低系數(shù)</p><p><

121、;b>　　1.061</b></p><p>　　3.3行星排各齒輪的幾何尺寸</p><p>　　本次設計的太陽輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進行角度變位。表3.1、表3.2為行星排各齒輪幾何尺寸，表中部分公式參照[4]表12-5和表12-6</p><p>　　表3.1 t-x外嚙合傳動幾何尺寸（長度：mm）</p>&

122、lt;p>　　表3.2 x-q　嚙合傳動幾何尺寸 （長度： mm）</p><p><b>　　注： </b></p><p><b>　　3.4齒輪的校核</b></p><p>　　行星排結構中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算。</p&

123、gt;<p>　　在行星機械中，通常只計算太陽輪與行星輪的強度，齒輪所受圓周力應考慮到幾個行星輪的影響，此時一個行星輪與太陽輪所受的圓周力（為太陽輪扭矩，為太陽輪節(jié)圓半徑，行星輪個數(shù)），在計算時還應考慮到由于幾個行星輪同時和太陽輪嚙合時載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計算公式中引入修正系數(shù)Ω。</p><p>　　3.4.1齒輪材料的選擇</p><p>　　根據(jù)裝載機輪邊

124、減速器行星結構中齒輪的承載能力高，耐磨性好等特點，可選用材料為20CrMnTi，齒輪需進行表面滲碳淬火，滲碳淬火后表面硬度為58-62HRC，芯部硬度為320HBS。齒輪精度一般為7級，其彎曲疲勞許用應力一般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應力一般不大于14000公斤/厘米²（即不大于1372Mpa）。</p><p>　　3.4.2齒輪接觸疲勞強度計算</p><p>　　齒面